二轴五档机械式变速器传动机构设计【说明书+CAD】
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二轴五档机械式变速器转动机构设计 二轴五档机械式变速器传动机构设计 总计：毕业论文： 42 页 表 格： 2 表 插 图： 10 幅 指导教师： 王邦国 评 阅 人： 完成时间： 二轴五档机械式变速器转动机构设计 I 摘摘 要要 在汽车的传动系统中变速器是重要的一个环节，其有着独有的作用：将汽车发动机传输出来的转速降低以起到降速的作用；通过齿轮副的传递改变转动方向从而实现倒车行驶；通过设置空档的方式让动力中断。本次设计通过数据计算与分析，选择了合适的两轴间距，然后确定齿轮的各个参数，最后从齿轮所受力以及磨损情况分析，确定齿轮采用的材料，以及所需对齿轮进行的热处理工艺，然后对齿轮轴和轴承进行受力分析计算，以确保其强度满足使用要求。通过计算结果利用 CAD 与 CATIA 绘图软件绘制二维图与三维图。通过设计，更深刻的了解了变速器的结构以及工作原理，对大学所学知识有了进一步的掌握，且本文设计对变速器设计行业也提供了一些参考。 关键词：变速器；传动比；齿轮；轴 二轴五档机械式变速器转动机构设计 II ABSTRACT In the transmission system of the vehicle, the transmission is an important link, and it has a unique effect: the car engine transmission speed down to play a role in deceleration; through the transmission of gears to change the direction of rotation in order to achieve reversing travel; by setting Neutral way to power off. The design of the data through the calculation and analysis, select the appropriate two-axis spacing, and then determine the various parameters of the gear, and finally from the gear force and wear analysis, to determine the gear used materials, and the required heat treatment of gear , And then the gear shaft and bearing force analysis calculation to ensure that its strength to meet the requirements. The 2D and 3D graphs are drawn by CAD and CATIA drawing software. Through the design, a more profound understanding of the structure of the transmission and the working principle of the University of knowledge has been further grasp, and this design of the transmission design industry also provides some reference. Key WordsKey Words：Transmission；Gear ratio；Gear；Shaft二轴五档机械式变速器转动机构设计 I 目 录 摘 要 . I ABSTRACT . II 目 录 . I 1 绪 论 . 1 1.1 概述 . 1 1.2 变速器的类型： . 1 1.3 变速器的工作原理 . 2 1.4 变速器的发展现状 . 2 1.5 研究的目的、依据和意义 . 3 1.6 研究的方法 . 3 2 变速器设计方案的确定 . 4 2.1 倒挡布置形式的选择 . 4 2.2 齿轮形式的选择 . 4 2.3 变速器换挡机构的选择 . 5 3 变速器主要参数选择和零件设计 . 6 3.1 变速器最大传动比的选择 . 6 3.2 变速器其他传动比的选择 . 7 3.3 中心距的确定 . 7 3.4 齿轮的参数选择 . 7 4 各挡齿数的分配 . 9 4.1 一挡齿轮参数的计算 . 9 4.2 二挡齿轮参数的计算 . 10 4.3 三挡齿轮参数的计算 . 12 4.4 四挡齿轮参数的计算 . 13 4.5 五挡齿轮参数的计算 . 14 4.6 倒档齿轮参数计算 . 16 5 变速器零件校核 . 17 5.1 齿轮材料的选择原则 . 17 5.2 计算各轴的转矩 . 17 5.3 轮齿的校核 . 18 5.4 轴的结构和尺寸设计 . 25 二轴五档机械式变速器转动机构设计 II 5.5 轴承选择与寿命计算 . 33 6 变速器同步器的设计 . 37 6.1 同步器的结构 . 37 6.2 同步环主要参数的确定 . 38 结 论 . 40 参考文献 . 41 致致 谢谢 . 42 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 1 - 1 绪绪 论论 1.1 概述 本研究主要研究了捷达汽车的汽车变速器，因为在水平、爬坡加速等过程中汽车所需的动力不同，所需的牵引力也不同，所以在不同环境下通过变速器调节动力。根据不同的路况在最适合的动力下工作对发动机或者传输装置的损坏最小，因此对汽车寿命有利。当需要时，变速箱也可以提供汽车所需的一些动力。 （1）对变速器有如下基本要求： （2）可以保证汽车的动力支撑足够， （3）当希望切断发动机带动后轮驱动时，可以利用设置空挡的方式。 （4）希望汽车后退时，将档位设置为倒挡。 （5）具备动力装置，且可以将动力传输出去。 （6）更换档位时既省力又方便快捷。 （7）工作稳定可靠，在变速器工作过程中不能出现乱档或者跳档的现象，且换挡时不能出现大的冲击力。 （8）尽量能有较高效率。 （9）变速器的工作噪声低。 此外，变速箱还要尽可能符合工效学要求，保证质量,降低成本,便于拆卸与维修。 车辆的必要动态和经济指标与传动比，道路状况越来越复杂，传动比越大。 1.2 变速器的类型： （1）手动变速箱：手动变速器的操纵机构是比较节能的变速方式之一，并且在当今社会，中国企业掌握着手动变速箱的核心技术，积累了长期实际操作的经验，无论在价格还是质量上都会有更大的优势。短期内将继续主流化。其缺点是操作不便，特别是在城市路况较为拥挤的情况下。1 （2）自动变速器：由于其技术不断发展，使用越来越多，越来越数字化。 AISIN AW 公司是日本目前最大的一家自动变速器公司，在 11 年前，AISIN AW公司在研制方面较为领先，成功做出了自动变速器-八前速变速器，型号为 AA80E 型。当汽车采用该款变速器进行变速时将具有较大的整体传动比。其结果便是驾驶者可以在几乎任何行驶条件下选择最好的传动比。2电子控制模块可以提供多种大小不同的传动比，因此可以调节到任何需要的转速和转矩，从而降低燃油消耗，增加反向平稳度。发动机转速和驱动状态达到匹配的理想状态时，发动机的输出动力增加，而且动力使用效率提高，因此更加节省汽车燃油量，而且因为动力切合而在一定程度上降低了噪音。3 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 2 - （3）无级 变速 器（C V T）：无齿轮传动需要两组移动锥体和一个皮带或传动链，可以在无限数量的前进档中进行.CVT 传动皮带，链条和动力，可变槽宽度锥轮和传动选择比例，即变锥齿轮槽的宽度，从而传动轮和驱动轮的传输比发生变化。CVT 实际上没有等级，比 AT AT 更有效率，燃油效率更低。投入市场后，在市场上得到良好的反响，应用模式不断增加，如雨后春笋般发展了起来。 目前，世界上所有的大规模汽车制造商都在为提高产品的竞争力，强烈要求通用，尼桑等知名品牌的无级变速器汽车销售配备。CVT 年产量目前达到 五十万车次之多。不得不提的是，之前在日本市场配有 CVT 的车辆占据主流，但是这个趋势正不断向欧洲北美等市场蔓延，就目前来说，在汽车行业, 装备 CVT 变速器的汽车前景优良。 1.3 变速器的工作原理 普通齿轮传动即固定轴传动，由齿轮箱，齿轮等部件组成，可以改变汽车发动机的转速，而且通过调节还可以改变旋转方向。 （1）.变速原理 主动齿轮的齿数从动齿轮的齿数从动齿轮的转速主动齿轮的转速传动比 自动变速器是基于齿轮传动这一原理，并使用多种不同尺寸的齿轮来换档。 （2）.变向原理 汽车发动机的工作过程是一个顺序过程，这个过程是不可逆转的，但是为了是汽车不仅可以前进而且可以后退，我们在变速器中将倒挡“R”功能加入其中，使汽车可以后退。倒挡是有一个传动机构产生的，这个传动机构是在汽车传动机构中间加入一个齿轮，这个齿轮可以用来改变传动轴的传动方向，从而实现汽车后退。 1.4 变速器的发展现状 作为传递动力和改变传动速度的重要手段，变速箱的制造要求在国外也越来越苛刻。中国汽车传动市场处于目前正在蓬勃发展的喜人状态。在二零一零年，中国汽车在一年内的销量已达一千八百万辆，与同期相比有了大幅度增加，增长率为百分之四十六，而仅仅过了四年，在二零一五年汽车年销量便已经突破了四千万辆。中国传动业面临巨大市场增长的重大机遇。在两千零九年，仅仅在中国汽车的汽车传动市场，销售额已经超过了五十二亿，获得了较大进步年均增长 20以上。 近几年以来，汽车乘用车销量不断攀升，在两千零七年，仅在中国国内，乘用车变速器销量便达到了惊人的六百万件以上，可谓规模庞大，虽然其中手动变速器仍然为主要部分，但是随着技术不断发展，机械式自动变速器技术趋于成熟，所以在国内自动变二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 3 - 速器销量越来越好，需求不断攀升，而且在近几年，商用车销量也在不断攀升，仅仅在两千零七年一年，商用变速器在国内的市场便达到了二百万件， 现在市场主流依然是较为轻便的轻型货车使用的变速器，但是随着运输业发展，重型车变速器也将在国内市场逐渐发力。对于手动变速器来说，基本上为国产产品，这对于我国汽车制造业来说无疑是个好消息，但是不幸的是， 自动变速器它的核心技术国内还未掌握，大部分核心还在国外， 国内自动变速器多为进口， 因此, 面对国外的挑战， 中国制造企业压力很大。 1.5 研究的目的、依据和意义 在二十一世纪，汽车工业为我国经济发展提供了不可磨灭的贡献，而且这个贡献还在提升。事实上，像人们一样，汽车与卫生系统有机结合。发动机是心脏, 车轮, 底盘和悬架则化为躯干和四肢，但连接类似于身体的经向速度传输系统。如果车辆失去传播的中心部分, 心脏, 四肢和躯干要是再好，汽车也是废铁一堆。传动装置是汽车行业不可或缺的产物，这是汽车的必需品。用于将发动机转矩和转速改变为驱动轮的驱动，在某种程度上，变速器决定了汽车动力的性能，而且还影响了汽车燃油消耗，因此变速器对于汽车的本身来说，设计具有十分明显的意义。当今社会，人们对于汽车的各方面性能要求越来越高，大家的品味也越累越高，因此乘客驾驶体验等也成为了汽车评价的一个重要参考量。综合学习运用汽车结构,汽车设计,机械设计, 等其他大学课程知识，可以实现理论实践相结合，而且可以对汽车变速器有更深一步的认识。 1.6 研究的方法 通过分析学习近几年来国内外传输设计的文献综述，结合自身在大学期间学习的各种专业知识，灵活构思，最终得出如下的设计。比较不同的方案以及方法来设计最合适的解法，计算每个齿轮比和齿轮箱结构的参数。为了计算轴和轴承，需要查阅相关手册及参考资料。 此外，现有的传统传输结构可以得到改善，提高效率。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 4 - 2 变速器设计方案的确定变速器设计方案的确定 2.1 倒挡布置形式的选择 常见的倒档布置方案如图 1-1 所示 图 1-1 倒档布置方案 图 2-3（b）方案的优点在于防止多对齿轮之间互相啮合。如果是在换挡时，有两对齿轮同时进入了啮合的状态，则会导致换挡困难。图 2-3（c）方案虽然倒挡传动比比较大，但是换挡的程序不够科学合理。图 2-3（d）方案在 2-3（c）的基础上对其缺点做了修改。图 2-3（e）所示的方案是倒挡的齿轮设计成一个整体，加长了它齿宽。图 2-3（f）方案，常啮合的齿轮可以被所有齿轮所通用，方便换挡。本文选择 2-3（f）作为倒档传动布置方案。 2.2 齿轮形式的选择 齿轮形式有两种形式，第一个是直齿圆柱齿轮，第二个是斜齿圆柱齿轮。 后者使用的时间长，工作时产生的噪声低，这是其优势，但是制造时较为复杂，耗费时间精力。 4 本设计倒档采用前者，其他档位采用后者。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 5 - 2.3 变速器换挡机构的选择 变速器换挡机构有三种方式, 第一个是直齿滑动的齿轮, 第二个是啮合套, 第三个是同步器换挡。 使用轴向第一个换挡， 会冲击轮齿端面, 磨损齿轮的端部， 与此同时，伴随着噪声污染。使用第二个换挡，能够承受换挡冲击载荷接合齿的齿数量比较多, 会使其过早损坏，并且不能消除换挡的冲击。第三个一般会选择惯性式的变速器，它可以使得换挡更快、没有冲击、没有噪声污染，应用广泛。5故本设计均采用第三种方式进行换挡， 如图 2-4 所示： 图 2-4 锁环式同步器示意图 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 6 - 3 变速器主要参数选择和零件设计变速器主要参数选择和零件设计 3.1 变速器最大传动比的设计 变速器最大传动比根据所要满足的最大爬坡度的要求，其汽车行驶方程式： dtdumGiuACGfriiTaDTg20emax15.21 当汽车使用一档在无风、平顺的道路上行驶时，公式可简化为： s i n c o s0e m a xGGfriiTTg 即： TtqgiTfGri01sincos 3 1（） maxT发动机输出最大转矩（mN）; m汽车的质量kg（）; g重力加速度N/kg（） G作用在汽车上的重力N（ ）; 0i主减速传动比; T传动系统的效率；r车轮半径m（ ）; f滚动阻力系数; 爬坡度（）。 根据滚动阻力系数图，初选0.025f 。 将1210kgm；71.8%T；0.317mr ；0.025f 代入式3 1（）， 求得： 783. 2i1g。 根据需满足的附着条件： max01T2gTiiF 32（） 在水平的混凝土路面，取0.75。 将数据代入式（3-2）， 求得： 1m a x09 2 7 00 . 7 50 . 3 1 64 . 1 7 92 1 13 . 4 70 . 7 1 8gTFriTi 由式（3-1）和（3-2）可知：14.1792.783gi。 现如今，乘用车一档的传动比在 3 以上, 4.5 以下，初步选取一档传动比13.2gi。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 7 - 3.2 变速器其他传动比的选择 由上述条件初选一挡传动比为2 . 31gi。汽车传动系的各挡传动比例一般按等比来分步： 即： qiiiigggg3221，413223,qiqiqiggg 初选： 8 . 0,13. 1, 6 . 1,26. 25432ggggiiii 3.3 中心距的确定 初选中心矩的计算参照下述公式： 31m a xgeAiTKA （3-3） 式中 m a xeT发动机最大转矩（mN）；mN155maxeT AK中心距系数；AK取值范围 8.69.6。取97. 8AK；1i变速器一挡传动比, 2 . 31i；g变速器传动效率96. 0g。 将数据代入式（3-3）, 求得：mm68A。 3.4 齿轮的参数选择 （1）齿轮模数 根据实际使用情况选择合适的齿轮模数 m=25。 （2） 压力角 乘用车选择较小的压力角可以降低噪声而选择较大的压力角则会增加强度, 本设计根据国家标准压力角的规定, 选择20压力角。 （3）螺旋角 汽车的变速器齿轮大多采用斜齿轮, 在倒挡齿轮和一挡齿轮的情况下用直齿轮，这样做可以减少工作的噪声，提高强度。螺旋角的确定需要注意下面的问题。 如果螺旋角越大，齿轮啮合的重合程度越大, 从而工作会平稳，噪声会降低，与此同时，有相关数据表明，当螺旋角越大，齿轮的强度会越高。若螺旋角大于30, 齿轮的抗弯强度就会变低, 然而其接触强度却会变高。7应该在这之间选择最均衡的方式。 最后, 由于啮合齿轮模数、 齿数不同等缘由导致中心距不等的现象, 可以调整螺旋角，消除其影响。对于斜齿轮螺旋角的初始取值范围：2918。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 8 - （4）齿宽设计 增加齿轮螺旋角， 可以减少轴向尺寸和质量， 减小齿宽， 削弱齿轮传动平稳的程度，但是这种方式，会增大轴承的轴向力，从而减少使用时间8，齿的宽度还会增加齿轮工作应力。确定齿宽： 直齿齿宽：mKbC， CK齿宽系数：0 . 85 . 4。 斜齿齿宽：nCmKb ， CK齿宽系数：6.08.5。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 9 - 4 4 各挡齿数的分配各挡齿数的分配 传动比结构图如下所示： 图 4-1 变速器简图 1.输入轴一挡齿轮 2.输出轴一挡齿轮 3.输入轴二挡齿轮 4.输出轴二挡齿轮 5.输入轴三挡齿轮 6.输出轴三挡齿轮 7.输入轴四挡齿轮 8.输出轴四挡齿轮 9.输入轴五挡齿轮 10.输出轴五挡齿轮 11.输入轴倒挡齿轮 12.输出轴倒挡齿轮 13.倒档中间齿轮 4.1 一挡齿轮参数的计算 一挡斜齿轮模数2.5，初选1 2cos22 一挡传动比：121gZZi 求1Z, 2Z的齿数和hZ nhmAZ21cos25 . 222cos66248.96取整为49 1Z11.65 取12 2Z49 1237 修正中心距A cos20hnZmA cos22237125 . 2）（69.06mm 一挡齿轮角度变位： 端面压力角 t： t a ntt a nn/cos2-10.392 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 10 - t2 1. 4 2 啮合角 ,t： c o s,ttoAAc o s0 . 9 3 2 ,t2 1. 2 9 变位系数之和 nt,t21nt a n2i n vi n vzz 0.11 查变位系数线图得：2 . 312zzu 41. 01 52. 02 计算一挡齿轮1 2、参数： 分度圆直径 2- 11n1co s/mzd 2. 51 2 / c o s 2 23 2. 3 5 6 mm 2- 12n2co s/mzd 2. 53 7 / 2 29 9. 7 6 4 mm 齿顶高 nn1ana1yhmh3. 7 4 mm nn2ana2yhmh1. 4 1 5 mm 式中： n0n/mAAy）（6 66 6. 0 6/ 2. 50 . 0 2 4 （） nnnyy 0 . 1 10 . 0 2 4 0 . 0 8 6 齿根高 n1an1hmchf2. 1 mm n2an2hmchf4. 4 2 5 mm 齿顶圆直径 a11a12hdd3 9. 8 3 6 mm a22a22hdd10 2. 0 6 2 mm 齿根圆直径 1112ffhdd2 8. 1 5 6 mm 2222ffhdd9 0 . 9 1 4 mm 当量齿数 2- 1311vco s/zz1 5. 0 5 6 2- 1322vco s/zz4 6. 4 2 4 4.2 二挡齿轮参数的计算 二挡斜齿轮模数2.25，初选4324 342ZZig 4343ncos2ZZmA 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 11 - n4343cos2mAZZ5 . 224cos66253.59 取整为54 3Z15.81，取整为17 4Z37则，342ZZi 17372.17652gi2.390 二挡齿轮角度变位： 理论中心距 4343c o s2ZZmAno6 9. 7 5 mm 端面压力角 t a ntt a nn/ c o s43 t2 1. 5 7 4 端面啮合角 totAAc o sc o s,574.21cos66499.66 451.20,t 变位系数之和 nt,t43nt a n2i n vi n vzz 0 . 2 1 6 查变位系数线图得： 297. 234zzu n0.216 30 . 3 5 4566. 03n 二挡齿轮参数： 分度圆直径 4333c o snmzd4 1. 8 7 0 mm 4344c o snmzd9 1. 1 2 8 mm 齿顶高 nn3an3yhmha3. 0 2 9 mm nn4an4yhmha0 . 9 6 7 5 mm 式中： n0n/mAAy）（ 0 . 2 2 nnnyy0 . 0 0 4 齿根高 n3nan3hmchf2. 0 2 5 mm n4nan4hmchf4. 0 8 6 mm 齿顶圆直径 33a32ahdd4 7. 9 2 8 mm 4a442hdda9 3. 0 6 3 mm 齿根圆直径 3332ffhdd3 7. 3 7 0 mm 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 12 - 4442ffhdd8 2. 9 5 6 mm 当量齿数 43333vco s/zz2 2. 2 9 8 4334v4cos/zz49.843 4.3 三挡齿轮参数的计算 三挡斜齿轮初选6522，模数2.25 563ZZi 1. 6 4 9 6565cos2ZZmAn 65ZZZh5 4. 3 9， 取整为55 5Z19.727取整21， 6Z34 563ZZig21341.6193gi1.788 三挡齿轮角度变位： 理论中心距 6565c o s2ZZmAno6 9. 7 4 mm 端面压力角 t a ntt a nn/ c o s650 . 3 8 8 t2 1. 2 1 8 端面啮合角 totAAc o sc o s,218.21cos66734.660 . 9 4 2 6 511.19,t 变位系数之和 nt,t65nt a n2i n vi n vzz 0 . 3 1 查变位系数线图得： 649. 165zzu 50.19 6 0 . 50 三挡齿轮5 6、参数： 分度圆直径 6555c o snmzd50 . 9 1 6 mm 6566c o snmzd8 2. 50 8 mm 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 13 - 齿顶高 nn5an5yhmha2. 6 4 2 mm nn6an6yhmha1. 0 8 9 mm 式中： n0n/mAAy）（ 0 . 3 2 6 nnnyy0 . 0 1 6 齿根高 n5nan5hmchf2. 3 8 5 mm n6nan6hmchf3. 9 3 8 mm 齿顶圆直径 55a52ahdd5 6. 2 4 5 mm 6a662hdda8 4. 6 8 6 mm 齿根圆直径 5552ffhdd4 6. 1 9 1 mm 6662ffhdd7 4. 6 3 3 mm 当量齿数 65355vc o s/zz2 6. 3 8 9 65366vc o s/zz4 2. 6 6 0 4.4 四挡齿轮参数的计算 四挡斜齿轮初选8724模数nm2.5 784ZZig184. 1 8787cos2ZZmAn 24.4887 ZZ 取整49 7Z20.614， 取整为23 8Z26 788ZZig23261. 1 30 48gi1. 3 7 7 四挡齿轮角度变位： 理论中心距 8787c o s2ZZmAno6 7. 0 6 4 mm 端面压力角 t a ntt a nn/ c o s870 . 3 9 2 2 t2 1. 4 2 端面啮合角 totAAc o sc o s,42.21cos66046.670 . 9 4 6 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 14 - 02.21,t 变位系数之和 nt,t87nt a n2i n vi n vzz 0 . 3 9 查变位系数线图得： 184. 178zzu 7 0.03 8 0 . 3 6 四挡齿轮7 8、参数： 分度圆直径 8777c o snmzd6 2. 9 4 2 mm 8788c o snmzd7 1. 1 5 1 mm 齿顶高 nn7an7yhmha2. 3 7 5 mm nn8an8yhmha1. 5 5 mm 式中： n0n/mAAy）（0 . 4 1 nnnyy0 . 0 2 齿根高 n7nan7hmchf3. 2 mm n8nan8hmchf4. 0 2 5 mm 齿顶圆直径 77a72ahdd6 7. 6 9 2 mm 8a882hdda7 4. 2 5 1 mm 齿根圆直径 7772ffhdd5 6. 5 4 2 mm 8882ffhdd6 3. 10 1 mm 当量齿数 87377vc o s/zz30 . 1 6 8 87388vc o s/zz3 4. 10 3 4.5 五挡齿轮参数的计算 五挡斜齿轮初选10922模数nm2.25 9105ZZig85. 0 109109cos2ZZmAn 39.54109ZZ 取整55 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 15 - 9Z29.4， 取整31 10Z24 9105ZZig31240 . 7 7 40 . 8 5 五挡齿轮角度变位： 理论中心距 109109cos2ZZmAno6 6. 7 3 4 mm 端面压力角 t a ntt a nn/ c o s1090 . 3 8 8 t2 1. 2 1 8 端面啮合角 totAAc o sc o s,218.21cos66734.660 . 9 4 2 6 511.19,t 变位系数之和 nt,t109ntan2invinvzz 0 . 3 1 查变位系数线图得： 292. 1109ZZu 9 0.19 10 0 . 50 五挡齿轮1 2、参数： 分度圆直径 10-999cosnmzd 7 5. 2 2 8 mm 10-91010cosnmzd80 . 5 1 2 mm 齿顶高 nn9an9yhmha2. 6 4 2 mm nn10an10yhmha1. 0 8 9 mm 式中： n0n/mAAy）（0.326 nnnyy0 . 0 8 6 齿根高 n9nan9hmchf2. 3 8 5 mm n10nan10hmchf3. 9 3 8 mm 齿顶圆直径 99a92ahdd80 . 5 1 2 mm 01a10102hdda6 0 . 4 1 9 mm 齿根圆直径 9992ffhdd7 0 . 4 5 8 mm 1010102ffhdd50 . 3 6 5 mm 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 16 - 当量齿数 10-9399vcos/zz3 8. 8 9 6 10-931001vcos/zz30.112 4.6 倒档齿轮参数计算 根据一般原则倒挡齿轮应选择与一挡齿轮相近的模数, 倒挡齿轮12Z的齿数在2123之间进行选择,计算输入轴与倒挡轴的中心距，A。 初选11Z21， 12Z13， 121121ZZmA，21135 . 22142.5mm 为确保倒挡齿轮不会发生运动干涉, 齿轮11和12的齿顶圆之间应具有大于0.5mm的间距,则齿轮12的齿顶圆直径12eD： ADDee25 . 021112 121112eeDAD2 662.5132193.5mm 212nmDZe5 . 25 .93235.4 齿轮11 12、的齿顶圆要有大于0.5mm的间距， 12Z34 计算倒挡、输出两轴间中心距A 21112, ,zzmA234215 . 268.75mm 倒挡的传动比为： 13121113zzzzi 2.615 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 17 - 5 变速器零件校核变速器零件校核 5.1 选择齿轮材料 1.在不同的工作环境下，齿轮受力等方面均不一样，因此我们可以对其选择不同的不同的材质的材料，但是一般来说，齿轮都需要一定的强度和硬度、耐磨度，但是由于硬度和韧性，因此在增加硬度的时候韧性会下降，所以应选用表面处理工艺，得到表面硬度高人内部韧性好的材料。 2.选择合适的材料搭配， 齿轮大小不同， 受力不同， 受磨损或者其他消耗也不相同，因此对于大小齿轮搭配来说，小齿轮的硬度总是应该略大于大齿轮，这样可以保证二者有着相似的使用寿命，一般为了让大小齿轮使用寿命相似，硬度差一般在三十到五十布氏硬度。此外，大小齿轮一般使用不同牌号的材料，这是因为这样可以提高弱者的胶合能力。9 3. 对其进行后期热处理以改变材料性能， 一般是提高材料的加工性能。 一般来说，对于较大尺寸的齿轮，因热处理空间难以达到，所以一般是采用铸造件，材料一般采用铸钢材料或者铸铁材料，对于那些大尺寸的齿轮, 在生产中一般直接使用铸造毛坯，这个也可以选择使用铸钢件或者选择使用铸铁件。对于尺寸不大的齿轮，一般要采用锻造钢材来制造，对于那些尺寸小，热切对于质量的要求又不高的齿轮，一般可以选择圆钢材料。根据需要的齿轮的硬度要求，适当选择中碳钢或者合金钢，然后进行正火、淬火等后续的热处理工艺，如果有需要还可以进行表面渗碳、表面渗氮等工艺进行处理，提高表面抗磨损度，以及提高表面硬度。 10。 由于变速器中齿轮是在一直运动的，它们呢的转动需要磨损材料，而且受理较大，所以还需要一定的刚度来保证零件不会发生弯曲变形现象，因此需要对齿轮进行表面强化处理。 5.2 计算轴的转矩 发动机输出的最大扭矩192N m, 齿轮之间的传递效率99%， 离合器的传递效率98%, 轴承传递效率96%。 输入轴 1Tm a xeT1 50 N m 输出轴 2T齿承1T1 509 6 %9 9 %1 4 2. 5 6 N m 输出轴一挡 1221iTT1 4 2. 5 63. 24 5 6. 1 2 9 N m 输出轴二挡 2222iTT1 4 2. 5 62. 2 9 73 3 4. 3 5 1 N m 输出轴三挡 3223iTT1 4 2. 5 61. 6 4 92 4 0 . 0 2 8 N m 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 18 - 输出轴四挡 4224iTT1 4 2. 5 61. 1 8 41 7 2. 3 4 3 N m 输出轴五挡 5225iTT1 4 2. 5 60 . 8 51 2 3. 7 2 6 N m 倒挡 倒齿承倒）（iTT11 5099. 096. 030 . 8 53 7 2. 8 4 9 N m 5.3 轮齿校核 1. 轮齿弯曲强度计算 倒档齿 轮弯曲应力w 图. 5 1 齿轮系数图 yzKmKKTcfgw32 5 1（） w弯曲应力aMP（）；gT计算载荷.Nmm（）；K应力集中系数K1.68；fK摩擦力影响系数，主动齿轮fK1.1， 从动齿轮fK0.9； b齿宽mm（）；m模数；y齿形系数。 齿轮11 12 13，的弯曲应力11w ， 12w， 13w 11z21， 12z13， 13z34， 11y0.141， 12y0.145，13y0.162， 372.849N mT 倒， 2T142.56N m 11113112yKzmKKTcfw719.114MPa400850MPa 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 19 - 121231122yKzmKKTcfw3310.145. 08135 . 21 . 165. 11502735.948MPa400850MPa 13133132yKzmKKTcfw倒3310162. 00 . 8345 . 29 . 065. 1849.3722512.219MPa400850MPa 斜齿轮弯曲应力w KyKzmKTcngw3cos2 5 - 2（） gT计算载荷， N mm； nm法向模数；z齿数；斜齿轮螺旋角；K应力集中系数， K1.50； y齿形系数，可按当量齿数3coszzn在图中查得；cK齿宽系数；K重合度影响系数, K2.0。 （1）计算一挡齿轮1 2，的弯曲应力1w ， 2w 1z12， 2z37， 1y0.118， 2y0.155， 21T456.129N m， 1T150N m， KKymzKTcnw1312- 111cos233100 . 20 . 716. 05 . 21250. 122cos1502。 aa316.37MP180350MP KKymzKTcnw2322- 1212cos233100 . 20 . 8127. 05 . 23750. 122cos129.4562。 aa344.001MP180350MP （2）计算二挡齿轮3 4，的弯曲应力 3z17， 4z37， 3y0.164， 4y0.122， 22T334.351N m， 1T150N m， KKymzKTcnw3334-313cos233100 . 20 . 7164. 025. 21750. 124cos1502。 aa294.47MP180350MP KKymzKTcnw4344-324cos233100 . 20 . 8122. 025. 23750. 124cos351.3342。 aa345.728MP180350MP （3）计算三挡齿轮5 6，的弯曲应力 5z21， 6z34， 5y0.152， 6y0.121， 23T240.028N m， 1T150N m KKymzKTcnw5356515cos2 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 20 - 33100 . 20 . 7152. 025. 22150. 122cos1502。 aa261.042MP180350MP KKymzKTcnw63665236cos2 33100 . 20 . 8121. 025. 23450. 122cos028.2402。 aa283.588MP180350MP （4）计算四挡齿轮7 8 ，的弯曲应力 7z23， 8z26， 7y0.145， 8y0.125， 24T172.343N m， 1T150N m KKymzKTcnw7378-717cos233100 . 20 . 7145. 05 . 22350. 124cos1502。 aa147.791MP180350MP KKymzKTcnw8388-7248cos233100 . 20 . 8125. 05 . 22650. 124cos343.1722。 aa185.136MP180350MP （5）计算五挡齿轮9 10，的弯曲应力 9z31， 10z24， 9y0.156， 10y0.148， 1T150N m， 25T123.726N m KKymzKTcnw93910-919cos233100 . 20 . 7156. 025. 23150. 122cos1502。 aa172.301MP180350MP KKymzKTcnw1031010-92510cos233100 . 20 . 8115. 025. 22450. 122cos726.1232。 aa217.892MP180350MP 2. 接触应力j bzgjdbET11coscos418. 0 5 3（） j轮齿接触应力aMP（）； gT计算载荷N mm（）； d节圆直径mm（）；节点所在地方的压力角（）；齿轮的螺旋角度（）；E弹性模量aMP（）； b两个齿轮重合宽度(mm)。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 21 - 由公式可知，输入轴受力载荷为2/maxeT，可以看出其许用接触应力j为表 5.1 所示数据。 弹性模量E4220.6 10 N mm, 齿宽nccmKmKb 表. 5 1 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 MPaj 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 19002000 950 1000 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 650700 （1）齿轮1 2，的接触应力 21T456.192N m， 1T150N m， 121z， 372z， 222- 1 1u/21Ad31.429mm， 2du1d10 0 . 5 7 3 mm 22cos/sin2211dz6.434mm 22cos/sin2222db19.838mm 1211111coscos418. 0zbjdbET 3510838.191434. 6122cos20cos429.315 . 271006. 2150418. 0 aa1445.184MP19002000MP 1222121122coscos418. 0zbjdbET 3510838.191434. 6122cos20cos573.1005 . 281006. 2192.456418. 0 aa1342.598MP19002000MP （2）计算二挡齿轮3 4，的接触应力 22T334.351N m， 1T150N m， 173z， 374z， 244-3 1u/24Ad40.036mm， 43du d91.964mm 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 22 - 24cos/sin2244db18.672mm 24cos/sin2233dz8.579mm 343131124coscos418. 0bzjdbET 3510579. 81672.18124cos20cos036.4025. 271006. 2150418. 0 aa1212.385MP1300 1400MP 3442241124coscos418. 0zbjdbET 3510579. 81672.18124cos20cos934.91825. 21006. 2351.334418. 0 aa1132.459MP1300 1400MP （3）计算三挡齿轮5 6，的接触应力 23T240.028N m， 1T150N m， 215z， 346z， 2265 ）（1u/25Ad49.830mm， 56du d84.412mm 22cos/sin2266db17.003mm 22cos/sin2255dz10.134mm 565151122coscos418. 0zbjdbET 3510003.171134.10122cos20cos830.49725. 21006. 2150418. 0 aa1060.116MP1300 1400MP 5662361122coscos418. 0zbjdbET 3510003.171134.10122cos20cos412.84825. 21006. 2028.240418. 0 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 23 - aa987.396MP1300 1400MP （4）计算四挡齿轮7 8 ，的接触应力 24T172.343N m， 1T150N m， 237z， 268z， 248-7 1u/27Ad60.440mm， 38du d71.560mm 24cos/sin2288db14.579mm 24cos/sin2277dz12.897mm 787171124coscos418. 0zbjdbET 3510579.141897.12124cos20cos440.605 . 271006. 2150418. 0 aa 873.056MP1300 1400MP 7882481124coscos418. 0zbjdbET 3510579.141897.12124cos20cos560.7185 . 21006. 2343.172418. 0 aa740.923MP1300 1400MP （5）五挡齿轮9 10，的接触应力 1T150N m， 25T123.726N m， 279z， 2210z， 2210-9 1u/29Ad71.351mm， 910du d60.649mm 22cos/sin2299dz14.476mm 22cos/sin221010db11.796mm 1099191122coscos418. 0bzjdbET 3510796.111476.14122cos20cos351.7175 . 21006. 2150418. 0 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 24 - aa833.087MP1300 1400MP 1091025101122coscos418. 0bzjdbET 3510796.111476.14122cos20cos649.6085 . 21006. 2726.123418. 0 aa783.954MP1300 1400MP （6）计算倒挡齿轮11 12 13，的接触应力 倒T372.849N m， 1T150N m， 2113z， 1311z， 3412z 5 .32d11mm 85d12mm 5 .52d13mm 20sin21111dz5.558mm 20sin21212bd14.536mm 20sin2131313dbz8. 9 7 8 mm 1211131311cos418. 0bzjdbET 3510978. 81558. 5120cos5 .5285 . 21006. 2234.230418. 0 aa564.157MP19002000MP 13111111111cos418. 0bzjdbET 3510978. 81558. 5120cos5 .3285 . 21006. 2150418. 0 aa1604.646MP19002000MP 121312131211211cosz/z418. 0bzjdbET 3510536.141978. 8120cos5 .5285 . 21006. 2234.230418. 0 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 25 - aa12303150MP19002000MP 5.4 轴的结构和尺寸设计 在汽车运行时，变速器内部的轴应该满足相应的刚度与强度的要求。 输入轴花键区域直径dmm（）： 3maxeTKd K经验系数， K4.04.6； maxeT发动机输出最大转矩N m（）。 输入轴花键区域直径： 311556 . 40 . 4d 21.2524.44mm 最先选择的两轴间的距离为L75mm。 轴的最小直径可以满足轴所需强度； 333 2 . 0109550nPd 54（） d轴的最小直径mm（）； 最大剪应力M Pa（）； P发动机输出的最大功率kw（）； N转速r/ min（）。 将数据代入54（）式得： 36.19380081522 . 0109550 2 . 0109550333333nPdmm 选择轴的最小直径为20mm。 1. 两轴刚度计算 在齿轮工作过程中，其最重要的影响因素是齿轮轴在垂直于轴的平面内产生的转角以及轴产生的挠度变形。当定好机体轴尺寸后，要进行仔细的校验，以保证轴的刚度好强度。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 26 - 52图轴的挠度和转角 挠度为cf，在水平面内挠度用sf表示，转角用表示， E I LbaFfc3221 5 5（） E I LbaFfs3222 56（） E I LababF31 57（） 1F齿轮在平面上的径向力N（ ）； 2F齿轮于平面上的圆周力N（ ）； E弹性模量aMP（）， E5a2 1 10 MP ； I惯性矩4mm（），644dI；d轴的直径m m（）；a、b支座A、B处距轴的力的距离mm（）； L支座间的距离mm（）。 轴的挠度为2 . 022scfffmm。 一档工作时： 1 .8640125 . 225cos101432cos223111111zmTdTFngtN 8 .346925cos20tan1 .8640costan111ntrFFN 7 .311420tan1 .8640tan111taFFN 输入轴的挠度和转角的计算： 由上可知：a23； b220； L243； d43，mm（），把以上数据代入相关公式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到 LdEbaFEILbaFfrrc4221221364310. 005. 000019. 0cfmm 15. 01 . 001. 03644221stsfLdEbaFfmm 2 . 001. 00001. 02222scfffmm 002. 0106 . 43)(6-1EILababFrrad 输出轴的挠度和转角的计算： 在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。 由上可知：a=23；b=220；L=243；d=43，（单位均为 mm），把以上数据代入相关公式（ 5 -5）、（5- 6）、（5- 7），经过计算得到： 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 27 - LdEbaFEILbaFfrrc4221221364310. 005. 00032. 0cfmm 15.01.00082.0ssffmm 2 . 022scfffmm 002. 0000124. 03)(1EILababFrrad 二档工作时： 4 .6670155 . 229cos101432cos2233232zmTdTFngtN 9 .2775costan222ntrFFN 5 .3697tan222taFFN 输入轴的挠度和转角的计算： 由上可知：a132； b112； L243； d45，mm（）， 把以上数据代入相关公式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到： LdEbaFEILbaFfrrc4221221364310. 005. 001. 0cfmm 15. 01 . 0027. 03222srsfEILbaFfmm 2 . 022scfffmm 002. 0000117. 03)(2EILababFrrad 输出轴的挠度和转角的计算： 在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。 由上可知：a66b177L243d40mm；，（），把以上数据代入相关公式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到： LdEbaFEILbaFfrrc4222222364310. 005. 0017. 0cfmm 15. 01. 0044. 03644222stsfLdEbaFfmm 2 . 022scfffmm 002. 000016. 03)(2EILababFrrad 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 28 - 三档工作时： 8 .5364195 . 227cos101432cos2235353zmTdTFngtN 5 .2191costan333ntrFFN 5 .2733tan333taFFN 输入轴的挠度和转角的计算： 有以上可知：a 89b 154L243d70mm；，（），把以上数据代入5 55 65 7（）、（）、（）得到： LdEbaFEILbaFfrrc42232233643=10. 005. 000165. 0cfmm 15. 01 . 000424. 03644223stsfLdEbaFfmm 2 . 022scfffmm 002. 0108 . 73)(6-3EILababFrrad 输出轴的挠度和转角的计算： 在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。 由上可知：a89b154L243d38mm；，（），把以上数据代入相关公式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到： LdEbaFEILbaFfrrc4223223364310. 005. 0019. 0cfmm 15. 01 . 00488. 03644223stsfLdEbaFfmm 2 . 022scfffmm 002. 000009. 03)(3EILababFrrad 四档工作时： 3 .4591225 . 228cos101432cos2237474zmTdTFngtN 6 .1892costan444ntrFFN 2 .2441tan444taFFN 输入轴的挠度和转角的计算： 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 29 - 由上可知：a132b112L243d85mm；，（），把以上数据代入式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到： LdEbaFEILbaFfrrc4224224364310. 005. 000096. 0cfmm 15. 01 . 00025. 03644224stsfLdEbaFfmm 2 . 022scfffmm 002. 0101 . 23)(8-4EILababFrrad 输出轴的挠度和转角的计算： 在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。 由上可知：a132b112L243d35mm；，（），把以上数据代入式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到： LdEbaFEILbaFfrrc4224224364310. 005. 002. 0cfmm 15.01.006.03644224stsfLdEbaFfmm 2 . 022scfffmm 002. 01078. 33)(5-4EILababFrrad 五档工作时： 2 .3672285 . 226cos101432cos2239595zmTdTFngtN 1 .1487costan555ntrFFN 1 .1791tan555taFFN 输入轴的挠度和转角的计算： 在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。 由上可知：a183b6 0L243d28mm；，（），把以上数据代入式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到： LdEbaFEILbaFfrrc4225225364310. 005. 00004. 0cfmm 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 30 - 15. 01 . 00011. 03644225stsfLdEbaFfmm 2 . 022scfffmm 002. 0104 . 23)(6-5EILababFrrad 输出轴的挠度和转角的计算： 由上可知：a160b83L243d32mm；，（），把以上数据代入式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到： LdEbaFEILbaFfrrc4225225364310. 005. 0027. 0cfmm 15. 01 . 007. 03644225stsfLdEbaFfmm 2 . 022scfffmm 002. 000016. 03)(5EILababFrrad 倒档工作时： 8800135 . 20cos101432cos2231111zmTdTFnRgtRN 9 .3202costan5RntrRFFN 输入轴的挠度和转角的计算： 由上可知：a183b6 0L243d32mm；，（），把以上数据代入相关公式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到： LdEbaFEILbaFfrrc4225225364310. 005. 005. 0cfmm 15. 01 . 013. 0364422stRsfLdEbaFfmm 2 . 0139. 022scfffmm 002. 01098. 53)(4-EILababFrRrad 输出轴的挠度和转角的计算： 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 31 - 在变速器的输出轴和输入轴上，他们两个作用力除方向相反外其余全部相同。 由上可知：a183b6 0L243d28mm；，（），把以上数据代入相关公式5 55 65 7（）、（）、（），经过计算得到： LdEbaFEILbaFfrRrRc42222364310. 005. 007. 0cfmm 15. 01 . 007. 03644225stsfLdEbaFfmm 2 . 019. 022scfffmm 002. 0001. 03)(EILababFrRrad 通过上述公式计算，可以得出在不同档位时变速器均能满足要求。 2. 轴的强度计算 变速器在一档工作时： 对输入轴校核： 图 5-3 输入轴上作用力 计算输入轴的支反力： 1 .8640125 . 225cos101432cos223111111zmTdTFngtN 8 .3469costan111ntrFFN 9 .4028tan111taFFN 已知：a23mmb220mmL243mmd35mm；， （1）.垂直面内支反力 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 32 - 对B点取距：1 110AYarFabF rF b（） 代入得：2683NAYF 对 A 点取距：1 11ab0BYarFF rF a（） 代入得：519.9NBYF （2）水平面内的支反力 对 B 点取距：10AXtFabF b（） 代入得：7486.6NAXF 对 A 点取距：10BXtFabF b（） 代入得：782.7NBXF （3）计算垂直面内的弯矩 齿轮上受到轴向力和横向力的双重作用，在双重作用力作用下轴会发生弯曲变形，求得所受力的大小。然后分析受力，然后进行计算，得出BM、BHM。求得其应力大小为 332dMWM 5 8（） 式中：222TMMMBHBN m（）； 将以上所得数据代入5 8（）式，可以得到： 48.593514. 3297.250249323233maxminmaxdMWMMPa 在定位较低较低时，应力 a400MP， 满足使用条件。 计算输出轴的支反力： 齿轮受力如下： 图 5-4 输出轴上作用力 对输出轴校核： 4 .5842cos22111112zmTdTFngtN 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 33 - 9 .2262costan112ntrFFN 5 .2126tan112taFFN 已知：a23mmb220mmL243mmd43mm?； （1）垂直面内支反力 对 B 点取距：AYa2 2r2FabF rF b0（） 代入得：AYF1860.6N 对 A 点取距：BYa2 2r2FabF rF a0（） 代入得：BYF402.3N （2）水平面内的支反力 对 B 点取距：AXt2FabF b0（） 代入得：AXF5289.4N 对 A 点取距：BXt2FabF b0（） 代入得：BXF551.3N 将上述所用数据代入公式5 8（），如下可得： 26.86323dMWMMAXMAXMAX MPa 在档位较低时工作时，应力 a400MP，可以满足使用条件。 5.5 轴承选择与寿命计算 轴承的损耗与汽车驾驶速度以及行驶路程有关，我们假设汽车行驶速度为amv，共行驶的历程假设为 S，对于汽车的轴承来说，轿车总里程达到三十万公里后就需更换轴 承。 11 amvSL 式中，1606 . 06 . 0maxaamvv，31251606 . 010304Lh 1. 输入轴轴承的选择与寿命计算 首先试着选择一个轴承， 根据机械设计手册分析得出， 应该选择满足下述要求 30205型号的轴承作为初选轴承37orCkn， 2 .32rCkn。 一档运行： 9 .32021rFN， 8 .30091aFN 轴承的径向载荷： AF2 8 5 2. 0 6 3 N； 677.283BFN 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 34 - 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y1.6 7 .8916 . 12063.285221YFsAN 65.886 . 12677.28322YFsBN 65.88763.3743211sNFsaN 所以7 .8911aFN，063.3743112aaFsFN 计算轴承当量动载荷p 表 5-5 变速器各档的相对工作时间或使用率gif 车 型 档位数 最高 档传 动比 gif %（ ） 变速器档位 轿 车 普通级以下 3 1 1 30 69 4 1 0.5 3 20 76.5 4 1 1 8 23 68 中级以上 3 1 1 22 77 4 1 0.5 2 10.5 87 4 1 0.5 3 20 76.5 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 1 0.5 2 15 57.5 25 查机械设计手册得到3 . 0e eFFAa3125. 0063.28527 .8911，查机械设计手册得到6 . 14 . 0yx； eFFBa2 .13677.283763.37432，查机械设计手册得到6 . 14 . 0yx； 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 35 - 当量动载荷： )(arpyFxFfP 2 . 1pf 299.3080)7 .8916 . 1063.28524 . 0(2 . 11pN 19.7324)763.37436 . 1677.2834 . 0(2 . 12pN rF为支反力。 7 .437)19.7324102 .32(30006010)(60103103626PCnLhh 查表55可得到该档的使用率。 6 .155 . 031207 .43700h 轴承寿命满足要求。 2. 输出轴轴承的选择与寿命计算 （1）.选择轴承型号 根据械设计手册选择轴承： 右轴承采用30205型号37orCKN，2 .32rCKN 左轴承采用30206型号74orCKN，63rCKN 一档运行时对应的齿轮上力为： 9 .2262rFN，5 .2126aFN 轴承的径向载荷： AF2825.063N； 677.283BFN 轴承内部轴向力： 查机械设计手册Y1.6 27.8916 . 12063.285221YFsAN 65.886 . 12677.28322YFsBN 所以27.8911aFN，8 .301712aaFsFN （2）计算轴承当量动载荷p 查机械设计手册37. 0e eFFAa3125. 0063.285227.8911，查机械设计手册：01yx； eFFBa63.10677.2838 .30172，查机械设计手册：6 . 14 . 0yx 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 36 - 当量动载荷： 2 . 1)(parpfyFxFfP 4756.3422)27.8910063.28521 (2 . 11pN 1 .7163)8 .30176 . 1063.28524 . 0(2 . 12pN 86.832)1 .71631063(30006010)(60103103626PCnLhh 查表55可得到该档的使用率， 6 .155 . 0312086.83200hh 轴承寿命满足要求。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 37 - 6 变速器同步器的设计变速器同步器的设计 6.1 同步器的结构 有前面资料可知，在本文设计中，我们使用的换挡同步器，它的类型为琐式。它的详细结构图如下所示： 1 9、变速器齿轮 2滚针轴承 3 8、结合齿圈 4 7、锁环 5弹簧 6定位销 10花键毂 11结合套 图. 6 1 锁环式同步器 锁环式同步器的工作原理：在更换档位时，啮合套上会产生一个推动力，带动锁销和锁环同时移动，然后与锥面接触时停止移动，最后经过一系列动作完成换挡。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 38 - 6.2 同步环主要参数的确定 (1).同步环螺纹槽 螺纹槽螺线可以刮去锥面上的油膜，因此螺纹槽线越窄越好，但是槽线越窄则受力面积越小，从而压强越大，越容易损坏，降低使用寿命而且当槽线设计过宽时，会导致换挡不容易，增加换挡难度，因此应该选择合适的槽线宽度。12如下图 6.3 a 所示，槽线较大适合于中轻型汽车上，而如下图 6.3b 所示，槽线较窄，因此使用在大型货车。 图. 6 3 同步器螺纹槽形式 (2).锥面半锥角 在摩擦锥面上，角度越小，则摩擦力产生的力矩越大，但是当角度特别小时，可能会发剩自锁现象，从而影响使用，因此摩擦锥面角度也应该在合适的范围内。 (3).摩擦锥面平均半径 R 平均半径愈大则摩擦锥面所产生的摩擦力越大，因为平均半径的大小要契合于变速器装置的大小，所以说虽然按道理来说平均半径越大越好，但是由于周围装置的约束，只能采取适当的平均半径。 （4).锥面工作长度b 通过减小b，从而可以减小变速器轴间距离，于是它的轴向长度也会缩短，但是随着轴向长度的缩短其工作面积也减小。面积减小导致压强增大，于是单位受力增加，减小了使用寿命13。根据下是可以得出合适的工作长度b； 22mMbpfR 6 1（） （5).同步环径向厚度 同步环要适应于变速器机构上的装置， 因此它的径向厚度是要按照一定要求的， 不能太后不能太薄。 因为如果径向厚度太薄的话强度就会降低， 因此还要考虑到强度因素，保证可以满足条件。14 对于轿车来说， 因为所需强度相对于货车来说要小一些， 因此它的径向厚度要小于或车。而且应该采用精密铸锻件来加工，因为精密铸锻件的强度任性要高于其他材质。因为火二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 39 - 车同步环较厚，因此选用压铸工艺制造。可以使用锰黄铜等材料，既有一定强度又有一定的锻造性此外可以在同步环上经过表面喷涂处理增加表面强度和耐磨度，从而增加它的使用寿命。15 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 40 - 结结 论论 本文的设计是参照捷达变速器，然后分析其参数，捷达汽车的变速器是双轴的，因此我们通过数据计算与分析，选择了合适的两轴间距，然后确定齿轮的模数，齿轮的材质，齿轮的强度以及齿轮的角度，从而来确定齿轮的各个参数，通过齿轮大小之比来确定传送比， 从而调节各个档位， 实现档位的变换。 最后从齿轮所受力以及磨损情况分析，确定齿轮采用的材料，以及所需对齿轮进行的热处理工艺，然后对齿轮轴和轴承进行受力分析计算，以确保其强度满足使用要求。最后文中又简单介绍了同步器的原理以及如何工作的。 通过分析研究， 设计出了我们所要的变速器， 对于这个变速器来说， 有着许多优点，比如说， 它的扭矩可以在很大范围内变化， 因此可以满足各种条件下的驾驶， 比如上坡，平地，牵引等；它的结构非常简单，因此生产方便，可以实现大规模生产，而且其使用省心省力，维修起来也更加方便；本设计中变速器变档机构为结合套挂挡，因此挂挡过程中噪声小，冲击力几乎为零，因此齿轮磨损状态少，使用寿命更长；本设计采用手动变速器，且档位较多，可以随行驶状况不同请切换适当的档位，因此更加省油，节约资源保护环境，经济性也进一步提高；变速器中添加了同步器，使换挡过程更平稳，操作体验更好，而且成本内并无太大增加。汽车变速器设计时本着经济适用的原则，因此会或多或少的导致一些其他的问题，比如说汽车安全系数有待提高，这也是本文设计过程中的一点瑕疵。通过本文设计，更深刻的了解了变速器，对大学所学知识有了进一步的掌握，且本文设计对变速器设计行业也提供了一些参考。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 41 - 参考文献参考文献 1田韶鹏，陈诚.汽车机械式变速器同步器性能测试系统的研究J.机械传动.2014，（11）：111-115. 2李祥.汽车机械式变速器的现代化设计方法研究J.中国新技术新产品.2014，（17）：114-115. 3陈俊武，李娜，武文娟.汽车机械式变速器变速传动机构可靠性优化设计J.中外企业家.2016 ，(06):204-205. 4杨荣广. 汽车机械式变速器变速传动机构可靠性优化设计J.黑龙江科技信息.2015,(16):53. 5占锐，曾昕，李俊，徐康. 轻型车机械式变速器同步器性能试验研究J.机械工程师.2016,(08):205-208. 6帅宗良. 汽车机械式变速器的可靠性优化设计J.电子技术与软件工程.2015， （04） ： 256. 7闫福刚. 汽车机械式变速器的可靠性优化设计研究J.科技风.2016,(16):139. 8李鹏飞.汽车机械式变速器变速传动机构可靠性优化设计J.科技传播.2014,(17):195-201. 9尤建祥. 汽车机械式变速器变速传动机构可靠性优化设计J.汽车实用技术.2016,(02):57-69. 10朱艳军. 对汽车机械式变速器可靠性优化设计的研究J.民营科技.2014,(07):43. 11梁兆祥. 汽车机械式变速器变速传动机构的可靠性优化J.山东工业技术.2016,(20):287. 12章涛. 小型汽车机械式变速器的设计与仿真分析J.科技风.2015,(19):76. 13Xu Wanli,Zhao Wei,Su Bin et al.Investigation of manual transmission synchronizer failure mechanism induced by interface material/lubricant combinationsJ.Wear: an International Journal on the Science and Technology of Friction,Lubrication and Wear.2015,328/329:475-479. 14Lin, Shusen,Chang, Siqin,Li, Bo et al.Improving the gearshifts events in automated manual transmission by using an electromagnetic actuatorJ.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part C. Journal of mechanical engineering science.2015,229(9):1548-1561. 15Chih-Hsien Yu,Chyuan-Yow Tseng.Research on gear-change control technology for the clutchless automatic-manual transmission of an electric vehicleJ.Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part D. Journal of Automobile Engineering.2013,227(10):1446-1458. 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 42 - 致致 谢谢 转眼间，大学四年很快就要结束了。而作为大学生活的最后一个环节毕业设计，经过近 17 周的紧张准备，也将接近尾声。在这次毕业设计中，我不但巩固了以前所学的知识，并从中学到了很多新的东西，尤其是汽车设计和汽车理论这两门课程。在这里，我向那些在这四年里给于过我巨大帮助的老师和同学们表示衷心的感谢，正是他们的帮忙才让我得以圆满的完成四年的学业和最后的毕业设计。 在这次设计的过程中，指导老师王邦国一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务，这与王老师的指导是分不开的，在此，我对他表示感谢。 另外， 在这次毕业设计时， 遇到很多问题， 车辆工程老师和同学也给了我很大帮助，非常感谢帮助过我的老师与同学。 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 43 - 附附 录录 附录 英文文献 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 44 - 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 45 - 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 46 - 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 47 - 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 48 - 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 49 - 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 50 - 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 51 - 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 52 - 二轴五档机械式变速器转动机构设计 - 53 - 附录 文献翻译 手动变速箱/减速器的动态效率建模与分析 摘要 为了分析和模拟车辆传动系统的动态效率，从理论功率损耗推导出了弹性流体动力润滑条件下的正齿轮/斜齿轮的公式（EHL）。将直齿圆柱齿轮预测模型与实测数据进行比较， 验证了啮合效率模型的有效性。 采用广泛应用并符合实验结果的油搅拌，风阻和轴承功率损耗公式，将应用于分析手动传动系统的效率。根据变速器各部分的功率损耗公式，建立了基于 Matlab / Simulink 的手动变速器/减速机的动态传动效率模型。 在新的欧洲驾驶周期 （NEDC） 下， 模拟了特定五速手动变速箱的每个档位的效率图。最后，在仿真结果方面，提出并分析了一种新型变速箱，能够显着提高传动效率。 关键词：齿轮啮合功率损耗，油搅拌和风阻，动态传动效率，建模 1.介绍 车辆驱动系统的传动效率通常被视为固定值。然而，传输效率总是随着转速和转矩的变化而变化（Zhao et al。，2009）。为了减少驱动系统的功率损耗并延长驱动范围（特别是电动汽车），驱动系统的动态效率建模是首要任务。由于齿轮传动广泛应用于机械传动系统，本文从齿轮啮合效率的研究入手。 在摩擦系数方面，齿轮效率调查可分为三类（Xu et al.，2007）。 第一组研究通过假设沿着整个接触表面均匀
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