换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。手动变速器的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮有更长的寿命更低的噪声，虽然其制造稍微复杂且在工作时有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所取代。当然，常啮合齿轮副的增多将导致旋转部分总惯性力矩的增大。手动变速器的设计要求正确选择变速器的挡位数和传动比，使其和发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性和经济性设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机和传动系长时间分离，设置倒挡使汽车能倒退行驶操纵简单方便迅速省力传动效率高，工作平稳无噪声体积小质量轻承载能力强，工作可靠制造容易成本低廉维修方便使用寿命长贯彻零件标准化部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定需要时应设置动力输出装置。变速器设计的主要内容本设计主要是依据瑞麒款梅西版手动舒适性汽车的有关参数，通过对变速器各部分参数的选择和计算，设计出种基本符合要求的档手动变速器，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。本文主要完成下面些主要工作对变速器传动机构的分析与选择通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择档数传动比中心距齿轮参数等。变速器齿轮强度的校核变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。轴的基本尺寸的确定及强度计算。对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。轴承的选择与寿命计算。对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为万公里。本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算同时对同步器换档操纵机构等结构件进行分析设计另外，对现有传统变速器的结构进行改进完善。第章变速器传动机构与操纵机构的布置变速器传动方案布置机构机械式变速器具有结构简单传动效率高制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种两轴式变速器和中间轴式变速器。两轴式变速器的特点分析与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器结构简单紧凑且除最高挡外其他各挡的传动效率高噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力传动系统紧凑操纵性好且可使汽车质量减少。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。如图所示为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成体多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡图所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。图两轴式变速器传动方案中间轴式变速器特点分析中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第轴的前端经轴承支承在发动机的飞轮上，第轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。如图所示为中间轴式变速器的传动方案，其中为中间轴式五挡变速器，为中间轴式六挡变速器的传动方案。中间轴式变速器的共同特点为变速器第轴后端与常啮合主动齿轮做成体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第轴后端的孔内，且保证两轴轴线在同直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达到以上，噪声低齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率要高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿命在其他前进挡位工作时，变速器传递的动图中间轴式变速器传动方案力需要经过设置在第轴中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离中心距不大的条件下，挡仍然有较大的传动比挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以不采用常啮合齿轮传动多数传动方案件中除挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或接合套换挡，少数结构的挡也采用同步器或接合套换挡，各挡同步器或接合套多数情况下装在第二轴上。在除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。以上各方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡形式可以用同步器或啮合套来实现。同变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么定是挡位高的用同步器换挡，挡位面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重主动小齿轮较被动大齿轮严重。对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。在般的汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面硬度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大耐高温耐高压的润滑油，提高油膜强度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。用移动齿轮的方法完成换挡的低档和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。轴的结构和尺寸设计变速器轴的设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。设计变速器时主要考虑的问题有轴的结构形状轴的直径长度轴的强度和刚度等。初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取对输入轴对输出轴，。输入轴花键部分直径可按下式初选取式中经验系数发动机最大转矩。输入轴花键部分直径初选输入输出轴支承之间的长度。按扭转强度条件确定轴的最小直径式中轴的最小直径轴的许用剪应力发动机的最大功率发动机的转速。将有关数据代入式，得所以，选择轴的最小直径为。轴的强度验算轴的刚度计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，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算式中齿轮齿宽中间平面上的径向力齿轮齿宽中间平面上的圆周力弹性模量，惯性矩，对于实心轴，轴的直径，花键处按平均直径计算齿轮上的作用力距支座的距离支座间的距离。轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，。齿轮所在平面的转角不应超过。档工作时输入轴的挠度和转角的计算已知，把有关数据代入得到输出轴的挠度和转角的计算输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知，把有关数据代入得到二档工作时输入轴的挠度和转角的计算已知，把有关数据代入得到输出轴的挠度和转角的计算输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知，把有关数据代入得到三档工作时输入轴的挠度和转角的计算已知，把有关数据代入得到输出轴的挠度和转角的计算输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知，把有关数据代入得到四档工作时输入轴的挠度和转角的计算已知，把有关数据代入得到输出轴的挠度和转角的计算输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知，把有关数据代入得到五档工作时输入轴的挠度和转角的计算已知，把有关数据代入得到输出轴的挠度和转角的计算输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。