经济型轿车机械式手动变速箱的设计【毕业论文+CAD图纸全套】

经济型轿车机械式手动变速箱的设计 经济型轿车机械式手动变速箱 设计计算说明书 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 1 目录 1. 设计任 务书 2 2. 总体方案论 证 2 3. 变速器主要参数及齿轮参数的选择 5 4. 变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析 15 速器齿轮 15 速器的轴 19 速器轴承 24 减速器齿轮）部分参数的设计与校核 31 37 化后） 45 *参考文献 48 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 2 1 设计任务书 根据给定汽车车型的性能参数，进行汽车变速箱总体传动方案设计，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。 表 1轿车传动系统的主要参数 组别 发动机 主要参数 1 置前驱 挡 ， ， 2 总体方案论证 变速器的基本功用是 在不同的使用条 件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。此外，应保证汽车能倒退行驶和在滑行时或停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。 变速器 设计应当满足如下基本要求： 具有正确的档数和传动比，保证汽车有需要的动力性和经济性指标； 有空档和倒档，使发动机可以与驱动轮长期分离，使汽车能倒车； 换档迅速、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力性（自动、半自动和电子操纵机构）； 工作可靠。汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生 ； 应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出； 效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、成本低。 变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。 在已经给出的设计条件中，具体的参数说明如下： 表 2车传动系统主要参数 发动机 变速器 挡 发动机 最大扭矩 155/3800 发动机最大功率 77/5000 驱动形式 车装备质量 （ 1285 动机构布置方案分析 （ 1）传动方案的选取 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 3 根据提供的参数及设计需求，变速器传动方案的选择如下：1 输入轴 2 输入轴一档齿轮 3 输入轴倒档齿轮 4 倒档轴 5 倒档轴倒档齿轮 6 输入轴二档齿轮 7 输入轴三档齿轮 8 三、四档同步器 9 输入轴四档齿轮 10 支撑 11 输入轴五档齿轮 12 五档同步器 13 输出轴 14 输出轴五档齿轮 15输出轴四档齿轮 16 输出轴三档齿轮 17 输 出轴二档齿轮 18 一、二档同步器 19 输出轴倒档齿轮 20 差速器半轴齿轮 21 差速器星行星齿轮 图 2速器传动方案 该方案的的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，由于发动机横置，故主减速器不需要有改变转矩方向的作用，主减速器齿轮选用 斜齿圆柱齿轮 。因考虑到滑动齿套换挡对齿轮齿端不利，故使倒档齿轮与其它传动齿轮一样为 常啮合直齿轮 ，并用 同步器 换挡，同步器与倒档的布置如图所示。 （ 2）倒挡布置方案 根据选取的传动方案，倒挡的布置形式如下所示： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 4 图 2挡方案 由上图可知，该方案能使换挡更加轻便。 （ 3）变速器结构图 图 2挡变速器结构图（该图主减速器为锥齿轮） 如上图所示，为了提高轴的刚度，变速器轴增加了中间支承。 部件结构方案分析 （ 1）齿轮形式 变速器两轴传动齿轮采用 斜齿常啮合齿轮 ，优点是使用寿命长、运转平稳、工作噪声低。 齿常啮合圆柱齿轮 ，主减速器采用 斜齿圆柱齿轮 。 （ 2）换挡机构形式 变速器采用 同步器 换挡，其优点是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。 （ 3）变速器轴 承 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 5 初选 输出端为短圆柱滚子轴承， 其余为 向心球轴承 具体选型与计算在轴承的寿命计算中详细分析。 3 变速器主要参数及齿轮参数的选择 数 按设计要求，变速器档位数为 5 挡 ，其中最高档位超速挡。 动比范围的选择 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常为直接挡，而本次设计为了提高汽车的燃油经济性，将最高挡设为超速挡，档位数为五挡。 超速档的传动比一般为 低挡的传动比则要求考虑发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动桥与地面的附着率 、主减速器比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低行驶车速等而对于乘用车，其范围一般在 间。 表 1 是国内外一些变速器的速比设置，可以发现，多数变速器的各档速比值符合偏置等比级数。 首先在满足要求的情况下令最小传动比。 减速器传动比的初选 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响，可通过燃油经济性 加速时间曲线来确定。 而在设计计算中，的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。可利用 在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速，这时值应按下式来确定： （ 3 式中： 车轮的滚动半径 ,对于 量的汽车，考虑到汽车的经济性，一般轮胎不宜过宽，以195/65 胎为例，即其车轮滚动半径为 变 速器量高档传动比，即 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 6 对于其它汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，一般选择比上式求得的大 10 25 ，即按下式选择： （ 3 根据所选定的主减速比值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 令， 把， ， 代入式 （ 3中 最后取主减速器传动比。 小传动比的选择 整车传动系的最小传动比可根据最高车速及其功率平衡图来确定，且在选择时要注意有利于汽车的燃油经济 性。 选择的结果为 。 大传动比的选择 汽车变速器最大传动比的选择需要考虑三方面的因素：最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳定车速。得： （ 3 式中 为汽车的最大爬坡度，取。 为滚动阻力系数，取。 为整车的机械传动效率，取变速器传动效率，主减速器传动效率，则有 （其它参数与最小传动比选择时相同。） （ 3 式中为地面提供给驱动轮的法向作用力（取平均前轴负荷 为地面附着系数，对与路况良好的混凝土或沥青路面， 取 （ 3 式中 为发动机最低稳定转速，取。 为汽车最低稳定车速。 已知， 综合上述要求，可得，根据设计要求，取 挡传动 比的初选 在已知挡位数为 5 与、 的情况下，可知，若传动比分配为等比级数（现实中高挡传动比间隔可以比低挡稍小），则 。 各挡传动比的初选结果如下表所示： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 7 表 3车变速器传动比（初选） 挡数 1 2 3 4 5 R 传动比 i 心距 A 变速器的中心距 A 系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离。其主要由传递的扭矩、结构和工艺情况决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，还关系到齿轮的接触强度：中心距过大将使变速器的质量增加较多；中 心距过小则会使齿轮的接触强度变大，寿命变短，且影响变速器壳体的性能。 因此最小允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定，而且最小中心距要同时满足最低挡的传动比要求。 而对于发动机前置前轮驱动 (乘用车，其中心距 计数据表明，乘用车变速器的中心距一般在 6080则上来说，车越轻，中心距也越小。 设计中用下述经验公式初选中心距 A （ 3 式中 为中 心距系数，对于轿车，取 变速器传动效率，取 已知，最后取。 形尺寸 变速器的横向外形尺寸可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置来初步确定。对于四挡的乘用车，其变速器壳体的轴向尺寸为 （ A。 对于设计要求的五挡变速器，初步估计其 壳体横向尺寸为 250 轮参数（斜齿轮齿形参数） 数 齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等因素有关，而在设计中主要考虑对齿轮强度的影响。齿轮模数大则其弯曲应力小，但齿轮齿数会随之减少，并减小齿轮啮合的重合度 ，增加啮合噪声。因此，在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽量小。 设计中已确定变速器（不包括主减速器）齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应满足以下的强度要求： 在选择模数时，若从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选择同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应选用不同的模数。一般来说，变速器低挡齿轮应选用较大的模数，其它挡位选用另一种模数。 变速器用齿轮模数范围见表 3 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 8 表 3车变速器齿轮的法向模数 车型 发动机排量 V/L 模数 外，变速器齿轮所选的模数应符合国家标准，见表 3 表 3车变速器常用的齿轮模数 （ 摘自 1357 1987） （ 一 ( 根据以上要求，初选 1、 3、 5 挡齿轮法向模数 ， 2、 4 挡 齿轮法向模数 倒挡 齿轮模数 力角 齿轮压力角有等多种。压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，有利于降低齿轮传动的噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。 对于斜齿轮，压力角为时强度最高，而对于乘用车，为加大重合度以降低噪声，理论上应取较小的压力角。 本次设计各挡齿轮压力角均选为。 宽 b 在变速器齿轮的设计中，齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作 平稳的要求。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿： ，其中取齿宽系数； 斜齿： ,其中取齿宽系数； 啮合套或同步器，。 对于啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大，一般为 510于采用同一模数的各挡齿轮，低挡齿轮的齿宽也应当比高挡齿轮稍大一些。 齿宽的选取结果见表 3 表 3车变速器齿轮的模数选择结果 挡位 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 倒挡 法向模数 （ 文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 9 齿宽（ 输入轴齿轮 20 20 18 15 14 18 输出轴齿轮 18 18 16 17 16 16 旋角 由于变速器的设计中（不包括主减速器）的齿轮均采用了斜齿轮，故存在螺旋角。采用具有螺旋角的斜齿轮可以加大重合度，提高强度，降低噪声，但有轴向力作用在轴承上，需要计算确认。 螺旋角确定根据以下原则： （ 1） 使齿轮的纵向重合度，这样在运转的过程中，齿面螺旋线上始终有齿接触，可以保证运转平稳。具体设计时，螺旋角可按 （ 3式确定： （ 3 （ 2） 由于斜齿轮工作时会产生轴向力，为此在设计时应自 在理论上使螺旋角的选择正好能使一根轴上的齿轮产生的轴向力相互抵消，如图 3示。 图 3间轴轴向力的平衡 即满足下式： （ 3 对于两轴式变速器，由于轴向力较难抵消，也可参考同种车型的数据。 （ 3） 斜齿轮的轮齿强度会随着螺旋角的增大而提高，且螺旋角的增大会使齿轮的接触强度与重合度增大，但当螺旋角大于 30时其弯曲强度将明显的下降。因此，对于轿车来说，为求传动平稳，往往将螺旋角取的稍大。 螺旋角的初选结果见表 3 表 3车变速器齿轮螺旋角的初选结果 挡位 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 倒挡 20 20 25 25 25 0 顶高系数与顶隙系数 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 10 本次设计取斜齿轮的法向齿顶高系数，法向顶隙系数。 速器传动齿轮齿数分配和实际传动比的校正 在以上参数确定后即可确定传动齿轮的具体分配齿数。在确定齿数时，为了使齿轮齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比一般不取整数。 如图 3示，五挡变速器外加倒挡，共 13 个齿轮，齿数分别记为 。 图 3速器齿轮齿数的分配 定一挡齿轮的齿数（对于乘用车，一挡小齿轮齿数可在 12 17 之间选取） 一挡传动比为 （ 3 且有 （ 3 已知，将数据带入上式，得： ，取 ，取。 则有修正后的，满足要求。 中心距 A 及一挡齿轮螺旋角 进行修正 1）根据一挡齿轮齿数的分配，修正后有 ，取整为。 修正后的 A 可作为各挡齿轮的分配依据。 2）已知 ，由已知条件取修正后的一挡齿轮螺旋角 。 定二挡齿轮的齿数 同理于一挡， 已知，得 ： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 11 ，取； ，取。 则有，满足要求。 修正后取二挡齿轮螺旋角。 定三挡齿轮的齿数 已知，得： ，取； ，取。 则有，满足要求。 修正后取三挡齿轮螺旋角。 定四挡齿轮的齿数 已知，得： ，取， 则有，满足要求。 修正后取四挡齿轮螺旋角。 定五挡齿轮的齿数 已知，得： ，取； ，取。 则有，满足要求。 修正后取五挡齿轮螺旋角。 定倒挡齿轮的齿数 同理与以上分析，最后取 14，修正后取倒挡齿轮螺旋角，。 位系数 为了避免齿轮产生跟切、 更好的与中心距匹配，以及调整齿轮的各种属性，需要使齿轮变位。 变位齿轮有两种：高（度）变位和角（度）变位。其中高变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数和为零，角变位则不为零。设计时选取 角度变位 。 变位系数的选择一般考虑一下几点： 1）避免根切 避免根切的最小变位系数 可由（ 3确定 （ 3 式中 为齿顶高系数，已知； 取。 由此可得： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 12 对一挡齿轮有 对二挡齿轮有 对三挡齿轮有 对四挡齿轮有 对五挡齿轮有 对倒挡齿轮有 。 2）防止齿顶变尖 齿顶法面弦齿厚 大于等于。可由 （ 3式确定： （ 3 式中 为齿顶螺旋角，； 为齿顶端面弦齿厚，。 上述公式中，为齿顶圆直径，。 3）齿 根壁厚不要小于 齿全高。 4）主、从动齿的弯曲应力应当平衡，以保证二者的弯曲疲劳寿命相等。 变位系数的选择主要由以上几点考虑，而为了降低噪声，一对啮合齿轮的变位系数之和可适度取小。精确的计算，可由计算机编程来完成。一挡齿轮的程序计算截图如图 3示。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 13 图 3轮的程序计算截图 齿轮角（度）变位系数结果如下表所示。 表 3轮变位系数选择结果 一 挡 二 挡 三 挡 四 挡 五 挡 倒 挡 输入轴齿轮 出轴齿轮 0 齿轮精度的选择 各类机器所用齿轮传动的精度等级范围列于表 3，按载荷及速度推荐的齿轮传动精度等级如图 3示。 具体的精度选择结果见设计参数表。 表 3类机器所用齿轮传动的精度等级范围 机 器 名 称 精 度 等 级 机 器 名 称 精 度 等 级 汽轮机 3 6 拖拉机 6 8 金属切削机床 3 8 通用减速器 6 8 航空发动机 4 8 锻压机床 6 9 轻 型汽车 5 8 起重机 7 10 载重汽车 7 9 农业机器 8 11 （ 注：主传动齿轮或重要的齿轮传动，偏上限选择；辅助传动齿轮或一般齿轮传动，居中或偏下限选择。 ） 挡 位 变 位 系 数 X 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 14 图 3轮传动精度等级 轮的后处理 齿轮在设计与制造中还需进行齿形的修正，材料的选择，热处理以及强化等步骤，在此不详细论述。 充说明 以上得到的设计数据并没有达到最优设计结果，以齿轮的变位系数为例，若为理想情况，对于变速器中较低挡位与倒挡，为了获得高强度的齿轮副，变位系数之 和应该取得较大，而为了获得低噪声传动，高挡齿轮副的变位系数之和应该取得较小。由 得出的结果可知，倒挡齿轮的变位系数并没有很好的满足设计的理想要求。在这种条件下可以通过对要求的目标函数的确定，并选择约束条件，并通过数学工具（如 的优化工具箱 数）来进行最优化设计。具体的设计过程不在此详述。 4 变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析 速器齿轮 轮的损坏形式 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏（本次设计时 无需考虑）以及齿面胶合。 轮的强度计算 与其它机械行业比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。 1） 轮齿弯曲强度计算（斜齿轮） 假定载荷作用在齿顶， ， 齿形系数的选择如图 4示。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 15 图 4形系数图 已知斜齿轮弯曲应力为 （ 4 式中1为计算载荷，为节圆直径， 为应力集中系数， 为法向齿距， 为齿形系数，可按当量齿数在 齿形系数图 4查得， 为重合度影响系数，。 （其它未说明参数同上） 将上述有关参数整理后可得式（ 4 （其中齿宽系数） （ 4 在已知发动机输出最大转 矩 和其它相关参数的情况下，由许用应力可得： 对一挡小齿轮，根据 查图 4 ,则有 ，满足强度要求。 对一挡大齿轮，根据 查图 4 ，则有 对二挡小齿轮，根据 查图 4 ,则有 ，满足强度要求。 对二挡大齿轮，有根据 查图 4 ，则有 ，满足强度要求。 对于各挡齿轮的强度计算，由 斜齿轮弯曲应力的公式与齿轮参数易知，在同等条件下，一挡小齿轮所受的弯曲应力比其它挡位（不包括倒挡）均要大， 即在一挡小齿轮满足轮齿弯曲应力要买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 16 求的情况下，其它各挡齿轮也能满足要求。 同理对于倒挡小齿轮，有 ，满足强度要求。 综上所述， 变速器传动齿轮满足弯曲强度要求 。 2） 轮齿接触强度计算（斜齿轮） 已知斜齿轮接触应力为j（ 4 式中 为齿面上的法向力， 为圆周力，为节圆直径， 为齿轮材料的弹性模量，对于渗碳钢，可取， 为齿轮接触的实际宽度， 和为主、从动齿轮节点处的曲率半径，对斜齿轮， 与为主、 从动齿轮节圆半径。 将作用在输入轴的载荷 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表。 表 4速器齿轮许用接触应力 根据上述分析可知，对变速器一挡齿轮，有 ， ， ， ， 对于一挡小齿轮（输入轴），有圆周力， 法向力， 齿宽， 对于一挡大齿轮（输出轴），有， 法向力， 齿宽， 由以上数据可得，对于一挡小齿轮，有： ， 对于一挡大齿轮，有： 。 故一挡齿轮接触强度满足要求。 同理于一挡，可知对变速器二挡齿轮，有 ， ， 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 17 ， ， 对于一挡小齿轮（输入轴），有圆周力， 法向力， 齿宽， 对于一 挡大齿轮（输出轴），有， 法向力， 齿宽， 由以上数据可得，对于一挡小齿轮，有： ， 对于一挡大齿轮，有： 。 故二挡齿轮接触强度满足要求。 同理于弯曲强度的分析，易知变速器其它挡位齿轮（不包括倒挡）也能符合接触强度的要求。 。 。 。 综上所述， 变速器齿轮满足接触强度要求 。 轮材料的选择 变速器齿轮选用渗碳合金钢，、 、等常用材料均可。选择 速器轴 变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足 的轴会产生弯曲变形，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。所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现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，然后再进行可靠性分析。 选轴的直径 在已知变速器中心距 A=76可根据经验公式取变速器两轴中部直径 d 34，取支承间距离 L=200轴的最大直径 d 和支承间距离 L 的比值 d 0 0 L 。 的可靠性分析 1）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， 如图 4示，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 18 轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。 变速器齿轮在轴上的位置如图 4示时，若轴在垂直面内的挠度为，在水平面内的挠度为和转角为，可分别用下式计算： 221222 1 式中1 2 E 为弹性模量，对于渗碳钢，取 E=210 I 为惯性矩，对于实心轴， 44， d 为轴的直径，花键初按平均直径计算， a 、 b 为齿轮上的作用力距支座 A 、 B 的距离， L 为支座距离。 轴的全挠度为 22 f + f 0 . 2s 轴在垂直面和水平面内的挠度允许值为c f = 0 . 0 5 0 . 1 0 m m，s f = 0 . 1 0 0 . 1 5 m m。齿轮所在平面的转角不应超过 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 19 图 4速器轴的变形简图（ a 为轴在垂直面内的变形， b 为轴在水平面内的变形） 图 4速器轴的挠度与转角 已知 E=210计算时令两轴m d 3 4 m m，两支承 A、 B 之间的距离 L=2004 4 6 5 5 6 3 . 9 964 ，为方便计算，齿轮的分布初选如图 4示。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 20 图 4轮在轴上的分布 根据以上参数，具体刚度校核过程如下： 对一挡齿轮处，有2 m a x m a 2 5 1 5F 1 5 5 2 7 8 3 . 4 52 c o s 2 c o s 2 0nT e r T N , 1t a n t a n 2 0F 2 7 8 3 . 4 5 1 0 7 7 . 9 4c o s c o s 2 0 N , 取 a=22 b=178得： 22 22 31 7 7 . 9 4 2 2 1 7 8f 3 . 2 6 2 1 0 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0cF a b m m L ， 22 22 32 8 3 . 4 5 2 2 1 7 8f 8 . 4 2 3 1 0 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0sF a b m m L ， 2 2 3f 9 . 0 3 3 1 0 0 . 2f m m f m m ， 41 () 1 0 7 7 . 9 4 2 2 1 7 8 1 5 6 1 . 1 4 2 1 0 0 . 0 0 2 1 . 1 3 13 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0F a b b a r a L 。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 21 同理，对于二挡齿轮处，有2 m a 5 1 9F 1 5 5 3 9 4 0 . 5 22 c o s 2 c o s 2 0 . 9 0 , 1t a n t a n 2 0F 3 9 4 0 . 5 2 1 5 3 5 . 2 4c o s c o s 2 0 . 9 0 , 取 a=64 b=136得： 22 22 21 3 5 . 2 4 6 4 1 3 6f 2 . 1 8 8 1 0 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0cF a b m m L ， 22 222 4 0 . 5 2 6 4 1 3 6f 0 . 0 5 6 2 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0sF a b m m L ， 22f 0 . 0 6 0 3 0 . 2f m m f m m ， 41 () 1 5 3 5 . 2 4 6 4 1 3 6 ( 1 3 6 6 4 ) 1 . 7 1 4 1 0 1 . 1 3 13 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0F a b b L 。 对于三挡齿轮处，有2 m a x 2 . 2 5 2 6F 1 5 5 4 8 6 1 . 5 32 c o s 2 c o s 2 1 . 1 6ne , 1t a n t a n 2 0F 4 8 6 1 . 5 3 1 8 9 7 . 3 8c o s c o s 2 1 . 1 6 , 取 a=86 b=114得： 22 221 9 7 . 3 8 8 6 1 1 4f 0 . 0 3 5 0 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0cF a b m m L ， 22 222 6 1 . 5 3 8 6 1 1 4f 0 . 0 8 9 8 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0sF a b m m L ， 22f 0 . 0 9 6 4 0 . 2f m m f m m ， 51 () 1 8 9 7 . 3 8 8 6 1 1 4 ( 1 1 4 8 6 ) 9 . 9 2 8 1 0 1 . 1 3 13 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0F a b b L 。 对于四挡齿轮处，有2 m a 5 0 2 9F 1 5 5 5 9 9 3 . 1 72 c o s 2 c o s 2 0 . 3 6 , 1t a n t a n 2 0F 5 9 9 3 . 1 7 2 3 2 6 . 7 0c o s c o s 2 0 . 3 6 , 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 22 取 a=118 b=82得： 22 221 2 6 . 7 0 1 1 8 8 2f 0 . 0 4 9 6 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0cF a b m m L ， 22 222 9 3 . 1 7 1 1 8 8 2f 0 . 1 1 0 7 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0sF a b m m L ， 22f 0 . 1 2 1 3 0 . 2f m m f m m ， 41 () 2 3 2 6 . 7 0 1 1 8 8 2 ( 1 1 8 8 2 ) 1 . 2 1 7 1 0 1 . 1 3 13 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0F a b a L 。 对于五挡齿轮处 ，有2 m a 2 5 3 5F 1 5 5 6 6 5 0 . 0 62 c o s 2 c o s 2 3 . 4 0 , 1t a n t a n 2 0F 6 6 5 0 . 0 6 2 6 3 7 . 3 3c o s c o s 2 3 . 4 0 , 取 a=140 b=60得： 22 221 3 7 . 3 3 1 4 0 6 0f 0 . 0 3 7 6 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0 cF a b m m L ， 22 222 5 0 . 0 6 1 4 0 6 0f 0 . 0 9 4 8 3 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0sF a b m m L ， 22f 0 . 1 0 2 0 . 2f m m f m m ， 41 () 2 6 3 7 . 3 3 1 4 0 6 0 ( 1 4 0 6 0 ) 2 . 9 4 4 1 0 1 . 1 3 13 3 2 1 0 0 0 0 6 5 5 6 3 . 9 9 2 0 0F a b a L 。 由以上分析可知， 轴在五挡齿轮处均能满足刚度要求 。 而由一挡齿轮的刚度分析易知，由于离支承点的距离近，故实际上在已知高挡齿轮的刚度时可以不用校核，同理可确定，倒挡齿轮能满足齿轮的刚度要求。 在实际的二轴式变速器中，与输入轴常啮合的输出轴上的齿轮常通过青铜衬套或滚针 轴承装在轴上，这样也能增加轴的刚度。 2）轴的强度计算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力算相应的弯矩cM、在转矩应力为 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 23 3M 32= W （ 4 式中， 2 2 2c s M + M + T（ ）， W 为抗弯截面系数， 32，取m d 3 4 m m， 在低挡工作时，取 4 0 0 M 。 由轴的刚度校核中已知， 对一挡齿轮处，有T m a 7 8 3 . 4 52 c o , Rt a 0 7 7 . 9 4c o , aF t a n 1 0 1 3 . 0 9， a=25 b=200c ( r )M 2 0 2 6 7 . 3 5 F b N m ， 1 8 5 4TF a b N m ， 5 5 0 0 0 N m m2 2 2c s M + M + T 1 6 8 1 1 2 . 1 1 N m m， 由以上数据可知在一挡齿轮处有1 3M 3 2= 4 3 . 5 9 4 0 0W M M P a M P 说明轴在一挡齿轮处满足强度要求，同理与刚度分析，易知 轴在其它齿轮处亦能满足强度要求 。 而在实际制造时，由于 输出轴上的齿轮通过青铜衬套装在轴上，所以轴径要比上述设计的小，具体尺寸见 主减速器主动锥齿轮（轴）图 。 速器轴承 承形式的选择 变速器轴承多采用向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承。左图为单列的深沟球轴承的示意图。 对于本次设计的两轴变速器，输入轴前轴承可采用向心球轴承（ 1） ，对于一般汽车，此轴承都安置在发动机飞轮内腔中。输入轴后端轴承选用外座圈上有止动槽的向心球轴承 （ 2） ，用来承受径向负荷以及输入轴上的轴向负荷，为方便输入轴的拆装，后端轴承的外圈直径应比输入轴齿轮的齿顶圆直径大。 输出轴前段可采用短圆柱滚子轴承 （ 3） ，后端采用带止动槽的买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 24 单列向心球轴承 （ 4） 。轴上的轴向力由后端轴承承受 。 向心球轴承除了径向载荷，也能承受双向的轴向载荷，而且由于摩擦力矩较低，能适用于高速旋转场合以及低噪音，低振动的场合。并能满足高精度的应用要求。 承尺寸的选择 1）输入轴前端的向心球轴承 图 4心球轴承尺寸示意图 根据变速器轴的直径与中心距要求 ,根据轴承手册，如图，初选内径，外径，宽的轴承，轴承代号为 63/22 2）输入轴后端 外座圈上有止动槽的向心球轴承 图 4座圈上有止动槽的向心球轴承 尺寸示意图 初选内径，外径，宽的轴承，轴承代号为 6305 3）输出轴前端的圆 柱滚子轴承 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 25 图 4柱滚子轴承 尺寸示意图 同理于输入轴轴承，初选内径，外径，宽的轴承，轴承代号为 006。 4）输出轴后端 外座圈上有止动槽的向心球轴承 输出轴后端 外座圈上有止动槽的向心球轴承，初选内径，外径，宽的轴承，代号为 60/28 承寿命的计算 变速器轴承一般是根据结构布置并与同类型汽车对比后，按轴承标准选用。最后进行轴承寿命的验算。 对于使用五挡变速器的轿车，相对于四挡轿车，由于没有了直接挡而多了超速挡，轴承受载的时间明显增加，具体比较如表 4示。 表 4承受载 时间的比较 由于轴承的实际使用寿命受到许多条件的影响，例如制造精度、钢材质量、润滑条件工作情况等，都极大地影响轴承的使用寿命。即使同一批生产的轴承，其使用寿命往往相差几倍，甚至几十倍，上百倍。而计算却是以 10损坏率为基础的，所以计算结果与实际情况相差很大。在计算轴承寿命时，必须结合实际使用经验参考目前同类产品中同部位的轴承使用寿命加以调整。 轴承的寿命公式为： （ 4 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 26 式中 轴承基本额定动载荷，为轴承当量动载荷， 为指数，对于球轴承，；对于滚子 轴承， 。 汽车行驶里程数公式为： （ 4 式中为轮胎滚动半径，已知， 为汽车传动比，。 对于实际工况，轴承能够保证的总行驶里程公式为： （ 4 式中为汽车各挡行驶里程百分数， 为汽车各挡的行驶里程数。 对于滚动轴承的寿命计算参数如表 4示。 表 4载荷系数表 以下的计算暂不考虑轴承的温度系数与载荷系数， 但由结果可知不影响校核。 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 27 比较变速器中已选择的轴承，寿命校核时可选额定载荷最小的轴承，即输出轴后端轴承校核，即单列的向心球轴承，轴承代号为 60/28 轴承手册可知，对其有基本额定静载荷 ,基本额定动载荷。 1） 由轴的强度分析已知，变速器处于一挡时有 ，得： 易知， 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数，轴向动载荷系数， 其当量动载荷为， 轴承寿命， 汽车行驶里程数。 2）变速器处于二挡时有 ，得： 易知， 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷 系数，轴向动载荷系数， 其当量动载荷为， 轴承寿命， 汽车行驶里程数。 3）变速器处于三挡时有 ，得： 易知， 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数，轴向动载荷系数， 其当量动载荷为， 轴承寿命， 汽车行驶里程数。 4）变速器处于四挡时有 ，得： 易知， 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数，轴向动载荷系数， 其当量动载荷为， 轴承寿命， 汽车行驶里程数。 5）变速器处于五挡时有 ，得： 买文档就送您 纸全套， Q 号交流 401339828 或 11970985 28 易知， 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数 表可知，对其有径向动载荷系数，轴向动载荷系数， 其当量动载荷为， 轴承寿命， 汽车行驶里程数。 6）由于变速器处于倒挡的行驶里程百分数只占 故可按齿轮参数，近似取。 7） 表 4挡行驶里程百分数表 挡位 （ %） 4 挡变速器 5 挡变速器 6 挡变速器 倒挡 挡 挡 3 3 3 3 挡 7 7 7 4 挡 其余 30 30 5 挡 其余 35 6 挡 其余 根据上表可知，轴承能够保证的总行驶里程数为： 即轴承能够保证的 总行驶里程数约为 136 万公里，对于一般轿车，轴承所能保证的总行驶里程数应大于 30 万公里，所以所选轴承满足寿命要求。 键、同步器与变速器操纵机构 本次设计暂时不讨论花键、同步器与变速器操作机构的参数选择与校核。 5 驱动桥（主减速器齿轮）部分参数的设计与校核 根据设计要求，主要讨论主减速器主动齿轮的设计方案。 减速器结构方案分析 买文档就送您 纸全套，