EQ五档手动变速器设计方案.docx
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EQ五档手动变速器设计方案
封面
作者：
PanHongliang
仅供个人学习
学号
101102073029
毕业设计
EQ5050汽车五档变速器设计
教学系：
汽车工程系
指导教师：
甘泉
专业班级：
车辆工程1073班
学生姓名：
陈育怀
2011年6月
摘要
本设计的题目是为中型载货汽车东风EQ5050设计变速器。
该变速器为五档变速器，其中包括五个前进档和一个倒档。
采用先进的整体式中间轴结构，三叉轴远距离操纵换档机构，使用锁销式同步器换档。
该变速箱结构紧凑，体积小，传动效率高，有较大的速比范围，具有很好的经济性和动力性。
设计说明书包括以下一些内容：
1.绪论；
2.结构方案论证及选择；
3.变速器传动参数设计与计算，其中包括中心距、档位数，最大、最小传动比的确定，齿轮各参数的选择与计算，轴的直径的选择，最后还有精确的配齿；
4.同步器设计理论及参数的确定；
5.齿轮的强度校核,轴的强度和刚度校核,变速器中渐开线花键和半圆键的校核,轴承寿命的校核；
6.变速器工艺性与经济性分析；
7.列出本次设计的参考文献
最后是对本次设计的感想和对指导教师的致谢。
关键词传动比;中心距;同步器;强度;刚度;寿命
Abstract
ThispaperismainlyaboutthegearboxdesignforEQ5050.Thegearboxincludes5forwardgearsofspeed,andonereversegear.Itusesadvancedintermediateaxisoftheoverallstructure,proposesthree-prongedaxleremotecontrolshiftinggearsagencies,anditsshiftorganizationuseslock-ringsynchronizer.Thetransmissioniscohesive,smallsize,hashightransmissionefficiencyandhasagoodfueleconomyandpower.
Thispapermainlyconsistsofundermentionedchapters:
1.Introduction;
2.Modelcomparisonandselection;
3.Parameterselectionandcalculation,Includingshaftdistance，thenumberofgears,thedetermineofthelargestandsmallestgearratio,gearvariousparameterschoiceandcomputation,axisdiameter`schoice,thefinalallocationofaccurateteethandsoon;
4.Synchronizerdesigntheoryandanddeterminationofparameters;
5.Checktheintensionofgears;Checktheintensionandrigidityofaxles;Checktheintensionofsplinesandwoodruffkeys;Checkthelift-spanofbearings;
6.Aboutthetechnicalcharacteristicsandeconomypropertiesofthegearbox;
7.Listallthosereferencesinthefinaldesign.
Andfinallyisthethankstoinstructsteacherandtheexpressingtothisdesign.
Keywordsgearratio;shaftdistance;synchronizer;intension;rigidity;lift-span
第1章绪论
本设计的设计参数如下表:
汽车型号：
东风EQ5050
总质量：
5495
外形尺寸：
长/宽/高（mm）5998/1900/2600
整备质量利用系数：
1.22
轴距（mm）：
3300
乘员数/载质量：
2/2270
轮距（前/后）（mm）：
1506/1466
最大功率（kw）：
70/3000
最大爬坡度（%）：
28
最大转矩N.m：
250/1200
变速器:
手动5档
压缩比：
6.75
整备质量（Kg）:
3225
最高车速（km/h）：
90
轮胎：
7.00-16汽车布置方式：
FR排量L：
5.42汽缸数：
6
变速器用于改变发动机的转矩和转速，以适应汽车在起步，加速，行驶以及在克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力和车速的不同要求的需要。
根据这些功能，变速器既要能满足整车性能的要求，还要有足够的可靠性和耐用性，足够的刚度，噪声要低，换档灵活轻便；另外，还要有良好的加工工艺性，零部件通用性，以便于产品系列化，扩大变速器的适用范围。
具体来说，为保证变速器有良好的工作性能，应该满足以下要求：
（1）正确选择变速器的档位数和传动比，使之与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；
（2）设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；
（3）设置倒档，使汽车可以倒退行驶；
（4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；
（5）换档迅速，省力，方便；
（6）工作可靠,汽车在行驶过程中，变速器不得有跳档，乱档以及换档冲击等现象发生；
（7）变速器应该具有高的工作效率；
（8）变速器应该操作简单，工作平稳，无噪音；
第2章方案论证
2.1变速器的选择
变速器的种类很多，按前进挡的挡数不同，可分为三、四、五挡和多挡变速器；按轴的形式不同，可分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两大类。
前者又分为两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器，固定轴式变速器的主要特点是容易实现换挡自动化，应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。
旋转轴式主要用于液力机械式变速器。
2.1.1两轴式变速器
若传动比较小，常采用两轴式，它有如下特点：
1.变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；
2.当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺；
3.除倒挡传动常用滑动齿轮外，其他各挡均采用常啮合齿轮传动；
4.各挡的同步器多数在输出轴后端；
5.若低挡传动比较大，则尺寸结构增大，不再具有上述优点，所以只能在传动比较小的条件才可采用此方案。
6.两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，齿轮噪声大，且易损坏。
2.1.2中间轴式变速器
从结构外形看，有三根轴，一轴二轴在同一直线上，将它们连接即为直接挡。
使用直接档，变速器齿轮和轴承以及第二轴均不承受载荷，发动机转矩经第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，而且磨损小，寿命长，噪音也较小。
因为直接档的使用效率高于其它前进挡，因而提高了变速器的使用寿命。
在其它前进挡工作时，变速器传递的动力需经过设置在第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传动，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离不大的条件下，一挡仍有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以或不采用常啮合齿轮传动。
多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换档机构均采用同步器或啮合套换挡，少数结构中一挡也采用同步器或啮合套换挡。
中间轴式变速器广泛应用于前置后驱的各类汽车上，故本次设计采用这种结构。
双中间轴或多中间轴式的变速器大多应用于重型汽车上，与本次设计不符，故不采用这种结构形式。
2.2齿轮形式的选择
变速器的齿轮一般不外乎两种：
直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。
直齿圆柱齿轮多用于滑动式，故适用在倒挡和一挡较多，它们的结构简单，制造容易，但在换挡时齿轮齿根部容易产生冲击，噪声大，从而使端部磨损加剧，寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员疲劳驾驶。
斜齿圆柱齿轮传动平稳，噪声小，磨损小，寿命长。
唯一的缺点是工作时有轴向力的产生，而且结构复杂。
这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。
通过比较两种形式的齿轮的优缺点，本设计中，倒档和一档采用直齿轮传动，这是考虑到倒挡和一档使用率较低，综合衡量经济性和实用性而定的。
其余各挡均采用斜齿轮传动，这样可以充分发挥其传动平稳、噪声低等优点。
2.3换挡结构形式的选择
变速器的换挡机构形式有以下几种：
直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡。
2.3.1直齿滑动齿轮换挡
该方式制造容易、结构简单，但缺点较多：
由于换挡时容易产生冲击，所以端部磨损快，寿命低，噪声大。
从而使汽车的行驶安全性和舒适性降低，而且对驾驶员的技术要求过高，影响汽车的行使等。
故只在一和倒挡之间采用这种形式换挡。
2.3.2啮合套换挡
采用啮合套换挡，同时承受换挡冲击载荷的接合齿的齿数多，而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早的损坏，但不能消除换挡冲击，因此，汽车行驶安全性和乘坐舒适性仍受到一定影响，对驾驶员的技术要求也很高。
另外，由于增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的旋转部分转动惯量变大，故这种换挡方式一般应用于某些要求不高的挡位及重型货车上。
2.3.3同步器换挡
这种换挡形式能消除换挡冲击，而且换挡迅速，操纵轻便，对驾驶员要求也不高，而且由于消除了噪音和换挡冲击，提高了汽车的行驶安全性、加速性、舒适性和经济性等，所以现代汽车一般都采用这种形式。
但是由于其结构复杂，制造精度要求高，从而制造困难，同步环容易损坏，轴向尺寸大等，但是它还是被广泛采用。
本次设计除一档外的前进档都采用这种换档形式。
2.3.4倒挡形式的选择
汽车为了实现倒档传动,有的采用在前进档位的路线中,加装一个中间传动齿轮的方案。
采用这种方案结构简单,但是倒档小齿轮每转一周,就和其他齿轮啃合两次,从而反复受挤压。
也就是说,它是在正、负交替对称变化的弯曲应力下工作,这样极易产生疲劳破坏,从而影响变速器的寿命,不能实现安全倒车,故本设计中采用两个联体齿轮的方式。
这种方式结构复杂,但是齿轮的工作状态是比较有利的单向循环弯曲应力,并且能保证有足够大的传动比,因此采用这种方式。
2.4变速器结构方案简图
图2.1示意图
图2.11-一轴常啮合齿轮；2-中间轴常啮合齿轮；3-四挡常啮合齿轮；4-中间轴四挡齿轮；5-三挡常啮合齿轮；6-三挡齿轮；7-二挡常啮合齿轮；8-中间轴二挡齿轮；9-二轴一、倒挡滑动齿轮；10-中间轴一、倒挡齿轮；11-倒挡齿轮；12-一轴；13-中间轴；14-倒挡轴。
2.5具体细节零部件方案的确定
下面就同步器的具体形式、轴承的形式、变速器壳体的形式及挡位设置等问题分别予以讨论。
2.5.1同步器的选择
同步器一般有常压式、惯性式和增力式三种，其中，惯性式同步器较为常用。
常压式同步器：
该同步器结构虽然结构形式简单，但由于接合套的轴向阻力是由弹簧压力造成的，故其压力大小有限，不能保证被啮合体在同步状态下（即角度相同时）换挡的缺点。
所以这种形式的同步器只在重型汽车上有所应用，本变速器不采用这种同步器。
惯性增力式同步器：
该同步器又称为波舍尔同步器。
它能可靠的保证只在同步状态下换挡。
只要啮合套与齿轮间存在角速度差，同步器上弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套的移动。
只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，由于对同步环直径的缩小失去阻力，这样才能实现换挡。
波舍尔同步器的摩擦力矩大、结构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货车变速器。
惯性式同步器：
这种形式的同步器与常压式同步器一样，是依靠摩擦作用实现同步的。
但是它从结构上保证了接合套与待接合花键齿圈未达到同步时不接触，避免了齿间冲击和噪声。
从结构上分，惯性式同步器有锁销式、锁环式、滑块式、多片式和多锥式等几种。
虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。
（1）滑块式同步器：
其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，弯矩容量不大，齿面磨损大，易失效。
它主要用于轿车和轻型货车上。
故从汽车的安全性方面考虑，不采用这种同步器。
（2）锁环式同步器：
这种同步器的锁止面在同步锥环和啮合套的倒锥面上，省去了同步锥环的接合齿，这样就使轴向尺寸变小。
考虑到结构上布置的合理性、紧凑性及锥面产生摩擦力矩大小等因素，多用于轿车和轻型货车上。
本变速器不采用这种同步器。
（3）锁销式同步器：
这种同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，转矩容量得到提高。
轴向尺寸大是它的缺点。
它多用于中、重型汽车变速器上，本次设计采用这种形式的同步器。
（4）多锥式同步器：
该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。
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）也相应的增加，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。
若保持换挡力不变，则可缩短同步时间。
多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器以及分动器中。
2.5.2轴承形式的选择
变速器要求增大传递功率与质量的比值，而且要求工作轴承的可靠性，容量大，寿命长，故轴承的选用比较重要。
变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。
至于何处应当采用何种轴承，是受结构的限制，并随所承受的载荷特点不同而不同。
汽车变速器的结构紧凑、尺寸小、采用尺寸大些的轴承受结构的限制，常在布置上有困难。
如变速器的二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。
变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间可采用角接触球轴承来承受径向力。
作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传递给变速器壳体，此处用轴承外圈有挡圈的圆柱滚子轴承。
第二轴的后端也采用此种圆柱轴承，以承受径向力和轴向力。
中间轴上齿轮工作时产生很大的轴向力，原则上有前或后轴承承受均可以，但当在壳体前断面布置轴承盖有困难时，必须由后轴承来承受轴向力。
本设计前后轴承均采用圆锥滚子轴承。
变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴的前后轴承，按直径系列，一般选用中系列圆柱滚子轴承、球轴承和圆锥滚子轴承。
轴承的直径根据变速器的中心距确定，并要保证壳体后臂两轴承孔之间的距离不小于6－20mm，下限使用与轿车和轻型货车。
滚针轴承主要用于齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。
滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。
本设计中，由于第一轴和二轴由于转速较高，承受载荷中等，选用圆柱滚子轴承。
二轴前端通过滚针轴承支撑在一轴后端的内腔内。
中间轴由于跨度大，直径大，质量大，轴向力大，故采用圆锥滚子轴承。
2.5.3变速器轴上零件的定位
二轴上的齿轮松套在轴上，通过卡环、止推环轴向定位。
中间轴通过卡环和轴承调整垫片进行调整和定位。
轴上齿轮和同步器通过轴肩和轴套来定位。
2.5.4变速器的壳体
壳体有整体式和对分式两种。
整体式壳体与上盖组成一体，优点是变速器前后轴承孔的同心度容易保证，装配、检查方便，壳体多用铸铁制造，上盖多用铝合金压铸；对分式壳体又分为前后对分式和上下（左右）对分式，其加工精度要求高，并多为铝合金压铸件，主要用于轿车和轻型车。
变速器壳体尺寸尽可能小，同时质量也要小，并且具有足够大的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。
变速器横向断面尺寸应能保证布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮的齿顶之间留有5－8mm的间隙，否则增加了润滑油的液压阻力，会产生噪声和使变速器过热。
齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。
为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设置加强筋。
加强筋的方向与轴支承处的作用力的方向有关。
变速器壳体不应有不利于吸收齿轮的震动和噪声的大平面。
为了注油和放油，在变速器壳体上设有注油孔和放油孔。
为保证变速器内部为大气压力，在顶部有通气塞，壳体设有动力输出孔，还有倒挡检查孔。
为了减小变速器的质量，壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取3.5--4mm。
采用铸铁铸造时，壁厚取5—6mm。
增加变速器壁厚，虽然能提高壳体的强度和刚度，但会增加变速器的质量，并使消耗的材料增加，提高了成本。
本设计中，变速器的壳体的壁厚取6mm。
2.6变速器操纵机构的方案分析
变速器操纵机构应能保证驾驶员能够准确可靠的使变速器挂入所需要的任意挡位，并随时可以退到空挡状态。
一般变速器操纵机构由变速杆、拨叉、拨叉轴以及安全装置等组成。
对五挡变速器而言，一般具有三根拨叉轴。
一倒挡、二三挡和四五挡各占一根拨叉轴。
不同的变速器其挡数和操纵机构的结构和布置都可能不同，从而相应于各挡位的变速杆上端手柄位置排列（挡位排列）也不同，应此，汽车驾驶室内的仪表盘上（或操纵手柄上）应由该变速器的挡位排列图。
为了保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，对其操纵机构提出以下要求：
挂挡过程中，若操纵变速杆推动拨叉前移或后移的距离不足时，则滑动齿轮（或接合套）与相应的齿轮（或接合齿圈）将不能在全齿圈上啮合，因而影响齿轮的寿命。
即使达到全齿圈啮合，也可能由于汽车的振动或其它原因，使滑动齿轮（或接合套）自动轴向移动，因而减少齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合（自动脱挡）。
为防止自动脱挡，并保证齿轮全齿啮合，应在操纵机构中设置自锁装置。
若变速杆能同时推动两个拨叉，即可能同时挂入两个挡位。
由于两个挡位的传动比不同，必将使啮合的各个齿轮相互产生机械干涉，变速器将无法工作，情况严重时还将使零件破坏。
为防止同时挂入两个挡位，必须在操纵机构内设置互锁装置。
汽车在行进中，若误挂倒挡，变速器齿轮间将发生极大的冲击，导致零件的损坏。
汽车起步时若误挂倒挡或者高速挡，则容易出现安全事故。
为防止误挂倒挡或者高速挡，操纵机构中应设有倒挡锁和高速挡锁装置。
2.7零部件结构方案分析
齿轮形式：
变速器中的齿轮一般不外于两种:
直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。
直齿圆柱齿轮在一档和倒档使用较多,它们结构简单,制造容易。
但是使用滑动式直齿圆柱齿轮在换档时会在齿轮端面产生冲击,并伴随有噪声。
这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏,同时使驾驶员的精神紧张,而换档时产生的噪声又使乘坐舒适性降低。
只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器）,使齿轮换档时无冲击,才能克服上述缺点。
但是该瞬间驾驶员的注意力被分散,会影响行驶安全性。
斜齿圆柱齿轮传动平稳,噪音很小,磨损小,寿命长。
唯一的缺点是工作时产生轴向力,这个缺点可以在进行轴的载荷计算予以平衡。
通过比较两种形式的齿轮的优缺点,在本设计中一、倒档采用直齿圆柱齿轮,这是考虑到一、倒档使用率低,综合衡量经济性和使用性而定的。
其余各档全部采用斜齿圆柱齿轮传动,这样可充分发挥其传动平稳、噪音低等优点。
第3章传动参数设计
3.1档位数选择
档数增加能够改善汽车的动力性和经济性。
但档数越多，变速器的结构越复杂，轮廓尺寸和质量越大，同时操纵机构也越复杂。
3.2最大传动比的确定
1.从最大爬坡度出发：
Ig1≥mg*Ψmaxr/（Temax*i0*ηt）……………………………………①
分部求解各参数：
（1）mg=5495kg*9.8=53815N，货车最大爬坡度为imax=28%，坡度角amax=arctgimax
（2）根据汽车理论第14页公式：
Ψmax=fmax+imax
已知imax=0.28
又根据汽车理论第10页f=0.0076
代入得：
Ψmax=fcosmax+sinmax=0.277
（3）查刘惟信《汽车设计》48页，滚动半径rr=0.509m
（4）最大扭矩Temax=250Nm
（5）主减速比i0=6.33
（6）传动系总效率ηt=0.85
把各参数代入①得：
ig1≥5.64
2.由驱动轮与地面的附着条件得:
ig1≤G2*u*rr/（Temax*i0*ηt）………………………………………………②
分部求解各参数：
（1）G2=5495*74%*9.8=38949.74N
（2）u=0.5
把各参数代入②得：
ig1≤7.37
综合1、2计算结果，并考虑到货车爬坡和运货的需要预先选取ig1=5.7
3.3最小传动比的确定
最高档为直接档，imin=1
3.4确定各档传动比
（1）传动比范围ig1/ig5=5.7
根据等比级数分配速比，公比为q==1.55
（2）汽车主要是用较高档位行驶的，所以较高档位相邻档位间的传动比间隔应该小一些，特别是最高档与次高档根应该小。
因此，实际上各档传动比常按下面的关系分布：
已知ig1=5.7，ig5=1，令qm为相邻档位的传动比比值，
则qm1=1.59,qm2=1.57,qm3=1.55,qm4=1.47
还应该考虑到相邻传动比的比值不应太大（q≤1.5～1.6），以防换档困难，
最后确定ig2=3.58,ig3=2.28,ig4=1.47，ig5=1
（3）倒档传动比iR
根据经验预先选取iR=5.4
3.5中心距的确定
根据汽车设计第66页：
初选中心距时A=KA*
计算得中心距为：
A=111.06mm，取整为111mm
3.6齿轮参数选择
3.6.1相关知识
本变速器均采用了斜齿轮，需要确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽，变位系数等参数。
3.6.2齿轮模数
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度质量噪声工艺要求等。
应当指出，选取齿轮模数时一般遵循的原则是：
为了减小噪声应合理减小模数，同时增大齿宽；为使质量减小，应当增大模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应当有不同的模数。
对货车，减小质量比减小噪声更重要，故对齿轮应选用大些的模数。
模数按以下的经验公式求得，再按国家标准圆整：
对于第一轴减速齿轮,模数可用下式确定;
------第一轴齿轮mm
------模数系数,一般=0.37~0.46
根据国家标准选择出
取3mm,m取4mm
其余各档模数遵循低档用大模数，高档用小模数的原则，结合速比分配，选用适当的模数。
考虑工艺方便，减少刀具种类，模数种类不宜选得过多，本变速器选用两种模数。
倒挡和一挡直齿齿轮：
4mm；其他挡齿轮：
3mm。
3.6.3压力角
压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。
对货车，应选用较大的压力角。
我国标准规定压力角为20，同一变速器，往往低档齿轮用大压力角，高档齿轮用小压力角。
啮合套和同步器的接合齿压力角有20°,25°,30°，普遍用30°。
3.6.4斜齿轮的螺旋角
螺旋角的确定，主要从它对啮合性能，强度的
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