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1.6L排量轿车手动变速器设计,1.6,排量,轿车,手动,变速器,设计
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年月日诚信声明本人郑重声明：本设计及其研究工作是本人在指导教师的指导下独立完成的，在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文献中列出。本人签名：1.6L排量轿车手动变速器设计机械工程系赵明东起 止进行调查研究，查阅资料，完成开题报告初步拟定总体方案，总体方案论证确定方案确定主要的技术参数，变速器传动设计结构装配图结构设计装配图、主要零件图能分析撰写并编制论文、打印，准备毕业答辩资料年专业： 机械设计制造及其自动化指导教师（含职称）：日 期2014.12.012014.12.302014.12.312015.04.122015.04.132015.04.222015.04.232015.06.012015.06.022015.06.22月学号：刘申全（副教授）日112011130毕业设计任务书设计题目：系部：学生：1课题意义及目标课题意义：变速器在发动机和汽车之间主要起着一种匹配作用。而对于手动变速器来说，不仅有着诸多优点，同时手动变速器的节能性、经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。所以对于手动变速器的研究和设计十分重要。目标：为学生毕业后从事车辆工作打好基础。2主要任务根据轿车的车型特点及相应参数、性能要求，设计一款5挡手动变速器。整机质量：1290kg 总传动比：3.5 最大马力：117PS 最大功率：77kw最大功率转速：5600rpm 最大扭矩：155NM 最大扭矩转速：3500rpm具体内容：变速器传动机构布置方案；零部件结构方案；变速器主要参数的选择；变速器的设计与计算。完成设计说明书一份，附带相应的图纸。3. 主要参考资料1 王望予. 汽车设计M. 北京：机械工业出版社，20122 陈家瑞. 汽车构造M . 北京：机械工业出版社，20003 成大先. 机械设计手册M. 北京：化学工业出版社，2004.54 林家让. 汽车底盘简明教学图解M. 北京：电子工业出版社，2008.14. 进度安排设计各阶段名称12345审核人：1.6L排量轿车手动变速器设计摘要：本次设计目的在通过设计一款手动变速器，实现对汽车的动力、换挡操纵的可靠、传动的平稳及效率的改进与提高。在已知发动机的功率、输出转矩、转速及整个车总质量的条件下，结合学过的相关知识，重点对变速器中齿轮的结构、轴的结构等进行设计计算，以及对变速器的整体传动方案和结构进行设计计算，从而提高汽车的整体性能。本次设计采用设计方法比较传统，但所设计的变速器具有结构简单，加工、装配方便的优点，因此大大降低了制造成本。因为此变速器全部选用同步器换档，所以具备换档轻松简捷，噪声低等优点。通过本次设计得到的手动变速器的设计方案比较合理，可为同类产品的生产设计提供参考。关键词：变速器，齿轮，同步器Thedesignofcarmanualtransmissionwith1.6LemissionAbstract：Thepurposeofthedesignamanualtransmission，realizethepowerperformanceand fuel economy, shifting control reliability, driving stability and efficiencyimprovement.In agiven enginepower,torque,speed andvehicle total qualityandotherconditions,combineoflearnedknowledge,emphasisonparametersofthetransmissioningear, shaft structure size and so on carries on the design and calculation, and thetransmissionofthetransmissionschemeandstructuredesign,soastoimprovetheoverallperformanceofthecar.Thisdesignusesthetraditionaldesignmethod,butthedesignofthetransmissionhasasimplestructure,processing,assemblingtheadvantagesofconvenient,thus greatly reduces the manufacturing cost.Because of the transmission use thesynchronizergearshift,soashiftlight,lownoiseadvantages.Thedesignofthemanualtransmissiondesignschemeisreasonable,itcanprovidereferencefortheproductionthatlikeproductdesign.Keywords:Transmission,Gear,SynchronizerI目 录前 言.第1章 变速器的总体方案设计.1.1变速器设计的基本要求.1.2变速器传动机构的布置方案.1.2.1 固定轴式变速器.1.2.2 倒档布置方案.1.2.3 传动方案的最终设计.1.3 变速器零、部件结构方案分析.1.3.1 齿轮形式.1.3.2 换挡机构形式.1.3.3 变速器轴承.第2章 变速器主要参数的选择和计算.2.1 本设计的数据.2.2 挡位数和传动比.2.2.1 挡数.2.2.2 传动比范围.2.3 主要参数的计算.2.3.1 最小传动比的确定.2.3.2 最大传动比的确定.2.3.3 档位数的确定.2.4 中心距A.2.5 外形尺寸.第3章 变速器各挡齿轮的设计及计算.3.1 齿轮参数的选择.3.1.1 模数.3.1.2 压力角.3.1.3 螺旋角.3.1.4 齿宽.II3.1.5 齿轮变位系数的选择原则.3.1.6 齿顶高系数.3.2 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算.3.2.1一档齿数及传动比的确定.3.2.2 对中心距A进行修正.3.2.3 二档齿数及传动比的确定.3.2.4 三档齿轮齿数及传动比的确定.3.2.5四档齿轮齿数及传动比的确定.3.2.6五档齿轮齿数及传动比的确定.3.2.7 倒档齿轮齿数及传动比的确定.3.3变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整.3.3.1 一挡齿轮的变位.3.3.2 倒挡齿轮的变位.3.3.3 齿轮螺旋角的调整.3.4 总结各挡齿轮参数.第4章 变速器齿轮的校核.4.1 齿轮材料的选择原则.4.2 变速器齿轮接触强度校核.4.2.1 轮齿接触应力.4.2.2 各挡齿轮接触强度校核.4.3 变速器齿轮弯曲强度校核.4.3.1 直齿轮弯曲应力.4.3.2 斜齿轮弯曲应力.第5章 变速器轴的设计与校核.5.1 计算各轴的转矩.5.2 轴的结构和尺寸设计.5.3 轴的强度验算.5.3.1 计算齿轮的受力.5.3.2 轴的刚度验算.III5.3.3 轴的强度计算.第6章 变速器同步器与操纵机构的设计.6.1 同步器设计.6.1.1同步器的作用及分类.6.1.2锁环式同步器.6.1.3 主要参数的确定.6.2 操纵机构设计.6.2.1 变速器操纵机构设计要求.6.2.2 换档位置设计.6.3 变速器壳体.第7章 设计总结.参考文献.致 谢.IV言太原工业学院毕业设计前随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器的设计已经成为汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对手动变速器产生很大的冲击，但手动变速器已经应用了很长时间，经过反复改进试验，其制造技术已趋于成熟，与其它类型的变速器相比，具有以下优点：1.手动变速器经过了几十年的发展, 在变速器市场长期处于主导地位，各方面的技术通过长期的积累，已经达到相当成熟的地步。2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器省油。3.手动变速器结构简单，工艺成熟，市场需求大，且生产成本低。4.维修方便。5.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。随着我国汽车工业不断的发展壮大，以及汽车行业发展的迅速，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车，已经成为当前汽车设计者所面临的严重问题。在面临着机遇的同时，我们也面临着挑战，所以在机遇与挑战并行的年代，我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。经过这四年的努力学习，我掌握了一些基础知识和专业知识。在大学即将毕业的时候，而我也将走向工作岗位，按照国家教委和学校的要求，我进行了对轿车五档变速器的设计。毕业设计是我们对学过的知识的实际应用，充分体现了我们对学过的知识的掌握程度和创新思维。通过本次的设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际应用能力，并为以后的工作打下良好的基础。在过去100多年的汽车变速箱的发展史中，主要经历了从手动变速器到自动变速器的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器共有五种形式：无级变速器、手动变速器、手自一体变速器、自动变速器和双离合变速器。随着汽车工业快速发展的今天，随着燃油价格的不断上涨和世界的各种汽车配件技术的成熟应用，所以变速器的设计发展成为当今汽车行业的主要问题:1如何设计出更加节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的一个巨大问题。太原工业学院毕业设计2如何能设计出一款既操纵方便快捷且还能满足驾驶员乐趣的手动变速器，已然成为设计者所考虑的重要的问题。3如何设计出具有结构简单、高效传动、车速平稳以及驾驶舒适的变速器，一直都是变速器设计者们所要攻克的技术难关。总而言之, 变速器是各类汽车的主要装置之一，随着汽车技术的不断发展和大量的市场需要，变速器行业将会在发展过程中取得巨大的成就。针对着变速器行业市场的需求，向着操作简单、舒适方便、高效率、低油耗且节能环保等方向发展，以达到汽车爱好者的要求及变速器市场的需求。太原工业学院毕业设计第1章 变速器的总体方案设计汽车传动系是汽车的核心组成部分，其目的是调节发动机的性能，传输发动机的动力，并将动力传至驱动车轮，使汽车达到前进、后退、停止的要求。变速器则是完成传输动力任务的重要组成部分，也是决定汽车性能的主要部分之一。而且变速器还可以用来改变驱动轮上的转矩和转速，目的是为了在各种不同的行驶的条件下，使汽车获得不同的速度，同时使发动机在最佳的工作状态和优良的工作条件下工作。变速器的结构要求对汽车的各种性能等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，而且还要要求其具有较小的尺寸和优良的性能。1.1变速器设计的基本要求变速器设计的基本要求为：（1）应正确选择变速器的挡位数，以保证汽车有必要的动力性和经济性指标。（2）设置空挡和倒挡，保证发动机与驱动轮能长期分离，是汽车能倒退行驶。（3）应换挡迅速、省力、方便。（4）设置动力输出装置。以便必要时能进行功率输出。除此之外，变速器还应当满足高效率、低噪声、低成本、体小质轻及制造容易、维修方便等要求。1.2变速器传动机构的布置方案1.2.1 固定轴式变速器轿车常用变速器的传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。中间轴式变速器，如图1.1所示，常用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其主要优点：传递效率高，磨损及噪音也最小，在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的传动比。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。而两轴式变速器，如图1.2所示，多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间中间轴式变速器两轴式变速器太原工业学院毕业设计轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、体积小等优点，同时，也具有传动效率高，噪声小的优点。图1.1图1.2两轴式变速器传动方案倒挡布置方案太原工业学院毕业设计综上所述，就中间轴式变速器与两轴式变速器相比较而言，本次设计的1.6L轿车变速器的驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可安置变速器的空间较小，对变速器的要求也较高，所以选用两轴式变速器作为传动方案。图1.3为两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；其倒挡传动通常采用滑动齿轮，而其它挡位则用齿轮啮合传动。图1.31.2.2 倒档布置方案图1.4为常见的倒挡布置方案。图1.43传动方案太原工业学院毕业设计1.2.3 传动方案的最终设计通过对以上的变速器方案的分析与选择，并根据任务与要求，最后确定的传动方案如图1.5所示。各档的同步器装在输出轴上，倒挡传动采用常啮合齿轮，已达到换挡更为轻便的目的。图1.5其传动路线为：1档：输入轴122、4间同步器二轴输出；2档：输入轴342、4间同步器二轴输出；3档：输入轴566、8间同步器二轴输出；4档：输入轴786、8间同步器二轴输出；5档：输入轴91010、13间同步器二轴输出；倒档：输入轴11121310、13间同步器二轴输出1.3 变速器零、部件结构方案分析变速器的设计方案应满足使用性能强、制造简单、方便维护等要求。同时也要考虑齿轮形式、换档机构形式、轴承形式等影响变速器工作的因素。1.3.1 齿轮形式太原工业学院毕业设计齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种形式。就斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较而言，斜齿圆柱齿轮具有寿命长，工作时噪声低等优点；而缺点则是加工复杂，工作时有轴向力。而在本次设计中，前进档位齿轮均用斜齿圆柱齿轮，倒档则用直齿圆柱齿轮。1.3.2 换挡机构形式变速器换挡机构的结构形式有啮合套、直齿滑动齿轮和同步器换挡三种。就三种换挡形式的优缺点相比较而言，再结合本设计的要求，则采用同步器换挡比较合适，同时也能达到设计要求。1.3.3 变速器轴承变速器中的轴承常有：圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。在众多轴承中，结合各种轴承的特点与使用场合、方式、方法等，得出本次设计采用滚针轴承与深沟球轴承比较合适。数据1290185117775600155195/65R153.5单位kgkm/hPSkWrpmNm太原工业学院毕业设计第2章 变速器主要参数的选择和计算2.1 本设计的数据本设计的相关数据见表2.1表2.1 整车主要技术参数参数名称整车总质量最高车速最大马力发动机功率最大功率转速最大扭矩轮胎规格总传动比2.2 挡位数和传动比范2.2.1 挡数变速器的挡数能够决定汽车的基本性能。但是挡数越多，变速器的结构越复杂，而其整体的尺寸和质量也随之增大，而且在车辆行驶过程中换挡次数也随之增加。相对来说，在最低挡传动比不变的情况下，增加变速器的挡位数会使变速器中相邻的低挡位与高挡位之间的传动比的比值减小，这样则更容易换挡。挡数选择的要求：（1）相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。5rni imaxnn0maxg 05ppri ua 0.75190坡道时，驱动力560030810g5-3max太原工业学院毕业设计（2）高挡区相邻挡位之间的传动比的比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。2.2.2 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。由于本次设计的最高档位五挡是超速挡，其传动比的范围为0.70.8。而影响最低档传动比选取的有诸多因素。所以本设计初选最高档传动比为0.75。2.3 主要参数的计算2.3.1 最小传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：ua =(0.377 0.472) (2.1)式中ua汽车行驶速度（km/h）；n 发动机转速（r/min）；r 车轮滚动半径（m）；ig 变速器传动比；i0 主减速器传动比。已知：最高车速ua =190km/h；最高档为超速档，传动比ig =0.75；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格195/65R15得到r=308(mm)；发动机转速 =n =5600（r/min）；由公式（2.1）得到主减速器传动比计算公式：i =(0.3770.472) =(0.3770.472) =4.565.71为了使汽车达到最高车速，初取i0=4.6。2.3.2 最大传动比的确定影响最大传动比的因素有：最大爬坡度、一档动力因数、附着力和汽车最小稳定车速。若按最大爬坡度计算，则可用一档通过要求的最大坡道角a车辆总重量(N)；坡道面滚动阻力系数(对沥青路面f主减速器传动比；变速器传动比；车轮滚动半径；.7o）(GfcosTe ia0(12909.80.015cos16.7 +12909.8sin16.7o)0.30810Gfcos=0.010.02，取0.01)；+Gmax0ht=1290o1554.60.894G2j+sin )rmax max=1.84（2.4）Gsinmax（2.2）（2.3）太原工业学院毕业设计应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下：Temaxi0ightr式中GfTemax发动机最大扭矩(Nm)；i0ig传动效率；r30%的坡，大约16由公式（2.2）得：ig1已知：m kg；f =0.015；a =16.7o；r=0.308m；Te =155Nm；i =4.6；g=9.8m/s2；ht=95%96%98%=89.4%，把以上数据代入（2.3）式：ig 同时，一挡传动比还应满足附着条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：Temaxiig1htr式中0.8之207711.620.80.3081ig 2.981 2 3 42 3 45 1g1i1 2 3G rTemaxi=12909.80.61=7711.62N；j=0.894，把以上数据代入（2.5）式得：1554.60.8941= = = =q（2.6）=0.75，ig =2.4，故g5ig =1.004,2j0ht=0.8；r=2.984（2.5）0.308m；Teig =0.75max5=155Nm；太原工业学院毕业设计G2驱动轮的地面法向反力；对于FF轿车，空载时前轴负荷为汽车总重的56%66%，即平均前轴负荷为汽车总重的61%；驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面j可取0.7间。由公式（2.4）得：ig1已知：Gi =4.7；htig 所以，一档转动比的选择范围是：1.84初选一档传动比为2.4。2.3.3 档位数的确定一般汽车各挡传动比按等比级数分配，即ig ig ig igig ig ig ig5式中：q为各挡之间的公比。因初选五档传动比为0.75，即igq= =1.3371.8满足相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。因此，各挡传动比与一挡传动比的关系为：ig =2.4,ig =1.795,ig =1.343,8Aemaxi1hgA1（8.99.3）3 63.1465.98mm1（2.7）=2.4；1552.40.96=太原工业学院毕业设计2.4 中心距A中心距 的大小对变速器的尺寸、体积和质量有很大影响，而所选的中心距还应能保证齿轮的强度。因此，最小许用中心距应当由保证轮齿的强度来确定。初选中心距A时，可根据下述经验公式：A=KA3T式中 A 变速器中心距（mm）；KA 中心距系数，一般轿车：K =8.99.3；Temax 发动机最大转矩（Nm)；i1 变速器一挡传动比，ig 变速器传动效率，取0.96 ；则有：A=轿车变速器的中心距在6080mm范围内变化，故初取A=65mm。2.5 外形尺寸变速器的尺寸，影响其横向尺寸的因素为，齿轮直径、倒档中间齿轮和换档机构的布置。影响变速器壳体轴向尺寸的因素，档数、换档机构形式及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：L=(3.03.4)A=(3.03.4)65=195221 mm初选长度为210mm。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。6汽车变速器齿轮的法向模数m微型、轻型轿车2.252.75汽车变速器常用齿轮模数1.001.75n中级轿车2.7531.252.25中型货车3.504.51.52.75重型货车4.5062.003.252.503.503.003.754.004.505.005.506.00太原工业学院毕业设计第3章 变速器各挡齿轮的设计及计算3.1 齿轮参数的选择3.1.1 模数齿轮选取模数的原则是：就齿宽与模数的关系而言，减小噪声，减小模数，同时增加齿宽；减小质量，应该增加模数，同时减少齿宽；就工艺而言，各档齿轮应该选用一种模数；就强度而言，各档齿轮应有不同的模数。而对于轿车来说，减少噪声尤为重要，因此模数应选得小些。变速器用齿轮模数的范围见表3.1表3.1车型mn所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，见表3.2。选用时，应优先选用第一系列。表3.2第一系列第二系列根据表3.1及表3.2，一、二档及倒挡齿轮的模数定为2.5mm，三、四、五档的模数定为2.25mm，啮合套和同步器的模数定为2.5mm。3.1.2 压力角较小的压力角，重合度较大，传动平稳且噪声较低；较大的压力角，可提高轮齿齿形高齿并修的齿形GB135678规定的标准齿形GB135678规定的标准齿形nc压力角14.5，15，16，16.520抵挡、倒挡齿轮22.5，25螺旋角25452030小螺旋角太原工业学院毕业设计的强度。所以，选取适当的压力角尤为重要。国家规定的标准压力角为20，所以本次设计为了加工方便，除了需要变位齿轮外，全部选用标准压力角20。参考表3.3。3.1.3 螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作有着较大的影响。其选择的大小各有优缺点，较大的螺旋角，可使齿轮工作时平稳、噪声降低。但是螺旋角过大，齿的强度虽然提高，但其抗弯强度下降。因此，齿轮螺旋角的选择要综合其抗弯强度与接触强度，本设计初选螺旋角全部为25。表3.3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角项目车型轿车一般货车重型车3.1.4 齿宽齿宽对变速器的尺寸、以及其工作的诸多性能有着较大的影响。而通常根据齿轮模数m（m ）的大小来选定齿宽b：直齿：b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.47.0；斜齿：b=kmn，kc取为7.08.6；初取直齿kc=7，斜齿kc=8。而不同的齿宽对齿轮的工作的影响也不同，所以各个齿轮的齿宽在后续的设计中再做进一步调整。3.1.5 齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮的原因：（1）配凑中心距；（2）提高齿轮的强度和使用寿命；zz2Acosmnn2z 33121（3.2）2z 14=2.4=2.3571（3.1）太原工业学院毕业设计（3）降低齿轮工作时的噪声。变位齿轮主要有高度变位和角度变位两类。在这两类中，角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，所以采用角度变位的较多。变位系数的选择原则 ：（1）对于高挡齿轮，应按最大接触强度选择变位系数。（2）对于低挡齿轮，应根据小齿轮的齿根强度及危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。（3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。对其变位系数的选择有着诸多影响，就其而言，本设计应在后续设计中考虑是否在对齿轮进行变位的需要。3.1.6 齿顶高系数齿顶高系数对齿轮本身以及其工作有着很大的影响。而在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。所以本设计的齿顶高系数取1.00。3.2 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算在中心距、齿轮模数和螺旋角选定以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配和确定各档齿轮的齿数。3.2.1一档齿数及传动比的确定一档传动比为：i1=zh=已知：A=65mm; =25o; m =2.5, 将数据带入（3.1），（3.2）两式，齿数取整，轿车z1可在1217之间选取，得z1=14,z =33。则一档传动比为：i = =3.2.2 对中心距A进行修正= =65mm，A为标准中心矩。zz=n4z 302z3=0 nm zh2cosbmn(z1+z2)2cos043mn(z3+z4)2cosb=25o；将数据代入（3.4）、（3.5）两式，齿数取4z 176zmn(z5+z6)2cosb=25o；将数据代入（3.6）、（3.7）两式，齿数n2.5(14+33)2cos251.795（3.5）3（3.6）5（3.7）（3.3）=64.8mm（3.4）太原工业学院毕业设计由式（3.2），得A则A取整得A0=3.2.3 二档齿数及传动比的确定二档传动比为：i2=A0已知：A0=65mm，m =2.5，b整得：z3=17,z =30。则二档传动比为：i = = =1.7653.2.4 三档齿轮齿数及传动比的确定三挡传动比为：i = 1.343A0已知：A=65mm，m =2.25，bz 303z4=nz 264z5=0 n6z 228zmn(z7+z8)2cosb=25o；将数据代入（3.8）、（3.9）两式，齿数8z 2610zmn(z9+z10)2cosb=25o；将数据代入（3.10）、（3.11）两式，齿=1.3645（3.8）7（3.9）7（3.10）9（3.11）太原工业学院毕业设计取整得：z5=22，z6=30。所以三档传动比为：i = =3.2.5四档齿轮齿数及传动比的确定四挡传动比为：i = 1.004A0已知：A0=65mm；m =2.25，b取整得：z7=26，z8=26。所以四档传动比为：i = = =1.0003.2.6五档齿轮齿数及传动比的确定五挡传动比为：i = 0.75A0已知：A=75mm，m =2.25，b数取整得：z9=30，z10=22。所以五档传动比为：z 225z z z倒 1+=(z11=(z1313z 34Rm(z +z12)2m(z +z12) 2.5(34+22)2 214，小于不产生根切的最小齿数17，因此，为10z 3012 13 13z z12 zda2+2h*a)m+2h*a)m13z 141113=0.7339（3.12）11 1113（3.14）（3.15）=2.43911=68.75mm+0.52.5(14+22)2A =65=43.75mm0（3.13）太原工业学院毕业设计i = =3.2.7 倒档齿轮齿数及传动比的确定倒挡轴上的倒挡齿轮的齿数，一般在2123之间，所以初选z12=22，i = = i =2,357为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，da112da11da13已知：m=2.5，A0=65，h*a=1，把数据代入式（3.12），（3.13），(3.14)，(3.15)，齿数取整，解得：z11=14,z =34，则倒档传动比为：i = =输入轴与倒档轴之间的距离：A=取A=45mm。输出轴与倒档轴之间的距离：A= =取 A =70mm。3.3变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整3.3.1 一挡齿轮的变位由一挡齿轮齿数的计算结果，z1=tana=20o= zv=z1z2+xn2ko1Ao-A 65-64.8myn=(nb=25oA 64.8Aocosat= 65=20.43ozcos31cos32cos3=-ak得：=0.014904，invxn =-0.2927nxn+xn2)-/cosb，则atcos21.88o代替z，求得的是法向变位系数x。=(z2tanan22.3122.51（3.16）=21.88o。（3.17）14cos32533cos325v1o=0.08yn=0.0273oo+=0.02095，（3.19）（3.20）1944zv -2 t)(inva,invat)（3.18）太原工业学院毕业设计了避免产生根切，提高轮齿的抗弯强度，提高传动重合度，应对一挡齿轮进行变位。对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角：tanat已知：an端面啮合角：cosat,即：外啮合圆柱齿轮传动变位系数的选择中，斜齿轮的变位系数可按直齿轮的选择方法选择，但要用当量齿数zv =zv =计算变位系数和：xn1由渐开线函数inva =taninv20xS=0.1073根据变位系数分配曲线图以及经验公式对齿轮齿数进行合理分配，以保证齿轮不发生根切，并使齿轮的强度得到提高。xn =0.4,中心距变动系数：yn= =齿顶高降低系数D14，同样，对倒挡齿轮进行变位。=123.9922.64+x12+x13z =14 ， z =22inv23.99x +11A-mAAocosa=45，倒挡轴和第二轴的中心距= cos20=11 12=0.026315,inva =11 12，x =-0.2A 45-43.75（3.21）A43.7545(z2tana(z2tana，2x =0.56，x12=cos = cos20o1112z =34 ，inv22.6412，x =0.742.5=77，2+13=0.021936。+x =0.5413=0.568.7570z12)(inva-z13)(inva -inv2013（3.24）12oinva)inva)=0.014904（3.22）（3.23），太原工业学院毕业设计3.3.2 倒挡齿轮的变位由倒挡齿轮齿数的计算结果，z11=对倒挡齿轮进行角度变位：啮合角：cosa已知倒挡轴和第一轴的中心距A则：cos=计算变位系数和x11x12已 知 ：inva1=则：同样，根据变位系数分配曲线图及经验公式可对齿轮齿数进行合理分配，以保证齿轮不发生根切，并使齿轮强度得到提高。x =0.76中心距变动系数：y1=A-m1 112 121 22=25.84o。3=25.84o。4=25.84o。5=25.84o。A 70-68.75y =0.009y =0.004= = = =12(z +z mn (17+30)2.52A0 265(z +z mn (22+30)2.252A0 265(z +z mn (26+26)2.252A0 265(z +z10)2A02.5（3.26）（3.27）3 4)5 6)7 8)9=0.5mn (30+22)2.25（3.25）=265太原工业学院毕业设计y2=齿顶高降低系数：Dy =(x +x12)-Dy =(x +x13)-齿轮12既要与齿轮11啮合，又要与齿轮13啮合，所以齿轮12的齿顶高降低系数应取Dy与Dy 中较大的，以保证所需的条件。3.3.3 齿轮螺旋角的调整斜齿轮可以通过改变螺旋角凑中心距，以达到标准中心距要求。二挡齿轮螺旋角修正：cosb即b三挡齿轮螺旋角修正：cosb即b四挡齿轮螺旋角修正：cosb即b五挡齿轮螺旋角修正：cosb即b3.4 总结各挡齿轮参数根据以上计算所得数据及参数公式可求得各挡齿轮参数，总结如下表：二挡齿轮z114393.452.12.145.594534.76.532538.752.525o2.357三挡齿轮z233911.7153.13.6255.59259583.2490.862.525.84o1.765四挡齿轮z317472.53.121.8555.655240.6446.892.2525.84o1.364五挡齿轮z430832.52.81255.62258848.97582.752.2525.84o1.000倒挡齿轮z522552.552.8125.06625968.8554.6482.2525.84o0.733z630752.22.81255.0257958.92574.52.50o2.429z726652.252.81 2.81255.06256958.9 68.82564.55z826652.252.81255.06 5.06256948.95564.5 74.48z930752.25 2.25255.06257934.47554.62z1022553.55.65953.4 90.0238.92z11143925.646861.2 94.58z1222613.755.66599z133494102太原工业学院毕业设计一挡齿轮齿号齿数分度圆直径齿顶高齿根3.88高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径节圆直径齿轮模数螺旋角传动比12=0.418轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），F=圆周力（N），F1=齿轮材料的弹性模量（MPa）；由于齿轮材料不变，所以E=FE 1bF1cos cosb2Tgd2.07105MPa(z；Tg为计算载荷（Nmm）；d为节圆直径（mm）；+ )b1（4.1）太原工业学院毕业设计第4章 变速器齿轮的校核4.1 齿轮材料的选择原则（1）满足工作环境的要求。在不同的工作环境中，对齿轮传动的要求也不同，所以对齿轮材料的要求也不同。（2）配对齿轮也应该选择合适的材料，这样能提高齿轮的强度及使用寿命。（3）加工齿轮时应考虑加工工艺和热处理工艺。不同尺寸的齿轮加工工艺也不同，热处理工艺也不同。本次设计的汽车变速器，其中的齿轮用低碳合金制造，其表面采用渗碳淬火热处理。而齿轮一直在参与传动考虑到其磨损较大，对强度要求较高，所以选用硬齿面齿轮组合且均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为5863HRC，精度至少为7级。4.2 变速器齿轮接触强度校核4.2.1 轮齿接触应力j式中jFF1节点处压力角，b为齿轮螺旋角；E齿轮接触的实际宽度（mm）；b；斜齿轮rz =主从动齿轮节圆半径（mm）。max2j/MPa渗碳齿轮1900-20001300-140013g1Kcmn 82.51brzsina，rzsinacos2作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触液体碳氮共渗齿轮950-1000650-700=147.312103/290.86mm；cos cos25=km(kc为齿宽系数)，rb=73.656103 Nmm；ocrbsinacos2=22.31o ；=25o ；太原工业学院毕业设计b，r 主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮rz =rbsinarz、rb将作用在变速器第一轴上的载荷Te应力s 见表4.1。表4.1 变速器齿轮许用接触应力j齿轮一档和倒档常啮合齿轮和高档齿轮4.2.2 各挡齿轮接触强度校核（1）一档齿轮接触应力校核已 知 ： TE=2.07105MPa；d =38.75mm；d2=b = = =21.57mmKcmn 72.522Tgd1cosacos2Tgd1cosacossincos2sincos2max=0.418=0.418g3Kcmn 82.53Kcmn 72.54cos cos25=/2作为计算载荷，将以上数据代入（4.1）4534.0022.071021.571933.6622.071018.87=73.656103 Nmm；82.75mm；cos cos25.84cos cos25.84o273.65610338.75cos22.31 cos25273.65610390.86cos22.31 cos25d sin2cos2d sin2cos25(8.9645(8.954=20o ；oooo1211=25.84o ；=22.15mm=19.38oo=+ =1100.522MPa+=4534.002N=1933.662N38.75sin22.312cos225o90.86sin22.312cos225o120.996)120.996)o=8.954o=20.99619002000MPa=768.399MPa19002000MPa太原工业学院毕业设计b = = =18.87F1=F2=将作用在变速器第一轴上的载荷Te可得：j1j2（2）二档齿轮接触应力校核已 知 ： T =147.312103/2E=2.07105MPa；d =46.89mm；d4=b = =b = =2Tgd3cosacos2Tgd4cosacos=0.418=0.418g5Kcmn 82.255= =2Tgd3cosacos2Tgd4cosacos=rzsincos2rbsincos23702.2652.071022.152097.8732.071019.38=73.656103 Nmm；6cos cos25.84Kcmncos=273.65610346.89cos20273.65610382.75cos20=5(9.8335(9.833=20o ；=74.48mm；o72.25cos25.84273.65610354.6cos20273.65610374.48cos20ood3sina2cos2d4sina2cos211=25.84o ；=19.93mmooocos25.84cos25.84=+=17.44mmcos25.84cos25.84oo46.89sin20o2cos225.8482.75sin20o2cos225.84117.353)117.353)oo=3702.265N=2097.87Noo=981.409MPa=789.798MPa=3179.470N=2330.815N=9.833mm=17.353mm13001400MPa13001400MPa太原工业学院毕业设计F3=F4=zb同样，将以上数据代入（4.1）可得：j3j4（3）三档齿轮接触应力校核已 知 ： T =147.312103/2E=2.07105MPa；d =54.6mm；db = =b6F5=F6=0.418=0.418g7= = =2Tgd3cosacos2Tgd8cosacos=0.418rzsincos2rbsincos23179.4702.071019.932330.8152.071017.44=73.656103 Nmm；64.55mm；KcmncosKcmncos=rzsincos2rbsincos22689.3742.071018.94=5(11.4505(11.450=20o ；7.62.25cos25.8472.25cos25.84273.65610364.55cos20 cos25.84273.65610364.55cos20 cos25.84=5(13.537d5sina2cos2d6sina2cos211=25.84o ；ooood7sina2cos2d6sina2cos21= =11.450mm= =15.619mm+=18.94mm=17.44mmoo= =13.537mm= =13.537mm+ =871.066MPa54.6sin20o2cos225.8474.48sin20o2cos225.84115.619)115.619)=2689.374N=2689.374N64.55sin20o2cos225.8464.55sin20o2cos225.84113.537)oo=934.527MPa=855.360MPaoo13001400MPa13001400MPa13001400MPa太原工业学院毕业设计zb同样，将以上数据代入（4.1）可得：j5j4（4）四档齿轮接触应力校核已 知 ： T =147.312103/2E=2.07105MPa；d =64.55mm；d8=b7b8F7=F8=zb同样，将以上数据代入（4.1）可得：j7=0.418g9= = =2Tgd9cosacos2Tgd10cosacos=0.418=0.418=147.312103/22689.3742.071017.44=147.312103/254.62mm；KcmncosKcmncos=rzsincos2rbsincos22338.6382.071017.503188.9742.071018.50=73.656103Nmm；a1=5(13.537=73.656103 Nmm；72.25cos25.847.42.25cos25.84273.65610374.48cos20 cos25.84273.65610354.62cos20 cos25.84=5(15.7245(15.72421.76o；a2=1=20o ；ooood9sina2cos2d6sina2cos21121.48o+=25.84o ；=17.50mm=18.50mmoo= =15.724mm= =11.531mm+=0o；113.537)=2338.638N=3188.974N74.48sin20o2cos225.8454,62sin20o2cos225.84111.531)111.531)=907.753MPaoo=852.378MPa=968.075MPa13001400MPa13001400MPa13001400MPa太原工业学院毕业设计j8（5）五档齿轮接触应力校核已 知 ： TE=2.07105MPa；d =74.48mm；d10=b9b10F9=F10=zb同样，将以上数据代入（4.1）可得：j9j10（6）倒档齿轮接触应力校核已知：Tg11Kcm=82.5=20mmKcm=7.62.5=19mmKcm=7.42.5=18.52Tgd11cosacos2Tgd12cosacos2Tgd13cosacosrzsincos2rbsincos2rzsincos2rbsincos2=0.418=0.41861.28mm；d13=mm=4142.8712.0710202631.2092.07101994.59mm。273.65610338.92cos23.99273.65610361.28cos23.99273.65610394.59cos23.99d11sina2cos2d12sina2cos2d12sina2cos2d13sina2cos25(7.9125(7.912ooo=11cos0cos0cos038.92sin23.992cos20o61.28sin23.992cos20o61.28sin22.642cos20o94.59sin22.642cos20o+ =1244.301MPa+ =1031.136MPaoooo=7.912mmo=12.458mmo=11.795mmo=18.206mm112.458)112.458)=4142.87N=2631.209N=1704.626N19002000MPa19002000MPa太原工业学院毕业设计E=2.07105MPa；d =38.92mm；d12=b11=b12=b13=F11=F12=F13=同样，将以上数据代入（4.1）可得：j11j12=0.418F1KsKfbtygc1704.6262.071018.5（4.2）5(11.7951+118.206)=628.341MPa19002000MPa太原工业学院毕业设计j12上面所述，所有齿轮的接触疲劳强度均合格。4.3 变速器齿轮弯曲强度校核4.3.1 直齿轮弯曲应力=式中F1 圆周力（N），F1=2T /d，其中Tg为计算载荷（Nmm），d为节圆直径；Ks应力集中系数，可近似取1.65；Kf摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；b齿宽（mm），b=Kcm，K 为齿宽系数；t端面齿距（mm），t= m为模数；y齿形系数，如图4.1所示。=2TgKsK入850MPa范围之内。Nmm；K0.76，查齿形系数图4.1得：y=0.127，把以上数据代入(4.2)式，得：2mzK y 1280.158g-0.2，查齿形系数图4.1得：y=0.113，把以上数据代入(4.3)式，得：2mzK y 227.60.113T =147.312103Nmm；0.51，查齿形系数图4.1得：y=0.174，把以上数据代入(4.3)式，得：2TK KmzK y 2.53mzf=Temax=1.65；KTgK Kf3cNmm；KTgK Kf3cgf3c，式中z为齿数，所以将上述有关参数代入式（4.2）后（4.3）离f=1.65；K=1.65；K1.650.9347.40.174=1.1；m2147.3121.651.12.5f2147.3121.650.92.53f=203.594MPa=2.5mm；z=3=0.9；m=471.748MPa=0.9；m400850MPa155 99% 96% 147.312Nm12；=718.202MPa=2.5mm；z=400850MPa=2.5mm；z=400850MPa22；34；=太原工业学院毕业设计图4.1 齿形系数图因为齿轮节圆直径d得=计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩：T此时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400倒挡齿轮弯曲强度校核：输入轴倒挡齿轮：已知：Tg=147.312103Kc=8.0；x11=倒挡轴倒挡齿轮：已知： T =147.312103Kc=7.6；x12=输出轴倒挡齿轮：已知： KKc=7.4；x12= =F1KsbtyKe2Tgdmnzcosbczcos32Tgcoszm yKcKemax=147.312103 Nmm；b1(4.4)n3n=25o；K=2.0；zn（4.5）=1.5；m= =nz 14cos3 cos325=2.5mm；Koc=18，查齿形系数图4.1得：y=0.118，把=8.0；太原工业学院毕业设计4.3.2 斜齿轮弯曲应力=式中F1 圆周力（N），F1= ；Tg 计算载荷（Nmm）；d 节圆直径（mm），d= ，m 为法向模数（mm）；z 齿数； 斜齿轮螺旋角(o)；Ks 应力集中系数，K =1.50；b 齿面宽（mm），b=Kcm，K 为齿宽系数；t 法向齿距，t= ；y 齿形系数，可按当量齿数zn= 在图4.1中查得；Ke 重合度影响系数，K =2.0。将上述有关参数代入式（4.4），整理后得到斜齿轮弯曲应力为=当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Te 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，需要应力在180340MPa范围，对货车为100250MPa。（1）1挡齿轮弯曲强度校核主动齿轮：已知：Tgxn =0.4；K= =147.312MPaNmm；b2= =147.312103 Nmm；b3= =147.312103 Nmm；b42T cosbKszmn yKcK 142.530.11882=25o；K=2.0；zn2T cosbKzmn yKcK 332.530.13372=25.84o；K=2.0；zn2T cosbKzmn yKcK 172.530.1047.42=25.84o；K=2.0；zncos25 1.531=1.5；m= =cos25 1.532=1.5；mn= =cos25.84 1.533=1.5；mn= =o=308.699MPanz 33cos3 cos325o=132.792MPa=2.5mm；Kz 17cos3 cos325.84o=309.667MPa=2.5mm；Kz 30cos3 cos325.84180350MPa=2.5mm；Ko180350MPaco180350MPacoc=44，查齿形系数图4.1得：y=0.133，=7.4；=23，查齿形系数图4.1得：y=0.104，=7.0；=41，查齿形系数图4.1得：y=0.146，=7.0；太原工业学院毕业设计以上数据代入(4.5)式，得：w1从动齿轮：已知：Tg =xn =-0.2927；Ke把以上数据代入(4.5)式，得：w2（2）2挡齿轮弯曲强度校核主动齿轮：已知：Tgx =0；K把以上数据代入(4.5)式，得：w3从动齿轮：已知：Tgx =0；K把以上数据代入(4.5)式，得：= =147.312103 Nmm；b=5= =147.312103 Nmm；b=6= =147.312103 Nmm；b=7= =2T cosbKzm yKK 302.5325.84o；Ks=2.0；zn2T cosbKzm yK K 222.25325.84o；Ks=2.0；zn2T cosbKzm yK K 302.25325.84o；Ks=2.0；zn2T cosbKzm yKK 262.253cos25.84 1.533 n c=1.5；mn= =cos25.84 1.535 n c=1.5；mn= =cos25.84 1.536 n c=1.5；mn= =cos25.84 1.537 n co0.14672=2.25mm；Kcz 22cos3 cos325.84o0.14182=2.25mm；Kcz 30cos3 cos325.84o0.14672=2.25mm；Kcz 26cos3 cos325.84o0.1457.62=132.141MPa=8.0；o=223.949MPa=7.0；o=181.263MPa=7.6；o=193.966MPa180350MPa=30，查齿形系数图4.1得：y=0.141，180350MPa=41，查齿形系数图4.1得：y=0.146，180350MPa=35，查齿形系数图4.1得：y=0.145，180350MPa太原工业学院毕业设计w4（3）3挡齿轮弯曲强度校核主动齿轮：已知：Tgx =0；K把以上数据代入(4.5)式，得：w5从动齿轮：已知：Tgx =0；K把以上数据代入(4.5)式，得：w6（4）4挡齿轮弯曲强度校核主动齿轮：已知：Tgx =0；K把以上数据代入(4.5)式，得：w7=147.312103 Nmm；b=8= =147.312103 Nmm；b=9= =147.312103 Nmm；b=102T cosbKz mn yKcK 222.25325.84o；Ks=2.0；zn2T cosbKszmn yKcK 262.25325.84o；Ks=2.0；zn2T cos Kzm yK K 302.25325.84o；Ks=2.0；zncos25.84310=1.5；mn= =cos25.8438=1.5；mn= =2147.31239 n c=1.5；mn= =o0.1417.42=2.25mm；Kcz 26cos3 cos325.84o0.145 7 2=2.25mm；Kcz 30cos3 cos325.84cos25.840.14672=2.25mm；Kcz 22cos3 cos325.841.5=7.0；o1.5 =7.0；oo=7.4；o=242.107MPa=35，查齿形系数图5.1得：y=0.145，=193.966MPa180350MPa=41，查齿形系数图4.1得：y=0.146，1.5=30，查齿形系数图4.1得：y=0.141，180350MPa=181.263MPa180350MPa太原工业学院毕业设计从动齿轮：已知：Tgx =0；K把以上数据代入(4.5)式，得：w8（5）5挡齿轮弯曲强度校核主动齿轮：已知：Tgx =0；K把以上数据代入(4.5)式，得：w9从动齿轮：已知：Tgx =0；K把以上数据代入(4.5)式，得：= =综上所述，所有齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。max1 max承T22T23=T1T24=T1 =147.3120.960.991.000=140.005NmT25=T1T =T1 =147.3120.960.9922/14=220.008Nm12-138maxg离=T1 =147.3120.960.991.765=247.109Nm承承承倒13承11-12955010 P0.2 n33=A3Pn=Aemaxigh9550（5.1）太原工业学院毕业设计第5章 变速器轴的设计与校核5.1 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为Te =155Nm，齿轮的传动效率为99%，离合器的传动效率为99%，轴承传的动效率为96%。输入轴：T =Te =15599%96%=147.312Nm输出轴：一挡 T21=T1二挡三挡四档五挡倒挡T倒2=T倒1 =220.0080.960.9934/22=323.148Nm5.2 轴的结构和尺寸设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力，而这些力使得变速器的轴要承受转矩和弯矩。所以要求变速器的轴要有足够的刚度和强度。以避免刚度和强度不足而产生弯曲变形，破坏了齿轮的啮合，影响齿轮的工作。在已知两轴式变速器中心距A时，轴的最大直径d和支承距离L的比值可在以下范围内选取：对输入轴，d/L=0.160.18；对输出轴，d/L0.180.21。输入轴最大直径d1 =(0.450.60)A=(0.450.60)65=29.2539mm，取34mm。初选输入、输出轴支承之间的长度L=250mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径：d式中：d轴的最小直径（mm）；AdA3dA3dA3 =107dA3 =107dA3 =107d1A3T219550T229550T239550T249550T259550A3T9550=95=953333T倒9550133190.9679550140.0059550102.649550T倒95502=107329.9939550247.1099550=29.04mm=26.19mm=23.61mm1=95=30.94mm=28.10mm=95395503323.1489550=26.64mm220.0089550=30.73mm=27.03mm太原工业学院毕业设计t轴的许用剪应力（MPa）；P发动机的最大功率（kw）；N轴的转速（r/min）；A由轴的材料和受载情况确定的系数。计算不同挡位工作条件下各轴段的最小直径，将有关数据代入（5.1）式，得：输入轴：d输出轴：一挡：二挡：三挡：四挡：五挡：倒挡：d2另外根据轴的制造工艺性及装配的要求，在设计制造中进一步完善轴的尺寸设计。5.3 轴的强度验算11=25o2T 2147.312103t12T 2329.993103t2Ft1tanacosbFt2tanacosbFt1tanFt2tand =91mmT =329.993Nm1d 38.621d 91nn=7632.75tan25=7252.59tan25221=7632.75N1=7252.59N2=oo7632.75tan22.31cos25o7252.59tan22.31cos25o=3559.21N=3381.94No=3455.75No=3283.63N太原工业学院毕业设计因为要考虑到加工和装配的问题，来确定轴的尺寸，总的来说其强度足够，仅仅对其危险面进行校验即可。就本次设计的变速器来说，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传动时扭矩最大的轴即可。根据所学的知识和常识，我们知道车辆在行进过程中一档处的扭矩最大，所以只需校核一档处的轴即可。5.3.1 计算齿轮的受力选择一档齿轮1、2进行轴的刚度和强度校核。d =38.6mmT =147.312Nm=22.31o齿轮所受圆周力：F = =F = =齿轮所受径向力：Fr1=Fr2=齿轮所受圆周力：Fa1=Fa2=5.3.2 轴的刚度验算在变速器中，轴在垂直面内的挠度以及轴在水平面内的转角对齿轮工作影响最=F3EILF1ab(b-a)3EIL 弹性模量（MPa），E=2.07105MPa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，I=F3EIL（5.3）（5.4）64；（5.2）太原工业学院毕业设计大。前者挠度则保证了齿轮中心距不发生变化和齿轮的正确啮合；而后者转角则可使齿轮沿齿长方向的压力分布均匀，从而正确工作。图5.3 变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图5.3所示，若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为，可分别用下式计算：fcfs=式中：F1 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；F2 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；EId 轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；a、b如图，齿轮上的作用力距支座的距离（mm）；L 支座间的距离（mm）。=r11= =Fab 643Epd4L2cFrab(b-a)643Epdr22=F ab 643Epd4Lfc +f =Fr ab(b-a)643Epdf +=3455.75N；Fr 643Epd4L2 2t1f =14L=3283.63N；Fr 3Epd4L2 2t22 2s24L2c3455.7519.75232.07105=2s=64=0.00252=fs 0.2mm。203.252p2647632.7519.75232.071050.01793455.75203.2519.75(203.25-19.75)6432.07105=7252.59203.25232.07105+0.005523283.63203.2522.75(203.25-22.75)6432.07105264223203.252p2642p2643283.63203.25232.0710522.752p454=0.00604p454=0.0179fc=0.050.10mm64223+ 0.039622322.752p454642260.2mm226=0.0396fs=0.10.15mm2=0.00081964226=0.0055fs=0.10.15mm=0.000097= 0.0435=0.0025fc=0.050.10mm 0.2mm太原工业学院毕业设计轴的全挠度为f轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc=0.050.10mm，fs=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。(1) 输入轴的刚度校核已 知 ：a=19.75mm；b=203.25mm；L=223mm；d=26mm；FFt =7632.75N，把有关数据代入（5.2）、（5.3）、（5.4）得到：fcfs=f = f +=0.002rad故变速器输入轴符合刚度要求。（2）输出轴的刚度校核：已 知 ：a=22.75mm；b=203.25mm；L=226mm；d=45mm；FFt =7252.59N，把有关数据代入（5.2）、（5.3）、（5.4）得到：fcfs=f =F =3455.75N1Fa1 =3559.21(r1d 262 2a+b)-a+b)-=46269.73NFta=0Ftb=011（5.5）（5.6）太原工业学院毕业设计0.002rad故变速器输出轴符合刚度要求。5.3.3 轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：图5.4 输入轴的受力分析输入轴的受力分析如图5.4所示。已 知 ：a=19.75mm；b=203.25mm；L=223mm；d=26mm； ；Ft =7632.75N，Ma=(1) 水平面支反力输入轴水平面受力分析如图5.5所示，图5.5 输入轴水平面受力分析图对B点取矩：FAX对A点取矩：FBX=675.99N，FBX+(=513.546N，FBYFAXb=675.995203.25=137395.98NmmFAYb=513.546203.25=104378.225NmmFBYa=2942.20619.75=58108.569NmmM2H+M2H+=6956.755N。Fr1a+b)+Ma=2942.206N。MV =172547.009NmmM2a-F (a+b)=0-21V2AYFr b=0=149178.625Nmm（5.7）1（5.8）太原工业学院毕业设计将数据代入式（5.5）（5.6）中得，FAX（2）垂直面支反力输入轴垂直面受力分析如图5.6所示，图5.6 输入轴垂直面受力分析图对B点取矩：Ma对A点取矩：FBY将数据代入式（5.7）（5.8）中得，FAY（3）轴的弯矩截面C处的水平弯矩MH=截面C处的垂直弯矩MV1=MV2=截面C处的合成弯矩M1=M2=ca3McaW0.1d3；=M +(W2（5.9）太原工业学院毕业设计轴上各点弯矩及转矩如图5.7所示：图5.7 输入轴弯矩图（4）按弯扭组合强度条件校核轴的强度根据轴危险截面上的强度条件ca式中， 轴的弯扭组合应力，单位为MPa；W 抗弯截面系数，单位为mm ，圆截面W=172547.009Nmma172547.00920.1263car22=0.6标准T+(0.699225.75)2=103.85MPa=3283.63N；=F =99225.75Nmm。=103.85MPas=400MPa所以符合要Fa2d1d22 2=3381.9445=76093.65N2太原工业学院毕业设计已知，M将上述数据代入式（5.9）得：=在低档工作时，s=400MPa，因为s求。对输出轴校核，输出轴的受力分析如图5.8所示。图5.8 输出轴的受力分析已 知 ：b=203.25mm；a=22.75mm；L=226mm；d=45mm； FFt =7252.59N，Ma(1) 水平面支反力输出轴水平面受力分析如图5.9所示 。(=730.07N，FBX =+(667.240N，FBY=FAXb=730.07203.25=148386.728NmmFAYb=667.240203.25=135616.53Nmma+b)-a+b)-6522.52NFr2a+b)+Ma2616.390N。Fta=0Ftb=0a-F (a+b)=0-22AYFr b=0（5.10）（5.11）（5.12）2（5.13）太原工业学院毕业设计5.9 输出轴水平面受力分析图对B点取矩：FAX对A点取矩：FBX将数据代入式（5.10）（5.11）中得：FAX（2）垂直面支反力输入轴垂直面受力分析如图5.10所图5.10 输出轴垂直面受力分析图对B点取矩：Ma对A点取矩：FBY将数据代入式（5.7）（5.8）中得，FAY =（3）轴的弯矩截面C处的水平弯矩：MH=截面C处的垂直弯矩：MV1=FBYa=2616.39022.75=59522.873NmmM2H+M2H+MMV =201023.542NmmM2=201023.542Nmm21V2，=159879.935Nmm=0.6，太原工业学院毕业设计MV2=截面C处的合成弯矩：M1=M2=轴上各点弯矩及转矩如图5.11所示。图5.11 输出轴弯矩图（4）按弯扭组合强度条件校核轴的强度根 据 轴 危 险 截 面 上 的 强 度 条 件，已 知 ，Ft2 =7252.5945=163183.275Nmm201023.5422+(0.6163183.275)20.1453cad2 2太原工业学院毕业设计T=将上述数据代入式（5.9）得：= =24.54MPa在低档工作时，s=400MPa，因为s =24.54MPa0，通常取d1=0.5mm左右。图6.4 滑块端隙d1（5）后备行程d3锁环端面与齿轮接合齿端面留有的间隙d3（图6.4），称之为后备行程。因为锁环的摩擦锥面会磨损，所以要留有后备行程d3。在换挡时，锁环要向齿轮的轴向方向移动。随着移动次数的增加，这样的磨损也增加，而移动量也随之增加，同时就导致间隙d3逐渐减少，直至为零。此后，两摩擦锥面间会出现间隙和失去摩擦力矩的现象。2.0mm。 f 。所以一般a取68。本次设计a角取7。太原工业学院毕业设计而此时，若锁环上的摩擦锥面还没有达到所允许的磨损范围，同步器也就会因失去摩擦力矩而不能实现同步换挡，而这种现象就属于因设计不当而影响同步器的使用寿命。所以在设计过程中后备行程d3一般取1.26.1.3 主要参数的确定1. 摩擦因数f汽车在行驶过程中换档的次数较多，也就还是说同步器的工作的次数也较多，这样摩擦也就频繁，所以选择合适的材料去制造同步器则显得尤为重要，而摩擦因数就与材料的本身性质有关。而为了保证同步环的使用寿命，所以应当选用耐磨性能好的材料。而另外，为了获得较大的摩擦力矩，又要保证同步环能稳定工作，这就为设计工作带来困难。而摩擦因数的选择除了与材料有关之外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。所以常用的制造同步环的材料都具有强度高和硬度强、耐磨性好的黄铜合金制造。而本次设计选用锰黄铜材料，其在油中工作的摩擦因数f取为0.1。2. 同步环主要尺寸的确定（1）锥面半锥角a为摩擦锥面的半锥角，它的大小则影响摩擦锥面是否将产生自锁现象，而避免自锁的条件是tan（2）摩擦锥面平均半径RR设计取值越大，摩擦力矩就越大。所以尽可能的情况下，R的取值尽量大一些。（3）锥面工作长度bb为缩短锥面长度，以使变速器的轴向长度缩短，但也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力的同时也增加了磨损速度。（4）同步环径向厚度限制其厚度的条件与摩擦锥面平均半径一样，同是受中心距与有关零件的尺寸及结构的布置。所以，当结构布置允许时，应尽量取大些，但必须保证同步环有足够的强度。3. 锁止角b锁止角b选取的正确，可以保证换档的正确性。摩擦锥面平均半径、摩擦因数、太原工业学院毕业设计锁止面平均半径和锥面半锥角，这些都是影响锁止角b选取的因素。在相关的结构中的锁止角在2642范围内变化。4. 同步时间t在同步器工作的时候，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。然而影响同步时间的条件有很多：同步器的结构尺寸、转动惯量、变速器输入轴，输出轴的角速度差、作用在同步器摩擦追面上的轴向力，这些均对同步时间有影响。除此之外，同步时间还与车型有关，在计算时可以下范围内选取：对轿车变速器高档取0.150.30s，低档取0.500.80s。6.2 操纵机构设计6.2.1 变速器操纵机构设计要求根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡、换挡、退挡的工作。变速器操纵机构设计要求：（1）换挡时只能挂入一个挡位；（2）换挡后应保证齿轮的啮合；（3）不允许自动退挡或自动挂挡；（4）换挡轻便。为保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，变速器操纵机构应有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁。（1）互锁装置是保证移动其中一个拨叉时，其他变速杆叉轴相互被锁，互锁装置的结构主要有：互锁销式、摆动锁块式、转动锁止式和三向锁销式四种，本次设计中互锁装置选择互锁销式，其结构形式如图6.5所示。（2）自锁装置其目的在于定位，防止因汽车因某种原因而脱档，保证啮合齿轮安全而正确的啮合，并使驾驶员有换档的感觉。其结构如图6.5所示。（3）在汽车行驶换挡过程中，为了防止误挂倒档，而导致事故的发生，因此在操纵机构中都设置倒档锁或倒档安全装置。其作用是在驾驶员挂倒档时能给驾驶员明显倒挡手感，提醒驾驶员挂了倒档。太原工业学院毕业设计图6.5 变速器自锁与互锁结构1)自锁钢球2)自锁弹簧3)变速器盖4)互锁钢球5)互锁销6)拨叉轴6.2.2 换档位置设计操纵机构的设计离不开换档位置的确定。而换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：（1
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