车用变速器设计论文.doc

车用变速器设计摘要：本设计主要讲述了机械式变速器的概述及其传动机构布置方案、同步器的工作原理及设计计算、变速器操纵机构的结构方案。变速器主要参数的选择、变速器齿轮的强度计算与校核、变速器轴的强度计算与校核关键词：变速器、齿轮、轴、同步器、1引言 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围均不能满足其复杂的使用条件。为了解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器，以改变汽车在原地起步、爬坡、加速等各种工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度。它主要有三个方面的功能：1改变传动比；2使汽车能够倒档行驶；3能够随时中断动力传输。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。有时在变速器后面还装有分动器，以便把转矩输送到驱动桥。这主要在多轴驱动的汽车上才会安装。本设计主要以轻型汽车为重点，设计它的变速器。主要包括变速器的概述及其传动机构布置方案的确定、变速器参数的选择、变速器齿轮的强度计算与校核、变速器轴的强度计算与校核同步器的动作原理及设计计算、变速器操纵机构的结构方案。2变速器的概述及其传动机构布置方案2.1变速器的功能和设计要求变速器的功能主要是根据汽车在不同的行驶条件下所提出的，以此改变发动机的转矩，从而使汽车具有不同的转速和牵引力，来适应多变的行驶条件。同时，为保证汽车能都实现倒档和发动机与传动系能够随时分离，变速器应该具有倒档和空挡为保证汽车具有良好的工作性能，根据如下要求设计变速器：应保证汽车具有较高的动力性和良好的经济性。具有倒档，能够使汽车倒退行驶。具有空档，能够中断动力的输出。工作可靠稳定，当汽车行驶时，变速器不得有跳档、乱档等现象的出现。驾驶员在换挡时迅速、省力。在工作时，变速器应具有较小的噪声。具有较高的工作效率。结构简单，制造方便，在大量生产时可降低生产成本。2.2变速传动机构的方案分析变速器有两种分类方法，按传动比变化方式不同，可分为有级式、无级式和综合式三种。有级式的变速器应用最广泛。由齿轮传动，具有几个定值传动比。按所用轮系形式不同，可分为固定轴式变速器和旋转轴式变速器两种。目前，大多数轿车和轻、中型货车具有3-5个前进挡和1个倒档。一些重型货车上用的是组合变速器，具有更多的档位数。无级变速器的传动比在一定范围内是无限变化的，通常有液力式和电力式两种。液力式变速器在汽车上应用的最广泛，其传动部件是液力变矩器。综合式变速器由齿轮有级式变速器和液力无极式变速器组合而成的。其传动比范围更为广泛，目前应用也较多。按操纵方式不同，变速器又可分为强制操纵式、自动操纵式和半自动操纵式三种。所谓强制操纵式变速器顾名思义是指靠驾驶员直接操纵变速杆进行换档，目前在汽车上应用较为广泛。自动操纵式变速器的传动比的选择是自动变化的。驾驶员通过操纵加速踏板即可控制车速。半自动变速器有两种形式，一种是几个档位自动操作，其余几个档位由驾驶员操纵。另一种是预选式，即驾驶员预先使用按钮选定档位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，通过液压装置或电磁装置进行换挡。有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造成本低，具有高的传动效率（=0.960.98）等优点，从而在各类汽车上具有广泛的应用。 由于变速器直接影响汽车的动力性和经济性。所以在设计时应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。由于汽车行驶的工况经常变化。这就对变速器的传动比提出很大的要求，目前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0。通常，有级变速器具有3-5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。当然变速器档位数的增多可明显提高发动机的功率利用效率、燃料经济性以及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。获得更大的利润。目前，某些轿车和货车的变速器。采用传动比小于1（0.70.8）的超速档，这样可以更充分地利用发动机功率，减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器如图1-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，变速器第一轴和第二轴的轴线在同一轴线上，经啮合套将它们连接起来得到直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器的第一和第二轴直接输出。此时，直接档的传递效率高，噪声低齿轮和轴承的磨损也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。但缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。 1-第一轴；2第二轴；3中间轴图2-1 轿车中间轴式四档变速器 两轴式变速器如图1-2所示。与三轴式变速器相比，两轴式变速器具有结构简单、轮廓尺寸小、布置简单等优点。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，输入轴的前端借离合器与发动机的曲轴相连。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载。不仅工作噪声大，而且容易损坏。除此之外，由于其结构的局限性，变速器的一档速比不可能设计的太大。另外，低档传动比取值的上限（ig=4.04.5）受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。 1第一轴；2第二轴；3同步器图2-2 两轴式变速器 就目前的发展趋势看，对有级变速器结构中要增加常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。因为后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其在制造上不够方便且还要承受轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档，其他档位均采用的是斜齿轮。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。由于本设计的轻型汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用的是中间轴式变速器。图2-3、图2-4、图2-5分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。图2-3 中间轴式四档变速器传动方案 如图2-3中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图1-3a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图1-3c所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。图2-4a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图2-4b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-4d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 图2-4 中间轴式五档变速器传动方案图2-5a 所示方案中的一档、倒档和图b所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。图2-5 中间轴式六档变速器传动方案 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图2-3a、b所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。变速器用图2-4c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-4c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。2.3倒档传动方案考虑到倒档都是在停车状态下实现换挡的且使用率也不是太高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进挡的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。本方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡方便，综合考虑本次设计采用如下图2-6所示方案的倒档换档方式，其优点是：结构简单，适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为便 图2-6 变速器倒档传动方案2.4变速器主要零件结构的方案分析2.4.1.齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；但其缺点也比较明显，制造时不方便，工作时有轴向力。尽管如此变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。2.4.2.换档结构型式 换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。采用滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，容易制造，对于这种形式来说，多数采用直齿滑动齿轮的方案，也有采用斜齿滑动齿轮的方案。但汽车行驶时各档齿轮有不同的角速度，因此当用滑动齿轮的方式换挡时会在齿轮端面产生冲击，并有噪声。这样便使齿轮断面磨损严重而损坏，不仅如此，这同时也使整体舒适性降低。由于变速器的第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用啮合套换挡，这时，因承受换挡时冲击载荷的接合齿数多，而齿轮又不参与换挡，相应的它们都不会过早损坏。由于增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转不会的总惯性矩增大。所以，这种换挡方式只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。使用同步器能使接合套与对应接合套齿圈的圆周速度迅速达到并保持一致，以阻止两者在达到同步前接合以防止冲击。此项技术与操作技术的熟练程度无关，可提高汽车的加速性、经济性等。综上三种换挡方案，可同时用在同一变速器的不同档位中，一般滑动齿轮换挡方式除一档和倒档外已很少使用，对于其他高档位则用同步器或啮合套。 3 变速器同步器的设计3.1 同步器的结构本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，它工作可靠，耐用，同时，能实现快速和无冲击换挡。其结构如下图所示：1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环）5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套图3-1 锁环式同步器如图（3-1），此同步器的工作原理是：换档时，分为三个阶段：同步器离开中间位置做轴向移动，并紧靠在摩擦面上。沿轴向作用在啮合套上的换档力F经过锁止元件作用在摩擦面上。由于齿轮和滑动齿套的角速度不同，在表面上产生摩擦力。于是，在摩擦力矩的作用下，齿轮和滑动齿套的角速度逐渐接近，直至两者速度相同。当两者速度相同时，摩擦力矩就会消失，然而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之接触锁紧状态，此时滑动齿套和锁止上的斜面相对移动，于是，滑动齿套便占据了换挡位置。下面是锁环同步器工作原理图：图3-2 锁环同步器工作原理3.2锁环主要参数的确定 3.2.1摩擦因数f 摩擦因素f对同步器的性能有很大影响。摩擦因数越大，换挡时省力，达到同步的时间也会相应的减少，早期用青铜合金制造的同步环已逐渐被淘汰，现在黄铜合金使用较多，工作时的摩擦因素f取0.1。3.2.2摩擦锥面半锥角 摩擦锥面半锥角是同步器的主要参数之一，摩擦面半锥角越小，摩擦力矩也会越大。为了增大同步器的容量，应取小些，但也不能太小，否则摩擦锥面将产生自锁现象。避免自锁的条件是。一般=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7 3.2.3锁环锥面上的螺纹槽试验表明，螺纹槽的齿顶宽对摩擦因素f的影响很大。摩擦因素f随齿顶的磨损加深而降低，换挡时也费力，所以齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图5-3a中给出的尺寸适用于轻型汽车； 图3-3 同步器螺纹槽形式3.2.4摩擦锥面平均半径R 在F、f、一定的情况下增大R，可以摩擦力矩越大，缩短同步时间。所以，在设计时，在结构布置允许的情况下，锥面平均半径R应尽可能大些。但过大以后，要求同步环径向厚度尺寸要小，这也受到同步强度的要求限制。理论上在可能的情况下，尽可能将R取大一些。本次设计中采用的R为5060mm。3.2.5锥面工作长度b同步环摩擦锥面工作长度b的选择与摩擦材料、表面压力、表面形状等因素有关。设计时可根据下式计算确定 式中，p为摩擦锥面的许用压力，对于钢和黄铜摩擦副，p1.0-1.5MPa；为摩擦力矩；f为摩擦因素；R为摩擦锥面的平均半径。设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。3.2.6同步环径向厚度 本设计中同步器径向宽度取10.5mm。3.2.7锁止角 本次设计锁止角取。3.2.8同步时间t同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轻型汽车变速器高档取0.150.3s，低档取0.50.8s；对货车变速器高档取0.30.8s，低档取1.1.5s。4 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. 换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如图所示： 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-拨叉轴图4-1 变速器自锁与互锁结构2.换挡后应使齿轮在全齿上啮合，同时应防止自动脱档或自动挂档。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置。3.防止误挂倒档。汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。 5变速器主要参数的选择与计算5.1档数 增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和燃油经济性，但是，档数越多，其结构就越复杂，且会使轮廓尺寸和总质量大大增加，操纵起来也不方便。 目前，乘用车一般用4-6个档位的变速器，商用车的变速器采用4-6个档或多档。5.1.1传动比在确定最大传动比时，主要考虑三方面的问题：最大爬坡度、附着率及汽车的最低稳定车速。 汽车爬坡时车速很低，空气阻力忽略不计，汽车的最大驱动力应为 即 式中 G-汽车总重力 f-滚动阻力系数 r-驱动轮的滚动半径 -发动机最大转矩 -主减速比 =4.44 - 汽车传动系的传动效率 在不出现滑转时，根据驱动轮与路面的的附着条件 求得的变速器1档传动比为： 式中 -汽车满载静止时驱动桥给路面的载荷 -路面附着系数 计算时取 由已知条件：满载质量 1820kg 带入求得 取因此，变速器的传动比范围是1-6.00，传动系最大传动比5.1.2档位数的选择 增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和燃油经济性，但是，档数越多，其结构就越复杂，且会使轮廓尺寸和总质量大大增加，操纵起来也不方便。 在最低档传动比不变的情况下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档和高档之间的传动比比值减小，从而使得换挡时工作容易进行。在确定了汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间格挡的传动比。事实上，汽车各挡传动比基本上是按等比级分配的。因此，各档传动比有如下关系 因此，各档的传动比 若为5档变速器，且，则各档传动比与q有如下关系 故，档数为n时，就有 假设档位数为4，则=1.817 。在档位选择时还应遵循下面的要求： 为了降低换挡难度，相邻两档之间的传动比值应在1.8一下 较高档位相邻两档之间的传动比的间隔应小些，特别是最高档与次高档之间应更小些因此，4档不满足要求，改为5档进行验算：=1.571.8可见，5档位数满足要求于是，5.2主要参数的选择和计算5.2.1中心距在初选中心距A时，可根据式的经验公式计算， 对于本次设计的轻型汽车，可取, -发动机最大转矩 -为变速器一档传动比 -变速器的传动效率，取0.96计算得：A=105mm 。5.2.2外形尺寸变速器壳体的轴向尺寸与档数有关，参考下面数据：四档 （2.22.7）A五档 （2.73.0）A当变速器选用的常啮合齿轮对数比同步器多时，应取给出范围的上限。 对于本次设计，五档变速器壳体的轴向尺寸取3.0A,于是L=315mm 。5.2.3齿轮参数 模数m 参照齿轮模数选取的一般原则，结合汽车变速器齿轮法向模数范围和汽车变速器常用的齿轮模数系列表格，本设计一档直齿齿轮用模数m=3.5，其余档位斜齿轮选m=3.0 压力角 遵照国家规定取齿轮压力角为，啮合套或同步器压力角为 。 螺旋角 对轻型汽车变速器，斜齿轮螺旋角选用范围为 齿宽b 齿轮宽度b的大小影响齿轮的承载能力，b越大，承载能力越高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，齿轮的承载能力反而下降。因此，在保证齿轮强度的条件下，尽量选取小一点的齿宽，这样可以减轻变速器的重量。 因此，在此一挡第一轴常啮合直齿齿轮宽度取=8.03=24，第二轴常啮合直齿齿轮宽度取=6.03.5=21，其余档位斜齿齿轮宽度取=7.03=21 。5.3各档传动比及其齿轮齿数的选定 在初选了中心距、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5.3.1确定一档齿轮的齿数 一档传动比 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和: 图5-1 五档变速器示意图 其中 A =105、m =3.5；故有60 ，中间轴上的一档齿轮齿数尽量少些，以使 的传动比大些， 所以，在此取15，一档大齿轮齿数相应的为=45 本此设计中齿数和 计算结果均为整数，未影响中心距，故不需要再对中心距进行修正。5.3.2确定常啮合齿轮副的齿数由式（5-7）求出常啮合齿轮的传动比由已经得出的数据可确定 2.0 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等,即 由此可得： 而根据已求得的数据可计算出：=60 联立上面两式可得=20，=40，则根据式（5-7）可计算出一档实际传动比为： =6.05.3.3确定其他档位的齿数二档传动比 而3.8：故有 对于斜齿轮， 故有： 由上面两式得：=44， =23.按同样的方法可分别计算出：三档齿轮=36，=30；四档齿轮 。5.3.4确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传选用的模数与一档齿轮相同，中间轴上的齿轮的齿数和,一般在21-23之间，选定和之后，由，可计算出=60就可以算出中间轴与倒档轴的中心距,即， =本次设计中，取21，取23，则=77mm 。倒档轴与第二轴的中心： =本设计中，=60，=23,=3.5，则=145一档齿轮副 59.5 43.75 164.5 149二挡齿轮副 323=69 75 65.25 3=152 158 148.25三档齿轮副 336=108 114 104.25 3=90 96 86.25四档齿轮副 320=60 76 56.25 3=120 126 116.25五档齿轮副 3=75 81 71.25 3=120 126 116.27倒档齿轮副 3=180 186 176.25 3=63 69 55.5 3=69 75 61.5在此利用catia软件画出第二轴上一档齿轮106齿轮的强度计算与校核6.1齿轮的损坏原因及形式 轮齿折断、齿面疲劳剥落、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合是变速器齿轮的主要损坏形式。6.2轮齿强度计算与其他机械行业笔比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外，在材料，热处理方法等方面也是一致的。故汽车变速器齿轮强度计算与校核可用下述公式。 齿轮弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力 （ 6-1 ） 式中 -弯曲应力（MPa）； -一档齿轮10的圆周力（N）；=其中为计算载荷（Nmm），d为节圆直径。 -应力集中系数，可近似取1.65； -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），取20 t-端面齿距（mm）； y-齿形系数。因为齿轮节圆直径 ，式中z为齿数，将上述有关参数带入式（6-1）中后得 ： =189.4MPa =61MPa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。 斜齿轮弯曲应力 ( 4-2 ) 式中：为圆周力，=其中为计算载荷（Nmm），d为节圆直径。为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（4-1）注释相同，=1.5选择齿形系数y时，按当量模数在图（3-1）中查得。 将有关数据代入( 4-2 ),整理后得到斜齿轮弯曲应力为 二挡： = 同理可得： =98.4MPa依据上述方法，可得到其他档的齿轮弯曲应力，最后得到结果为：三档： 72.7MPa 101.2MPa 四档： 89.6MPa 96.8MPa五档： 167.9MPa =59.6MPa当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。 齿轮接触应力 （6-3）式中， -齿轮的接触应力（MPa）； F-齿面上的法向力（N），； =其中为计算载荷（Nmm），d为节圆直径。 -节点处的压力角（）；-齿轮螺旋角（）；E-齿轮材料的弹性模量（MPa），；b-齿轮接触的实际宽度，20mm；、-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）； 直齿轮： 斜齿轮： 其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：表6-1 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 /MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 19002000 9501000 常啮合齿轮和高档 13001400 650700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档： =811.3MPa同理二档：=627.6MPa三档：=776.4MPa四档：=1324.8MPa五挡：=1048.6MPa对照上表可知，本次所设计变速器齿轮的接触应力基本上符合了要求。7变速器轴的强度计算与校核7.1轴径的估算 速器在工作时，轴除了传递转矩外，还要承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮变还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须要有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，从而破坏了齿轮的正确的啮合，对齿轮的强度和耐磨性均产生不利的影响，噪声也会增加。 中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A，轴的最大直径和支撑间距离L的比值范围为：中间轴，;第二轴，。第一轴花键部分直径d可按下面这个公式初选 式中：k为经验系数，k=4.0-4.6;是发动机的最大功率于是，第一轴花键部分直径取d=25mm 第二轴和中间轴中部直径取d=40mm 第二轴长度L=235mm 中间轴长度L=275mm 7.2轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大多支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图4-1所示： 图7-1 变速器第一轴 中间轴分为固定轴式和旋转轴式。本设计采用的是旋转轴式。因为一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，且高档齿轮分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构图如下所示： 图7-2 变速器中间轴7.3 轴的校核 对于设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都应留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在前进的过程中，一档所传动的扭矩最大，其轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。7.3.1 第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，按许用切应力计算，其受到的切应力为 MPa 式中： -扭转切应力，MPa T-轴所受的扭矩，Nmm -轴的抗扭截面系数， P-轴传递的功率，kw d-计算截面处轴的直径，mm -许用扭转切应力，MPa其中P =76kw，n =5750r/min,d =25mm；代入上式得： =40.4MPa由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。轴受转矩作用时，其扭角=,由此可得单位轴常的扭角为每米长的扭转为 式中，L-轴受转矩作用的长度。T -轴所受的扭矩，Nmm。 G -轴的材料的切变模量，MPa,对于钢材，G =81000MPa。 -轴截面的极惯性矩， 且，（mm）。 对于实心轴，代入T=9550000（Nmm），。 于是， 对于一般传动轴可取Nm；故也符合刚度要求。7.3.2 第二轴的校核计算轴的强度校核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： 式中 -至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比2.34 d -计算齿轮的节圆直径，mm，为123mm -节点处的压力角，为20 -螺旋角，为30 -发动机最大转矩，为2350000Nmm代入上式可得： 8941.4N 3757.8N 5162.3N 危险截面的受力图为： 图7-1 危险截面受力分析水平面：（160+75）=75 得 =1199.2N水平面内所受力矩：=191.8N垂直面内：(160+75)= =4736.8N 垂直面所受力矩：160=757.9N该轴所受扭矩为： 2352.43=571.05N故危险截面所受的合成弯矩为： 代入数据得：=968000N.mm 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: 把上边求得的代入上式可得：352MPa ， 在低档工作时许用应力=400MPa，因此有： ；符合要求。轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算： 式中, -齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于 -齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于 E-弹性模量（MPa），（MPa），E =210000 (MPa) I-惯性矩（），d为轴的直径（mm） a、b-为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（mm） L-支座之间的距离（mm）将数值代入式（4-11）和（4-12）得： 得轴的全挠度为0.1980.2mm，故符合要求。故中间轴设计成：通过上面的设计计算，最后得到变速器的装配图为结 论 经过这十几天的忙碌，此次毕业论文已基本上完成。殊不知，毕业设计是大学生活最美的一道风景线。也许，很多人不同意这个意见，但我想，通过这次设计让我学到了太多太多。能把以前学的专业知识重新巩固了一遍，同时也能了解到相关知识。显然，这次经历也使我的个人能力得到很大提升。更可贵的是：让我懂得在未来的人生到路上如何与人合作。也为以后的工作打下一个良好的基础。致 谢 又是一年毕业季，大学生活也将随之结束。而作为大学生活的最后一个环节毕业设计，也将在毕业离校前完成。从开始进入课题到论文的顺利完成，指导老师、同学、给了我最大的帮助，在这里，首先献上我最真诚的谢意！此次毕业设计让我受益匪浅，我不但巩固了以前所学的知识，还弥补了以前上课没有注意到的，尤其是机械设计和汽车理论这两门课程。在这次设计的过程中，指导老师黄莉莉给了我很大帮助，在此，我对她表示衷心地感谢。参考文献1 刘惟信.汽车设计.北京：清华大学出版社，2001：1582002 张洪欣.汽车设计.北京：机械工业出版社，1981：1061263 陈家瑞.汽车构造.第二版.北京：机械工业出版社，2005：40614 张文春.汽车理论.北京：机械工业出版社，2005：70835 彭文生，张志明，黄华梁.机械设计.北京：高等教育出版社，2002：96 1386 董宝承.汽车底盘.北京：机械工业出版社，2004：32817 陈焕江，徐双应.交通运输专业英语.北京：机械工业出版社，2002：20 308 刘鸿文.简明材料力学.北京：高等教育出版社，1997：254259 9 濮良贵，纪名刚.机械设计.第七版.北京：高等教育出版社，2005：184 22310王昆，何小柏，汪信远.课程设计手册.北京：高等教育出版社，1995：47 4911 侯洪生，王秀英.机械工程图学.北京：科学出版社，2001：22533312Rill,G.,“Simulation von kraftahrzeugen”, vieweg&sohn Verlagsgesellschsft mbH,199413Steffan H.,”PC-Crash,A simulation program for Car Accidents”,ISATA; international symposium on Automotive Technology and Automation, Achen 199314Mehenry,R.Rs Segal, D.J. And Deleys , N.J,”Computer Simulation of single vehicle Accidents”stapp CarCrash Conf; Anahcim,Califprnia1967 Title：Gearbox design Abstract：This design is mainly about the overview of mechanical transmission and the transmission mechanism design, the choice of main parameters, transmission gear strength calculation and check, the transmission shaft and check the strength calculation of synchronizer operating principle and design calculation, the transmission control mechanism of the structure scheme.Keyboard：Transmission, gear, shaft, synchronizer, 袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇薄罿膄芃薃虿羆艿薃袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀罿袃薈葿螈聿蒄葿袁羁莀蒈羃膇芆蒇蚃羀膂蒆螅膅蒁薅袇羈莇袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇羅膃蚈螂羁膂莈蚅袇膁蒀袀螃膀薂蚃肂腿节衿羈腿莄蚂袄芈蒇袇螀芇蕿蚀聿芆艿蒃肅芅蒁螈羁芄薃薁袆芃芃螆螂芃莅蕿肁节蒈螅羇莁薀薈袃莀艿螃蝿荿莂薆膈莈薄袁肄莇蚆蚄羀莇莆袀袆羃蒈蚂螂羂薁袈肀肁芀蚁羆肁莃袆袂肀薅虿袈聿蚇蒂膇肈莇螇肃肇葿薀罿肆薂螆袅肅芁薈螁膅莃螄聿膄蒆薇袁节膅薂羄肅蒃薁蚃芀荿薀螆肃芅蕿袈芈膁蚈羀肁蒀蚇蚀袄莆蚇螂肀莂蚆羅袂芈蚅蚄膈膄蚄螇羁蒂蚃衿膆莈蚂羁罿芄螁蚁膄膀螁螃羇葿螀袅膃蒅蝿肈羆莁螈螇芁芇莄袀肄膃莄羂艿蒂莃蚂肂莈蒂螄芈芄蒁袆肀膀蒀