毕业论文终稿-CA1116汽车6档变速器设计及一档齿轮有限元分析设计（送全套CAD图纸 资料打包）

买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑本科毕业论文（设计）论文（设计）题目学院专业班级学号学生姓名指导教师年月日贵州大学本科毕业论文（设计）买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763图纸预览请见文档里的插图，原稿更清晰，可编辑诚信责任书本人郑重声明本人所呈交的毕业论文（设计），是在导师的指导下独立进行研究所完成。毕业论文（设计）中凡引用他人已经发表或未发表的成果、数据、观点等，均已明确注明出处。特此声明。论文（设计）作者签名日期买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763I目录摘要IIIABSTRACTIV第1章绪论111选题的背景及意义112变速器的功用和要求113国内外研究状况114主要参数2第2章变速器方案的确定421结构方案的确定4211传动机构的结构分析与型式选择4212倒挡传动方案522主要零件结构方案的分析6221齿轮型式6222换挡机构型式6第3章变速器主要参数的选择831挡数和传动比832中心距833轴向尺寸9第4章零件的设计与校核1041各档齿轮的设计与校核10411齿轮参数选择10412齿轮齿数的确定11413齿轮的强度计算与材料的选择13414一档齿轮的有限元分析1642轴的设计与校核17421轴的结构和尺寸17422轴的校核1843轴承的选择与校核21431轴承的选择21432轴承的校核2144变速器同步器的设计26441同步器的结构26442同步环主要参数的确定2845操纵机构设计30总结31参考文献32致谢33买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763II摘要变速器是汽车传动系统中重要的部件，主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。本次设计题目是解放CA1116型汽车变速器设计，根据给定参数进行结构方案分析，要求完成变速器的动力匹配、机械设计、强度计算、结构设计与设计图纸绘制。设计部分是本说明书的重点，它主要包括结构分析、方案论证、计算和校核。结构分析是对所选结构中各主要零部件进行设计计算，其中包括机械式变速器中心矩、齿轮参数、传动比的设计计算，还有输入轴中间轴和输出轴的设计。校核计算则是对经设计计算的主要零部件进行校核。它在各零部件设计计算之后直接给出。关键词变速器，分析，计算，校核买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763IIIABSTRACTTRANSMISSIONISIMPORTANTAUTOMOTIVEDRIVELINECOMPONENTS,SPREADMAINLYUSEDTOCHANGETHEENGINETORQUEANDSPEEDONWHEELS,ITISDESIGNEDTOHAVEADIRECTIMPACTONTHEACTUALPERFORMANCEOFTHECARTHISTOPICISDESIGNEDTOLIBERATECA1116TYPEAUTOTRANSMISSIONDESIGN,ACCORDINGTOTHEGIVENPARAMETERSOFSTRUCTURALANALYSISPROGRAMSREQUIRETHECOMPLETIONOFTHETRANSMISSIONOFPOWERTOMATCH,MECHANICALDESIGN,STRENGTHCALCULATION,STRUCTURALDESIGNANDDESIGNDRAWINGSDRAWNDESIGNISTHEKEYPARTOFTHESPECIFICATION,WHICHINCLUDESSTRUCTURALANALYSIS,DEMONSTRATIONPROGRAM,CALCULATIONANDVERIFICATIONSTRUCTURALANALYSISISTHESTRUCTUREOFTHEMAJORCOMPONENTSOFTHESELECTEDDESIGNCALCULATIONS,INCLUDINGTHECENTRALMOMENTOFMECHANICALTRANSMISSION,GEARPARAMETERS,THETRANSMISSIONRATIOOFTHEDESIGNCALCULATIONS,ASWELLASTHEINPUTSHAFTANDTHEOUTPUTSHAFTOFTHEINTERMEDIATESHAFTDESIGNCHECKCALCULATIONOFTHEMAINCOMPONENTSISPERFORMEDBYCHECKINGDESIGNCALCULATIONSITISGIVENDIRECTLYAFTEREACHCOMPONENTDESIGNCALCULATIONSKEYWORDSTRANSMISSION，ANALYSIS，CALCULATION，CHECKING买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763IV买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763V买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763VI买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763VII买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763VIII买文档就送全套CAD图纸QQ414951605或1304139763IX贵州大学本科毕业论文（设计）1第1章绪论11选题的背景及意义汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。12变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是（1）应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器挡数及传动比，来满足这一要求。（2）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡、乱挡、换挡冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换挡或自动、半自动换挡来实现。（3）重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。（4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接挡。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。（5）噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。13国内外研究状况20世纪90年代以来，科学技术的急速发展和市场竞争的日益加剧，促使汽车工业贵州大学本科毕业论文（设计）2发生了根本性的变革，其生产组织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等为代表的现代汽车设计方法正逐渐代替传统的设计方法。许多大型应用软件也应运而生，如文件处理、绘图软件、数学分析软件、数据库管理软件、加上计算机网络的建立，以及基于这些通用软件的专业应用软件的诞生，使“无纸化设计”在一些发达国家的机械制造企业中得以实现。目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。传统的设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后验算其强度，传动质量指标等，如果不符合要求则根据经验改变某些参数，继续验算，直至符合所有的条件与要求。这种设计方法计算量较大，得到的答案仅仅是符合要求的一个解，而一般的经验公式又较保守，对于不符合要求时改变的参数有一定的局限性，导致结果过于保证安全性。产品笨重，而许多性能未必很好甚至变的较差。在当今轿车市场日益竞争激烈，国际市场已趋于饱和，而国内市场正在蓬勃发展的同时，又是各主要厂家占领市场的良好机会。那么凭什么来吸引大量客户呢只有良好的性能价格比，尽量在降低成本的基础上提高性能，才是所有产品打开市场的根本所在。当前对轿车设计中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零部件的限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式已经无法满足新型变速器设计的要求。而总结新的经验公式又需要丰富的设计经验与知识，是一个长期的过程。当今科技日新月异，轿车生产的手段方法与目标也不断在改变。大量使用的经验公式已不具备长期生存实用的必要性和可能性。综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。14主要参数本设计主要对解放CA1116型汽车变速器六档机械式变速器设计，包括齿轮传动部分、操纵机构部分等，并进行相关的计算与校核。设计中所采用的相关参数如下（1）T320NM/10001400RPMMAXE（2）I633，I7201G贵州大学本科毕业论文（设计）3（3）车轮滚动半径R495MM（4）寿命22000KM（5）变速器前进挡数6，最高档为超速档其他详细参数如下表贵州大学本科毕业论文（设计）4第2章变速器方案的确定21结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。211传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（096098），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低挡传动比与高挡传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3045；一般用途的货车和轻型以上的客车为5080；越野车与牵引车为100200。通常，有级变速器具有4、5、6个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多挡变速器，其前进挡位数多达616个甚至20个。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于6个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为6挡。多于5个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于1（0708）的超速挡，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。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。根据设计要求，本次设计的解放CA1116型汽车变速器六档机械式变速器采用6档变速，且最高档为直接档。因此选定的传动结构方案如下图21所示贵州大学本科毕业论文（设计）5图21解放CA1116变速器结构简图图中所标示的为一档传动路线，各传动路线如下一档一二挡同步器接合套右移，1轴1常齿中常齿383轴302轴一齿22一圈21一二套20一二毂282轴26；二档一二挡同步器接合套左移，1轴1常齿中常齿383轴303轴二齿342轴二齿17二圈18一二套20一二毂282轴26；三档三四挡同步器接合套右移，1轴1常齿中常齿383轴303轴三齿352轴三齿16三圈15三四套12三四毂132轴26；四档三四挡同步器接合套左移，1轴1常齿中常齿383轴303轴四齿362轴四齿9四圈10三四套12三四毂132轴26；五档五六挡同步器接合套左移，1轴1常齿六圈3五六套5五六毂402轴26六档五六挡同步器接合套右移，1轴1常齿中常齿383轴303轴五齿372轴五齿8五圈7五六套5五六毂402轴26；倒档倒档接合套右移，1轴1常齿中常齿383轴303轴倒齿322轴倒齿8倒圈24倒套23倒毂272轴26；212倒挡传动方案图22为常见的倒挡布置方案。图22B所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图22C所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图22D贵州大学本科毕业论文（设计）6所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图22C所示方案。图22E所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图22F所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图22G所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图22F所示的传动方案。图22变速器倒挡传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。22主要零件结构方案的分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。221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；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管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挡和倒挡。但是，在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。222换挡机构型式贵州大学本科毕业论文（设计）7换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，除一挡、倒挡外很少采用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图23所示图23锁环式同步器L、4同步环2同步器齿鼓3接合套5弹簧6滑块7止动球8卡环9输出轴10、11齿轮贵州大学本科毕业论文（设计）8第3章变速器主要参数的选择31挡数和传动比根据设计要求本次设计采用六档变速器，且最高档为超速档，通常货车的超速挡传动比取0708，本处选定为7806GI选用五档为直接当，即15已知271GI中间挡的传动比理论上按公比为的等比数列，实际上与理论上略有MAX1INGQ出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出14572638GIQ故有IG172；IG24396；IG32684；IG41638；IG51；IG607832中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A（MM）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选3MAXATK式中中心距系数。对轿车取8993；对货车取8696；AK对多档主变速器，取9511；变速器处于档时的输出转矩，MAXTGEIA发动机最大转矩，320NM；MAXE变速器的档传动比；GI贵州大学本科毕业论文（设计）9变速器的传动效率，取095。G由公式（36）得3207209521888NMGEITMAXA由公式（35）得MM641282169833AXKA一般汽车变速器的中心距约在80170MM范围内变化,初选A112MM。33轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸3034A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关五挡2730A六挡3235A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计采用61手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是32112MM3584MM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。贵州大学本科毕业论文（设计）10第4章零件的设计与校核41各档齿轮的设计与校核411齿轮参数选择（1）齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB11160规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数MN3MAX047NET其中320NM，可得出MN3215，取35。MAXET一挡直齿轮的模数MMM31MAX0T通过计算M226，取25。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，中型货车取254。本设计取3。（2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽B汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表41选取。表41汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形145，15，161652545一般货车GB135678规定的标准齿形202030重型车同上低挡、倒挡齿轮225，25小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30；斜齿轮贵州大学本科毕业论文（设计）11螺旋角取25。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度B的大小直接影响着齿轮的承载能力，B加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽直齿B4580M，MM斜齿B6085M，MM第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。412齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。（1）确定各挡齿轮的齿数（A）一挡传动比12GZI为了确定Z11和Z12的齿数，先求其齿数和ZHAZM其中A112，M35，故有64，取64Z货车，此处取15，则可得出49。范围内选择可在1721Z121Z上面根据初选的A及M计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（38）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这Z个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为64，则根据式（38）反推出A112MM。Z（B）确定常啮合齿轮副的齿数由式（37）求出常啮合齿轮的传动比贵州大学本科毕业论文（设计）121212ZIGI由已经得出的数据可确定0412Z而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等COS221ZMAN由此可得NZCOS21而根据已求得的数据及可计算后圆整得到55821Z与联立可得18、40。12则根据式（37）可计算出一挡实际传动比为179GI（C）确定其他挡位的齿数二挡传动比1092ZIG其中，故有3964GI78109Z对于斜齿轮NMAZCOS2故有58109联立得。1930、按同样的方法可分别计算出三挡齿轮；2687Z、四挡齿轮35、六档齿轮413、综上所述各档实际传动比为贵州大学本科毕业论文（设计）1325971GI614GI7352GI68414GI5GI7506GI（3）确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中倒挡传动比取GRI60。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮12略小或相同，取。14Z而通常情况下，倒挡轴齿轮取2123，此处取23。15Z15Z由124513ZIGR可计算出83故可得出中间轴与倒挡轴的中心距，取整74MM74215421154ZMAN而倒挡轴与第二轴的中心MZN12382153因此0648015412ZZIR413齿轮的强度计算与材料的选择（1）齿轮的材料选择与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40CR。（2）齿轮的强度计算与校核（A）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力W10TFWFKBY式中，弯曲应力（MPA）；W贵州大学本科毕业论文（设计）14一挡齿轮10的圆周力（N），；其中为计算载荷10TF102/TGFTDG（NMM），D为节圆直径。应力集中系数，可近似取165；K摩擦力影响系数，主动齿轮取11，从动齿轮取09；FB齿宽（MM），取20T端面齿距（MM）；Y齿形系数当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为320232296NM12MAXGEZT490158故由可以得出；再将所得出的数据代入式（317）可得12GFD12TF12653WMPA0当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一挡直齿轮的弯曲应力MAXET在400850MPA之间。斜齿轮弯曲应力1WFKBTY式中为重合度影响系数，取20；其他参数均与式（317）注释相同，K，150选择齿形系数Y时，按当量模数在图（317）中查得。3/COSNZ二挡齿轮圆周力10982GTTTFD根据斜齿轮参数计算公式可得出67988N109TTF齿轮10的当量齿数477，可查表（317）得，故3/COSNZ1053Y106785282013WMPA贵州大学本科毕业论文（设计）15同理可得。9231WMPA依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下三挡78664WW四挡521197PAPA五挡342WWM六挡MPAW9346041511当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180550MPA范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（B）齿轮接触应力1048JZBFE式中，齿轮的接触应力（MPA）；JF齿面上的法向力（N），；1/COS圆周力在（N），；1F12GFTD节点处的压力角（）；齿轮螺旋角（）；E齿轮材料的弹性模量（MPA），查资料可取；3190EMPAB齿轮接触的实际宽度，20MM；主、从动齿轮节点处的曲率半径（MM）；ZB、直齿轮SINSINZBRR斜齿轮22/COSICOZZBR其中，分别为主从动齿轮节圆半径（MM）。ZBR、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MAXET力见下表J表42变速器齿轮的许用接触应力贵州大学本科毕业论文（设计）16/MPAJ齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700整理可得直齿SIN1ICOS24180BZCGJRMDKT斜齿ICOI22BZNCGJ通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下一挡112986357JJMPAMPA二挡0238JJ三挡70594JJ四挡；PAJ185PAJ61276五挡；MJ33MJ534倒挡；J79041J1MPAJ631502对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。414一档齿轮的有限元分析一档齿轮的有限元分析结果如下图分别是应力、应变结果，从图可知强度满足要求。贵州大学本科毕业论文（设计）17图41一档齿轮的有限元分析42轴的设计与校核贵州大学本科毕业论文（设计）18421轴的结构和尺寸（1）轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都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42所示图42变速器第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。由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。（2）轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换挡部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定第一轴和中间轴045,DAM第一轴花键部分直径DMM初选DK3AXET式中K经验系数，K4046，取K40；发动机最大转矩320（NM）；MAXETD2736MM，取D28MM。为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径D与轴的长度L的关系可按下式选取第一轴和中间轴D/L016018；第二轴D/L018021。以下是轴的计算尺寸第二轴贵州大学本科毕业论文（设计）19（C是由轴的材料和承载情况确定的常数）31MINPDT955160NPTTEMAXIG因发动机最大扭矩不大，故C取较小值，由机械设计取C100整理可得MM36MAXIN1059GEITD代入数据可得各挡位齿轮处的轴径为MM；MM；MM；MM129Z73Z735ZD047ZDMM；MM；MM5ZD261ZD61Z此处还应根据阶梯轴的结构特点与标准件要求进行轴径调整。422轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一挡处即可；因为车辆在行进的过程中，一挡所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。（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，轴的扭矩强度条件公式为MAX302EGTTIWD式中扭转切应力，MPA；TT轴所受的扭矩，NMM；轴的抗扭截面系数，；TW3MTEMAX发动机轴最大扭矩，NMM；D计算截面处轴的直径，MM；许用扭转切应力，MPA。T其中TEMAX320NM，D30MM；代入上式得贵州大学本科毕业论文（设计）2032079548TMPA由查表可知55MPA，故，符合强度要求。T轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为457310PTGI式中，T轴所受的扭矩，NMM；G轴的材料的剪切弹性模量，MPA,对于钢材，G81MPA；410轴截面的极惯性矩，；PI4M32/4DIP将已知数据代入上式可得444015731093288对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。0/M（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TFRAFMAXAMAX2TNCOS2TETEREATIDIFD式中至计算齿轮的传动比，此处为三挡传动比2684；ID计算齿轮的节圆直径，MM，为90MM；节点处的压力角，为16；螺旋角，为25；发动机最大转矩，为320NM。MAXET代入上式可得1246789TRAFN贵州大学本科毕业论文（设计）21危险截面的受力图为图43危险截面受力分析水平面（16075）7513174N；AFRFAF水平面内所受力矩316021078CAMNM垂直面68799N275ATADF垂直面所受力矩。31601078SAFNM该轴所受扭矩为。845JT故危险截面所受的合成弯矩为22225107810786541069CSJMTNM则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPA）3MD将代入上式可得，在低挡工作时400MPA，M136MPA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CFSF，213CFABFEIL23SABFIL式中,齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于；1FTF齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；2R贵州大学本科毕业论文（设计）22E弹性模量（MPA），（MPA），EMPA；5210E5210I惯性矩（），D为轴的直径（）；4M4/6IMA、B为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）；L支座之间的距离（）。将数值代入式（337）和（338）得0135CSF故轴的全挠度为，符合刚度要求。2982CSFFM43轴承的选择与校核431轴承的选择（1）几种轴承圆锥滚子轴承可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷（30000型以径向为主，30000B型以轴向载荷为主）。内外圈可以分离，安装时可以调整轴承的游隙。一般成对使用，对称安装。深沟球轴承主要承受径向载荷，也同时承受少量双向轴向载荷。在高速时，可以用来承受纯轴向载荷。工作中允许内外圈轴线偏斜量。摩擦阻力小，极限转速高，结构简168单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差，适用于高速场合。圆柱滚子轴承能够承受较大的径向载荷而不能承受轴向载荷。因是线接触，内、外圈只允许有极小的相对偏转。轴承内、外圈可分离。滚针轴承径向尺寸紧凑切承载能力很大，价格低廉。但不能承受轴向载荷，摩擦系数较大，不允许有偏斜。常用于径向尺寸受限制而径向载荷又较大的装置中。本次设计第一轴后轴承为外座圈上带有止动槽的深沟球轴承。此轴承承受径向载荷和第一轴上的轴向载荷。第二轴前、后端采用带止动槽的圆锥滚子轴承。变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承，在第二轴穿过壳体处采用圆柱滚子轴承以承受径向力，第二轴后部采用深沟球轴承支撑在轴承盖内。432轴承的校核初选轴承，代号7206AC（46206）25OA/RE时，X1Y0贵州大学本科毕业论文（设计）23A/RE时，X041Y087E068其中R径向载荷，X径向载荷系数，A轴向载荷，（1）计算轴承在各挡位时的支反力二轴受力分析图44二轴受力分析图图中C二轴前轴承对二轴作用力的作用点；D二轴后轴承对二轴作用力的作用点；C1X、C2X二轴前轴承对二轴的水平、垂直作用力；D1X、D2X、D3X二轴后轴承对二轴的水平、垂直、轴向作用力；FAX、FRX、FTXX挡二轴齿轮所受轴向力、径向力、切向力；RXX挡齿轮节圆半径；各支承力的计算公式TXXFLMC1AXRXXFLR2TNDRN轴向载荷AX3中间轴受力分析图45中间轴受力分析图图中贵州大学本科毕业论文（设计）24E中间轴前轴承对轴作用力的作用点；F中间轴后轴承对轴作用力的作用点；E1X、E2X中间轴前轴承对轴的水平、垂直作用力；F1X、F2X中间轴后轴承对轴的水平、垂直作用力FAX、FRX、FTXX挡齿轮所受轴向力、径向力、切向力FACX、FRCX、FTCX中间轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力。RXX挡中间轴齿轮节圆半径；RC中间轴常啮合齿轮节圆半径；注设计时使FACX与FAX大致相等，故E、F处轴向力可不计。各支承力的计算公式LABCXEXLEXFBETTCX1RFCAXAXRXRCX2LFTCXTX1RFAXACAXRXRCX2轴向载荷F3X0一轴受力分析图46一轴受力分析图图中A一轴前轴承对轴作用力的作用点；B一轴后轴承对轴作用力的作用点；C二轴前轴承对轴作用力的作用点；FACX、FRCX、FTCX一轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力；A1X、A2X一轴前轴承对一轴的水平、垂直作用力；B1X、B2X、B3X一轴后轴承对一轴的水平、垂直、轴向作用力；贵州大学本科毕业论文（设计）25C1X、C2X二轴前轴承对一轴的水平、垂直作用力；RC一轴常啮合齿轮齿轮节圆半径。各支承力的计算公式GHFKCATCXX1RCAXXREX22GHFKCBTEXX1RKCAXXRCX22轴向载荷B3XFACX计算挂入X挡（非直接挡）时各轴所受扭矩发动机输入的扭矩为TXTEFMX，一轴所受扭矩为TX，二轴所受扭矩为T2XTXIXIX为该挡位传动比。计算各齿轮所受切向力、轴向力、径向力常啮合齿轮切向力CXARTF轴向力TNCXZCX径向力TACCXRF（C为齿轮螺旋角，CN为齿轮法面啮合角）。X挡齿轮切向力XTT轴向力XTAXFN径向力XTRX（X为X挡齿轮螺旋角；NX为X挡齿轮法面啮合角）。直接挡时各齿轮所受轴向力、径向力、切向力均为零。计算各轴承的载荷贵州大学本科毕业论文（设计）26代入上式，可求得各轴承在13挡时的载荷。（2）计算各轴承的总当量动载荷计算各轴承在各挡位时的径向载荷PR及轴向载荷PA计算轴承在各挡位时的当量动载荷根据所选轴承型号，查表得到径向系数X、轴向系数Y。计算公式AXRXYPX计算轴承的总当量动载荷直接挡时各轴承的动载荷均为零，因此只计算3挡的当量动载荷，并以3挡所需转数作为预期寿命进行校核。计算二轴后轴承的总当量动载荷二轴后轴承在3挡的当量动载荷分别为PD1、PD2、PD3，各挡转数的分配比例为FU1、FU2、FU3、FU4。根据损伤积累假说，轴承的总当量动载荷为43213UUDDMFFPP轴承寿命指数球轴承3计算一轴的后轴承的总当量动载荷一轴的后轴承B的总当量动载荷为43213IFIFPPUUBBMB（3）校核轴承寿命第一轴前轴承在传递扭矩时，内外圈无相对运动，所承受的是静载荷，该轴承的选择与传动中其它部件的设计有关，本文不对其进行校核。其余轴承的校核步骤如下计算各轴承13挡时寿命计算公式LC/PM其中C轴承的额定动载荷。计算各轴承在13挡时所需寿命汽车轴承一般以汽车大修里程LSKM作为其预期寿命。在此里程中第二轴总转数ND总LSIO/2RRLS25105KMI0为主减速,RR为车轮滚动半径。第二轴后轴承在13挡所需寿命为14UDFN总第一轴后轴承在13挡所需寿命为32IFIUB总扭矩系数FM1FM2FM3FM450607080贵州大学本科毕业论文（设计）27路程系数FU2FU3FU41UF131380根据上述公式计算结果如下轴承在各挡位时的当量动载荷XP二轴后轴承3788276622490XP中间轴前轴承84488512610X中间轴后轴承8117419050XP一轴后轴承2881251520290X各轴承总当量载荷MP表43二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承一轴后轴承14007685761551各轴承寿命（106转）表44二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承一轴后轴承4737378468971815134）、各轴承所需寿命（106转）表45二轴后轴承中间轴轴承一轴后轴承12968225因为各轴承寿命各轴承所需寿命,所以选用的轴承合格。44变速器同步器的设计贵州大学本科毕业论文（设计）28441同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示图47锁环式同步器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结合套如图（37），此类同步器的工作原理是换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，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。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，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过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一阶段结束。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图48D），完成同步换挡。贵州大学本科毕业论文（设计）29图48锁环同步器工作原理442同步环主要参数的确定（1）同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。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49A中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图49B则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34MM。图49同步器螺纹槽形式（2）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是TAN。一般68。6时，摩擦力矩较大，但在锥面的F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。贵州大学本科毕业论文（设计）30（3）摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为5060MM。（4）锥面工作长度B缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计中考虑到降低成本取相同的B取5MM。（5）同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0305MM），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚007012MM的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取105MM。（6）锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、F锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在2646范围内变化。本次设计锁止角取。30（7）同步时间T同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去