货车五挡变速器设计【三维图开题报告】【毕业说明书论文CAD图车辆结构】
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毕 业 设 计学生姓名： 学 号： 学 院： 专 业： 题 目： 货车五挡变速器设计 指导教师： 评阅教师： 年 月 毕 业 设 计 中 文 摘 要 汽车变速器作为汽车传动系统中不可或缺的一部分，在汽车的行驶过程中发挥重要的作用。其技术的发展,是衡量国家汽车技术水平的一项总要依据，可以说变速器是传动系统的心脏。 本课题以货车手动变速器为研究对象，根据发动机型号及转速功率等主要数据对其结构方案分配，完成变速器的设计和各个主要部件的强度计算，最后根据计算数据确定总体结构，绘制二维设计图纸。其中具体零件如齿轮的设计计算部分是本说明书的主要部分，主要包含了方案确定、结构分析、计算校核等三大部分。结构分析是对主要零件设计的前提也是基础，这一过程包括了两轴之间的中心矩、各档齿轮参数、传动比匹配以及输入输出轴的校核等等。方案确定主要包含的倒档轴的选型及换挡机构同步器的结构方案。校核计算则是对整个设计过程中所计算的齿轮以及轴等主要零部件进行校核。关键词 手动变速器 分析 计算 校核毕 业 设 计 外 文 摘 要Title Matching car drive mechanism and the transmission design AbstractAuto transmission as an integral part of automobile transmission system, play an important role in the process of the motion of the car.The development of transmission technology, is a common measure of national automobile technical level is always the basis,so to speak,the transmission is the heart of the drive system.This topic with manual transmission as the research object, according to the basic parameter of transmission structure scheme analysis, complete the transmission of power matching, mechanical design and strength calculation, and finally determine the overall structure, draw 2D design drawing.Design calculation part is the focus of this manual, mainly includes the structure analysis, scheme determination, calculate and check. Structural analysis is carried out on the main components design, including mechanical transmission center torque, the gear parameters, the design calculation of transmission ratio and input and output shaft. Scheme is to analyze the reverse gear shaft and shifting institutional selection. Check calculation is the design of the gear and shaft in front of the main parts for checking.Key Words Manual transmission Analysis Calculate Check本 科 毕 业 设 计目 录第1章 绪 论11.1 概述11.2 变速器的功用及要求11.3 变速器的发展现状11.4 研究的目的、依据和意义2第2章 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 零部件结构设计方案42.2.1 齿轮形式42.2.2 变速器轴承42.2.3 换挡机构4第3章 变速器主要参数的选择53.1 档位数53.2 变速器各档传动比的确定53.2.1 初选最大传动比的范围53.2.2 确定其他各档传动比63.3 中心距A的确定73.4 外形尺寸73.5 齿轮参数73.5.1 模数73.5.2 压力角83.5.3 螺旋角83.5.4 齿宽b83.6 变位系数的选择9第4章 齿轮的设计计算与校核94.1 齿轮的设计与计算94.1.1 各挡齿轮齿数的分配94.1.2 齿轮材料的选择原则174.1.3 计算各轴的转矩184.2 轮齿的校核194.2.1 轮齿的损坏原因及形式194.2.2 轮齿弯曲强度计算19第5章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核265.1 轴的设计计算265.1.1 轴的工艺要求265.1.2 轴的结构265.1.3 初选轴的直径275.1.4 轴的强度计算275.2 轴承的选择及校核315.2.1 输入轴的轴承选择与校核315.2.2 输出轴轴承校核32第6章 变速器同步器的设计336.1 同步器的结构336.2 同步器的工作原理346.3 同步器主要参数的设计346.3.1 摩擦系数f346.3.2 同步环尺寸的确定356.3.3 锁止角366.3.4 同步器的同步时间t366.3.5 同步器的摩擦力矩36总 结38致 谢40参 考 文 献41第 41 页 共46 页本 科 毕 业 设 计第1章 绪 论1.1 概述随着汽车变速器的发展，其传动方式从一开始的链条传动已经发展到了现在的齿轮传动手动变速器,而在如今的21世纪已经发展到了机械液力自动变速器和电控机械式自动变速器。然而从目前汽车上配置的变速器来看，主要有以下几种变速器占主导地位：手动变速器（MT）、液力机械变速器（AT）、手/自一体变速器（AMT）和机械无级变速器（CVT）1。不过即使这样，无论是哪种变速器，它都是汽车传动系统中的心脏，是任何一辆汽车不可缺少的一部分，在汽车的行驶过程中发挥重要的作用。1.2 变速器的功用及要求 变速器把发动机的能量通过驱动桥传递给车轮，其主要功用是： （1）通过换挡改变传动比从而改变转矩，扩大驱动轮的有效工作范围，以适应经常变化的路况，以便汽车能在最利的工况下工作，发挥出其最佳性能； （2）在发动机旋转方向不变的情况下，使传递至主动轮的输出轴实现反向旋转，从而满足汽车在实际情况，根据需要可以倒退行驶； （3）利用空挡能够中断发动机向变速器传递动力，便于变速器换挡以保证汽车能够平稳起步、正常行驶。此外为了让汽车能够满足使用性能，在设计过程中对变速器还有以下要求： （1）在设计时，应根据汽车的载重、用途及发动机排量，合理的分配传动比及变速器档位数，以满足汽车所需要的动力性和经济性。并且在当今拥堵城市路况条件下，为保证使用性能应尽量扩大变速器传动比范围1。 （2）要合理选择齿轮传动方式及正当的变位系数，同时选用合适的材料，采用最佳的热处理方法，以便在加工时增加齿轮的精度，提高传动效率降低传动噪声，延长变速器工作寿命。 （3）变速器还应该满足外形尺寸小、制造成本低、使用维修方便、工作性能可靠等要求2。1.3 变速器的发展现状一、手动变速器(MT)手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。二、自动变速器（AT） 自动变速器（AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。 在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。三、手动/自动变速器（AMT） 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。 自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那Speedgear EL这些“二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比较低的。 所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。1.4 研究的目的、依据和意义随着汽车向多元化、工业化的发展，变速器设计在汽车设计中占有十分重要的地位。其工作性能直接影响汽车的行驶状况，由于轻型货车对动力性及经济性有很高要求，因此对于对其变速器的设计更为重要。本设计是基于搭载YC4E140-20发动机货车的基本参数，利用所学的专业知识和现代化的设计方法对货车五档变速器进行设计， 表1-1 变速器基本参数设计中所采用的基本参数如下表1-1：名称参数名称参数发动机YC4E140-20汽车总质量（kg）4310主减速比4.875汽车满载总质量（kg）5000最高时速（km/h）120最大扭矩380Nm/1200-1400轮胎规格9.00-20最大功率99kw/3000道路最大阻力系数0.27重力加速度g9.8传动效率0.97轴距 3800 前悬/后悬(mm)1270/1915 离地间隙280mm通过本课题的设计，可综合运用汽车设计、机械制图、机械设计、机械设计手册、工程材料手册、汽车工程手册汽车构造、汽车电子技术等课程的知识，达到综合训练的效果5。同时可以学会汽车变速器的基本设计方法和步骤，对今后从事汽车行业的工作有很大的帮助。第2章 变速器传动机构布置方案2.1 传动机构布置方案分析图2-1 变速器传动路线图机械式变速器优点是传动效率高、工作可靠和制造成本低。本设计各档位只经过一对啮合齿轮传递输出，故其工作噪声小且传动效率高。而且本设计变速器其输入轴与输出轴的旋转方向相反，因此在整车设计过程中在匹配车轮与发动机时应考虑旋转方向问题。同时为保证输出强度一般将输出轴与主减速器的主动齿轮做成一体。发动机纵置时，主减速器齿轮采用弧齿锥齿轮，以改变传递方向；发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮6。本设计采用弧齿锥齿轮，发动机纵置的布置方式。倒档采用滑动直齿轮，其他档位采用常啮合斜齿轮传动，最终确定的传动方案如图2-1。2.2 零部件结构设计方案2.2.1 齿轮形式变速器中常采用的齿轮主要有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。尽管斜齿轮工艺设计比较复杂同时加工制造困难，且旋转时会产生轴向力，会影响轴承的寿命，但是与直齿轮相比斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、工作噪声低、运转平稳、结构紧凑等许多优点。此外如果选择斜齿轮传动需要合理选择轴承的类型7。综合考虑本设计中变速器的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，只有采用直齿圆柱齿轮。2.2.2 变速器轴承在变速器轴与壳体、齿轮与轴等相对旋转部位应安装轴承。变速器中常用的轴承有圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、球轴承、滚针轴承等。至于何处采用何种轴承，要根据结构及承受的载荷来决定。如由于斜齿轮在旋转过程中会产生径向力和部分轴向力，故在变速器的输出轴前端采用圆柱滚子轴承，在末端常采用深沟球轴承8由于变速器轴后部的轴承需要安装在变速器壳体上，因此在根据变速器的中心距确定轴承型号的同时也要保证壳体有足够强度壳体壁上的两轴承孔之间的距离不小于。2.2.3 换挡机构变速器换挡机构主要有啮合套、滑动齿轮和同步器换挡三种形式9。本设计中采用同步器换挡如图2-2。同步器能保证换挡迅速且无冲击，而且驾驶员不再用两脚离合器换挡，减轻了驾驶强度，从而减轻了驾驶员工作强度、提高了行驶安全性和燃油经济性。因此虽然它制造加工困难、结构复杂，但在手动变速器上仍然得到了广泛的应用。图2-2 两轴五档变速器1-输入轴 2-输出轴 3-同步器312第3章 变速器主要参数的选择3.1 档位数变速器的档位数可以在320个档位内变化。增加档位数可以扩大传动比范围，是改善汽车动力性和燃油经济性的一个重要方法，众所周知随着变速器档位数增多常啮合齿轮就增多，变速器结构就会十分复杂，并且相应的外形尺寸也会增加，不但如此，同时得操纵机构也给驾驶员增加了负担，因此通常变速器的档位在6个以内。近几年为了降低油耗/提高汽车动力与经济性，许多车多采用五档变速器。本课题设计的变速器也是五个档位。3.2 变速器各档传动比的确定3.2.1 初选最大传动比的范围 变速器中最大传动比即为一档传动比，首先必须满足最大爬坡度。由于爬坡过程中车速不高，空气阻力忽略不计，发动机产生的能量完全用于克服车轮与路面间的滚动阻力11。故：（3.1）式中：G车重，=43100N； 发动机的最大扭矩，； 主减速器传动比，=4.875 传动系效率，=97%； 车轮平均半径，=0.5m； 滚动阻力系数，本设计取； 爬坡度，取=16.7带入数值计算得10.192（3.2）其次要满足附着条件： 为地面附着系数，本设计取为0.8；为汽车满载静止于水平面时，车轮对地面的载荷，本设计取；计算可得。由式（3.1）、（3.2）计算可得；结合主减速比，所以得取值范围是，本设计取。根据设计要求，该车配置的发动机要求的最低稳定转速为，则最低稳定车速为所以满足设计要求。3.2.2 确定其他各档传动比初选五挡传动比在乘用车变速器中，各挡传动比大致按等比数列形式分配12： （3.3）式中：各挡传动比的公比；由式3-3可知： ， 其他各挡传动比为： =3.455， =1.944，=1.286，由于在高速行驶中4和5挡为常用挡，因此其挡位间公比应该小一些本设计取，所以，。3.3 中心距A的确定中心距在变速器设计中是非常重要的的一个基本参数，对变速器的外形尺寸和质量大小有十分重要的影响为保证轴承及壳体的强度因此，在满足设计要求的前提下要尽量增大中心距。本设计根据发动机性能参数初选，A=71mm。3.4 外形尺寸影响变速器的外形轮廓尺寸的有倒档齿轮的布置情况、换挡机构的形式、档位数、齿轮结构等14。查阅资料可知汽车两轴变速器壳体的轴向尺寸一般为3.03.4A。本设计五档变速器的轴向尺寸初步定为372=216mm。3.5 齿轮参数3.5.1 模数根据设计要求，确定中心距后应选择较小的模数，这样可以增加齿轮的齿数，从而保证传动平稳，传动噪声小。此外在设计时要满足各挡齿轮选用的模数应该相同；同时未保证变速器结构紧凑，应使低速档模数大，高速档模数小。在变速器中大多数齿轮采用渐开线形式齿轮。具体的取值范围如表3-1和3-2所示：表3-1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.01414.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表3-2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根据发动机的排量及表3.1、3.2中的数据，本设计初步确定变速齿轮的模数范围2.252.75mm。同步器的模数范围2.02.75mm。3.5.2 压力角机械设计手册中规定的标准压力角为20，所以本设计中变速器齿轮采用的压力角为20，同步器的结合齿压力角为3016。3.5.3 螺旋角由于本设计中齿轮多数为斜齿轮，齿轮的螺旋角对轮齿的强度有很大影响。为了增加齿轮啮合的重合度、降低噪声、增强轮齿强度，使齿轮产生的轴向力相互抵消平衡，以减轻轴承的负荷，提高轴承使用寿命，螺旋角一般在2025之间为宜16。本设计中取螺旋角为203.5.4 齿宽b齿宽b的大小会影响齿轮工作中的承载能力，在保证齿轮强度的前提下应该尽量缩小轮齿的宽度，以缩短变速器轴向尺寸从而减轻重量。齿轮的宽度由齿轮的模数来确定：直齿，为齿宽系数，取为4.58.0；斜齿 ，取为6.08.5。如果换挡机构采用同步器换挡，其接合齿的宽度一般为，本设计中取接合齿宽度为2mm。3.6 变位系数的选择在变速器齿轮的设计中，根据实际情况，对齿轮进行变为是必须的，同时也是非常必要的。因此变位系数会影响齿轮使用的平稳性、抗胶合能力和齿轮啮合噪声。在设计时，如果相啮合的两齿轮都为变位齿轮，那么总变位系数应取的大些来提高接触强度。本设计中，由于一档齿轮齿数为Z=1117,所以其变位系数。根据机械设计手册设计中取齿顶高系数为1.0018。第4章 齿轮的设计计算与校核4.1 齿轮的设计与计算4.1.1 各挡齿轮齿数的分配本设计中一挡齿轮为斜齿轮传动，拟定模数为2.75，压力角，初选螺旋角=20一挡传动比为=3.455 （4.1） 为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿=49.2取整为49 （4.2） 取=11 =38下面对中心距进行修正：由于计算出来的齿数和不是整数，为使设计方便需要对齿数和取整，而取整后会使中心距发生变化，所以需根据取整的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距为基础，分配其他各挡齿轮的齿数18。 =71.68mm （4.3）取整后得中心距A=72mm修正螺旋角度 (4.4) 分度圆直径 =32.325mm =111.668mm未变位中心距 mm 由于中心距已改变，为满足中心距需要对一挡齿轮副进行变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos （4.5） =啮合角 ： cos=0.935 （4.6） =21.27 变位系数之和 =0 （4.7）当量齿数：=13.25, 查机械设计手册取 计算一挡齿轮副的参数：齿顶高 =3.254mm =2.264mm式中： =0.0035 = -0.0035 齿根高 =2.943mm =3.933mm式中： 齿顶圆直径 =38.833mm =116.196mm齿根圆直径 =26.439mm =103.302mm 齿全高 h=6.197二挡齿轮为斜齿轮，选定模数为2.5，压力角，初选螺旋角=22 二挡传动比为=1.944齿数和：=53.4 取整为53取 =18， =35 修正螺旋角 计算二挡齿轮变位系数：理论中心距 =72.003mm端面压力角 tan=tan/cos =21.58端面啮合角 当量齿数 =23.110 =44.935 变位系数之和 = 0.08 查机械设计手册取 =-0.02二挡齿轮的参数：分度圆直径 =48.90mm =95.10mm齿顶高 =2.5575mm =2.2575mm式中： = 0.003 =0.077 齿根高 =2.875mm =3.175mm式中： 齿顶圆直径 =54.015mm =99.615mm齿根圆直径 =43.15mm =88.75mm 齿全高 h=5.4325三挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，压力角，初选螺旋角=23 三挡传动比为 =1.286 齿数和： =64.3, 取整为64取=28，=36 计算三挡齿轮变位系数：理论中心距 =72.42mm端面压力角 tan=tan/cos =21.38端面啮合角 变位系数之和 =0.1 当量齿数 =35.90 =46.16 查机械设计手册取 =0.08 = 0.02三挡齿轮5、6参数：分度圆直径 =76.05mm =97.77mm齿顶高 =2.87mm =2.72mm式中： = 0.168 =-0.068 齿根高 =2.925mm =3.075mm式中： 齿顶圆直径 =81.79mm =103.21mm齿根圆直径 =70.20mm =91.62mm 齿全高 h=5.795四挡齿轮为斜齿轮，模数=2.5，压力角，初选螺旋角=24 四挡传动比为 =0.969 齿数和 63.05取整为63 取 =32 =31 修正螺旋角度 =0.9294 计算四挡齿轮变位系数：理论中心距 =72.24mm端面压力角 tan=tan/cos =21.38端面啮合角 变位系数之和 = 0.1 当量齿数 =39.860 =38.615 查机械设计手册取 = 0.06 = 0.04四挡齿轮7、8参数：分度圆直径 =86.08mm =83.39mm齿顶高 =2.64mm =2.59mm式中： =0.096 =0.004 齿根高 =2.975mm =3.025mm式中： 齿顶圆直径 =91.26mm =88.67mm齿根圆直径 =80.03mm =77.44mm 全齿高 =5.615五挡齿轮为斜齿轮，模数=2.5，压力角，初选螺旋角=25 五档齿轮传动比为 =0.80 齿数和 = 取整为63取=35 =28 计算五挡齿轮变位系数：理论中心距 =72.09mm端面压力角 tan=tan/cos =21.72端面啮合角 变位系数之和 =-0.04 当量齿数 =47.043 =37.634 查机械设计手册取 = -0.03 = -0.01五挡齿轮9、10参数：分度圆直径 =96.58mm =77.26mm齿顶高 =2.435mm =2.485mm式中： =-0.036 =-0.004 齿根高 =3.2mm =3.15mm齿顶圆直径 =101.45mm =82.23mm齿根圆直径 =90.18mm =70.96mm 全齿高 =5.635确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同， 压力角初选=23后，根据公式计算出输入轴与倒挡轴之间的距离：=48.125mm为避免齿轮旋转时不相互干涉，两齿轮齿顶圆之间应保持有一定的间隙d，一般取d=0.5mm，则倒档齿轮13的齿顶圆直径应为 2*h 38.36 为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间一定的装配间隙，取=38计算倒挡轴和输出轴的中心距=83.875计算倒挡传动比 =3.1764.1.2 齿轮材料的选择原则变速器中的齿轮，为了改变传动比，因此两齿轮齿数不相等，故其啮合频率也不等，通由于小齿轮转速高，因此小齿轮的硬度略高于大齿轮，以保证两齿轮的使用寿命接近。同时汽车变速器齿轮一般采用35SiMn、40Cr、40CrNi等钢材作原材料，然后经过渗碳、淬火、回火处理，以提高表面硬度，增强齿轮耐磨性19。本设计变速箱齿轮采用低碳钢，拟定的工艺路线如下：锻造毛坯正火处理粗切调质处理精切渗碳淬火低温回火磨齿4.1.3 计算各轴的转矩本设计中发动机的最大扭矩，齿轮的传动效率，离合器的传动效率，轴承的传动效率。输入轴 =38096%99%=361.15Nm 输出轴一挡 =1247.78Nm输出轴二挡 =702.08Nm输出轴三挡 =464.44Nm输出轴四挡 =361.15Nm输出轴五挡 =288.92Nm倒挡 =568.340Nm =531.310Nm4.2 轮齿的校核4.2.1 轮齿的损坏原因及形式在啊变速器使用过程中，轮齿的损坏会导致齿轮传动的失效，这是非常严重的，而轮齿的失效主要包括轮齿折断和工作齿面磨损、点蚀、胶合及塑性变形等20。同时由于换挡过程中，两个齿轮进入啮合时会产生冲击载荷，也会加剧齿轮的断裂。这就需要提高齿轮的质量，同时设计同步器来降低齿轮磨损。本设计的齿轮主要用剃齿方式对齿轮进行精加工，热处理工艺采用常用的渗碳淬火20。4.2.2 轮齿弯曲强度计算 图4-1 齿形系数图1、倒档直齿 轮弯曲应力 式中：弯曲应力（MPa）；理论载荷（N.mm）；应力集中系数，本设计取；摩擦力系数，主动齿轮取，从动齿轮取； 齿宽（mm）； 模数；齿宽系数；倒档取7.5齿形系数，如图4-1。 根据变速器设计手册可知，当理论载荷为变速器输入轴上的最大转矩时，倒挡轴齿轮的许用弯曲应力在400850MPa之间20， 倒挡齿轮的弯曲应力 ，：=12，=23，=38，=0.132，=0.134，=0.138，=273.041N.m，=174.87N.m, =428.736Nm=818.195MPa400850MPa=537.233MPa400850MPa =495.786MPa400850MPa2、 斜齿轮弯曲应力 式中：理论载荷，Nmm；法向模数，mm；齿数；斜齿轮螺旋角，；应力集中系数，本设计取；齿形系数，可按当量齿数在图4-1中查得；齿宽系数，取7.5重合度影响系数，=2.0。查机械设计手册可知，汽车变速器常啮合齿轮的许用应力一般在180350MPa范围内。（1）计算一挡齿轮的弯曲应力 、 =11，=38，=0.135，=0.143，=1247.78N.m，=361.15N.m， =336.942MPa180350MPa=243.789MPa180350MPa （2）计算二挡齿轮的弯曲应力 、 =18，=35，=0.146，=0.148，=702.08N.m，=361.15N.m，=247.784MPa180350MPa=221.028MPa180350MPa （3）计算三挡齿轮的弯曲应力 、 =28，=36，=0.144，=0.145，=464.44N.m，=361.15N.m=164.820MPa180350MPa=188.83MPa180350MPa （4）计算四挡齿轮的弯曲应力 、 =32，=31，=0.145，=0.146，=361.15N.m，=361.15N.m=142.085MPa180350MPa=159.75MPa180350MPa （5）计算五挡齿轮的弯曲应力 、 =35，=28，=0.148，=0.142，=288.92N.m，=361.15N.m =125.075MPa180350MPa =121.603MPa180350MPa4.2.3 轮齿接触应力j 式中：-理论载荷N.mm； -轮齿的接触应力MPa -节圆的直径mm； -压力角； -螺旋角； -齿轮材料的弹性模量MPa； -齿轮啮合宽度mm； 、-主、从动齿轮的曲率半径，mm，直齿轮、，斜齿轮、； 、-主、从动齿轮的节圆半径(mm)。当作用在变速器输入轴上的理论载荷=时，变速器齿轮的许用接触应力如表4-1所示：表4-1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190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700 弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽（1）计算一挡齿轮1，2的接触应力=1247.78N.m，=361.15N.m， ， =41.2mm， =114.79 mm=8.56mm=23.86mm =1642.835MPa19002000MPa=1601.568MPa19002000MPa（2）计算二挡齿轮3，4的接触应力=702.08N.m，=361.15N.m，=54.736mm，=101.263mm=12.137mm=22.455mm =1354.423MPa13001400MPa =1320.407MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力=464.44N.m，=361.15N.m，=61.862mm，=94.137mm=13.05mm=19.859mm =1261.79MPa13001400MPa =1230.10MPa13001400MPa（4）计算四挡齿轮7，8的接触应力=361.15N.m，=361.15N.m，=72.62mm，=83.379mm=15.32mm=17.59mm =1142.103MPa13001400MPa=1113.421MPa13001400MPa（5）五挡齿轮1，2的接触应力=361.15N.m，=288.92N.m，=87.578mm，=68.421mm=19.42mm=15.17mm =1029.829MPa13001400MPa= 1003.964MPa13001400MPa（6）计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力=531.31N.m，=361.15N.m， mm mm mm =10.816mm =17.87mm =6.583mm =1973.88MPa19002000MPa =1824.73MPa19002000MPa =1396.685MPa19002000MPa第5章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核5.1 轴的设计计算5.1.1 轴的工艺要求变速器轴的材料主要是碳钢和合金钢，毛坯多数是扎制圆钢或锻件。但由于碳钢比合金钢的制造成本要低，而且碳钢的内部结构使其抗疲劳强度高，且易于进行热处理，因此大多数情况下采用碳钢来做轴的材料，其中最常用的是45钢。本设计轴的材料也采用45钢，并通过热处理使零部件满足使用要求。5.1.2 轴的结构为了满足使用要求且受传动比的限制，一档主动齿轮齿数很少，因此本设计把输入轴与齿轮做成一体。两端利用深沟轴承作为支撑。深沟球轴承，价格低廉且可承受较大的径向载荷。图5-1 变速器输入轴轴上的花键尺寸要与同步器中的花键鼓相配合，轴具体的总长度要结合使用要求、档位数、承受载荷等综合考虑。5.1.3 初选轴的直径在变速器中由于传动轴主要的强度设计只需按照扭转强度进行计算，因此输入轴的轴颈 =22.75126.164mm （5.1） K为经验系数，K=4.04.65.1.4 轴的强度计算轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式计算 （5.2） （5.3） （5.4） 式中：齿轮承受的径向力（N）；齿轮承受的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm）；、齿轮上的作用力距支座的距离（mm）；两支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。 （5.5）在垂直面的许用值为mm，在水平面内的许用值为mm。且在齿轮所在平面转角的许用值。变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴的刚度与挠度一挡齿轮所受力：圆周力 N，N 径向力 N, =3140.665N 轴向力 N, N， ，mm mm （5.6）=0.062mm （5.7）=0.141=rad0.002rad （5.8） 输出轴刚度 =0.071mm =0.132=rad0.002rad输入轴的强度校核一挡时挠度最大，最危险，因此校核。 1)竖直平面面上得 =2330.24N竖直力矩=151325.9N.mm 2)水平面内上、和弯矩由以上两式可得=5984.75N，=388650.01N.mm 按第三强度理论得： N.mm输入轴的强度分析图如图5-2。 输出轴强度校核 1)竖直平面面上 得 =2285.165N 图5-2输入轴强度分析图 图5-3输出轴强度分析 竖直力矩=148398.61N.mm 2)水平面内上、和弯矩 由以上两式可得N，=369369.9N.mm 按第三强度理论得： N.mm 输出轴的强度分析图如图5-3。5.2 轴承的选择及校核5.2.1 输入轴的轴承选择与校核结合机械设计手册并根据汽车变速器中轴承的工作条件和轴颈直径初选输入轴的轴承型号为NUP204(原型号92204)，查表得代号为NUP204的圆柱滚子轴承 ， ，e=0.37,Y=1.6。计算可得轴承的预期寿命：=103008=24000h 下面校核轴承寿命）、求水平面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=2330.24N，=974.35N ）、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6 ）、轴向力和 由于 所以左侧轴承被放松，右侧轴承被压紧 ）、求当量动载荷 查机械设计课程设计得 所以左侧轴承X=1,Y=0.右侧轴承X=0.4,Y=0.4cot=1.09 左侧径向当量动载荷 =2796.228N 校核轴承寿命 ，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。 104976.85h，由于一挡为不常用挡，故合格。 右侧径向当量动载荷=5657.076 10014.72h，由于一挡为不常用挡，故合格。5.2.2 输出轴轴承校核初选输出轴的轴承型号，由机械设计手册查得代号为GB283-87，对应的圆柱滚子轴承 ， ，e=0.37,Y=1.6。计算可得轴承的预期寿命：=103008=24000h 校核轴承寿命）、求水平面齿轮径向力方向内支反力、和弯矩+=由以上两式可得2=2286.165N，=854.5N ）、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6 ）、轴向力和 由于 所以右侧轴承被放松，左侧轴承被压紧 ）、求当量动载荷 查机械设计课程设计得 故左侧轴承X=0.4,Y=1.09, 右侧轴承X=0.4,Y=1.09.径向当量动载荷 =5149.76N 左侧校核轴承寿命 ，为寿命系数，球轴承=3；滚子轴承=10/3； 13736.177h ,一挡为不常用挡位，故该轴承合格 右侧校核轴承寿命=1344.62N 364791.9327h，合格。第6章 变速器同步器的设计6.1 同步器的结构同步器分为常压式、惯性式和惯性增力式三种，在汽车变速器中常用惯性式同步器22。惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式等几种，根据结构要求本设计中采用的是惯性锁环式同步器，其结构如图6-1所示：图6-1 锁环式同步器1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套6.2 同步器的工作原理按照其工作原理，同步器换挡可分为三个阶段。第一阶段：轴向力将结合套带动滑块和锁环移动移动至锁环的锥形齿面，使要结合的齿轮上锥形齿面接触。由于接触过程中会产生摩擦力矩，一直至两者速度相同。在此情况下锁环阻止结合套的继续移动从而满足锁止锁止要求。第二阶段：随着换挡力继续增加，受摩擦力作用齿轮与锁环之间的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步器同步过程结束。第三阶段：角速度相等后，两者在结合套作用下一起转动，摩擦力矩消失，受拨环力矩作用锁环自动回位，两锁止齿面分离，同步器解除锁止状态，最终完成换挡22。6.3 同步器主要参数的设计6.3.1 摩擦系数f本设计中的换挡机构采用同步器换挡，由于低速一二档经常用，所以对其制造材料有严格的要求，同步环的材料除满足上述要求外，还要求有足够大的摩擦因数以保证工作性能稳定可靠。设计时将同步环的锥面与相应的齿轮做成一体，以便保证工作强度可靠。受工作强度的影响，为使摩擦因数变化不大以保证正常的工作，同步环结合齿的表面必须精加工处理，提高表面的粗糙度，同步环常选用强度高、耐磨性好、使用寿命长的黄铜合金制造。图6-2 同步器螺纹槽6.3.2 同步环尺寸的确定同步环锥面的螺纹槽如果顶部设计得窄些，则有利于破坏相结合摩擦锥面之间的油膜，使摩擦系数不变从而保证同步环之间的摩擦力矩不变使同步器正常工作。但也不宜设计的太窄，过窄则会增大接触面间的压强，使磨损加快、工作性能下降。本设计中采用槽宽为3mm的6个轴向泄油槽。6.3.3 锁止角变速器正确换挡的主要著称部分是锁止角，只有正确的锁止角才可以在两齿轮角速度达到相同时快速、准确的换挡。一般情况下锁止角选取的值在 2646之间。本设计中选取锁止角为。6.3.4 同步器的同步时间t汽车变速器中采用同步器换挡机构，一方面为了操纵方便、减轻驾驶员的工作强度；另一方面为了缩短换挡时间，提高车速。根据设计要求由于同步时间t与车型有关，汽车手动变速器高档一般取,低档取 。本设计的同步器也在此范围内选取。6.3.5 同步器的摩擦力矩为保证在连接齿轮角速度完全相等以前不能进行换档且相同时不自动脱档，必须以理论数据计算摩擦力矩，以保证正确设计同步器锁环的锁止角。在换档的第一阶段，同步器处于空档位置，常温下润滑油对齿轮转速的阻力作用可忽略不计，假设汽车在平整干净的道路上行驶，且同步时间很短可忽略不计，此时在换档瞬间变速器输出端的速度不变，而输入端靠同步器环摩擦作用使速度与输出端相同24。此时同步器的摩擦力矩为： 总 结本次设计是货车的变速器部分。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5+1档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用结合套，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。但是，在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究变速器技术
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