机械式六档变速器设计毕业设计论文.docx

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机械式六档变速器设计毕业设计论文

编号：

毕业设计（论文）说明书

题目：

机械式六档变速器设计

院（系）：

机电工程学院

专业：

机械设计制造及其自动化

学生姓名：

刘京华

学号：

1000110124

指导教师：

彭晓楠

职称：

副教授

题目类型：

理论研究实验研究工程设计工程技术研究软件开发

2014年5月26日

摘要

变速器是汽车中非常重要的组成部分。

虽然机械式变速器换档时冲击比较大，操纵繁琐，但其传动效率高、生产制造简单以及成本低，所以仍广泛应用在现代汽车上。

在变速器中增加一个档位，由于变速器相邻档之间的传动比变化更小，所以汽车换挡时的冲击较小。

本文根据市场上的五档汽车，设计一个机械式六档变速器，依据机械设计基本原理和方法主要设计变速器的传动机构、同步器和换挡操纵机构等,然后对齿轮和轴进行校核。

关键词：

变速器，六档，机械式

Abstract

Transmissionisaveryimportantcomponentinautomobile.Althoughtheimpactofthemechanicaltransmissionisrelativelylargeandhascomplexmanipulation,butthetransmissionisefficientandsimpleandalsohasalowmanufacturingcost,soitisstillwidelyusedinmodernvehicles.Anincreaseinthetransmissiongear,becausethetransmissionrationbetweenadjacenttransimissiongearbecomesmaller,sotheimpactoftheshiftbecomesmallerwhenthecarchangethegears.Basedonthefive-speedcaronthemarket,thearticledesignsamechanicalsix-speedtransmissionaccordingtothemechanicaldesignofthebasicprinciplesandmethods.Thedesigncontainstransmissionmainmechanismdesign,synchronizerandshiftcontrolmechanism,etc.,andthencheckthegearandshaft.

KeyWords:

Transmission;six-speed;mechanical

目录

引言1

1变速器设计方案分析2

1.1传动结构的分析与选择2

1.2换挡结构的分析与选择3

1.3倒档结构布置5

1.4换挡操纵结构6

1.5其他零部件分析和选择9

2变速器主要参数的选择11

2.1主要输入参数11

2.2变速器传动比的选择11

2.3中心距初步计算13

2.4齿轮参数选择13

2.5齿轮齿数的分配14

3变速器主要零部件的设计与计算18

3.1齿轮的几何尺寸设计计算18

3.2齿轮损坏的形式及原因20

3.3齿轮的材料选择和处理工艺21

3.4变速器齿轮强度计算21

3.5轴的结构设计与校核23

3.6花键25

4同步器设计与计算27

4.1同步器结构27

4.2同步器工作原理28

4.3同步器主要尺寸确定29

4.4同步器主要参数确定31

5变速器的润滑和密封33

5.1润滑33

5.2密封33

结论34

谢辞35

参考文献36

引言

车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。

例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。

上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。

变速器是汽车非常重要配置，它对汽车的操控性、舒适性以及燃油经济性都起到很重要的作用，它占汽车制造成本的7%。

随着我国汽车消费者对汽车认识的不断提升，变速器已经开始影响消费者的购车观念。

在过去的几十年我国主要致力于研究开发发动机技术，而变速器已是现在的研发热点。

现在市场上主要的几种变速器是手自一体变速器（AMT）、自动变速器（AT）、无级变速变速器（CVT）和双离合变速器（DCT），它们各有优缺点。

AT的节能效果差一些，但是舒适性好，元器件可靠性高，其生产历史长，使用范围大。

CVT适合小型车，AMT在换档时会有短暂的中断，舒适性差一些。

DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来。

在我国，据调查2008年手动变速器的市场比重为74%，占据较大的市场份额。

虽然自动变速器市场占有率会不断的增加，但是由于手动变速器的燃油经济性、节能性、技术的高度成熟以及它给驾驶者带来的全方位的驾驶乐趣决定了其在变速器市场上不可取代的地位。

目前，国内机械式变速器主要采用齿轮传动机构传递动力。

齿轮是手动变速器的主要传动部件，由于其具有结构紧凑、效率高、寿命长、工作可靠和维修方便等特点，在运动和动力的传递等方面得到了非常普遍的应用，并且有关齿轮的设计方法也已经有了相应的规范和标准。

1变速器设计方案分析

变速器设计方案主要有传动结构设计、换挡结构设计、倒档结构设计和换挡操纵机构等设计。

这些都是变速器中的重要的组成部分。

1.1传动结构的分析与选择

变速器传动布置方案主要有两种：

两轴式布置和三轴式布置。

变速器的传动布置方案对变速器的传动效率、尺寸结构、传动比有直接影响。

1.1.1两轴式变速器

图1.1二轴结构

如图1.1是一个两轴式变速器的传动布置方案。

两轴式布置方案的变速器的主要特点是结构简单、空间尺寸小。

发动机前置且前轮驱动的轿车，这种布置使汽车传动系统紧凑、操纵性能好并且可使汽车重量降低6%~10%。

如图1.1所示。

两轴式变速器是没有直接挡，所以汽车在高挡运行时，齿轮和轴承都有承载，因此产生的噪声较大，也加大了齿轮磨损，这是它的缺点。

另外，变速器的低挡传动比上限也受到较大限制。

两轴式变速器的优点是结构简单，空间紧凑，缺点是没有直接档、低档传动比小。

1.1.2三轴式变速器

图1.2三轴式结构

如图1.2是三轴式变速器的示意图。

从图中我们可以看到，变速器的第一轴（接发动机的轴）常啮合齿轮与第二轴（至差速器的轴）的各挡齿轮分别与中间轴上相应的齿轮相互啮合，并且第一、第二轴同心。

如果将第一、第二轴直接连起来时称为直接挡。

使用直接档时，齿轮、轴承及中间轴均不承受载荷，第一、第二轴之间直接传递动力。

所以，挂直接挡时，变速器传递效率高，齿轮磨损和噪音也比较小，这是三轴式变速器的一个优点。

在其他档位时需要经过中间轴的两对齿轮传递动力，所以在齿轮中心距（第二轴与中间的中心距）比较小的情况下依然可以获得比较大传动比，这是三轴式变速器的另外一个优点。

但是它其缺点是：

除直接挡外其他各挡需要经过中间轴，传动效率有所下降。

为了汽车在高速运行时有较高的效率，减少噪声，在低速运行时有较大传动比，所以综合二轴式变速器和三轴式变速器的优点和缺点，在本设计中使用三轴式布置方案。

1.2换挡结构的分析与选择

常用的换挡结构有同步器、啮合套和直齿滑动齿轮三种。

1.2.1直齿滑动齿轮换档

直齿轮滑动换挡结构制造方便，结构简单。

但是这种结构缺点比较多：

汽车运行时各档的齿轮有不同的角度速度，使用用滑动直齿齿轮换档，会在齿轮端面产生较大冲击，并有巨大的噪声，另外这种结构齿轮端面容易磨损，导致变速器容易损坏。

换档时产生冲击和噪声使乘坐体验大大地降低。

要克服上述特点要求驾驶员用较熟练的驾驶技术（如恰当地控制离合器），使齿轮换档时产生冲击较小。

所以，这种直齿轮滑动换挡结结构简单，但是在现代汽车中已经很少使用。

1.2.2啮合套换档

变速器输出轴齿轮和中间轴齿轮是常啮合的，因此可以使用啮合套来换档。

变速器中的齿轮不再参与换档，齿轮端面与换挡机构没有接触，所以齿轮不像直齿滑动齿轮换挡那样齿轮容易损坏。

但是由于啮合换挡时，输出轴的转速与即将被啮合的齿轮的转速不相同，在换挡时会产生较大换档冲击。

对汽车安全性和乘坐体验仍有影响。

同时，依然要求驾驶员有比较熟练的驾驶技术。

1.2.3同步器换档

图1.3同步器

如图1.3同步器在啮合套和啮合齿轮之间增加了一个同步环（即锁环）。

在换挡时，在换挡拨叉的作用下，啮合套和同步环一起移向被啮合齿轮。

在啮合套与齿轮啮合之前，同步环的锥面先与齿轮上的锥面接触，在换挡拨叉的作用力下，同步环锥面与齿轮上的锥面产生摩擦力，使输出轴的转速与被啮合齿轮的转速相同。

这样在啮合时，啮合齿之间的冲击减少，这样在换挡时就没有较大的换挡冲击。

虽然同步器的结构比较复杂，制造的精度高，并且轴向尺寸大，但由于它能够在换挡时操作轻便、迅速，并且换挡冲击小、无噪声，并且在驾驶时换挡技术要求不高，从而有显著提高汽车的加速性能、与汽车驾驶安全性，亦可以延长齿轮使用寿命，故在现代汽车上得到广泛地使用。

在本设计中，所有的换挡结构都是使用同步器换挡。

1.3倒档结构布置

图1.4倒档布置

在汽车倒档时，输出轴的转动方向与前进档的方向是相反的，所以在倒档齿轮之间放一个惰轮，改变输出轴上的齿轮转动方向。

所谓“惰轮”是两个不互相接触的传动齿轮中间起传递作用的齿轮，同时跟这两个齿轮啮合，用来改变被动齿轮的转动方向，使之与主动齿轮相同。

它的作用只是改变转向并不能改变传动比。

1.4换挡操纵结构

图1.5操纵器

如图1.5所示是变速器的操纵机构。

主要由拨叉、拨叉轴和变速杆组成。

变速器的操纵机构主要有两种：

直接操纵式和远距离操纵式。

一般的汽车的变速器安放在驾驶员位置附近，这样变速杆可以放在驾驶员附近，驾驶员可以直接操纵变速器。

另外有些汽车的驾驶员座位远离变速器，这时通过在变速杆和换挡拨叉间加几个传动结构，实现远距离操作变速器。

另外，在设计变速器时还要考虑几个问题。

一是操纵结构中应该设置自锁装置，以防变速器自动换挡或者挂档后脱档。

二是操纵结构中应该设置互锁装置，防止变速器同时挂上两个档位，导致变速器损坏。

三是设置倒档安全机构，防止汽车在高速运行时，驾驶员不小心挂上倒档。

1.4.1自锁结构

图1.6自锁结构

如图1.6所示，自锁结构由自锁弹簧、自锁钢球、和拨叉轴上的凹槽组成。

当换挡时，拨叉轴在换挡拨叉的作用力下移动，自锁钢球向上运动。

挂好档之后，钢球在弹簧的作用力下压在拨叉轴的另一个凹槽中，锁住拨叉轴，防止拨叉轴移动。

1.4.2互锁结构

图1.7互锁结构

图1.8自锁与互锁

如图1.7和图1.8所示，互锁结构由互锁钢球、互锁销和拨叉轴上的凹槽组成。

在换挡时，拨叉轴在换挡拨叉的作用力下移动，互锁钢球和互锁销随着移动。

挂好档之后，互锁钢球和互锁销会把其他的拨叉轴锁住，这样其他拨叉轴就不能移动。

1.5其他零部件分析和选择

变速器的主要零部件有齿轮、轴和轴承。

1.5.1齿轮

b------齿轮的实际齿宽（mm），取b=26mm；

ρz、ρb------主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）

在直齿轮中

、

（rz、rb为主、从动齿轮节圆半径（mm））。

在斜齿轮中

、

（rz、rb为主、从动齿轮节圆半径（mm））。

将各参数代入公式，整理后得到接触应力为：

（3-4）

将各档齿轮的参数代入上面公式，计算出各档齿轮的接触应力如下表：

表3.5接触应力

一档

二档

三档

四档

五档

常啮合齿

倒档

接触应力

（MPa）

555.85

387.70

533.39

429.05

521.72

528.14

619.30

渗碳齿轮的许用接触应力1300～1400Mpa，通过上面的计算，各档齿轮都满足要求。

3.5轴的结构设计与校核

中间轴式变速器有三根轴，三根轴应该同步设计，以满足安装轴上齿轮以及同步器的需要，轴的初取最小直径取∅30设计，所有的齿轮宽度取为26mm。

然后根据实际装配情况设计轴。

3.5.1轴的刚度验算

对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。

前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜。

确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。

欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力，因为第二轴是架在第一轴上的。

档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。

作用在第一轴上的转矩应取发动机最大扭矩Tmax。

轴的挠度和转角计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。

第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。

轴在垂直面内的挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角δ，可分别用下式计算[12]:

（3-5）

（3-6）

（3-7）

式中Ft------齿轮的径向力（N）

Fr------齿轮的圆周力（N）

E------弹性模量（MPa），取E=2.1×105Mpa

I------惯性矩（mm4），对于实心轴，

；

d------轴的直径（mm）。

a、b------齿轮上的作用力矩支座A、B的距离（mm）；

L------支座间的距离（mm）。

轴的全挠度

。

（3-8）

齿轮所在平面的转角不应该超过0.002rad。

根据上面的计算公式可以得到在各档工作时，输出轴和中间轴的挠度和转角。

如下表1.6所示。

表3.6轴的挠度和转角

一档

二档

三档

四档

五档

倒档

挠度

（mm）

输出轴

0.043

0.096

0.10

0.059

0.068

0.082

中间轴

0.084

0.12

0.11

0.094

0.17

0.78

转角

（rad）

输出轴

0.0001

0.0004

0.0001

0.00013

0.0002

0.00018

中间轴

0.0002

0.0001

0.0004

0.00017

0.0003

0.0003

通过分析上面的分析得到各档工作时，各轴的刚度满足要求。

3.5.2轴的强度验算

变速器上的轴收到弯矩和扭矩，所以按弯扭合成来校核轴。

因为一档的齿轮的受力最大，所以只校验一档时的轴强度即可。

一档上使用的是直齿轮，齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr以及轴向力Fa按下面的公式计算[7]:

（3-9）

（3-10）

（3-11）

T------转矩（N·m）

d------节员直径（mm）

α------压力角（°）

计算轴的弯扭合成强度，先做出轴的计算简图，然后分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩MH和垂直面上的弯矩Mv。

然后按照下面的公式计算弯矩。

（3-12）

式中,M------轴所受的弯矩，N·mm；

MH------轴的水平方向弯矩，N·mm；

MV------轴的垂直方向弯矩，N·mm；

已知轴的弯矩和扭矩之后，可针对某些危险的截面做弯扭合成强度校核计算。

计算公式为：

（3-13）

式中,σ------轴的计算应力，Mpa；

M------轴所受的弯矩，N·mm；

T------轴所受的扭矩，N·mm；

W------轴的抗弯截面系数，mm3；

α------折合系数；

因为轴的扭转切应力和弯曲应力都是对称循环应力，所以取折合系数α=1。

轴的抗弯截面系数W可以按下面的公式计算：

（3-14）

式中，d是轴的直径。

根据上面的计算方法，计算的结果为：

输出轴的应力为172Mpa，中间轴的应力为187Mpa。

所以轴的强度满足要求。

3.6花键

输出轴上的同步器周向定位是用矩形花键定位。

下面进行花键的设计和校核。

3.6.1花键的设计

根据轴的实际情况，在五六档处和倒档上连接同步器的花键小径d=26mm，大径D=30mm,花键齿数z=6，齿宽B=6mm。

在三四档和一二档上连接同步器的花键小径d=34mm，大径D=38mm，花键齿数z=6，齿宽B=6mm。

3.6.2花键的校核

花键的主要失效形式是工作面被压溃（静连接）或工作面过度磨损（动连接）。

因此，静连接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算，动连接则按工作面上的压力进行条件性的强度计算[7]。

本设计中同步器与花键是静连接，花键的强度按下面的公式计算[7]：

（3-15）

式中：

ψ------载荷分布不均系数，取ψ=0.7，；

z-----花键的齿数；

l-----齿的工作长度（mm）；

h-----花键齿侧面的工作高度（mm）；

dm------花键的平均直径（mm）;

[σp]------花键连接的许用压力（MPa）,取[σp]=140MPa；

代入数据计算得到四个花键强度如下表：

表1.7花键强度

五六档花键

三四档花键

一二档花键

倒档花键

强度（MPa）

65.25

74.43

88.56

94.12

通过分析上面的分析花键满足设计要求。

4同步器设计与计算

同步器的设计主要有同步器的尺寸和同步器的参数选择等。

4.1同步器结构

同步器结构如下图4.1所示

图4.1同步器

1,4-同步环；3-滑块；5-啮合套座；6-花键毂；7-啮合套；8-输入轴；

同步器主要由同步环、滑块、花键毂和啮合套组成。

同步器工作可靠、耐用，在现代汽车机械式变速器中得到广泛使用。

4.2同步器工作原理

同步器的工作原理是利用被接合件的惯性防止同步前挂档。

同步器挂档过程可以分为三个阶段[13]。

第一阶段，在变速器换档拨叉的推动下，啮合套离开中间位置作轴向移动，使摩擦元件的两摩擦表面相接触，惯性力矩引起的转速差产生的摩擦力矩使锁止元件转至锁止位置，完成锁止过程，以阻止同步前挂档，这时摩擦力矩大于脱锁力矩，使锁止可靠。

如图4.2；第二阶段，在继续施加的轴向力作用下，经锁止面传至摩擦表面的正压力不断加大，使摩擦副在滑磨过程中的两摩擦表面的角速度逐渐接近，当摩擦力矩克服了被接合部分的惯性力矩后，两摩擦表面间的转速差及摩擦力矩均消失，完成同步过程；第三阶段，摩擦力矩消失后，轴向力仍作用在锁止元件上，锁止面正压力的切向分力产生的脱锁力矩使锁止元件倒转某个角度，使两锁止面脱离接触，完成脱锁过程，让同步器顺利地同步，如图4.2。

所示

图4.2同步器啮合过程

a-同步器锁止；b-同步器换挡

4.3同步器主要尺寸确定

（1）接近尺寸

同步器换档的第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块做轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离b，称为接近尺寸，如图4.3所示。

尺寸b应大于零，取b=0.2～0.3mm。

（2）接近尺寸

滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距离a，称为分度尺寸，如图4.3所示。

分度尺寸a应该等于接合齿齿距的1/4。

（4-1）

式中取m=3，得a=2.36

图4.3捏合器间隙

1-啮合套接合齿；2-滑块；3-同步环；4-齿轮接合齿

（3）滑块转动距离c

滑块在锁环缺口内转动距离c如图4.4所示。

滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系如下：

（4-2）

式中R1------滑块轴向移动后的外半径;

R2------接合齿分度圆半径。

图4.4转动距离

1-啮合套；2-锁环；3-滑块；4-锁环缺口

（4）滑块间隙

滑块端隙δ1是指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙。

同时啮合套端面与锁环端面间隙为δ2。

要求δ2>δ1。

如果δ2<δ1则换档时，在摩擦锥面尚未接触时，啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面已位于接触位置，接合尺寸b<0，此刻因锁环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使啮合套可以通过同步环，而使同步器失去锁止作用。

为保证b>0,应该使δ2>δ1。

为保证δ2>δ1取δ1=0.5，δ2=1.5。

滑块端面与齿轮接合齿端面应留有间隙δ3，称之为后备行程。

取δ3=2.0。

图4.5滑块间隙

4.4同步器主要参数确定

（1）摩擦因素f

同步环与连接齿轮之间由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。

摩擦因数f对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用[14]。

摩擦因数大，换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。

为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。

（2）同步环锥面上的螺纹槽

如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。

但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快[14]。

试验还证明：

螺纹的齿顶宽对f的影响很大，f随齿顶的磨损而降低，换档费力，故齿顶宽不易过大。

螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。

这本设计中选用图a所示的螺纹槽，个数取10个，槽宽取3mm。

（3）锥面半锥角α

锥面半锥角如图4.6所示。

摩擦锥面半锥角α越小，摩擦力矩越大。

但α过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tanα>f。

在本设计中取锥面半锥角α=7°。

（4）摩擦锥面平均半径R

摩擦锥面平均半径如图4.6所示。

R越大，则摩擦力矩越大[14]。

但是R会受结构的限制。

在可能的条件下尽可能的取大些。

在本设计中半径R取R=44mm。

（5）锥面工作长度b

锥面工作长度b如图4.6所示。

缩短锥面工作长度b，可以使变速器的轴向长度缩短，但是同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。

在本设计中b=5.5mm

图4.6锥面工作长度

（6）锁止角β

锁止角β如图4.7所示。

锁止角β选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。

影响锁止角β选取的因素主要有摩擦因数f、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角α。

现有结构的锁止角在26°～42°范围内。

本设计取β=30°。

图4.7锁止角

5变速器的润滑和密封

5.1润滑

在变速器中，齿轮和轴承都需要良好的润滑。

润滑是为了减