9吨中型载货汽车三轴式五档变速器设计毕业论文.doc

目 录

摘要 Ⅰ
Abstract Ⅱ
第 1章 绪 论 1
1.1 概述选题的目的及意义 1
1.2 国内外研究状况 1
1.3 变速器的设计思想 3
1.4 设计的主要内容 4
第 2章 变速器结构方案的设计 5
2.1两轴式和三轴式变速器 5
2.1.1变速器的径向尺寸 5
2.1.2变速器的寿命 5
2.1.3变速器的效率 6
2.2齿轮安排 6
2.2.1整车总布置 6
2.2.2驾驶员的使用习惯 6
2.2.3提高平均传动效率 6
2.2.4改善齿轮受载状况 7
2.3换档结构方式 7
2.3.1滑动齿轮换档 7
2.3.2啮合套换档 7
2.3.3同步器换档 7
2.4倒档的结构方案及倒档轴的位置 8
2.5变速器最低档传动比的确定 8
2.6中心距的确定 10
2.7变速器的传动方案及相关参数 11
第3章 变速器齿轮的设计 12
3.1齿轮传动的失效形式 12
3.1.1齿轮折断 12
3.1.2齿面点蚀 12
3.1.3齿面胶合 13
3.2 变速器齿轮设计步骤 13
3.2.1模数的选取 13
3.2.2压力角 14
3.2.3螺旋角 14
3.2.4齿宽b 15
3.2.5变位系数的选择原则 15
3.3各档齿轮齿数的分配 17
3.3.1确定一档齿轮的齿数 17
3.3.2对中心距进行修正 18
3.3.3确定常啮合传动齿轮副的齿数 18
3.3.4确定其他各档的齿数 18
3.3.5确定倒档齿轮齿数 19
3.3.6齿数和螺旋角具体计算如下 19
3.4 齿轮的材料及其选择原则 21
3.4.1常用的齿轮材料 21
3.4.2齿轮材料的选择原则 22
3.5圆柱齿轮强度的简化计算方法 23
3.5.1接触强度计算 23
3.5.2弯曲强度计算 24
第4章 变速器轴的设计 29
4.1轴的设计 29
4.1.1轴的功用及其设计要求 29
4.1.2轴的尺寸 29
4.1.3轴的结构设计 30
4.1.4接合器设计 31
4.2轴的受力分析与校核计算 31
4.2.1轴的受力分析 31
4.2.2轴的强度计算 34
4.2.3轴的刚度计算 37
第5章 同步器设计 40
5.1惯性式同步器 40
5.2同步器工作原理 42
5.3同步器的主要参数的确定 43
5.3.1摩擦系数 43
5.3.2同步环主要尺寸的确定 44
5.3.3锁止角 45
5.3.4同步时间t 45
第6章 变速器操纵机构 46
6.1操纵机构的功用 46
6.2 换档位置图 46
6.3变速杆的布置 47
6.3.1直接操纵手动换挡变速器 47
6.3.2远距离操纵手动换挡变速器 47
6.4锁止装置 47
6.4.1互锁装置 47
6.4.2自锁装置 49
6.4.3倒档锁装置 49
结 论 51
参考文献 52
致 谢 53
附 录 54
附录A 英文文献 54
附录B 文献翻译 58

黑龙江工程学院本科生毕业设计

第1章 绪 论
1.1选题的目的及意义
现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器，用来改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在最有利的工况范围下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器设计的目的就是为了满足上述的要求，使汽车在特定的工况下稳定的工作。
变速器除了要能满足一定的使用要求外，还要保证使其和汽车能有很好的匹配性，可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。
对变速器的要求。除一般便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点：
1）保证汽车有必要的动力性和经济性。
2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。
3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。
4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。
5）换挡迅速，省力，方便。
6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。
7）变速器应当有高的工作效率。
8）变速器的工作噪声低。
1.2 国内外研究状况
现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。从40年代初，美国成功研制出两挡的液力-机械变速器以来，自动变速器技术得到了迅速发展。80年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。1983年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速器相比，具有许多不可比拟的优势：提高发动机和传动系的使用寿命；提高汽车的通过性；具有良好的自适应性；操纵更加方便。
目前，国内变速器厂商都朝无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。
汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速(Continuously Variable Transmission简称"CVT") 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。
在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力,各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。
围绕汽车变速箱四个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。
1．摩擦传动CVT
金属带式无级变速箱(VDT-CVT)的传动功率已能达到轿车实用的要求，装备金属带式无级变速箱的轿车已达100多万辆。据报道：大排量6缸内燃机（2.8L）的奥迪A6轿车上装备的金属带式无级变速箱Multitronic CVT ，能传动142kw（193bhp）功率，280Nm扭矩。这是真正意义的无级变速器。
另一种摩擦传动CVT(名为Extroid CVT)是滚轮转盘式。日产把它装在概念车XVL上首次于去年东京车展展示，新款公爵(Cedric)车也装用这种CVT。可与3L以上排量的大马力内燃机(XVL的引擎输出为330Nm/194kw)搭配使用，可谓汽车变速箱发展史上又一重要进步。
从V形橡胶带CVT到V型金属带CVT再到滚轮转盘式CVT，摩擦传动CVT的研究已持续了整整一个世纪，尽管摩擦传动无级变速器的发展已经达到很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题：
（1）无级变速（CVT）是汽车变速箱始终追逐的目标。
（2）摩擦传动CVT实现大功率的无级变速传动是极为困难的。
（3）摩擦传动CVT传动效率低是必然的。
（4）摩擦传动CVT的效率，功率无法与齿轮变速相比。
2．液力传动
人们经常把液力自动变速器（AT）和无级变速器（CVT）两个概念混为一谈。实际上这两种变速器工作原理完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档和脚踩离合器踏板的频繁操作，使开车变得简单、省力。但是, 液力自动变速器（AT）不是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。从原始橡胶带无级变速箱到现代金属链无级变速箱、滚轮转盘式CVT，百年大回转说明：无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。
3．电控机械式自动变速器
电控机械式自动变速器(Automated Mechanical Transmission简称"AMT")和液力自动变速器（AT）一样，不是无级变速器，是有级变速器的自动换档控制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。
4．齿轮无级变速器
齿轮无级变速器（Gear Continuously Variable Transmission）这是一种全新的设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。
据最新消息：一种"齿轮无级变速装置"(Gear Continuously Variable Transmission简称"G-CVT")已经试制成功，并已经进行了多次样机试验。"齿轮无级变速装置"结构相当简单，只有不足20种非标零件，51个零件，生产成本甚至低于手动变速箱。预计今年进行装车试验。
齿轮无级变速器的优势表现为：
（1）传动功率大，200KW的传动功率是很容易达到的；
（2）传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的；
（3）结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的1/10；
（4）对汽车而言，提高传动效率，节油20%；
（5）发动机在理想状态下工作，燃料燃烧完全，排放干净，极大的减少了对环境的污染。
1.3 变速器的设计思想
根据发动机匹配的载货汽车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。
新型后驱动变速器应满足：
（1）发动机排量5.42升；
（2）五个前进挡，一个倒档；
（3）输入、输出轴保证两点支承；
（4）采用同步器，保证可靠平稳换挡；
（5）齿轮、轴及轴承满足使用要求。
1.4 设计的主要内容
中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。
1.确定合适的布置结构
变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。
2.进行主要参数的选择
确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。
3.进行主要零部件及其他结构的设计
齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核；轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取；操纵机构的设计等。
4.绘制图纸
根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。
第2章 变速器结构方案的设计
目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也是由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计人员应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。
2.1两轴式和三轴式变速器
现代汽车大多数采用三轴式变速器。两轴式变速器只用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪种形式，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下三个方面：
2.1.1变速器的径向尺寸
两轴式变速器的前进档均由一对齿轮传递动力。当需要大的传动比时，需将主动齿轮做得小些，而将从动齿轮做得大些，因此两轴的中心距和变速器壳体的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器由两对齿轮传递动力，在同样传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。
2.1.2变速器的寿命
两轴式变速器的低档齿轮幅大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮的寿命比大齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档（除直接档），均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和寿命也比较接近，用直齿轮工作时，因第一轴与第二轴直接连接在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮的寿命。
2.1.3变速器的效率
两轴式变速器虽然可以由等于1的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此用功率损失。而三轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，这种动力传递方式几乎无功率损失，且噪声较小。
轿车、尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用的比较多。
2.2齿轮安排
各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排应考虑以下四个方面：
2.2.1整车总布置
根据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。
2.2.2驾驶员的使用习惯
有人认为人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档。但是也有人认为应该将常用档位放在中间位置。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。否则，从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。
在五档变速其中，倒档与序列接合与不接合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者的布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。
2.2.3提高平均传动效率
为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。
2.2.4改善齿轮受载状况
各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。
2.3换档结构方式
目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种：
2.3.1滑动齿轮换档
通常是采用滑动直齿轮进行换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档使齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在倒档上。
2.3.2啮合套换档
用接合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的结合齿，用来与啮合套向啮合。这种结构具有斜齿轮的传动优点，同时克服了滑动齿轮换档时冲击力集中在1~2个轮齿上的缺陷。因为在换档时，有啮合套以及相啮合的结合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和结合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。
2.3.3同步器换档
现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行使的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来由于同步器的广泛使用，受命问题已解决。
上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上。一般考虑原则是不常用的倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式。对于常用的档位则采用同步器或啮合套。
2.4倒档的结构方案及倒档轴的位置
倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。在结构布置上，要注意在不挂入倒档时，不能与第二轴齿轮有啮合情况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。
在轿车和其它轻型汽车中，经常只采用一个倒档齿轮，结构较简单。载货汽车由于需要较大的倒档传动比，则多采用由两个齿轮组成的齿轮组。为缩短变速器的轴向尺寸充分利用空间。但一档和倒档需各用一根变速滑杆，这比通常的换档机构多用一根变速滑杆和拨叉，使变速器的上盖结构变得复杂。
倒档齿轮安排在变速器的左侧或右侧，关系到操纵杆拨动的方向和倒档轴的受力状况。挂倒档时，操纵杆向左侧拨动，比较符合习惯要求。但此时倒档齿轮需安排在右侧，这是倒档轴的轴向承受较大的作用力。反之，操纵杆向右侧，虽不符合习惯，但可以减轻倒档轴的负荷。
2.5变速器最低档传动比的确定
在选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。
汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力[4]。故有

则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为
(2.1) 式中：为汽车总质量，Kg；
为重力加速度，m/s2；
为道路最大阻力系数，；
为驱动车轮的滚动半径，mm；
查刘惟信《汽车设计》48页，滚动半径 =0.509m；
为发动机最大转矩，mm；
为主减速比，；
为汽车传动系的传动效率，。
将各数据代入式(3.1)中得

根据驱动车轮与路面的附着条件

可求得变速器一档传动比为
(2.2)式中：为汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，.4N；
为道路的附着系数，计算时取～。
其他参数同式(3.1)。将各数据代入式(3.2)得

通过以上计算可得到6.70＜＜8.94，在本设计中，取
2.6中心距的确定
初选中心距时，可根据下述经验公式
(2-3)
式中：—变速器中心距（mm）；
—中心距系数，商用车：=8.6～9.6；
—发动机最大转矩（N.m）；
—变速器一挡传动比，=7.1；
—变速器传动效率，取96% ；
—发动机最大转矩，=353N.m 。
则，
=
=115.24～128.64（mm）
初选中心距=125mm。
本设计是根据东风中型货车EQ1090E车型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：
表2.2 设计基本参数表
项目
参数值
车型
东风EQ1090E
发动机
东风EQ6100-1
额定功率（kw/r/min）
99/3000
最大扭矩(N·m/n)
353/1200～1600
额定总质量（kg）
9200
车长/宽/高（mm）
69100/2470/2455
最高车速（km/h）
90
最大爬坡度
28%
轮胎
9．00-20

2.7变速器的传动方案

图2.1变速器传动方案图

第3章 变速器齿轮的设计
3.1齿轮传动的失效形式
汽车变速器的齿轮都是装载经过精确加工而且封闭严密的变速箱里，属于闭式齿轮传动。它与开式或半开式齿轮传动相比，润滑及防护等条件都要好得多。一般地说，齿轮传动的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又是多种多样的，较为常见的有轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合等形式。至于齿轮的其它部分（如齿圈、轮辐、轮毂等），除了对齿轮的质量大小需要严格限制外，通常指按经验设计，所定的尺寸对强度及刚度来说均较富裕，实践中也极少失效。
3.1.1齿轮折断
轮齿折断有多种形式，在正常工况下，主要是齿根弯曲疲劳折断，因为轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复收载后，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断。
此外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿经过严重磨损后齿后过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断[2]。
在斜齿轮传动中，轮齿工作面上的接触线为一斜线，轮齿受载后，如有载荷集中时，就会发生局部折断。如制造及安装不良或轴的弯曲变形过大，轮齿局部受载过大时，即使是直齿轮，也会发生局部折断。
为了提高轮齿的抗折断能力，可采取下列措施：1）用增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根应力集中；2）增大轴及支撑的刚度，使轮齿接触线上受载较为均匀；3）采用合适的热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性；4）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。
3.1.2齿面点蚀
点蚀是齿面疲劳损伤的现象之一。在润滑良好的闭式齿轮传动中，常见的失效形式多为点蚀。所谓点蚀就是齿面材料在变化着的接触应力作用下，由于疲劳而产生的麻点状损伤现象。齿面上最初出现的点蚀仅为针状大小的麻点，如工作条件未加改善，麻点就会逐步扩大，甚至数点连成一片，最后形成了明显的齿面损伤。
轮齿在啮合过程中，齿面间的相对滑动起着形成润滑膜的作用，而且相对滑动速度越高，润滑也就越好。当轮齿在靠近接线处啮合时，由于相对滑动速度低，形成油膜的条件差，润滑不良，摩擦力较大，特别是直齿轮传动中，通常这时只有一对齿啮合，轮齿受力也最大，因此，点时也就首先出现在靠近节线的齿根面上，然后再向其它部位扩展。从相对意义上来说，也就是靠近节线处的齿根面抵抗点蚀的能力最差。
提高接触强度的措施，一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用需用应力大的钢材等。

=23.48 =26.1
接触强度= 265.5MPa
弯曲强度== 113.2MPa
选用钢正火加表面淬火处理。
（8）第二轴三档齿轮（齿轮7）；
齿轮7与齿轮21啮合，其接触强度相等=265.5MPa
弯曲强度==113.2MPa
选用钢正火加表面淬火处理。
（9）中间轴四档齿轮（齿轮22）；
端面内分度圆切向力==5201.5N
法面内基圆周切向力==6105.1N
=31.0 =21.5
接触强度=225MPa
弯曲强度==76.2MPa
选用钢正火加表面淬火处理。
（10）第二轴四档齿轮（齿轮6）；
齿轮6与齿轮22相啮合，其接触强度相等=225MPa
弯曲强度==78.9MPa
选用钢正火加表面淬火处理。
3.6 本章小结
本章主要对新型后驱动变速器齿轮的设计及校核，计算了传动比、中心距，按国家标准的规定选择了变速器齿轮的参数。依据所选择的参数首先分配了一档齿轮的齿数，在此基础上对中心距进行了修正，以修正后的中心距再分配其他各档齿轮的齿数，在分配的过程中经过反复的调整，最终确定了各档齿轮的齿数和主要参数，作为变速器齿轮几何尺寸和齿轮应力计算的依据。

第4章 变速器轴的设计
4.1轴的设计
4.1.1轴的功用及其设计要求
变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。
设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。
轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。
4.1.2轴的尺寸
轴的直径与支承跨度长度之间关系可按下式选取[1]：
第一轴及中间轴：=0.16～0.18 （4.1）
第二轴： =0.18～0.21 （4.2）
第二轴及中间轴最大轴径： （4.3）
第一轴最细处： （4.4）
第一轴花键部分直径 ： （4.5）
式中：－发动机最大扭矩，
－变速器中心距，
4.1.3轴的结构设计
轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定。并与工艺要求有密切关系。
在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其直径根据前轴承内径确定。公差一般选。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总称轴向尺寸确定。确定第一轴后径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，便于装拆第一轴。
第二轴前颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键是以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承、衬套还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于0.8。表面硬度不应低于HRC58～63。在一般情况下轴上还应开螺旋油槽，以保证充分润滑。在低档时，齿轮须轴向滑动挂挡（有些变速器）齿轮处，轴上花键采用矩形花键，因为挂挡时，齿轮须轴向滑动，要求定中心好滑动灵活。所以除要求定中心的外径磨削外，一般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。
第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸要避免相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴折断。轻型汽车变速器各档位常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面有相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的。因此只在轻型汽车上采用。第二轴尾端螺纹不应淬硬。
轻型汽车（尤其是轿车）为了缩短传动轴的长度，常常将第二轴做得很长，在长的后体设有辅助支承。有些变速器低档、倒档或超速档传动往往不只在后体上。
变速器中间轴有旋转式和固定式两种：
固定式中间轴是根光轴，近期支撑作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承、或短圆柱滚子轴承。轴常轻压于壳体中。因此光轴有两种配合公差的轴径。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车的中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖。因而多采用固定式中间轴。
旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常和轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。如结构尺寸允许，应尽量用旋转式中间轴而不用固定式中间轴。
我这次设计的中型货车的变速器就是采用的旋转式中间轴。中间轴的前轴承运用圆柱滚子轴承，从前之后依次是常啮合齿轮，四档齿轮，三档齿轮，二档齿轮，一档齿轮由于尺寸较小，就与中间轴制成一体，并且中间轴一档也和倒档齿轮啮合，后轴承使用球轴承，轴后端用螺纹锁紧，再加后轴承改其定位密封作用。
4.1.4接合器设计
设计接合器时主要考虑三个问题：接合器强度、尺寸；换档方便，不允许自行脱档等。
接合器参数选择,接合器采用渐开线齿线，齿形参数应尽量按渐开线花键标准选取。花键模数依使用条件、传递的最大扭矩与同类汽车比较选取。近似公式如下：
（4.6）
式中：--接合齿模数，mm
--接合齿圈齿数
--接合齿圈传递最大扭矩，
当啮合套工作宽度b=11～16㎜时，系数c取0.19-0.34；b=4～7㎜时，c取0.13-0.19。计算的模数最后按标准确定 。一般推荐，对轿车和轻型、中型货车模数为2-3.5，重型货车为3.5-5.0。考虑到加工工艺，各档接合器齿的模数应相同。齿面工作宽度初选可等于模数的2-5倍。一轴取模数为3.5，齿数为24。二轴锁销式同步器模数4，齿数24。
4.2轴的受力分析与校核计算
4.2.1轴的受力分析
计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮上的作用力。
不同档位时，轴所受到的力及支承反力是不同的，须分别计算。齿轮上的作用力认为在有效齿面宽的中点。轴承上的支撑反力作用点，对于向心轴承取款度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点。

4.2第一轴受力分析

4.3中间轴受力分析
求支撑反力，先从第二轴开始，然后依次计算中间轴、第一轴。计算公式如下表若计算结果为正数，表示实际力的方向与图示方向相同，若计算结果为负数，表示实际力的方向与图示方向相反。
4.2.2轴的强度计算
由变速器结构布置并考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算。
出不同档位时的各支反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩：
= （4.7）
式中：—支撑中心至计算断面距离。
确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和扭矩最大值（因为各档时弯矩图不同）计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。
弯曲应力
扭转应力
式中：— 轴截面抗弯截面模数；
— 轴截面抗扭截面模数。
圆截面：,,花键轴按小径计算。
当发动机最大扭矩计算轴的强度时，其安全系数（按金属材料的屈服极限计算）在5～10范围内选取。第一轴取上限，中间轴和第二轴取下限。
具体计算如下表：
表4-1轴的支撑力计算
轴
支点
水平面内支承反力
垂直面内支承反力
二轴
C

D

中间轴
E

F

一轴
B

A

表4-2齿轮受计算表

斜齿轮
直齿轮
法向力

圆周力

径向力

轴向力

0

一轴与中间轴啮合时的圆周力= = 4468.355N
一轴与中间轴啮合时的径向力
=4468.355×20°/25°=1794.5N
一轴与中间轴啮合时的轴向力=4468.355×20°=1626.5N
一档时中间轴的扭矩
==4468.355×0.1734/2=387.4N﹒m =387400N﹒mm
一档时中间轴与二轴啮合的圆周力
=387.4×2×1000/58.5=13244.65N
一档时中间轴与二轴啮合的径向力=13244.65×tan20°=4820.65N
因为一档时中间轴与二轴啮合是直齿轮，故轴向力为零。
一档时二轴的扭矩==13244.65×193.9/2=1284069N﹒mm

4.4一档时二轴受力分析
二轴C截面合成应力
一档时二轴的水平弯矩= =892.545Nm
一档时二轴的垂直弯矩==357.07 Nm
合成弯矩
==961.32Nm=961320 N﹒mm
轴截面模数
==0.000023385935=23385.935
==0.00004677187=46771.87
弯曲应力==41.1 MPa
扭转应力== 27.5 MPa
合成应力==68.6MPa
选用40Mn调质加表面淬火处理。
中间轴上B截面合成应力
=
=762140.5 N﹒mm
=
=326713.1 N﹒mm
==829216.5N﹒mm
轴截面模数==10187.6
==5093.8
弯曲应力==81.4 MPa
扭转应力==76 MPa
合成应力= =173.7MPa
选用35SiMn调质加表面淬火处理。
4.2.3轴的刚度计算
变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更为重要。变速器第二轴的刚度最小，第二轴齿轮处轴截面的总挠度不得大于0.13~0.15mm。（对于低档齿轮处轴截面的总挠度，又于低档工作时间较短，又接近轴的支撑点，因此允许不得大于0.15~0.25mm。）齿轮所在平面的转角不应超过0.0012弧度；两轴的分离不超过0.2mm。
斜齿轮对轴和支撑的变形较直齿轮敏感。变速器刚度试验表明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于周的变形，而且取决于支撑和壳体的变形。
计算中间轴时，通常只计算与第二轴上齿轮相啮合的齿轮处的轴截面的挠度。常啮合齿轮副的挠度不必计算，因为距离支撑点较近，符合较小，挠度值不大。
二轴C截面转角及挠度
==875796
水平面内转角
=
=－3.1×＜0.0012
水平面内挠度
==3.95× mm
垂直面内挠度
+=
+
=0.75× mm
==4.0× mm＜0.13 mm，符合要求。
中间轴B截面转角及挠度
==574610
水平面内转角

=
+
=3.35×rad
水平面内挠度

=+
=－4.95×mm
垂直面内挠度
+
－－
=
+－
－
=－2.6×mm
==5.59×mm
4.3 本章小结
本章主要对变速器的轴进行了计算和校核。根据变速器装配图上轴的最后尺寸和结构以及变速器齿轮在轴上的位置，进行轴上各部分的受力分析。轴的计算包括轴的刚度和强度的计算，根据受力分析确定轴上各部分的受力后，对轴的刚度和强度进行了校核，经过计算，轴的刚度和强度满足设计要求。

第5章 同步器设计
同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但又不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相同）换档的缺点，现已很少使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。
5.1惯性式同步器
惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能完善地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求[7]。
按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但又摩擦元件、锁止元件和弹性元件。
图5.1所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环2和齿轮3上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套1的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动齿套与同步环之间为弹性连接。图5.2所示锁环式同步器摩擦元件，是通过滑动齿套6及锁环4上的锥面来实现的。作为锁止元件是锁环1的内齿和做在齿轮8上的接合齿端部。齿轮8和锁环1之间是弹性连接。
在惯性式同步器中b弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。
锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。
滑块式同步器本质上是锁环式同步器，它工作可靠、零件耐用；但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在同步锥环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。
多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入两个辅助同步锥，如图5.3所示。
由于锥表面的有效摩擦面积成倍地增加，同步转矩(在同步器摩擦锥面上产生的摩擦力矩)也相应增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷。这不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使换挡力大为减小。

1-滑动齿套 2-同步环 3-齿轮 4-锁销 5-钢球 6-销 7-弹簧
图5