轻型货车变速器设计-三轴式四档【三维UG模型】【含cad图纸+文档全套资料】
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毕业设计说明书目 录前 言1第1章 变速器的概述2第2章 变速器的方案论证52.1 变速器类型选择及传动方案设计52.1.1 结构工艺性52.1.2 变速器的径向尺寸52.1.3 变速器齿轮的寿命52.2变速器传动机构的分析62.2.1 换挡结构形式的选择62.2.2倒挡的形式及布置方案62.3 变速器操纵机构方案分析82.3.1变速器操纵机构的功用82.3.2 设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求：82.3.3换挡位置82.4 齿轮形式的分析确定82.5 齿轮副安排的分析确定82.5.1 整车总布置92.5.2 驾驶员的使用习惯92.5.3 提高平均传动效率102.5.4改善齿轮受载状况103.1 变速器主要参数的选择123.1.1 挡数123.1.2.各档传动比的确定与选择123.1.3 中心距A133.2 齿轮参数143.2.1 模数的确定143.2.2压力角的确定153.2.3斜齿轮螺旋角的确定163.2.4齿宽b的确定163.2.7 螺旋方向213.2.8齿轮变位系数的选择和计算213.2.9变位系数的计算:223.2.10 计算所得齿轮参数223.3 变速器齿轮的校核243.3.1 齿轮的损坏形式243.3.2轮齿强度计算243.4变速器轴的设计计算263.4.1轴的功用及设计要求263.4.2初选轴的直径273.4.3 轴的结构形式283.4.4 轴的受力分析293.4.6 轴的刚度校核343.4.7轴上花键的设计计算353.5 轴承的选择363.5.1 变速器轴承形式的选择363.5.3 轴承类型的选择374.1 同步器的功用及工作原理394.2 同步器类型的选择394.3主要参数的确定394.3.1摩擦因数f394.3.2 同步环主要尺寸的确定404.3.3 锁止角414.3.4 同步时间t414.3.5 转动惯量的计算415.1 键连接的类型425.2 键的选择425.3 平键连接的强度校核42第6章 变速器总成的拆装顺序436.1 变速器的装配顺序436.1.1 领料(包括自制件、外购件和标准件)436.1.2 零件清洗436.1.3 部件总成装配436.2 变速器的拆卸446.2 变速器的拆卸44毕业设计总结45致 谢46参考文献47附录4854前 言随着汽车工业的不断发展，汽车作为商品在全球都有广阔的市场，因其生产批量大，带给企业丰厚的利润，具有很大的发展潜力。随着我国国民经济的迅猛发展，人民生活水平的不断提高，汽车进入普通家庭已经是很普遍的事情了。中国汽车工业的发展水平与当今汽车工业大国相比确实有很大差距，但在中国汽车市场具有巨大的发展前景。加入WTO，这对我们国家来说既是一个机遇，又是一个挑战，尤其是对汽车业。因此，如何设计出经济实惠、工作可靠、性能优良、适合广大消费者口味且适合中国国情的汽车已经成为汽车设计者亟待解决的问题。作为新世纪的汽车工程本科毕业生，我们肩负重任。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委的要求，进行这次毕业设计。毕业设计是对大学四年学习成果的一次检验，能够充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。毕业设计总体质量的好坏也直接体现了毕业生的独立创造设计能力。本文主要介绍了中型货车变速器的设计过程。由于此次毕业设计具有特殊的意义，我查阅了大量的专业资料，虚心向老师请教，在老师的指导下，获得了许多设计方面的经验，并将老师的设计方法运用到自己的设计中。此次设计的课程名称：轻型载货汽车变速设计。设计参数：发动机最大扭矩：210.9Nm； 一挡传动比：5.568； 主减速器减速比：6.142。设计要求:采用中间轴式、全同步器换挡，对各挡齿轮的接触强度、弯曲应力及轴的强度、刚度进行校核计算。设计工作量：1、收集资料、进行方案论证、结构分析，确定合理的结构方案。2、选择正确的参数，对变速器的强度及刚度进行校核计算。3、三维建模，变速器部分零件结构图（A1）一张。4、设计中的计算要求编程，上机计算，打印程序、结果。5、英译中大于5000字符（折合中文约大于3000字）。 6、设计说明书应包括：目录、中、英文摘要、设计说明、方案论证、计算过程、结论、毕业设计完成情况的自我评价及其它说明。要求大于1.2万字。第1章 变速器的概述变速器主要通过改变传动比，来满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。还可以实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要。此外可以中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求：1. 正确选择变速器的挡位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性。2. 设置空挡以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒挡使汽车可以倒退行驶。3. 制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长。4. 贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。5. 换挡迅速、方便、省力。6.体积小、质量轻、承载能力强，工作可靠。7. 传动效率高，工作平稳、工作噪声低。8.设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。除此以外，变速器还应当满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。按传动比变化方式可划分为有级式、无级式和综合式三种：1.有级式变速器：有几个可选择的固定传动比，采用齿轮传动。又可分为齿轮轴线固定的普通齿轮变速器和部分齿轮（行星齿轮）轴线旋转的行星齿轮变速器两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有35个前进挡和一个倒挡；在重型货车用的组合式变速器中，则有更多挡位。所谓变速器挡数，均指前进挡位数。2无级式变速器的传动比在一定的范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式（动液式）两种。电力式变速器在传动系统中也有广泛采用的趋势，其变速器部件为直流串励电动机。液力式变速器的传动部件是液力变矩器。3.综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可咋最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，目前应用较多。按操纵方式不同，变速器又可分为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）和手自一体变速器(Tiptronic) 无极变速器CVT，DSG变速箱三种：手动变速器，也称手动挡，即用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。踩下离合时，方可拨得动变速杆。自动变速器，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。一般来讲，汽车上常用的自动变速器有以下几种类型：液力自动变速器、液压传动自动变速器、电力传动自动变速器、有级式机械自动变速器和无级式机械自动变速器等。其中，最常见的是液力自动变速器。液力自动变速器主要是由液压控制的齿轮变速系统构成，主要包含自动离合器和自动变速器两大部分。它能够根据油门的开度和车速的变化，自动地进行换挡。电子控制自动变速器通常由液力变矩器、行星齿轮变速系统、换挡执行器、液压操纵系统、电子控制系统五部分即手动/自动一体化变速箱，手动/自动可自由转换，自动调节发动机转速和挡位，同时拥有手动变速箱的驾驶乐趣和自动变速箱的便利性。它除了具有自动变速箱的D、3、2挡位外，只要把排挡杆推往左边，即可以上下拨动完成进、退挡。此时驾驶员可以随意选择挡位，不受限于自动系统的自动挡位选择，为了避免错误换挡所造成的发动机损伤，Tiptronic系统即使在手动模式下操作，若发动机转速过高而驾驶员仍未换挡，电脑将适时介入执行换挡；相反，驾驶员在不适当的发动机转速下换挡，电脑也会立刻作出判断，避免对车造成损伤。CVT(ContinuosuslyVariableTransmission)技术即无级变速技术，它采用传动带和工作直径可变的主、从动轮相配合来传递动力，可以实现传动比的连续改变，从而得到传动系与发动机工况的最佳匹配。常见的无级变速器有液力机械式无级变速器和金属带式无级变速器（VDT-CVT）。自动变速器是为了简便操作、降低驾驶疲劳而生的，按齿轮变速系统的控制方式，它可以分为液控液压自动变速器和电控液压自动变速器；按传动比的变化方式又可分为有级式自动变速器和无级式自动变速器。因此，无级变速器实际上是自动变速器的一种，但它比常见的自动变速器要复杂得多，技术上也更为先进。无级变速器与常见的液压自动变速器最大的不同是在结构上，后者是由液压控制的齿轮变速系统构成，还是有挡位的，它所能实现的是在两挡之间的无级变速，而无级变速器则是两组变速轮盘和一条传动带组成的，比传统自动变速器结构简单，体积更小。另外，它可以自由改变传动比，从而实现全程无级变速，使车速变化更为平稳，没有传统变速器换挡时那种“顿”的感觉。第2章 变速器的方案论证2.1 变速器类型选择及传动方案设计变速器的种类很多，按其传动比变化方式不同可以分为有级式、无级式和综合式三种。有级式变速器根据前进挡数的不同，可以分为三、四、五挡和多挡变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。现代汽车大多都采用三轴式变速器。对发动机前置前轮驱动的轿车，如变速器传动比小，则常采用两轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：2.1.1 结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。2.1.2 变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。2.1.3 变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低挡齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进挡均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接挡时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。2.1.4 变速器的传动效率两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率高，磨损小，噪声也较小。 载货汽车则多采用三轴式变速器。这次设计的变速器是轻型货车使用，采用三轴式变速器。2.2变速器传动机构的分析根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各挡数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换挡方案和倒挡传动方案。2.2.1 换挡结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换挡结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。1）滑动齿轮换挡通常是采用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用在一挡和倒挡上。2）啮合套换挡用啮合套换挡，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，要求换挡手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命太短，维修不便）。3）同步器换挡现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。上述三种换挡方案，可同时用在同一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。本次设计方案五个前进挡和倒挡均采用同步器换挡。2.2.2倒挡的形式及布置方案倒挡使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒挡。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。图2-1倒挡结构方案常见的倒挡结构方案有以下几种：方案1.（如图2-1a）所示）在前进挡的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四挡全同步器式变速器中。方案2.（如图2-1b）所示）此方案的优点是可以利用中间轴上一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换挡时两对齿轮必须同时啮合，致使换挡困难。某些轻型货车四挡变速器采用此方案。方案3.（如图2-1c）所示）此方案能获得较大的倒挡传动比，突出的缺点是换挡程序不合理。方案4.（如图2-1d）所示）此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用。方案5.（如图2-1e）所示）此方案中，将中间轴上一挡和倒挡齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。方案6.（如图2-1f）所示）此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡方便。方案7.（如图2-1g）所示）为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一挡和倒挡得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些，一般3、4、5、6、7这五种方案用于五挡变速器。综合考虑，本次设计采用一挡和倒挡共用一个同步器换挡。2.3 变速器操纵机构方案分析2.3.1变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各挡齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的挡位，而且又不允许同时挂入两个挡位。2.3.2 设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求：1、要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒挡锁；2、要使换挡动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度；3、应使驾驶员得到必要的手感。2.3.3换挡位置设计操纵机构首先要确定换挡位置。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此应该注意以下三点：1、按换挡次序来排列 ；2、将常用挡位放在中间位置，其它挡位放在两边；3、为了避免误挂倒挡，往往将倒挡安排在最靠边的位置，有时于1挡组成一排。2.4 齿轮形式的分析确定斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工复杂些，但仍以其运转平稳噪声低寿命长的突出优点得到变速器的普遍采用。本次设计一档和倒挡采用直齿轮，其它各挡均采用斜齿轮。2.5 齿轮副安排的分析确定各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各挡位置的安排，应考虑以下四个方面的要求：2.5.1 整车总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换挡机构提出要求。比如说是该车是采用发动机前置前驱动还是发动机前置后驱动等等，这些问题都牵连着变速器的设计方案。2.5.2 驾驶员的使用习惯人们习惯于按挡的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换挡，如下图b和c。值得注意的是倒挡，虽然它是平常换挡序列之外的一个特殊挡位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。例如在四挡变速器中采用的基本序列组合方案有三种，见图2.2。其中b和c是倒挡与序列不结合的方案，即挂挡时，需先换位再挂倒挡。倒挡与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。按习惯，倒挡最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒挡与一挡放在一起较好。根据以上的要求，本次设计的挡位布置方案如图2.2所示：图 2-2 挡位布置方案2.5.3 提高平均传动效率为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接挡的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的挡位实际成直接挡。2.5.4改善齿轮受载状况各挡齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低挡齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高挡齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。本次设计传动方案如图2.3所示传动路线：挡：一轴12中间轴566和9间的同步器二轴输出挡：一轴12中间轴10和10间的同步器1213二轴输出挡：一轴12中间轴10和12间的同步器1010二轴输出挡：一轴12中间轴341和4间的同步器二轴输出挡：一轴1和4间的同步器二轴输出R挡：一轴12中间轴78899和11间的同步器二轴输出图2-3 传动方案(注：第一轴后端为齿轮1，第二轴从左往右依次为齿轮4、6、9、11、13，中间轴从左往右依次为齿轮2、3、5、7、10、12，倒挡轴上位齿轮8,8)第3章 变速器的设计与计算3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 挡数变速器的挡数可在320个挡位范围内变化。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比抵挡区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用45个挡或多挡。总质量为3.5t以下的货车采用四挡变速器，总质量在3.510.0t的货车采用五挡变速器，总质量大于10.0t的多采用六挡变速器。特殊用途的车辆可用组合变速器形成更多挡位。所以本次采用的五档变速器。3.1.2.各档传动比的确定与选择汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： + （3-1） 式中：最大驱动力；即 = / Error! No bookmark name given.滚动阻力；即 = 最大上坡阻力。即 =sin 把以上参数代入（3-1）得：=+）/ 以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：发动机最大扭矩，=210.9 Nm；变速器一档传动比；主传动器传动比，=6.142；汽车总质量，5661kg；道路滚动阻力系数取0.020；传动系机械效率，取0.90；重力加速度；取=9.8；驱动轮滚动半径，取0.393 m；汽车最大爬坡度为29%，即代入数据计算得5.568 取=5.568变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常是指直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为。目前在国产汽车中，乘用车的传动比变化范围是，总质量轻些的商用车的约为。两种变速器传动比变化范围相同时，若邻挡传动比比值小，则挡数多；邻挡传动比比值大，则挡数少，结构简单。但邻挡传动比比值若大于1.8，则换挡困难。已知=5.6，取五挡为超速挡，则：q 为几何级数的公比。 (直接档)1.632.657此时：2.111.63011.631.25符合的要求，可以使用。3.1.3 中心距A对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。初选中心矩A时，可根据经验公式计算： (汽车设计第4版P90)式中：A变速器中心距（mm）；中心距系数，=8.69.6，取9.0；变速器一挡传动比；变速器传动效率，取96%；发动机最大扭矩（Nm）。已知=210.9Nm，=5.6，则93.847mm为了检测方便，中心距A最好取为整数，初取A=94mm。3.2 齿轮参数3.2.1 模数的确定齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：1.为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽。2.为使质量小些，应增加模数，同时减小齿宽。3.从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应该有不同的模数。4.对货车，减少质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。5.变速器低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选用另一种模数。 变速器用齿轮的范围见表3-1表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总重量/t1.0V 1.61.6V 2.56.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，见表3-2。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.753.253.53.754.505.50表3-2 汽车变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T13571987）初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即： 高挡齿轮K=1 一挡和倒挡齿轮式中： 为斜齿轮法向模数； 为一挡和倒挡齿轮模数； 发动机最大扭矩；=210.9Nm 变速器一挡传动比； =5.600 变速器传动效率：取96；根据上述对经验公式的计算和对表2-1及表2-2的参考，并且货车变速器更应该注重减小质量，因此，齿轮应该选用大些的模数；变速器低挡齿轮应选用大些的模数。故本次设计的一挡和倒挡齿轮模数取m=3.0，其它高挡斜齿轮法向模数。3.2.2压力角的确定齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于较低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。理论上对于乘用车，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5,15，16，16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5或25等大些的压力角。实际上，因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为20、25、30，但普遍采用30压力角。因此，本次设计，变速器齿轮采用压力角为20，同步器接合齿压力角为30。3.2.3斜齿轮螺旋角的确定选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿合重合度增加，工作平稳，噪声低。实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30时，抗弯强度急剧下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高抵挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选较大的螺旋角。其中，货车变速器斜齿螺旋角的选择范围为：18 26。初选斜齿轮螺旋角如下:, ，3.2.4齿宽b的确定在选择齿宽的时，应注意到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受力的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少质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加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。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿轮，工作时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。齿宽可根据齿轮模数（） 初选：直齿： =,为齿宽系数，取4.58.0斜齿： =，取为6.08.5； 1）直齿=(4.58.0)3.0=13.524 (mm)=27mm, =22mm, =22mm, =27mm，=27mm，=22mm ,2）斜齿b=(6.08.5).0=1825.5（mm）=27mm, =22mm, =20mm, =25mm , = 20mm, =25mm, =25mm. b13=20mm其中上述各表达式中b的下标1、2、3、4、5、6、7、8、9、10、11、12、13代表图2-4中的各个齿轮，如表示齿轮1的齿宽。3.2.5各档齿轮齿数的确定1）档齿轮的齿数确定()斜齿 =2A/m=294/3.0=62.67，圆整取63由=Z5 + Z6进行大小齿轮齿数分配，为使b11/b12的传动比更大些，取Z5=17；Z6=46对中心距A进行修正 A=(m)/2=(1746 )3.0/2=94.5mm取A=95mm确定常啮合传动齿轮副的齿数6.5017/46=2.07由A=(+)/（2cos20）=95mm,+=2Acos20/=295cos20/3.0=59.514根据上述两式可求出 =19.386 =40.128圆整后取 =19 =413-1 I挡啮合传动齿轮副修正 = （Z6）/（Z5） = 4146/（1917） = 5.839=（5.839-5.6）/5.6100%=4.275（合格）修正螺旋角1,2 由(+)/（2cos） 得(+)/（2A） 3.0（1941）/（295）=18.672）档齿轮的齿数确定（ 12,13=20） 二档齿轮是斜齿轮，螺旋角 12, 13与常啮合齿轮的不同，因此有： Z12/Z13=/=2.65719/41 =1.231 而 A=（Z12+Z13）/（212, 13）可得Z12+Z13 =（212, 13A）/ =（2cos2095）/3.0=59.514求得 Z12=26.676 Z13=32.838圆整后取得 Z12=27 Z13=34修正=（ Z12 ）/（Z13）=2.217=1.8455（合格）修正12, 1312, 13 = ( Z12 +Z13)/（2A）=3.0（2734）/（295）=15.6从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：/ =/(+)（1Z12/Z13）=1.544固有， / =1.21|1.5441.21|=0.3230.5两者相差不大，近似认为轴向力平衡。3)档齿轮的齿数确定（ 10,11 =20）Z10/Z11=/=0.7554而 A=（Z10Z11）/（210,11）可得Z5 Z6 =(210,11 A）/=(2cos2095)/3.0= 59.514解上述两个方程式可求出 Z10=33.903 Z11 =25.611圆整后取 Z10=34 Z11 =25修正= Z10 /Z11=1.587=2.638% 5（合格）修正10,11 10,11 ( Z10 + Z11 )/（2A） = 3.0（3425）/（295）=21.32从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：/10,11 =/(+)（1 Z11 / Z10 ）/10,11 =0.866/(+)（1 Z7 / Z8 ）= 1.186 |1.1861|=0.320.5 两者相差不大，近似认为轴向力平衡。4）档齿轮的齿数确定（ 3,4 =20）Z4/ Z3=i5/=0.317而 A=（ Z3Z4）/（23,4）可得 Z3=(2A）/=(2cos2095)/3.0=59.514解上述两个方程式可求出 Z3= 43.409 Z4=16.105圆整后取 Z3=44 Z4=17 修正i5i5= Z4/Z3=0.834i5% =4.25 5（合格）修正3,4 3,4 ( Z3 + Z4 )/（2A） =3.0（4417）/（295）=15.6从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：/ =/(+)（1 Z4/Z3 )/ =0.947/(+)（1Z3 /Z4 ）=44/（17+44）（1+23/38）=1.21 |1.21-0.947|=0.2730.55）倒挡齿轮齿数的确定一般倒挡传动比和一挡的传动比相近，故初选倒挡传动比 =5.1，而中间轴上倒挡齿轮Z7一般比齿轮Z5略小，则取Z7=17。倒挡齿轮Z8一般在2123之间选择，初选=22，（注，齿轮8和齿轮8是做成一体的两个相同的齿轮），故 =44.90488，圆整=44可计算出中间轴与倒挡轴的中间距A54mm倒挡轴与第二轴的中心距A91.5mm校核倒挡传动比4.997修正后各挡的传动比为： =5.839, =2.717, =1.587, =1.000 =0.834，=4.9973.2.6齿轮精度的选择根据推荐，提高高挡位齿轮的性能，取为6级，为7级。3.2.7 螺旋方向由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，设计时应力求使中间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，中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的），而此时第二轴没有轴向力作用。3.2.8齿轮变位系数的选择和计算采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配合中心距以外，还因为变速器不同挡位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。对实际中心距等于已知中心距时，采用高度变位，反之采用角度变位。由于角度变位可获得良好的齿合性能及传动质量,故较多被采用.变速器齿轮是断续工作的,各挡使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受冲击负荷。使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位系数应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。对于常用的高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度,应使所选用的变位系数尽可能取大些,这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小齿轮的弯曲强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能降低两齿合齿轮的相对滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。利用变位系数封闭图分配变位系数是目前较好的一种方法，它比较全面地综合了各种限制条件和各种传动质量指标。使用该图分配变位系数可不必校核是否干涉，根切，齿顶变尖以及重合系数过低等情况。3.2.9变位系数的计算:通过软件六艺方圆计算出个啮合齿轮副分配系数。分配变位系数：X1 =0.25 X2 =0.25 X3 =0.325 X4 =0.325 X5 =0.358 X6 =-0.188 X7 =-0.06 X8 =-0.06 X9 =0.25 X10 =-0.125 X11 =0.125 X12 =0.125 X13 = -0.125 3.2.10 计算所得齿轮参数各个参数具体数值如表3-4所示（表中齿形系数y是通过查齿形系数图得出的，即查汽车设计第4版P97图3-19）：3-3 通过软件六艺方圆计算出各啮合齿轮副分配变位系数注：直齿圆柱齿轮： 斜齿圆柱齿轮：齿顶高=（）； 端面模数=/；齿根高=（+ ）； 分度圆直径=；齿顶高系数=1.0； （其它可根据直齿齿轮的公式来计算）顶隙系数=0.25；齿顶圆直径=+2；齿根圆直径=-2；分度圆直径=；齿高=+3.3 变速器齿轮的校核3.3.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。3.3.2轮齿强度计算1)轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 (3-2)式中，为弯曲应力（MPa）；为圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；为应力集中系数，可近似取=1.50；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；为齿宽（mm）；为端面齿距（mm），为模数；为齿形系数（由表3-4得出）。又 ，为齿数，故 （3-3） 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮用应力请按要求取：400850MPa。 计算得各直齿弯曲应力为： = 424.615 =134.464 =460.057Mpa =417.433Mpa =226.949Mpa =166.442Mpa斜齿轮弯曲应力 （3-4） 式中，为圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm），为法向模数（mm）；为齿数；为斜齿轮螺旋角（）；为应力集中系数，可近似取=1.50；为齿宽（mm）；为法向齿距（mm），；为齿形系数（由表3-4得出）； 为重合度影响系数，=2.0。将以上有关参数代入（3-4），得 （3-5） 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对货车，许用应力为100250MPa。计算得各斜齿弯曲应力为： =166.832MPa， =81.045MPa， =88.739MPa， =200.604MPa， =107.942MPa，=137.143MPa， =133.042MPa， =100.941MPa。轮齿接触应力 （3-6） 式中，为轮齿的接触应力（）；为池面上的法向力（N），；为圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；为节点处压力角（），为齿轮螺旋角（）；为齿轮材料的弹性模量（MPa）；为齿轮接触的实际宽度（mm）；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮、，斜齿轮、；、为主、从动齿轮节圆半径（mm）。将上述有关参数代入（3-6），得直齿轮： （3-7） 斜齿轮： （3-8） 将作用在变速器第一轴上的载荷（为发动机最大扭矩）作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3-4。表3-4 变速器齿轮的许用接触应力 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 （汽车设计第4版P98）变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、15MnCr5、20MnCr5、25MCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，心部硬度为3348HRC。本次设计所用齿轮材料为20CrMnTi，其弹性模量。计算得各齿轮的接触应力为：直齿轮：=1065.177MPa =647.541MPa =1114.686MPa =1178.433MPa =1135.577Mpa，=705.854斜齿轮：=935.785MPa =637.032MPa =674.696MPa =1085.45MPa =684.882MPa =798.703MPa =777.468MPa =692.827MPa(注：齿轮的接触强度和弯曲强度的计算程序及结果见附录)3.4变速器轴的设计计算3.4.1轴的功用及设计要求变速器在工作时，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的刚度和强度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器轴时主要考虑以下问题：轴的结构形状，轴的直径、长度、轴的刚度和强度、轴上花键形式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。3.4.2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=(0.4-0.5)A，轴的最大直径d和支承间距离L的比值：对第一轴和中间轴，d/L=0.16-0.18；对第二轴，d/L=0.18-0.21。已知A=95mm，则第二轴和中间轴中部直径 d=(0.4-0.5)95mm=38-47.5mm第一轴花键部分直径d（mm）可按下式初选式中，K为经验系数，K=4.0-4.6，取K=4.3；为发动机最大扭矩（Nm），=210.9 Nm，故第一轴花键部分直径 d=25.595mm，取d=26mm。与中间轴齿轮常啮合的第二轴齿轮，常装在青铜衬套或滚针轴承上，也有的直接装在轴上，这就能够增大轴的直径因而增加轴的刚度。 轴的尺寸还与齿轮、花键、轴承有一定联系，要根据具体情况，按其标准进修正。 第二轴各轴段最小轴径：= （是由轴的材料和承载情况确定的常数，取=100） ,因为 T=9.55，而 ，可得=/9.55其中： P轴传递的功率（）； 轴的转速，； T轴所受的扭矩； 发动机最大扭矩； 各挡传动比； 传动效率，取=96%。故第二轴各轴段最小轴径为：齿轮4处：26.05mm齿轮6处： 49.84mm齿轮9处： 32.28mm齿轮11处： 38.28mm齿轮13处： 38.62mm齿轮1处：28.06mm 当轴截面上开着键槽时，应增大轴径以考虑对轴的强度减弱，同步器花键增加5，中间轴有两键槽且直径小于100mm，增加10 。修正后取整得，轴径如下：二轴： 齿轮4处：28mm齿轮6处： 53mm齿轮9处： 50mm齿轮11处： 34 mm齿轮13处： 41mm齿轮1处：30mm与挡同步器轴径：d小径28mm与挡同步器轴径：d小径42mmI挡与R挡同步器轴径：d小径=52mm中间轴：齿轮2、4处：36.25mm修正后取整得：d=36.25（1+10%）=40mm 注：齿轮5、7做在轴上；其它尺寸按标准构件来定。3.4.3 轴的结构形式轴的结构形式应保证齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，并且与工艺要求有密切关系。在中间轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴内径确定。第一花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总成尺寸确定，确立了第一轴后轴径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，以便于装拆第一轴。第二轴轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承。第二轴各挡齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承，衬套（滑动轴承）还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不低于Ra0.8，表面硬度不低于HRC5863。在一般情况下轴上应开螺旋油槽，以保证充分润滑。第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装 ，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸要避免相差悬殊，否则易造成轴折断。变速器中间轴有旋转式和固定式两种，固定式中间轴是根光轴，仅起支承作用。其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承或长、或短圆柱滚子轴承，轴常轻压于壳体中。因此光轴有二种配合公差的轴径。固定式中间轴用锁片或双头螺栓固定。轻型汽车变速器中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖，因而多采用固定式中间轴。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一挡、二挡、倒挡齿轮尺寸较小，常与轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高挡齿轮则通过键或过盈配合与中间齿轮轴结合以便齿轮损坏后更换。如结构尺寸允许应尽量用旋转式而不用固定式中间轴。设计变速器轴时，力求减小轴向尺寸。本次设计为轻型货车变速器，故采用旋转式中间轴。3.4.4 轴的受力分析计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。 不同挡位时，轴所受的力及支承反力是不同的，须分别计算。齿轮上的作用力认为作用在有效齿面宽中点。轴承上支承反力作用点，对于向心球轴承取宽度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。求支承反力，先从第二轴开始，然后依次计算中间轴、第一轴。轴的受力分析，根据轴的受力情况，可画出轴的弯矩图和转矩图，再确定轴的危险截面，从而可对轴进行强度和刚度校核。1)齿轮的受力分析：（如图3-2）圆周力： =2/径向力： =tan/轴向力： =tan其中：M计算转矩法向压力角螺旋角图3-2齿轮的受力分析2)各力的方向：主动轮与旋转方向相反，从动轮与旋转方向相同。：分别指向各齿轮中心：受力方向通常用“主动轮左、右手法则”来判定，左旋齿轮用左手，右旋齿轮用右手，拇指指向轴向力的方向，从动轮与主动轮方向相反。3)各力的作用点齿轮上的作用力认为作用有效齿面宽中心。轴承支承反力作用点，对于向心轴承取宽度方向中点：对于向心推力轴承取滚动体负荷响亮与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承取滚动体宽中心点滚动中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。4)轴的强度校核由变速器结构布置并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。按下表3-5中的公式求出不同挡位时的各支承反力，可计算轴的各截面的弯曲力矩，支承力计算如下表：表3-6 支承力计算轴支点水平面内支承反力垂直面内支承反力二 轴C= /=()/D=/=()/中 间 轴E=(b)/F=(a)/一轴B= /gA求出不同挡位时的各支承反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩 式中：支承中心至计算断面距离。轴的弯矩图，确定危险断面，取危险处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭曲应力以及合成应力。弯曲应力： 扭转应力： 合成应力：式中：轴截面抗弯截面模量。轴截面抗扭截面模量。对圆截面：d3/32 d3/16 花键按小径计算。当以发动机最大转矩计算轴的强度时，其安全系数（按金属材料的屈服极限计算）在510范围内选取。第一轴取上限，中间轴和第二轴取下限。安全系数：s=/ （s=510） 中间轴：20CrMnTi =850Mpa第二轴：20CrMnTi =850Mpa3.4.5 各轴各挡齿轮作用截面的合成应力5)二轴应力的计算设=a ； =b得：水平弯矩：=ab/ 垂直弯矩：=(a)b/ 合成弯矩： 扭矩： 弯曲应力： 扭转应力： 合成应力： 其弯矩和扭矩图如下：图3-3 二轴的弯矩与扭矩图6)中间轴的应力计算：由受力分析图，设（a=a2，=a1，ex=-a1，b=-a2）得：水平弯矩：=(a1a2)b/ 垂直弯矩：=（l-a2）+a1-+b/ 合成弯矩： 扭矩： 弯曲应力： 扭转应力： 合成应力： 其弯矩和扭矩图如下：图3-4二轴的弯矩与扭矩图3.4.6 轴的刚度校核轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形，若变形量超过允许限度就会影响轴上零件的正常工作，因此，在设计有刚度要求的轴时，必须进行刚度校核计算。对齿轮工作影响大的是轴在垂直面（通过相啮合一对齿轮的轴线的平面，即v平面）内产生的挠度和轴在水平面（通过一个齿轮轴线且垂直v平面的H平面）内的转角。变速器的刚度用轴的挠度和偏转角来评价。1）计算轴的挠度根据材料力学的公式得：二轴的刚度：水平转角： = ab (b-a)/(3EIL) 水平挠度：=a2b2/(3EIL) 垂直挠度：=Rxa2b2/(3EIL) 总挠度：0.2mm轴在垂直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。 中间轴的刚度：（参看或）轴的强度和刚度校核程序见附页。3.4.7轴上花键的设计计算变速器轴与齿轮及其他传递转矩的部件一般通过键和花键联接。普遍采用的是矩形花键和渐开线花键。渐开线花键应用日趋广泛。这是由于渐开线花键较矩形花键有许多优点，如齿数多、齿端，齿根部厚，承载能力强，易自动定心，安装精度高。相同外形尺寸下花键小径大，有利于增加轴的刚度。渐开线花键便于采用冷搓、冷打、冷挤等无切屑加工工艺方法，生产效率高，精度高，并且节约材料。变速器的花键尺寸可以根据初选的轴颈按花键的工作条件及花键标准选取。一般渐开线花键，随无切屑加工工艺的采用而选用小模数和大压力角（30甚至45）。滑动齿轮处花键长度L不应低于工作直径的1.2倍，否则，滑动件工作不稳。花键传递转矩时，齿侧面受挤压作用，齿根部受剪切及弯曲作用。当采用标准的花键时，花键的强度计算主要验算挤压应力。 （N/mm2） 式中：齿侧面所受的挤压应力，N/mm2； 传递转矩（按发动机最大转矩计算），Nmm； 键的工作长度，mm； 键的平均工作直径（工作齿高中部处直径），mm； 转矩在花键上分配不均匀系数，一般取0.75； 花键齿数。 许用挤压应力按机械设计手册推荐，当时，认为挤压强度符合要求。1）花键配合选择第一轴上与离合器从动盘毂相配之花键，采用矩形花键者，外径定心，外径表面磨削。采用渐开线花键者，齿侧面定心，滑动配合。第二轴上装同步器齿毂的花键，配合较紧，装配时常用木榔头轻压，为保证装配精度，多采用大外径定心，轴上花键大径磨削，齿毂一般采用中碳钢或中碳合金钢，内孔不必热处理，因而内花键大径精度能够保证。中间轴上齿轮非整体式时，齿轮与轴连接方式可用单键（矩形或半圆键）或双键（对分双键）与齿轮和轴紧配合联接，也可采用过盈配合连接。渐开线花键者精度不低于7级GB3483.185，齿面粗糙度3.26.3。3.5 轴承的选择3.5.1 变速器轴承形式的选择变速器轴承多采用滚动轴承角接触式球轴承、向心短圆柱滚子轴承，变速器轴承通常根据结构选定，再验算其寿命。第一轴的前轴承采用角接触式球轴承，一般汽车，此轴承都安置在发动机飞轮内腔中。第一轴后常用轴承外圈有挡圈的球轴承。此轴承承受径向负荷及第一轴上的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，通常后轴承的外圈直径选择得比第一轴齿轮的齿顶圆直径大。第二轴前端多采用短圆柱滚子轴承或滚针轴承。后端采用带止动槽的角接触式球轴承。轴上的轴向力由后轴承承受。固定式中间轴用滚针轴承，安装在宝塔齿轮内孔中。旋转式中间轴，前端多用径向滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在壳体前端面布置轴承盖较困难。中间轴与轴向力一部分互相抵消，一部分由后轴承承受。中间轴上轴承的径向尺寸往往受中心距尺寸限制，有时采用无内座圈的滚柱轴承。某些轿车的变速器，由于总布置要求缩短传动轴长度，第二轴设计得很长，往往在后体的后端放置辅助支承，选择向心球轴承。一些重型汽车变速器的第二轴和中间轴，为提高其刚度，也装有辅助支承。为拆装方便，中间辅助支承采用剖分式。先将齿轮、轴安装好，再盖上轴承盖。轴承盖的螺拴拧紧力矩要适当，尤其是第二轴，否则会产生静不定作用。变速器第二轴上常啮合齿轮与二轴之间通常采用滚针轴承，也有用滑动轴套、钢件对钢件直接接触的。滚针轴承与滑动轴套相比具有以下优点：滚针轴承与轴及齿轮孔间径向间隔小，定位及运转精度高，有利齿轮吻合。滚动摩擦损失小，传动效率高。其润滑只需飞溅润滑即能满足要求。面滑动轴套或钢件对钢件直接接触的径向配合间隙大，尤其长期使用后，轴套易磨损，间隙增大，影响齿轮的定位和运转精度使变速器噪声增大。3.5.3 轴承类型的选择选用轴承选择时，首先是轴承的类型，我国常用的标准轴承共分九种类型，下面是正确选择轴承类型时应考虑的几大因素：1）轴承的载荷轴承所受载荷的大小，方向和性质是选择轴承的主要依据。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件是线接触，适宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中主要为点接触，适宜用于承受较轻的或中等的载荷。故在载荷较小时，应优先选用球轴承。根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。在轴承承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。2）轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。从工作转速对轴承的要求看，可以确定以下几点：(1)球轴承与滚子轴承比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。(2)在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越轻小，运转时滚动体在外圈滚道上的离心惯性力也就越小，因而也就更加适合于在更高的转速下工作，故在高速时，宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。重及特重系列的轴承，只用于低速重载的场合。如用一个轻系列轴承而承载能力达不到要求时，可考虑采用宽系列的轴承，或者把两个轻系列的轴承并装在一起使用。(3)保持架的材料与结构对轴承的转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许更高一些的转速。(4)推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大时，可以采用角接触球轴承承受纯轴向力。(5)若工作转速略超过样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙，选用循球润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的高速性能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速转动轴承。3）轴承的调心性能轴承的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内外轴线发生倾斜。这时，应采用一定调心性的调心球轴承或调心滚子轴承。4）轴承的安装和拆卸便于拆装也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。此外，轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求。如轴承的配置使用要求、游动要求等。综合考虑以上因素，本次设计第一轴前端采用一端有密封圈的角接触球轴承，后端采用轴承外圈有挡圈的角接触球轴承，第二轴前端采用滚针轴承，后端采用角接触球轴承，中间轴前后端均采用圆锥滚子轴承，变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承。 第四章 变速器同步器的选择4.1 同步器的功用及工作原理在普通齿轮变速器中采用同步器，可以保证换挡时齿轮啮合不受冲击，消除噪声，延长齿轮寿命使换挡动作方便迅速，有利于改善换挡品质，提高汽车的动力性和燃油经济性。同步器的换挡过程由三个阶段组成。第一阶段，同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上；第二阶段，来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力，经过锁止元件又作用到摩擦面上；第三阶段，角速度差为零，摩擦力矩消失，而轴向力仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁止销上的斜面相对移动，从而使滑动套占据了换挡位置。4.2 同步器类型的选择同步器有常压式、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）换挡的缺点，现已不用。得到广泛使用的是惯性同步器。惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换挡，因而能完善的完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁环式、锁销式、滑块式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径的较大，使使转矩容量增大。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器及分动器中。综合上述，本次设计选择锁环式同步器。4.3主要参数的确定4.3.1摩擦因数f摩擦因数f对换挡齿轮和轴的角速度能达到相同有重要作用，摩擦因数大，换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用，为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因素。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取为0.1。4.3.2 同步环主要尺寸的确定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f的影响很大，f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在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4.1中给出的尺寸适用于轻、中型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。图4.1-同步环锥面上的螺纹槽2)锥面半锥角摩擦锥面半角越小，摸擦力矩越大，但过小则摩擦锥面将产生自锁现象。避免自锁的条件是tanf。一般取=6o8o, =6o时，摩擦力矩较大，但锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7o时就很少出现咬住现象，因此取=7o 3)摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大，R往往受结构的限制，包括变速器中心矩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。4）锥面工作长度b缩短锥面工作长度b，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。设计时可根据下面公式计算确定b:b=Mm/2pfR2 式中：p摩擦面的许用压力（MPa）,对黄铜与钢摩擦副，p1.01.5Mpa；Mm摩擦力矩（Nmm）；f为摩擦因数；R摩擦面平均半径（mm）.5）同步环径向厚度同步环的径向厚度要受结构布置上的限制，包括变速器中心矩及相关零件，特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不宜取厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。4.3.3 锁止角锁止角选取得正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间的角速度差达到零值才能进行换挡影响锁止角选取的主要因素有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半角。利用满足锁止条件的方程： 已有结构锁止角在范围内变化。4.3.4 同步时间t同步器工作时，要连接的两部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步器时间有影响以外，变速器输入轴、输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下述范围选取：对货车，变速器高挡取0.300.80，低挡取1.00s1.50s。4.3.5 转动惯量的计算换挡过程中依靠同步器改变转速的零件，统称为输入端零件，它包括第一轴及离合器的从动盘、中间轴机器上的齿轮、与中间轴上齿轮相啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是：首先求得各零件的转动惯量。然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按数学公式合成求出转动惯量值。第5章 键的选择与校核5.1 键连接的类型键主要用来实现轴和轴上零件之间的周向固定以传递转矩。键是标准件，分为平键、半圆键、楔键和切向键等。设计时应根据各类键的结构和应用特点进行选择。5.2 键的选择平键的两侧面是工作面，上表面与轮毂槽底之间留有间隙。这种键定心性较好、拆装方便。常用的平键有普通平键和导向平键两种。因本次设计只需要求键起到周向固定以传递转矩的作用，故选择普通平键（A型）作为本次设计使用键。5.3 平键连接的强度校核平键联接传递扭矩时，对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。 假定载荷在平键上的工作面均匀分布，普通平键联接的强度条件为式中：T为转矩，Nmm；d为轴径、h为键的高度、为键的工作长度，mm；为许用挤压应力，取=100120MPa，d=40mm，h=8mm，b=12mm。4.551105N.mm，L=56mm N.mm，L=56mm故第五挡中间轴键校核: =101.56120MPa；第四挡中间轴键校核：=39.24120MPa；经校核，可知键的强度符合使用要求。第6章 变速器总成的拆装顺序6.1 变速器的装配顺序6.1.1 领料(包括自制件、外购件和标准件)6.1.2 零件清洗6.1.3 部件总成装配1)将壳体内腔朝上放好，将中间轴总成从壳体上装入壳体内；一手持安装有限位卡片的倒挡轴对准相应孔从壳体外插入壳体，同时另一手将倒挡齿轮从壳体内套在轴上，并将轴固定在壳体相应孔中；2)将第二轴总成从一轴总成从一轴轴泵孔内插入壳体，同时另一只手将一、二、三四，倒档挡齿轮在壳体内套在第二轴上(或将整个第二轴总成装配后从壳体上方装入)； 3)将第一轴总成装入壳体内，并通过结合套与第二轴相连；4)用压力机将中间轴两端轴承及第一、第二轴后端轴承压入轴承孔中，并安好止动卡环；5)确定壳体前端盖调整垫片厚度，并将其同变速器前端盖(装有油封)一起，用螺栓固定在变速器壳体上，注意在安装前在壳体结合面上涂上密封胶；6)整片厚度，并将其同变速器后端盖(包括油封)一起，用螺栓固定在变速器壳体上，注意在安装前在壳体上结合面涂上密封胶，然后将手制动背板总成用螺栓固定在后盖上，然后将输出轴凸缘套在二轴上，且用锁紧螺母锁紧；7)将里程表从动齿轮安在后盖上；8)将选挡摇臂总成，换挡摇臂总成，叉压轴及拔叉按顺序安装入变速器上盖内，然后安装自锁和互锁零件，最后将整个上盖通过定位锁在壳体上定位，并用螺栓固好，坚固之前，应在壳体结合面上涂上密封胶；9)在取力窗口结合面上放上垫片，再用垫片盖板、螺栓封死；10)安装上其它零部件，如：防油塞、通气塞、离合器分离轴承等；11)变速器检验、气离性检验、清洁度检验；12)变速器总成壳体外表面涂漆，加工面上外露部分涂防锈漆；13)钉铭牌；14)挂出厂合格证，入库。6.2 变速器的拆卸1)把变速器挂入空挡位置，拧去放油塞，将油放干净；2)拆下变速器前盖；3)拆下变速器上盖及取力窗盖板；4)拧去变速器后端的锁止螺母，拆下输出轴突缘及手制动鼓；5)拆下变速器后盖；6)拆下第一轴总成；7)拆下第二轴总成；8)拆下倒挡轴总成；9)将接合套打下，把第二轴连同它上面的零件依次拆下，首先应拆下后端轴承；10)拆下中间轴总成；11)拆卸其它部件。6.2 变速器的拆卸1)注意装配顺序，不可颠倒，否则装配困难，或不符合装配要求；2)各挡齿轮、轴承在装配时应抹油，以防卡死；3)装配过程中检验步骤要及时准确，以保证精确要求，防止返工。毕业设计总结本次毕业设计的课题是轻型货车变速器的设计。主要求是：此次设计的变速器为机械式变速器变速形式为5+1的传动方案换挡方式采用全同步器换挡。首先，进行的是变速器的方案论证。通过查阅资料和总结别人的设计经验，本次的设计方案是采用6对长啮合齿轮传动、倒档采用接合套换挡、变速器类型为三轴式变速器。其次，进行的是变速器主要参数的选择和设计计算。变速器的主要参数包括：档数和传动比的选择、齿的轮模数、螺旋角、压力角的选择、齿数和齿宽的选择。设计计算就是根据所选择的数据和毕业设计任务书中给定的数据，具体来计算变速器的传动比的分配和齿数的分配以及轴向力的抵消校核，还有传动比和所选定的螺旋角进行校核。最后，一项任务就是对所计算的数据和设计的齿轮、轴进行强度和刚度上的校核。这一部分主要采用一些计算程序来进行校核，采用的主要计算软件为Matlable，六艺方圆和宏的齿轮设计程序。对于程序的编写主要要注意它的合理性和正确性，还有对程序的检查，这样才能保证计算的准确性。校核过程中应注意的问题是：一、对于齿轮的校核主要是对其刚度的校核，因为所选用的材料一般情况下强度都是满足的；二、对轴校核时必须对轴的形状进行简化，使其成为一根光轴，这样可以方便计算。接下来的任务就是变速器的设计图纸的绘制，主要是变速器的三维图、操纵机构、壳体和零件图的绘制。此次设计图纸的绘制主要采用AuToCAD和UG等软件。变速器设计图纸的绘制，是为生产过程提供可靠的一依据和生产工艺的确定以及加工的依据。以上为这两个多月的设计过程。因为这是一次比较大的设计，涉及的内容和知识面较广，所以在设计过程中也遇到相当多的问题，在此感谢指导老师耐心教导和同学们的帮助，最终将问题解决，使这次设计得以顺利完成。因为是初次进行这类大型的设计，由于实际经验的匮乏可能设计的变速器存在一些技术上的问题，还请老师们多加指正。致 谢这次设计得以顺利完成，首先得感谢老师的指点和同学的帮助，特别是黄雄健老师的耐心指导，使作者收获颇丰，在此向她表示衷心的感谢。在做毕业设计的过程中，老师教给作者许多解决设计问题的思维方法，以及指出了此次毕业设计中的错误，这使得作者认识到自己的不足之处，认真改正并得以提高，这也为将来走上工作岗位做好铺垫。在本次设计中，作者将自己四年来所学的知识运用在其中，在规定的时间内认真完成此次毕业设计。在与老师、同学的探讨中，作者清楚地认识到虚心求教和团队合作精神的重要性。参考文献1 王望予 .汽车设计（第四版）. 北京： 机械工业出版社， 2009年6月2陈家瑞.汽车构造（下册）第2版.北京：机械工业出版社，2008年4月3龚微寒.汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社，2002年5月4高维山 主编.汽车设计丛书变速器.北京：人民交通出版社.2001年1月5 濮良贵、 纪名刚主编 .机械设计 第八版. 北京：高等教育出版社，2006年5月6实用机械设计手册编写组编.实用机械设计手册 （上册）第2版.北京：机械工业出版社,1994年1月7徐金明.MATLAB基础与入门. 北京：清华大学出版社，2005年7月8余志生.汽车理论 第4版. 北京：机械工业出版社.2009年1月9黄华梁、 彭文生.机械设计基础.第三版.北京：高等教育出版社，2001年6 月10刘鸿文.材料力学I 第4版.北京：高等教育出版社，2007年6月11孙存真、王占歧.中外汽车构造图册.底盘分册(一) 吉林：吉林科学技术出版社，1995年1月 12王昆、何小柏、汪信远.机械设计、机械设计基础课程设计.北京：高等教育出版社，1995年1月13廖念钊、古莹菴、莫雨松、李硕根、杨兴骏.互换性与技术测量 第5版.北京：中国计量出版社，2008年6月14毛昕、张秀艳、黄英、肖平阳主编.画法几何及机械制图 第3版.北京：高等教育出版社，2004年7月15何玉林、沈荣辉、贺元成主编.机械制图.重庆：重庆大学出版社，2000年8月16孙恒、陈作模、葛文杰主编.机械原理 第7版.北京：高等教育出版社，2006年5月17李俊玲、罗永革主编.汽车工程专业英语.北京：机械工业出版社，2005年8月附录轴的校核程序和结果 端面模数 接触应力 弯曲应力 al端面压力角al1端面啮合角 d1、d2主、被动齿轮接点处的曲率半径bel各齿轮的螺旋角 z各齿轮齿数 r1、r2各主、从动齿轮的节圆半径y齿形系数 各齿轮的法面模数 b各齿轮的齿轮宽d各齿轮节圆直径 ke重合度系数 kb应力集中系数 kf摩擦力影响系数 ylj许用接触应力 ylw许用弯曲应力ptn法向周节 Fj接触应力 Fw弯曲强度（一）程序Private Sub Command1_Click()Dim E, TeDim d3Dim 3Te = 210900l = 210.9Pi = 3.14 = 20E = 2.1 * 10 5a3 = 103.5b3 = 227d3 = 35dz3 = 85.2433 = 23.79Ww3 = Pi * (d3 3) / 32Wn3 = Pi * (d3 3) / 16I3 = Pi * (d3 4) / 64Px3 = 2 * Te / dz3Rx3 = 2 * Te * (Tan( * Pi / 180) / (dz3 * Cos(3 * Pi / 180)Qx3 = 2 * Te * (Tan(3 * Pi / 180) / dz3Mw3 = Px3 * a3 * b3 / lMn3 = (Rx3 * a3 + Qx3 * dz3 / 2) * b3 / lMh3 = (Mw3 2 + Mn3 2) (1 / 2)w3 = Mw3 / Ww3n3 = Mn3 / Wn33 = (w3 2 + (n3 2) * 4) (1 / 2)3 = Px3 * a3 * b3 * (b3 - a3) / (3 * E * I3 * l)fs3 = Px3 * (a3 2) * (b3 2) / (3 * E * I3 * l)fc3 = Rx3 * (a3 2) * (b3 2) / (3 * E * I3 * l) + Qx3 * dz3 * a3 * (-3 * a3 + 2 * a3 * a3 / l + l) / (2 * 3 * E * I3)fz3 = (fs3 2 + fc3 2) (1 / 2)Debug.Print Spc(40); Tab(1); Mw3 ; =; Mw3; Mn3; =; Mn3; Mh3; =; Mh3 _ ; Spc(40); Tab(1); Ww3 ; =; Ww3; Wn3 ; =; Wn3; _ ; Spc(40); Tab(1); w3 ; =; w3; n3; =; n3; 3; =; 3 _ ; Spc(40); Tab(1); 3 ; =; 3; fs3 ; =; fs3; fc3; =; fc3; fz3; =; fz3 _End SubPrivate Sub Command2_Click()Dim E, TeDim d5Dim 5Te = 492518.4: l = 330.5Pi = 3.14: = 20E = 2.1 * 10 5a5 = 130b5 = 230.5d5 = 40dz5 = 106.4485 = 21.56Ww5 = Pi * (d5 3) / 32Wn5 = Pi * (d5 3) / 16I5 = Pi * (d5 4) / 64Px5 = 2 * Te / dz5Rx5 = 2 * Te * (Tan( * Pi / 180) / (dz5 * Cos(5 * Pi / 180)Qx5 = 2 * Te * (Tan(5 * Pi / 180) / dz5Mw5 = Px5 * a5 * b5 / lMn5 = (Rx5 * a5 + Qx5 * dz5 / 2) * b5 / lMh5 = (Mw5 2 + Mn5 2) (1 / 2)w5 = Mw5 / Ww5n5 = Mn5 / Wn55 = (w5 2 + (n5 2) * 4) (1 / 2)5 = Px5 * a5 * b5 * (b5 - a5) / (3 * E * I5 * l)fs5 = Px5 * (a5 2) * (b5 2) / (3 * E * I5 * l)fc5 = Rx5 * (a5 2) * (b5 2) / (3 * E * I5 * l) + Qx5 * dz5 * a5 * (-3 * a5 + 2 * a5 * a5 / l + l) / (2 * 3 * E * I5)fz5 = (fs5 2 + fc5 2) (1 / 2)Debug.Print Spc(40); Tab(1); Mw5 ; =; Mw5; Mn5; =; Mn5; Mh5; =; Mh5 _ ; Spc(40); Tab(1); Ww5 ; =; Ww5; Wn5 ; =; Wn5; _ ; Spc(40); Tab(1); w5 ; =; w5; n5; =; n5; 5; =; 5 _ ; Spc(40); Tab(1); 5 ; =; 5; fs5 ; =; fs5; fc5; =; fc5; fz5; =; fz5 _End SubPrivate Sub Command3_Click()Dim E, TeDim d7Dim 7Te = 734131.2: l = 330.5Pi = 3.14: = 20E = 2.1 * 10 5a7 = 204.5b7 = 126d7 = 48dz7 = 125.8027 = 21.56Ww7 = Pi * (d7 3) / 32Wn7 = Pi * (d7 3) / 16I7 = Pi * (d7 4) / 64Px7 = 2 * Te / dz7Rx7 = 2 * Te * (Tan( * Pi / 180) / (dz7 * Cos(7 * Pi / 180)Qx7 = 2 * Te * (Tan(7 * Pi / 180) / dz7Mw7 = Px7 * a7 * b7 / lMn7 = (Rx7 * a7 + Qx7 * dz7 / 2) * b7 / lMh7 = (Mw7 2 + Mn7 2) (1 / 2)w7 = Mw7 / Ww7n7 = Mn7 / Wn77 = (w7 2 + (n7 2) * 4) (1 / 2)7 = Px7 * a7 * b7 * (b7 - a7) / (3 * E * I7 * l)fs7 = Px7 * (a7 2) * (b7 2) / (3 * E * I7 * l)fc7 = Rx7 * (a7 2) * (b7 2) / (3 * E * I7 * l) + Qx7 * dz7 * a7 * (-3 * a7 + 2 * a7 * a7 / l + l) / (2 * 3 * E * I7)fz7 = (fs7 2 + fc7 2) (1 / 2)Debug.Print Spc(40); Tab(1); Mw7 ; =; Mw7; Mn7; =; Mn7; Mh7; =; Mh7 _ ; Spc(40); Tab(1); Ww7 ; =; Ww7; Wn7 ; =; Wn7; _ ; Spc(40); Tab(1); w7 ; =; w7; n7; =; n7; 7; =; 7 _ ; Spc(40); 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