5挡手动变速箱设计（全套含CAD图纸、论文、开题报告）
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5挡手动变速箱设计（全套含CAD图纸、论文、开题报告）,手动,变速箱,设计,全套,CAD,图纸,论文,开题,报告
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毕 业 论 文姓名：专业：学号：指导教师所属系（部）：二 年 月摘 要变速器是汽车不可或缺的组成部分，其功用是使汽车在起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况下工作。手动式五档变速器具有成本低廉，操控感强的优势。因此对提高发动机性能具有很大的意义。本设计针对轿车的变速器进行设计，计算了变速器传动齿轮的传动比、选定齿轮的模数、齿数、齿宽并校核了齿轮的强度输出轴一档齿轮受弯曲应力306Mpa小于350Mpa，所受应力符合强度要求。及轴的强度和刚度计算得出输出轴所受应力150Mpa小于400Mpa，符合强度要求。并运用画图软件如AUTO CAD绘制变速器零件图及装配图。最终设计出手动中间轴式五档变速器其传动比，齿轮参数，经过校核后，其弯曲强度和接触强度都符合标准。轴的选用，并经过强度和刚度校核后符合标准。轴承的选用，同步器的选用。以及变速器相关的设计图纸。关键词：变速箱；传动机构;齿轮校核;轴校核；三维建模IDesign of Five Shift Manual TransmissionABSTRACTTransmission is an integral part of the car, its purpose is to make the car start, climbing, cornering, acceleration and other driving conditions get different traction and speed while the engine in the most favorable conditions of work. Five-speed manual transmission has a low cost, control and strong sense of superiority therefore, of great significance for improving engine performance.This design on the transmission of the involves calculating the transmission gear transmission ratio and selecting gear modulus, tooth number, tooth width and checking the strength of gear. Output shaft gear bending stress is 306 （Mpa） which is less than 350 （Mpa）, which meets the strength standard. Calculate the strength and stiffness of the shaft. The shaft stress is 150 mpa which is less than 400 （Mpa）, comply with the requirement of strength. And use drawing software such as AUTO CAD drawing transmission part drawings and assembly drawingThe final design of the five-speed manual gearbox counter shaft type transmission ratio, gear parameters, after checking, the bending strength and contact strength are standard. Select shaft and check the strength and stiffness of the shaft which is suit for standard. Select bearing and the synchronizer. Draw the related part drawings.Key words: speed changing box ;Transmission mechanism;Gear checking;shaft checking;3D modelingII目 录第一章 绪论11.1本设计的目的和意义11.2变速器的发展11.3设计要求21.4设计内容与思路31.4.1设计内容31.4.2设计思路3第二章 变速器的整体结构方案设计42.1变速器传动机构的型式选择与结果分析42.2传动方案与倒挡布置的确定4第三章 变速器主要参数的选择与齿轮设计53.1原始数据与资料53.2变速器主要参数的选择53.2.1挡数和传动比53.2.2中心矩63.2.3轴向尺寸73.3变速器各档齿轮的参数选择及计算73.3.1模数选择73.3.2压力角83.3.3螺旋角83.3.4齿宽83.3.5各档齿轮齿数分配93.3.6齿轮参数的选择12第四章 变速器齿轮的校核174.1齿轮的损坏形式174.2齿轮加工方法及材料174.3计算各轴转矩174.4齿轮弯曲强度计算184.5齿轮接触应力计算21第五章 变速器轴的计算及校核255.1选择轴的材料255.2初选轴的直径255.3轴的强度计算265.3.1变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度275.3.2变速器在二档工作时二轴和中间轴的刚度295.3.3变速器在三档工作时二轴和中间轴的刚度305.3.4变速器在四档工作时二轴和中间轴的刚度325.3.5变速器在倒档工作时二轴和中间轴的刚度335.4 变速器轴的强度校核35第六章 轴承的选择39第七章 同步器的选择407.1同步器的设计407.2同步器的工作原理407.3同步器锥面上的螺纹槽417.4锥面半锥角417.5摩擦锥面平均半径R417.6锥面工作长度b427.7同步环径向厚度427.8锁止角42第八章 三维建模44英文资料及翻译52第九章 致谢65参考文献66IV第一章 绪论1.1本设计的目的和意义随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套传动效率高，维修保养成本低，能够带来驾驶乐趣变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。该课题针对机械专业学生，使学生了解变速器的设计，通过对该课题的研究加强了学生对汽车变速箱的认识，培养了学生进行综合分析和提高解决实际问题的能力，从而达到巩固、扩大、深化所学知识的目的。加强了学生对运用国家标准、规范、手册、图册等工具书，进行设计计算、数据处理、编写技术文件的独立工作能力。使学生建立正确的设计思想；初步掌握解决本专业工程技术问题的方法和手段；从而使学生受到一次工程师的基本训练。1.2变速器的发展变速箱在历史发展过程中，经历了从手动倒自动的发展过程，分别经历了手动变速器（MT),自动变速器（AT),手自一体变速箱（AMT),无级变速器（CVT),双离合变速器(DCT)五种型式。（1）手动变速器（MT)手动变速器（ManualTransmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久被淘汰，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，手动变速器不会过早的离开。首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。（2）自动变速器（AT)自动变速器（Automatic Transmission），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。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。（3）手自一体变速箱（AMT)此车型在其挡位上没有“+”，“-”选择挡位。在D挡时，可自由变换降档（+）或加挡（-），如同手动挡一样。自动-手动变速系统为人们提供了两种驾驶方式-为了驾驶乐趣使用手动挡，而在交通拥挤时使用自动挡，这样的变速方式对于我国现状还是非常合适的。（4） 无级变速器（CVT)当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。（5） 双离合变速器(DCT) DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。双离合变速器(DualClutchTransmission)DCT有别于一般的自动变速器系统，它基于手动变速器而又不是自动变速器，除了拥有手动变速器的灵活性及自动变速器的舒适性外，还能提供无间断的动力输出。而传统的手动变速器使用一台离合器，当换挡时，驾驶员须踩下离合器踏板，使不同挡的齿轮做出啮合动作，而动力就在换挡期间出现间断，令输出表现有所断续。1.3设计要求1.态度端正，遵循科学规律，作风严谨。能在规定的期限内，圆满的完成毕业设计中所规定的任务。2.独立的查阅与论文相关的中、英文文献。对获取的相关信息具有正确的分类、归纳、总结、运用的能力。3设计方案合理，工艺可靠，具有可操作性、实用性。程序运行可靠。4运用所学的专业知识，提出问题，进行分析。结合设计需求，提出见解，使设计有鲜明的创新性、应用性。5思路清晰，书写规范，论据充分，符合推理，实验数据可靠，结构严谨。图表清晰，布局合理，尺寸规范，文字注释准确。1.4设计内容与思路1.4.1设计内容1、根据给定条件设计变速箱齿轮，轴的参数，包括变速器齿轮接触力、弯曲应力、轴的输出扭转力，计算及强度校核； 2、设计变速器的操纵机构，选择同步器； 3、三维建模.1.4.2设计思路查看变速器相关资料，理解变速器的结构组成和工作原理，先对变速器进行整体布置，包括整体的变速方案和倒挡的布置。其次对变速器中的齿轮和轴进行设计计算，只要确定了齿轮和轴的尺寸就可以用CAD绘制草图，在此基础上再对同步器进行设计计算，进一步完善草图。对各个部分进行校核计算，查看其尺寸是否满足使用要求，如果不正确可以对其进行修改。着重分析同步器与操纵机构的工作原理，对其进行细化处理并出一张A0的操纵机构图。当CAD二维图纸绘制完成后，用UG软件进行三维建模，并仿真运动，立体结构更能直观的把变速器呈现出来，也能把内部机构的配合看的更清楚。第二章 变速器的整体结构方案设计2.1变速器传动机构的型式选择与结果分析变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器按根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。2.2传动方案与倒挡布置的确定固定轴式变速器中有两轴式和中间轴式，本论文设计采用的是中间轴式变速器，变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第二轴前端经轴承支撑在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将他们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承均不承载，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，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的使用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命。中间轴式变速器的缺点为在除直接挡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。此方案所有前进挡均为常啮合齿轮传动，变速器同步器都集中在二轴上使变速器操作方便，反应时间短。倒挡采用直齿滑动齿轮方式，将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将过齿宽加长。第三章 变速器主要参数的选择与齿轮设计3.1原始数据与资料发动机功率（P）：66KW发动机最大转速（r）:5600r/min发动机最大扭矩（Temax）：145N.m主减速器传动比（i0）：4.111整车质量（m）：1360kg车轮半径（r）：0.432m最大爬坡度（imax）：16.7传动系机械效率：0.963.2变速器主要参数的选择3.2.1挡数和传动比最近几年来，汽车变速器的档位都在不断增加以达到更好的燃油经济性。经济适用性乘用车目前大多采取五到六个前进档位。本设计采用的是五档的手动变速器。确定最大传动比时，要考虑三个方面的问题：汽车的最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳定速度。就普通汽车而言，传东西最大传动比是变速器一档传动比与主减速器传动比的乘积。当主减速器的传动比已知时，确定传动系最大传动比就能确定变速器一档传动比。所以汽车以一档，在无风、干砂路面行驶时，公式简化为： （2.1） （2.2）G作用在汽车上的重力，mg=G=，m汽车质量，g重力加速度，Mg=G=1360*9.8=13328N=Ttq=Tmax=145N*m；T传动系效率，T=0.9；r车轮半径，r=0.432m；f滚动阻力系数，干砂路面f（0.1000.300）取f=0.150；i坡度，i=16.7 满足附着条件 （2.3）求的变速器一挡传动比： （2.4）式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 在沥青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6 汽车传动比采用等比级数分：ig1ig2=ig2ig3=ig3ig4=ig4ig5=q （2.5） 式中：常数，也就是各挡之间的公比；本次设计采用直接挡，即五档传动比为1因此： 所以各档传动比： 3.2.2中心矩对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称之为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在变速器壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大一些。初选中心距A时，可根据下述经验公式：A=KA3Tmaxi1ng （2.7）A为变速器中心距；KA为中心距系数，乘用车：KA=8.9-9.3；Temax为发动机最大转矩；i1为变速器一档传动比；g为变速器传动效率，取0.9。则： A=85mm3.2.3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不知初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数等乘用车五档变速器壳体的轴向尺寸为（3.74.3）A。所以轴向尺寸取315366初选轴向尺寸为 330mm。3.3变速器各档齿轮的参数选择及计算3.3.1模数选择齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素有很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的要求是：1 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数； 2 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些； 3 为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；4 强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 5 使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。低档齿轮选用大一些的模数，其它档位选用另一种模数变速器用齿轮模数范围大致如下：微型和轻型轿车为2.252.75；中级轿车为2.753.0；重型货车为4.256.0。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。轿车和轻型货车取23.5，选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。所以初选变速箱所有挡模数为3mm，啮合套和同步器的模数定为2.5mm。3.3.2压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗强度和表面接触强度。实际上，因国家规定的压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为20。啮合套或同步器接合压力角有20、25、30等，但普遍采用30。直齿： 斜齿：3.3.3螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，是齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。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，其抗弯强度骤然下降，而接触强度继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；从而提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角度。所以取螺旋角=24。3.3.4齿宽在选择齿宽时，应该注意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的受力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小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给与补偿，但这是轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。通常根据齿轮模数来选定齿轮的齿宽：直齿 b=kc*m，kc为齿宽系数，取为4.58.0。斜齿 b=kc*m，kc取为6.08.5。b为齿宽。采用啮合套或者同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选是可取为24mm。3.3.5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2-2所示：图3-1 变速器传动示意图1第一轴 2第一轴常啮合齿轮 3第一轴齿轮接合齿圈 4五档同步器锁环5、12、20结合套 6四档同步器锁环 7四档同步器接合齿圈 8第二轴四档齿轮 9第二轴三档齿轮 10三档齿轮接合齿圈 11三档同步器锁环 13、24、35花键毂 14二档同步器锁环 15二档齿轮接合齿圈 16第二轴二档齿轮 17第二轴一档齿轮 18一档齿轮接合齿圈 19一档同步器锁环 21倒档档齿轮接合齿圈 22第二轴倒档齿轮 23第二轴 25中间轴倒档齿轮 26中间轴 27倒档轴 28倒档中间齿轮 29中间轴一档齿轮 30中间轴二档齿轮 31中间轴三档齿轮 32中间轴四档齿轮 33中间轴常啮合传动齿轮 34变速器壳体.（1）一档齿数的确定一档传动比： 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，要先求其齿数和：一档齿数和 直齿： 斜齿：中间轴上小齿轮的最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。乘用车中间轴式变速器一档齿轮的齿数=1517，本设计选取=17，初选， 代入公式得：； 取整为52，则； 对中心矩A进行修正 取整：A=86所以变位后：（2）常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 而常啮合齿轮的中心距与一档相同，即 代入的： 取整的： 取整后偏差不大，该数据可取。（3） 二档齿数的确定 已知： 由式子： 取整：（4）三档齿数的确定： 已知： 由式子： 取整： （5）四档齿数的确定： 已知： 由式子： 取整的; （6）倒挡齿数的确定：初选： （21-23之间)，小于取为16，为33 不发生运动接触，所以合适： 中间轴与倒挡轴间距离确定： 取整为56二轴与倒挡轴间的距离： 取整为833.3.6齿轮参数的选择（1） 一档齿轮参数法向模数： 端面模数：分度圆直径：齿顶高：齿根高：全齿高：齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（2）二档齿轮参数 法向模数： 端面模数： 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（3） 三档齿轮参数 法向模数： 端面模数： 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（4）四档齿数参数 法向模数： 端面模数： 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（5）五档齿轮参数 法向模数： 端面模数： 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 当量齿数: 节圆直径：（6） 倒挡齿轮参数 模数: 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 节圆直径： 第四章 变速器齿轮的校核4.1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，移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。4.2齿轮加工方法及材料与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。国内汽车常用的变速器齿轮材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为5863HRC，心部硬度为3348HRC。本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi。4.3计算各轴转矩发动机最大转矩为145Nm，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。轴 中间轴 轴 一档: 二档： 三档： 四档： 五档： 倒挡： 4.4齿轮弯曲强度计算 斜齿轮弯曲应力 式中：计算载荷（Nmm）； 法向模数（mm）； 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； 应力集中系数，=1.50； 齿形系数，可按当量齿数在图中查得； 齿宽系数 重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。 图4-1 齿形系数图（1） 计算一档齿轮17，29的弯曲应力 所以改变齿轮齿数 得: （2）计算二档齿轮16，30的弯曲应力 （3）计算三档齿轮9，31的弯曲应力 （4）计算四档齿轮8，32的弯曲应力 （5）计算五档齿轮2，33的弯曲应力 （6）倒档直齿轮弯曲应力 式中：弯曲应力（MPa）； 计算载荷（N.mm）； 应力集中系数，可近似取=1.5； 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； 齿宽（mm）； 模数； 齿形系数，如图3-1。 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒档齿轮22，25，28的弯曲应力 4.5齿轮接触应力计算 式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。（1） 计算一档齿轮17，29的接触应力 （2） 计算二档齿轮16，30的接触应力 （3） 计算三档齿轮9，31的接触应力 （4） 计算四档齿轮8，32的接触应力 （5） 计算五档齿轮2，33的接触应力 （6） 计算倒档齿轮22，25，28的接触应力 第五章 变速器轴的计算及校核变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件来初选轴的直径，然后根据公式进行相关的刚度和强度方面的验算。5.1选择轴的材料选择轴的材料为CrMnTi钢，经渗碳淬火回火处理，由文献查的材料的力学性能数据为： 抗拉强度： 屈服强度： 弯曲疲劳极限： 扭转疲劳极限： 表面硬度：5662hHRC5.2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（0.45-0.6）A，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：，=4.04.6取第二轴和中间轴中部直径，初选第二轴中部直径为48mm，初选中间轴中部直径为44mm。初选中间轴长度： 取：初选第二轴长度： 取：5.3轴的强度计算轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为。 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），=2.1105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力矩支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。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5-1 各轴受力图5.3.1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： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。中间轴一档处刚度校核： 变速器中间轴在一档工作时满足刚度要求。中间轴常啮合齿处刚度校核： 5.3.2变速器在二档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。中间轴刚度校核： 变速器中间轴在二档工作时满足刚度要求。5.3.3变速器在三档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。 中间轴刚度校核： 变速器中间轴在三档工作时满足刚度要求。5.3.4变速器在四档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在四档工作时满足刚度要求。中间轴刚度校核： 变速器中间轴在四档工作时满足刚度要求。5.3.5变速器在倒档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析： 中间轴轴上受力分析： 第二轴轴上受力分析： 二轴刚度校核： 变速器二轴在倒档工作时满足刚度要求。 中间轴刚度校核： 变速器中间轴在倒档工作时满足刚度要求。5.4 变速器轴的强度校核因为第一轴为常啮合齿轮副，因距离支撑点近负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。变速器二轴的强度校核：第二轴的强度校核,因为二轴一档的挠度最大，最危险，所以直接校核一档的受力：二轴一档受力图如图所示。图5-2 二轴一档受力图图5-3 水平面受力图5-4竖直受力得： 根据： 二轴刚度校核通过。变速器中间轴的强度校核：同理，经比较倒档轴的挠度较大。所以验算倒档轴的受力。 图5-5 中间轴受力图图5-6 水平受力图图5-7 竖直受力图中间轴刚度校核通过。第六章 轴承的选择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、滑动轴套等。在本设计中第一轴采用圆锥滚子轴承，型号为30306。变速器第二轴后轴承采用圆锥滚子轴承，型号为30310。第二轴齿轮和轴选用滚针轴承。 中间轴前轴承采用圆锥滚子轴承，中间轴后轴承也采用圆锥滚子轴承，型号为33209。圆锥滚子轴承具有直径较小、宽度较宽因而容量大可承受高负荷等优点。第七章 同步器的选择7.1同步器的设计本设计所采用的同步器类型为惯性式锁环同步器，其结构如下：图7-1 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7.2同步器的工作原理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。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，换档的第一阶段结束。换档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，完成换档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档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。 图7-2 锁环同步器工作原理7.3同步器锥面上的螺纹槽 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(a)中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图(b)则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。 图7-3同步器螺纹槽形式7.4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。7.5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。7.6锥面工作长度bb=Mm2pfR2 （7.1） 设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。7.7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0.30.5mm），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0.070.12mm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10mm。7.8锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角的选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、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。7.9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。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。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相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.150.30s，低档取0.500.80s；对货车变速器高档取0.300.80s，低档取1.001.50s。第8章 三维建模图8-1 一档从动齿轮图8-2 二档从动齿轮图8-3 三档从动齿轮图8-4 四档从动齿轮图8-5 倒档从动齿轮图8-6 二档主动齿轮图8-7 三档主动齿轮图8-8 四档主动齿轮图8-9 五档从动齿轮图8-10 输入轴和五档主动齿轮档图8-11 输出轴图8-12 中间轴和一档倒挡主动齿轮档63图8-12 装配图英文资料及翻译The mini-vehicle Manual transmission reverse-gear noise analysisLv Juncheng1,a Yang lianbo1,b Ding Xiaoming1,c1SAIC-GM-Wuling Automobile Co.,Ltd, Liuzhou 545007,Chinaajuncheng.lv,blianbo.yang,cxiaoming.dingKey word: mini-vehiclemanual transmissionreverse-gearnoisesimulationAbstract: In order to resolver the question of transmission reverse gear noise, this paper construct virtual transmission model with MASTA soft and analyze NVH ,computed transmission system frequency and gear mesh frequency, finally, find system resonation point and corresponding engine speed, this result is accordant to test one, finally, paper draw a conclusion that the noise is caused by resonation at some engine speed.IntroductionGearbox noise which directly affects the vehicles comfort is one common problem of the gearbox .In recent years, as customers become increasingly demanding comfort, gearbox noise issues have been more and more attention. Gearbox noise is usually divided into knocking noise and whistle noise, the former mainly because of the voice of the collision of gears; the latter is generally generated due to system resonance. When the process of tooth engagement of one pair of gears, because of the system deformation, manufacturing, assembly or other reasons, the smooth transmission and the ideal is always slightly different, namely transmission error. As the meshing teeth to repeat this error to form a cycle of vibration, the vibration cycle are expanded into Fourier series, the formation of the superposition of different periodic vibration function, and when one of its periodic function of harmonic vibration frequencies and transmission of the same or very close to the natural frequency, it will resonate. We call the resonance phenomenon in this gear transmission system as gear whistle.Simulation analysisTo create a virtual prototype. Virtual prototype model is a prerequisite for simulation. First of all, a shaft and gear geometry are created, then the relative position of the shaft and the gear is determined according to assembly drawings. For the box, firstly, a three-dimensional solid model is created in the CAD software (this is UG) and the wrl (or stl) format documents to output. Secondly, the three-dimensional solid model is imported into the finite element software (Nastran is used in this article), run the sub-structural analysis and access to pool stiffness matrix, mass matrix and node location information file. Thirdly, with three files above are imported into MASTA software which can be state analysis and NVH analysis. Virtual prototype model shown in Figure 1, spur gear is used in the reverse of this subsection transmission.All rights reserved. No part of contents of this paper may be reproduced or transmitted in any form or by any means without the written permission of Trans Tech Publications, . (ID: 10, University of British Columbia, Kelowna, Canada-12/07/15,01:33:51)Materials Engineering and Automatic ControlFigure 1 Virtual prototype modelInput condition. System structure is established by the assembly map. All parts of the model are completely established by part drawings, including geometry, with dimensions and tolerances, and other inputs in table 1.Table 1 Analysis of input parametersInertia of the clutch18900kgmm2Clutch quality2.813kgInertia oftheclutch1230 kgmm2platenInput torque65.5NMMaterials of boxDie casting aluminum ADC12Materialsofshaft20CrMnTigearFixed wayfixed with the engine collected face and the hanging point behindCouplingIdle wheel and big gear wheel uncoupled, pinion and idle gear wheel andthe long gearing mesh according to coupling stiffness to calculateSimulation results. Running virtual prototype model to calculate the gears meshing force at the different meshing frequency. Meshing force engaged in some frequencies will be protruding peaks, indicating that this resonance has occurred in this frequency and that the harmonic frequency of a system must correspond to the natural order frequency. The speed that the harmonic frequency corresponds to is the engine speed when the resonance occurs. Each order harmonic corresponding to the meshing frequency harmonics and engine speed is shown in Table 2.Table 2 The order of peaks corresponding to the meshing frequency and engine speedOrder time123456Meshing frequency（khz）0.290.79971.40711.86352.59532.5975Corresponding to the engine speed145019992345233025902600（r/min）We can see from the above table that there are the resonance and the potential noise in the speed of the above table. And in the speed of 2590, the noise is the maximum. engine speed 3600 3200 2780 2590 First Second Third Forth FifthSixth Order order order order orderorderFigure 2 The first sixth-order harmonics Figure 3 Meshing force waterfallFigure 3 is a system meshing force waterfall, with the gear meshing frequency as the abscissa and the engine speed as the ordinate. We can see from the figure resonance exists at the speed of 2590, 2780, 3200 and 3600.Results. Each harmonic of the first sixth-order harmonics correspond a peak under a frequency of engagement, reflecting that the resonance has occurred in this frequency and the size of the peak represents the strength of the resonance. The first five-order resonance level gradually increased, the fifth-order maximum and then weakened, as shown in Figure 2. Frequency of engagements corresponded with each harmonic increase proportionally with the engine speed, which in the performance of two-dimensional figure such as the slope of a straight line and each line contains the point of harmonic resonance. Figure 3, known as the waterfall, slash bright spot is high on the harmonic resonance point, corresponding to engine speed and gear meshing frequency, which is the harmonic resonance maximum and the most intense vibration of the five-order amplitudes.Test(1) Test EquipmentLMS Test lab equipment and data processing software are used as the test equipment.(2) Test MethodsHang in reverse in straight road, keeping the engine speed at a fixed value, measuring the pressure value under the drivers side at different frequencies. Thus two-dimensional graph which is pressure value changing with the frequency in an engine speed is generated. Change the engine speed from 1000r/min to 4000r/min and measure every 200r/min, so that the boost curve generates which is the pressure value changing with the frequency in different engine speeds. Finally, more synthesis of two-dimensional graph compound as shown in Figure 4.(3) The resultsTest results of the measurement data. Vertical axis corresponds to engine speed, the abscissa corresponds to the vibration frequency of measurement points. The right color mean pressure value, the red part of that expresses big pressure value that is noisy.(4) Comparison TestComparing calculated and measured spectrum, we found the fifth frequency spectrum and the measured results coincide well.Comparing the two figures above, we found that there are four obvious resonance points in 4000 r/ min.Table 2 The order of peaks corresponding to the meshing frequency and engine speedResonance point speedCalculatedMeasuredThe first resonance point25902600The second resonance point27802800The third resonance point32003250The fourth resonance point36003650Conclusion1) According to the problem of the section transmission reverse whistle in this paper, the establishment of the transmission virtual prototype model is established. Through simulation analysis we find a few speed points that the resonant occurs in the system, and agree with experiment very well.2) Through analysis we can see that the system resonance always occurs in every harmonic, but there are different degrees of resonance. The fifth-order resonance is the most obvious among the engine speed range in this paper.3) When below the reverse common speed 3000r/min, the strongest resonance occurs and the corresponding howling is the greatest at the engine speed of 2590 r/min.References1 Ma Qiucheng,Han lifen,Luo Yining,et al. UG-CAE papersM.Beijing: Machinery Industry Press,2002.2 Shen Chungen,Wang Guicheng,Wang shuling,et al. UG NX 7.0 Introduction to finite element analysis and examples succinctlyM.Beijing: Machinery Industry Press,2010.3 Jiang Wenping. Multi-Objective Optimization on Kinematic Trajectory of 5-DOF Serial Manipulator D.Wuhan:Wuhan University of Technology,2009.4 Nie Yuqin,Meng Guangwei.Mechanics of materials M.Beijing:Machinery Industry Press,2009.微型车手动变速器倒档噪声分析关键词：微型汽车，手动变速箱，逆转装置，噪声，模拟摘要：为了解决变速器倒档齿轮噪声的问题，本文构建了虚拟传输模型与MASTA软分析NVH，计算机传输系统频率与齿轮啮合频率，最后，找到系统的谐振点和对应的发动机转速，这一结果与试验，最后得出结论：噪声在一些发动机转速由共振引起的。介绍：变速箱噪声直接影响汽车的舒适性是变速箱的常见问题之一，近年来，随着客户对舒适度要求越来越高，齿轮箱噪声问题也越来越受到人们的重视。齿轮箱噪声通常分为敲击噪声和啸叫噪声，前者主要是因为齿轮的碰撞声；后者一般是由于系统共振产生的。当一对齿轮啮合的过程中，由于系统的变形、制造、装配等原因，传动的平稳性与理想总是略有不同，即传动误差。由于啮合齿的重复这个错误形成的周期振动，振动周期展开成傅里叶级数，对不同周期振动功能的叠加形成的，当它的一个周期函数的谐波振动频率和传输的相同或非常接近的固有频率，它会产生共鸣。我们称之为齿轮传动系统中的共振现象。模拟分析创建虚拟原型：虚拟样机模型是仿真的前提。首先，建立轴和齿轮的几何形状，然后根据装配图确定轴和齿轮的相对位置。的盒子，首先是在CAD软件建立三维实体模型（这是UG）和美国（或STL格式文件输出）。其次，三维实体模型导入有限元软件（NASTRAN是本文中使用），运行子结构分析和访问池质量矩阵和刚度矩阵，节点的位置信息文件。再次，上述三个文件被导入到MASTA软件可以分析和NVH分析。虚拟样机模型如图1所示，正齿轮用于该分段传动的反向。材料工程与自动控制图1 虚拟样机模型输入情况：系统结构由装配图建立。模型的所有部分都完全由零件图，包括几何形状，尺寸和公差，以及表1中的其他输入组成。表1输入参数分析离合器惯性18900kgmm2离合器的质量2.813kg离合器压盘的惯性1230 kgmm2输入扭矩65.5NM材料箱压铸铝 ADC12轴齿轮材料20CrMnT固定方式固定与发动机收集的脸和吊点背后耦合空转轮和大齿轮脱开，小齿轮和惰轮和根据啮合刚度计算长啮合啮合仿真结果：运行虚拟样机模型计算不同啮合频率下的齿轮啮合力。啮合力在某些频率将突出峰，表明这种共振发生在这个频率和系统的谐波频率必须对应于自然阶频率。当谐振发生时，谐波频率对应的转速为发动机转速。每阶谐波对应的啮合频率谐波和发动机转速如表2所示。表2啮合频率与发动机转速对应的波峰阶数订单时间123456啮合频率（kHz）0.290.79971.40711.86352.59532.5975对应发动机转速（r/min）145019992345233025902600 我们可以从上面的表格中看到，上面的桌子有速度的共振和潜在的噪音。在2590的速度下，噪音是最大的。 图2前第六阶谐波 图3网格力瀑布 图3是一个系统的啮合力的瀑布，与齿轮啮合频率为横坐标，发动机转速为纵坐标。我们可以从图中看到共振存在于2590、2780、3200和3600的速度。 结果：每一个第六阶谐波的谐波对应的频率下的峰值的接合，反映共振发生在这个频率和峰值的大小表示的谐振强度。第五阶共振电平逐渐增大，第五阶最大值随之减弱，如图2所示。啮合频率与每个谐波的增加成正比，与发动机的速度，在性能的二维图形，如直线的斜率和每条线包含的谐波共振点。图3，被称为瀑布，斜线亮点是高的谐波共振点，相应的发动机转速和齿轮啮合频率，这是谐波共振最大和最强烈的振动的五阶振幅。测试：（1）测试设备 LMS测试实验室设备和数据处理软件作为测试设备。（2）试验法 在直道中反向悬挂，保持发动机转速为固定值，测量驾驶员侧在不同频率下的压力值。由此生成两个随发动机转速变化的压力值的二维图形。改变发动机转速1000r/min为4000r/min和测量每个200r
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