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双离合器式自动变速器的七挡齿轮变速器设计【汽车类】【16张CAD图纸】【优秀】

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关键词：: 双离合器自动变速器七挡齿轮变速器设计汽车 cad图纸

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双离合器式自动变速器的七挡齿轮变速器设计

84页 25000字数+说明书+开题报告+16张CAD图纸【详情如下】t

一档从动齿轮.dwg

七档从动齿轮.dwg

三五档双联齿轮.dwg

三档从动齿轮.dwg

二档从动齿轮.dwg

五档从动齿轮.dwg

倒档从动齿轮.dwg

倒档双联齿轮.dwg

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六挡从动齿轮.dwg

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双离合器式自动变速器的七挡齿轮变速器设计说明书.doc

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摘　　要

双离合器自动变速器由电控机械式自动变速器发展而来，它综合了液力机械自动变速器（AT）和电控机械自动变速器（AMT）的优点，能够实现动力换挡、减少了换档时间、提高了换档品质、极大地提高了汽车的舒适性和操纵性。

本设计以双离合器式自动变速器的结构和工作原理为基础，针对干式双离合器自动变速器的设计方法，分析了各种不同变速器的布置方案并选定了本变速器的最终布置方案。对变速器中的主要零件包括齿轮形式、换挡结构形式作了阐述并进行了选择并对变速器的传动比的范围、中心距做初步的选择和设计。对变速器中的齿轮的模数、压力角、螺旋角、进行了选择并计算出齿轮其他的相关参数和对齿轮的校核。对轴的结构尺寸进行设计和轴承的选用并对其进行了校核。

关键词：双离合器；自动变速器；传动比；齿轮；轴

ABSTRACT

DCT duo to Mechanical Transmission.Itinherits the advantages of Automatic Transmission(AT) and Automated Mechanical Transmission (AMT).It has the ability of power shifing that can reduce shift time andimprove shift quality.And the comfort and maneuverability of vehicle will be greatly improved.

In this thesis,the study of dry type Dual Clutch Transmission is based on the Structural characteristics and working principle of DCT. For dry-type dual-clutch automatic transmission design, analyzed the layout of the various transmission options and selected the final layout of the transmission scheme. The major part of gear, including gear form, elaborated shift structure and make the choice and range of transmission gear ratio, center distance a preliminary selection and design. The gear on the transmission module, pressure angle, helix angle, were calculated gear selection and other relevant parameters and checking on the gear. Structural dimensions of the shaft and bearing design and its selection was checked.

Key words: Dual Clutch Transmission；Automatic transmission；Transmission Ratio；Gear ；Axis

目　　录

摘要I

AbstractII

第1章绪论1

1.1 课题研究的目的和意义1

1.2 课题的研究现状3

1.3 课题的研究内容及技术路线4

第2章双离合器自动变速器传动方案的确定6

2.2 DCT结构的分析6

2.2 DCT双离合器形式的分析9

2.2.1 干式双离合器性能分析9

2.2.2 湿式双离合器性能分析10

2.3 DCT基本结构方案的确定11

2.4 本章小结11

第3章双离合器自动变速器的设计与计算12

3.1 变速器主要参数的选择12

3.1.1 传动比范围12

3.1.2 变速器各档传动比的确定12

3.1.3 中心距的选择15

3.1.4 变速器的外形尺寸15

3.1.5 齿轮参数的选择15

3.1.6 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算17

3.1.7 变速器齿轮的变位21

3.2 变速器齿轮强度校核26

3.2.1 齿轮材料的选择原则26

3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核27

3.2.3 轮齿接触应力校核32

3.3 轴的结构和尺寸设计34

3.3.1 初选轴的直径35

3.4 轴的强度验算36

3.4.1 轴的刚度计算36

3.4.2 轴的强度计算56

3.5 轴承选择与寿命计算63

3.5.1 输出一轴轴承的选择与寿命计算63

3.5.2 输出二轴轴承的选择与寿命计算68

3.6 本章小结71

第4章变速器同步器及结构元件设计72

4.1 同步器设计72

4.1.1 同步器的功用及分类72

4.1.2 锁环式同步器72

4.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定73

4.1.4 主要参数的确定74

4.2 变速器壳体76

4.3 本章小结76

结论77

参考文献78

致谢80

附录81

第1章绪论

汽车自动变速技术是人们长期以来一直努力追求的目标，是车辆改进和完善传动系统的重要方向。自动变速技术始于1960年左右，到现在车辆的自动变速技术已取得了长足的进步。装备自动变速器的汽车，具有操纵方便、起步平稳、乘坐舒适性好、燃油经济性高、安全可靠等一系列优点，使得市场上对装备自动变速器的汽车的需求日渐高涨。汽车自动变速器的研究和应用有着更加重要的现实意义，各主要工业国家均在这方面投入了大量人力和财力，研制出种类繁多的各类自动变速器。自动变速器技术越来越完善，在越来越多的车辆上得到应用，成为现代汽车与现代工业发展的标志之一。随着我国的经济发展，家庭汽车的普及程度越来越高，且对乘用车的乘坐舒适性、燃油经济性和排放性能有了更高的要求。因此研究和开发既有高质量、操纵方便又有经济实用等特点的车辆具有广阔发展前景，来满足日益增长的广大消费者的需求。要实现这些功能，满足这些要求，就必须开发和研制出传动系中既能够高效传递发动机动力，又具有操纵方便的自动变速器[1]。总之，双离合器自动变速器既继承了手动变速器传动效率高、结构紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点，而且实现了自动变速器的动力性换挡，又保留了液力机械自动变速器和无级自动变速器换挡品质好的优点，使车辆具有很好的动力性和经济性，相对于电控机械式自动变速器，是一个巨大的进步。

1.2 课题的研究现状

双离合器自动变速器的概念从产生到现在已经有七十年左右的历史。RudolfFranke在上个世纪30年代末首先提出将手动变速器变为动力换挡变速器的概念，用于改善卡车变速器的换挡品质。1939年德国人Kegresse.A第一个申请了双离合器变速器的专利，图1.1为Kegresse.A发明的双离合器自动变速器，其提出了将手动变速器分为两部分的设计概念。即一部分传递奇数挡，另一部分传递偶数挡。且其动力传递通过两个离合器联结两根输入轴，相邻各挡的从动齿轮交错与两输入轴齿轮啮合，配合两个离合器的控制，能够实现在不切断动力的情况下，改变传动比，从而缩短了换挡时间，有效地提高换挡品质，并在载货车上进行过相关的试验，但这种变速器并没有投入批量生产。与国外相比，国内对双离合器自动变速器的研究较晚、较少。2006年，国家将双离合器自动变速器列为“十一五”国家863计划重点项目进行研究，从此其在国内得到了迅速发展； 2008年杭齿集团等研究结构研究的6挡干式DCT获得重大突破；上汽集团2008年开始DCT的研究，并于2009年生产出样机；2009年吉利集团推出其研究的DCT样机。在渝举行的“中国工程科技论坛——2010中国汽车自主创新”上获悉，上汽正加速研发我国自主创新、拥有国际领先技术的湿式双离合器自动变速箱，并表示该项产品将于不久正式面世。同时，2011年2月比亚迪也推出自主研发的双离合器式自动变速器。

1.3 课题的研究内容及技术路线

我国是以平行轴式变速器生产为主的国家，生产双离合器自动变速器可以充分利用原有手动变速器的生产设备，只需增加少量的生产设备即可，生产继承性好，可以大大的减小成本，因此发展和研究双离合器自动变速器将是实现汽车自主创新的一个重要方向。所以本课题旨在通过对双离合器自动变速器的结构、工作原理的分析与比较，为以后的设计工作提供一定的参考。主要进行以下工作：

1、首先以DCT系统的工作原理为基础，总结归纳出各种可能的双离合器自动变速器的结构和布置型式，以及其各个结构的优缺点，从中选择适合原型车的布置形式，同时对换挡执行机构方案进行比较分析。

2、根据对双离合器自动变速器的分析，提出齿轮轴系的参数选择原则和结构设计方法。

3、根据原型车参数，应用已经确定的DCT结构和尺寸的设计原则与方法，设计干式双离合器自动变速器的基本结构。

技术路线图如图1.3所示。

结　　论

汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。

本设计是以双离合器式自动变速器的结构和工作原理为基础，依据现有大众生产的OAM变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，针对干式双离合器自动变速器主要进行了以下研究工作：

1、系统全面地分析了双离合器自动变速器的结构和工作原理，对其结构特点进行了总结；分析了干式和湿式离合器的特点及其适用范围；对双离合器自动变速器的执行机构传动方案进行了对比分析。

2、分析了采用干式双离合器的双中间轴式DCT的结构特点。对双中间轴式DCT的传动比和齿轮轴系的设计方法和参数选择原则进行了分析，并确定其基本的设计方法；对干式离合器的布置形式和结构特点进行分析，确定其基本的设计方法。

3、根据原型车的参数，按照确定的干式DCT的设计方法，对干式双离合器变速器的齿轮进行了设计计算，计算变速器的各挡传动比，确定齿轮的压力角，螺旋角，齿宽，齿形系数等齿轮的参数，然后通过变为系数图查找计算变为系数，然后对各挡齿轮进行变位，最后对齿轮进行校核。

4、并且对轴的强度进行校核。通过最小轴颈的计算，确定轴各段的长度和轴颈大小并对轴上零件的定位进行了设计和对轴进行强度和刚度校核计算。

5、根据轴颈的大小选定轴承和进行轴承的校核验算。

6、同步器的各个参数的选择。

对于本次设计的变速器来说，其特点是：电控机械式自动变速器效率高、安装空间紧凑、质量轻、价格低等许多优点，而且实现了动力换挡，极大地提高了汽车的舒适性和操纵性。本文本着实用性和经济性的原则，虽然介绍了双离合器式自动变速器的整个设计过程，但由于知识水平和时间的限制，本设计许多过程介绍的过于简单，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，在实际生产过程中可能会有所偏

参考文献

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内容简介：: 毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 双离合器式自动变速器的七挡齿轮变速器设计院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆工程07-1班学生姓名: 导师姓名: 开题时间: 2011-2-28 指导委员会审查意见：签字：年月日SY-025-BY-3SY-025-BY-3毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-1班指导教师姓名职称副教授从事专业车辆工程交通工程是否外聘是否题目名称双离合器式自动变速器的七挡齿轮变速器设计一、课题研究现状、选题目的和意义1、研究现状：我国是以平行轴式变速器生产为主的国家，生产双离合器自动变速器可以充分利用原有手动变速器的生产设备，只需增加少量的生产设备即可，生产继承性好，可以大大的减小成本，因此发展和研究双离合器自动变速器将是实现汽车自主创新的一个重要方向。虽然国外已经批量生产双离合器式自动变速器并应用到了多款轿车上，但国内的研究与国外相比正处于起步阶段。1940年，Darmstadt大学教授Rudolph Franke第一个申请了双离合变速器专利，并在货车上进行了装车试验，但始终没能投入批量生产。随后保时捷也发明了专用于赛车的双离合变速器。到了20世纪90年代，国内外各大汽车厂商都投入了较大力量对DCT进行研究和开发，并开发出了多种型式的DCT产品。较为突出的是德国大众公司和美国博格华纳（BorgWarner）集团合作开发的第一款能适用于大批量生产的双离合变速器直接换挡变速器（Direct Shift Gearbox简称DSG）。大众公司已将DSG应用于Audi TT、第五代高尔夫等多种主流车型上。在大众汽车DSG一马当先的带领下，其他国家厂商纷纷投入人力物力加入”双离合器变速器”的队伍。与大众不同的是，其他厂商更专注于提高双离合器变速器所承受的最大扭矩，将双离合器变速器装备到跑车上。宝马M部门在第3代SMG（Sequential Manual Gearbox）顺序式手动变速器的基础上开发出了最新的专门为最高转速可达9000r/min的V8发动机而设计的M-DCT（Dual Clutch Transmission）7挡双离合器变速器。M-DCT双离合器变速器已经率先装备在宝马最新一代M3轿跑车和敞篷跑车上。保时捷一直是使用手动变速器和Tiptronic手/自动一体变速器的。目前，保时捷将自己“雪藏”多年的PDK双离合器变速器应用于民用跑车领域。保时捷PDK双离合器变速器的结构和运行原理与大众汽车公司DSG双离合器变速器相同。除了宝马和保时捷，日产研发出配合GT-R跑车的双离合器变速器，三菱汽车研发出用于EVO跑车的双离合器变速器。不久的未来，以大众DGS为领头羊的双离合器变速器将成为变速箱技术的主流，各种级别的轿车都将会广泛应用双离合器变速器。在渝举行的“中国工程科技论坛2010中国汽车自主创新”上获悉，上汽正加速研发我国自主创新、拥有国际领先技术的湿式双离合器自动变速箱，并表示该项产品将于不久正式面世。同时，2011年2月比亚迪称其将推出自主研发的双离合器式自动变速器。正是这样的两个离合器配合换挡的结构，在挡位切换时齿轮早已衔接，DSG双离合自动变速器实现了，平顺换挡、快速换挡、动力“无间断”地输出，节约燃油的设计目的。据大众官方数据，目前普及型的双离合变速器换挡时间只有0.2秒左右。即使是全球最好的赛手换挡速度也不可能与双离合变速器相比。双离合变速器换挡时间也远超出人类操作的极限。双离合器变速器是脱胎于半自动变速器技术的一项衍生技术，目前大众已经在高尔夫汽车上成功使用了的DSG-7双离合器自动变速器，其技术核心是从机械传动的手动变速器发展而来，内部构造却与传统手动变速器相似。因此它继承了手动变速器工作可靠和便于维护的技术优势。同时，双离合器变速器在使用方面与普通自动变速器并无太大差别，方便省力。总之，双离合器自动变速器既继承了传统手动变速箱传动效率高、结构紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点，又实现了液力机械自动变速器和金属带式无级自动变速器动力换挡，换挡品质好的优点，使车辆具有很好的动力性和燃油经济性，具有优异的性能和广阔的应用前景。2、选题目的和意义：为了解决中断动力换挡给车辆性能带来的影响，需要对电控机械式自动变速器的换挡过程进行精确的控制。特别是为了减少换挡过程中的冲击度，需要对发动机与变速器构成的动力总成在转速差、转矩等方面进行精确匹配和控制，但是这些仅在一定程度上改善其换挡性能，并不能从根本上解决问题。如果要进一步提高电控机械式自动变速器的性能，则需要增加发动机起、停等一些其它控制手段，反而增加了车辆的复杂程度和成本，得不偿失。所以，电控机械式自动变速器在对车辆舒适性等方面要求不高的车型上，例如低挡轿车、军用车辆、公共汽车、载重车等，由于其具有结构简单、成本低等优点，仍具有优势，但是在对舒适性要求高的车型上，其应用就具有了局限性。为了既可以充分利用AMT所具有的优点，又可以消除AMT中断动力换挡的缺点，双离合器式自动变速器（DCT）应运而生，它基于平行轴式手动变速器发展而来，其转矩传递能力适用于各种排量的车辆，同时继承了手动变速器传动效率高、结构简单、安装空间紧凑、重量轻等优点。这种自动变速器的出现已经成为了许多汽车厂家所关注的热点。本课题在国内外研究的基础上，旨在通过对双离合器自动变速器的结构、工作原理进行研究，对本课题的研究能够使我了解双离合器自动变速器的设计方法和原则，通过本课题的研究我可以完成专业课程的实践总结，获得一定的工程设计工作方法，以后的设计研究工作提供一定的参考。二、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1.设计的基本内容：依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、等条件下，设计出符合要求的变速器。（1）了解双离合器式自动变速器结构及工作原理、设计步骤与设计方法。（2）对所设计的双离合器式七挡自动变速器进行总体方案论证。（3）双离合器式自动变速器中各部件的主要参数进行选择与设计计算。（4）同步器主要参数的确定。2.拟解决的主要问题：（1）各档位传动比计算及齿轮齿数分配（2）各档位齿轮的设计和校核（3）各轴的设计和校核（4）确定同步器结构及主要参数三、技术路线（研究方法）通过网上搜索，阅览电子资料、图书搜集相关资料根据相关资料初步构思、确定变速器的总体方案查找、确定变速器各组成部件的材料同步器类型的确定传动比分配、齿轮基本参数的确定轴的基本参数的确定轴承的校核同步器基本参数的确定轴的校核各档齿轮的校核轴承的选用使用AUTOCAD完成工程图纸完成毕业设计和设计说明书四、进度安排（1）调研、资料收集，完成开题报告第1、2周（2）研究双离合器式自动变速器的七挡齿轮变速器的结构原理、设计步骤与设计方法第3周（3）双离合器式自动变速器的七挡齿轮变速器主要参数的选择与设计计算第49周（4）完成所设计装配图与零件图图纸第1012周（5）完成设计说明书的撰写，指导教师审核第13周（6）毕业设计（论文）修改、完善第14周（7）毕业设计（论文）审核、预审第15周（8）毕业设计（论文）修改、完善第15、16周（9）毕业设计（论文）答辩准备及答辩第17周五、参考文献1 唐德江.双离合器式自动变速器的研究.D.武汉：华中科技大学，20052 吴光强，杨伟斌，秦大同双离合器式自动变速器控制系统的关键技术J机械工程学报., 2007，43(2).3 陈然,孙冬野,刘永刚,. 双离合器式自动变速器建模与控制系统仿真J. 重庆大学学报,2010,(9).4 董小洪. 双离合器自动变速器干式双离合器设计与分析D20105 Xubin Song, Jason Liu, Daniel Smedley. Simulation Study of Dual Clutch Transmission for Medium Duty Truck ApplicationsJ.SAE,2005(01):3590-3593.6 赵志强.湿式双离合器自动变速器建模及仿真分析D.长沙：湖南大学，20097 赵玉省.双离合器自动变速系统的综合控制D.重庆：重庆大学，2009188 Andreas Hegerath,Bergheim(DE).Dual Clutch For A Transmission With Two Input Shafts.US，Patent No.:6929107B2，2005209 康海涛.双离合器式自动变速器的研究.D.武汉：华中科技大学，200410 刘振军，秦大同，叶明等车辆双离合器自动变速传动技术研究进展分析J农业机械学报，200536(11)：16116411 杨伟斌，秦大同双离合器式自动变速器控制系统的关键技术J机械工程学报，2007，43(2)：132112 AUDI A G.Audi TT 3.2 quattro with shift gear-box(DSG)J Audi Word， 2003(2:20-4).13 13 陈家瑞.汽车构造M.北京：机械工业出版社，2000：10-97.14 王望予.汽车设计（第4版）M 北京：机械工业出版社，2010：78-113.15 刘维信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001：158-207. 16 余志生.汽车理论（第三版）M北京：机械工业出版社，2000：1-88.六、备注黑龙江工程学院本科生毕业设计摘要双离合器自动变速器由电控机械式自动变速器发展而来，它综合了液力机械自动变速器（AT）和电控机械自动变速器（AMT）的优点，能够实现动力换挡、减少了换档时间、提高了换档品质、极大地提高了汽车的舒适性和操纵性。本设计以双离合器式自动变速器的结构和工作原理为基础，针对干式双离合器自动变速器的设计方法，分析了各种不同变速器的布置方案并选定了本变速器的最终布置方案。对变速器中的主要零件包括齿轮形式、换挡结构形式作了阐述并进行了选择并对变速器的传动比的范围、中心距做初步的选择和设计。对变速器中的齿轮的模数、压力角、螺旋角、进行了选择并计算出齿轮其他的相关参数和对齿轮的校核。对轴的结构尺寸进行设计和轴承的选用并对其进行了校核。关键词：双离合器；自动变速器；传动比；齿轮；轴黑龙江工程学院本科生毕业设计IABSTRACTDCT duo to Mechanical Transmission.Itinherits the advantages of Automatic Transmission(AT) and Automated Mechanical Transmission (AMT).It has the ability of power shifing that can reduce shift time andimprove shift quality.And the comfort and maneuverability of vehicle will be greatly improved. In this thesis,the study of dry type Dual Clutch Transmission is based on the Structural characteristics and working principle of DCT. For dry-type dual-clutch automatic transmission design, analyzed the layout of the various transmission options and selected the final layout of the transmission scheme. The major part of gear, including gear form, elaborated shift structure and make the choice and range of transmission gear ratio, center distance a preliminary selection and design. The gear on the transmission module, pressure angle, helix angle, were calculated gear selection and other relevant parameters and checking on the gear. Structural dimensions of the shaft and bearing design and its selection was checked.Key words: Dual Clutch Transmission；Automatic transmission；Transmission Ratio；Gear ；Axis黑龙江工程学院本科生毕业设计目录摘要.IAbstract.II第 1 章绪论.11.1 课题研究的目的和意义 .11.2 课题的研究现状 .31.3 课题的研究内容及技术路线 .4第 2 章双离合器自动变速器传动方案的确定.62.2 DCT 结构的分析.62.2 DCT 双离合器形式的分析.92.2.1 干式双离合器性能分析.92.2.2 湿式双离合器性能分析.102.3 DCT 基本结构方案的确定.112.4 本章小结 .11第 3 章双离合器自动变速器的设计与计算.123.1 变速器主要参数的选择 .123.1.1 传动比范围.123.1.2 变速器各档传动比的确定.123.1.3 中心距的选择.153.1.4 变速器的外形尺寸.153.1.5 齿轮参数的选择.153.1.6 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算.173.1.7 变速器齿轮的变位.213.2 变速器齿轮强度校核 .263.2.1 齿轮材料的选择原则.263.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核.273.2.3 轮齿接触应力校核.323.3 轴的结构和尺寸设计 .343.3.1 初选轴的直径.35黑龙江工程学院本科生毕业设计3.4 轴的强度验算 .363.4.1 轴的刚度计算.363.4.2 轴的强度计算.563.5 轴承选择与寿命计算 .633.5.1 输出一轴轴承的选择与寿命计算.633.5.2 输出二轴轴承的选择与寿命计算.683.6 本章小结 .71第 4 章变速器同步器及结构元件设计.724.1 同步器设计 .724.1.1 同步器的功用及分类.724.1.2 锁环式同步器.724.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定.734.1.4 主要参数的确定.744.2 变速器壳体 .764.3 本章小结 .76结论.77参考文献.78致谢.80附录.81黑龙江工程学院本科生毕业设计0 第 1 章绪论汽车自动变速技术是人们长期以来一直努力追求的目标，是车辆改进和完善传动系统的重要方向。自动变速技术始于 1960 年左右，到现在车辆的自动变速技术已取得了长足的进步。装备自动变速器的汽车，具有操纵方便、起步平稳、乘坐舒适性好、燃油经济性高、安全可靠等一系列优点，使得市场上对装备自动变速器的汽车的需求日渐高涨。汽车自动变速器的研究和应用有着更加重要的现实意义，各主要工业国家均在这方面投入了大量人力和财力，研制出种类繁多的各类自动变速器。自动变速器技术越来越完善，在越来越多的车辆上得到应用，成为现代汽车与现代工业发展的标志之一。随着我国的经济发展，家庭汽车的普及程度越来越高，且对乘用车的乘坐舒适性、燃油经济性和排放性能有了更高的要求。因此研究和开发既有高质量、操纵方便又有经济实用等特点的车辆具有广阔发展前景，来满足日益增长的广大消费者的需求。要实现这些功能，满足这些要求，就必须开发和研制出传动系中既能够高效传递发动机动力，又具有操纵方便的自动变速器1。1.1 课题研究的目的和意义由于汽车传动方式和控制方式的不同，汽车自动变速系统存在多种不同的类型。根据传动方式的不同，可以分为以下五类：液力传动、液压传动、机械传动、储能传动、电传动。汽车上应用较多的自动变速器主要有液力机械自动变速器（Automatic Transmission，AT）、无级变速器（Continuously Variable Transmission，CVT）和电控机械自动变速器（Automated Manual Transmission，AMT）以及最近发展的双离合器自动变速器（Dual Clutch Transmission，DCT）等四种。AT 具有起步平稳、柔和，以及换挡迅速、无冲击等优点。除其装有的液力变矩器可以改善车辆性能外，还主要归功于它实现了动力换挡，即换挡过程中不切断动力传递，只是通过两个离合器(或制动器)间的切换完成，换挡时间极短，换挡品质与车辆性能好。但是它也具有效率低、动力性略差、结构复杂、成本高等缺点1；CVT 虽具有速比无级变化的优点，可以实现转矩的无级传递，提高无级自动变速汽车的乘车舒适性、加速性以及燃油经济性。但是其起动性能差，一般需另加起动装置，并且无级自动变速器的设备更换量大、制造困难和价格也较高等缺点。AMT 的工作原理决定了它在换挡过程中首先要分离离合器，然后将变速器摘空挡，再选挡、换挡，最后黑龙江工程学院本科生毕业设计1接合离合器。这样，当离合器分离后，直到离合器再重新接合之前，发动机的动力将不能被传递到车轮去驱动车辆运行，所以换挡过程中产生了动力传递的中断，这对车辆的动力性、舒适性以及燃油经济性和排放带来了一定的影响。特别是在舒适性方面，由于换挡过程的动力中断，必然会产生动力传动系统的冲击，影响了汽车的行驶平顺性，使得其在对舒适性要求高的车型上的应用受到了限制。同时动力中断也会造成一定的动力损失，影响了汽车的加速性能。为了解决中断动力换挡给车辆性能带来的影响，需要对电控机械式自动变速器的换挡过程进行精确的控制。特别是为了减少换挡过程中的冲击度，需要对发动机与变速器构成的动力总成在转速差、转矩等方面进行精确匹配和控制，但是这些仅在一定程度上改善其换挡性能，并不能从根本上解决问题。如果要进一步提高电控机械式自动变速器的性能，则需要增加发动机起、停等一些其它控制手段，反而增加了车辆的复杂程度和成本，得不偿失。所以，电控机械式自动变速器在对车辆舒适性等方面要求不高的车型上，例如低挡轿车、军用车辆、公共汽车、载重车等，由于其具有结构简单、成本低等优点，仍具有优势，但是在对舒适性要求高的车型上，其应用就具有了局限性。为了既可以充分利用 AMT 所具有的优点，又可以消除 AMT 中断动力换挡的缺点，双离合器式自动变速器（DCT）应运而生，它继承了手动变速器传动效率高、安装空间紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点。DCT 的优点体现在对车辆性能的提高和对自动变速器生产成本的降低两个方面。首先，因为 DCT 是按照动力换挡的原理来设计的，在换挡过程中避免了动力中断，保留了 AT、CVT 等换挡品质好的优点。车辆在换挡过程中，发动机的动力始终可以传递到车轮，换挡迅速平稳，不仅保证了车辆的加速性，而且由于车辆不再产生由于换挡时动力中断引起的冲击，也极大的改善了车辆运行的舒适性。而且，它大大缩短了换挡时间，两个离合器的切换时间通常在 0.30.4 秒左右，换挡完成时间非常短，所以不易被车辆乘客感觉到，极大的提高了换挡舒适性，保证了车辆具有良好的动力性与换挡品质2。其次，由于双离合器式自动变速器是在传统的手动变速器基础上进行自动化的，从而以结构简单的平行轴式结构达到了结构复杂的旋转轴（行星齿轮）式自动变速器的效果，但结构更加紧凑，成本更低。并且挡位是在离合器分离的情况下预先挂挡的，因此可以有较充分的转速同步时间，原来的同步器还可以改用啮合套，其结构更为简单，其成本远远低于 AT、CVT 等自动变速器。所以它与 AMT 一样、可以充分利用原有手动变速器的生产设备，只需增加少量的生产设备即可，生产继承性好，很适合现有的手动变速器生产厂，具有很高的经济效益和社会效益。黑龙江工程学院本科生毕业设计2总之，双离合器自动变速器既继承了手动变速器传动效率高、结构紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点，而且实现了自动变速器的动力性换挡，又保留了液力机械自动变速器和无级自动变速器换挡品质好的优点，使车辆具有很好的动力性和经济性，相对于电控机械式自动变速器，是一个巨大的进步。1.2 课题的研究现状双离合器自动变速器的概念从产生到现在已经有七十年左右的历史。RudolfFranke 在上个世纪 30 年代末首先提出将手动变速器变为动力换挡变速器的概念，用于改善卡车变速器的换挡品质。1939 年德国人 Kegresse.A 第一个申请了双离合器变速器的专利，图 1.1 为 Kegresse.A 发明的双离合器自动变速器，其提出了将手动变速器分为两部分的设计概念。即一部分传递奇数挡，另一部分传递偶数挡。且其动力传递通过两个离合器联结两根输入轴，相邻各挡的从动齿轮交错与两输入轴齿轮啮合，配合两个离合器的控制，能够实现在不切断动力的情况下，改变传动比，从而缩短了换挡时间，有效地提高换挡品质，并在载货车上进行过相关的试验，但这种变速器并没有投入批量生产。图 1.1 1939 年 Kegresse 发明的双离合器自动变速器上世纪 80 年代，保时捷公司重新设计发明了专用于赛车的双离合变速器(PDK Porsche Doppel Kupplungen)，如图 1.2 所示，消除了换挡时的动力传递停滞现象，但也未能将 DCT 技术投入批量生产3。随着电子控制技术的飞速发展，双离合器自动变速器的研究开发取得了很大的突破，并且其量产和大范围的应用于普通轿车也成为可能性。2005 年，由 Ricardo 公司研发的 7 挡 DCT 已经装配于 Bugatti Veyron 上；2008 年 4 月，配备 LuK 干式双离合器的 7 挡 DSG 变速器在德国大众汽车公司进入量产，这款变速器有较强的抗疲劳强度的能力，在结构紧凑型、燃油经济性方面比湿式双离合器更胜一筹；截至 2010 年黑龙江工程学院本科生毕业设计3底，除大众公司外，另有保时捷、宝马、尼桑、福特、沃尔沃、奥迪等多家公司向市场推出了配备 DCT 的车型。预计到 2011 年底欧洲生产的车辆约 6.5%采用双离合器传动技术，而福特汽车将成为采用双离合器传动汽车的第二大汽车生产商。图 1.2 1985 年保时捷应用于赛车上的双离合器自动变速器与国外相比，国内对双离合器自动变速器的研究较晚、较少。2006 年，国家将双离合器自动变速器列为“十一五”国家 863 计划重点项目进行研究，从此其在国内得到了迅速发展； 2008 年杭齿集团等研究结构研究的 6 挡干式 DCT 获得重大突破；上汽集团 2008 年开始 DCT 的研究，并于 2009 年生产出样机；2009 年吉利集团推出其研究的 DCT 样机。在渝举行的“中国工程科技论坛2010 中国汽车自主创新”上获悉，上汽正加速研发我国自主创新、拥有国际领先技术的湿式双离合器自动变速箱，并表示该项产品将于不久正式面世。同时，2011 年 2 月比亚迪也推出自主研发的双离合器式自动变速器。1.3 课题的研究内容及技术路线我国是以平行轴式变速器生产为主的国家，生产双离合器自动变速器可以充分利用原有手动变速器的生产设备，只需增加少量的生产设备即可，生产继承性好，可以大大的减小成本，因此发展和研究双离合器自动变速器将是实现汽车自主创新的一个重要方向。所以本课题旨在通过对双离合器自动变速器的结构、工作原理的分析与比较，为以后的设计工作提供一定的参考。主要进行以下工作：1、首先以 DCT 系统的工作原理为基础，总结归纳出各种可能的双离合器自动变速器的结构和布置型式，以及其各个结构的优缺点，从中选择适合原型车的布置形式，同时对换挡执行机构方案进行比较分析。2、根据对双离合器自动变速器的分析，提出齿轮轴系的参数选择原则和结构设黑龙江工程学院本科生毕业设计4计方法。3、根据原型车参数，应用已经确定的 DCT 结构和尺寸的设计原则与方法，设计干式双离合器自动变速器的基本结构。技术路线图如图 1.3 所示。双离合器自动变速器的原理分析双离合器自动变速器的结构分析及确定双离合器结构形式分析及确定双离合器自动变速器的主要参数计算齿轮参数计算各轴的结构尺寸计算齿轮校核各轴的校核轴承的选用及校核双离合器自动变速器的原理分析双离合器自动变速器的结构分析及确定双离合器结构形式分析及确定双离合器自动变速器的主要参数计算齿轮参数计算各轴的结构尺寸计算齿轮校核各轴的校核轴承的选用及校核图 1.3 技术路线图黑龙江工程学院本科生毕业设计5 第 2 章双离合器自动变速器传动方案的确定双离合器自动变速器既可以充分利用 AMT 的一系列的优点，又可以消除中断动力换挡的缺点。目前各大汽车公司研制的 DCT 采用的结构不尽相同，每种结构类型都有其适用的传动结构，所以对不同的 DCT 结构方案进行分析，以确定传动方案合理性是 DCT 设计开发的重要基础。双离合器自动变速器系统主要由双离合器、变速器、双离合器执行机构、变速器换挡执行机构、ECU 和各种传感器等组成。DCT 的基本原理相当于采用两套变速器和两个离合器。一个变速器处于工作状态时，另一变速器空转。通过两个离合器的切换来实现两变速器交替进入工作状态，可在动力切断时间很短的情况下完成换挡。换挡过程非常迅速，换挡时间不会超过 0.2s，从而消除了切断动力换挡带来的问题。2.2 DCT 结构的分析DCT 是基于手动变速器的基础上发展的，DCT 是通过将变速器按照奇、偶数分别布置在两个离合器所连接的两个输入轴上，通过控制离合器的切换完成换挡过程。其齿轮及轴系采用机械变速器定轴式结构，有多种传动方案4。在车辆处于停车状态时，两个离合器都处于分离状态，即两个离合器是常开式的。起步时，先将挡位切换为 1 挡，然后离合器 CL1 接合，车辆开始起步运行，离合器CL2 仍处于分离状态，不传递动力。当车辆加速接近挡的换挡点时，由 ECU 控制自动换挡机构将挡位提前换入挡。当达到 2 挡的换挡点时，CL1 离合器开始分离，同时CL2 离合器开始接合，两个离合器交替切换，直到离合器 CL1 完全分离，离合器CL2 完全接合，换挡过程结束。进入 2 挡后，TCU 通过相关传感器信号判断车辆当前运行状态，进而计算出车辆即将进入运行的挡位，如果车辆加速，则下一个挡位为3 挡，如果车辆减速，则下一个挡位为 1 挡。而 1 挡和 3 挡均连接在离合器 CL1 上，因为该离合器处于分离状态，不传递动力，故可以控制选换挡执行机构预先换入即将进入工作的挡位，当车辆运行达到换挡点时，只需要将正在工作的离合器 CL2 分离，同时将另一个离合器 CL1 接合，配合好两个离合器的切换时序即可方便地实现整个换挡过程。车辆继续行驶时，其它挡位的切换过程与上述分析类似。双离合器自动变速系统中换挡过渡过程实际就是两个离合器分离和结合的过渡过程。在换挡过程中，动力始终不会中断，这样完成的换挡过程成为动力换挡，这与液力自动变速器的换挡黑龙江工程学院本科生毕业设计6过程是一样的，其控制原理如图 2.1 所示6。图 2.1 双离合器自动变速系统控制原理图为了使汽车具有较好的动力性和燃油经济性，双离合器自动变速器通常设有 5 个或 6 个前进挡和一个倒挡，有的也有 7 个前进挡。按中间轴的数量，其可分为两轴式、单中间轴和双中间轴式三种型式7。两轴式 DCT 没有中间轴，两根输入轴中的常啮合齿轮直接与输出轴的相应齿轮相啮合，动力从输出轴传出。图 2.2 为两轴式 DCT 传动简图。两轴式 DCT 结构简单、紧凑。其缺点是挡位数不宜过多，增加挡位数会增加实心输入轴和输出轴的长度。由于没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，噪声较大，也增加了磨损，这也是它的缺点。两轴式 DCT 多在前置发动机前轮驱动或后置发动机后轮驱动的中型和紧凑型轿车上使用。图 2.2 两轴式双离合器自动变速器图 2.3 为单中间轴式双离合器自动变速器结构简图。单中间轴式双离合器变速器黑龙江工程学院本科生毕业设计7主要由双离合器、两根输入轴、一根输出轴、各挡齿轮及与其对应的同步器组成。其1、3、5 挡与离合器与 CL1 连接在一起，2、4、6 挡连接在 CL2 离合器上，即将变速器的挡位按奇、偶数分别与两个离合器分开配置，变速器换挡所用的同步器等与原来的普通手动变速器完全相同7。图 2.3 单中间轴式双离合器自动变速器单中间轴式 DCT 的两个输入轴中的常啮合齿轮直接与中间轴中相应的齿轮啮合，中间轴再通过两个齿轮将动力传递到输出轴。中间轴自动变速器只有一根中间轴，动力从输入轴通过齿轮副传递到中间轴，再从中间轴传递到输出轴。输入轴与输出轴在同一条直线上，中间轴平行于输入轴布置。由于只有一根中间轴，除直接挡外，所有挡位的从动齿轮都布置在中间轴上，这就使得中间轴的轴向长度很大。为了保证中间轴具有足够的刚度，在中间布置了轴的支柱使得自动变速器的结构较复杂。因为单中间轴 DCT 的输入轴和输出轴的轴线在同一条直线上，所以能方便布置直接挡。直接挡是中间轴 DCT 最大的优点。单中间轴 DCT 的缺点是除直接挡外，其他挡位传动效率有所降低，当前进挡挡位较多时，实心输入轴和中间轴都较长，所以单中间轴式DCT 一般应用于对变速器轴向尺寸要求不高的车辆上。双中间轴式双离合器变速器主要由双离合器、两根输入轴、两根中间轴、一根输出轴、各挡齿轮及与其对应的同步器组成。图 2.4 为双中间轴式双离合器自动变速器的结构简图。两个离合器各自与不同的输入轴相连，离合器 CL1 通过空心轴和憜轮与奇数挡位 1、3、5 和倒挡相连，离合器 CL2 则通过实心轴与偶数挡位 2、4、6 相连。发动机的曲轴通过飞轮与两个离合器主动部分连接。双中间轴式 DCT 的工作过程与单中间轴式相同。黑龙江工程学院本科生毕业设计8双中间轴 DCT 与单中间轴 DCT 最大的区别就是用两根中间轴代替了一根中间轴，分别传递输入轴到输出轴的转矩。这种结构布置的优点是能有效减小变速器的轴向尺寸，缺点是增加了变速器的径向尺寸。因为双中间轴 DCT 每一挡位至少通过两对齿轮啮合才能将动力输出，所以与两轴式 DCT 相比，双中间轴自动变速器的传动效率较低，但是由于其能有效的减小变速器轴的长度，减小自动变速器的尺寸，且适图 2.4 双中间轴式双离合器自动变速器合于布置较多挡位数，所以在对变速器的轴向尺寸要求较高的情况下，如前置前驱动乘用车的变速器布置为横置工作时，或者中、重型商用车传递转矩大，为提高其强度与刚度时，一般采用此传动结构，尤其在中、大型和豪华型轿车中得到广泛使用。2.2 DCT 双离合器形式的分析DCT 系统的性能特点主要源于所采用的双离合器的形式。双离合器作为 DCT 的重要部件之一，其工作性能直接关系到车辆的是否正常起步及换挡品质。为确保传动可靠、分离彻底、结合柔顺、换挡快速、体积小、质量轻、寿命长和易制造等特点，所以从性能、结构、生产制造方式和操纵控制方面，都对双离合器提出了较高要求8。目前,在 DCT 系统中通常采用干式单片或湿式多片两种结构型式9。2.2.1 干式双离合器性能分析干式双离合器具有从动部分转动惯量小、结构简单、调整方便、分离彻底、转矩过载保护、效率高、成本相对较低、不需辅助动力等优点。两个离合器一般采用轴向并排布置，通过两组分离杠杆分别控制两个离合器的分离和接合。这种结构的双离合器往往轴向尺寸较大，给总体布置带来一定的难度。干式双离合器可以通过压盘和飞轮吸收较大热量，对滑磨产生热量的速度不敏感，但因空气散热较慢，热量不易在短时间内散发出去，因此受到滑磨产生的总热量的限制。干式离合器适于在短时间内结合，因为这样滑磨的时间短，产生热量少，所以干黑龙江工程学院本科生毕业设计9式双离合器适用于小转矩作用，短时间滑磨的工况。干式双离合器则通过离合器从动盘上的摩擦片来传递转矩，由于节省了相关液力系统再结合干式离合器本身所具有的传递转矩的高效性，干式系统很大程度地提高了燃油经济性，电机驱动的干式双离合器的油耗通常比液压驱动的湿式双离合器低4%6%。但由于干式离合器的热容量远远低于湿式离合器，在大功率输入的情况下，系统很快就会达到热容极限，导致其使用寿命降低，承载能力下降。采用干式双离合器的变速器系统的效率得以显著提高。变速器可以省去吸滤器、油冷器和变速器壳体中的高压油管。使其可以设计的更加紧凑。干式双离合器的外形尺寸比湿式双离合器稍大，特别是轴向尺寸长，这是由双离合器的布局和所选用的摩擦材料所决定的。这样，在车上布置两个干式离合器，而且还要布置两个离合器的操纵机构需要的安装空间很大；并且在离合器片磨损后，需要定期更换摩擦片。这都给DCT 采用干式离合器带来了困难。采用膜片弹簧作压紧弹簧可以弥补干式离合器的上述缺点：首先，膜片弹簧本身兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，使得离合器结构大为简化，质量减轻，并显著地缩短了离合器的轴向尺寸。其次，由于膜片弹簧与压盘在整个圆周接触，使压力分布均匀，摩擦片的接触良好，磨损比较均匀。另外，由于膜片弹簧具有非线性的弹性特性，故在从动盘磨损后，仍能可靠地传递发动机的转矩而不致产生滑磨。此外，因膜片弹簧是一种旋转对称零件，平衡性好，高速下其压紧力降低很少10。2.2.2 湿式双离合器性能分析湿式离合器有较好的可控性和控制品质,结构比较单一，具有压力分布均匀、磨损小且均匀、传递转矩容量大、不用专门调整摩擦片间隙等特点。由于它用液压油强制冷却，允许起步时较长时间打滑，并且高挡起步时不会烧损衬面，寿命可达干式离合器的 56 倍。湿式双离合器受限于产生热量的速度，但不受产生的总热量的限制。在结合过程，尽管会产生较多的热量，但因冷却油能不断把热量带走，离合器仍能保持很好的工作状态。湿式离合器具有良好的散热特点，适用于离合器结合过程中压力逐步增加、发热速度较慢的工作状况。湿式双离合器的转矩传递通过浸没在油中的湿式离合器摩擦片来实现。湿式离合器工作环境对外全封闭，免受外界温度、粉尘及内部机油的影响，工作性能稳定。摩擦副间有油膜存在，接合过程中为混合摩擦状态，接合过程平顺。但湿式离合器摩擦片与对偶钢片均较薄，其损坏形式多为瞬时温升过高或温度分布不均导致的烧蚀或翘曲，而不是摩擦片的磨损。工作过程中需要强制冷却系统，从而造成功率损失。同时黑龙江工程学院本科生毕业设计10由于液压油的存在，导致离合器不能彻底分离，产生功率损失，其结构比干式复杂，因而制造难度大，制造成本高。通过干式与湿式离合器性能比较可知，虽然湿式双离合器采用强制冷却措施具有散热效果好的明显优点，但其复杂的结构增加了制造难度与成本。而与之相比，由于目前膜片弹簧的引用弥补了干式离合器结构尺寸较大的缺点，使得开发具有良好的生产继承性、较高的传动效率、相对较低的生产成本等特点。另外，对于轻型轿车，因其工作转矩小，更符合干式双离合器适用于小转矩作用工况的条件11。2.3 DCT 基本结构方案的确定根据上述 DCT 的双离合器模块、齿轮轴系结构及执行机构的结构形式特点，结合本文研究的原型车特点和要求，确定所要开发设计的 DCT 双离合器、机械系统和执行机构的基本结构方案。1、结合原型车的参数要求，本文中研究的 DCT 采用干式双离合器的结构方案。2、根据常见的 DCT 结构特点及其适用的乘用车的布置形式，选择双中间轴式的结构设计方案。2.4 本章小结本章详述了双离合器自动变速器的基本工作原理。对不同结构的 DCT 结构形式进行了分析，主要分析了两轴式、单中间轴式、双中间轴式的结构特点，分析了干式和湿式离合器的特性及适用范围，为结构选型提供参考。对 DCT 的执行机构方案进行了分析，根据原型车的结构和相关参数，确定设计的结构方案。黑龙江工程学院本科生毕业设计11 第 3 章双离合器自动变速器的设计与计算3.1 变速器主要参数的选择本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如表3.1 所示。表 3.1 整车主要技术参数发动机最大功率200/6200（kw/rpm）车轮型号245/40R18发动机最大转矩250/5000（Nm/rpm）最高车速250km/h前轴负荷8000N后轴负荷7000N轮胎气压2.5MPa转向盘操纵力不超过 200N3.1.1 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。最高档通常是直接档，传动比为 1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为 0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：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、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在 3.04.5 之间，总质量轻些的商用车在5.08.0 之间，其它商用车则更大14。本设计最高档传动比为 0.8。3.1.2 变速器各档传动比的确定1、主减速器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： 0377. 0iirnuga（3.1）式中：汽车行驶速度（km/h）；au 发动机转速（r/min）；n 车轮滚动半径（m）；r黑龙江工程学院本科生毕业设计12 变速器传动比；gi 主减速器传动比。0i已知：最高车速=250 km/h；最高档为超速档，传动比=0.8；车轮maxaumaxavgi滚动半径(mm)；发动机转速=6200（r/min）；6 .32624540. 024 .2518rnpn由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：82. 32508 . 0106 .3266200377. 0377. 030aguinri2、最低档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力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max阻力忽略不计）16。用公式表示如下： maxmax0maxsincosGGfriiTtge（3.2）式中：G 车辆总重量(N)；坡道面滚动阻力系数(对沥青路面 =0.010.02)；f发动机最大扭矩(Nm)；maxeT 主减速器传动比；0i 变速器传动比；gi 为传动效率（0.850.9）；tR 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约）max7 .16由公式（3.2）得： tegiTrGGi0maxmaxmax1)sincos(黑龙江工程学院本科生毕业设计13（3.3）已知：G=8000+7000=15000N；r=0.3266m；018. 0f7 .16max Nm；，把以上数据代入（3.3）式：250maxeT82. 30i9 . 0t74. 19 . 082. 32503266. 0)7 .16sin150007 .16cos018. 015000(1gi满足不产生滑转条件。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：11ZftFrTT1110maxGrfGiiTtge tegiTfGrGi0max111（3.4）式中：驱动轮的地面法向反力，=8000N；1G1G 驱动轮与地面间的附着系数；对良好的混凝土或沥青路面可取 0.70.8之间。已知：取 0.8，把数据代入（3.4）式得：6 . 290. 082. 3250018. 080003266. 08 . 080001gi所以，一档转动比的选择范围是：60. 274. 11gi初选一档传动比为 2.5。3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即： qiiiiiiiiiiii766554433221209. 18 . 050. 26671iiq黑龙江工程学院本科生毕业设计14 41. 1209. 171. 171. 1209. 107. 207. 2209. 15 . 2342312qiiqiiqii8 . 0209. 197. 097. 0209. 117. 117. 1209. 141. 1675645qiiqiiqii3.1.3 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算： 31maxgeAiTKA（3.5）式中：A 变速器中心距（mm）；中心距系数，多档的变速器=9.511；AKAK发动机最大输出转距为 250（Nm）；maxeT 变速器一档传动比为 2.5；1i 变速器传动效率，取 96%。g（9.511）=80.1392.78mmA396. 05 . 2250初取 A=82mm。3.1.4 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：8 .27824682)4 . 30 . 3()4 . 30 . 3(ALmm初选长度为 270mm。3.1.5 齿轮参数的选择1、模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表 3.2 选取主减速器齿轮模数为黑龙江工程学院本科生毕业设计15，其他各档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，00. 3nm75. 2nm所以各档均采用斜齿轮。2、压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角。国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、25、30等，普遍采用 30压力角15。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20。3、螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为 22。4、齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量/tam车型1.0V1.61.6V2.56.014am模数/mmnm2.252.752.753.003.504.504.506.00黑龙江工程学院本科生毕业设计16通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：nmm斜齿，取为 6.08.5ncmkb ck主减速器主动齿轮取 8.0，mmck2438ncmkb其他斜齿轮取 7.0，mmck25.1975. 27ncmkb5、齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。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。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与 1.00 的细高齿19。本设计取为 1.00。3.1.6 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。根据图 3.1 确定各档齿轮齿数和传动比。输出一轴输入轴输出二轴倒档轴图 3.1 变速器传动方案简图1、一档齿数及传动比的确定一档传动比为：黑龙江工程学院本科生毕业设计1750. 21091zzi齿数和29.5575. 222cos822cos21nhmAz 取整 49.3980.151516zz39161516zz则一档传动比为：44. 21639121zzi2、对中心距 A 进行修正cos21hnzmA mm56.8122cos2163975. 21A取整得mm，为标准中心矩。8210A10A3、二档齿数及传动比的确定 212zzi （3.6） cos2)(2110zzmAn（3.7）已知：=82mm，=2.07，=2.75，；将数据代入（3.6）、（3.7）两10A2inm22式，齿数取整得：，所以二档传动比为：371z182z06. 21837212zzimm56.8122cos2183775. 21A4、计算三档齿轮齿数及传动比黑龙江工程学院本科生毕业设计18 14133zzi （3.8） cos2)(141310zzmAn（3.9）已知：=82mm，=1.62，=2.75，；将数据代入（3.8）、（3.9）两10A3inm22式，齿数取整得：，所以三档传动比为：3413z2114z62. 1213414133zzimm56.8122cos2213475. 21A5、计算四档齿轮齿数及传动比 544zzi （3.10） cos2)(5410zzmAn（3.11）已知：=82mm，=1.41，=2.75，；将数据代入（3.10）、（3.11）10A4inm22两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：324z235z39. 12332544zzimm56.8122cos2233275. 21A6、计算六档齿轮齿数及传动比（3.12）566zzi （3.13）cos2)(652zzmAn黑龙江工程学院本科生毕业设计19已知：，=2.75，；将数据代入（3.12）、（3.13）两235z97. 06inm22式，齿数取整得：。=66.73mm，中心距取整得：=68mm，所以六档226z2A20A传动比为：96. 02322566zzi7、计算五档齿轮齿数及传动比 11125zzi （3.14） cos2)(121120zzmAn（3.15）已知：=68mm，=1.17，=2.75，；将数据代入（3.14）、（3.15）20A5inm22两式，齿数取整得：，所以五档传动比为：2111z2512z19. 1212511125zzimm22.6822cos2212575. 22A8、计算七档齿轮齿数及传动比（3.16）787zzi （3.17）cos2)(8720zzmAn已知：=68mm，=0.8，=2.75，；将数据代入（3.16）、（3.17）两20A7inm22式，齿数取整得：，所以七档传动比为：257z218z84. 02521787zzi黑龙江工程学院本科生毕业设计20mm22.6822cos2212575. 22A9、计算倒档齿轮齿数及传动比输入轴与倒档轴之间的距离： cos2)(3220zzmAn（3.17）已知：=68mm，=18mm，=2.75，20A2znm22,取整 85.273z273z初选倒档轴上齿轮齿数为=25，15z5 . 2Ri 231516zzzziR（3.18）得=41.67，取整=4216z16zmm36.9922cos2)4225(75. 2cos2)(16153zzmAn取整mm10030A10、计算主减速器齿轮齿数及传动比（3.19）17200zzi 式中： =316191817zzznm则取整 12.6182. 31601720izz6120z设计时，应力求使轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此欲使轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件：（3.20）20172017tantanrr式中，为齿轮 17、20 的节圆直径。1r2r黑龙江工程学院本科生毕业设计21 （3.21）)(cos2)(20171720201720zzzzzmrn将式（3.20），（3.21）联立得： 171717202tansinrzmn（3.22）已知： =3，；将数据代入（3.22）式，nm22171617z24.3317r取整。96.16201720mm77.12017cos2)6116(3cos2)(2020174zzmAn取整mm12240A3.1.7 变速器齿轮的变位采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声17。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。1、一档齿轮的变位端面啮合角 =0.392622cos/20tancos/tantannt262143.21t啮合角 92585. 043.21cos8265.81coscos110ttAA12222027.22t查机械传动设计手册齿轮变位系数表得到：0185174. 0tinv0206876. 0tinv总变位系数：=0.164)0185174. 00206876. 0(20tan2)1639()(tan109ttninvinvkzzX黑龙江工程学院本科生毕业设计22查变位系数图，得：；026. 09X19. 010X2、其它各档齿轮的变位采用与一档齿轮变位的方法和公式，得到其余各档的变位系数如表 3.3：表 3.3 各档齿轮的变位系数档位总变位系数主动齿轮变位系数从动齿轮变位系数二档0.1640.22-0.056三档0.1640.150.014四档0.1640.185-0.021五档-0.078-0.02-0.058六档0.04890.1850.304七档-0.078-0.040-0.0380.4340.220.214倒档0.2370.1830.054主减速器0.5120.340.172 3、齿轮参数的计算一挡齿轮参数：已知，75. 2mn399z1610z2292210mm,mm8210A56.811A分度圆直径 =2.7539/cos22=115.67mm99n9cos/mzd =2.7516/cos22=47.46mm1010n10cos/mzd齿顶高 =2.67mmnn9an9yhmha =3.26mmnn10an10yhmha式中： =（82-81.56）/2.75=0.16 n110n/mAAy）（=0.164-0.16=0.004nnnyy齿根高 =3.51mmn9an9hmchf =2.92mmn10an10hmchf黑龙江工程学院本科生毕业设计23齿全高 =6.18mm9fa9hhh齿顶圆直径 =121.01mm99a92ahdd =53.98mm10a10102hdda齿根圆直径 =108.65mm9992ffhdd =41.63mm1010102ffhdd 当量齿数 =48.939399vcos/zz =20.071031010vcos/zz节圆直径 mm29.11621099109zzzAd mm15.582199dr mm71.47210910108zzzAdmm85.23211010dr采用与一档齿轮变位的方法和公式，得到其余各档齿轮的参数见表 3.4、表 3.5、表 3.6。表 3.4 一档、二档、三档齿轮参数一档二档三档齿轮910121314法向模数2.75压力角20螺旋角22齿顶高系数1.0顶隙系数0.25齿数391637183421理论中心距81.5681.5681.56实际中心距828282黑龙江工程学院本科生毕业设计24分度圆直径115.6747.46109.7453.39100.8462.29齿顶高2.673.262.593.292.783.15齿根高3.512.923.592.833.43.03齿全高8齿顶圆直径121.0153.98114.9159.98106.468.59齿根圆直径108.6541.63102.5647.7294.0456.24节圆直径116.2947.71110.3354.4101.3862.62节圆半径58.1523.8555.1627.250.6931.31总变位系数0.1640.1640.164变位系数-0.0260.19-0.0560.220.0140.15表 3.5 四档、五档、六档齿轮参数四档五档六档齿轮4512116法向模数2.75压力角20螺旋角22续表四档五档六档齿轮4512116齿顶高系数1.0顶隙系数0.25齿数3223252122理论中心距81.5668.2266.73实际中心距826868分度圆直径94.9168.2274.1562.2965.25齿顶高2.683.182.582.693.51齿根高3.52.933.63.492.6齿全高86.186.11齿顶圆直径100.2774.5979.3267.6672.27齿根圆直径87.9262.3666.9655.360.05黑龙江工程学院本科生毕业设计25当量齿数40.1528.8631.3626.3527.6节圆直径95.4269.5173.9162.0966.49节圆半径47.7134.7636.9631.0433.24总变位系数0.164-0.0780.489变位系数-0.0210.185-0.058-0.020.304表 3.6 七档、倒档、主减速器齿轮参数七档倒档主减速器齿轮873151617、18、1920法向模数2.753压力角20螺旋角2217齿顶高系数1.0顶隙系数0.25齿数21252725421661理论中心距68.2266.7399.36120.77实际中心距6868100122续表七档倒档主减速器齿轮873151617、18、1920分度圆直径62.2974.1580.0874.15124.5750.19191.36齿顶高2.642.633.283.242.893.713.21齿根高3.543.552.852.943.292.733.23齿全高46.44齿顶圆直径67.5679.4286.6480.63130.3457.62197.78齿根圆直径55.267.0574.3868.27117.9944.73184.89当量齿数26.3531.3633.8731.3652.6918.2969.75节圆直径62.0973.9181.674.63125.3750.7193.3节圆半径31.0436.9640.837.3162.6925.3596.65总变位系数-0.0780.4340.2370.512变位系数-0.038-0.040.2140.1830.0540.340.172黑龙江工程学院本科生毕业设计263.2 变速器齿轮强度校核3.2.1 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对。如对硬度350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮18。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用 20CrMnTi 渗碳后表面淬火处理，硬度为 5862HRC。3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮）公式为： (3.23)btyKKFw1式中：圆周力（N），；1FdTFg21 计算载荷（Nmm）；gT节圆直径（mm），，为法向模数（mm）；dcoszmdnnm斜齿轮螺旋角；)(黑龙江工程学院本科生毕业设计27 应力集中系数，=1.50；KK齿面宽（mm）；b 法向齿距，； tnmt齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图 3.2 中查得；y3coszzn 重合度影响系数，=2.0。KK图 3.2 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.23），整理得到： (3.24)KyKzmKTcngw3cos21、一档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；310250gT225 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.143，把以上19. 00 . 2K1610z07.20nz数据代入(3.24)式，得：MPa27.33272143. 075. 21614. 35 . 122cos102502cos23331010KyKmzKTcngw从动齿轮：已知：Nmm；mm；3310375.609101639250gT225 . 1K75. 2nm黑龙江工程学院本科生毕业设计28；，查齿形系数图 3.2 得：0 . 7cK026. 00 . 2K399z93.48nzy=0.153，把以上数据代入(3.24)式，得：MPa56.31072153. 075. 23914. 35 . 122cos10375.6092cos233399KyKmzKTcngw2、二档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；310250gT225 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.159，把以上22. 00 . 2K182z58.22nz数据代入(3.24)式，得：MPa63.26572159. 075. 21814. 35 . 122cos102502cos233322KyKmzKTcngw从动齿轮：已知：Nmm；mm；3310889.513101837250gT225 . 1K75. 2nm；，查齿形系数图 3.2 得：0 . 7cK056. 00 . 2K371z42.46nzy=0.155，把以上数据代入(3.24)式，得：MPa48.27272155. 075. 23714. 35 . 122cos10889.5132cos233321KyKmzKTcngw3、三档齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；310250gT225 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.154，把以上15. 00 . 2K2114z35.26nz数据代入(3.24)式，得：MPa08.23572154. 075. 22114. 35 . 122cos102502cos23331414KyKmzKTcngw从动齿轮：已知：黑龙江工程学院本科生毕业设计29Nmm；mm；3310762.404102134250gT225 . 1K75. 2nm；，查齿形系数图 3.2 得：0 . 7cK014. 00 . 2K3413z66.42nzy=0.157，把以上数据代入(3.24)式，得：MPa58.23072157. 075. 23414. 35 . 122cos10762.4042cos23331313KyKmzKTcngw4、四档齿轮的校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；310250gT225 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.152，把以上185. 00 . 2K235z86.28nz数据代入(3.24)式，得：MPa04.24272152. 075. 22314. 35 . 122cos102502cos233355KyKmzKTcngw从动齿轮：已知：Nmm；mm；3310826.347102332250gT225 . 1K75. 2nm；，查齿形系数图 3.2 得：0 . 7cK021. 00 . 2K324z15.40nzy=0.136，把以上数据代入(3.24)式，得：MPa05.24372136. 075. 23214. 35 . 122cos10826.3472cos233344KyKmzKTcngw5、五档齿轮的校核主动齿轮：已知：Nmm；mm；310250gT225 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.138，把以上02. 00 . 2K2111z35.26nz数据代入(3.24)式，得：MPa33.26272138. 075. 22114. 35 . 122cos102502cos23331111KyKmzKTcngw从动齿轮：黑龙江工程学院本科生毕业设计30已知：Nmm；mm；3310619.297102125250gT225 . 1K75. 2nm；，查齿形系数图 3.2 得：0 . 7cK058. 00 . 2K2512z36.31nzy=0.137，把以上数据代入(3.24)式，得：MPa25.26472137. 075. 22514. 35 . 122cos10619.2972cos23331212KyKmzKTcngw6、六档齿轮的校核从动齿轮：已知：Nmm；mm；331013.239102322250gT225 . 1K75. 2nm；，查齿形系数图 3.2 得：0 . 7cK304. 00 . 2K226z60.27nzy=0.160，把以上数据代入(3.24)式，得：MPa59.20672160. 075. 22214. 35 . 122cos1013.2392cos233366KyKmzKTcngw7、七档齿轮的校核主动齿轮：已知： Nmm；mm；310250gT225 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.138，把以上04. 00 . 2K257z36.31nz数据代入(3.24)式，得：MPa36.22072138. 075. 22514. 35 . 122cos102502cos233377KyKmzKTcngw从动齿轮：已知：Nmm；mm；3310210102521250gT225 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.133，把038. 00 . 2K218z35.26nz以上数据代入(3.24)式，得：MPa65.22872133. 075. 22114. 35 . 122cos102102cos233388KyKmzKTcngw黑龙江工程学院本科生毕业设计318、倒档齿轮的校核主动齿轮：已知： 3310375101827250gTNmm；mm；225 . 1K75. 2nm0 . 7cK183. 00 . 2K；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.154，把以上数据代入(3.24)式，得：2515z36.31nzMPa19.29672154. 075. 22514. 35 . 122cos103752cos23331515KyKmzKTcngw从动齿轮：已知：Nmm；mm；3310375101827250gT225 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.159，把以214. 00 . 2K273z87.33nz上数据代入(3.16)式，得：MPa63.26572159. 075. 22714. 35 . 122cos103752cos233333KyKmzKTcngw已知：Nmm；mm；3310630102542375gT225 . 1K75. 2nm0 . 7cK；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.158，把以054. 00 . 2K4216z69.52nz上数据代入(3.24)式，得：MPa70.28872158. 075. 24214. 35 . 122cos106302cos23331616KyKmzKTcngw9、主减速器齿轮的校核主动齿轮：因为一档传动比最大，所以一档工作时，主减速器斜齿轮弯曲应力最大已知： 3310375.609101639250gTNmm；mm；175 . 1K3nm8cK34. 00 . 2K；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.158，把以上数据代入16191817zzz29.18nz黑龙江工程学院本科生毕业设计32(3.24)式，得：MPa56.50982158. 031614. 35 . 117cos10375.6092cos233317191817KyKmzKTcngwww从动齿轮：已知：Nmm；3310242.2323101661375.609gT175 . 1Kmm；，查齿形系数图 3.23nm0 . 8cK172. 00 . 2K6120z75.69nz得：y=0.167，把以上数据代入(3.24)式，得：MPa12.48282167. 036114. 35 . 122cos10242.23232cos23332020KyKmzKTcngw对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPa，以上各档均合适。3.2.3 轮齿接触应力校核 )11(418. 0bzjbFE（3.25）式中：轮齿接触应力（MPa）；j齿面上的法向力（N），；Fcoscos1FF 圆周力（N），；1FdTFg21计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；gTd节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa）；E5101 . 2 齿轮接触的实际宽度（mm）；b，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，zbsinzzr斜齿轮，；sinbbr2cossinzzr2cossinbbr黑龙江工程学院本科生毕业设计33、主、从动齿轮节圆半径（mm）。zrbr整理后得到斜齿轮接触应力 )cos/sin1cos/sin1(coscos418. 022maxbzejrrbdET（3.26）将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触2maxeT应力见表 3.7。 j表 3.7 变速器齿轮许用接触应力/MPaj齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-7001、一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；3max10250eT202251006. 2Emm，25.1975. 27ncmkb71.4710d85.23zr15.58br由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器输入轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（3.26）可maxeT得：)22cos/20sin15.58122cos/20sin85.231(22cos20cos71.4725.191006. 210250418. 022532, 1jMpa74.129221，j同理，其他各档齿轮接触应力见表 3.8、表 3.9以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以各档均合j表 3.8 变速器一到五档齿轮接触接触应力一档二档三档四档五档齿轮10、92、114、135、411、12黑龙江工程学院本科生毕业设计34输入轴最大转矩（Nmm）maxeT250000弹性模量（MPa）E206000齿宽（mm）b19.25节点处压力角（）20齿轮螺旋角（）22节圆直径 (mm)d47.7154.462.6269.5162.09主动齿轮节圆半径（mm）zr23.8527.231.3134.7631.04从动齿轮节圆半径（mm）br58.1555.1650.6947.7136.96接触应力（MPa）j1292.741166.521054.82982.221134.61表 3.9 变速器六档、七档、倒档、主减速器齿轮接触接触应力六档七档倒档主减速器齿轮5、68、72、34、519、20输入轴最大转矩（Nmm )maxeT250000609375弹性模量（MPa）E206000齿宽（mm）b19.2524节点处压力角（）2020齿轮螺旋角（）2217节圆直径 (mm)d69.5173.9154.474.6350.7主动齿轮节圆半径（mm）zr34.7636.9627.237.3125.35从动齿轮节圆半径（mm）br33.2431.0440.862.6996.65接触应力（MPa）j1068.541001.351232.451096.481661.65格。3.3 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、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。3.3.1 初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下AdL范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。Ld /Ld /输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取：d黑龙江工程学院本科生毕业设计35 （3.27）3maxeTKd 式中：经验系数，=4.04.6；KK发动机最大转矩（N.m）。maxeT输入轴花键部分直径：=25.2028.98mm312506 . 40 . 4 ，d 初选输入、输出轴支承之间的长度=265mm。L按扭转强度条件确定轴的最小直径： 333 2 . 0109550nPd（3.28）式中： d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（MPa）；P发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（3.22）式，得：mm94.306200200522 . 0109550 2 . 0109550333333nPd所以，选择输入二轴的花键处最小直径为 32mm。根据轴的制造工艺性要求20，将轴的各部分尺寸初步设计如图3.3、3.4、3.5、3.6 所示：图 3.3 输入 2 轴各部分尺寸黑龙江工程学院本科生毕业设计36图 3.4 输入 1 轴各部分尺寸图 3.5 输出 1 轴各部分尺寸图 3.6 输出 2 轴各部分尺寸3.4 轴的强度验算3.4.1 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，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。轴的挠度和转角如图 3.7 所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为cf和转角为，可分别用下式计算：sf黑龙江工程学院本科生毕业设计37 （3.29）EILbaFfc3221（a）轴的水平绕度和转角（b）轴的垂直绕度和转角图 3.7 有两个支撑的轴受单个力产生的绕度和转角（a）轴的水平绕度和转角（b）轴的垂直绕度和转角图 3.8 有两个支撑的轴受两个力产生的绕度和转角 EILbaFfs3222（3.30） EILababF31（3.31）式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；1F黑龙江工程学院本科生毕业设计38齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；2F 弹性模量（MPa），=2.1105 MPa；EE 惯性矩（mm4），对于实心轴，对于空心轴I644dI；6444dDI 轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；d、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；abAB 支座间的距离（mm）。L轴的全挠度为mm。2 . 022scfff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。 cf sf计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力，可按下式求出：tFtFtF （3.32）max2diTFet （3.33）costantrFF （3.34）tantaFF 式中：i至计算齿轮的传动比；计算齿轮的节圆直径，mm；d节点处压力角；螺旋角；发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩，Nmm。maxeT1、变速器输入轴刚度校核变速器齿轮在轴上的位置如图 3.7 所示。一档工作时，输入轴挠度和转角的计算：已知：黑龙江工程学院本科生毕业设计39Nmm；=47.71；=53.74mm；=75.88mm；3max10250eT2022dab =129.62mm；=41.63mm，把有关数据代入（3.29）、（3.30）、（3.31）、（3.32）、Ld（3.33）、（3.34）得到：N98.1047971.47110250223max1diTFetN97.411322cos20tan98.10479costan11trFFN19.423422tan98.10479tan11taFFLdEbaFEILbaFfrrc42212213643 mm10. 005. 00057. 062.12963.4114. 3101 . 2388.7574.5397.4113644522cfmm15. 01 . 00145. 062.12963.4114. 3101 . 2388.7574.5398.104796436445224221stsfLdEbaFfmm2 . 00155. 00145. 00057. 02222scfffrad002. 000003. 026563.4114. 3101 . 23)74.5388.75(88.7574.5397.4113643)(644541LEdababFr同理，其他各档工作时输入轴的挠度和转角见表 3.10。表 3.10 变速器各档工作时输入轴挠度和转角输入一轴输入二轴档位一档三档五档七档二/倒档四/六档（Nmm）maxeT250000（）20（）22 （mm）d47.7162.6262.0973.9154.4069.51（mm）a53.74107.9977.9923.748.5662.81（mm）b75.8821.6351.53105.8854.760.51（mm）L129.6263.32（mm）d41.63282867.053137黑龙江工程学院本科生毕业设计40（mm）D47.7262.36（N）tF10479.987984.678052.836764.989191.187193.21（N）rF4113.973134.423161.172655.633608.042823.73（N）aF4234.193226.023253.552733.233713.482906.25（mm）cf0.00570.00690.02070.00020.00010.00OO001（mm）sf0.01450.01770.05280.00050.00030.0000003（mm）f0.0155-0.00026-0.000140.000010.00001-0.0000002（rad）0.000030.01900.05670.00060.00030.0000003根据表 3.10 可知：各档工作时，输入轴的挠度和转角均符合要求。2、变速器输出一轴刚度校核输出轴的挠度和转角的计算：简单梁在载荷作用下变形公式见表 3.11。变速器齿轮在轴上的位置如图 3.1 所示，由于输出轴同时受到两个载荷作用，所以应利用叠加法求输出轴的挠度和转角。表 3.11 轴在载荷作用下的变形AC 段（0xa）CB 段（axL）挠曲线方程)(6222bxLEILFbxy转角方程)3(6222bxLEILFb)()(63223xxbLaxbLEILFby（1）一档齿轮工作时已知：一档齿轮 Nmm；=116.29mm；=184.12mm；=75.883max10250eT20221d1a1bmm；L=260mm；=38mm，i=2.44 把有关数据代入（3.29）、（3.30）、（3.31）得到：1dN01.1049129.11644. 2102502231max1diTFetN30.411822cos20tan01.10491costan11trFFN64.423822tan01.10491tan11taFF已知：主减速器齿轮 Nmm；=50.70；3max10250eT20222d黑龙江工程学院本科生毕业设计41=24mm；=236mm；L=260mm；=44.73mm，i=2.44 把有关数据代入（3.29）、2a2b2d（3.30）、（3.31）得到：N12.2406370.5044. 2102502232max2diTFetN44.915817cos20tan12.24063costan22trFFN83.735617tan12.24063tan22taFF因为主减速器齿轮与一档齿轮所受的力存在一定的角度如图 3.9。所以：N39.52819sin9cos222trtFFFN56.251999cos9sin222trrFFF图 3.9 变速器各个轴之间的角度关系N83.735622aaFF在档位齿轮处的挠度和转角的计算：LdEbaFEILbaFfrrc41212112121113643mm10. 005. 00479. 02603814. 3101 . 2388.7512.18430.4118644522cfmm15. 01 . 01221. 02603814. 3101 . 2388.7512.18401.1049164364452241212111stsfLdEbaFf黑龙江工程学院本科生毕业设计42002. 000037. 02603814. 3101 . 23)12.18488.75(88.7512.18430.4118643)(644541111111LdEabbaFrrad 因为,所以在 BC 段。Laa12mmEdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFfrrc0437. 073.44101 . 26)2412.184()55.25244(64)23612.184260(73.44260101 . 2612.184236)55.25244(646)(64)(664)()(64532224542321222212421223222322222mmEdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFftts0092. 073.44101 . 26)2412.184()39.5281(64)23612.184260(73.44260101 . 2612.184236)39.5281(646)(64)(664)()(64532224542321222212421223222322222raddEaaFbaLdEILbFxEILFbaxEIFbLEILFbrr00047. 073.44101 . 22)2412.184()55.25244(64)23612.1843260(73.44101 . 26241)55.25244(642)(64)3(6642)(2)(645222245422212222124222222222222mm0042. 0)0437. 0(0479. 021cccfffmm1130. 0)0092. 0(1221. 021sssfffrad0001. 000047. 000037. 021mm2 . 01131. 01130. 00042. 02222scfff在主减速器齿轮处的挠度和转角：LdEbaFEILbaFfrrc42222222222223643mm10. 005. 00252. 026073.4414. 3101 . 2323624)56.25199(644522cfmm15. 01 . 00053. 026073.4414. 3101 . 2323624)39.5281(64364452242222222stsfLdEbaFf黑龙江工程学院本科生毕业设计43rad002. 000094. 026073.4414. 3101 . 23)24236(23624)56.25199(643)(644542222222LdEabbaFr因为,所以在 AC 段21aa mmbaLELdabFbxLEILxFbfrc0137. 0)88.7524260(38260101 . 262488.7530.411864)(664)(62224. 52122241211212211mmbaLELdabFbxLEILxFbfts0349. 0)88.7524260(38260101 . 262488.7501.1049164)(664)(62224. 52122241211212211radbaLELdbFbxLEILxFbr00056. 0)88.75243260(38260101 . 2688.7530.411864)3(664)(62224. 5212224111212211mm0114. 0)0252. 0(0137. 021cccfffmm0296. 0)0053. 0(0349. 021sssfffrad00038. 0)00094. 0(00056. 021mm2 . 00318. 00296. 0)0114. 0(2222scfff（2）二档齿轮工作时已知： Nmm；=110.33 3max10250eT20221dmm；=80.62mm；=179.38mm； =45mm；=50.70 1a1b1d2dmm；=24mm；=236mm；L=260mm；=44.73mm ；i=2.06 把有关数据代入2a2b2d（3.29）、（3.30）、（3.31）得到： = 9335.63 N1max12diTFet黑龙江工程学院本科生毕业设计44=3664.74 Ncostan11trFF=3771.84 Ntan11taFF=20315.58 N2max22diTFet7732.12 Ncostan22trFF6211.10 Ntan22taFF因为主减速器齿轮与二档齿轮所收的力存在一定的角度所以： 4458.87 N9sin9cos222trtFFF21275.03 N 9cos9sin222trrFFF6211.10 N22aaFF在档位齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0232mmLdEbaFEILbaFfrrc4121211212111364310. 005. 0cf0.0596mmLdEbaFfts4121211136415. 01 . 0sf0.00016 radLdEabbaFr411111113)(64因为,所以在 BC 段。Laa12423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFfrrc=0.0496 mm423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFftts=0.0104 mm黑龙江工程学院本科生毕业设计454222122221242222222222222)(64)3(6642)(2)(6dEaaFbaLdEILbFxEILFbaxEIFbLEILFbrr= 0.00023rad0.0264 mm21cccfff0.0488 mm21sssfff0.00007rad210.0555mm22scfff在主减速器齿轮处的挠度和转角：=0.0212 mmLdEbaFEILbaFfrrc422222222222236430.0044mmLdEbaFfts422222223640.00080radLdEabbaFr422222223)(64因为,所以在 AC 段。21aa =0.0083 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfrc0.0212 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfts0.00034rad)3(664)(6212224111212211baLELdbFbxLEILxFbr0.0129 mm21cccfff0.0168 mm21sssfff0.00046 rad210.0211mm22scfff（3）三档齿轮工作时黑龙江工程学院本科生毕业设计46已知： Nmm；=101.38；=238.37mm；3max10250eT20221d1a=21.63mm；=30mm；=50.70；=24mm；=236mm；L=260mm；=44.731b1d2d2a2b2dmm ；i=1.62 把有关数据代入（3.29）、（3.30）、（3.31）得到： = 7989.74 N1max12diTFet=3136.41 Ncostan11trFF=3228.07 Ntan11taFF=15976.33 N2max22diTFet6080.60 Ncostan22trFF4884.45 Ntan22taFF因为主减速器齿轮与一档齿轮所收的力存在一定的角度。所以： 3506.49 N9sin9cos222trtFFF16730.85 N 9cos9sin222trrFFF4884.45 N22aaFF在档位齿轮处的挠度和转角的计算：=0,0128mmLdEbaFEILbaFfrrc4121211212111364310. 005. 0cf0.03260.0326mmLdEbaFfts4121211136415. 01 . 0sf0.00054radLdEabbaFr411111113)(64因为,所以在 BC 段。Laa12423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFfrrc黑龙江工程学院本科生毕业设计47 =0.0090 mm423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFftts=0.0019 mm4222122221242222222222222)(64)3(6642)(2)(6dEaaFbaLdEILbFxEILFbaxEIFbLEILFbrr=0.00041rad0.0038 mm21cccfff0.0307 mm21sssfff0.00013 mm210.0310mm22scfff在主减速器齿轮处的挠度和转角：=0.0167mmLdEbaFEILbaFfrrc422222222222236430.0035mmLdEbaFfts422222223640.00062radLdEabbaFr422222223)(64因为,所以在 AC 段。21aa 0.0083 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfrc0.0212 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfts0.00034rad)3(664)(6212224111212211baLELdbFbxLEILxFbr0.0084 mm21cccfff0.0177 mm21sssfff黑龙江工程学院本科生毕业设计480.00028rad210.0196mm22scfff（4）四档齿轮工作时已知： Nmm；=95.42 3max10250eT20221dmm；=134.87mm；=125.13mm； =38mm；=50.70 1a1b1d2dmm；=24mm；=236mm；L=260mm；=44.73mm ；i=1.39 把有关数据代入2a2b2d（3.29）、（3.30）、（3.31）得到： =7283.59 N1max12diTFet=2859.21 Ncostan11trFF=2942.76 Ntan11taFF=13708.09 N2max22diTFet 5217.31 Ncostan22trFF4190.98 Ntan22taFF因为主减速器齿轮与四档齿轮所收的力存在一定的角度。所以： 3008.66 N9sin9cos222trtFFF14355.48 N 9cos9sin222trrFFF4190.98 N22aaFF在档位齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0396mmLdEbaFEILbaFfrrc4121211212111364310. 005. 0cf0.1008 mmLdEbaFfts4121211136415. 01 . 0sf黑龙江工程学院本科生毕业设计490.00002radLdEabbaFr411111113)(64因为,所以在 BC 段。Laa12423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFfrrc=0.0344 mm 423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFftts=0.0072 mm4222122221242222222222222)(64)3(6642)(2)(6dEaaFbaLdEILbFxEILFbaxEIFbLEILFbrr=0.00011rad0.0052 mm21cccfff0.0936 mm21sssfff0.00009rad210.0937mm22scfff在主减速器齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0143mmLdEbaFEILbaFfrrc422222222222236430.0030mmLdEbaFfts422222223640.00054radLdEabbaFr422222223)(64因为,所以在 AC 段。21aa 0.0107 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfrc黑龙江工程学院本科生毕业设计500.0273 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfts0.00044rad)3(664)(6212224111212211baLELdbFbxLEILxFbr0.0036 mm21cccfff0.0243 mm21sssfff0.00010rad210.0246mm22scfff3、变速器输出二轴刚度校核（1）五档齿轮工作时已知：五档齿轮 Nmm；=73.91mm；=208.37mm；=21.633max10250eT202211d1a1bmm； =28mm；=50.70 mm；=24mm；=206mm；L=230mm；1d1722d2a2b=44.73mm ；i=1.39 把有关数据代入（3.29）、（3.30）、（3.31）得到：2d =8050.33 N1max12diTFet=3160.19 Ncostan11trFF=3252.55 Ntan11taFF=11735.70 N2max22diTFet4466.62 Ncostan22trFF3587.96 Ntan22taFF因为主减速器齿轮与一档齿轮所收的力存在一定的角度。所以： 6247.49 N18sin18cos222trtFFF黑龙江工程学院本科生毕业设计519781.05 N 18cos18sin222trrFFF3587.96 N22aaFF在档位齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0147mmLdEbaFEILbaFfrrc4121211212111364310. 005. 0cf0.0374mmmmLdEbaFfts4121211136415. 01 . 0sf0.00061 radLdEabbaFr411111113)(64因为,所以在 BC 段。Laa12423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFfrrc=0.0046 mm423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFftts=0.0030 mm 4222122221242222222222222)(64)3(6642)(2)(6dEaaFbaLdEILbFxEILFbaxEIFbLEILFbrr=0.00021 mm0.0193 mm21cccfff0.0404 mm21sssfff0.00082 rad210.0447 mm22scfff在主减速器齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0084 mmLdEbaFEILbaFfrrc42222222222223643黑龙江工程学院本科生毕业设计520.0054 mmLdEbaFfts422222223640.00031radLdEabbaFr422222223)(64因为,所以在 AC 段。21aa 0.0097 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfrc0.0248 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfts0.00040 rad)3(664)(6212224111212211baLELdbFbxLEILxFbr0.0181 mm21cccfff0.0302 mm21sssfff0.00071 rad210.0352 mm22scfff（2）六档齿轮工作时已知： Nmm；=66.49 3max10250eT202211dmm；=134.87mm；=95.13mm； =35mm；=50.70 1a1b1d1722dmm；=24mm；=206mm；L=230mm；=44.73mm ；i=1.39 把有关数据代入2a2b2d（3.29）、（3.30）、（3.31）得到： =7219.13 N1max12diTFet=2833.90 Ncostan11trFF=2916.72 Ntan11taFF黑龙江工程学院本科生毕业设计53=9467.46 N2max22diTFet3603.32 Ncostan22trFF2894.49 Ntan22taFF因为主减速器齿轮与一档齿轮所收的力存在一定的角度，所以：5039.99 N18sin18cos222trtFFF7890.60 N 18cos18sin222trrFFF2894.49 N22aaFF在档位齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0437mmLdEbaFEILbaFfrrc4121211212111364310. 005. 0cf0.1113mmmmLdEbaFfts4121211136415. 01 . 0sf0.00014 radLdEabbaFr411111113)(64因为,所以在 BC 段。 Laa12423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFfrrc=0.0137 mm423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFftts=0.0087 mm4222122221242222222222222)(64)3(6642)(2)(6dEaaFbaLdEILbFxEILFbaxEIFbLEILFbrr=0.00008 mm0.0574 mm21cccfff黑龙江工程学院本科生毕业设计540.1200 mm21sssfff0.00022 mm210.1331 mm22scfff在主减速器齿轮处的挠度和转角计算：=0.0068 mmLdEbaFEILbaFfrrc422222222222236430.0043 mmLdEbaFfts422222223640.00025 radLdEabbaFr422222223)(64因为,所以在 AC 段。21aa 0.0131 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfrc0.0334 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfts0.00053 rad)3(664)(6212224111212211baLELdbFbxLEILxFbr0.0199 mm21cccfff0.0377 mm21sssfff0.00078 rad210.0427 mm22scfff（3）七档齿轮工作时已知： Nmm；=62.09mm；=159.12mm；=70.883max10250eT202211d1a1bmm；黑龙江工程学院本科生毕业设计55=32mm；=50.70mm；=24mm；=206mm；L=230mm；=44.731d1722d2a2b2dmm ；i=0.84 把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到： =6764.37 N1max12diTFet=2655.39 Ncostan11trFF=2732.98 Ntan11taFF=8284.02 N2max22diTFet3152.90 Ncostan22trFF2532.68 Ntan22taFF因为主减速器齿轮与一档齿轮所收的力存在一定的角度，所以：4409.99 N18sin18cos222trtFFF6904.27 N 18cos18sin222trrFFF2532.68 N22aaFF在档位齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0453mmLdEbaFEILbaFfrrc4121211212111364310. 005. 0cf0.1154mmmmLdEbaFfts4121211136415. 01 . 0sf0.00035 radLdEabbaFr411111113)(64因为,所以在 BC 段。Laa12423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFfrrc=0.0098 mm黑龙江工程学院本科生毕业设计56423212222124212232223222226)(64)(664)()(6EdaaFbaLELdabFxxbLaxbLEILbFftts=0.0062 mm4222122221242222222222222)(64)3(6642)(2)(6dEaaFbaLdEILbFxEILFbaxEIFbLEILFbrr=0.00011 rad0.0551 mm21cccfff0.1216 mm21sssfff0.00046 rad210.1335 mm22scfff在主减速器齿轮处的挠度和转角的计算：=0.0059 mmLdEbaFEILbaFfrrc422222222222236430.0038 mmLdEbaFfts422222223640.00022 radLdEabbaFr422222223)(64因为,所以在 AC 段。21aa 0.0143 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfrc0.0365 mm)(664)(62122241211212211baLELdabFbxLEILxFbfts0.00058 rad)3(664)(6212224111212211baLELdbFbxLEILxFbr0.0202 mm21cccfff0.0403 mm21sssfff0.00080 rad 21黑龙江工程学院本科生毕业设计570.0451mm22scfff由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。3.4.2 轴的强度计算1、对输出轴校核变速器在一档工作时，计算输出一轴的支反力： N N01.104911tF39.5281主tFN N64.42381aF83.7356主aF N N30.41181rF56.25199主rF已知：=184.12mm；=75.8mm；=38mm；=58.15；=25.35；=24mm；=2361a1b1d1r主r主a主bmm；L=260mm；=44.73mm主d（1）垂直面内支反力对 B 点取矩，由力矩平衡可得到 C 点的支反力，即：LrFbFrFbFFararAV1111主主主主 =26015.5864.423888.7530.411835.2583.7356236)56.25199(=21902.23 N 同理，对 A 点取矩，由力矩平衡公式可解得：NFBV97.820（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：LbFbFFttAH11主主= =1732.12 N26088.7501.10491236)39.5281(=(5281.39)+10491.01(1732.12)=6941.74 NAHttBHFFFF1主（3）计算垂直面内的弯矩Nmm62.5256532423.21902）（主aFMAVCV黑龙江工程学院本科生毕业设计58Nmm 26.71214935.2583.735662.525653主主主rFaFMaAVCVNmm50.6229588.7597.8201bFMBVDVNmm41.18418115.5864.423850.62295111rFbFMaBVDV（4）计算水平面内的弯矩Nmm79.415702412.1732主aFMAHCH Nmm94.52673888.7574.6941b1BHDHFM（5）计算合成弯矩222TMMMBHB8 .938607)44. 210250()26.712149()79.41570(2322222maxTMMMCVCHCNmm5 .806312)44. 210250()62.525653()79.41570(2322222minTMMMCVCHC Nmm5 .826726)44. 210250()41.184181(94.5267382322222maxTMMMDVDHD Nmm808353)44. 210250(50.6229594.5267382322222minTMMMDVDHDNmm轴上各点弯矩如图 3.10 所示。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，而圆周力使轴在水黑龙江工程学院本科生毕业设计59图 3.10 一档工作时输出轴的弯矩图平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为BMBHMT (3.29)332dMWM式中：（N.m）；222TMMMBHB轴的直径（mm），花键处取内径；d抗弯截面系数（mm3）。W将数据代入（3.29）式，得：MPa77.913014. 35 .806312323233minminmin主dMWMCCCMpa38 .1063.74414. 38 .938607323233maxmaxmax主dMWMCCCMPa05.1503814. 35 .8063123232331minminmindMWMDDDMPa7.41533814. 35 .8267263232331maxmaxmaxdMWMDDD在低档工作时，400MPa，符合要求。同理，计算出其他各档工作时输出轴的强度并列出表 3.12。由表 3.12 可知：其他各档的均小于 400MPa，所以，其他各档也都符合要求。表 3.12 各档工作时输出轴的应力情况档位一档二档三档四档五档六档七档(mm)主a24(mm)主b236(mm)主d44.73(mm)1a184.1280.62238.37134.87208.37134.87159.12(mm)1b75.88179.3821.63125.1321.6395.1370.88黑龙江工程学院本科生毕业设计60(mm)1d38453040283532(mm)主d44.73(mm)主r25.35(mm)1r58.1555.1650.6947.7136.9633.2431.04(mm)L260230( Nmm)T250000(N)主tF-5281.39-4458.87-3506.49-3008.666247.495039.994409.99(N)主aF7356.836211.104884.454190.983587.962894.492532.68(N)主rF-25199.56-21275.03-16730.85-14355.489781.057890.606904.27(N)1tF10491.019335.637889.747283.598050.337219.136764.27(N)1aF4238.643771.843228.072942.763252.552916.722723.98(N)1rF4118.303664.743136.412859.213160.192833.902655.39(N)AVF-21902.23-16977.42-15078.65-11785.688930.408136.356912.46(N)BVF820.97-632.871484.21289.414010.842587.652647.20(N)BHF6941.742483.186909.703500.507945.164759.155139.94( Nmm)CVM-525653.62-407458.09-361887.70-282856.44214329.57195284.26165899.00( Nmm)CVM-712149.26-564909.48-485708.51-389097.78123374.79121909.14101695.56续表档位一档二档三档四档五档六档七档( Nmm)DVM-184181.41-321578.83-131527.31-104184.6-33459.76149211.14102801.96( Nmm)DVM62295.50-113524.1332103.5536214.4886754.49246162.91187633.66( Nmm)CHM-41570.7957446.03-60634.7618586.33152463.82179999.35144826.07( Nmm)DHM526738.94445432.01149456.77438017.45171853.83452737.66364318.98( minCMNmm)806312.5659201.9546501.9448452.3356332.4323823.4274620.8黑龙江工程学院本科生毕业设计61( Nmm)maxCM938607.8766581.9635306.5522014.2397100.3357860.6304297.7( Nmm)minDM808353690306432889.1560292345194.9533699.7432893.2( Nmm)maxDM826726.5753025.6451289568744.3354353.4568478.3460472.3( Mpa)minC91.7775.0362.2051.0440.5636.8631.26( Mpa)maxC106.8387.2572.3159.4145.2040.7434.63( Mpa)minD150.0577.16163.3189.17160.17126.79134.56( Mpa)maxD153.4784.17170.2590.52164.42135.05143.142、对输入轴校核N 98.10479tFN 97.4113rF N 19.4234aF已知：=53.74mm；=75.88mm；=41.63mm； L=129.62mm；=23.85mmabdr（1）垂直面内支反力对 B 点取矩，由力矩平衡可得到 C 点的支反力，即：=1629.08 N LrFbFFarAV62.12985.2319.423488.7597.4113同理，对 A 点取矩，由力矩平衡公式可解得：。NFBV89.2484（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：= =6135.02 NLbFFtAH62.12988.7598.10479=10479.986135.02=4344.96 NAHtBHFFF（3）计算垂直面内的弯矩Nmm8 .8754674.5308.1629主aFMAVCVNmm 4 .18855388.7589.2484bFMBVCV黑龙江工程学院本科生毕业设计62（4）计算水平面内的弯矩Nmm8 .32969574.5302.6135aFMAHCH（5）计算合成弯矩Nmm6 .454699)10250(4 .1885538 .3296952322222maxTMMMCVCHC Nmm9 .422922)10250()8 .87546()8 .329695(2322222minTMMMCVCHC（6）计算应力MPa71.5963.4114. 39 .422922323233minminmindMWMCCCMpa20.6463.4114. 36 .454699323233maxmaxmaxdMWMCCC（7）绘制弯矩图见图 3.10。图 3.10 一档工作时输入轴的弯矩图同理，计算出其他各档工作时输入一轴的强度并列出表 3.13。表 3.13 各档工作时输入一轴的应力情况档位一档三档五档七档(mm)a53.74107.9977.9923.74(mm)b75.8821.6351.53105.88(mm)d41.63282867.05(mm)r23.8531.3131.0436.96黑龙江工程学院本科生毕业设计63(mm)L129.62（Nmm）T250000（N）tF10491.019335.637889.747283.59（N）aF4238.643771.843228.072942.76（N）rF4118.303664.743136.412859.21（N）AVF1629.08-256.204477.461390.00（N）BVF2484.893390.622683.711265.63（N）AHF6135.021332.423201.385525.97（N）BHF6344.966652.254851.461239.01（Nmm）CVM87546.8-27667.537237.2632998.56（Nmm）CVM188553.473339.2138291.513400.51（Nmm）CHM329695.8143888.1249675.3131186.5（Nmm）minCM422922.9289774.5355280.7284251.3（Nmm）maxCM454699.6297628379423.6312517.6（Mpa）minC59.71134.46164.859.61（Mpa）maxC64.20138.10176.0610.56在低档工作时，400MPa，符合要求。 3.5 轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算，amv对于汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万公里，货车和大客车 25 万公里。 (3.29)amvSL 式中，max6 . 0aamvv将Km/h 代入式(3.29)得：250maxav黑龙江工程学院本科生毕业设计64h20002506 . 010304L3.5.1 输出一轴轴承的选择与寿命计算输出一轴初选轴承型号根据机械设计手册选择 32005 型号轴承KN。0 .28rC1、变速器一档工作时=7356.83N；=4238.64N主aF1aF轴承的径向载荷：=21905.06N；NrAF80.823rBF轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.4N24.78234 . 1206.2190521YFsrAN21.2944 . 1280.82322YFsrBN1.22945.047054.6423883.73564.2782321a1sNFFsa主所以：轴承 A（放松端）承受的轴向载荷=7823.24N1sFA轴承 B(压紧端）承受的轴向载荷N5.0470511aaBFFsF主计算轴承当量动载荷：p查机械设计手册得到43. 0e，查机械设计手册得到；eYFFrAA26. 006.219054 . 124.782301yx，查机械设计手册得到eYFFrBB08. 480.8234 . 105.47054 . 14 . 0yxaryFxFP式中：为轴承径向载荷，为轴向载荷rFaFN06.219051ApN58.691605.47054 . 180.8234 . 01Bp黑龙江工程学院本科生毕业设计65根据经验及查阅相关资料得出本变速器各档的使用率见表 3.14。gif表 3.14 变速器各档的相对工作时间或使用率gif/%gif0.52102530257.5查表 3.14 可得到该档的使用率，所以：轴承实际循环次数为：61060igihinfLL 式中：第 i 档的轴承旋转次数（r/min）in变速器第 i 档的使用率（）gif=2003.83 r/min82. 360)106 .32610150(60)(33gramiirvn=120.23 r6611083.20035 . 02000601060igihiAnfLL610 r23.1201iBL6102、变速器二档工作时=6211.10N；=3771.84N主aF1aF轴承的径向载荷：=16977.42N；632.87N rAFrBF轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.46063.36NYFsrA21226.02NYFsrB22N02.22610.362421a1sNFFsa主所以：轴承 A（放松端）承受的轴向载荷黑龙江工程学院本科生毕业设计66=6063.36N1sFA轴承 B(压紧端）承受的轴向载荷3624.10N11aaBFFsF主计算轴承当量动载荷：p，查机械设计手册得到；eYFFrAA26. 001yx，查机械设计手册得到eYFFrBB06. 44 . 14 . 0yxN42.169772ApN90.53262Bp轴承实际循环次数为：2003.83 r/minin=480.92 r621060igihiAnfLL610 r 92.4802iBL6103、变速器三档工作时=4884.45N；=3228.07N主aF1aF轴承的径向载荷：=15078.65N；1484.21N rAFrBF轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.45385.23NYFsrA21530.08NYFsrB22N08.53085.372821a1sNFFsa主所以：轴承 A（放松端）承受的轴向载荷=5385.23N1sFA轴承 B(压紧端）承受的轴向载荷黑龙江工程学院本科生毕业设计673728.85N11aaBFFsF主计算轴承当量动载荷：p，查机械设计手册得到；eYFFrAA26. 001yx，查机械设计手册得到eYFFrBB79. 14 . 14 . 0yxN42.65.150783ApN08.58142Bp轴承实际循环次数为：=2003.83 r/minin=2404.60 r631060igihiAnfLL610 r60.24043iBL6104、变速器四档工作时=4190.98N；=2942.76N主aF1aF轴承的径向载荷：=11785.68N；289.41N rAFrBF轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.44209.17NYFsrA21103.36NYFsrB22N36.10395.296021a1sNFFsa主所以：轴承 A（放松端）承受的轴向载荷=4209.17N1sFA轴承 B(压紧端）承受的轴向载荷2960.95N11aaBFFsF主计算轴承当量动载荷：p黑龙江工程学院本科生毕业设计68，查机械设计手册得到；eYFFrAA26. 001yx，查机械设计手册得到eYFFrBB31. 74 . 14 . 0yxN68.117854ApN10.42614Bp轴承实际循环次数为：=2003.83 r/minin=6011.48 r641060igihiAnfLL610 r48.60114iBL610432144332211LLLLLpLpLpLppd式中31031048.601160.240492.48023.12048.601168.1178560.240465.1507892.48042.1697723.12006.21905dAp=263.91NkNkN05. 41LpCdAA0 .28rCN99.194dBPkNkN00. 31LpCdBB0 .28rC所以轴承寿命满足要求。3.5.2 输出二轴轴承的选择与寿命计算1、初选轴承型号输出一轴初选轴承型号根据机械设计手册选择 32005 型号轴承kN。0 .28rC2、变速器五档工作时黑龙江工程学院本科生毕业设计69=3587.96N；=3252.55N 主aF1aF轴承的径向载荷：=8930.40N；N rAF84.4010rBF轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.43189.43NYFsrA211432.44NYFsrB22N44.143202.285421a1sNFFsa主所以：轴承 A（放松端）承受的轴向载荷=3189.43N1sFA轴承 B(压紧端）承受的轴向载荷2854.02N11aaBFFsF主计算轴承当量动载荷：p，查机械设计手册得到；eYFFrAA26. 001yx，查机械设计手册得到eYFFrBB51. 04 . 14 . 0yxN4 .89305ApN96.55995Bp轴承实际循环次数为：2003.83 r/minin=7213.78 r651060igihiAnfLL610 r78.72135iBL6103、变速器六档工作时=2894.49N；=2916.72N 主aF1aF轴承的径向载荷：=8136.85N；2587.65N rAFrBF黑龙江工程学院本科生毕业设计70轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.42906.02NYFsrA21924.16NYFsrB22N16.92425.292821a1sNFFsa主所以：轴承 A（放松端）承受的轴向载荷=2906.02N1sFA轴承 B(压紧端）承受的轴向载荷2928.25N11aaBFFsF主计算轴承当量动载荷：p，查机械设计手册得到；eYFFrAA26. 001yx，查机械设计手册得到eYFFrBB81. 04 . 14 . 0yxN85.81366ApN61.51346Bp轴承实际循环次数为：=2003.83 r/minin=6011.48 r651060igihiAnfLL610 r48.60115iBL6104、变速器七档工作时=2532.68N；=2732.98N 主aF1aF轴承的径向载荷：=6912.46N；2647.20N rAFrBF轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=1.42468.74NYFsrA21黑龙江工程学院本科生毕业设计71945.43NYFsrB22N43.94504.266921a1sNFFsa主所以：轴承 A（放松端）承受的轴向载荷=2468.74N1sFA轴承 B(压紧端）承受的轴向载荷2669.04N11aaBFFsF主计算轴承当量动载荷：p，查机械设计手册得到；eYFFrAA26. 001yx，查机械设计手册得到eYFFrBB72. 04 . 14 . 0yxN46.69127ApN53.47957Bp轴承实际循环次数为：2003.83 r/minin=1803.45 r671060igihiAnfLL610 r45.18037iBL610轴承总当量动载荷N10.269dApKNkN82. 41LpCdAA0 .28rC轴承总当量动载荷N85.234dBpkNkN21. 41LpCdBB0 .28rC所以轴承寿命满足要求。3.6 本章小结本章主要对变速器的主要参数进行了选择，基本上完成了变速器主要尺寸的计算；黑龙江工程学院本科生毕业设计72同时对变速器各档齿轮进行弯曲疲劳强度和接触疲劳强度校核、对输入轴、输出轴的基本尺寸进行了设计；完成了轴的刚度和强度校核，以及完成了各轴轴承校核。黑龙江工程学院本科生毕业设计73 第 4 章变速器同步器及结构元件设计4.1 同步器设计4.1.1 同步器的功用及分类目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。4.1.2 锁环式同步器锁环式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。1、锁环式同步器结构如图 4.1 所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环 1 或 4 和齿轮 5 或 8 凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环 1 或 4 上的齿和做在啮合套 7 上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿13。1、4-锁环（同步环） 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套图 4.1 锁环式同步器黑龙江工程学院本科生毕业设计742、锁环式同步器工作原理换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转w过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁

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