六擋齒輪變速器設(shè)計畢業(yè)論文

第1章緒論由于有了內(nèi)燃機，汽車才得以誕生。然而，內(nèi)燃機的動力特性表現(xiàn)為低轉(zhuǎn)速時功率小、扭矩低、耗油大。而大功率、高扭矩、低油耗的理想工作狀態(tài)要在中高轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)才能實現(xiàn)。內(nèi)燃機的這種動力和最大的扭矩。而為了提供最大的動力和最大的扭矩，內(nèi)燃機必須在中高速的理想工作狀態(tài)下工作。內(nèi)燃機的特性和汽車的要求產(chǎn)生了矛盾。為了使汽車的要求產(chǎn)生了矛盾。為了使汽車順利起步，必須要減變速，于是變速器出現(xiàn)了。變速器是用于改變發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速不同要求的汽車總成。設(shè)置變速器的目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。因此它的性能直接影響汽車的動力性和經(jīng)濟性。1.1變速器的國內(nèi)外發(fā)展?fàn)顩r及種類變速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。DCT結(jié)合了手變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術(shù)。手動變速器（ManualTransmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級”)。所以說它是有級變速器。世界上最大的手動變速器制造商德ZF公司預(yù)測說，到2012年北美市場出售的汽車中將只有6%是手動擋。歐洲與美國的情況有很大不同。有機構(gòu)預(yù)測，到2013年，歐洲52%的汽車還是手動擋，配備自動手動變速器的將占10%，配備無極變速器的將占2%，配備雙離合器的變速器將占16%。歐洲人崇尚節(jié)能、環(huán)保，喜歡開小型車，更親睞手動變速器的經(jīng)濟性。而在日本變速器市場，CVT的市場份額占據(jù)絕對優(yōu)勢。在我國，據(jù)調(diào)查2007年手動變速器的市場比重為74%，占據(jù)較大市場份額。從2002年到2007年間自動擋變速器市場占有率從9%增長到26%。在中國自動擋變速器的市場是十分樂觀的。同時手動擋變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟性以及駕駛娛樂性也決定了不可替代性。針對中國Gbballnsigh公司的亞洲區(qū)技術(shù)分析師段誠武博士闡述了自己的見解:短期內(nèi)，手動變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動變速器將有更大的增長空間。1.2機械式變速器的特點機械式變速器結(jié)構(gòu)簡單，維修維護(hù)方便，造價低廉，傳動效率較高，工作可靠性強。機械式變速器分為兩軸式和中間軸式。兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動乘用車，中間軸式發(fā)動機前置后輪驅(qū)動和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的中輕型貨車。中間軸式機械效率低，噪聲大。而兩軸式軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點。根據(jù)其發(fā)動機前置前驅(qū)的特點，本設(shè)計采用兩軸式結(jié)構(gòu)形式，以使設(shè)計的變速器結(jié)構(gòu)緊湊、優(yōu)化、操作簡便，并且性價比更高。1.3變速器設(shè)計的基本要求變速器的設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求：1.保證汽車有必要的的動力性和經(jīng)濟性；2.設(shè)置不同擋位，滿足用來調(diào)整與切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸并使汽車能倒退行駛；3.工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋，以及換擋沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)；4.工作效率高，噪聲?。唤Y(jié)構(gòu)簡單、方案合理；5.在滿載及沖擊載荷條件下，使用壽命長。變速器的功用和要求變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性，傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。采用優(yōu)化設(shè)計方法對變速器與主減速器，以及變速器的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側(cè)（或越程接合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側(cè)）等措施，以及其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設(shè)計、工藝水平的關(guān)鍵。隨著汽車技術(shù)的發(fā)展，以及電子控制的自動換擋機構(gòu)等新結(jié)構(gòu)也相繼問世。變速器多采用飛濺潤滑，重型汽車有時強制潤滑第一、二軸軸承等。變速器都裝有單向的通氣閥，以防殼內(nèi)空氣熱脹而漏油及潤滑油氧化。殼底的放油塞多置磁鐵，以吸附油中鐵屑。涉水車需有防水措施。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器提出如下的設(shè)計要求。1.正確的選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，并使之與發(fā)動機參數(shù)及主減速比做優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與燃料經(jīng)濟性。2.設(shè)置空擋，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設(shè)置倒檔，使汽車可以倒退行駛。3.操作簡單、準(zhǔn)確、輕便、迅捷。4.傳動效率高、工作平穩(wěn)、無噪聲或低噪聲。1.4本章主要內(nèi)容本章首先對機械式重型汽車變速器的技術(shù)特點進(jìn)行了介紹，給出了變速器的總體設(shè)計要求，并分別確定了變速器的齒輪形式、換擋形式和倒檔形式，最后確定了變速器的總體結(jié)構(gòu)方案。

第2章數(shù)據(jù)計算2.1總體方案設(shè)計2.1.1汽車參數(shù)的選擇根據(jù)變速器設(shè)計所選擇的汽車基本參數(shù)如下表2.1所示：表2.1設(shè)計基本參數(shù)表發(fā)動機96KW最高車速200Km/h轉(zhuǎn)矩220Nm總質(zhì)量1715Kg轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速1750-3500r/min車輪205/55R16S功率轉(zhuǎn)速5000r/min傳動效率η0.962.1.2變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求對變速器如下基本要求.1.保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2.設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。3.設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。4.設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進(jìn)行功率輸出。5.換擋迅速，省力，方便。6.工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7.變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。2.2傳動機構(gòu)布置方案分析2.2.1固定軸式變速器固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，布置方便。此外，受結(jié)構(gòu)限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計得很大。我們設(shè)計的是乘用車，所以我選擇的是兩軸式的變速器。傳遞方案如圖2.1所示。1-一檔主動齒輪2-一檔從動齒輪3-二檔主動齒輪4-二檔從動齒輪5-三檔主動齒輪6-三檔從動齒輪7-四檔主動齒輪8-四檔從動齒輪9-五檔主動齒輪10-五檔從動齒輪11-六檔主動齒輪12-六檔從動齒輪13-倒檔中間軸齒輪14-倒檔輸出軸齒輪15-倒檔惰輪圖2.1六檔變速器傳動方案簡圖2.2.2倒擋布置方案與前進(jìn)擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案。前者雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋2.3變速器傳動比分配及各檔傳動比確立2.3.1檔位確定增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大。同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當(dāng)屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進(jìn)行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進(jìn)行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。目前轎車一般用4~~5個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4~~5個擋位或多擋。裝載質(zhì)量在2~3.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質(zhì)量在4~8T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。本次設(shè)計選用的是6擋變速器。變速器各擋傳動比的確定由公式2.1進(jìn)行計算：=0.377（2.1）式中：—最高車速—發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速—車輪半徑—變速器最大傳動比—主減速器傳動比已知：最高車速=200km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.75；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14S得到=315.65(mm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速==4850（r/min）；由公式得到主減速器傳動比計算公式：主減速器傳動比=0.377×=0.377×=3.972.3.2確定最大傳動比按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下：1.滿足最大爬坡度根據(jù)汽車行駛方程式2.2（2.2）汽車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡化為（2.3）即，（2.4）式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，前置前驅(qū)車前軸荷占整車質(zhì)量比為0.6=1715×9.8×0.6=100.842N；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=220N.m；—主減速器傳動比，=3.97；—傳動系效率，=0.96—車輪半徑，=0.316m；—滾動阻力系數(shù)，(對瀝青路面μ=0.01~0.02)—爬坡度，取=16.7°將上述數(shù)值代入式（2.4）中=2.1262.滿足附著條件·φ（2.5）在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75代入式（2.5）中即≤=4.233由最大爬坡度和附著條件可得2.126≤≤4.233，所以，初選一檔傳動比為=3.7其他各擋傳動比的確定：按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系：（2.6）式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：，，，，==1.376所以其他各擋傳動比為：=3.7，=2.69，=1.95，=1.42，=1.03，=0.75，=3.75中心距A初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式2.7則：（2.7）式中——按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩直接求出A時的中心距系數(shù)，對轎車取14.5～16.0；對貨車取17.0～19.5。由公式2.7可得：A=A=87.53～96.59mm初選中心距A=90mm。變速器的軸向尺寸變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪形式、換檔機構(gòu)的結(jié)構(gòu)形式等都有直接關(guān)系，設(shè)計初可根據(jù)中心距A的尺寸參數(shù)照下列關(guān)系初選。轎車變速器殼體的軸向尺寸：四檔（2.4~2.8）A五檔（2.7~3.0）A六檔（3.2~3.5）A轎車變速器殼體的軸向尺寸：四檔（3.0~3.4）A軸向尺寸為：（3.2~3.5）A=288~306mm2.4齒輪參數(shù)2.4.1模數(shù)的選取遵循的一般原則：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，增加尺寬；為使質(zhì)量小，增加數(shù)，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù)。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選?。粚ω涇?，減小質(zhì)量比噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)。低擋齒輪應(yīng)選大些的模數(shù)，其他擋位選另一種模數(shù)。少數(shù)情況下汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。如表2.1表2.2模數(shù)選取范圍車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<<14>14模數(shù)/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應(yīng)，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。齒輪的模數(shù)初選為3mm。2.4.2壓力角國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。螺旋角標(biāo)準(zhǔn)齒形螺旋角：20°～30°初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為23°2.4.3齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0；斜齒，取為6.0～8.5；b==（6.0～8.5）3取20；2.4.5齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。2.5各擋齒輪齒數(shù)的分配2.5.1確定一擋齒輪的齒數(shù)一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12~17之間選用，最小為12~14，取=13，一擋齒輪為斜齒輪。一擋傳動比為：（2.8）斜齒（2.9）==55.23取整為56。轎車可以12~17之間選取，取13，則取43則一檔傳動比為=3.31對中心距進(jìn)行修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。==91.25mm（2.10）取整為A=92mm。對一擋齒輪進(jìn)行角度變位：初選一檔=23端面壓力角：tan=tan/cos=tan20/cos（2.11）=21.57°嚙合角：cos=（2.12）=22.80°變位系數(shù)之和（2.13）=0.3049，，由公式2.10計算精確值：A=表2.2漸開線圓柱齒輪基準(zhǔn)齒形GB1356-78基本要素名稱代號標(biāo)準(zhǔn)齒短齒增大齒形角齒形角a20o

20o25o齒頂高系數(shù)

fo1.0

0.81.0徑向間隙系數(shù)c0.25(0.35*)m0.3m0.2m齒根圓角半徑r0.38(0.25*)m0.46m0.35m*考慮到某些工藝要求，徑向間隙允許增大至0.35m，齒根圓角半徑允許減小至0.25m一擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑=3×13/cos24.08°=42.71mm（2.14）=3×43/cos24.08°=141.29mm齒頂高=2.875mm（2.15）=3.54mm式中：=（92-91.25）/3=0.25（2.16）=0.3049-0.25=0.0549（2.17）齒根高=3.715m（2.18）=3.05mm齒全高=6.05mm（2.19）齒頂圓直徑=48.48mm（2.20）=148.37mm齒根圓直徑=34.78mm（2.21）=134.69mm當(dāng)量齒數(shù)=16.66（2.22）=55.12節(jié)圓直徑（2.23）2.5.2確定其他各擋的齒數(shù)1.二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=23°（2.24）（2.25）已知A=92mm=2.69，=3，=23°將以上數(shù)據(jù)代入式（2.24）、（2.25）得：=15.3，=41.15。取整得：=16，=41對二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距由公式2.25得：=92.88mm端面壓力角由公式2.11得：tan=tan/cos=21.58端面嚙合角由公式2.12得：=變位系數(shù)之和由公式2.13得：=-0.0177，=-0.0050，=-0.0127求cos的精確值由公式2.10得：cos=22.99°二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑由公式2.14得：=52.14mm=133.61mm齒頂高由公式2.15得：=3.92mm=3.89mm式中：=-0.311齒根高由公式2.18得：=3.77mm=3.79mm齒全高由公式2.19得：=7.69mm齒頂圓直徑由公式2.20得：=59.98mm=141.39mm齒根圓直徑由公式2.21得：=44.6mm=126.03mm當(dāng)量齒數(shù)由公式2.22得：=20.51=52.55節(jié)圓直徑由公式2.23得：2.計算三檔齒數(shù)及傳動比，初選=24°=1.95（2.26）（2.27）由公式（2.26）、（2.27）得=18.99，=37.04，取整為=19，=37則：對三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木嘤晒?.27得：=91.95mm端面壓力角由公式2.11得：tan=tan/cos=21.72°端面嚙合角由公式2.12得：=變位系數(shù)之和由公式2.13得：=0.0179，=0.0061，=0.0118求的精確值由公式2.10得：=24.01°三擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑由公式2.14得：=62.40mm=121.51mm齒頂高由公式2.15得：=3mm=3.05mm式中：=0齒根高由公式2.18得：=3.73mm=3.71mm齒全高由公式2.19得：=6.73mm齒頂圓直徑由公式2.20得：=68.4mm=127.61mm齒根圓直徑由公式2.21得：=54.94mm=114.09mm當(dāng)量齒數(shù)由公式2.22得：=24.93=48.54節(jié)圓直徑由公式2.23得：3.四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=24°==1.42`（2.28）（2.29）由公式（2.28）、（2.29）得=23.15，=32.88取整=24，=33對四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距由公式2.29得：=93.59mm端面壓力角由公式2.11得：tan=tan/cos=21.72°端面嚙合角由公式2.12得：=變位系數(shù)之和由公式2.13得：=-0.5195，=-0.2183，=-0.3012求螺旋角的精確值由公式2.10得：=23.99°四擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑由公式2.14得：=78.81m=108.36mm==88.59MPa<100～350MPa==177.46MPa<100～350MPa3.3.2輪齒接觸應(yīng)力（3.11）式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；—計算載荷（N.mm）；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；—齒輪材料的彈性模量（MPa）；—齒輪接觸的實際寬度(mm)；、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3.1彈性模量=20.6×104N·mm-2，齒寬=7×4=28mm。表3.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700（1）計算一擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=8.62mm（3.12）=28.51mm（3.13）==1240.1MPa<1900～2000MPa==1208.09MPa<1900～2000MPa（2）計算倒擋齒輪13，14，15的接觸應(yīng)力=8.83mm=13.87mm=28.95mm==1329.47MPa<1900～2000MPa==1292.25MPa<1900～2000MPa==1206.00MPa<1900～2000MPa3.4計算各擋齒輪的受力1.一擋齒輪1，2的受力（3.14）（3.15）（3.16）2.二擋齒輪3，4的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：3.三擋齒輪5，6的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：4.四擋齒輪7，8的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：5.五擋齒輪9、10的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：6.六擋齒輪11、12的受力由公式（3.14）、（3.15）、（3.16）得：7.倒擋齒輪11，12的受力由公式（3.14）、（3.15）得：=811.26N.m,=209.09N.m3.4本章小結(jié)本章分析了齒輪的損壞形式，并對齒輪進(jìn)行了校核。經(jīng)校核齒輪均能達(dá)到設(shè)計要求。

第4章軸及軸上支承的校核4.1軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。4.2軸的強度計算4.2.1初選軸的直徑已知變速器中心距=92mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對第一軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選（4.1）式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。輸入軸花鍵部分直徑=24.14~27.76mm取26mm；第二軸軸最大直徑=41.4~55.2mm取50mm；輸入軸最大直徑=41.4~55.2mm取=46mm輸出軸：；輸入軸：第一軸兩端支撐的長度為L=424中間支撐到輸入端的距離為L1=197，中間支撐到輸出端的距離為L2=227，輸出軸與輸入軸支撐距離相同。4.2.2軸的強度驗算軸的剛度驗算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（4.2）、（4.3）、（4.4）計算（4.2）（4.3）（4.4）式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；—齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；—彈性模量（MPa），=2.06×105MPa；—慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；—支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。aabLδFr圖4.1水平面撓度（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計算（2）二軸的剛度一檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.034mm=0.087=-0.00021rad0.002rad二檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm，mm。=0.033mm=0.0859=-0.000022rad0.002rad三檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.049mm=0.26=0.00027rad0.002rad四檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.031mm=0.078=0.00048rad0.002rad倒檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.0159mm=0.0437=-0.00044rad0.002rad（3）一軸剛度aabLδFr圖4.2一軸剛度一檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mm，mm。=0.031mm=0.079=0.00022rad0.002rad四檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.0133mm=0.0335=0.00009rad0.002rad五檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.0034mm=0.0088=0.0001rad0.002rad倒檔時由公式（4.2）、（4.3）、（4.4）得N，N，mm，，mmmm。=0.013mm=0.035=-0.00045rad0.002rad4.2.3軸的強度計算一軸的強度校核，一檔時撓度最大，最危險，因此校核。1.求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=(4.5)(4.6)Fr1Fa1RVARVBRHAFr1Fa1RVARVBRHARHBRHARHBFt1CL1L2LFr1MRVARVBFt1MHC=906880NmmMHC=81131.28NmmMHC=482424.73NmmT1=209090Nmm圖4.3一軸的強度校核2.求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩+=（4.7）（4.8）由式（4.7）、（4.8）可得=401.64N，=5367.73N，=81131.28N.mm，=482424.73N.mm按第三強度理論得：N.m（4.9）（4.10）3.二軸強度校核4.求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、++=（4.11）+（4.12）由以上兩式可得=-4558.33N，=13692.32N，=-131621.78N.mm，=354288.78N.mm5.求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+（4.12）（4.13）由以上兩式可得=2206.16N，=5896.61N，=152574.78N.mm，=63702.87N.mm，=223021.10N.mm按第三強度理論由式（4.14）、(4.15)得：N.m（4.14）N.m（4.15）Fa2FFa2Fr2Ft2RVARVBRHARHBFr12RHARHBFt2Ft12Ft12CDL1L2L3LFr12Fr2MRVARVBMHC=131621.78NmmMHD=354288.78NmmMVC左=152574.78NmmMVC左=63702.87NmmMVD=223021.10NmmT2=657300Nmm圖4.4二軸強度校核4.3軸承及軸承校核1.軸及軸承的校核①由于工作轉(zhuǎn)速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號為30208，正裝。②一檔時傳遞的軸向力最大，N.m③求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=（4.16）（4.17）由以上兩式可得=10575.896N，=4116.98N，=950508.66N.mm④求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=（4.18）（4.19）由式（4.18）、（4.19）可得=345.86N，=5423.51N，=79850.43N.mm，=481203.67N.mm按第三強度理論由式（4.9）、（4.10）得：N.m因此軸的強度足夠。⑤校核軸承壽命（1）求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=Ft9（4.20）（4.21）由以上兩式可得=10575.896N，=4116.98N，=950508.66N.mm（2）內(nèi)部附加力、，由機械設(shè)計手冊查得Y=1.6（4.22）（3）軸向力和由于所以軸承2被放松，軸承1被壓緊（4）求當(dāng)量動載荷查機械設(shè)計課程設(shè)計得徑向當(dāng)量動載荷（4.23）（5）校核軸承壽命預(yù)期壽命（4.24）為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。（4.25）=64074.69h＞=24000h合格①由于工作轉(zhuǎn)速和軸頸的要求，初選一軸軸承型號為30207，正裝。②一檔時傳遞的軸向力最大，N.mm③求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、++=（4.26）（4.27）由以上兩式可得=1712.82N，=-10821.76N，=49457.67N.mm，=-940140.4N.mm④求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、、、+=（4.28）（4.29）由式（4.26）、（4.27）可得=3897.8N，=4639.09N，=96849.06N.mm，=273410.67N.mm，=580319N.mm，=450256.62N.mm按第三強度理論式（4.9）、（4.10）得：N.mmN.mm因此軸的強度足夠。⑤校核軸承壽命（1）求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、由式（4.24）、（4.25）得：++==1712.82N，=-10821.76N（2）內(nèi)部附加力、，由機械設(shè)計手冊查得Y=1.6。由式(4.22)得：（3）軸向力和由于所以軸承4被放松，軸承3被壓緊（4）求當(dāng)量動載荷查機械設(shè)計課程設(shè)計得徑向當(dāng)量動載荷由式（4.23）得：（5）校核軸承壽命預(yù)期壽命由式（4.24）得：=77062.43h＞=24000h合格4.4本章小結(jié)本章分析了軸的損壞形式，并對軸進(jìn)行了校核。經(jīng)校核各軸均能達(dá)到設(shè)計要求。

第5章?lián)Q檔機構(gòu)設(shè)計變速器操縱機構(gòu)由變速桿，撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒檔安全裝置等組合于變速器蓋上，應(yīng)結(jié)構(gòu)簡單，操縱輕便，檔位清晰，變速桿的換檔位置合理，掛檔準(zhǔn)確，迅速，安全可靠，按工作原理，變速器操縱機構(gòu)除常用的機械式外沿有液壓式，氣動式，電控式以及它們之間的組合；按變速桿相對于變速器的位置，機械式的又分為直接操縱與遠(yuǎn)距離操縱；按檔位變換方式，通常是嚴(yán)格按檔位次序換檔而不用經(jīng)過中間檔，自動操縱機構(gòu)主要用于液力-機械傳動，近年來也出現(xiàn)了用微型計算機控制使機械有級變速器實現(xiàn)自動操縱或半自動操縱的車型。為了簡化結(jié)構(gòu)和降低制造成本，可采用半自動操縱，后者將常用檔位的變換實現(xiàn)自動化，而不常用的檔位變換則采用指令操縱。指令可以減輕勞動，這時司機通過按下相應(yīng)的指令操縱鈕給出檔位變換的指令，再由液壓泵或電動機等其他動力完成操縱。而勿需司機動手換檔。預(yù)選操縱使司機可預(yù)先選擇檔位，但需要接著踩下專門的踏板，才能自行掛上所選擇的檔位。5.1變速器操縱形式5.1.1直接操縱手動換擋變速器當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來，單軌式操縱機構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構(gòu)簡化，但它要求各擋換擋行程相等。5.1.2遠(yuǎn)距離操縱手動換擋變速器平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制變速器距駕駛員座位較遠(yuǎn)，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn)換機構(gòu)才能完成換擋功能。這種手動換擋變速器稱為遠(yuǎn)距離操縱手動換擋變速器。圖5.1示出遠(yuǎn)距離操縱手動換擋變速器的工作原理簡圖。這時要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，且各連接件之間間隙不能過大，否則換擋手感不明顯，并增加了變速桿顫動的可能性。此時，變速桿支座應(yīng)固定在受車架變形、汽車振動影響較小的地方，最好將換擋傳動機構(gòu)、發(fā)動機、離合器、變速器連成一體，以避免對操縱有不利影響。根據(jù)直接操縱手動換擋方案的優(yōu)點，選用直接操縱手動換擋方案。5.2變速桿的布置近距離操縱一般采用傳統(tǒng)的布置方法，將變速桿安裝在變速器蓋上，由駕駛室底板伸出，布置在駕駛員座椅旁邊。圖5.1遠(yuǎn)距離操縱手動換擋變速器工作原理簡圖圖5.2檔位布置形式變速桿有兩向常見安裝方法：一種是從蓋子上面裝進(jìn)去的，如圖（8-2a）；別一種是從蓋的下面裝進(jìn)去的，如（8-2b）。無論哪一種形式，桿上都有一個球頭，蓋上有一個球形支承，并有定位彈簧予以定位，為了防止變速桿轉(zhuǎn)動，在蓋的球支承處裝有因定銷，桿的球頭上銑有直槽。銷子的位置應(yīng)在球的中心線上，這樣才能允許變速桿左右搖動，又能前后擺動。如圖5.3所示。圖5.3變速桿結(jié)構(gòu)5.3鎖止裝置5.3.1互鎖裝置互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速桿叉軸互被鎖住，互銷裝置的結(jié)構(gòu)主要有以下幾種：1、互鎖銷式，圖5.4是汽車上用得最廣泛的一種機構(gòu)。在相鄰兩變速器叉軸之間各有個互鎖銷2其長度為L2?；ユi銷的兩端可以進(jìn)入相信變速叉軸的側(cè)面凹臼內(nèi)，以鎖住這個變速叉軸。凹臼深度為H。中間一個變速叉軸的兩側(cè)都有互鎖凹臼，而且是相互對著的，在此變速叉軸內(nèi)有通孔把兩個凹臼連通?？變?nèi)裝有一個頂銷1其長度為L1。如變速器叉軸直徑為D，變速叉軸的中心距為A，則彼此間存在著如下的關(guān)系：L1=D-HL2=A-D+H圖5.4鎖裝置、擺動鎖塊式互鎖裝置從上面的尺寸可以看出，每當(dāng)由空檔位置失去任一根變速叉軸時，其它兩根變速叉軸即被鎖止在空檔位置。從而避免同時掛上兩個工作檔。有的變速器用一個或兩個鋼球互鎖，稱為鎖球式。其作用原理與互鎖銷式相同。1.擺動鎖塊式圖5.5為擺動鎖塊式互鎖裝置工作示意圖。鎖塊用同心軸螺釘安裝在蓋體上，并可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動。變速桿頭置于鎖塊槽內(nèi)，選檔時變速桿擺動鎖塊選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A擋住其他兩個變速器叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩個檔。2.轉(zhuǎn)動鎖環(huán)式圖5.6為與上述鎖塊機構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動鎖環(huán)式互鎖裝置。變速桿桿頭置于鎖環(huán)中，鎖環(huán)板可繞軸轉(zhuǎn)動。選檔時變速桿轉(zhuǎn)動鎖環(huán)板選人某一變速叉軸槽內(nèi)，此時，鎖環(huán)板的一個或兩個鉗爪擋住其它兩個變速叉軸，保證互鎖作用。上海sHl30型貨車的變速器互鎖裝置就采用選種型式。3.三向鎖銷式圖5.2為三向鎖銷式互鎖裝置。左右兩塊鎖塊各與兩個檔的變速叉相連。每個鎖板可繞4軸轉(zhuǎn)動。當(dāng)換入一檔時由于三向鎖銷的作用，其它兩鎖板不能轉(zhuǎn)動，實現(xiàn)互鎖。5.3.2自鎖裝置自鎖裝置(或稱定位裝置)(圖5.4)的作用是定位，防止因汽車振動或有小的軸向力作用而致脫檔，保證嚙合齒輪以全齒長進(jìn)行嚙合，并使駕駛員有換人檔位的感覺。定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球(或鎖銷)壓人變速叉軸的凹臼中實現(xiàn)的(也可以通過鎖撥叉或扇形輪來達(dá)到)。變速叉軸凹臼同的距離是由掛檔時齒輪移動的距離來確定的。當(dāng)鋼球落在凹臼中時，中型貨車的彈簧壓力一般有100～150N，推動變速叉軸的力(包括軸向摩擦阻力等)約為200～250N。重型貨車可達(dá)300～400N。5.2.3倒檔鎖裝置在汽車行駛過程中，為了防止誤掛倒檔，以致造成安壘事故和損壞傳動系，在操縱機梅中都設(shè)有倒檔鎖或倒檔安全裝置。圖5.2四檔變速器的變速桿和倒捎鎖裝置。圖中7、8兩個變速叉軸分別控制四個前進(jìn)檔，變速叉軸6單獨控制倒檔。由于裝在變速桿下端的一個彎板5正好頂住倒檔撥口上的一個檔塊，所以平時變速桿不可能進(jìn)入倒檔撥口，只有在掛倒檔時，提起提手l使彎板5上移，與檔塊錯開后，變速桿才能進(jìn)入倒檔撥口。彈簧4經(jīng)常把彎板5壓在鎖止位置，以保證變速桿平時不能進(jìn)人倒檔撥口。圖5.3為倒檔安全裝置。通常裝在變速器蓋上，當(dāng)變速桿頭接觸安全裝置開始換倒檔時，由于彈簧戒定位鋼球的作用，阻力很大，使駕駛員產(chǎn)生明顯的手感。圉8—11b所示裝置比-為好。吲換倒檔時首先要克服定位鋼球的阻力，然后再克服彈簧阻力，阻力先大后小(彈簧阻力較小)，手感比較明顯，叉便于操縱?；蛘咧挥袖撉?，克服鋼球阻力后，手感力消失，換檔輕便。圖8一11b所示裝置只有彈簧阻力，阻力先小后大。開始時手感不明顯，纛掛倒檔時彈簧阻力又很大，不便于操縱。圖5.5倒檔鎖圖5.6倒檔安全裝置5.4鎖環(huán)式同步器5.4.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)如圖5.7所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán)1或4上的齒輪和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來換檔的零件保持在中立位置上?；瑝K兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的尺寸要比滑塊寬一個接合齒。1、4—鎖環(huán)2—滑塊3—彈簧圈5、8—齒輪6—嚙合套座7—嚙合套圖5.7鎖環(huán)式同步器5.4.2鎖環(huán)式同步器工作原理換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合、齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并由滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖5.8a）,使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止?fàn)顟B(tài)，換擋的第一階段工作至此已完成。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成了換擋過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，嚙合套上的接合齒在換擋力作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合(圖5.8b)完成同步換擋。鎖環(huán)式同步器有工作可靠，零件耐用等優(yōu)點，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。a)同步器鎖止位置b)同步器換擋位置1—鎖環(huán)2—嚙合套3—嚙合套上的接合齒4—滑塊圖5.8鎖環(huán)式同步器工作原理5.4.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定1.接近尺寸b，同步器換擋第一階段中間，在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離b（圖5.9），稱為接近尺寸。尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.2～0.3mm。2.分度尺寸a，滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距a（圖5.9），稱為分度尺寸。尺寸a應(yīng)等于1/4接合齒齒距。尺寸a和b是保證同步器處于正確鎖止位置的重要尺寸，應(yīng)予以控制。3.滑塊轉(zhuǎn)動距離c，（圖5.10）滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動距離c影響分度尺寸a?；瑝K寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離c與缺口寬度尺寸E之間的關(guān)系如下E=d+2c（5.1）1—嚙合套接合齒2—滑塊3—鎖環(huán)4—齒輪接合齒圖5.9接近尺寸和分度尺寸滑塊轉(zhuǎn)動距離c與接合齒齒距t的關(guān)系如下c（5.2）式中，為滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）；為接合齒分度圓半徑。1—嚙合套2—鎖環(huán)3—滑塊4—鎖環(huán)缺口圖5.10滑塊轉(zhuǎn)動距離圖5.11滑塊端隙4.滑塊端隙δ1滑塊端隙δ1系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，如圖5.11所示，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙為δ2，要求δ2>δ1。若δ2<δ1,則換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸b<0,此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證b>0,應(yīng)使δ2>δ1，通常取δ1=0.5mm左右。鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙δ3（圖5.11），并可稱之為后備行程。預(yù)留后備行程δ3的原因是鎖環(huán)的摩擦面會因摩擦而磨損，并在接下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導(dǎo)致間隙δ3逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達(dá)到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設(shè)計不當(dāng)而影響同步器壽命。一般應(yīng)取δ3=1.2～2.0mm。δ3在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在0.2～0.5mm。5.主要參數(shù)的確定摩擦因數(shù)f汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數(shù)減小，這就為設(shè)計工作帶來困難。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤滑油種類和溫度等因數(shù)有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。摩擦因數(shù)f對換檔齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大，則換檔省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。6.同步環(huán)主要尺寸的確定（1）錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tane≥f。一般取=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°市就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本設(shè)計取=7°。（2）摩擦錐面平均半徑設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后還會影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將取大些。（3）錐面工作長度縮短錐面長度，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。（4）同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結(jié)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料，鑄造時選用鋁黃銅等材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內(nèi)，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。7.鎖止角β鎖止角β選取得正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔。影響鎖止角β選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°～42°。5.5本章小結(jié)本章主要設(shè)計換檔機構(gòu)，包括變速器操縱形式為手動機械式換檔機構(gòu)，對變速桿進(jìn)行了設(shè)計，并設(shè)計了自鎖互鎖倒檔鎖等裝置。并對同步器進(jìn)行了設(shè)計。

結(jié)論變速器是完成傳動系任務(wù)的重要部件。也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。本設(shè)計依據(jù)任務(wù)書中給定的發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度相關(guān)參數(shù)匹配，設(shè)計兩軸式機械變速器。特點是其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且最抵擋外其他各擋的傳動效率高、噪聲低，兩軸式變速器結(jié)構(gòu)發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目。本設(shè)計采用斜齒輪，因為斜齒比直齒有更長的壽命、更低的噪聲。著重對變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)、軸的結(jié)構(gòu)尺寸等進(jìn)行設(shè)計計算，考慮到軸荷等因素影響，增加了中間支撐，并把同步器分別放在兩個軸上，使軸上受力較均勻，避免某一處載荷過大而影響變速器使用壽命。同時對各結(jié)構(gòu)件進(jìn)行分析設(shè)計、改進(jìn)，合理布置各部分總成，以達(dá)到良好的性能。

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致謝時光飛逝，轉(zhuǎn)眼就要離開我學(xué)習(xí)和生活的母?！邶埥こ虒W(xué)院，離開培養(yǎng)我的各位領(lǐng)導(dǎo)和老師。在此，首先要感謝指導(dǎo)我完成這次畢業(yè)設(shè)計的鮑宇老師，感謝他一直以來對我的辛勤教導(dǎo)，感謝鮑老師在畢業(yè)設(shè)計期間隨時對我提出的問題進(jìn)行解答，細(xì)心的指導(dǎo)，嚴(yán)格的要求才使我的畢業(yè)設(shè)計能順利完成。另外，感謝在設(shè)計變速器的結(jié)構(gòu)、傳動布置方案期間給予我大力幫助的老師們。感謝我們系的各位領(lǐng)導(dǎo)和老師，感謝你們對我的培養(yǎng)和教誨，同時祝愿我們汽車與交通工程學(xué)院越來越好?；贑8051F單片機直流電動機反饋控制系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機的嵌入式Web服務(wù)器的研究MOTOROLA單片機MC68HC（8）05PV8/A內(nèi)嵌EEPROM的工藝和制程方法及對良率的影響研究基于模糊控制的電阻釬焊單片機溫度控制系統(tǒng)的研制基于MCS-51系列單片機的通用控制模塊的研究基于單片機實現(xiàn)的供暖系統(tǒng)最佳啟停自校正（STR）調(diào)節(jié)器單片機控制的二級倒立擺系統(tǒng)的研究基于增強型51系列單片機的TCP/IP協(xié)議棧的實現(xiàn)基于單片機的蓄電池自動監(jiān)測系統(tǒng)基于32位嵌入式單片機系統(tǒng)的圖像采集與處理技術(shù)的研究基于單片機的作物營養(yǎng)診斷專家系統(tǒng)的研究基于單片機的交流伺服電機運動控制系統(tǒng)研究與開發(fā)基于單片機的泵管內(nèi)壁硬度測試儀的研制基于單片機的自動找平控制系統(tǒng)研究基于C8051F040單片機的嵌入式系統(tǒng)開發(fā)基于單片機的液壓動力系統(tǒng)狀態(tài)監(jiān)測儀開發(fā)模糊Smith智能控制方法的研究及其單片機實現(xiàn)一種基于單片機的軸快流CO〈,2〉激光器的手持控制面板的研制基于雙單片機沖床數(shù)控系統(tǒng)的研究基于CYGNAL單片機的在線間歇式濁度儀的研制基于單片機的噴油泵試驗臺控制器的研制基于單片機的軟起動器的研究和設(shè)計基于單片機控制的高速快走絲電火花線切割機床短循環(huán)走絲方式研究基于單片機的機電產(chǎn)品控制系統(tǒng)開發(fā)基于PIC單片機的智能手機充電器基于單片機的實時內(nèi)核設(shè)計及其應(yīng)用研究基于單片機的遠(yuǎn)程抄表系統(tǒng)的設(shè)計與研究基于單片機的煙氣二氧化硫濃度檢測儀的研制基于微型光譜儀的單片機系統(tǒng)單片機系統(tǒng)軟件構(gòu)件開發(fā)的技術(shù)研究基于單片機的液體點滴速度自動檢測儀的研制基于單片機系統(tǒng)的多功能溫度測量儀的研制基于PIC單片機的電能采集終端的設(shè)計和應(yīng)用基于單片機的光纖光柵解調(diào)儀的研制氣壓式線性摩擦焊機單片機控制系統(tǒng)的研制基于單片機的數(shù)字磁通門傳感器基于單片機的旋轉(zhuǎn)變壓器-數(shù)字轉(zhuǎn)換器的研究基于單片機的光纖Bragg光柵解調(diào)系統(tǒng)的研究單片機控制的便攜式多功能乳腺治療儀的研制基于C8051F020單片機的多生理信號檢測儀基于單片機的電機運動控制系統(tǒng)設(shè)計Pico專用單片機核的可測性設(shè)計研究基于MCS-51單片機的熱量計基于雙單片機的智能遙測微型氣象站MCS-51單片機構(gòu)建機器人的實踐研究基于單片機的輪軌力檢測基于單片機的GPS定位儀的研究與實現(xiàn)基于單片機的電液伺服控制系統(tǒng)用于單片機系統(tǒng)的MMC卡文件系統(tǒng)研制基于單片機的時控和計數(shù)系統(tǒng)性能優(yōu)化的研究基于單片機和CPLD的粗光柵位移測量系統(tǒng)研究單片機控制的后備式方波UPS提升高職學(xué)生單片機應(yīng)用能力的探究基于單片機控制的自動低頻減載裝置研究基于單片機控制的水下焊接電源的研究基于單片機的多通道數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)基于uPSD3234單片機的氚表面污染測量儀的研制基于單片機的紅外測油儀的研究96系列單片機仿真器研究與設(shè)計基于單片機的單晶金剛石刀具刃磨設(shè)備的數(shù)控改造基于單片機的溫度智能控制系統(tǒng)的設(shè)計與實現(xiàn)基于MSP430單片機的電梯門機控制器的研制基于單片機的氣體測漏儀的研究基于三菱M16C/6N系列單片機的CAN/USB協(xié)議轉(zhuǎn)換器基于單片機和DSP的變壓器油色譜在線監(jiān)測技術(shù)研究基于單片機的膛壁溫度報警系統(tǒng)設(shè)計基于AVR單片機的低壓無功補償控制器的設(shè)計基于單片機船舶電力推進(jìn)電機監(jiān)測系統(tǒng)基于單片機網(wǎng)絡(luò)的振動信號的采集系統(tǒng)基于單片機的大容量數(shù)據(jù)存儲技術(shù)的應(yīng)用研究基于單片機的疊圖機研究與教學(xué)方法實踐基于單片機嵌入式Web服務(wù)器技術(shù)的研究及實現(xiàn)基于AT89S52單片機的通用數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)