两轴式五挡手动变速器设计

安藏理工大學本科毕业设计说明书某型乘用车五挡手动变速器设计PASSENGERCARMANUALTRANSMISSIONDESIGN安徽理工大学毕业设计I某型乘用车五挡手动变速器设计摘要本次设计针对小型前置前驱乘用车，综合考虑乘用车对乘坐舒适性、操作简便性、动力性以及燃油经济性等方面需求，进行五挡机械式变速器设计。变速器结构采用两轴式，同时采用锁环式同步器换挡机构，使换挡更及时、更准确、更平稳。设计过程包括动力参数分析、传动比分配、变速器结构设计以及各个零部件强度的校核。在结构设计中，运用CATIA软件进行三维建模和结构分析，最后根据确定的参数完成工程图纸的绘制。关键词：乘用车，机械式变速器，结构分析，强度校核安徽理工大学毕业设计IABSTRACTThedesignisdirectedatsmallfrontprecursorpassengercars.Ittakesvariousrequirementsintocomprehensiveconsideration,suchascomfort,easeoperation,powerperformanceandfueleconomy.Withtwoshafttypetransmissionstructure,andusingthelockringsynchronizershiftingmechanismatthesametime,makestheshiftingmoretimely,moreaccurate,morestable.Designprocessincludinganalysis,dynamicparametersdistributionoftransmissionratio,thetransmissionstructuredesignandstrengthcheckeverypartsandcomponents.Instructuredesign,usingCATIAsoftwarefor3dmodelingandstructureanalysis,accordingtothedeterminedparameterstocompletedrawingengineeringdrawings.安徽理工大学毕业设计 IABSTRACT Ⅱ1机械式变速器设计概述 12变速器传动机构布置方案 32.1传动机构布置方案分析 32.2零、部件结构方案分析 62.2.1齿轮形式 62.2.2换挡机构形式 62.2.3变速器轴承 73变速器主要参数的选择 93.1变速器挡数的确定和各挡传动比分配 93.1.1确定最大和最小传动比[6] 93.1.2确定中间各挡传动比 3.3齿轮参数 3.4各挡齿轮齿数分配 3.5各挡齿轮参数计算 3.5.1变位前齿轮参数见表3.5 3.5.2变位齿轮参数计算 4轮齿强度校核 214.1齿轮材料的选择原则12] 24.2各轴转矩计算 234.3轮齿强度校核计算 234.3.1轮齿弯曲应力计算与校核 234.3.2轮齿接触应力可计算与校核 265轴的结构设计及强度校核 5.1轴的结构设计 5.2轴的载荷计算及危险截面分析 5.3轴的强度校核 405.3.1轴的刚度校核 405.3.2轴的强度校核 446同步器设计 安徽理工大学毕业设计6.1锁环式同步器结构及其工作原理[1] 6.2锁环式同步器主要尺寸的确定 6.3同步环主要参数确定 6.4同步器花键参数确定与计算 7汽车环境保护 7.1我国环境保护的原则和政策 7.2汽车及内燃机污染与危害 7.2.1汽车及内燃机污染的主要表现 7.2.2汽车及内燃机污染的危害 7.3汽车与内燃机污染防治措施 结论 参考文献 附录A乘用车五挡变速器装配效果图 附录B锁环式同步器装配图 谢辞 安徽理工大学毕业设计11机械式变速器设计概述变速器通过不同传动比的切换使汽车能够很好地适应各种复杂工况。使转速及扭矩范围很小的内燃机在汽车上得到很好地利用。变速器设有空挡、倒挡、前进挡，从而满足汽车在不同工况下对扭矩及转速的需求。空挡位置使发动机能够顺利启动，并且可以在不需要动力的时候及时可靠切断发动机动力输出；倒挡使汽车能够倒退行驶，满足汽车对停车以及在狭小空间行驶的性能需求；而前进挡是汽车正常行驶挡位，使汽车能够获得各种不同的车速和扭矩，同时使发动机的动力得到充分利用，使汽车的动力性和燃油经济性得到均衡。变速器的设计，归根结底就是为了是发动机的转速和扭矩范围扩大，并且使之得到很好地控制。通常变速器的设计需要满足以下基本设计要求：1)使汽车得到良好的动力性的同时，力求确保获得最佳的燃油经济性；2)使汽车动力能够随时可靠中断和传输，因此须要设置空挡；3)确保汽车能够在狭小空间倒退行驶，因此变速器必须设置倒挡；4)汽车换挡过程要平稳，齿轮产生的冲击和噪声要尽可能小，因此需要采取齿轮转速同步措施，如使用同步器；5)变速器工作要可靠，不可出现脱挡、同时挂入两个以上挡位等危险工况；6)变速器各个挡位传动比分配要合理，此外应该设置动力输出装置，使发动机的动力能够在需要的时候对外输出；7)变速器的工作效率要足够高，以确保发动机的动力能够可靠驱动质量很8)变速器在满足基本功能的同时，应尽可能使其轻量化，并且尽量减小其体积，从而降低生产和使用维护成本随着汽车工业的不断发展，现代汽车使用的变速器结构形式很多，但是它们的基本结构原理大体相同。对于很多大型货运汽车为了获得更连续的传动比变化，要求变速器具有更多挡位，因此有些变速器在常用的变速器基础上增设一个副变速箱，以获取更多的挡位，从而满足重型汽车的使用需求。对于这种变速器，拆除副变速箱后，同样可以将其使用在对挡位数要求不多的场合。变速器一般均由动力传输机构和操纵机构两部分组成。近几年电控、以及液压控制系统的应用使驾驶员可以通过对变速器的操纵控制，使汽车发动机得到更加精确的控制和利安徽理工大学毕业设计2其中变速器的传动机构，根据其传动轴的数目以及变速器前进挡位的数目具旋转轴式旋转轴式多中间轴式固定轴式多挡变速器变速器本次手动五挡变速器设计参数参考桑塔纳2015款1.6L手动舒适版官方公布数据，如表1.1最高车速(km/h)最大马力(Ps)最大功率(kW)最大功率转速最大扭矩(N·m)最大扭矩转速轮胎规格满载质量(kg)驱动形式前置前驱安徽理工大学毕业设计32变速器传动机构布置方案机械式变速器不仅结构简单、制造以及使用维护成本低而且工作可靠、传动效率也很高。因此目前在很多汽车上得到广泛应用。2.1传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器(1)两轴式变速器目前，实用型私人轿车为了使汽车动力传动路径减短，同时避免因传动轴布置而导致车厢地板凸包，从而有效增大人员乘坐空间，提高乘坐舒适性。而对于两轴式变速器，通常使用在发动机前置前驱的汽车上。两轴式变速器，与中间轴式比较，结构更简单，其轴和轴承的使用数量比中间轴式少，因此两轴式变速器体积更小，制造成本也比较低。此外，两轴式变速器动力传输只经过一对啮合齿轮副，因此传动效率高，但是由于结构的限制，两轴式变速器不能设置直接挡，因此在高速挡位工作时，齿轮传动噪声很大。而且两轴式变速器，在输入和输出轴中心距不大的条件下，无法使一挡获取较大的传动比。两轴式变速器器输入轴和输出轴转速相反，而中间轴式变速器其第一轴与输出轴转向相同，且可以设置直接挡，从而降低了高速挡位的工作噪声。(2)中间轴式变速器中间轴式变速由三根传动轴组成，其动力输入轴为第一轴，输出轴为第二轴，还有一根轴即中间轴。第二轴一端通过轴承支撑在第一轴输入齿轮中心孔上，这种结构特点使其可以设置直接挡。在直接挡位时，变速器第一轴和第二轴直接连接，不仅动力传输可靠，而且传动效率高、噪声小、齿轮及轴承的磨损量也得到减少。因为直接挡使用时间比较长，所以变速器的使用寿命得到了一定程度的提高。第一轴将动力传输给中间轴，再经由中间轴将动力最终通过第二轴对外输出。因此，第一轴转动方向与第二轴转动方向相同。此外，由于中间轴式变速器通过两对齿轮副啮合传动，所以在中心距不大的情况下，一挡更容易获取较大的传动比，使汽车可以应对更苛刻的行驶条件。中间轴式变速器适用于发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的汽车，多见于客车。因为中间轴式变速器的输出轴支承在输入轴上的座孔内，所以除直接挡外，其他挡位啮合传动不是很平稳，噪声比较大且传动效率较低。常见中间轴式变速器，结构差别不是很大，主要体现在，常啮合齿轮对数、换挡方式、轴的支承方式、倒挡布置方案以及挡位布置顺序的差别上。变速器中常啮合齿轮传动的挡位，必须通过同步器或者用啮合套实现换挡。而且高挡位一般使用同步器进行换挡，低挡位可以用选用啮合套换挡。安徽理工大学毕业设计4本次五挡手动变速器传动布置方案如图2-1所示。图2-1五挡变速器传动布置方案2.倒挡布置方案倒挡是为了满足汽车在停车以及保证汽车在狭小空间能够正常行驶的需要而设置的。因为倒挡一般都是在汽车停车状态下进入使用的，因此对换挡机构的要求不高，大多均采用直齿滑动齿轮换挡。换挡是通过在输入轴或者中间轴与输出轴之间增加一个中间传动齿轮而实现的。也有的使用两个联体齿轮共用一挡输入齿轮从而实现倒挡的，这个倒挡布置方案减少了齿轮的使用数量，不仅降低生产成本，而且变速器的质量和体积均得到适量的减少。但是这种倒挡布置方案的缺点是，两个联体齿轮要求同时进入啮合，这使倒挡的换挡操作不是很轻便。但是这种倒挡布置方案，中间齿轮实在单向循环应力下工作的，并且还可以是倒挡传动比适当增加。而前者的工作状态则是在较为不利的双向交变应力状态下。有些汽车倒挡也采用同步器进行换挡，这使变速器成本增加，但是使换挡操作进行的更容易。倒挡布置方案常见的如图2-2。图2-2b方案倒挡和一挡共用输入齿轮，是变速器结构简单化，但是由于要求两对齿轮副同时进入啮合，所以该方案换挡操作不易进行；图2-2c和图2-2d所示方案，可以使其倒挡传动比比一般倒挡方案稍大，但是方案2-2c倒挡机构不合理，换挡过程中倒挡齿轮会出现运动干涉，而方案2-2d则解决了这一问题；图2-2e所示方案中，一、倒挡齿轮做成一体，使其总齿长增加；图2-2f所示方案采用同步器换挡，使换挡操作更轻便。图2-2g所示方案换挡操作机构比较复杂，但是可以缩短变速器的轴向尺寸。安徽理工大学毕业设计5图2-2变速器倒挡布置方案倒挡和一挡得得传动比都比较大，变速器在一挡和倒挡齿轮工作时其相应齿轮和轴需要承受的载荷也比较大。因此，一般将倒挡和一挡的支承布置在靠近轴端处。因为倒挡的使用频率比一挡更低，所以优先安排一挡布置在更靠近轴端处。倒挡和一挡的轴在较大的工作载荷下产生不同程度的挠度和转角，导致齿轮啮合传动不平稳，同时加剧了齿轮和轴承的磨损，使变速器的工作噪声变大，传动效率变差。此外考虑到变速器维修时的拆装方便应在轴上从小到大依次布置各挡齿从结构上来说，倒挡既可以布置在变速器的左侧也可以布置在变速器的右侧，但是两者的差异在于，驾驶员进行换挡操作时，控制杆的操作方向发生了改变，如图2-3所示。倒挡布置在变速箱左侧时，换挡操作程序如图2-3a所示，倒挡齿轮在变速箱右侧时，换挡操作程序如图2-3b。为了防止行驶途中误挂倒挡，一般会在变速器倒挡操作机构中布置弹簧，使挂入倒挡时产生一定的阻力，从而确保驾驶员不会误挂入倒挡。图2-4中对倒挡齿轮布置在变速器左右两侧的布置方案中的受力情况分析，由图可知，不同的布置方案对倒挡轴的受力情况影响很大。图2-3变速杆换挡位置与顺序b)图2-4倒挡轴位置与受力分析安徽理工大学毕业设计63.其他问题常用挡位齿轮齿面会由于应力存在导致齿面点蚀损坏。而变速器传动轴中部由于轴的变形而引起的齿轮中心面偏转量很小，所以传动轴中部适宜于安装高挡位齿轮，从而保证轮齿处于比较好的啮合状态，减少轮齿表面的偏载现象，延长齿轮寿命。变速器的布置方案影响其传动效率，其中传递动力时处于工作状态的齿轮对数、传递的功率、每分钟转速、润滑系统的有效性、齿轮和壳体的制造精度等都对变速器传动效率有影响。2.2零、部件结构方案分析2.2.1齿轮形式为了使变速器啮合传动更平稳、传动噪声更小，变速器的常啮合齿轮一般均采用斜齿圆柱齿轮。此外，斜齿圆柱齿轮还有比圆柱齿轮使用寿命更长的优点。但是斜齿圆柱齿轮的采用，要求齿轮常啮合，因此齿轮的对数增加，使变速器质量和转动惯量增加。变速器的低挡和倒挡一般采用直齿圆柱齿轮。本次设计，一挡和倒挡采用直齿圆柱齿轮，其他各挡均采用斜齿圆柱齿轮。2.2.2换挡机构形式高速挡位一般采用同步器进行换挡，而低速挡位使用啮合套和直齿滑移齿轮目前，同步器换挡机构应用很普遍。采用同步器换挡，可以确保换挡过程迅速且齿轮无冲击，因此降低了变速器的换挡噪声，同时使汽车的加速性、经济性和安全舒适性均得到提高。此外，同步器换挡机构还有操作轻便、换挡行程短等优点。这使变速器更容易实现自动控制。但是同步器换挡机构结构复杂，制作精度要求比较高，轴向尺寸比较大，铜质同步环容易被磨损而失效。啮合套换挡机构相对于同步器而言，结构简单、轴向尺寸比较小、制造精度要求也相对较低，因此啮合套的生产制造成本相对较低。但是啮合套换挡机构不能消除换挡冲击，因此其换挡噪声以及转动惯量都比较大。该换挡机构一般应用于重型汽车变速器和对使用要求不高的汽车变速器上。轴向滑动直齿齿轮换挡机构，不能消除换挡冲击，因此会导致齿轮端部磨损过快，并且由于换挡噪声比较大、换挡行程长，其换挡操作安全性也相对降低。但是这种换挡机构结构简单、体积和转动惯量小、便于拆装和维修。但目前除一挡和倒挡外很少使用这种换挡机构。自动脱挡是变速器使用过程中最容易出现的故障之一。为了应对这个问题，可以同时从工艺和结构上采取措施。目前常见的相对有效的措施如下：安徽理工大学毕业设计7图2-5防止自动脱挡的结构措施I图2-6防止自动脱挡的结构措施1)增加啮合套的长度(如图2-5),或者错开接合齿的啮合位置(如图2-5)使接合齿在工作中由于挤压和磨损而产生凸肩，以此有效防止自动脱挡。2)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄，这样，换挡后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡(图2-6)。3)目前应用比较多的最有效的方法是将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角(一般倾斜20~30),使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2-7所示：2-7锁环式同步器1、4-同步环2-同步器齿鼓3-接合套5-弹簧6—滑块7-止动球8-卡环9—输出轴10、11-齿轮2.2.3变速器轴承变速器轴承的选用，需要根据其所需承受的载荷和变速器具体结构选用。变速器中使用的常见轴承有圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承球轴、滚针轴承以及滑动轴承，其中滚针轴承和滑动轴承在变速器内部使用很普遍，其他轴承多用于支承作用。安徽理工大学毕业设计8汽车变速器内部结构紧凑，尺寸小，因此内部可选用的轴承尺寸要求比较小，如滚针轴承和滑动轴承。由于变速器传动轴和变速器齿轮的尺寸限制，其内部空间很难布置承载能力很好的圆柱或者圆锥滚子轴承，因此齿轮和传动轴之间的联接轴承多采用滚针轴承和滑动轴承套。对于中间轴式变速器，若输入轴末端传动齿轮尺寸足够，输出轴前端支承轴承也可以采用圆柱滚子轴承。变速器内多采用斜齿圆柱齿轮，因此其支承轴承需要承受较大的轴向载荷，而圆锥滚子轴承的径向和轴向承载能力均很强，所以变速器支承轴承多用圆锥滚子轴承。此外，变速器前端受布置空间和壳体厚度的限制，要求采用的支承轴承的轴向尺寸要尽可能小。因此，变速器前端轴承一般采用径向承载能力很强的圆柱滚子轴承，而其后端支承轴承一般采用外侧带密封圈的双列圆锥滚子轴承，以便同时承受前、后两个方向的轴向力。而且通过对圆锥滚子轴承的预紧，可以减少传动轴的轴向窜动，减少变速器内部工作时产生的冲击和噪声，同时避免了因为轴向间隙过大而导致轴的歪斜，最终使变速器齿轮啮合不良。对于使用大线胀系数材料铸造的壳体不适宜采用圆锥滚子轴承。变速器支承轴承尺寸的选用受变速器传动轴中心距的限制，同时为了保证轴承安装不会严重削弱壳体强度，要求支承轴承在壳体上座孔之间距离不小于6~20mm,对于载荷量较小的轻型轿车可以选用下限，而重型客运以及货运汽车则一般选用上限，以确保变速器具有足够的强度[3]。变速器中常啮合齿轮所占比例很大，因此多需要采用滚针轴承和滑动轴承套连接齿轮和传动轴。由于滚针轴承尺寸小，运动和定位很准确，而且传动效率高、摩擦损失也很小，所以在各种变速器广泛采用。滑动轴承套径向配合间隙大且接触磨损比较快，因此齿轮定位和运转精度都比较差，而且常伴有工作噪声。但其优点是制造工艺简单，生产成本比较低。安徽理工大学毕业设计9或或即3变速器主要参数的选择3.1变速器挡数的确定和各挡传动比分配变速器的设计目的是使汽车发动机动力得到更好的控制和利用。通过对发动机的动力特性分析可以知道，为了尽可能将发动机控制在理想的综合性能曲线附近，就要求变速器设置尽可能多的挡位。但是随着挡位数目的增加，变速器的操纵机构以及换挡程序变得复杂化，不利于操作。本次设计综合考虑汽车的动力性、燃油经济性以及操作简便性，确定采用五个挡位。一挡时，要求变速器输出为低速率、高扭矩，以确保汽车具备良好的起步、爬坡以及低速稳定行驶性能。一般最大传动比的确定从以下三方面确定：最大爬坡度、附着率及汽车最低稳定车速。汽车爬坡时车速很低，空气阻力小可以被忽略，此时汽车的最大驱动力应为Ftmax=Ff+FimaxTtqmax———最大转矩，Ttqmax=155N·m;r——车轮滚动半径，r≈(185*0.6*2+15*25.4)/2=301.5mmi0———主减速器传动比，i0=4.585;amax———最大爬坡角度，amax=16.7deg。将参数代入式3-3得：安徽理工大学毕业设计根据汽车行驶的附着条件：由上述各式可得：FZ1———汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷，本设计为前置前驱轿车，所以查表3.1汽车前轴的轴荷分配系数为60%,故FZ1=mg*60%=1800*9.8*0.6=10584N表3.1轿车轴荷分配系数车型前轴后轴轿车前置发动机前轮驱动前置发动机后轮驱动后置发动机后轮驱动将所得值代入式3-6得：传动比一般为0.7～0.8,本次设计采用0.8。3.1.2确定中间各挡传动比在选定汽车的最小传动比itmin、最大传动比itmax及传动系的挡位数后，可以大体按照等比级数进行各中间挡位传动比的分配。由于高速挡齿轮转速快，换挡更容易产生较大冲击，为了使高速挡位换挡更容易，各挡传动比应该满足igl/ig2>ig2/ig3>ig3/ig4>ig4/ig5。此外，相邻各挡传动比比值一般不应该超过大于各挡之间的公比：故可得各中间挡传动比如下：ig₂=igi*q=3.8/1.48≈2.57ig₃=ig₂/q=2.5711.48≈1.74安徽理工大学毕业设计ig4=ig3/q=1.78/1.48≈1.173.2中心距A中心距可根据下列经验公式进行初选：A———变速器中心距(mm)KA——中心距系数，乘用车：KA=9.5～11.0;il———变速器一挡传动比，i1=3.8;ng——变速器传动效率，取96%。≈78.56～90.96初选中心距A=90mm。3.3齿轮参数1.模数变速器用齿轮模数范围见表3.2表3.2汽车齿轮变速器法向模数mn车型乘用车发动机排量V/L货车的最大总质量ma/ma>14.0模数mn/mm所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表3.3。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表3.3汽车变速器常用齿轮模数(摘自GB/T1357-1987)(mm)第一系列—————第二系列 一 第一系列————————第二系列 一——安徽理工大学毕业设计啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。变速器低挡应选用大些的模数，其他挡选用另一种模数。其取用范围是：乘用车为2.0～3.5mm。本次设计一、倒挡，取m=3.00mm,二、三、四、五挡，取mn=2.25mm。2.压力角α国家规定标准压力角为20o,所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20o。啮合套或同步器的接合齿压力角有20o、25o、30o等，但普遍采用30o压力角。本次设计变速器齿轮采用20o压力角，同步器接合齿采用30o压力角。随着螺旋角度的增加轮齿重合度也逐渐增大，从而使齿轮传动更平稳、噪声更低。此外，试验表明：随着螺旋角的增大轮齿强度也得到提高，但是当螺旋角超过30°时，其齿根弯曲强度下降幅度很大。因此尽管其接触强度随螺旋角继续增强也不推荐使用超过30°的螺旋角，一般推荐选用15°~25°;综合考虑变速器齿轮传动的重合度和轮齿接触强度，应选用较大的螺旋角。乘用车两轴式变速器斜齿轮螺旋角一般为20°~25°本次设计初选螺旋角为β=22⁶4.齿宽b通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。斜齿：b=kmn,k取6.0～8b为齿宽(mm)。啮合套或同步器接合齿的工作宽度可在2～4mm范围内选取。对于其他各挡齿轮，由于低挡要求比较高的承载能力，因此要比高挡齿宽本次设计一、倒挡齿宽系数取7,二挡吃齿宽系数取9,其他挡位齿宽系数均取8。即一、倒挡齿宽为3.00*7=21mm,二挡齿宽为2.25*9≈20.25mm,取整为20mm,其他挡位齿宽均为2.25*8=18mm。5.齿轮变位系数选择原则减小总变位系数有利于降低齿轮副的传动噪声，因此除了低速挡和倒挡齿轮由于受齿数过小和所需承受载荷过大的限制必须选取较大总变位系数外，其他各挡位均应选取较小的总变位系数。通常情况下，最高挡和一轴上齿轮副总变位系数选取范围为-0.2～0.2。一挡总变位系数可以大于1.0。6.齿顶高系数齿顶高系数越大，齿轮的重合度就越高，这有利于降低沉沦传动噪声并且使齿根的强度得到提高。对齿轮的加工进度要求越高，目前我们国家规定的齿顶高系数为1.0。有些变速器甚至采用大于1.0的齿顶高系数。安徽理工大学毕业设计表3.4各挡齿轮基本参数挡位ⅡⅢVR模数(m/mn)压力角螺旋角齿宽动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。下面根据图3-1分配本次设计各挡位齿1)一挡(直齿):取z1+z2为59,然后再对大小齿轮进行齿数图3-1五挡变速器传动方案z3+z4取整74,取z3=21,z4=53,安徽理工大学毕业设计故z5+z6取整为74,取z5=27,z6=47,故4)四挡：z7+z8取整为74,取z7=33z9+z10取整为74,取z9=41,z10=33,2.对中心距A进行修正因为计算齿数和z,后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据z,和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。修正后中心距一挡：3.确定倒挡齿轮齿数本次设计倒挡和一挡齿轮选用相同的模数均为3.00mm,倒挡中间齿轮的齿数通常选为21～23。本次设计，图3-1所示倒挡齿轮11的齿数，初选为21,可计算输入轴与倒挡轴的中心距A’为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和齿轮2的齿顶圆之间安徽理工大学毕业设计应该保持有0.5mm以上的间隙，即倒挡轴与输出轴中心距A”应满足取为zi₂=23,则为避免倒挡齿轮退出倒挡时与齿轮2运动干涉，齿轮13的齿数要比齿轮2多3～4,故取zi₃=48。输出轴与倒挡齿轮12中心距：3.5各挡齿轮参数计算3.5.1变位前齿轮参数见表3.5表3.4变为前各挡齿轮参数参数I挡Ⅲ挡IV挡V挡R挡齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5齿齿齿轮8齿轮9齿轮齿轮齿轮齿轮压力角模数齿数中心距88.500mm89.788mm螺旋角00补充说明：R挡与输入轴中心距A`=54.00mm,与输出轴中心距A”=106.5mm.安徽理工大学毕业设计3.5.2变位齿轮参数计算图3-2选择变位系数线图(ha*=1,α=20°)inya=tana-a=tan20⁰-3.1416*20/18Q0.014xi+x2=(inva`-inva)(z3+z4)/(2tana)=(0.0214-0.0149*(15+44)/(2*tan20°)④齿顶高降低系数：△y=(xi+xz)-y=0.527-0.5=-0.027③利用图表法查图3-2得齿轮3、4的变位系数：xi=0.45,xz=0.08。然后计算db₂=d₂cosa=132.00*cos20⁰≈124.04mmhrz=(ha*+c*-x₂)m=(1+0.25-0.08)*3.00≈3.51mmhai=(ha*+xi)m=(1+0.45)*3.00=4.35mmha2=(ha*+x2)m=(1+0.08)*3=3.24mmdr₂=d₂-2hrz=132.00-2*3.51=124.98mm安徽理工大学毕业设计da₂=d₂+2ha₂=132.00+2*3.24=138.48mmⅡ挡(斜齿):①端面压力角：α=arctan(tamn/cosβ)=arctan(tan0/cos22°)≈21.433°inva=19090194=020181943211子3412*2An231800.018=0.092③齿顶高降低系数：△yn=(xn₃+xn₄)-yn=0.092-0.094=-0.002⑥利用图表法查图3-2得齿轮3、4的变位系数：xn3=0.348,xn4=-0.256。然后计算齿轮的几何参数。d₄′=d₄cosa/cosa¹=128.615*cos21.433/cos21.774⁰≈128.92mm齿顶高：ha3=(ham*+xn3-△yn)mn=(1+0.348-(-0.002))*2.25≈3.038mmha4=(ham*+xn4-△yn)mn=(1+(-0.256)-(-0.002))*2.25≈1.679mm齿根高：hr₃=(ham*+Cn*-xn3)mn=(1+0.25-0.348)*2.25≈2.030mmhr4=(hn*+cn*-xn4)mn=(1+0.25-(-0.256)*2.25≈3.389mmda₄=d4+2ha4=128.615+2*1.679≈131.97mmZv₄=z₄/cosβ=53/cos22⁰≈66.49Ⅲ挡(斜齿):②端面啮合角：a'=arccof(acosa)/a]=arcco{(89.788coinya=tana-a=tan21.433⁰-3.1416*21.43818≈0.018=0.092安徽理工大学毕业设计③齿顶高降低系数：△yn=(xn₅+Xn₆)-yn=0.092-0.094=-0.002⑥利用图表法查图3-2得齿轮3、4的变位系数：xn5=0.273,xn6=-0.181。然后计算齿轮的几何参数。ds′=d₆cosa/cosa'=114.055*cos21.433ha6=(han*+xn6-△yn)mn=(1+(-0.18D-(-0.002))*2.25≈1.847mm齿根高：hrs=(ham*+cn*-xn5)mn=(1+0.25-0.273)*2.25≈2.198mmhr6=(han*+cn*-xn6)m=(1+0.25-(-0.18D)*2.25≈3.220mmda₆=d₆+2ha₆=114.055+2*1.847≈117.75mmdr6=d₆-2hr₆=114.055-2*3.220≈107.62mmZv₆=z₆/cos³β=47/cos³22⁰≈58.97invai=tanai-a=tan21.433⁰-3.1416*21.43318Q0.018Xn7+Xns=(invai'-invai)(z7+zs)/(2tanan)=(0.0194-0.0185)*(33+41)/(2*tan20)=0.092③齿顶高降低系数：△yn=(xn₇+xs)-yn=0.092-0.094=-0.002⑥利用图表法查图3-2得齿轮7、8的变位系数：xn7=0.182,xn8=-0.009。然后计算齿轮的几何参数。安徽理工大学毕业设计ds′=dscosa/cosa¹=99.495*cos21.433/cos21.774⁰≈99.73mmdos=dgcosa=99.495*cos21.43⁰≈92.61mmha8=(ham*+xns-△yn)mn=(1+(-0.009)-(-0.002))*2.25=2.234mm齿根高：hy7=(hm*+Cn*-xn7)mn=(1+0.25-0.182)*2.25=2.403mmhrs=(han*+Cn*-xn8)mn=(1+0.25-(-0.009))*2.25≈2.833mmdas=ds+2ha₈=99.495+2*2.234≈103.96mmdrg=dg-2hrs=99.495-2*2.833≈93.83mmZ₈=zs/cos³β=41/cos³22⁰≈51.44V挡(斜齿):①端面压力角：a=arctan(tann/cosβ)=arctan(ta20/cos22)≈21.433°②端面啮合角：a'=arccof(acosa)/a]=arccof(89.788cos21.433)/90]≈21.774invat=tanai-ai=tan21.433⁰-3.1416*21.43318Q0.018=0.092③齿顶高降低系数：△yn=(xn9+xn1o)-yn=0.092-0.094=-0.002⑥利用图表法查图3-2得齿轮9、10的变位系数：xn9=0.091,xn10=0.001。然后计算齿轮的几何参数。节圆直径：do′=dgcosa/cosa'=9d₄'=d₄cosa/cosa¹=80.071*cos21.433°/cos21.774⁰≈80.27mmdbio=diocosa=80.081*cos21.433⁰≈74.54mm齿顶高：ho9=(ham*+xn9-△ya)mn=(1+0.091-(-0.002))*2.25≈2.459mmha1o=(han*+xn1o-△yn)mn=(1+0.001-(-0.002))*2.25≈2.257mm齿根高：hrg=(han*+cn*-xi9)ma=(1+0.25-0.091)*2.25≈2.608mm安徽理工大学毕业设计齿顶圆直径：dg=dg+2ha9=99.495+2*2.459≈104.41mmdalo=dio+2haio=80.081+2*2.810≈85.70mm齿根圆直径：drg=dg-2hrg=99.495-2*2.608≈94.28mmdrio=dio-2hro=80.081-2*2.810≈74.46mm1)齿轮1和齿轮11标准中心距等于倒挡轴与输入轴中心距相等为54,故齿轮1和齿轮11采用等变位齿轮传动。已知齿轮1:zn=15,xi=0.45,则齿轮11inva'=2tana(xi+xi)/(zi+zi)+inva=2tan20(0.4+0.11)/(13+23)+0.0149a¹=a≈54mm③齿轮11外形尺寸参数计算分度圆直径：·=…=3.0*21=63.00mm2)齿轮12和齿轮13采用标准齿轮传动dbi3=di₃cosa=144.00*cos20⁰≈135.32mmhri₃=(ha*+c*)m=(1+0.25)*3≈3.75mm安徽理工大学毕业设计dri₃=di₃-2hri₃=144.00-2*3.75=136.50mm齿顶圆直径：dai₂=di₂+2ha₁2=69.00+2*da₁3=di₃+2ha₁3=144.00+2*3.00=150.00mm4轮齿强度校核1)齿轮材料必须具有足够的强度以满足变速器的工作条件；2)应便于齿轮毛坯的成形，并考虑齿轮外形尺寸以及加工制造工艺的要求；安徽理工大学毕业设计3)轮齿表面要有足够的硬度，以防止齿面出现点蚀、胶合、磨损等现象；4)齿轮芯部要有合适的韧性，确保齿根具有一定的抗弯曲强度；5)齿轮材料应便于热处理，如表面渗碳、氮化和表面淬火等；6)以调质碳钢为材料制作的齿轮可以承受中等冲击载荷，而正火碳钢仅限于平稳或轻度载荷条件；7)高速重载齿轮材料一般选择合金钢；常用齿轮材料及其力学性能见表4.1。表4.1常用齿轮材料及其力学性能材料牌号热处理方法强度极限屈服极限齿芯部齿面HT250HT300HT350QT500-5常化QT600-2ZG310-570ZG340-640ZG340-640调质调质后表面淬火40~50HRC48~55HRC渗碳后淬火调质后氮化(氮化层厚δ≥0.3、0.5mm)夹布塑胶变速器齿轮多采用渗碳合金钢，其表层的高硬度和芯部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对可加工性及成本也应考虑。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为58～63HRC,芯部硬度为安徽理工大学毕业设计本次设计，齿轮材料采用20CrMnTi,轮齿表面采用渗碳处理。4.2各轴转矩计算发动机最大扭矩为155N.m,取齿轮副传动效率为99%,离合器传动效率为99%,轴承传动效率为96%。I挡：Tg₁=TemaxT离合器轴承=155*0.99*0.96≈147.31N·mTg2=Temax17离合器7轴承T齿轮副ii=155*0.99*0.96*0.99*2.93≈427.31N·mTg₄=Temax离合器轴承7齿轮副i₂=155*0.99*0.96*0.99*2.52≈367.51N·m轴承=155*0.99*0.96≈147.31N·mTg₆=Temax7离合器7轴承7齿轮副i₃=155*0.99*0.96*0.99*1.74≈253.76N·mIV挡：T₇=TemaxT离合器7轴承=155*0.99*0.96≈147.31N·mTg8=Temax17离合器7轴承T齿轮副i4=155*0.99*0.96*0.99*1.24≈180.84N·mTg₁o=Temax7离合器轴承ワ齿轮副is=155*0.99*0.96*0.99*0.80≈116.67N·mTg₁₂=Tg1₁=Temax1T离合器T轴承7齿轮副ii-1=155*0.99*0.96*0.99*(21/15)≈204.17N·m离合器7T轴承7齿轮副i1-1=155*0.99*0.96*0.99*(21/15)≈204.17N·m离合器T轴承7齿轮副7齿轮副iR=155*0.99*0.96*0.99*0.99*2.92～421.59N·m各挡位传动轴转矩计算结果见表4.2表4.2各挡位传动轴转矩挡位IⅡⅢVITgITg₂Tg₃Tg₄TgsTg₆Tg₇Tg8转矩(N·m)427.31367.51253.76挡位VRTg₉Tg1oTg1₂Tg₁₃转矩(N·m)204.17204.17421.59安徽理工大学毕业设计式中，σ为弯曲应力(MPa);Tg为计算载荷(N·mm);Kσ为应力集式中，Tg为计算载荷(N·mm);β为斜齿轮螺旋角(°);Ko为应力Ke=2.0。Zn.P图4-1齿形系数图I挡(直齿):由图4-1查得，齿形系数：yl=0.172,y2=0.178,则安徽理工大学毕业设计齿轮1、2最大弯曲应力均在许用弯曲应力范围(400～850MPa)内，故满足条件。Ⅱ挡(斜齿):由图4-1查得齿形系数：y₃=0.163,y₄=0.148,则齿轮3、4最大弯曲应力在许用弯曲应力范围(180~350MPa)内，故满足条件。Ⅲ挡(斜齿):由图4-1查得齿形系数：ys=0.162,y₆=0.149,则齿轮5、6最大弯曲应力在许用弯曲应力范围(180~350MPa)内，故满足条件。IV挡(斜齿):由图4-1查得齿形系数：y₇=0.160,ys=0.155,则齿轮7、8最大弯曲应力在许用弯曲应力范围(180~350MPa)内，故满足条件。V挡(斜齿):由图4-1查得齿形系数：y9=0.160,y4=0.150,贝齿轮9、10最大弯曲应力在许用弯曲应力范围(180~350MPa)内，故满足条件。R挡(直齿):由图4-1查得齿形系数：yn=0.138,yi2=0.134,yi3=0.153则安徽理工大学毕业设计齿轮11、12、13最大弯曲应力均在许用弯曲应力范围(400～850MPa)内，4.3.2轮齿接触应力⑦计算与校核式中，σ为轮齿的接触应力(MPa);FnFn=F/(cscogβ);F为圆周力(N),F=2Tg/d;Tg为齿面法向力(N),d’为节圆直径(mm);a'为节点处压力角(°),β为齿轮螺旋角(°);Bp=(rsim¹)/co²sβ、pp=(rrsina')/cos²β;r₂、rs为主从动齿轮节圆半径将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时变速器齿轮的许用接触应力见表4.3表4.3变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡常啮合齿轮和高挡d₂=dzcosa/cosa'=132cos20°/cos22.47P≈134.24mm;Pb=rssina'=134.24sin22.47P/2≈25.66mm安徽理工大学毕业设计φ齿面法向力：F₁₁=F₁/cosa¹=6438.37/cos22.477⁰≈6967.68N·m:F₂=2Tg₂/d₂=2*427.31*1000/13224≈6I挡时，齿轮1、2的接触应力均在变速器齿轮许用接触应力范围(1900~d₃=d₃cosa/cosa'=50.96lcos20/cos20.369≈51.08mm,d₄=d₄cosa/cosa'=128615cos20/cos20.368°≈12892mm;pb=rssina'=12892sin20.368/2≈22.44mm④齿面法向力：F₃=2Tg₃/d₃=2*147.31*1000/51.08≈576782N·m,Fn₃=F₃/(cosa'cosβ)=576782/(cos20.368cos22)≈663567N·m;F₄=2Tg₄/d₄=2*367.51*1000/12892≈570137N·m,Fn₄=F4/(cosa'cosβ)=570737/(cos20.368°cos22°)≈655923N·m;③轮齿接触应力：Ⅱ挡时，齿轮3、齿轮4的齿面接触应力在变速器齿轮许用接触应力范围内，符合条件。安徽理工大学毕业设计d₆=d₆cosa/cosa¹=114055cos20°/cos20.368≈11432mm;pp=rosina'=11432sin20.368°/2≈19.89mm;Fns=Fs/(cosa'cosβ)=448569/(cos20.368°cos22)≈516063N·m;F₆=2Tg₆/d₆=2*253.76*1000/11432≈443947N·m,Fn₆=F₆/(cosa'cosβ)=443947/(cos20.368cos22°)≈5107.46N·m;Ⅲ挡时，齿轮5、齿轮6的齿面接触应力在变速器齿轮许用接触应力范围内，符合条件。d₈=dscosa/cosa¹=99.495cos20°/cos20.368≈99.73mm;pb=rssina'=99.73sin20.368/2≈17.36mm;F₇=2Tg₇/d₇=2*147.31*1000/80.27≈367036N·m,Fn₇=F₇/(cosa'cosβ)=367036/(cos20.368cos22°)≈422262N·m;Fg=2Tgs/ds=2*180.84*1000/99.73≈362659N·m,Fs=Fg/(cosa'cosβ)=362659/(cos20.368cos22)≈417227N·m;安徽理工大学毕业设计do=diocosa/cosa'=80.081cos20°/cos20.368≈80.27mm;pb=r%sina'=80.27sin20.368/2≈13.97mm;F₉=2Tg₉/d₉=2*147.31*1000/99.73≈295418N·m,F9=F₉/(cosa'cosβ)=295418/(cos20.368cos22°)≈339868N·m;F₁o=2Tgio/d₁o=2*11667*1000/80.27≈290694N·m,Fn1o=Flo/(cosa'cosβ)=290694/(cos20.368cos22)≈334438N·m;V挡时，齿轮9、齿轮10的齿面接触应力在变速器齿轮许用接触应力范围1)齿轮1和齿轮11轮齿接触应力du=du=63.00mmpb=rbsina¹=31.50sin20°/2≈5.39mm;安徽理工大学毕业设计F₁=F₁/cosa¹=6547.11/cos20⁰≈6967.29N·m;Fi=2Tgu/di=2*20417*1000/63.00≈648159N·m,Fnn=Fu/cosa¹=6481.59/cos20⁰≈6897.56N·m;③轮齿接触应力：2)齿轮12和齿轮13为标准齿轮啮合传动，其轮齿接触应力计算如下：②节点处曲率半径：p=r:sina'=34.5*sin20°/2≈5.90mm,pb=rssina'=72sin20/2≈12.31mm;③齿面法向力：F₁₂=2Tgi₂/di₂=2*20417*1000/69≈591797N·m,F₁₂=F₂/cosa¹=5917.97/cos20⁰≈6297.77N·m;F₁₃=2Tg₁₃/di₃=2*421.59*1000/144≈585542N·m,Fn1₃=Fi3/cosa¹=5855.42/cos20⁰≈6231.21N·m;φ轮齿接触应力：R挡时，齿轮1、11、12、13的齿面接触应力均在变速器齿轮的许用接触应力范围(1900～2000MPa)内，符合条件。安徽理工大学毕业设计5轴的结构设计及强度校核5.1轴的结构设计(1)初选轴的最小直径输入轴和输出轴的中部直径d≈0.45*A,轴的最大直径d和支承间距距离L输入轴花键部分直径d可按下式初选[3式中K为经验系数，K=4.0～4.6;Temax为发动机最大转矩(N-m)。d=K√Temx=(4.0～4.6)/155≈21.49~24.71mm,取为21mm。(2)本次设计输入轴装配方案如图5-1,输出轴装配方案如图5-2。根据轴向定位要求确定各轴段的长度和直径。1)输入轴：参考最小直径初选值，根据GB/T3478.1-2008选定输入轴左端花键为30°平齿根渐开线花键，模数m=1mm,z=21,花键长度为30mm;轴段I右端为左侧支承轴承安装位置，因变速器齿轮部分采用斜齿圆柱齿轮，支承轴承需承受轴向力，因此选用单列圆锥滚子轴承，参考花键尺寸，根据GB/T273.1-2011选取轴承参数为d×D×B=22mm×52mm×22mm,即该轴段右侧直径为22mm;轴段I最左端为输入轴在飞轮上的支承部分，该段长度为25mm,直径为18mm;轴段I为输入轴轴伸部分，总长度取为i=140mm;轴段Ⅱ为四挡主动齿轮安装部位，为降低轴及齿轮的磨损和工作噪声，轴和齿轮之间采用滚针轴承，根据GB/T20056-2006选定该轴段滚针轴承参数为Fw×Ew×Bc=25mm×29mm×27mm,即该轴段直径为25mm,该轴段左端采用卡簧进行轴向定位，根据标准JISB2804选定卡簧参数d₁×d₂×m×n=25mm×23.9mm×1.35mm×1.5mm,根据滚针轴承以及卡簧参数确定该轴段长度π=31mm;轴段Ⅲ为同步器花键毂安装位置，采用30°平齿根渐开线花键连接，参考左侧轴段直径，根据GB/T3478.1-2008选定花键参数为m=0.5mm,z=60,轴段Ⅲ左侧采用卡簧进行轴向定位，根据标准JISB2804选定参数d×d₂×m×n=29mm×27.6mm×1.75mm×1.5mm,该轴段长度去顶为m=34mm;轴段IV为三挡主动齿轮安装位置，采用滚针轴承连接，根据GB/T20056-2006选取其参数为Fw×Ew×B=32mm×37mm×27mm取该轴段直径为35mm,在其上制出滚道，滚道直径为32mm,综合考虑同步器的安装尺寸，该轴段长度取为lv=35mm;轴段V直径取为33mm,一、二挡主动齿轮铸造在该轴段左右两端，二挡主动齿轮右侧制出轴环以增加该轴段强度，综合考虑输出轴上同步器的安装，该轴段长度取为Iv=98mm;轴段VI直径为28mm安徽理工大学毕业设计为增加轴的强度，在该轴段右端制出轴环以安装中间支承轴承，根据GB283-2007选用圆柱滚子轴承NUP207E,其参数为d×D×B=35mm×72mm×17mm,轴承左侧距齿轮1右端面距离为26mm,轴承右端采用卡簧进行轴向定位，根据标准JISB2804选定其参数为d×d₂×m×n=35mm×33mm×1.75mm×1.5mm,考虑到倒挡的安装，该轴段长度取为w=48mm;轴段VⅡ为五挡主动齿轮安装位置，同样采用滚针轴承连接，根据GB/T20056-2006选定其参数为Fw×Ew×Bc=25mm×29mm×27mm,该轴段长度取为m=35mm;轴段VⅢ为五挡同步器安装位置，采用30°平齿根渐开线花键连接，根据GB/T3478.1-2008选定其参数m=0.5mmz=50,该轴段长度取为m=31mm;轴段IX为右端支承轴承安装位置，采用双列圆锥滚子轴承，根据GB/T273.1-2011选定其参数为d×D×B1×C1=22mm×44mm×34mm×27mm,其右端采用卡簧轴向定位，根据根据标准JISB2804选定卡簧参数为di×d₂×m×n=24mm×22.9mm×1.35mm×1.5mm,该轴段长度lx=39mm图5-1输入轴结构设计2)输出轴：轴段I为输出轴锥齿轮及左侧支承轴承安装位置，其中锥齿轮采用30°平齿根渐开线花键连接，根据GB/T3478.1-2008选定其参数为m=1.0mm,z=23,花键长度为30mm(包括退刀槽);根据GB/T273.1-2011选定轴承参数为Fw×D×B=27mm×47mm×14mm;该轴段最左端采用C型卡簧进行轴向定位，右端采用轴肩进行轴向定位，根据标准JISB2804选定卡簧参数为d₁×d₂×m×n=20mm×19mm×1.35mm×1.5mm,该轴段总长度为lr=52mm;轴段Ⅱ两端铸三、四挡从动齿轮，该轴段直径取为40mm,考虑输入轴对应位置同步器的安装，该轴段长度取为π=97mm;轴段Ⅲ为二挡从动齿轮安装位置，采用滚针轴承连接，根据GB/T20056-2006选定其参数为FW×EW×BC=45mm×51mm×27mm,该轴段直径取为49mm,在其上制出滚针轴承滚道，其直径为45mm,考虑到同步器的安装，该轴段长度取为m=35mm;轴段IV为同步器安装位置，采用30°平齿根渐开线花键连接，根据GB/T3478.1-2008选定其参数为安徽理工大学毕业设计m=0.5mm,z=92,该轴段长度取为Iv=35mm;轴段V直径取为35mm,该轴段左端为一挡从动齿轮安装位置，采用滚针轴承连接，根据根据GB/T20056-2006选取其参数为Fw×Ew×Be=35mm×40mm×27mm,一挡从动齿轮右端采用卡簧进行轴向定位，根据标准JISB2804选定卡簧参数为d1×d2×m×n=35mm×33mm×1.75mm×1.5mm,该轴段右端为中间轴承支承安装位置，根据GB283-2007选用圆柱滚子轴承NUP207E,其参数为d×D×B=35mm×72mm×17mm,轴承左侧端面距该轴段最左侧距离为53mm,轴承右端采用卡簧进行轴向定位，根据标准JISB2804选定其参数为d×d₂×m×n=35mm×33mm×1.75mm×1.5mm,考虑倒挡齿轮工作空间，该轴段长度取为lv=75mm;轴段VI为五挡从动齿轮安装位置，采用30°平齿根渐开线花键连接，根据GB/T3478.1-2008选定其参数为m=1mm,z=32,其右端采用卡簧进行轴向定位，根据标准JISB2804选定其参数为di×d₂×m×n=30mm×28.6mm×1.75mm×1.5mm,该轴段长度取为lvi=25mm;轴段VⅡ为输出轴右端轴承安装位置，采用双列圆锥滚子轴承，根据GB/T273.1-2011选定其参数为d×D×Bi×Ci=25mm×47mm×34mm×27mm,轴承右端采用锁紧螺母进行轴向定位，螺母型号为GB1338M24,根据支承轴承及锁紧螺母参数确定该轴段长度为=50mm。图5-2输出轴结构设计(3)确定轴上圆角和倒角的尺寸根据GB/T6403.4-2008,所有齿轮轮齿倒角采用1.6×45°,花键倒角采用1.0×45°,轴与零件有配合关系处轴上采用R=1.0mm的圆角，零件采用1.2×45°倒角，其他未注倒角为1.0×45°,其他未注圆角R=1.0mm。5.2轴的载荷计算及危险截面分析1、各挡位输入、输出轴载荷计算1)输入轴：安徽理工大学毕业设计20⁰≈2343.3765F₁=F₁·tana=6438.3741*tan20⁰≈2343.37652)输出轴：20⁰≈2317.165Fr₂=F₁₂·tana=6366.3588*tan20⁰≈2317.1651)输入轴：NNF-3=F₃·tana==F₃tanan/cosβ=57678152*tan20°/cos22⁰≈2264182NFa₃=F₃tanβ=57678152*tan22⁰≈2330349N2)输出轴：Fγ4=F₄·tana==F4tanan/cosβ=57013652*tan20°/cos22⁰≈2238097NFa₄=F₄tanβ=57013652*tan22⁰≈2303501N1)输入轴：Frs=Fs·tana==Fistanan/cosβ=44925282*tan20°/cos22⁰≈1763562NFas=Fstanβ=44925282*tan22⁰≈1815099N2)输出轴：F-6=F₆·tana=F₆tanan/cosβ=44394682*tan20/cos22⁰≈1742733NFa6=F₆tanβ=44394682*tan22⁰≈1793662N1)输入轴：F.=Fπ·tana==Fntanan/cosβ=36703625*tan20°/cos22⁰≈1440817N安徽理工大学毕业设计Fa₇=Fntanβ=36703625*tan22⁰≈1482923N2)输出轴：F-s=Fg·tana==Fstanan/cosβ=36265918*tan20/cos22⁰≈1423635NFas=Fstanβ=36265918*tan22⁰≈1465238N1)输入轴：Frg=Fg·tana==Fgtanan/cosβ=29541763*tan20/cos22⁰≈1159675NFag=Fgtanβ=29541763*tan22⁰≈1193565N2)输出轴：F-1o=Fio·tana==Fiotanan/cosβ=29069391*tan20°/cos22⁰≈1141.132NFalo=Fiotanβ=29069391*tan22⁰≈1174480N2、轴的计算简图、弯矩和扭矩图的绘制以及危险截面位置分析1)I挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-3。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，I挡输入轴危险截面为齿轮1中心平面。图5-3I挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图安徽理工大学毕业设计2)I挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-4。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，I挡输出轴危险截面为花键4中心平面。图5-4I挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图1)Ⅱ挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-5。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，Ⅱ挡输入轴危险截面为齿轮3中心平面。图5-5Ⅱ挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图安徽理工大学毕业设计2)Ⅱ挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-6。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，Ⅱ挡输出轴危险截面为花键4中心平面。图5-6Ⅱ挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图1)Ⅲ挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-7。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，Ⅲ挡输入轴危险截面为花键2中心平面。图5-7Ⅲ挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图安徽理工大学毕业设计2)Ⅲ挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-8。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，Ⅲ挡输出轴危险截面为齿轮6中心平面。图5-8Ⅲ挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图1)IV挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-9。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，IV挡输入轴危险截面为花键2中心平面。图5-9IV挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图2)IV挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-10。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，IV挡输出轴危险截面为齿轮8中心平面。图5-10IV挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图V挡：1)V挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-11。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，V挡输入轴危险截面为花键3中心平面。图5-11V挡输入轴计算简图、弯矩图和扭矩图安徽理工大学毕业设计402)V挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图如图5-12。由轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出，V挡输出轴危险截面为花键5中心平面。图5-12V挡输出轴计算简图、弯矩图和扭矩图5.3轴的强度校核5.3.1轴的刚度校核1、变速器齿轮在轴上的位置如图5-3所示时，若轴在垂直面内挠度为f,和转角为δ,则f=√f²+f²≤0.2mm。安徽理工大学毕业设计412、各挡位轴的刚度校核计算如下：1)输入轴：轴段直径d=33.00mm,a=191.00mm,b=45.00mm,L=236.00mm≈-0.000radL=239.50mm≈-0.00009adI挡时，输出轴挠度及和转角在允许范围内，满足设计要求。安徽理工大学毕业设计≈-0.000007adⅡ挡时，输入轴挠度及和转角在允许范围内，满足设计要求。L=239.50mm≈-0.00000sadⅡ挡时，输出轴挠度及和转角在允许范围内，满足设计要求。L=236.00mm≈-0.000Zrad安徽理工大学毕业设计43≈-0.00003adⅢ挡时，输出轴挠度及和转角在允许范围内，满足设计要求。1)输入轴：花键2平均直径d=29.8mm,a=20.00mm,b=216.00mm,L=236.00mm≈-0.0002radIV挡时，输入轴挠度及和转角在允许范围内，满足设计要求。IV挡时，输出轴挠度及和转角在允许范围内，满足设计要求。安徽理工大学毕业设计V挡时，输入轴挠度及和转角在允许范围内，满足设计要求。≈-0.00000tadV挡时，输出轴挠度及和转角在允许范围内，满足设计要求。5.3.2轴的强度校核考虑到材料处理和加工工艺的方便性变速器传动轴和齿轮采用相同的材料。2、各挡强度校核计算过程如下：1)输入轴：d=33mm,F=6438.3741N,F,=2343.377N,L₁=191.00mm,L₂=45.00mm,L=236.00mm,Tn=Tgi=147.31N·m。根据图列平衡方程如下FnH2(Li+L₂)-F₁L₁=0FL₂-Fn(Li+L₂)=0安徽理工大学毕业设计45由上式可得Mg=FnH₁L₁=1227.656*191.00≈234482.30N·mmFv1+Fnv2=FFvvz(L₁+L₂)-F;L₁=0F,L₂-Fnvi(Li+L₂)=0则危险截面处垂直方向弯矩：Me=Fw*Li=446.83*191.00≈85344.53N·mm故M=√Me²+M.²+T₁²≈2897687N·mmI挡输入轴，符合强度要求。FNH1+FNH2=FFvHz(Li+L₂)-FL₁=0FL₂-Fvm(L₁+L2)=0则危险截面处水平方向弯矩：Ms=Fn₁L₁=1196.184*194.50≈232657.79N·mm安徽理工大学毕业设计Fv1+Fvv2=FFxvz(Li+L₂)-F.L₁=0F,L₂-Fwi(Li+L₂)=0由上式可得则危险截面处垂直方向弯矩：Mc=Fw*Li=435.38*194.50≈84681.41N·mm故≈49385668N·mmI挡输出轴，符合强度要求。1)输入轴：d=40mm,D=d₃'=51.08mm,F=5767.8152N,F,=2264.182N,Fa=2330.349N,L₁=114.50mm,L₂=121.50mm,L=236.00mm;T₁=Tg₃=147.31N·m。根据图列平衡方程如下：FNH1+FNH2=F;Fvhz(Li+L2)-F₁L₁=0FL₂-Fnm(Li+L₂)=0则危险截面处水平方向弯矩：Mg=Fn₁L₁=2969.447*114.50≈340001.682N·mmFvvi+FNv2=F,则危险截面处垂直方向弯矩：Me=Fw₁*L₁=1407.039*114.50=161105.97N·mm故≈4040501N·mmⅡ挡输入轴，符合强度要求。Fa=2303.501N·m,Li=118.00mm,L₂=121.50mm,L=239.50mmTn=Tg4=367.51N·m。根据图列平衡方程如下：水平方向：FNH1+FNH2=FFvh2(Li+L₂)-FL₁=0FL₂-Fnn(Li+L2)=0则危险截面处水平方向弯矩：M₅=FnHL₁=2892.342*118.00≈341296.34N·mm垂直方向：Fvi+Fvv2=F安徽理工大学毕业设计则危险截面处垂直方向弯矩：Mc=Fv*Li=515.428*118.00≈60820.56N·mm故M=√Mo²+M₁²+T,²≈5052187N·mmⅡ挡输出轴，符合强度要求。Fa=2330.349N,L₁=94.50mm,L₂=141.50mm,L=236.00mmTn=Tgs=147.31N·m。根据图列平衡方程如下：FNH1+FNH2=F;Fnh2(L₁+L₂)-F₁L₁=0FL₂-Fnm(Li+L₂)=0则危险截面处水平方向弯矩：M=FnLI=2693.613*94.50≈254546.43N·mmFnv1+Fvy2=F,则危险截面处垂直方向弯矩：Me=Fv*Li=733.610*94.50=69326.15N·mm故M=√M²+M.²+T₁²≈3021593N·mmⅢ挡输入轴，符合强度要求。Fa=1793.622N·m,Li=98.00mm,L₂=141.50mm,L=239.50mmTn=Tg6=253.76N·m。根据图列平衡方程如下：水平方向：FNH1+FNH2=F;FnH2(Li+L₂)-FL₁=0F₁L₂-Fnm(Li+L₂)=0则危险截面处水平方向弯矩：M₅=FL₁=2622.901*98.00≈257044.30N·mmFvi+Fnv2=F,则危险截面处垂直方向弯矩：Me=Fv₁*L₁=1457.704*98.00≈142854.99N·mm故M=√M²+M.²+T₁²≈3884243N·mmⅢ挡输出轴，符合强度要求。1)输入轴：d=29.8mm,D=d₇′=80.27mm,F=3670.3625N,F=1440.817N,Tn=Tg₇=147.31N·m。根据图列平衡方程如下：FnH2(L₁+L₂)-FL₁=0F₁L₂-Fni(Li+L₂)=0则危险截面处水平方向弯矩：Ms=Fn₁L₁=3359.315*20.00≈67186.30N·mmFv1+Fvv2=F,则危险截面处垂直方向弯矩：Me=Fn*Li=1066.523*20.00=21330.46N·mm故≈1633071N·mm安徽理工大学毕业设计输出轴：d=27mm,D=ds′=99.73mm,F=3626.5918N,Fr=1423.635NL=239.50mmFa=1465.238N·m,L₁=16.50mm,L₂=223.00mmL=239.50mmFnH2(L₁+L₂)-F₁L₁=0FL₂-FnH(Li+L2)=0M₅=FL₁=3376.743*16.50≈55716.26N·mmFvvi+Fvv2=F,故≈1911309N·mm1)输入轴：d=24.8mm,D=dy′=99.73mm,F₁=2954.1763N,F;=1159.675NFa=1193.565NL₁=22.50mmL₂=74.00mmL=96.5mmT₁=Tg9=147.31N·m。根据图列平衡方程如下：安徽理工大学毕业设计水平方向：FNH1+FNH2=