本 科 畢 業(yè) 設 計題目 汽車手動三軸五檔變速器設計 系 別專 業(yè)學 生 姓 名學 號指 導 教 師職 稱摘 要變速器是汽車傳動系統(tǒng)中至關重要的部分，它設計的直接影響到汽車的經濟性、動力性和駕乘舒適性等。本文闡述了汽車的設計和驗證的主傳動的設計和計算過程，可分為兩個部分。本設計介紹汽車手動變速器的作用和要求，同時還說明了變速器各種傳動結構方案的對比。設計說明主要參數的確定方法，齒輪計算和校核，軸上尺寸確定和校核，對同步器的選擇方法。同時，分析和設計了相應的機構，最后畫出變速器的圖紙。關鍵詞：手動變速器； 齒輪； 軸； 同步器ABSTRACTTransmission is a vital part of the automobile transmission, which directly affect the design of the car's economy, power and ride comfort, etc. This paper describes the design and calculation of automotive design and verification of the main drive can be divided into two parts.This design describes the role and requirements of the automotive manual transmission, but also shows the comparison of various transmission structure transmission scheme. Design description method for determining the main parameters, calculate and check gear, shaft size determination and verification of the synchronizer selection method. Meanwhile, the analysis and design of the appropriate agencies, and finally draw the transmission of drawings.Key words:manual transmission; gear; axle; synchronizer目 錄1 前言 11.1 本次設計的目的及意義 11.2 汽車變速器的現(xiàn)狀 11.3 變速器設計的主要問題 12 變速器的設計方案 12.1 設計任務和內容 12.2 變速器的功用和要求 12.3 變速器傳動機構的選擇 22.3.1 倒檔的方案選擇 22.4 變速器主要零件的結構分析 32.4.1 確定齒輪型式 32.4.2 換擋結構型式 32.5 傳動方案的確定 33 變速器主要參數的選擇與齒輪設計 43.1 變速器主要參數的選擇 43.1.1 變速器檔位數和傳動比 43.1.2 中心距的確定 53.2 變位齒輪的變位計算（采用高度變位圓柱直齒輪） 84 齒輪的強度計算與材料的選擇 .104.1 齒輪的強度計算和校核 .104.1.1 齒輪彎曲強度計算 .104.1.2 齒輪材料接觸應力 .115 軸的設計 .135.1 初選軸的直徑 .135.2 軸的校核 .135.2.1 第一軸的強度和剛度校核 .145.2.2 第二軸的強度與剛度校核 .146 同步器與操縱機構的結構設計 .166.1 步器結構設計 .166.2 同步環(huán)主要參數的確定 .176.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 .176.2.2 錐面半錐角 .17?6.2.3 摩擦錐面平均半徑 R176.2.4 錐面工作長度 b176.2.5 同步環(huán)徑向厚度 .176.2.6 鎖止角 β.176.2.7 同步時間 t176.3 變速器的操縱機構 .187 結論 .19參考文獻.20致 謝.21中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計11 前言1.1 本次設計的目的及意義在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，對我國的汽車工業(yè)及機遇，也是挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)快速的發(fā)展，如何設計出既經濟實惠，又性能優(yōu)良，并且符合我國情的汽車已經成為至關重要的問題了。1.2 汽車變速器的現(xiàn)狀當前世界上的變速器手動變速器（MT）既經濟性好而且娛樂性強同時節(jié)能效果好，但駕駛者技術要求高；自動變速器（AT）節(jié)能較差，但駕駛操作簡單和較舒適；手自一體變速器（AMT）有手動變速器（MT）和自動變速器（AT）的所有優(yōu)點，不足之處是是換擋時會短暫的中斷，導致舒適性較差；無級變速器(CVT)結構簡單、效率高、功率高等優(yōu)點，換擋時車速變化平穩(wěn)，但傳動帶易壞，而且不能承受大的載荷；雙離合變速器（DCT）結合了手動變速器（MT）油耗低和自動變速器（AT）良好的舒適性，它是有傳統(tǒng)的手動變速器轉變而來，它是變速器的最高技術。1.3 變速器設計的主要問題1）目前汽車變速器發(fā)展中至關重要問題是如何設計出既節(jié)能環(huán)保又經濟的汽車變速器。2）自動變速器由于它操作簡單方便，得到發(fā)展非常迅速，但也降低了駕駛的樂趣。因此，在不減少駕車樂趣的同時，還可以使操作更方便，是變速器設計的一個發(fā)展方向。3）設計出結構簡單、有高效傳動、而且汽車換擋平穩(wěn)以及良好的舒適性是變速器設計難以攻克的難關。2 變速器的設計方案2.1 設計任務和內容此設計的任務是設計轎車的三軸五檔變速器，用東風風神變速器的主要參數。要求完成三軸五檔變速器的設計、計算和繪圖。2.2 變速器的功用和要求變速器既能改變輸出軸與輸入軸的傳動比，又能使汽車實現(xiàn)倒退和重新啟動，同時防止汽車滑行和停車時使發(fā)動機與傳動系統(tǒng)分離；必要時還應有動力輸出功能。為了變速器傳輸性能好，應提出如下設計要求。中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計21) 保證較高的動力性和經濟性。工作可靠，操縱方便。2) 設置空擋，必要時使發(fā)動機和傳輸系統(tǒng)分離；設置倒檔，使汽車能倒車。3) 體積和重量小。傳動效率高、噪聲小。4) 進行零件的標準化，通用的傳輸和系列設計組件，應符合相關標準和法規(guī)。5) 滿足設計動力輸出裝置。2.3 變速器傳動機構的選擇東風風神是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用三軸式變速器。2.3.1 倒檔的方案選擇倒檔結構方案有以下幾種：圖 2-1a 方案是在前進檔的傳動中，增加一個傳動，使結構簡單，但齒輪受交替變化的彎曲應力。圖 2-1b 方案是在換倒檔時使用中間軸上一檔的齒輪，于是縮小了中間軸的長度。但要兩對齒輪同時嚙合，換擋較困難。圖 2-1c 方案可有較高的傳動比，缺點是換擋不合理。圖 2-1d 方案針對前者的缺點進行了變動，常出現(xiàn)在貨車變速器中。圖 2-1e 方案是將中間軸上的一與倒檔齒輪變成一體，使其齒寬增寬。圖 2-1f 方案適用于全部齒輪副都為常嚙合齒輪，換擋輕便。圖 2-1g 方案。由于倒擋須用一根變速器撥叉軸，使操縱機構較復雜。因此，本次用圖 2-1f 所示方案的倒檔換擋方式。圖 2-1 倒擋的結構簡圖中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計32.4 變速器主要零件的結構分析2.4.1 確定齒輪型式有級變速器結構的趨向于是多個常嚙合齒輪副，于是用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪的較長得使用壽命，較低的噪音等優(yōu)點；其缺點使制造過程變得復雜，和工作受軸向力。變速器的常嚙合齒輪都用斜齒圓柱齒輪，盡管會使常嚙合齒輪數有所變多，并使變速器的轉動慣量變大。直齒圓柱齒輪限用于低速擋與倒檔中。于是其他齒輪都用斜齒輪傳動。2.4.2 換擋結構型式目前，大部分汽車中的變速器都使用同步器來換擋。選用同步器換擋時可使齒輪在換擋時不受力，并且齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱便捷，縮小換檔時間，于是汽車的加速性、經濟性與駕駛安全性都有所提高。其缺點結構較復雜與精度要求較高，軸向尺寸變大，且銅質同步環(huán)的使用壽命短。大多數汽車變速器都采用同步器。2.5 傳動方案的確定通過分析和傳輸類型的選擇，傳動方案和結構方案的主要部分，并根據設計任務和要求傳輸如圖 2-5 所示是最后決定。其傳動路線：1 檔：一軸—1—2—中間軸—10—9—9、11 間同步器—二軸—輸出；2 檔：一軸—1—2—中間軸—8—7—5、7 間同步器—二軸—輸出；3 檔：一軸—1—2—中間軸—6—5—5、7 間同步器—二軸—輸出；4 檔：為直接檔，即一軸—1—1、3 同步器—二軸—輸出；5 檔：一軸—1—2—中間軸—4—3—1、3 同步器—二軸—輸出；倒檔：一軸—1—2—中間軸—12—13—11、9 間同步器—二軸—輸出。圖 2-2 傳動機構簡圖中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計43 變速器主要參數的選擇與齒輪設計3.1 變速器主要參數的選擇主要參數源于東風風神 H30 發(fā)動機，故有下面：最高時速:185km/h；輪胎型號:205/50R16；最大扭矩:145N?m/4200rpm；最大功率:85kw/6000rpm；主減速比:4.782。3.1.1 變速器檔位數和傳動比現(xiàn)在，為了使降低燃料消耗，因此變速器的齒數數量增加。目前，汽車的變速器一般是 4～5 個擋位。本設計采用 5 個檔位。選擇最低速檔傳動比時，主要根據 4 個參數綜合考慮、確定：汽車的最低穩(wěn)定車速；主減速比與驅動輪的滾動半徑；汽車的最大爬坡角度；驅動輪與路面的附著力的大小。 當汽車爬斜坡時車速較低，空氣阻力可忽略不及，這時最大驅動力用于克服輪胎與路面的轉動阻力及爬坡阻力。故有（公式 3—1）?????maxaxmaxr01gmax gsincoiT???fTe故最大爬坡度是要求的變速器 Ι 檔傳動比為：（公式 3—2）Tegir0max式中 m—汽車總質量；g—重力加速度；—道路最大阻力系數；ax?—驅動輪滾動半徑；r—發(fā)動機最大轉矩；emaT-主減速比；0iη—汽車傳動系的傳動效率。結合公式（3—1）與（3—2），可得變速器 Ι 檔傳動比為：（公式 3-3）??TegirG0max21?式中 —滿載時的載荷；2G—路面的附著系數，取 0.5～0.6；?由有已知條件：m 滿載 =1600㎏； =305.7㎜； =145N?m； =4.782； η=0.95remax0i中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計5根據公式（3-3）可得: =3.85。1gi轎車的超速檔的傳動比為 0.7～0.8。故取五檔傳動比 =0.75。g5i中間檔的傳動比理論上按公比為：（公式 3-4）1-nimgaxq?的等比數列，實際上與理論上稍微不同，因齒數是一個整數，檔位間的公比稍微小，還要兼顧合理匹配和發(fā)動機參數。根據上式可得出：q=1.51。故有： =2.55、 =1.69、 =1.12（修正為 1）。2gi3gi4gi3.1.2 中心距的確定由常用的的經驗公式可求出中心距 A： （公式 3-5）3max1TK?式中 -中心距系數，對轎車取 8.9～9.3；AK—變速器一檔時輸出扭矩。lmaxT（公式 3-6）N4.50i1gemaxa1 ??由此可得出初始中心距 A=72.04-75.23mm。中心距在 60～80 范圍內變化是轎車的變速器，故初取 A=75mm。3.1.3 齒輪參數1) 齒輪模數選擇齒輪模數時，總體原則是：減小噪聲的同時降低模數，齒寬變大；為變小質量，應該變大模數，同時減小齒寬；從制造方面考慮，齒輪應選同一個模數，然而從強度方面考慮，齒輪應選不同的模數。減少汽車齒輪噪聲是非常重要的，因此應選擇較小的齒輪模數。變速器用齒輪模數范圍如下：微型和普通級轎車為 2.25～2.75mm，中級轎車為2.75～3.0mm，中型貨車為 3.5～4.5mm，重型貨車為 4.5～6.0mm。嚙合套與同步器的接合齒大部分用漸開線齒形。由于制造上的原因，同一變速器中的接合齒模數一致。使用范圍：轎車和輕型及中型貨車為 2～3.5mm；重型貨車為 3.5～5mm。選較小的模數應增多齒數，有利于換擋。于是，一擋、二擋與倒擋及常嚙合齒輪的模數為 3.0mm；三擋、五擋齒輪為 2.5mm。2) 齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b國家規(guī)定的標準壓力角為 20°，所以普遍采用的齒輪壓力角為 20°。中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計63) 預取螺旋角值：Ⅰ擋：β=0°（直齒輪）；Ⅱ擋：β=19°；Ⅲ擋：β=23°；Ⅴ擋：β=28°；倒擋：β=0°（直齒輪）；第一軸常嚙合齒輪：β=30°。4) 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬 b直齒 , ——齒寬系數，取為 4.5～8.0，本設計取 =6；cbkm??c ck斜齒 ， 取為 6.0～8.5，本設計取 =6。n ck則各擋齒輪的寬度為：Ⅰ擋：b=6×3=18㎜；Ⅱ擋：b=6×3=18㎜；Ⅲ擋：b=6×2.5=15㎜；Ⅴ擋：b=6×2.5=15㎜；倒擋：b=6×3=18㎜；第一軸常嚙合齒輪：b=6×3=18㎜。3.1.4 各擋傳動比及其齒輪齒數的確定1) 一擋齒數的確定一擋傳動比為：（公式 3-7）85.3zi10921?若一擋齒數確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可算出，為求一擋的齒數，要先求其齒輪和 zh,各擋齒數和可由下面公式計算：直齒： （公式2hAzm?3-8）斜齒： （公式coshnz?3-9）乘用車中間軸上一擋齒輪的齒數可在 15～17 之間選取，本設計取 z10=15，初選β 10=0°，m n=3。代入公式（3-8）得到：z h=50，則 z9=50-15=35。對中心距 A 進行修正由于計算出齒數和后，通過取整使中心距發(fā)生了變化，所以要按照取定的齒數和與齒輪變位系，（公式 3-10）2hmzA?將各已知條件代入式（3-8），取整后得到：A=75mm。2) 確定常嚙合齒輪副的齒數（公式 3-11）2910zi而常嚙合齒輪的中心距與一擋相等，即：（公式 3-12）12()cosnmA???已知各參數如下：中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計7mAzn 75,1,35,0,3m092 ?????代入上述公式聯(lián)立解方程組求解后取整：z 1=17，z 2=27。（公式 3-13）.7zi01?最后，按照所算出的齒數，根據式（3-5）計算螺旋角值：（公式 3-14）8.052)(32)(cos2 ????An?計算出精確的螺旋角值： 。??6.8.0ar3) 確定其他擋位的齒數二擋齒數的確定：已知： 由式子：5.2,7,3m?iAn（公式 3-15）81722zi?（公式 3-16）728zi（公式 3-17）78()cosnmzA???此外，由于抵消或減小中間軸上的軸向力，于是還要必須滿足下列關系式：（公式 3-18）722818ta()nzz??聯(lián)立上述方程式，解得： 91.2,63.,.3788 ???z調整后的齒輪齒數為：z 7=30，z 8=19。（公式 3-19）5.19072i812?依據計算二檔齒數的方法可以得出其它檔位齒數，其計算結果如下：三擋齒數的確定 z5=29，z 6=27，β 6=23.13°，i 3=1.71。五擋齒數的確定 z3=17，z 4=35，β 4=30.94°，i 4=0.77。因為第四擋為直接擋，傳動比為 1，所以無需計算。4) 確定倒擋齒輪的齒數倒擋齒輪采用直齒輪，其模數 3，通常倒擋軸齒輪的齒數取 21～23 之間，所以初選z13=22，z 12小于 z10取為 14，z 11為 34；（公式 3-20）4172802????不發(fā)生運動接觸所以合適。（公式 3-21）6.3143?Ri中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計8中間軸與倒擋軸之間的距離的確定：mm （公式 3-22）' 123()(142)5nAmz??????第二軸與倒擋軸之間的距離確定：mm （公式 3-23）' 13()(42)82nz3.2 變位齒輪的變位計算（采用高度變位圓柱直齒輪）保證各個齒輪不發(fā)生根切的條件：（公式 3-24）minazxh???式中：h a*—齒頂高系數，取 1；zmin—避免根切時標準齒數的最小值為 17；c*—頂隙系數，取 0.25。則一擋和倒擋齒輪不發(fā)生根切的條件為：（公式 3-25）min99azxh???（公式 3-26）in1010maz?（公式 3-27）in11axh???（公式 3-28）min1212az?（公式 3-29）in1313maxhz???將數據代入以上公式得：（公式 3-30）06.175min99 ?????zhxa（公式 3-31）i1313n2.94a????。簒 9=-0.1；x 13=-0.2。中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計9變位齒輪主要可分為高度變位和角度變位，而此次選用高度變位。高度變位齒輪的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零，因此，和齒輪 9 嚙合的和齒輪 13 嚙合的齒輪 11的變位系數為齒輪 10 的變位系數為 x10=0.1；和齒輪 13 嚙合的齒輪 12 的變位系數為x12=-0.2。以下是齒輪的主要參數及尺寸，見表 3-1。表 3-1 齒輪的主要參數主要參數 齒數模數（mm）螺旋角變位系數分度圓直徑（mm）齒根圓直徑（mm）齒頂圓直徑（mm）Z10 15 -0.1 45 38.1 51.61檔 Z9 35 3 0° 0.1 105 96.9 110.4Z8 19 0 58 50.9 64.42檔 Z7 30 3 18.78° 0 92 85.2 98.7Z6 27 0 72 67.1 78.33檔 Z5 29 2.5 23.12° 0 78 72.5 83.9Z4 35 0 101 95.7 107.15檔 Z3 17 2.5 30.96° 0 49 43.3 54.5Z2 27 0 92 84.5 98.9常嚙Z1 173 28.36°0 58 50.4 63.9Z12 14 0.2 42 35.7 49.2Z13 22 -0.2 66 57.3 70.8倒檔Z11 343 0°0.2 102 95.7 109.2中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計104 齒輪的強度計算與材料的選擇4.1 齒輪的強度計算和校核本設計所取的齒輪材料為 40Cr。4.1.1 齒輪彎曲強度計算1) 直齒輪彎曲應力 ?w（公式 4–btyKFfw?10?1）式中 —彎曲應力（ MPa）；wFt10—齒輪 10 的圓周力， ；其中 為計算載荷， d 為節(jié)圓半徑；dTgt210?g—應力集中系數，取 1.65；?K—摩擦力影響系數，主動齒輪與從動齒輪分別選 1.1、0.9；fb—齒寬；t—端面齒距；y—齒形系數，如圖 4–1 所示：圖 4-1 齒形系數圖中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計11一檔時，計算中間軸上的扭矩為：（公式 4–2）zTeg1209max??可求得 =652500N?mm。gT解出 Ft10代入式（4–1）中，可得： ； ；MPa8.690w??Pa2.5839w??在計算載荷作用在第一軸上的最大扭矩 時，齒輪的彎曲應力在 400～850Ma 之間。emxT2) 斜齒輪彎曲應力（公式 4–3）KFbtyw???式中 為重合度影響系數，取 2.0；其他參數與式（ 4–1）注釋相同， =1.50，?K ?K取齒形系數 y 時，按當量模數在圖（4–1）中查的。二檔齒輪圓周力：（公式 4–4）dTgtt 8782?按斜齒輪參數計算公式求出： 。mN.47?Ftt齒輪 8 的當量齒數 z8=47.7，可查表（4-1）得：y 8=0.153。故可求得： ；MPa32.45w??同理可得 ；7按照計算二檔齒輪的方法求出剩下檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：三檔： ； ；.95wPa1.896w??四檔： ； ；Pa4231?20五檔： ； ；.?.34在計算載荷作用在第一軸上的最大扭矩時，常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應力在180～350MPa 范圍內。于是，以上對直齒輪和斜齒輪的都符合彎曲強度要求。4.1.2 齒輪材料接觸應力齒輪材料接觸應力：（公式 4–5）)1(418.0??bzjFE??式 -齒輪的接觸應力；j中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計12F-齒面上法向力， ，F(xiàn) 1-圓周力；??cos1F?α—節(jié)點處的壓力角；β—齒輪的螺旋角；E—齒輪材料的彈性模數，取 E=190×103Mpa；B—齒輪接觸時實際寬度；-主、從動輪的曲率半徑。b?、z直齒輪：（公式 4–6）??sinrz?（公式 4–7）b斜齒輪：（公式 4–8）?cos2inrz?（公式 4–9）??2ib其中， 分別是主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。bzr、當取作用在變速器第一軸上的載荷 為計算載荷時，齒輪的許用接觸應力 見下emaxT?j表：表 4–1 變速器齒輪的許用接觸應力齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔 1900～2000 950～1000常嚙合齒輪和高檔 1300～1400 650～700通過計算可以得出各擋齒輪的接觸應力分別如下：一檔： ；MPa7.1983?j?二檔： ；452三檔： ；.3j四檔： ；4五檔： ；Pa.1065?j倒檔： 。9r?對照上表 4–1 可知，變速器的齒輪的接觸應力均符合要求。中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計135 軸的設計5.1 初選軸的直徑在中間軸式變速器中心距 A 時，第二軸和中間軸中部直徑 d 為（0.45～0.60）A，軸的最大直徑 d 和支承間距離 的比值：對中間軸， ；對第二軸，l 0.168l??。第一軸上花鍵直徑 d 可按下式初選：0.182l??（公式 5–1）3maxeTK?式中：K—經驗系數，K=4.0～4.6； 。mN?發(fā) 動 機 最 大 轉 矩 ，—第二軸和中間軸中部直徑： 。d45~7.3)60.~45.(??故第二軸最大軸徑取 45mm；中間軸最大軸徑取 40mm。中間軸長度初選：mm （公式 5–2）.1.8L?（公式 5–3）m250~.06.?d取 L=222mm。第二軸長度初選：mm （公式 5–4）.18.2dL?（公式 5–5）50~34.0~.??取 L=235mm。第一軸長度初選：（公式 5–6）mTKde 17.24.2.)6.(1456.033max ??取 d=24mm。mm （公式 5–7）0.~.18dL?（公式 5–8）0.53.16.?L 取 140mm。5.2 軸的校核由于先確定變速器結構，然后選擇的軸的大小，因此一般來說強度是足夠的。于是僅對其危險斷面進行檢驗即可。本設計的變速器，在設計的過程中，軸的強度和剛度均有一定的余量。所以，在進行校核時僅校核一檔處即可；車輛在駕駛的過程中，一檔處的傳動扭矩最大，即軸此時承受的扭矩也最大。因為第二軸結構較復雜，故重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計145.2.1 第一軸的強度和剛度校核由于第一軸在運轉的過程當中，受到很小的彎矩力，故忽略不計。于是認為其只受扭矩。此種情況下，軸的扭矩強度條件公式為：（公式 5–9）????TTPW???d32.0n95式中 -扭矩切應力；?TT—軸所受的扭矩；WT-州的抗扭界面系數；P—軸傳遞的功率；d—計算截面處軸的直徑；[ ]—許用扭轉切應力。?T將 P=85kw，n=5750r/min，d=24mm 代入（公式 5–9）可得： =51.1MPa。?T選用 40Cr，由查表可知[ ]=55Pa，故 ,符合強度要求。?T??T?軸的扭轉變形用每米長的扭轉角 來表示。其計算公式為：?（公式 5–10）PGI41073.5??式中 T—軸所受的扭矩；G—軸的材料的剪切彈性模數，對于鋼材，G=8.1×10 4MPa；—軸截面的極慣性矩， =πd 4/32；pI pI將已知數據代入（公式 5–10）可得： ；9.0??對于一般傳動軸可取 故也符合剛度要求。??;m/1~.0???5.2.2 第二軸的強度與剛度校核1) 軸的強度校核用齒輪嚙合的圓周力 Ft、徑向力 Fr及軸向力 Fa可按下式求出：（公式 5–11）di2emaxtT?（公式 5–12）??costnr?（公式 5–13）aiemxa式中 ；85.3i 處 為 一 檔 的 傳 動 比計 算 齒 輪 的 傳 動 比 ， 此—d—齒輪的節(jié)圓半徑，取 d=105mm；α—壓力角，取 α=20°；β—螺旋角，取 β=30°；中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計15—發(fā)動機最大轉矩，取 =14500N?mm；emaxTemaxT代入上式可得：F t=10633.3N；F r=4468.9N；F a=6139.2N。危險截面的受力分析圖：表 5-1 危險截面受力分析水平面：F 1(170＋65)=F r×65，可得出 F1=1236.1N；水平面內所受力矩： =170·F1·10-3=197.8N·m；cM垂直面： （公式 5–65702dta' ????14）可求得 F1=6320.6N于是垂直面所受力矩： 。mN3.113's ???F該軸所受扭矩為：（公式 5–15）22JSCTM??有 TJ=145×3.85=558.3N，故危險截面所受的彎矩為： 。mN107.6???則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力 （MPa）：?（公式 5–16）????d3將 M 代入上式，可得： ，在低檔工作時，選用 45 鋼，由此可知Pa.10?。因此有： ，符合要求。??Pa5??????2) 軸的剛度校核圖 5-4 變速器軸的撓度和轉角中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計16第二軸在垂直面內的撓度 和在水平面內的撓度 可分別按下式計算：fc fs(公式 5-17)EILF3ba2c?（公式 5-f24s18）式中 F3-齒輪齒寬中間平面上的徑向力，F(xiàn) 3=Fr；F4-齒輪齒寬中間平面上的圓周力，F(xiàn) 4=Ft；E—彈性模數，E=2.1×100000MPa；I-慣性矩， ，d 為軸的直徑；64I??a、b—為齒輪座上的作用力距支座 a、b 距離；L—支座之間的距離。將數值代入式（5-17）、（5-18）得：=0.13； =0.13。fcs故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。m2.0871.f2sc???6 同步器與操縱機構的結構設計6.1 同步器結構設計設計選用鎖銷式同步器，其結構如下圖 6-1 所示：中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計17圖 6-1 鎖銷式同步器1、6-變速器齒輪 2-定位銷 3-結合套 4-錐盤 5-錐環(huán) 7-鎖銷 8-花鍵琿6.2 同步環(huán)主要參數的確定6.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽過窄的螺紋槽螺線頂部設計，會刮去存在于摩擦錐面之間的油膜。造成磨損加速的原因是頂部寬度過窄而影響到的接觸面的壓強。一般而言，槽寬是 3～4mm 的范圍，軸向泄油槽一般情況下是 6～12 個。6.2.2 錐面半錐角 α為了使摩擦力矩較大應讓摩擦錐面半錐角 較小。造成摩擦錐面出現(xiàn)自鎖現(xiàn)象的原?因是 過小，當 TAN 時，所以為避免自鎖要使 TAN 。一般 =6°～8°。當?f ?f?=6°時，會產生較大的摩擦力矩，不容易控制錐面的表面粗糙度；在 =7°時一般不會出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。6.2.3 摩擦錐面平均半徑 RR 設計得越大，則摩擦力矩越大。盡可能將 R 取大些。6.2.4 錐面工作長度 b（公式 6-1）2mMbpfR??6.2.5 同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面半徑平均值相等，雖然同步環(huán)的徑向厚度受到機構布置上的限制，但是同步環(huán)的徑向厚度要保證同步環(huán)有充分的強度。6.2.6 鎖止角 β要選用的正確鎖止角β，當換檔過程中兩部分之間的角速度差達到零時，這時候進行換檔。而且保證已有結構的鎖止角處于26°～46°范圍內。6.2.7 同步時間 t同步時間是同步要連接的兩個部分達到同步的時間，故時間越短越好。同步時間與中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計18車型有關，計算時應在范圍內選?。簩I車變速器高檔取0.150.30s,低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。6.3 變速器的操縱機構保持各檔位的齒輪與嚙合套或同步器移動一定的間隔，使其到達要求的檔位，而且不可以出現(xiàn)同時掛兩個檔位，這就是變速器操縱機構的作用。1) 設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求：a. 要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖；b. 換檔時動作輕便且省力，同時減輕駕駛員的疲勞強度；c. 有必要的手感反饋。2) 換檔位置確定換檔位置是設計操縱機構至關重要的一步，因而換檔位置要操作便利。因此選擇是注意如下三點：a. 按換檔次序來排列；b. 中間位置放置常用當，兩邊放其它檔位要；c. 為了防止誤掛倒檔，常常將倒檔設計在最靠邊的位置。 由以上三點，故變速器的換檔位置如下圖：圖 6-3 換檔位置圖中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計197 結論通過這段時間的學習，完成了轎車手動五擋變速器的設計。首先研究題目到確定變速器的設計方案，最后論文的完成，每一步都認真對待，畢業(yè)設計對于即將畢業(yè)的我來說不僅是對我大學四年所學知識的檢驗，同時也是在即將參加工作之前的歷練。在畢業(yè)設計過程當中，讓我對大學四年所學到的知識有了個全新的認識，而且中間不懂的地方問老師問同學，有的需要查閱的知識及時查閱資料，從不懂到懂，從不會到會，畢業(yè)設計使我學到了好多東西，這對我以后參加工作有極大的幫助。本論文是研究和設計一款用于東風風神轎車上的三軸式手動五擋變速器，題目給出了設計所需的參數。第一步，我根據題目所給的參數計算出各擋的傳動比和中心距，然后對各擋的齒輪參數進行計算，第二步，按照設計中變速器的要求，計算各擋時各齒輪的受力情況，并計算出齒輪的輪齒接觸應力，對齒輪的強度進行校核，直至齒輪均滿足強度和剛度要求。第三步，按照設計中變速器的要求，計算各擋時各軸的受力情況，對軸進行強度和剛度的校核，然后對變速器的操縱機構進行設計，包括同步器、自鎖裝置和互鎖裝置。第四步，編寫畢業(yè)論文，繪制變速器總裝配圖。最后，通過本次三軸式手動五擋變速器的設計，使我對汽車變速器有了更深一步的認識和理解，鞏固了以前知道的東西，學到了以前沒有學到的東西，使我對 AUTOCAD 的操作更加熟練。雖然只是一次畢業(yè)設計，但是它讓我對大學四年的所學做了一個總結，使我大學所學的知識更系統(tǒng)更深刻，這將對我以后的工作發(fā)揮很大的作用。中國地質大學長城學院 2015 屆畢業(yè)設計20參考文獻[1] 王望予.汽車設計[A].北京：機械工業(yè)出版社，2004.[2] 倪桂榮.汽車構造[A].天津：天津科學技術出版社，2009.[3] 編委會.機械設計手冊(1-5 卷)[M].北京：機械工業(yè)出版社，2004.[4] 張一民.汽車零部件可靠性設計[M].北京：北京理工大學出版社，2000.[5] 劉鴻文.材料力學[A].北京：高等教育出版社，2011.[6] 袁祖強.機械設計基礎課程設計指導書[A].北京：北京航空航天大學出版社，2013.[7] 孫桓，陳作模，葛文杰.機械原理[A].北京：高等教育出版社，2006.[8] 陳國定，吳立言.機械設計[A].北京：高等教育出版社，2013.[9] 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