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1、手动变速器的初步设计设计规定 本设计的目的是设计一台用于t中型载货汽车上的FR式的手动变速器。根据货车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。根据上述参数,再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等有关知识,计算出有关的变速器参数并论证设计的合理性。采用中间轴式变速器设计流程变速器传动机构的拟定倒档传动方案的拟定档数和传动比的拟定重要零件构造的拟定变速器构造方案的拟定换档构造型式的拟定齿轮型式的拟定中心距的拟定轴向尺寸的拟定变速器重要参数的选择齿轮参数的选择各档传动
2、比及齿轮齿数的拟定齿轮变位系数的选择齿轮弯曲强度的计算齿轮强度计算与材料选择齿轮接触应力的计算拟定轴的构造和尺寸轴的强度的计算与校核变速器轴的校核同步器的构造的选择变速器同步器与操纵机构的设计同步环重要参数的拟定变速器操纵机构的设计具体设计方案一 机械式变速器方案的拟定1变速器传动机构的构造分析与型式选择中间轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用,对例如下表。长处缺陷中间轴式变速器直接档的效率高，磨损及噪音也最小,在齿轮中心距较小的状况下仍然可以获得大的一档传动比。除直接档外其她各档的传动效率有所下降。两轴式变速器省去了中间轴,在一般档位只通过一对齿轮就可以将输入轴的动力传至输出轴，因此传动效率
3、要高某些。任何一档都要通过一对齿轮传动,因此任何一档的传动效率又都不如三轴变速器直接档的传动效率高。 由于设计的汽车采用发动机前置，后轮驱动，因此这里选择中间轴式变速器。下面是几种常用的布置方案。图1 中间轴式六档变速器传动方案以上多种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位,其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档,那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。.倒档传动方案下面是几种常用的倒档布置方案图图1-2变速器倒档传动方案12常用方案方案分析1-2b其长处是换倒挡时运用了中间轴上的一挡齿轮,因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对
4、齿轮同步进入啮合，使换挡困难。1-2c能获得较大的倒挡传动比,缺陷是换挡程序不合理。1-e方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。1-2f方案合用于所有齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充足运用空间，缩短变速器轴向长度。1-2g其缺陷是一档、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂某些。图1-2为常用的倒挡布置方案。上表是对有关常用倒档方案的分析，本设计采用图1-f所示的传动方案。3变速器重要零件构造的方案分析1.齿轮型式斜齿圆柱齿轮有使用寿命长,工作时噪声低等长处；缺陷是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常
5、啮合齿轮数增长,并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是,在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案,因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。.换档构造型式换档构造分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。类型特点直齿滑动齿轮换档直齿滑动齿轮换档构造简朴、紧凑,但换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮初期损坏、滑动花键磨损后易导致脱档、噪声大等,除一档、倒档外很少采用。啮合套换档啮合套换档,齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高齿轮的强度和寿命。结合套换档构造简朴,但还不能完全消除换档冲击,目前在规定不高的档位上常被使用。同步器换档可保证齿轮在换档时不
6、受冲击,同步操纵轻便,缩短换档时间，尚有助于实现操纵自动化。其缺陷是构造复杂，制造精度规定高,轴向尺寸增长，铜质同步环使用寿命短。目前,同步器广泛应用于各式变速器中。 因此本设计采用同步器换挡自动脱档是变速器的重要障碍之一。为解决这个问题,除工艺上采用措施外,在构造上，目前比较有效的方案有如下几种：.将啮合套做得长某些(如图-4a)或者两接合齿的啮合位置错开(图14b)，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩,以制止自动脱档。2将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.0.6mm）,这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住,从而减
7、少自动脱档(图1-5）。3将接合齿的工作面加工成斜齿面,形成倒锥角(一般倾斜200),使接合齿面产生制止自动脱档的轴向力（图1-6)。这种构造方案比较有效，采用较多。 图1-避免自动脱档的构造措此段切薄图1-5 避免自动脱档的构造措施 加工成斜面 图1-6避免自动脱档的构造措施本设计中所选用的是锁环式同步器，该同步器是依托摩擦作用实现同步的。但它可以从构造上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不也许接触,以免齿间冲击和发生噪声。同步器的构造如图1-7所示：图1-7 锁环式同步器l、4同步环；2-同步器齿鼓；3-接合套;5-弹簧；滑块;7止动球;-卡环;9输出轴;10、齿轮二 变速器重要参
8、数的选择与重要零件的设计2.1变速器重要参数的选择1.档数和传动比范畴的拟定近年来，为了减少油耗，变速器的档数有增长的趋势。目前,乘用车一般用45个档位的变速器。本设计也采用5个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、拟定。最大爬坡度规定的变速器档传动比由下式计算 式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； ax-道路最大阻力系数; rr-驱动轮的滚动半径； Temx-发动机最大转矩; i0-主减速比; -汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档传动比为： 式中 G2-汽车满载
9、静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷;-路面的附着系数，计算时取56。中间档的传动比理论上按公比为：的等比数列，事实上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些,此外还要考虑与发动机参数的合理匹配。2中心距的拟定中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A()可根据对已有变速器的记录而得出的经验公式初定: 式中 K A-中心距系数。对轿车，K =8.9.3；对货车,KA =8.9.6;对多档主变速器，K A=9.511；TI ax -变速器处在一档时的输出扭矩:3.轴向尺寸的拟定变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换
10、档机构的布置初步拟定。.齿轮参数的选择(1)齿轮模数第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m 一档直齿轮的模数 mm （2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选用。表1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目 车型 齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.，15,166.5545一般货车 GB136-78规定的原则齿形20200重型车同上低档、倒档齿轮22.5,25小螺旋角根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=（4.58.) mm斜齿 b=（.8.5) mm2.2各档传动比及其齿轮齿数的拟定1.拟定一档齿轮的齿数 一档传动比 为了拟定Z9和Z0的齿数，先
11、求其齿数和: .拟定常啮合齿轮副的齿数 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 由此可得： 3.根据所得的数据再去拟定其她档位的齿数2.3 齿轮变位系数的选择三 变速器齿轮的强度计算与材料的选择31齿轮的强度计算与校核 1.齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 式中，-弯曲应力(MPa）； -一档齿轮10的圆周力 -应力集中系数 -摩擦力影响系数b-齿宽（mm) t-端面齿距（mm） y-齿形系数,在下图中选用齿形系数图当处在一档时，中间轴上的计算扭矩为: （1） 斜齿轮弯曲应力 二档齿轮圆周力: . 齿轮接触应力 式中,-齿轮的接触应力(P); F-齿面上的法向力(N)，; -圆周力在（N）， ； -节点处的压力角（);-齿轮螺旋角(）;E-齿轮材料的弹性模量（MPa);b-齿轮接触的实际宽度,0m；-主
