毕业设计（论文）-某轻型载货汽车手动变速器设计.docx

某轻型载货汽车手动变速器设计摘要变速器是汽车系统组成部件的重要部分，能使发动机曲轴的旋转力矩和速度发生改变，是核心的传动系统。汽车在道路上能以各种不同的速度平稳的行驶主要是依靠变速器的功用，车辆在起步和加速等不同环境下行驶都需要变速器的协助。本次设计的变速器是五档手动变速器，本次设计将会利用AutoCAD绘图软件对变速器的装配图和各个部分零件图进行绘制，根据设计的要求设计出合理的变速器。本次选取两轴式变速器的各部件进行设计，通过这次设计能够对以前所学的专业知识有更深入了解。下面是我对本次设计的大致流程。第一，要对变速器国内外的研究现状进行深入的了解，掌握大致的研究现状。第二，根据设计要求，设计合适的变速器结构，并且进行计算，确定初选参数；第三，确定具体结构对计算的内容进行校核计算；最后，本文会介绍变速器在换挡过程中怎样变换的工程。关键词：变速器传动比轴齿轮同步器DesignofmanualtransmissionforalighttruckAbstractTransmissionisanimportantpartoftheautomobilesystem,whichcanmaketheenginecrankshaftrotationtorqueandspeedchange,isthecoretransmissionsystem.Thecarcanrunsmoothlyatvariousspeedsontheroadmainlydependsonthefunctionofthegearbox.Thevehicleneedsthegearbox'sassistanceinstartingandacceleratingandotherdifferentenvironments.Thedesignofthetransmissionisafive-speedmanualtransmission,thisdesignwilluseAutoCADdrawingsoftwaretodrawtheassemblydrawingsandpartsofthetransmission,accordingtothedesignrequirementsofthedesignofareasonabletransmission.Thisselectionofthetwoshafttransmissioncomponentsfordesign,throughthisdesigntolearnthepreviousprofessionalknowledgehasadeeperunderstanding.Thefollowingismygeneralprocessofthisdesign.First,tothetransmissionathomeandabroadresearchstatusofin-depthunderstanding,masterthegeneralresearchstatus.Second1accordingtothedesignrequirements,designtheappropriatetransmissionstructure,andcalculate,determinetheprimaryparameters;Third,determinethespecificstructuretocalculatethecontentofthecheckCalcuIationjFinaIIy,thispaperwillintroducethetransmissionintheprocessofshiftinghowtochangetheproject.Keywordstransmissiontransmissionratioaxisgearsynchromesh第1章引言1第2章变速器结构及型式的确定22.1变速器传动机构的结构分析和布置方案的设计22. 1.1变速器的应用22.1 .2两轴式变速器和三轴式变速器的比较22.2 .3变速器倒档布置方案的选择22.3 变速器零、部件结构方案分析与型式的选择32.3.1 齿轮的型式32.3.2 变速器轴承的选择3变速器所应用的轴承包括滚动型轴承、圆锥滚子型轴承、向心短圆柱滚子轴承和向心球轴承。一般第一轴使用向心球轴承，第二轴使用短圆柱滚子轴承。现在的变速器越来越趋于使用圆锥滚子轴承，因为圆锥滚子轴承的直径较小接触的线较长因此承受的载荷也大，支撑力较大。3第3章变速器基本参数的选择42.4 变速器档位数目和各档传动比42.4.1 汽车的基本参数和档位数目的确定42.4.2 变速器一档传动比的计算42.4.3 变速器其余各档传动比的计算62.5 变速器的中心距62.6 变速器的轴向尺寸的确定62.7 变速器的齿轮参数73. 4.1齿轮的模数的设计783. 4.2齿轮的齿数设计83. 4.3齿轮齿形、螺旋角和压力角。的设计3.4.4 齿轮齿宽b的设计103.4.5 齿轮齿顶高系数的选择103.4.6 齿轮的修正设计103.5变速器的各档齿轮齿数分配方案101.1.1 5.1一档齿轮齿数的确定101.1.2 对齿轮中心距进行修正111.1.3 常啮合齿轮副齿数的确定111.1.4 其余各档齿轮齿数的确定121.1.5 倒挡齿轮齿数的确定12第4章变速器轴的设计计算144.1 轴的结构与设计144.2 轴的尺寸设计145.1 计算齿轮的强度165.1.1 计算齿轮的弯曲强度165.1.2 齿轮接触应力的校核165.2 轴的校核计算175.2.1 轴的挠度范围175.2.2 各档轴的验算17第6章同步器的确定20结论21致谢22参考文献23汽车的变速器分为手动档变速器、自动档变速器、手动和自动连为一体变速器、无级变速器、双离合器自动变速箱等。变速器可以变化传动系的传动比，增大驱动轮的转速和转矩的变化区间,从而来适应时常改变的汽车的起步、加速和爬坡等上路要求。当旋转的方向在发动机上不改变的基础上,可以让汽车能进行倒退行驶，并且使汽车具有有利的条件去使发动机运作，为了中止动力传递,要设计应用空档，保证发动机能够快速启动,维持怠速,且使动力输出更为方便和变速器的换档更顺畅。汽车变速器可以使汽车在道路上稳定的行驶，并且能够保持较低的车速，使驾驶员能够操纵简单、方便和省力，所以变速器可以保证汽车所需要的车速和行驶的力。汽车的动力性、燃油经济性和燃油经济性和变速器的构造有很大的关系。变速器按照行驶时档位的的数量可以被划成三档、四档、五档、六档和更多的档的变速器。根据轴的布置方式可以分为两轴、三轴和多轴式。变速器在刚开始出现的时候，由于档位较少，所以驾驶员应该具备较高的驾驶水平。手动变速器用于改变档位实现驾驶员变动不同齿轮的位置从而对汽车不同速度的传递。手动变速器构造简单，制造成本低廉，传动效率较高，所以在汽车制造中，大部分汽车特别是我所设计的载货汽车都应用手动变速器。手动变速器在国内外市场中都占有很大的比例。国内有很多人对变速器都有研究过，例如侯成伟等研讨了汽车手动变速器的换挡性能的评估步骤、内容和规范，改善了换档功能评估规范系统。吉林大学刘岩经过钻研改善某变速器啸叫效果，从而提高手动变速器的NVH功能。吉林交通职业技术学吴庆玲等通过对手动变速器匹配方法的研究,概述了汽车整车匹配的数学模型从而确定低档的传动比和档位数，总结了离合分离系统、选换档操纵、悬置点等的匹配设计，成为整车设计的参数匹配理论根据。本次设计的为三轴式5档某轻型载货汽车手动变速器，经过变速器传动比的变换，缓解日益加重的驾驶员的操作负担，提高轻型载货汽车的运输效率。本次设计的目标应使设计出的变速器质量轻体积小，维修方便，制造成本低廉，从而保证经济效益的要求和增大汽车的动力性能，以使工业效率有所增加，在技术上为我国的技术发展奉献出自己的一份力气。第2章变速器结构及型式的确定2.1 变速器传动机构的结构分析和布置方案的设计2.1.1变速器的应用汽车变速器分为有级变速器和无级变速器，有级变速器具备结构简略和传动效率较高等优点，一般传动效率在0.96到0.98之间，所以在很多类型的汽车上都得到了广阔的使用。有级变速器常见的有三个、四个、五个前进档位；轻型载货汽车一般为五档，重型载货汽车大部分都是六档或者以上的档位，有的重型载货汽车的档位数甚至超过二十。随着档位数的增多，汽车的燃油经济性、动力性和操纵稳定性等性能在一定程度上有所提高，也可以提高汽车发动机利用率，从而改善驾驶员的操控方便性。2.1. 2两轴式变速器和三轴式变速器的比较两轴式变速器和三轴式变速器比起来具有结构不复杂、轴的直径尺寸较小、操作方便等优势。两轴式变速器大都用在前轮驱动并且前置发动机的轻型商用汽车上。两轴式变速器的特色是变速器的第二轴和主减速器主动齿轮连在一起，两轴式变速器必须要设置间接档位，工作噪音较大，增大了变速器的磨损。本文所设计采用的是三轴式手动变速器。2.2. 3变速器倒档布置方案的选择倒挡位置的设定应遵从发动机的整体构造，在设计倒挡时最重要的是防止意外挂入倒挡，提高行驶安全性。与前进档位相比，倒挡的使用次数不多，因而使用直齿型滑动齿轮型式的换挡机构。在发动机横着置放的情况下，用圆柱齿轮来设计主减速器；在发动机纵着置放的情况下，主减速器用双曲面齿轮。低档的传动比最高为4到4.5之间。下图为倒档布置的几种方式，b图同时有两副成对的齿轮实现啮合，增加了换挡的难度；c图中换挡的顺序不合理；我所设计的变速器是采用a图的倒档布置方式。坐,给?裾>W)'d>特出骨般)f)»图1倒档布置形式2.3. 速器零、部件结构方案分析与型式的选择2.3.1 齿轮的型式斜齿型圆柱齿轮和直齿型圆柱齿轮是齿轮的两种常见的型式，尽管斜齿圆柱齿轮结构不简单，成本较高，但是由于其噪声小，传动效率高等优点在变速器上得到广泛的使用，而一档齿轮和倒档齿轮常用的是直齿圆柱齿轮，其他档用斜齿圆柱齿轮。从安全的方面考虑倒档使用与序列不结合，与一档放置一起，变速器的一档与倒档应设计在轴的受力支撑处。2.3.2 变速器轴承的选择变速器所应用的轴承包括滚动型轴承、圆锥滚子型轴承、向心短圆柱滚子轴承和向心球轴承。一般第一轴使用向心球轴承，第二轴使用短圆柱滚子轴承。现在的变速器越来越趋于使用圆锥滚子轴承，因为圆锥滚子轴承的直径较小接触的线较长因此承受的载荷也大，支撑力较大。在变速器工作时，齿轮的啮合将受轴的影响，由于轴所承载的载荷会使齿轮发出较大的噪声，还能够降低齿轮的使用寿命。第一轴与齿轮连成一体，键齿配合。为了便于安装,考虑将第二轴设计为阶梯式型式。此次设计将中间轴设计成旋转型式，并依赖于两个轴承作为其支承力。第3章变速器基本参数的选择3.1 变速器档位数目和各档传动比3.1.1 汽车的基本参数和档位数目的确定由于对于不同车辆的要求和使用条件不同，所以不同类型的汽车对应不同的传动比。本文设计的为轻型载货汽车，传动比的一般为5到6。我所设计的轻型载货汽车选用的参数如表1所示，根据参数要求，本文为设计的5档手动变速器。表1参数发动机额定功率76/3200KWZrpm发动机最大转矩ImaX245/1900NM/rpm轮胎6.5-16(8Pr)前/后轴载荷1470/1120kg满载时的轴荷分配(前轴)G=1360kg满载时的轴荷分配(后轴)g2=3140kg轴距2850mm轮距前/后1414/1370mm最小离地间隙180mm最高车速110kmh主减速器传动比,。5.125车辆的传动效率力0.85滚动阻力系数0.0013空气阻力系统X迎风面积CM2.77质心高度0.9m最高车速98kmh3.1.2变速器一档传动比的计算计算汽车一档传动比的时候，应以车辆的最大爬坡的能力和汽车最低行驶速度来确定。还应考虑车轮和地面之间的附着力和汽车行驶时的半径。当空气阻力为零的情况下则有如下计算(cosnax+sinamax)=ngm乙(1)所以汽车一档的传动比为；mgWMrlgrp.emaxl0r7(2)式中指机汽车总重量；根据任务书n=4500Agg指重力加速度；一般取g=9.8zwS2“max指道路最大的阻力系数；取max=277。指驱动车轮的滚动半径；根据刘惟信的汽车设计第48页得/;=378加emax为发动机最大转矩；已知Temax.=245Nm。为主减速比；已知i°=5.125%为汽车传动系的传动效率；已知t7t=O.85将以上数据代入公式2可得.、mg皿rrIgiN.Tenu¾lTJ_45009.80.2770.378245X5.125×0.85=4.33(3)根据.ma/*。"GM9(4)得M3-(5)OmaXiO%其中G?为汽车静止时满载所受后轴负荷G2=30772N。为道路的附着系数，取将数据代入得9=0.50.6.rGrrgT.1<maxIoJJt30772×0.55×0.378245×5.125×0.85=6(6)因此4.33Vi<6在本次变速器设计中取备=513.1.3变速器其余各档传动比的计算由上文算得一档传动比为5.1,变速器相邻的两个档位之间一般为几何级数关系，变速器的最高的档为被确定为直接档位，因此最高档的传动比为1。按照公式夕=(n表示的档位数)。由此可以算出q = n= 1.5二档、三档和四档的传动比为：if2=ifi/q=5.5=3.43=1=5.11.52=2.26jg4=Qq=5.11.53=1.513.2变速器的中心距变速器的A与汽车的大小和重量有很大的影响因素，齿轮的接触强度的大小也受中心距的影响，齿轮所受的应力的大小随着变速器的中心距而变化，寿命也会有所变化。但是最小中心距也要保证齿轮的接触啮合，从而保证变速器的正常工作。在确定中心距时应选用经验公式A=KA收L%(7)A为变速器中心距所以计算得出=KAWmaJz(8)A=(8.69.6)245×5.1×0.96A=91.4102mn综合考虑，本次变速器设计可以选取为903.3变速器的轴向尺寸的确定变速器轴向尺寸的确定与车辆齿轮的型式、档位方案的选择和档位的数量都有很大的关系，根据刘惟信汽车设计第177页轻型载货汽车轴向尺寸的选择是四档可以选择2.4至2.8,五档可以选取2.7至3.0,六档可以选择3.23.5。本次设计所选用的是五档变速器所以轴向尺寸可选取2.7到3.0,所以轴向尺寸A=291330m烧3.4变速器的齿轮参数3.4.1齿轮的模数的设计齿轮的最大负荷和齿轮抗疲劳强度决定了齿轮的模数，我们用减小模数来增大齿宽和减少噪声；通过缩短中心距和减少齿宽同时增大齿轮的模数来减轻重量。一般，乘用车的设计考虑的最多的则为减少汽车的噪声，而商用车则考虑减少重量，以保证较为经济的运输成本。依据直齿圆柱齿轮的计算可知，齿轮的模数同弯曲应力之间的关系为：二巫包V兀ZKCyM根据刘惟信汽车设计第177页式中Tj计算载荷，Nmm；Kfr应力集中系数，直齿齿轮取1.65；Kf摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1,被动齿轮取0.9；Z齿轮齿数；K,齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0;y齿形系数，见图3-1；u.一一轮齿弯曲应力，当"=max时，直齿齿轮的许用应力EJ=400850MPa。依据国标GB1357对齿轮的模数进行选择，规定如表2所示表2汽车变速器齿轮的模数m车型微型、轻型轿车中级轿车中型载货汽车重型汽车m112.25-2.752.75-3.003.50-4.504.50-6.00为了顺应变速器功能和设计工艺的需要，通常同一个变速器的模数都相同。渐开线齿轮大部分都是啮合套和同步器的相接和的首选，在齿轮的模数选取时应根据国家标准进行设计，在设计时应考虑尽可能选取较小模数，以保证增加齿轮，使换挡更省力。本次设计所选取的模数为3。图2齿形系数y（当载荷作用在齿顶,=20度，f=1.0）3.4.2齿轮的齿数设计在设计变速器齿轮的齿数时，应考虑汽车的燃油经济性、爬坡性能和每一档位传动比的大小。公因数不该存在在高速齿轮齿数中，并且应该确保中间轴的尺寸不大于齿根圆的直径。在变速器中间轴设置最小齿轮齿数，且此变速器最小齿轮不能产生切根。3.4.3齿轮齿形、螺旋角和压力角。的设计在刘惟信的汽车设计中，车辆变速器的齿轮齿形、P和按照表3选取。表3变速器的齿形压力角和螺旋角的选取.车型项目齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5°,15°,16,16.5"25°-45°一般货车GB1356-78规定的标准齿形20°20°30°重型车同上低档、倒档齿轮22°,25°小螺旋角渐开线齿轮轮廓成为大部分变速器和分动器的齿轮类型的首选，在有些情况下为了提高齿轮的啮合性能和降低噪声强度，变速器的齿轮可以选用修形且齿高的齿形。国标下齿轮的为20度是标准的。噪声的大小，重合度的大小和压力角的大小有很大的关系。变速器的抗弯强度和齿轮的表面接触的强度会随着压力角的增大而随之提高。一般轿车会采用较小的压力角，从而降低汽车的噪声，而货车大都会选择较大的压力角。以提高载荷的承载能力，从而提高货物的运输效率。本次设计中，齿轮所选取的接合压力角为20度，同步器为30度。近年来，斜齿轮的应用越来越趋于大众化，在使用斜齿轮的时候，确定斜齿轮的螺旋角是关键。螺旋角越大，则就会产生越大的横向力；则斜齿轮会随着螺旋角的变小而导致其优势就发挥不出。所以在变速器的设计中，螺旋角的大小的选择应该适中，应该符合车型的要求和需要。对于载货汽车来讲，应选用较大的螺旋角，以提高抗压强度。斜齿轮在工作时两个相对运动的齿轮会产生轴向力，因此必须使两齿轮产生的轴向力平衡。为保证这种平衡，一般中间轴不相同的档位螺旋角应该不相同。中间轴为右旋，其余两轴为左旋。保证中间轴两齿轮轴向力平衡的条件如图3得出公式IOoBl=%tan,Fa2=Fn2tan(10)tanr1因为中间轴的转矩公式为T=F"力二兄2G,为了保证平衡，所以tan夕2G（三）式中：Fau月2为轴向力，Fnl、Fn2圆周力n、2为节圆半径；T为中间轴传递的转矩。商用车的螺旋角一般在2°30,本设计初选B为25度。图3中间轴轴向力的平衡图3.4.4 齿轮齿宽b的设计齿宽的选择通常要斟酌变速器的外形尺寸、齿轮的强度和变速器的质量，并且保证变速器齿轮的强度。一般减小齿宽，从而使外形尺寸紧凑减少变速器的质量。齿宽b的确定是根据变速器齿轮的模数来选择：b=Kcrrin（12）其中K为齿宽系数，直齿齿轮取4.4到7.0；斜齿齿轮取6.0到8.6,本次设计取K=6m为齿轮的法向模数。在减少应力并提高齿轮寿命时，则应取大一点的第一轴的恒啮合的齿轮齿宽系数。直齿人=Kcmn=6×3=18斜齿b=Kmn=6×3=183.4.5 齿轮齿顶高系数的选择通常大部分一般汽车的变速器齿轮的齿顶高系数f都1.0。在我国经济技术水平逐步增长时，逐步有了齿顶高系数超过1的齿轮，被称之为高齿齿轮。这种齿轮能够扩大齿轮的重合度，在减少噪声，能够很大程度上增加齿轮的强度3.4.6 齿轮的修正设计在变速器齿轮的计算时通常对齿轮进行修正，以保证齿轮更稳定的传动。一般修正的方法大致有三种分别为变位、变化刀具齿廓参数和修形。变位分为正变位和负变位，在标准齿轮制造过程中，当刀具移向毛坯称为负变位，远离毛坯则称为正变位。正变位使齿轮的齿间距减少，易使齿轮齿顶变尖，而负变位则与之相反。为了防止齿轮产生根切，我们通常采用变化刀具齿廓的方法。为了更好的提高传动效率，对齿轮的修形也是经常用到的方法，一般都是对齿轮的齿顶的齿根进行修形。为了防止轴向变形引起的受力不均匀，一般考虑将鼓形齿轮修长。3.5变速器的各档齿轮齿数分配方案1.1.1 5.1一档齿轮齿数的确定由上文可知一档传动比加=5.，并且一曳(13)z×z9为了求Z2和Zl的传动比，先要确定Z9和Zo,则先要计算出齿数和ZJ且直齿Zh=2Am(14)斜齿Zii=2Acos/in(15)本次设计中一档齿轮选用的是直齿圆柱齿轮所以zz'=2Am=2x903=60,取整后得67度商用车传动比在5到6,齿数在12至17之间取。一档齿轮传动比为5.1,所以ZK)=I4,且Zg=Zr_zo=67-14=461.1.2 对齿轮中心距进行修正因为算得的齿轮齿数和不为整数，取整后应再次计算中心距A,所以修正的中心距为90mmO1.1.3 常啮合齿轮副齿数的确定由公式3.9得Z2_;2IOl一Zlz9-=5.1-=1.55Zi46A=机”(Zl+z2)/2cos0(6)90=3(z2+z)2cos25求得Zi=23Zi=34验算得Z2×Z9.Is=4.9Zl×ZlO与5.1和接近，所以由公式16所得/、2Acos£i-2(Zl+Z2)=tn»则1、2齿轮的螺旋角为7i-2=18.30中心距A=F(ZI+z?)=90cosz斜齿端面模数为ml=3.3mm(17)cos2COSa=S(Z+z2)CoSaIcoscr2A所以x=°1.1.4 其余各档齿轮齿数的确定Z7.zoy123=s2=3.4=2.3Z8Z234(18)二档齿轮为斜齿轮是，所以有公式./Wn(Z7÷Z8)A=2cos8(19)因为中间轴向力需要平衡，所以有公式=(1+1)Ian凤z1+z2z8(20)由公式18、19、20得螺旋角小为13.1,算得二档齿轮齿数Z7=39,zs=18.同理可得三档齿轮数Z5=35,Z6=23,螺旋角为6=16.7；四档齿轮数Z3=27,Z4=28,螺旋角0=21.31.1.5 倒挡齿轮齿数的确定本设计模数都为3,大部分倒档齿轮齿数3的范围为21到23,暂时选用小为23,假设z2=15,AJ(ZC3)=55.5mm,取A=55mm,为了保证啮合稳定性，通常倒档齿2轮与齿顶圆中间要保留0.5mm以上的间隔，所以取ZU=44保证输入轴与中间轴的正常运转。第4章变速器轴的设计计算4.1轴的结构与设计在变速器的设计中轴保证齿轮和同步器的安装。一般将一档齿轮与齿轮连成一块，轴的直径由其前部的轴承来确定，公差选取6级。为了保证正常的安装，第二轴做成阶梯状。但是需要注意的是不能使轴直径悬殊太大，这样会导致轴容易断裂。因为在轻型载货汽车中不需要传递过大的轴向力因此采用弹性挡圈进行轴向定位。固定式和旋转式是中间轴最常见的两种形式，由于轻型载货汽车的中心距比较小，所以固定式中间轴通常是一根光轴。常常将一档齿轮与旋转中间轴做成一块，原因是由于一档齿轮尺寸较小。所以在设计中选用固定式中间轴的构造。4.2轴的尺寸设计已知轴的最小直径公式为dmm一轴的估算最小径C计算常数产一轴传递的功率(&W)一轴的转速第一轴的花键部分K经验系数，K=4.04.6Amax发动机最大转矩第二轴及中间轴最大轴径"=(0.6-0.45)第一轴及中间轴：彳=0.160.18第二轴：=0.180.21已知A=100.5,7L11三=245Nm所以有如下计算第一轴花键部分的直径4=(4.04.6=25.0328.78mm取4=28mm计算第二轴的最大允许直径为“2max(°45060)xl005=45.260.3如上取6(加加计算第二轴的最大允许直径为4>ax”(°45060)x100.5=45.26°.3丽,取6°加利第5章变速器的校核5.1 计算齿轮的强度5.1.1 计算齿轮的弯曲强度已知直齿轮的弯曲应力公式为FKKf?=7-附(23)直齿轮的弯曲应力应在400到850Nmm之间在公式4.1中心表示的是弯曲应力，K表示圆周力片=2d,1表示计算载荷；d表示节圆直径，皤为应力集中系数，本次设计取Kb=I.65；S表示摩擦力影响系数。取主动齿轮陷为1.0,从动齿轮K/为os；一档主动齿轮的=TrRKKf_2x2K)XlO3l.65xl.l_Wnv,zKcy3.14×33×42×5×0.173MPa850一档从动齿轮的=2TgK°K=2x245K)3l.65O.9“版ZKCy_3.14×33×15×5×0,173-MPa<850MPa所以直齿轮的弯曲应力符合设计标准5.1.2 齿轮接触应力的校核齿轮接触应力为i=0.418J-(+)(24)，bpzpb其中E表示弹性模量，其中F=-LCOSaCOSP(25)直齿R=qsin,ph=rbsinar,sin%SinaPz='2rPb=2p斜齿COSP,COSO对一档从动齿轮的校核为=0.418J-(+)jbpzpbny11oI210×103×2.1×105/22=0.418×i×(F)丫3x53x3x(cos28"cos20°)3×14×sin203x53XSin200二2201.7S对四挡齿轮的校核为心=0.418年4+，)iyZ?pzph八，CI210×103×2.1×105z23×3×sin20o39×3×sin20=0.418×JX(+)23×3×3(cos28ocos200)2×cos28"2×cos28o=768.5"，校核在范围内，所以符合要求。5.2轴的校核计算5.2.1轴的挠度范围_Fra2b2_64Fra2tc3EIL3冗ELdA(26)§_Frab(bc)_64Fab(b-a)3EIL3ELd4(27)轴的挠度=2+2o.2(28)轴的挠度的允许范围为=0.050.10,内=0.100.15(29)5.2.2各档轴的验算一档轴的刚度验算£=心团),3=006mm0.050.1OmmA,33ELd4£=646吧3%一=o05°.I(W).15mm7s,33血aEL3=i3+)3=005mm0.2mm乐=64F113a3430:一电J=ooo3rad0.002rad,33ELd4二档轴的刚度验算f1=64F/7b?=0oo9mm0.05-0.1Omm“3ELd4(64J1b=0022<01OO15mm7s73d4ELf1=yf7+珞=0.024mm0.2mm二64，声7b(4-)=000003rad<oo2rad3兀ELd&三档轴的验算64Fa2H2工=5%=o.O2mm0.050.1Omm人$3ELd4九二64-，d=ooo40.1(W).l5mm7s53就*ELf5=+弋-00045mm0.2mm=64Ja5坐-2)=Ooo(X)Imd0.002rad3ELd'四档轴的验算64匕4?3=O(X)i5mm<0.05-0.10mm人33ELd4f=64%,仇:OoO370.1(W).15mm人337IdAEL八-yf+#=0.004mm0.2mm§64%3A,-&)=000002rado.OO2rad3ELd4倒档轴的验算£=Fr9a9夕=Oo23mm0.050.1Omm93ELd4=647%?凤=o0620.1(h).l5mm7s93d4EL=79+l=0066mm0.2mm二64耳如为(勺-=)=-0.00008rad0.002rad3ELd'验算均符合要求第6章同步器的确定本次设计选用锁环式同步器，锁环式同步器是借助啮合套上的轴向力推动滑块和锁环移动直到锁环与齿轮接触，锁环锥面与齿轮锥面会产生摩擦，会引起锁环与啮合套产生相对运动，然后啮合套的齿的一端与锁环触碰，阻碍啮合套的移动，此时的同步器是锁止状态。在变速器换挡时，会使产生摩擦增大，此时的锁环与齿轮的G十分相近，在角速度瞬间相同的一瞬间，完成同步换档。如下图1和4表示的是锁环，2表示滑块，3表示弹簧圈，5和8是齿轮，6是啮合套座，7指啮合套。图4锁环式同步器换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环锥面与被接合、齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度Ag,致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图5.2a）,使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换挡的第一阶段工作至此已完成。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开,同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换挡力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合完成同步换挡。结论本次手动变速器设计的特点是：传动比和扭矩变化的范围较大，可以满足汽车在不同工况的行驶且结构简单制造成本较低，易于驾驶员挂档，便于经济生产，维修成本较低，满足了经济性和动力性的需要。在本次变速器的设计中，设计了同步器，易化了换档，增加了操作舒适性，使传动更加稳定。本次设计为三轴五档变速器，在汽车行业应用很广泛,虽然在很多的前辈的基础上，对汽车手动变速器的研究已经很成熟，并且已经有了很多新的技术，比如自动换档，但是最根本的理念和设计方法是各种变速器新技术设计的基础，我们不管以后研究一种什么新技术的变速器，都应该继续学习和参照手动变速器的设计在本次设计中，我将我本科学习的东西汇成结晶呈现在变速器设计中，但是我发现我还要很多欠缺的地方，值得我去继续学习。本次设计中我参照了很多参考资料，学到了很多前辈的研究成果，并且深深意识到，自己和在学术前言的专家和老师之间的差距还很大,毕业并不是我们学习的终点，在以后我会继续努力，继续深造自己，争取有一天自己也能成为汽车行业的佼佼者。致谢本次论文的完成非常感谢刘文光老师的耐心指导和同学的互相帮助，刘文光老师在我本科学习教授我单片机时就帮助我许多，在本次论文的选题设计方法无不凝集着老师的心血，刘文老师在知识和方法上指导很多。我还要感谢京江学院对我的培养，感谢我的辅导员老师李磊老师，感谢江苏大学汽车学院给予我这个平台去学习和完成我的论文。参考文献刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001张凌.汽车机械式变速器的设计与分析J.广东蚕业,2018,(第7期).赵德祥，秦睿.中国汽车变速器的使用现状与发展趋势J.公路与汽运,2015,(1):26-29.陈家瑞.汽车构造(下册)M.北京：人民交通出版社，2006.余志生.汽车理论M.第2版.北京:机械工业出版社，20086成大先机械设计手册M.北京：化学工业出版社，2002孙勇.低速载货汽车变速器的设计形式探析J.时代农机,2015,42(04):52-53.网侯成伟,孟祥媛,汪禄刚,李洋.乘用车手动变速器换挡性能评价研究J.汽车工业研究,2018(10):52-56.9ZhaoyangZou.StaticShiftPerformanceEvaluationIndexandOptimizationMeasuresforManualTransmissioninPassengerCarA,中国汽车工程学会.2015中国汽车工程学会年会论文集(VOkIme3)C.中国汽车工程学会:中国汽车工程学会,2015:1.10Sailer,S.,Buchholz,M.,Dietmayer,K.DriveawayandbrakingcontrolofvehicleswithmanualtransmissionusingaroboticdriverP.,2013.11Yasuoshimizu,Toshitakekawai.DevelopmentofelectricpowersteeringJ.WarrendalePA:SAEpaperno,2004