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大众 五档 手动 变速器 设计 CAD

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大众朗逸5五档手动变速器的设计含3张CAD图,大众,五档,手动,变速器,设计,CAD

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目录1 绪论11.1课题研究的目的意义11.2国内外研究现状11.3课题研究内容12手动变速器总体方案设计22.1传动机构布置方案分析22.1.1 固定轴式变速器22.1.2 倒挡的布置方案32.2 零部件结构方案分析32.2.1 齿轮形式选择32.2.2 换挡机构形式32.2.3 自动脱挡控制42.2.4 变速器轴承的选择42.3朗逸手动变速器的工作原理53 变速器主要参数的选择53.1 变速器基本参数的选取53.1.1 确定变速器的挡数53.1.2 传动比范围的选择及各挡传动比63.1.3 确定变速器中心距63.1.4 确定各挡齿轮的模数73.2 变速器各挡齿轮参数的计算73.2.1 1挡齿轮参数计算73.2.2 2档齿轮参数计算83.2.3 3档齿轮参数计算93.2.4 4档齿轮参数计算103.2.5 5档齿轮参数计算113.2.6 倒档齿轮参数计算124轮齿强度校核134.1齿轮材料的选择原则134.2各轴转矩计算144.3轮齿强度校核计算154.3.1轮齿弯曲应力计算与校核154.3.2轮齿接触应力计算与校核165 轴的设计及强度计算185.1初选轴的直径185.2轴的强度校核195.2.1 输入轴强度校核195.2.2 输出轴的强度校核206 同步器及换挡机构的设计28结论28致谢30参考文献31I大众朗逸五档变速器的设计研究摘要本课题对大众朗逸5挡手动变速器进行设计，掌握手动变速器的工作原理，并对手动变速器轴和齿轮进行设计。首先通过对既有变速器的研究，了解变速器的设计思路和设计要点。本课题重点在于5挡手动变速器的设计。主要内容为齿轮的设计计算及校核，轴的设计计算及校核和使用Autocad绘制二维图纸。在齿轮设计中，要考虑到传动比的关系和齿轮强度的因素，使其满足要求。在轴的设计方面，主要考虑到轴的尺寸和强度刚度因素，使其满足要求。关键词：手动变速器；变速器轴；齿轮；设计；校核AbstractThis topic designs Honda manual transmission with 5 gears, grasps the working principle of manual transmission, and designs the shaft and gear of manual transmission. First of all, through the study of the existing transmission, understand the design ideas and design points of the transmission. This topic focuses on the design of the 5 speed manual transmission. The main contents are the design, calculation and verification of gears, the design, calculation and verification of shaft, and the use of Autocad to draw two-dimensional drawings. In gear design, the relationship between gear ratio and gear strength should be taken into account, so as to meet the requirements. In terms of shaft design, the size and stiffness of the shaft are mainly taken into account to satisfy the requirements.Key words: manual transmission; transmission shaft; gear; design; check1 绪论1.1课题研究的目的意义当前大多数国产汽车采用的手动变速器都是国外的技术成果。我们应该积极吸收消化国外先进的手动变速器的研究成果，在此基础上开发拥有自主知识产权的手动变速器，从而提高我国汽车在国际行业中的影响力。对手动变速器传动轴的设计，实现动力的高效传输，降低传输过程中的损耗，从而达到降低能耗，保护环境的效果。在大众朗逸手动变速箱研究时，为了让变速器实现有效的动力传输，对手动变速器的设计是必要的，对传动机构布置方案的研究也是提高变速器性能的重要条件之一，加强大众朗逸手动变速器传动轴和齿轮的研究也可以提升汽车整体性能，本设计通过对大众朗逸手动变速器的设计，来掌握变速器轴和齿轮的设计过程，同时对变速器轴、齿轮进行强度校核，并设计出二维CAD工程图纸。1.2国内外研究现状2012年国外学者皮特发明涉及一种可动力换挡多挡变速器，在两个轴系上往往会设置行星，这样其获得的变速器长度则相对较短，而且可以使整体设计得更加紧凑。另外，每根轴系上至少有一个行星排，可以实现功率分流1。2014年国外学者Kim发明一种基于五流，这样便能够保证正齿轮的传动效率，一般是依靠主电机来实现电力的驱动，这样就能够对电机的工作模式实施微调最终实现发动机负载的优化。研究发现整个系统的设计相对紧凑，在前驱动的车辆之中使用地较多；采用的五档自动变速器齿轮结构具有换挡逻辑简单，换挡元件少，传动效率高等优点2。2015年国外学者W里格尔设计了一种双离合器变速器，至少能够接通多个可动力换挡的前进挡和至少一个倒车挡3。前年国内的刘彦红教授设计了全新的五档变速器，这种变速器的结构相对较为新颖。它减少了匹配整车后的燃油消耗量，结构紧凑，设计合理，缩短了降挡同步时间，减少换挡力，换挡灵活，同时，变速器在空挡时的噪音小4。2013年国内学者艾晓志研究了一种全新的无级变速器。该变速器包括输入轴，输出轴系，一个至少具有三个同轴转动部件的行星轮系，两台电机，电机控制器和离合器5。2014年国内学者吴涛发明涉及一种可调档位的行星轮系变速器，改变行星轮与太阳轮的相对位置，这样就可以实现对档位的切换，传动比也就可以与输出轴相匹配。1.3课题研究内容本课题通过大众朗逸5挡手动变速器设计，掌握手动变速器轴和齿轮的设计过程，包括变速器总体方案布置、轴和齿轮的设计、二维工程图纸设计、机械强度校核。2手动变速器总体方案设计2.1 传动机构布置方案分析2.1.1 固定轴式变速器研究人员研究发现，两轴式和中间轴式构成了固定轴式变速器的两种基本的形式，这两种变速器的内部结构以及设置形式不尽相同，能够适应不同的环境。如果前轮驱动汽车的发动机是设置在前部的，那么这种汽车一般使用的是两轴式变速器，如果是后轮驱动汽车或者后轮驱动的汽车的发动机是设置在后部的，那么一般较多使用的是中间轴式变速器。进一步的研究发现，两轴式变速器的轴承的数量一般较少，同时其结构也相对较为简单，设置起来较为方便。而且这种形式的变速器之中的齿轮只有一对，这就使得整个系统的传动效率较高，其产生的噪声也较小，整个系统的工作性能很好。但是，其也有缺点，具体表现在这种变速器对于齿轮和轴承的压力和载荷较大，材质的要求较高，成本也就相对来说较高。同时，其设计的一档转速比往往是较小的，这是为了保证整个系统的完整的需要。和两轴式变速器所不同的是，中间轴式的变速器之中设置了独特的直接挡，这样设置的好出便是其对齿轮和轴承的中间轴的压力和载荷机会为零，发动机的转矩一般也是直接输出的，这样就能够保证变速器的效能很高，其对轴承的磨损也相对较小，相应地其产生的噪声一般也较小。研究研究发现，直接档的性能一般较好，其利用的效能也相对较高，这样就能够有效地延长变速器的工作时间。如果是其他的前进挡位，变速器的动力则需要经过更多的装置，这样就能够保证变速器的一档的传动比也相对较大。如果挡位变大，那么它的齿轮则需要借助常啮合齿轮来实现其传动，挡位较低的齿轮则将这个过程省略了。目前在实际的设计和生产之中，很多档位的换挡机构采用的一般都是同步器或啮合套，而且研究人员往往会将这些同步器或啮合套设置在轴承的第二根轴上。研究人员经过研究发现中间轴式变速器的传动效率有所降低。一般来说，不同的中间轴式变速器在结构和具体的参数上有所差异，这样便能够保证变速器能够适应各种不同的工作环境。由于本课题是设计大众朗逸手动变速器，目前多数的轿车都是通过前置前驱的工作形式，并且考虑到两轴式与中间轴式变速器的优缺点，最终决定采取的是两轴式变速器。2.1.2 倒挡的布置方案目前，变速器的一挡或倒挡的传动比一般较大，这样就导致在工作时在齿轮上受到的载荷也相对较大，这样就会进一步导致变速器轴的转角较大，会影响整个齿轮的啮合程度，使得齿轮出现磨损的现象。为了避免这一现象的产生，现在很多的变速器的一挡与倒挡往往都设置在靠近轴的支承处，这样就能够有效地避免这种情况的发生。而且这样做的好处也是能够保证轴承的强度较大，能够满足设计的要求。目前，倒挡和一档的的传动比一般是较为接近的，但是倒档使用的频率一般较少，这样就能够将倒档设置在一档之后，整个系统就比较完善，一档和倒档的工作也就相对来说更加顺利。2.2 零部件结构方案分析2.2.1 齿轮形式选择研究人员研究发现，直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮是目前变速器之中应用的最多的两种形式。一般来说，斜齿圆柱齿轮工作时更加稳定，其产生的噪声也相对较小，因此其能够使用的时间也较长。但是其对制造工艺和材料的要求较高，给轴承带来更大的压力和载荷。正因为这些特点，目前斜齿圆柱齿轮是变速器的常啮合齿轮常用的一种形式，这样相应的常啮合齿轮数会变得更大，其产生的转动惯量也就相应地变大。而直齿圆柱齿轮使用地就较少，目前只是在低挡和倒挡之中使用。综合以上特点，输入轴和输出轴的前进挡一般是出于常啮合的状态，本课题采用了斜齿圆柱齿轮传动，倒挡齿轮则不同，一般采取的是直齿圆柱齿轮传动。2.2.2 换挡机构形式根据相关资料显示，直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡是目前变速器换挡机构之中最常使用的部件。汽车在行驶过程之中，变速器之中的转动齿轮的角速度不尽相同，因此换挡一般是采取轴向滑动直齿齿轮的方式，这样做的坏处便是会给齿轮端面造成一定的负荷，产生的噪声也相对较大。而且，这样齿轮端部因为压力和负荷的影响磨损很大，给换挡造成了一定的影响和困扰，给驾驶员驾驶的舒适感造成很大的影响。这就给驾驶员的操作带来了更高的要求，要求驾驶员能够熟练掌握离合器才能够解决上述问题。但是，这也有其缺点，换挡所需要的行程一般较长，这样就给驾驶和安全性造成了很大的影响。所以，虽然这种结构相对来说较为简单，操作起来也并不复杂，但是其使用的范围并不是很广。啮合套的换挡一般与众不同，其内部设置了特殊的常啮合齿轮，这样对变速器旋转部分的总惯性力矩的影响较大，力矩明显增大。这种换挡方法也就存在其一定的局限性，使用的范围也就相对较窄。这种方式在重型汽车的档位之中应用的较多，重型汽车的换挡机构连接件间的角速度的差别一般较小，可以采取啮合套来实现换挡，而且这种方式的结构也相对灵活，制造工艺较为简单，可以节约成本。现在，一种全新的换挡方式流行开来，和以前常用的两种换挡方法相比，这种换挡方式的结构相对来说较为复杂，对制造工艺和制造的材料的要求较高，因此这种方式的使用范围目前还没那么广。但是因为其效果很好，能够实现平稳的换挡，同时其产生的噪声也相对较小，因此这种换挡方式有其光明的前景，今后肯定会被广泛使用。因为本次设计的是轿车变速器，需要操作方便，尽可能的减少冲击和噪声，并且对整车的燃油经济性和行驶安全性影响减到最低，故选择了同步器换挡。2.2.3 自动脱挡控制经过研究发现，变速器产生故障的重要原因是因为档位有时会自动脱离。自动脱档的原因不尽相同，其中最主要的是接合齿磨损情况严重以及变速器轴强度不够。现在一般在制造工艺上进行一定的处理和调整，这样便能够有效地避免这个问题，本文进行了一定的工艺上的处理，使啮合的一对齿轮中的小齿轮的齿宽比大齿轮的齿宽略宽，以避免两齿轮因轴向有错位使啮合齿宽减小的情况。【4】2.2.4 变速器轴承的选择一般来说，变速器轴支承会做旋转运动，这样会在壳体或其他的部位设置特殊的轴承。变速器轴承的形式目前有很多种，这些不同形式的轴承不尽相同，使用的环境也不同。目前，一般是根据结构的特点和载荷以及压力的不同来决定使用何种变速器轴承。目前常见汽车变速器的结构相对简单，而且其尺寸也相对较小，这是由于其尺寸的大小和轴承的结构息息相关，太大的变速器设置起来非常不方便。研究人员研究发现，圆锥滚子轴承的半径较小，宽度的值较大，这就能够保证其拥有较大的容积，同时其承受压力和载荷的能力也就大大加强，所以这种轴承在变速器之中使用的很多。在装配过程之中，会存在着一定的麻烦，对齿轮啮合的精准度也会造成一定的影响，这是其存在的劣势。圆柱滚子轴承在变速器的输入轴、输出轴之中被广泛使用。【5】滚针轴承和滑动轴承在齿轮和轴的领域之中使用地较多，它们之间的连接不是固定的，两者需要相对独立的空间。研究发现，滚针轴承的摩擦相对较小，因此其工作的效率较高，同时其工作时的精度较高，齿轮的啮合程度也就相对较高。而滑动轴套的间隙一般较大，其磨损的程度也较大，因此其产生的噪声也就相对较大。但是滑动轴套也有其优势，具体表现为其制造的成本相对低廉，对制造的工艺的要求较低。变速器中心距往往会对轴承的直径产生影响，一般来说需要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于612mm。综上所述，本课题选用了轴承外圈有挡圈的球轴承来连接轴和变速器箱体。 2.3朗逸手动变速器的工作原理两根相互平行的轴来实现朗逸汽车手动变速器的动力传递。此外，还有一根比较短的倒挡轴以帮助汽车实现倒退行驶。本课题拟将输出轴上的齿轮全部采用空套的形式，用同步器换挡。在怠速情况下，输出轴上的齿轮与输入轴上的齿轮啮合空转；当某两挡间的同步器通过接合套的花键滑动接合某挡齿轮时，发动机动力就从输入轴该挡主动齿轮传到该挡输出轴从动齿轮，再通过同步器将动力传到输出轴。通过变速器操纵机构拨叉拨动同步器实现换挡，输出不同齿比的动力。3 变速器主要参数的选择3.1变速器基本参数的选取现已知需要装配该变速器的车辆为大众朗逸轿车，发动机前置，前轮驱动，配套的发动机的最大输出功率为85KW/6000rpm，最大输出扭矩为120N.m/4500rpm。在此基础上对变速器类型进行设计。3.1.1 确定变速器的挡数一般来说，变速器的挡数很多，其取值范围在3到20之间。现在经常使用的变速器在6挡以下，一旦变速器的挡数超过6挡，则需要配置特殊的副变速器，这样两者合作形成多挡变速器。如果增加变速器的挡数，那么汽车的动力性和燃油经济性将大大改善，同时汽车的车速也将大大增大。但是如果变速器的挡数过多，那么变速器的结构也就相对较为复杂，其操作时换挡的难度也就相对增大。如果最低传动比是相对固定的，一旦变速器的挡数增加，那么变速器低挡和高挡的传动比也就要相应地减小。为了保证换挡的顺利，一般需要传动比的比值不能过大。在实际的操作之中，高档位使用地较多，因此在设计时高档位两个档位之间的传动比要稍微比低档位的传动比小一些。现在在乘用车市场之中，一般都设置有4-5个档位，还会设置一个倒档形成最终所有的档位，本文采用5挡手动变速器。3.1.2 传动比范围的选择及各挡传动比研究发现，轻型轿车的变速器相对较好，这也保证其动力性相对较好，因此其最高的档位一般是超速挡，其传动比的取值范围在0.7到0.8之间，初取为0.77。一般来说，很多因素都会对最低挡位的传动比造成影响：发动机转矩的最大值、汽车的爬坡能力、主减速比和驱动轮的滚动半径。现在最常见的乘用车的传动比范围在3.0到4.5之间，初取为3.5。一般来说，汽车的各个档位上的传动比也是有一定的等级的，这样便可以使得发动机的功率得到充分的利用，汽车的动力性也就大大提升。同时，为了保证换挡顺利，档位较高的传动比要相对比档位较低的传动比小一些。所以选取1挡传动比为3.5，2挡传动比为2，3挡传动比为1.3，4挡传动比为1，5挡传动比为0.77。3.1.3 确定变速器中心距如果采用的是两轴式变速器，那么输入轴与输出轴之间的长度一般就是其中心距大小。其中心距的数值对变速器的很多指标都有着很大的影响，尤其对轮齿的接触强度的影响较大。同时，随着中心距的变小，接触应力也会相应的变大，齿轮的使用时间也就相对较短。所以，中心距的最小值应该保证齿轮的接触强度。由经验公式： （3-1）式中，A表示变速器中心距的大小，其单位是mm；为衡量中心距的指数，对于乘用车来说：=8.99.3，这里取其值为9.0；为发动机转矩的最大值其单位是Nm，本设计之中=122 Nm；为一挡变速器的传动比，本设计之中为0.77；为衡量变速器传动的效率，本设计之中96%。故mm为了保证一定的余量，取72mm。3.1.4 确定各挡齿轮的模数如果变速器的中心距是相等的，那么模数的选择就需要选择相对较小的，这样齿轮齿数就会相应地增加，齿宽也要相对地大些，这样啮合程度就好一些，齿轮的噪声也就相对较小。在设计时，模数需要尽量多些，齿宽也需要有所限制，这样才能够保证整个质量小。这样就可以有效地减少齿轮产生的噪声，给驾乘者带来舒适的乘车体验。这就要求变速器低挡齿轮应选用大些的模数，高挡齿轮选用小些的模数，这样不仅减少了齿轮运动噪声，而且高挡齿轮使用频繁，提高了整车经济性和舒适性。故选定1挡齿轮法向模数为2.5，2挡齿轮法向模数为2.25，3、4、5挡齿轮法向模数为2。3.2变速器各挡齿轮参数的计算变速器齿轮多采用渗碳合金钢，故这里选用20CrMnTi为齿轮材料，渗碳处理。3.2.1 1挡齿轮参数计算一挡齿轮齿数计算一挡齿轮副的传动比为其齿数和为 （3-2）式中，中心距，螺旋角暂选为，模数。取，。，故确定输出轴上一挡齿轮齿宽对于斜齿轮，齿宽计算式为（3-3）其中b为齿宽（mm）；齿宽系数应取6.0-8.5，取；计算得mm齿轮的几何参数。端面压力角：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：3.2.2 2档齿轮参数计算二挡齿轮齿数计算二挡齿轮副的传动比为其齿数和为式中，中心距，螺旋角选为，模数。计算得。取，故。确定输出轴上二挡齿轮齿宽对于斜齿轮，其齿宽为式中，齿宽系数应取6.0-8.5，取6.0，计算得 mm齿轮的几何参数。端面压力角：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：3.2.3 3档齿轮参数计算三挡齿轮齿数计算三挡齿轮副的传动比为其齿数和为式中，中心距，螺旋角暂选为，模数。计算得。取，。故确定输出轴上三挡齿轮齿宽对于斜齿轮，其齿宽为式中，齿宽系数应取6.0-8.5，取6.55，计算得mm，取b=13.5mm齿轮的几何参数。端面压力角：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：3.2.4 4档齿轮参数计算四挡齿轮齿数计算四挡齿轮副的传动比为其齿数和为式中，中心距，螺旋角暂选为，模数。计算得。取，。故确定输出轴上四挡齿轮齿宽对于斜齿轮，其齿宽为式中，齿宽系数应取6.0-8.5，取6.55，计算得mm，取b=13.5mm齿轮的几何参数。端面压力角：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：3.2.5 5档齿轮参数计算五挡齿轮齿数计算五挡齿轮副的传动比为其齿数和为式中，中心距，螺旋角暂选为，模数。计算得。取，。故。确定输出轴上五挡齿轮齿宽对于斜齿轮，其齿宽为式中，齿宽系数应取6.0-8.5，取6.55，计算得mm，取b=13.5mm齿轮的几何参数。端面压力角：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：3.2.6倒档齿轮参数计算本次设计倒挡和一挡齿轮选用相同的模数均为2.5mm，倒挡中间齿轮的齿数通常选为2123。本次设计，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（3-4）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的齿顶圆之间应该保持有0.5mm以上的间隙，即倒挡轴与输出轴中心距应满足因倒挡传动比：，即 ，则，取为，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，故取。输出轴与倒挡齿轮12中心距：倒挡传动比：倒挡齿轮参数计算齿轮11外形尺寸参数计算分度圆直径：节圆直径：基圆直径：齿根高：齿顶高：齿根圆直径：齿顶圆直径：齿轮12和齿轮13采用标准齿轮传动分度圆直径：基圆直径：齿根高：齿顶高：齿根圆直径：齿顶圆直径：4轮齿强度校核4.1齿轮材料的选择原则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；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硬度（HBS）齿芯部齿面HT250250170241HT300300187255HT350350197269QT500-5常化500147241QT600-2600229302ZG310-570580320156217ZG340-64065035016922945580290162217ZG340-640调质7003802412694565036021725530CMrnSi110090031036035SiMn75045021726938SiMnMo70055021726940Cr70050024128645调质后表面淬火2172554050HRC40Cr2412864855HRC20Cr渗碳后淬火4003005862HRC20CrMnTi85012Cr2Ni485032020Cr2Ni4110035035CrAlA调质后氮化（氮化层厚）750255321850HV38CrMoAlA850夹布塑胶1002535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5863HRC，芯部硬度为3348HRC。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120N.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%。挡：挡：4.3轮齿强度校核计算4.3.1轮齿弯曲应力计算与校核（1） 直齿轮弯曲应力3： (4-1)式中，为弯曲应力（MPa）；Tg为计算载荷（Nmm）；为应力集中系数，可近似取；为摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮，从动齿轮；Kc为齿宽系数；m为模数（mm）；z为齿数；y为齿形系数，如图4-1所示。当Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，一、倒挡直齿许用弯曲应力在400850MPa，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的需用应力应取下限。（2） 斜齿轮弯曲应力3： (4-2)式中，Tg为计算载荷（Nmm）；为斜齿轮螺旋角（）；为应力集中系数，；为齿宽系数；为斜齿轮的法向模数（mm）；为齿形系数，可按当量齿数在图4-1中查得；为重合度影响系数，。图4-1 齿形系数图当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围。挡（直齿）：由图4-1查得，齿形系数：y1=0.172 ，y2=0.178 ，则齿轮1、2最大弯曲应力均在许用弯曲应力范围（400850MPa）内，故满足条件。挡（斜齿）：由图4-1查得齿形系数：，则齿轮3、4最大弯曲应力在许用弯曲应力范围（160350MPa）内，故满足条件。4.3.2轮齿接触应力计算与校核 (4-3)其中，为齿面上的法向力（N）， ，这里按照选取； 为节点处的压力角； 为齿轮材料的弹性模量（MPa），取；、是主、从动齿轮节点出的曲率半径， 、为主、从动齿轮上的节圆半径（mm）。，则有1挡齿轮接触应力对一挡齿轮的许用接触应力为19002000MPa，小于许用应力，故符合强度要求。 2挡齿轮接触应力同一挡齿轮处理方法，二档齿轮接触应力可整理为常啮合齿轮的许用接触应力为13001400MPa，小于许用应力，故符合强度要求。5 轴的设计及强度计算研究发现，变速器工作时齿轮会受到各种不同力的作用，这样变速器的轴承就会产生弯矩的效果。这样对变速器轴的强度就提出了很高的要求。一旦强度不够就极易对轴承产生极大的压力和负荷，对齿轮的啮合程度会造成极大的影响，同时对齿轮的各方面性能都会产生不好的影响。因此，在设计变速器轴时一定要保证齿轮轴拥有足够的强度这样才能符合相关要求。变速器轴使用的的材料和齿轮相同，也选用渗碳合金钢20CrMnTi。5.1 初选轴的直径对于变速器的输入轴、输出轴，由经验公式mm同时估算输入轴、输出轴的最小直径（5-1）（5-2）式中，K为经验系数，取4.5；为发动机最大转矩；为变速器的第五挡传动比。则有 输入轴输出轴为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：输入轴：d/L=0.160.18；输出轴：d/L=0.180.21。本次汽车变速器轴的设计主要是输入轴、输出轴与中间轴，还有一轴为倒档齿轮用轴。轴的具体样式与尺寸在零件图中有具体的体现，下表列出轴的设计最小半径尺寸与设计长度：设计最小半径（mm）设计长度（mm）输入轴23191输出轴19171表 5-1轴参数表由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于输出轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对输入轴和输出轴进行校核。图5-1 输入轴图5-2 输出轴5.2轴的强度校核5.2.1 输入轴强度校核 因为输入轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （5-3） 式中 扭转切应力，MPa； T 轴所受的扭矩，Nmm；轴的抗扭截面系数，； P 轴传递的功率，kw； d 计算截面处轴的直径，mm； 许用扭转切应力，MPa。 其中P选取95kw，n =5750r/min,d =32mm；代入上式得： 由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。 轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为： （5-4） 式中T 轴所受的扭矩，Nmm； G 轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1MPa；轴截面的极惯性矩，； 将已知数据代入上式可得： 对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。5.2.2输出轴的强度校核轴的刚度验算一般来说，轴的挠度和轴的转角会对齿轮工作情况产生极大的影响。轴的挠度会影响齿轮的中心距，有时会对齿轮的啮合程度产生影响。而轴的转角会对齿轮上的压力的分布产生一定的影响。并且在计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。对于输出轴上的一挡和五挡齿轮，它们和支承点的距离较短，这样上面受到的压力不是很大，这样挠度也不是很大，因此可以忽略计算。变速器齿轮和轴的位置关系如图5-1所示时，如果轴在垂直面内的挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算。图5-1轴的挠度和转角 （5-5） （5-6） （5-7）式中，是齿面径向力，其单位是N；为齿面圆周力，其单位是N；E为衡量弹性模量的大小，其单位是MPa，；I为惯性矩，其单位是，对于实心轴，；d是轴的直径，其单位是mm，花键以平均数值来计算；a、b分别为齿轮受到的作用力离支撑架的距离，其单位是mm；L为两支架间的距离，大小单位为mm。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0.002rad。a. 求出输出轴各挡齿轮的受力及支承点的支反力，受力图如图5-2图5-2输出轴上受力图其中分别为输出轴两端支承反力，分别为1至5挡的齿轮受力。【11】对1挡有同理可求出其他四挡的，故可下列表表5-2 各挡齿轮受力表挡位求出（N）(N)(N)R(mm)一挡7625.02960.32830.356.0二挡5124.71925.41312.147.6三挡3814.51407.9642.541.6四挡3341.81233.5562.836.5五挡3000.91148.4894.531.3再列出方程求解支反力代入相应数值，求解得b. 对输出轴2挡齿轮处的刚度验算，如图5-3图5-3刚度验算齿轮2示意图对齿轮2处计算得的挠度和转角均在许可范围内。c. 对输出轴3挡齿轮处的刚度验算，如图5-4图5-4刚度验算齿轮3示意图对齿轮3处计算得的挠度和转角均在许可范围内。d. 对输出轴4挡齿轮处的刚度验算，如图5-5图5-5刚度验算齿轮4示意图对齿轮4处计算得的挠度和转角均在许可范围内。轴的强度计算一般来说，径向力和轴向力往往会使轴发生弯曲形变，相对应地圆周力则会使轴在水平面内发生弯曲形变。对弯矩和转矩进行分别计算，得到合成弯矩，再验证其应力。a 输出轴扭矩计算由于扭矩是有齿轮的圆周力作用产生的，用示意图来表示如下图图5-6输出轴水平面内受力图图中分别为各挡齿轮圆周力的作用力矩，为输出轴的负载力矩。图5-7输出轴扭矩图b 求出输出轴弯矩计算输出轴弯曲变形是由于齿轮径向力、轴向力和轴的支反力作用的结果，如下图图5-8输出轴垂直平面内受力图图中分别为各挡齿轮轴向力的作用力矩。由计算画出输出轴在垂直平面的弯矩图图5-9输出轴弯矩图c 合成弯矩及应力计算式中为合成弯矩；为各挡齿轮处轴的直径；W为抗弯截面系数。轴的许用应力为，由计算知轴尺寸满足强度要求。6 同步器及换挡机构的设计 研究人员研究发现，变速器的两个轴在旋转时的速度往往不相等，这时在档位变换时会存在一定的问题。只有所有的齿轮的转速相等时，这时齿轮就会啮合成功了。这个过程往往需要借助同步器的帮助，而同步器有各种不同的类型和结构。查阅相关数据显示，锁环式同步器在同步器领域之中使用地较多。接合套和同步锁环是这种同步器之中最重要的部件。同时研究人员在这个系统之内往往会设置特殊的锁止角，这个锁止角可以和内锥面相结合，这样便可以产生摩擦。摩擦一旦产生，那么齿套和齿圈就会迅速形成一个整体，这样就能够避免齿轮提前啮合的情况。而且如果内锥面和外锥面相碰后，这样同步锁环和齿轮的转速就会迅速调整到一致，这样它们旋转的状况就一样。而且这时接合套的作用就会逐渐消失，它便会和齿轮形成一个整体并且两者会接合，整个换挡的工作也就全部完成。结论经过一段时间的学习，我学习了机械设计、机械原理、汽车构造、变速器设计等相关的书本知识，在这个学习过程中，机械设计和材料力学这两门学科对我所设计的课题存在的很大的帮助，在毕业设计的过程中，我要从这两门学科里不断学习相关的知识，这同时是一个不断学习的过程，学习知识同时学习了相关的设计思路和研究方法，为将来的工作提供了很好的帮助。现在终于把毕业设计完成了，满满的成就感，整个毕业设计让我学到了很多知识，但其中还有很多地方需要我去改进。经过一段时间的刻苦学习和老师同学的帮助，我完成了相关课题内容的设计，取得以下几点成果：（1） 根据挡位和相应的载荷对朗逸5挡手动变速器进行机械结构设计；（2） 对5挡手动变速器的设计进行机械校核；（3） 运用Autocad建立变速器轴和齿轮的二维工程图纸；这是我第一次进行汽车相关零件的设计，其中肯定存在着许多不足，很多地方需要进行改善提升。不过本次设计工作提升了的学习能力和团队合作力，这些在我将来的工作生活中一定有很大的帮助。致谢在本次毕业设计的过程中，我要感谢我的指导老师这几个月的悉心教诲，她从选题阶段开始一直到毕业设计结束阶段都一直在细心的教导我，耐心的为我解释着我所不知道的难点，还一遍一遍不厌其烦的为我修改我的毕业设计，直到我的