轻型货车中间轴五档变速器的设计.doc

聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）聊城大学东昌学院 本科生毕业论文（设计）题目：轻型货车中间轴五档 变速器的设计 专业代码： 080251 作者姓名： 学号： 单位： 聊城大学东昌学院 指导教师： 2014年5月20日原创性声明本人郑重声明：所提交的学位论文是本人在导师指导下，独立进行研究取得的成果。除文中已经注明引用的内容外，论文中不含其他人已经发表或撰写过的研究成果，也不包含为获得聊城大学东昌学院或其他教育机构的学位证书而使用过的材料。对本文的研究作出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人承担本声明的相应责任。学位论文作者签名：日期 指 导 教 师 签 名： 日期 聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）目 录前 言11.本课题研究现状和发展概况12.机械式变速器设计22.1 变速器设计基本方案22.2 变速器传动机构布置方案33.变速器主要参数选择与计算43.1 变速器主要参数选择43.2 传动比的确定53.2.1 最低档传动比计算53.2.2 其各档传动比确定53.3 变速器中心距的确定63.4 变速器轴向尺寸选择63.5 齿轮的参数选择63.5.1 模数63.5.2压力角73.5.3 螺旋角73.5.4齿宽b73.5.5齿顶高系数83.6 各档齿轮齿数分配83.6.1 最低档传动比计算83.6.2 对中心距A进行修正93.6.3 常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定93.6.4 二档齿数的确定93.6.5 三档齿数的确定103.6.6四档齿数的确定113.6.7倒档齿数的确定114.齿轮与轴的设计计算124.1 齿轮的设计计算124.1.1齿轮材料的选择原则124.1.2 各轴的转矩计算124.1.3齿轮强度计算134.1.4 直齿倒档齿轮接触应力校核174.2 轴的设计与计算184.2.1 轴的工艺要求184.2.2 初选轴的直径184.2.3轴最小直径的确定194.2.4轴的强度计算214.2.5 变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度224.3 轴承的选择与校核234.3.1一轴轴承的选择与校核244.3.2中间轴轴承的选择与校核255.同步器及操纵机构设计265.1 同步器设计265.1.1 同步器概述265.1.2 同步环主要参数的确定275.2 变速器的操纵机构28结 论28参考文献29致 谢302聊城大学东昌学院本科毕业论文（设计）摘 要变速器用来改变发动机传到驱轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。本设计为轻型货车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故本变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。主要步骤主要有对传动机构方案确定，格挡位齿轮参数的选择，轴与轴承的选择与校核，同步器的设计等，为轻型货车设计了一个中间轴五档变速器。用CAD软件绘制了轻型货车五档中间轴变速器的零件图，在绘图的同时，也累积了经验。关键词： 变速器；中间轴式五档变速器；传动机构；操纵机构1AbstractTransmission to change the engine torque and speed spread wheel drive, aimed at a variety of driving conditions, making the car get different traction and speed while the engine is working within the scope of the most favorable conditions. Transmission by the shift actuator and the steering mechanism. The design for light trucks mechanical transmission design, the engine is rear-drive form, the design of the transmission will be used in the form of five-speed gearbox intermediate shaft. The main steps of the main transmission mechanism is finalized, select the grid gear gear parameter selection and verification, design synchronizer shaft and bearings, etc. for light trucks designed a five-speed gearbox countershaft. LGV drawn five-speed countershaft transmission parts diagram using CAD software, in the drawing, but also accumulated experience. Keywords: transmission; countershaft type five-speed transmission; transmission mechanism; steering mechanism2轻型货车中间轴五档变速器的设计前 言进入90年代以来，随着科技的急速发展和市场竞争的日益加剧，汽车工业发生了根本性的变革，其组织生产方式从传统的大批量、少品种的刚性生产结构向着多品种、中小批量的柔性生产结构转变，以CAD/CAE/CAM为代表的现代汽车设计方法正逐步代替传统的设计方法。变速器除了要能满足一定的使用性能要求外，还要保证使其和汽车能有很好的搭配适应性，同时可以提高汽车的动力性和经济性，保证发动机在有利的工况范围内工作提高汽车的使用寿命、降低能源消耗、减少汽车的使用噪声等。这就要求设计人员依据汽车的技术参数，合理的选择变速器的参数，使所设计的变速器能和整车具有很好的匹配性。1.本课题研究现状和发展概况从当前汽车变速器的市场和发展状况看, 全球的各大生产广商都对提高AT的性能和设计研制无级变速器CVT表现出浓厚兴趣, 汽车业界也非常重视CVT在汽车上的实用化进程。但因无级变速器技术难度很大, 发展相对较慢, 从而成为世界范围内的难题。目前汽车业安装较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种, 并具有各自优势, 但其中金属带式无级变速器潜力最大。ECT变扭器中的自动变速器油在快速运行中, 传动效率低且油耗大,同时还有构造复杂、材料要求高及维护难度大等较明显缺点。 变速器技术发展方向如下： （1）节能与环保。变速器的节能与环保既包括传动系本身的节能与环保，也包括发动机的节能与保护。因此探究高效率的传动结构来节能，使用无污染的工作介质或者润滑剂来减少环境污染，根据发动机的要求性能和行驶状况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车拥有较高的工作效率和较少的环境污染指数； （2）使用未来材料。材料科学是新兴的重点科学，代表未来研究方向的技术。多种多样的新兴材料在变速器中的应用已经成功提高率了汽车变速器的性能和安全性。 （3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向；随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车自动变速器会越来越多的得到使用。总之, 变速器是汽车中的重要装置之一, 随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中汽车变速器的性能将得到极大提高。变速器会应对市场要求向着传动效率高、操纵舒适、轻柔、低油耗、环保与低噪声方向发展, 随着中国经济的腾飞，中国汽车变速器市场的需求量将会越来越大。2.机械式变速器设计2.1 变速器设计基本方案变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力2。变速器设有空档，可在发动机起动、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮工作。变速器在汽车底盘中具有很重要的作用，它的好坏直接决定汽车的使用寿命和经济性，因此变速器的设计必须满足以下要求：（1）变速器要有一定的工艺性和经济性；（2）设置空档，用来切断发动机的动力传输；（3）设置倒档，使汽车能倒退行驶；（4）设置动力输出装置；（5）换档快速、省力、方便；（6）工作稳定性高。变速器无跳档、乱档及换档冲击等现象发生；（7）变速器应有高的工作效率；（8）变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。2.2 变速器传动机构布置方案(1)变速器类型的选择本设计为轻型货车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故本变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。 (2)倒档形式选择与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档，本设计亦是如此。图1 倒挡布置方案 (3)齿轮型式选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种，倒档使用直齿圆柱齿轮，其他档位使用斜齿圆柱齿轮。(4)轴的结构分析第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。 (5)轴承型式变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等。 第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。 滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 本设计中间轴选用圆锥滚子轴承，二轴左端采用滚针轴承，二轴右侧用圆锥滚子轴承，一轴用球轴承。 (6)换挡机构形式使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。3.变速器主要参数选择与计算本次设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，如表1所示。表1 CA1051K26L4整车主要技术参数发动机最大功率88kw车轮型号7.50-R16发动机最大转矩300N.m主减速器传动比5.43最大转矩时转速2100r/min最高车速90km/h总质量5000kg后轴载荷3255kg3.1 变速器主要参数选择增加变速器的档数可以使变速器的安全性、经济性、实用性有较大提高。档数越多，变速器的构造越复杂，使外尺寸和重量增加，并且在使用时换档的频率也相应增加。在变速器最低档的传动比不改变的情况下，变速器档位增加会使低档位和高档位之间传动比相应缩小，从而使换挡简单方便。目前，轿车一般用45个档位变速器，货车变速器采用45个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。文中设计结合实际，变速器选用5档变速器，最高档传动比为13.2 传动比的确定变速器档位之间的传动比区间是指变速器最低档位的传动比与最高档位的传动比的比值。3.2.1 最低档传动比计算选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车上坡时车速较低，空气阻力忽略不计，则最大驱动力约为克服轮胎与路面间的滚动阻力和爬坡阻力之和。故有根据汽车行驶方程式 （3.1）简化为 （3.2）即 （3.3）根据车轮与路面的附着条件则： （3.4） （3.5）在0,50.6之间取0.55，=31899N将汽车相关参数代入（3.3），（3.5）可得 由于本车为轻型车并且没有超速档，故一档初选传动比取4.2。3.2.2 其各档传动比确定汽车各挡传动比关系， 即 计算得 3.3 变速器中心距的确定由于变速器为中间轴式变速器，可根据以下的经验公式（3.6）计算初选中心距。 （3.6） 式中： 变速器中心距（mm）； 中心距系数，商用车=8.6-9.6；发动机最大转距=300（N.m）； 变速器一档传动比为4.2； 变速器传动效率，取96%。将各参数代入式（3.4）得到：（8.69.6）=（8.69.6）10.7=92.02102.7mm货车的变速器中心距在92102.7mm范围内变化，初取A=96mm。3.4 变速器轴向尺寸选择货车变速器壳体的轴向尺寸与档数、换档机构形式以及齿轮形式有关。轻型汽车轴向尺寸如表2所示。表2 商用车变速器壳体的轴向尺寸四档（2.22.7）五档（2.73.0）六档（3.23.5） 为了尽量缩小变速器的尺寸，可取尺寸初选为2.9=278.4mm。3.5 齿轮的参数选择3.5.1 模数 齿轮模数选取的一般原则3： （1）通过减小模数的方式来降低噪音，相应提高齿宽； （2）通过增加模数的方式减少质量，相应降低齿宽； （3）各档位使用同一模数可提高变速器工艺性； （4）各档位应用不同的模数有助于变速器总体强度。 对于小型货车而言，要注重汽车本身重量，而舒适性条件适当放宽，因此模数大一些比较合适。我们要选择合适的符合标准的模数。变速器齿轮模数范围大致如表3所示。表3 变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车2.252.752.753.003.54.54.56.0表4 变速器常用的齿轮模数第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5 综合考虑文中设计由于是轻型车，变速器倒档模数取3.5mm；其他各档为3.0mm。3.5.2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。国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角4。3.5.3 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。选用大些的旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。货车变速器的螺旋角为：1826，一档齿轮的螺旋角取下限。3.5.4齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0，此处为28.0mm；斜齿，取为6.08.5，取7.0，此处亦为28mm。3.5.5齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。3.6 各档齿轮齿数分配在初选中心距、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。变速器的传动及各部件如图2所示： 图2 变速器传意图1一轴常啮合齿轮；2中间轴常啮合齿轮；3第二轴四挡齿轮；4中间轴四挡齿轮； 5第二轴三挡齿轮；6中间轴三挡齿轮；7第二轴二挡齿轮；8中间轴二挡齿轮；9第二轴一挡齿轮；10中间轴一挡齿轮；11第二轴倒挡齿轮；12中间轴倒挡齿轮；13惰轮3.6.1 最低档传动比计算 一档传动比为：如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和，一档齿数和，直齿 斜齿 （3.7）中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车可在1217之间选取，本设计取=16，初选，代入公式得到：取整得58，则。3.6.2 对中心距A进行修正因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。 （3.8）将各已知条件代入式（3.8）得到：mm，取整为96mm。 3.6.3 常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 （3.9）而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即： （3.10） 已知各参数如下：代入式（3.10）得到：取整：， 3.6.4 二档齿数的确定 已知： 由式子得： （3.11） （3.12） （3.13）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： （3.14）联解上述（3.11），（3.12），（3.13）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下： ，3.6.5 三档齿数的确定已知：由式子 （3.15） （3.16） （3.17）联解上式（3.15），（3.16），（3.17）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得： 3.6.6四档齿数的确定已知：由式子 （3.18） （3.19） （3.20）联解上述（3.18），（3.19），（3.20）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得： 3.6.7倒档齿数的确定 初选 （22-23）之间，小于取为14， 中间轴与倒档轴之间的距离的确定：取整63mm。为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮11和齿轮顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙。则齿轮11的齿顶圆直径De11为：De11=129.92mmZ11=35.12 取整为Z11=35二轴与倒档轴之间的距离确定：mm取整100mm。4.齿轮与轴的设计计算4.1 齿轮的设计计算 变速器齿轮的破坏形式主要有轮齿的折断、齿轮齿面点蚀、齿端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮破坏需要对齿轮进行强度校核5。4.1.1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，为了让两齿轮寿命相近，小齿轮齿面硬度应略大于大齿轮齿面，为了减少胶合现象，两齿轮硬度差在30-50HBS较为合适，大、小齿轮应采用不同钢号材料6。 (3)考虑加工、工艺及热处理工艺渗碳齿轮的热处理变形直接影响到齿轮的精度、强度、噪声和寿命，即使在渗碳热处理后加上磨齿工序，变形仍然要降低齿轮的精度等级。影响渗碳热处理变形的因素较多，只有控制各方面的因素才能将变形控制到较小程度。控制齿轮变形也必须在制造齿轮的全过程中设法去解决。4.1.2 各轴的转矩计算 倒档轴： 二轴倒档齿轮： 4.1.3齿轮强度计算 1、 斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 （4.1）式中：圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，； 齿面宽（mm）； 法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图（图3）中查得；重合度影响系数，将上述有关参数代入（4.1），整理得到： （4.2） 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa8，货车承受载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。（1）一档齿轮弯曲强度校核 已知参数：Nm,Nm 图3 齿型系数图 查齿形系数图3得 ：；代入公式（4.2）得： MPaMPa对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于250Mpa，均小于250Mpa，所以满足设计要求。（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果如表5所示：表5 各档齿轮的弯曲强度校核常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮弯曲应力MPa218.58198.71232.1233.48221.90222.00228.19230.00 各齿轮的弯曲应力均小于250MPa，所以满足设计要求。2、倒档齿轮轮齿弯曲强度计算 （4.3） 式中： 弯曲应力；应力集中系数，为1.5；计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）；摩擦力影响系数，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9； 齿宽（mm）； 端面齿数（mm），为模数； 齿形系数；查齿形系数图3得：；代入公式（4.3）得：MPa 当计算载荷取作用在变速器第一轴上的最大转距时，倒档直齿轮的许用弯曲应力在400-850之间，在许用范围内，所以满足设计要求。3、斜齿齿轮轮齿接触应力 （4.4）式中： 轮齿接触应力（MPa）；F 齿面上的法向力（N），；F1 圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 节点处压力角； 齿轮螺旋角；E 齿轮材料的弹性模量（MPa）； 齿轮接触的实际宽度（mm）； 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应力见下表6 ：表6 变速器的许用接触应力齿轮MPa渗碳齿轮液体渗氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700一档齿轮接触应力校核 已知条件：，Nmm,NmmN,Nmm 将已知数据代入公式（4.4）得： ，均小于1900 MPa，所以满足设计要求。（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表7所示：表7 各齿轮的接触应力常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮接触应力（MPa）894.05894.051073.671072.13983.55999.785915.157922.77 各齿轮的接触应力均小于13001400 MPa，所以满足设计要求。4.1.4 直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件：Nm将已知数据代入公式（4.4）得到：NNNMPaMPaMPa，均小于1900 MPa，所以满足设计要求。4.2 轴的设计与计算 汽车变速器中的轴是变速器传递扭距的重要部件，它的性能直接影响变速器的性能，变速器在工作过程中，圆周力、径向力和轴向力作用在轮齿上，因此变轴要同时承受转矩和弯矩9。变速器的轴部如果没有一定强的刚度和强度，则轴会因转矩和扭矩的作用而发生变形甚至破坏，结果不能保证齿轮的正确啮合，会降低齿轮啮合的强度、刚度和耐磨性。在周的设计过程中，应该以正确啮合为前提来确定齿轮的刚度。4.2.1 轴的工艺要求 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。4.2.2 初选轴的直径 在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为0.45A，轴的最大直径d和支承间距离的比值：对中间轴，对第二轴，。第一轴花键部分直径d可按下式初选： （4.5）式中： K经验系数K=4.0-4.6；发动机最大转距（Nmm）。第二轴和中间轴中部直径=0.45mm的取值：中间轴长度初选：mmmm第二轴长度初选：mmmm第一轴长度初选：mmmmmmmm取160mm。4.2.3轴最小直径的确定 按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算，对实心轴，其强度条件为： （4.6）式中： 轴传递的转矩Nmm，=300Nm；轴的抗扭截面模量(mm3)； 轴传递的功率（kw），=88kw； 轴的转速，=3600；轴的许用扭转剪应力（MPa），如表8所示。表8 轴常用集中材料的及A值轴的材料Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/MPa15-2520-3525-4535-55A149-126135-112126-103112-97图4 变速器一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示图 5变速器中间轴 4.2.4轴的强度计算轴的受力如图6所示： 图6 变速器受力图 轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图6所示。所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： （4.8） （4.9） （4.10）式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105 MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用 力距支座A、B的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为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。图7 变速器的挠度和转角第二轴轴上受力分析如图7所示。4.2.5 变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析如图7所示。 N N N 中间轴轴上受力分析如图7所示。NNNNNNNNN二轴轴刚度校核：将各已知参数代入公式（4.8）得到：N,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（4.9），（4.10）得到：mmmmrad4.3 轴承的选择与校核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，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。，式子中，h 4.3.1一轴轴承的选择与校核 （1）初选轴承型号根据轴承处直径选择6208型号轴承，查得：KN，KN （2）计算轴承当量动载荷P 当变速器在一档工作时轴承受到的力分别为：N，N，N， 查机械原理与设计得到，查机械原理与设计得到，当量动载荷计算 （4.11）将各已知参数代入式（4.11）：在1.2到1.8之间取，取为1.3，轴承寿命计算公式为： （4.12）将个已知参数代入式（4.12）得到：h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。，式子中，h。 表9 五档变速器各档位相对工作使用率车型档位数最高档传动比/%变速器档位货车5113516755113126420 如表9所示，变速器各档位相对工作使用率为： 所以所选轴承满足设计要求。 当变速器在四档工作时轴承受到的力分别为：N，N查机械原理与设计得到， ，查表机械原理与设计得到当量动载荷计算代入式（4.12）：在1.2到1.8之间取，取为1.3，将个已知参数代入式（4.13）得到： 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。本设计为货车，式子中，h。=606.08所以轴承符合要求。4.3.2中间轴轴承的选择与校核初选轴承型号根据中间轴装轴承处轴直径选择32207型号轴承，查得KN，KN，轴承受力为： N，N，N，N轴承内部轴向力为：N，N，假设左侧为1，右侧为2，N，N，所以：N，N左侧，则代入式（4.12）得：在1.2到1.8之间取，取为1.3， 代入式（4.13）得到：h=606.08所以满足使用要求。同理：中间轴右侧和二轴轴承同样满足使用要求。5.同步器及操纵机构设计5.1 同步器设计5.1.1 同步器概述本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器。此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止11。5.1.2 同步环主要参数的确定 图8 同步环结构D分度圆直径 同步环大端直径同步环锥面角 B同步环锥面宽由图 可推算出：=2R锥+Btg；D=/0.80.85；B=（0.250.40）R锥；锁环式同步器的基本尺寸由于摩擦系数s在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角一般可取6730。对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8或830。同步环的几个结构尺寸：a.摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W：R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。设计时应在许可范围内，R锥和W都应该越大越好。b.同步锥环的工作面宽度B：在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。一般在设计时，R锥越大则B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经验公式可做参考：B（0.250.40）R锥。 5.2 变速器的操纵机构设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：（1）换档时只允