底盘传动系设计毕业论文

1、本科毕业设计（论文） 汽车底盘传动系设计 学 院 机电工程_ 专 业 机械设计制造及其自动化 （车辆工程方向） 年级班别 03级1班_ 学 号 学生姓名 指导教师 2007 年 6 月 8 日摘 要底盘传动系统的设计是影响汽车质量的关键。本文参考乐聘轿车的主要数据，对其重新进行底盘传动系的设计。该轿车属于市区代步的两厢车，因而传动系围绕该特点来进行设计。首先确定传动系总体参数，然后是对离合器、变速器、主减速器、差速器和驱动桥半轴、万向节的设计计算。设计方法以传统的汽车设计方法为主，主要是取经验值。设计中通过参考文献资料，对某些部件进行了调整变更。在设计所得到的数据结果上，利用软件Pro/Eng

2、ineer绘制其三维模型，组装成总体装配图。关键词：车辆传动系统，传动系设计，三维建模AbstractThe design of the power train system is the key to the automobile design quality. In this paper, the power train system of certain vehicle will be re-designed. The reference data belongs to the Chevrolet Aveo, which will be re-design its power train

3、 system. This vehicle is a hatchback for urban transport., and the design of this power train is based on this characteristic.First we determine the overall parameters of the power train. And then comes the clutch, transmission, final drive, axle and universal joint design. The design method is base

4、 on the traditional car design method, mainly by gaining the experience value. In this design a number of documents are referenced to, and some of the components are adjusted or changed.Using the data of this design result, a 3D model of this power train system is drawed by the software Pro/Engineer

5、, and create the assembly drawing.Key words: vehicle power train system, design of the power train, 3D modeling目 录1 绪论12 汽车传动系参数的确定3 2.1选用车型的底盘特点及基本参数3 2.2 各级传动比的计算3 传动比的确定方法3 确定传动比过程53 离合器设计7 3.1 初始数据及型式确定7 3.2 摩擦片设计7 3.2.1 基本参数7 3.2.2 参数核算8 3.3 膜片弹簧设计10 3.3.1 膜片弹簧尺寸10 3.3.2 膜片弹簧强度校核12 3.4 减振器设计13

6、3.4.1 基本参数选定13 3.4.2 减振弹簧设计计算15 3.5其它部件结构设计164 变速器设计18 4.1 结构与基本参数初定18 4.1.1 变速器结构18 4.1.2 基本参数选取18 4.2 各挡齿轮参数设计计算20 4.3 齿轮强度校核23 4.3.1 强度计算公式23 4.3.2 各挡齿轮强度计算24 4.4 输入轴结构及其轴承设计与校核27 4.4.1 轴尺寸计算28 4.4.2 轴强度刚度校核29 4.4.3 轴承选用与核算37 4.5 其他结构设计395 主减速器设计40 5.1 减速齿轮形式与参数确定40 5.2 齿轮强度校核40 5.2.1 计算载荷40 5.2.

7、2 齿轮弯曲强度核算42 5.2.3 齿轮接触强度计算43 5.3 变速器输出轴结构及其轴承设计与校核43 5.3.1 输出轴结构43 5.3.2 输出轴的强度刚度校核44 5.3.3 轴承选用与校核51 5.4 其它结构设计536 差速器设计54 6.1 形式与基本参数设计54 6.1.1 结构形式选择54 6.1.2 基本参数设计选择54 6.2 强度校核56 6.3 其它结构设计577 驱动桥半轴设计58 7.1 半轴总体结构58 7.2 万向节设计58 7.3 半轴强度校核598 三维模型的建立62设计总结63参考文献64致 谢651 绪论毋容置疑，汽车的功用是搭载人或货物进行运输，行

8、驶是其本质属性。使汽车实现行驶的系统称为传动系统。传动系的基本功用是将发动机发出的动力传给汽车的驱动车轮，产生驱动力，使汽车能在一定速度上行驶。传动系具有减速、变速、倒车、中断动力、轮间差速和轴间差速等功能，与发动机配合工作，能保证汽车在各种工况条件下的正常行驶，并具有良好的动力性和经济性。传动系统主要由离合器、变速器、万向传动装置和驱动桥（包括主减速器、差速器、半轴和桥壳等）组成。在越野车辆上，还设有分动器，负责将变速器的功率分配给各驱动桥。离合器的基本作用是在特定情况下中断传动系统的动力传递；变速器的作用是实现汽车变速与倒向行驶；变速器与主减速器共同实现减速增矩，使汽车获得足够的驱动力；差

9、速器是为了使两侧驱动轮具有差速作用；万向传动装置使传动轴可以在一定转角内自由摆动而持续传递动力。设计传动系，即是设计这几个总成的参数，使得各部分总成与发动机和整车协调匹配，且具有一定的寿命，以满足消费者对汽车性能的需求。机械式传动系常见布置型式主要与发动机的位置及汽车的驱动型式有关。可分为：1.前置前驱FR：即发动机前置、后轮驱动。这是一种传统的布置型式，国内外的大多数货车、部分轿车和部分客车都采用这种型式。2.后置后驱RR：即发动机后置、后轮驱动。在大型客车上多采用这种布置型式，少量微型、轻型轿车也采用这种型式。3.前置前驱FF：发动机前置、前轮驱动。这种型式操纵机构简单、发动机散热条件好。

10、但上坡时汽车质量后移，使前驱动轮的附着质量减小，驱动轮易打滑；下坡制动时则由于汽车质量前移，前轮负荷过重，高速时易发生翻车现象。现在大多数轿车采取这种布置型式。4.越野汽车的传动系。越野汽车一般为全轮驱动，发动机前置，在变速箱后装有分动器将动力传递到全部车轮上。汽车底盘传动系统的设计本质上就是机械设计。传统机械设计方法有理论设计法、经验设计法和模型实验设计法；近几十年来发展起来了现代设计方法，常见的有计算机辅助设计、优化设计、可靠性设计、并行设计、参数化设计等等。现代设计方法都离不开计算机的帮助，特别是优化设计，其涉及到的优化方法就有好几类1，每一类又都牵涉到不同的优化算法，这些算法若不借助计

11、算机求解是极其艰难的。譬如，对于传动系来说，零件首先要满足强度要求才能传递发动机的转矩，这要求零件尺寸尽可能大；在空间有限且降低成本条件下零件尺寸又要求尽可能小；这对矛盾的解决就需通过优化设计才能达到一个最佳值。在国外一篇文献中2，它提到了如何用计算机对轴与箱体进行疲劳仿真，以此来设计或校核零件。虽然现代设计方法是当今机械设计业的主流，但它都是从传统设计中发展出来的，懂得了传统的设计方法，才能学懂现代设计方法。因此，本文所进行的传动系设计基本上是靠传统设计方法，仅在个别地方辅助利用了计算机。离合器一章中的膜片弹簧设计，里面的公式冗长复杂，用了MATLAB辅助计算，弹簧特性曲线也是用MATLAB

12、来绘制的。变速器轴承用Excel编了一个计算用表，大大简化了计算过程。差速器锥齿轮尺寸数据也是在Excel中计算而得的。最后的三维图绘制用的软件是Pro/Engineer Wildfire，为了跟上企业设计的高效率设计理念，通用件是由标准库中提取出来的，省去了重新绘制的时间。2 汽车传动系参数的确定2.1选用车型的底盘特点及基本参数底盘传动系设计需要知道车辆的一些基本参数，如质量、发动机特性、设计要求的动力性、燃油经济性、汽车维修周期、汽车尺寸、轮胎尺寸等。知道了质量，才能正确确定所需的驱动力；有了动力性与燃油经济性标准，才能根据标准正确设计传动比；确定了维修周期，就等于确定了零件使用寿命；汽

13、车的尺寸大小则限制了传动系的尺寸大小及布置；轮胎尺寸与汽车的动力性要求紧密相关。因此，我们需要先有辆样本汽车的数据，才能继续进行设计。在此，我们选取雪佛兰乐聘轿车。其属于市区小轿车系列，以经济舒适为主，动力性方面，设计最高车速为160Km/h，爬坡度要达到30%（加速性不详）；两厢车类别，且由于要强调好的操纵性，所以驱动类型跟随当代的潮流，前置前驱；整车尺寸不大，则设计的传动系需紧凑，才能满足布置要求，增大乘坐空间。乐聘装用的发动机最大功率69kw/6000rpm，最大扭矩128Nm/4000rpm。当发动机转速超过6000rpm时，其动力性与燃油经济性都会恶化，所以绝大多数情况下都不会使转速

14、超过6000rpm，即可将6000rpm定为最大转速（可适当超出少许）。发动机为横向放置，则主减速器可采用圆柱齿轮传动。原装轮胎规格为185/60R14，据此可计算其车轮自由半径。变速箱有手动与自动两种形式，选择手动形式，挡数为5。2.2 各级传动比的计算因为传动系的离合器、变速器部分都涉及到传动比的计算，所以把变速器传动比与主减速器比放在设计初始处设计计算。2.2.1传动比的确定方法1、最小传动比的选择整车传动系最小传动比的选择，可根据最高车速及其功率平衡图来确定。图2.1以三种不同传动比主减速器的功率平衡图来说明最小传动比与最高车速的关系。三种传动比确定了三条功率曲线。其中确定的功率曲线在

15、最大功率点与常见阻力功率曲线相交，对应的车速为，驱动功率最大点对应的车速为，；确定的功率曲线在最大功率点右侧与常见阻力功率曲线相交，对应的车速为,驱动功率最大点对应的车速为，；由确定的功率曲线在最大功率点左侧与常见阻力功率曲线相交，对应的车速为,驱动功率最大点对应的车速为，。而且，因此，选择可使汽车速度达到最大。图2.1 最小传动比与最高车速的关系2、最大传动比的选择最大传动比是汽车为I档时传动系的总传动比，因主减速器传动比是固定的，通常汽车没有分动器和轮边减速器，因此，只要确定I档传动比即可。 最大爬坡度、I档动力因数、附着力和汽车最小稳定车速是最大传动比的制约因素。讨论最大爬坡度时，车速很

16、低，近似等速，所以，空气阻力和加速阻力均可忽略,汽车行驶方程式可写为 即 （2.1）式中 最大爬坡角度，；车轮滚动半径，m。载货汽车要求的最大爬坡度约为30%。 对于松软地面行走的越野汽车，最大传动比还要满足最低稳定车速的要求，即 （2.2）轿车的最大爬坡度常大于30%，一般根据加速能力或参考同等级车型选取最大传动比。 最大传动比还应满足驱动轮的附着条件，检查附着条件是否满足上坡或加速的要求。3、各挡传动比的选择选定汽车的最小传动比、最大传动比及传动系的挡位数后，就要确定中间各挡的传动比。汽车传动系各挡的传动比大体是按等比级数分配的，即有 为常数，即各挡之间的公比按等比级数分配的传动比，若每次

17、发动机都是提高到转速换挡，只要发动机都降到同一低转速，离合器就能无冲击地接合，除此之外主要目的还在于充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性。实际上，对于挡位较少的变速器，各挡传动比之间的比值并不正好相等，不是正好按照等比级数来分配的。这主要是考虑到各挡利用率差别很大的缘故。汽车主要是用较高挡位行驶，所以较高挡位相邻两挡间的传动比的间隔应小些。所以，各挡传动比之间的关系是 （2.3）并且低档的比值比高挡的比值要大。2.2.2确定传动比过程最佳的动力装置参数应是在保证汽车达到设计要求的动力性能基础上有最良好的燃油经济性。通常是利用燃油经济性加速时间曲线确定动力装置的参赛，以循环工况油耗代表燃油

18、经济性，以原地起步加速时间代表动力性，作出不同参数匹配下的燃油经济性加速时间曲线（C曲线）。根据文献3第三章第五节介绍，在动力装置其它参数不变的条件下，主减速器传动比值较大时，加速时间较短但燃油经济性下降；主减速器传动比值较小时，加速时间延长但燃油经济性改善。在不改变发动机的条件下，可利用C曲线从数种变速器中选一合适的变速器和一合适的主减速器传动比。由于绘制该C曲线涉及到其它方面的计算，所以确定主减速器传动比可参照同一级别车型的统计数据。在此，我们即参照该乐聘轿车的值，使。有了主减速器传动比后，就可根据上面讲述的方法确定变速器最小传动比。确定挡位数是5，使得换挡便利。首先须绘制汽车功率平衡图，

19、找出能达到最大设计车速的最小传动比，然后利用算出变速器5挡时的传动比。但没有足够资料来绘制汽车功率平衡图，因此也只好利用该车的现成数据，使。变速器最大传动比也可以确定了，参照式子（2.1），可计算出来。但是若以最大爬坡度30%代入，所得结果并不适合于小轿车的，计算小轿车的最大传动比应根据加速能力确定。在此也没有具体的合适数据来计算，所以亦参照原车数据，使。现在就可以推算各挡在等比级数分配下的传动比： 得则，然后调整2、3、4挡传动比，满足式（1.2）的要求。最后得到的结果如表2.1。表2.1 传动系传动比变速器传动比一挡二挡三挡四挡五档倒挡3.5451.9521.2760.9710.7633.

20、333主减速器传动比3.944注：倒挡值设计取得与一挡接近。3 离合器设计3.1 初始数据及型式确定由第一章的车型数据知道，乐聘的发动机最大转矩为，最大功率。即设计的离合器须满足传递的扭矩为，所能达到的转速不低于。对乘用车而言，发动机最大转矩不大，离合器通常只设有一片从动盘。单片离合器结构简单，轴向尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，使用时能保证分离彻底。压紧弹簧采用现在广泛使用的膜片弹簧，此种弹簧具有许多优点；膜片弹簧离合器又分为拉式与推式，拉式比推式具有更多优点：结构更简单、紧凑，零件数更少，质量更小，在同样压盘尺寸条件下压紧力更大，传递转矩能力更大，踏板操纵更轻便，冲击

21、与噪声很小，寿命更长。考虑以上因素，设计该离合器为单片拉式膜片弹簧离合器。膜片弹簧支承采用单支承环形式，以提高安装精度，减少离合器盖的制造精度。压盘的驱动方式采用弹性传力片式，是沿圆周切向布置的三组或四组薄弹簧钢带传动片两端分别与离合器盖和压盘一铆钉或螺栓连接，其优点是结构简单，压盘与飞轮对中性好，使用平衡性好，工作可靠，寿命长，且传动片的弹性允许压盘作轴向移动。3.2 摩擦片设计 基本参数离合器的基本参数主要有性能参数和，尺寸参数、和摩擦片厚度以及结构参数摩擦面数和离合器间隙，还有摩擦因数。这些参数都与摩擦片直接相关，因此归为摩擦片设计。1、后备系数小轿车的离合器尺寸应尽可能小，操纵应轻便，

22、不宜选得太大；汽车总质量越小，值越小；发动机缸数越少，转矩波动越大，值越大；膜片弹簧由于磨后压力保持较稳定，值可小些；单片离合器值小于双片。通常，轿车、微型和轻型汽车： b=1.201.75。综合考虑各种因素，初选=1.502、单位压力单位压力决定了摩擦表面的耐磨性，对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑工作条件、发动机后备功率大小、摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。摩擦片采用编织石棉材料，范围在0.250.35Mpa之间，初选=0.3。3、摩擦因数、摩擦面数、摩擦间隙摩擦因数取决于摩擦片所用的材料及其工作稳定、单位压力荷花磨速度等因素。编织石棉的摩擦因数范围在0.250.

23、35，初选。对单片离合器，摩擦面数；摩擦间隙是指离合器处于正常接合状态、分离套筒被回位弹簧拉到后极限位置时，为保证摩擦片正常磨损过程中离合器仍能完全接合，在分离轴承和分离杠杆内端之间留有的间隙，初步定为3mm。4、摩擦片外径、内径和厚度估算摩擦片外径 （3.1）为直径系数，一般地轿车为：算得 由此结果，查标准4，原则上应选取D=180mm，d=125mm，b=3.5mm。但经过设计验算，该尺寸不仅使结构布置困难，而且单位面积滑磨功很大。根据从动盘毂花键尺寸表，以发动机最大转矩为参照，选取D=200mm，d=140mm，b=3.5。平均半径 参数核算1、为保证在任何工况下都能可靠传递发动机最大转

24、矩，离合器最大静摩擦力矩而 c摩擦片内外径比d/D=0.7有 符合原设计要求。2、最大圆周速度 小于65m/s许用速度。3、单位摩擦面积传递的转矩 小于许用值4、单位摩擦面积滑磨功 （3.2）汽车起步时离合器接合一次所产生的总滑磨功，根据下式计算 （3.3）为汽车总质量，1105kg；为轮胎滚动半径，近似以静半径代入，0.289m；为汽车起步时所用变速器挡位传动比，3.545；为主减速器传动比，3.944；为发动机转速，乘用车取2000r/min。代入（3.2）（3.3）计算得W=10344J，=0.323J，小于许用值0.40J。5、摩擦片所需的压紧力为3.3 膜片弹簧设计膜片弹簧采用60S

25、i2MnA优质高精度钢板材料，许用应力15001700Mpa。为提高膜片弹簧的承载能力，要对膜片弹簧进行强压处理；对凹面或双面进行喷丸处理，以提高疲劳强度和承载能力；为提高分离指的耐磨性，对其端部进行高频淬火、喷镀铬合金和镀镉或四氟乙烯；在膜片弹簧与压盘接触圆形处，为了防止由于拉应力的作用而产生裂纹，可对该处进行挤压处理。3.3.1 膜片弹簧尺寸基本尺寸有：（1）H-自由状态下碟簧部分的内截锥高度 （2）h-膜片弹簧钢板厚度 （3）R-自由状态下碟簧部分大端半径 （4）r-自由状态下碟簧部分小端半径 （5）-压盘加载点半径 （6）-支承环加载点半径 （7）-膜片弹簧小端内半径 （8）-分离轴承

26、作用半径 （9）切槽宽度、及半径。（如图3.1）经过初步设计计算得出数据列于表3.1。图3.1 膜片弹簧结构表3.1 膜片弹簧尺寸 单位：毫米H4H/h1.742.3R103R/r1.226840.21022251008541074分离指数目n181、压紧力和膜片弹簧大端变形的关系 （3.4）式中： E为弹性模量，钢材取E=2.1x104 kg/mm2；为泊松比，钢材取；为大端变形，mm；R为碟簧部分外半径（大端半径），mm；利用该式可绘出膜片弹簧-特性曲线，如图3.2。选取弹簧工作点位置B ，在该点F1=4489N；当摩擦片磨损 后，工作点移到A点。摩擦片总的最大磨损量： 图3.2 膜片弹簧

27、特性曲线 式中： 为摩擦片总的工作面数，对于单片：；为每一摩擦工作面最大允许磨损量，可取工作点A取工作点C取，对应的弹簧力为3747N。2、当膜片弹簧小端分离轴承处作用有外加载荷（分离力）时，则大端变形与关系如下： （3.5）代入求得 3、在力作用下，膜片弹簧小端分离轴承处的变形计算公式 式中：为在力的作用下，因碟簧部分的角变形引起的小端变形；为在力的作用下，分离爪的附加变形计算公式。 ；结果得 12mm；6.02mm；18mm。也就是说，分离轴承行程为18mm。3.3.2 膜片弹簧强度校核膜片弹簧在各种变形情况下，其碟形部分的内半径B处的应力总大于其它各点，故需求B点的当量应力，对B点进行强

28、度校核。由于B点的当量应力随大端变形而变化，当=，即： 时，达到极大值。 此时即有由上面选取的工作点C知，则求得，小于许用应力1500Mpa。3.4 减振器设计3.4.1 基本参数选定扭转减振器主要由弹性元件和阻尼元件等组成。弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，阻尼元件采用阻尼片。减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的阻尼摩擦转矩是两个主要参数，其它设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。1、极限转矩当减振器传递的极限转矩与汽车驱动轮的最大附着力矩相等时，传动系的动载荷为最小；若，则会增大减振器的角刚度，使传动系动载荷有所增大。因此，按下式选取式中，为汽车前驱动桥静载荷，取6500N；为附着系数，

29、计算时取0.8；为车轮滚动半径，以车轮静半径代入，0.289m；分别为主减速比、变速器一挡传动比3.944，3.545。计算得 ，小于发动机最大扭矩。把值调大到130，使离合器能传递出发动机最大扭矩，传动系动载荷适当减少，而不使角刚度增加太多。2、扭转角刚度扭转角刚度定义为 按经验公式初选 ，取为，以减少减振弹簧线刚度K。3、阻尼摩擦转矩由于受结构和扭矩要求限制，减振器的角刚度不可能很低，为了有效地消振，还必须合理选择减振器阻尼装置的摩擦力矩（阻尼力矩）。按经验公式计算，系数取0.1；4、预紧转矩减振弹簧在安装时都有一定预紧，它对降低减振器角刚度有利。但预紧力不应大于摩擦力矩，否则在反向工作时

30、，扭转减振器将提前停止工作，取其值等于阻尼摩擦转矩12.8；5、减振弹簧位置半径与弹簧个数在初步选定减振器的主要参数以后，即可根据布置上的可能来确定它的具体结构尺寸，并设计减振弹簧以满足其减振性能的要求。按经验公式 ，考虑减小弹簧力，取45mm。弹簧个数取6个。6、减振弹簧总压力每个弹簧最大工作压力 弹簧线刚度3.4.2 减振弹簧设计计算减振器弹簧平均直径一般在1115mm，取D=14mm。弹簧丝直径d一般在34mm，取为3mm。有效圈数取为4。由此可计算其刚度G为材料切变模量，65Mn在d4mm时最大可取为83000Mpa。由此值反算扭转刚度小于13，可行。总圈数旋绕比，曲度系数上面以算出每

31、根弹簧工作压力F=481.5N，则其最大剪切应力。查文献5表16-3，65Mn在d=3mm时，弹簧类型为第二类，其许用切应力，经强压处理，许用应力增大25%，即达到800MPa，大于计算应力。弹簧最小长度总变形量自由高度预变形量安装工作高度工作变形量则算出减振器最大转角，在可取用范围内。3.5其它部件结构设计1、从动盘（1）从动盘毂一般采用齿侧对中的矩形花键，花键之间为动配合。材料采用40Cr，经锻造而成，HRC2832。花键尺寸根据摩擦片的外径查表选取，得齿数外径内径齿厚有效齿长102923425使用公式 进行剪切强度校核，其中为花键的侧面压力（N）； ，其中 、分别为花键的内外径（m）；Z

32、为从动盘毂数；n为花键的齿数；为花键的有效长度（m）；h为花键的工作高度 有 材料许用挤压应力20Mpa，大于计算应力。（2）从动片铆接6块波形片，使从动盘具有轴向弹性。材料采用65Mn，厚度为0.6mm。（3）从动片采用10钢，厚度1.5mm。（4）阻尼摩擦片厚度1.5mm。2、压盘压盘的径向尺寸与摩擦片的径向尺寸应接近一致，故只需设计压盘厚度即可，厚度确定主要依据以下两点：（1）压盘应具有足够的质量，以吸收结合时摩擦产生的热量；（2）压盘应具有足够大的强度，以保证受热时不变形。初步定为15mm，外径D=210mm，内径d=130mm，采用灰铸铁HT250铸造而成，密度为7.6g/cm3。不

33、计肋条，压盘质量为 前面算得离合器每接合一次产生的总滑磨功W=10344J则温升算得 对单片离合器压盘0.5压盘的比热容没，对铸铁取许用温升为810C，大于计算温升。3、传动片设计压盘传力方式采用传动片。初选传动片安装位置半径120mm，3组传动片，每组2片，每片厚度0.6mm。设计传动片宽度20mm。对传动片进行校核。传递转矩；每片传动片承受拉力为 拉应力为 A为传动片最小截面面积，等于宽度减去孔径后与厚度之积。材料采用65Mn，其抗拉强度1000Mpa，远大于计算拉应力。4、离合器盖离合器盖使用15钢冲压而成，板厚采用2.5mm，；对中方式采用非对称布置的螺栓孔。5、分离轴承及机构本离合器

34、选用了拉式非调心式分离轴承，操纵机构采用液压式操纵机构，其摩擦阻力小、传动效率高、质量小、布置方便、接合柔和，工作不受车身或车架变形及发动机的影响，便于远距离操纵。4 变速器设计4.1 结构与基本参数初定4.1.1 变速器结构机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠的优点，故为该车型设计机械式变速器。固定轴式变速器广泛用于各种汽车中。固定轴式变速器还根据轴的布置与数量分为几种，其中的两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上，故确定所设计的变速器取两轴式。为使换挡便利，符合小轿车应让大多数人都能驾驶的原则，故换挡机构采用同步器；第一章中确定了变速器为5挡，前进挡若都采用同步器

35、，则将有一个同步器只接合一个前进挡，于是考虑倒挡亦采用同步器，刚好三个同步器接合六个挡位；如此，倒挡齿轮就是常啮合齿轮副，两轴路线中加入一个传动齿轮；同步器均设置在输出轴上。变速齿轮采用常啮合方式，适应于同步器。这样齿轮可设计成斜齿圆柱齿轮，其使用寿命长、运转平稳、工作噪声低，而且还可以减少齿轮的设计最小齿数，减少齿轮直径，从而减少变速器的尺寸。变速器简图如图4.1。图4.1 变速器简图4.1.2 基本参数选取1、中心距A对两轴式变速器而言，中心距是指输入轴与输出轴之间的距离。其值大小不仅对变速器外形尺寸、体积和质量大小有关，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿接触应力越大，齿轮寿命越

36、短。对发动机前置前轮驱动和发动机前置后轮驱动乘用车，中心距可以根据排量与中心距的统计数据初选，乘用车变速器的中心距在6080mm范围内。这里取上限值80mm，使后续的轴径与齿轮大小有个宽限范围。2、外形尺寸变速器的横向尺寸应根据齿轮制经济倒挡中间齿轮和换挡机构的布置来确定。乘用车的轴向尺寸为（3.03.4）A，算出可取范围在240272mm。具体值亦须在确定齿轮与同步器的轴向尺寸后方可确定。3、齿轮参数齿轮模数取较小值可增加齿数与重合度，并较少噪声；模数较大则可使质量小些；对乘用车而言，减少噪声有更重要的意义，因此模数应选小的值。变速器低挡齿轮应选用大些的，其它挡位选另一种模数。根据文献6表3

37、-1、表3-2，选用模数确定为：一，二，倒挡齿轮2.75；其它齿轮2.5。变速器齿轮普遍采用20度的压力角。乘用车的两轴式变速器齿轮螺旋角选用范围在2025度之间。每挡位齿轮的螺旋角具体值要在后续的齿轮计算中推算出来，这里先取个大概值25度。通常根据齿轮模数来选定齿宽：，为齿宽系数，取为6.08.5；计算得出一二倒挡齿轮在16.523.38mm间，其它齿轮1521.25mm间。较大的齿宽可使传动平稳些，接触应力降低。而小齿轮齿宽通常比大齿轮略大些，防止因装配误差产生轴向错位，导致啮合齿宽减小而增大轮齿工作载荷。综合考虑，齿宽选择如下表：表4.1 齿轮齿宽 单位：毫米一挡二挡三挡四挡五挡倒挡主动

38、轮222218181820从动轮202016161619184.2 各挡齿轮参数设计计算4.2.1 一挡齿轮副一挡传动比为 （4.1）其中为一挡小齿轮，为一挡大齿轮。齿轮副中心距可表示为 （4.2）即为螺旋角。而传动比在第一章已求得为3.545，中心距在第一节求得为80mm，法面模数2.75，螺旋角初值为25度。代入式（4.1）与（4.2）联合求得两齿轮的齿数，经过圆整得小齿轮齿数12，大齿轮齿数41。把圆整的齿数再代入式（4.2），反算出螺旋角的具体值 ，在这个螺旋角下的避免根切最小齿数，大于小齿轮的齿数，所以对小齿轮进行高度变位。避免根切最小变位系数为 ，于是变位系数取，。新的传动比为4.

39、2.2 二挡齿轮副与计算一挡齿轮副方法一样，知道了传动比1.952与中心距和螺旋角的初值，联合式（4.1）和（4.2），求得小齿轮齿数18，大齿轮齿数35，再反算螺旋角 ，。齿数大于最小齿数，不必变位。新传动比为4.2.3 三挡齿轮副同样，由传动比1.276与中心距和螺旋角的初值，求得小齿轮齿数25，大齿轮齿数32，再反算螺旋角 ，。齿数大于最小齿数，不必变位。新传动比为4.2.4 四挡齿轮副同样，由传动比0.974与中心距和螺旋角的初值，求得主动齿轮齿数29，从动齿轮齿数28，再反算螺旋角 ，。齿数大于最小齿数，不必变位。新传动比为。4.2.5 五挡齿轮副同样，由传动比0.763与中心距和螺

40、旋角的初值，求得主动齿轮齿数33，从动齿轮齿数25，再反算螺旋角 ，。齿数大于最小齿数，不必变位。新传动比为4.2.6 倒挡齿轮副由于倒挡不是经常用到，取其螺旋角比前进挡的小些，。避免根切的最少齿数，即是15个齿。设中间齿轮齿数为，主动齿轮齿数设为，从动齿轮齿数设为。为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，主动齿轮和从动齿轮齿顶圆之间应保持有0.5mm以上间隙，即应满足下面的式子： （4.3）假设两齿轮都不变位，间隙值取1mm，由（4.3）式算得 又 ，联合上式算得 ，。主动齿轮齿数低于最小齿数，即要变位修正。最小变位系数 取为0.5。令，中间齿轮与从动齿轮不变位。验算根切 把齿数、变位系数代入

41、式（3.3）验算，运动不发生干涉。新的传动比为下面计算相啮合的两个齿轮间的中心距：如图4.2，圆整为38mm；，圆整为76mm；反算螺旋角的值，刚好以上两式分别算出的值均为图4.2 倒挡布置简图，主动齿轮与中间齿轮为不等变位齿轮传动，啮合角不等于标准压力角20度，由下式可计算出 其中 算得啮合角为。综合以上各级挡位参数，计算其分度圆直径，列表如下： 表4.2 变速器主动齿轮参数一挡二挡三挡四挡五挡倒挡齿数Z1121825293311Z241353228251537变位系数X10.400000.5X2-0.4000000分度圆直径D136.23mm54.34mm70.18mm81.40mm91.

42、03mm32.15mmD2123.78mm105.65mm89.83mm78.60mm68.97mm43.85mm108.15mm螺旋角4.3 齿轮强度校核4.3.1 强度计算公式1、齿轮受力分析图4.3为斜齿圆柱齿轮受力情况。一般计算，可忽略摩擦力，并将作用于齿面上的分布力用作用于齿宽中点的法向力代替。法向力可分解为三个相互垂直的分力，即圆周力、径向力及轴向力。它们之间的关系为 （4.4） （4.5） （4.6） （4.7） （4.8）图4.3 齿轮受力分析对于从动齿轮，它的圆周力、径向力、轴向力分别与主动轮上的各力大小相等，方向相反。2、接触强度公式轮齿接触应力简化计算公式 （4.9）其中

43、，F为齿面上的法向力（N）；E为齿轮材料的弹性模量（MPa）；b为齿轮接触的实际宽度（mm）；、为主、从动轮节点处的曲率半径（mm），斜齿轮，；、为主、从动轮节圆半径；为节点处压力角。3、弯曲强度公式斜齿轮弯曲应力简化计算公式 （4.10）其中，应力集中系数 ；b为齿宽；t为法向齿距，；为齿形系数，可按当量齿数在文献6图3-19中查得；重合度影响系数。4.3.2 各挡齿轮强度计算1、一挡齿轮强度计算主动齿轮与轴做成一体（参见下一节），材料40Cr，进行表面渗碳；从动齿轮采用材料20CrMnTi，表面渗碳；根据文献7表4-3-1两者的许用接触应力为1300MPa。计算载荷取变速器输入轴的载荷一半

44、，即取。由第二节计算结果知分度圆直径， ，压力角，接触齿宽；钢材的弹性模量。把这些数据代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得结果根据文献7介绍齿轮的许用弯曲应力取为350MPa。由（4.10）公式下面的说明查得主动齿轮y=0.158，从动齿轮y=0.134；计算载荷取变速器输入轴的最大转矩；把上面的数据代入式（4.4）、（4.10），得结果 ，2、二挡齿轮强度计算主动齿轮与轴做成一体（参见下一节），材料40Cr，进行表面渗碳；从动齿轮采用材料20CrMnTi，表面渗碳；两者的许用接触应力为1300MPa。计算载荷同样取。由第二节计算结果知两齿轮分度圆直径， ，压力角，接触齿宽；钢材的弹性

45、模量。把这些数据代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得结果齿轮的许用弯曲应力取为350MPa。由（3.10）公式下面的说明查得主动齿轮y=0.134，从动齿轮y=0.153；计算载荷取变速器输入轴的最大转矩；把上面的数据代入式（4.4）、（4.10），得结果 ，3、三挡齿轮强度计算两个齿轮均采用20CrMnTi，进行表面渗碳；两者的许用接触应力为1300MPa。计算载荷取。由第二节计算结果知分度圆直径，压力角，接触齿宽；钢材的弹性模量。把这些数据代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得结果齿轮的许用弯曲应力取为350MPa。由（4.10）公式下面的说明查得主动齿轮y=0.146，从动

46、齿轮y=0.153；计算载荷取变速器输入轴的最大转矩；把上面的数据代入式（4.4）、（4.10），得结果 ，4、四挡齿轮强度计算两个齿轮均采用20CrMnTi，进行表面渗碳；.两者的许用接触应力为1300MPa。计算载荷取。由第二节计算结果知分度圆直径，压力角，接触齿宽；钢材的弹性模量。把这些数据代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得结果.齿轮的许用弯曲应力取为350MPa。由（4.10）公式下面的说明查得主动齿轮y=0.15，从动齿轮y=0.148；计算载荷取变速器输入轴的最大转矩；把上面的数据代入式（4.4）、（4.10），得结果 ，5、五挡齿轮强度计算两个齿轮均采用20CrMnTi

47、，进行表面渗碳；两者的许用接触应力为1300MPa。计算载荷取。由第二节计算结果知分度圆直径，压力角，接触齿宽；钢材的弹性模量。把这些数据代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得结果齿轮的许用弯曲应力取为350MPa。由（4.10）公式下面的说明查得主动齿轮y=0.152，从动齿轮y=0.144；计算载荷取变速器输入轴的最大转矩；把上面的数据代入式（4.4）、（4.10），得结果 ，6、倒挡齿轮强度计算主动齿轮与轴做成一体（参看下一节），材料为40Cr；另两个齿轮采用20CrMnTi，进行表面渗碳；根据文献7表4-3-1三者的许用接触应力取为1900MPa。计算载荷取。由第二节计算结果知分

48、度圆直径，压力角等于啮合角；接触齿宽，；钢材的弹性模量。把这些数据代入式（4.4）、（4.8）、（4.9），得结果，（下标12表示前一对齿轮副，下标23表示后一对齿轮副）齿轮的许用弯曲应力取为350MPa。由（4.10）公式下面的说明查得主动齿轮y=0.167，中间齿轮y=0.121，从动齿轮y=0.152；计算载荷取变速器输入轴的最大转矩；把上面的数据代入式（4.4）、（4.10），得结果 ，4.4 输入轴结构及其轴承设计与校核输入轴的前端靠花键与离合器从动盘毂连接着，最前端则套上轴承支承在飞轮上。从第二章设计结果知，离合器从动盘毂的花键内径为23mm，外径为29mm，因此从前端轴承能可靠定

49、位角度看，前端的轴径取得稍小于23mm，查轴承手册8，轴径取为20mm正适合；支承在变速器壳体上的前端轴承公称直径需大于花键外径29mm，才能装入输入轴；对第一挡与倒挡主动齿轮，要验证其齿根圆到键槽底部的距离不少于1.6倍端面模数，从上两节的计算结果可算出这两个齿轮的齿根圆直径， 得出一挡小齿轮齿根圆直径为31.55mm，倒挡小齿轮齿根圆直径为28.025mm。由此看出，不管是一挡齿轮布置在轴前端还是倒挡齿轮布置在轴前端，都与花键外径相差很小距离甚至小于外径。于是，只能在前端布置一挡齿轮，并且要与轴做成一体。前端轴承公称直径大于花键外径而小于齿根圆直径，所以只取30mm。在轴末端，若倒挡小齿轮

50、与轴分开，则轴径不能大于20mm，这么小的轴径或许使其上的轴承承载能力相对很低，寿命短，因此还是与轴做成一体；一旦与轴做成一体，就要验算它的齿顶圆直径是否能允许其它齿轮顺利装上轴，计算其齿顶圆直径 得出齿顶圆直径为40.4mm。这样算来，其它齿轮中最小的轮毂直径至少为40.4mm，按照顺序排挡的位置发生在五挡上。由以上分析可以画出几个方案：图4.4（a）轴结构方案1图4.4（b）轴结构方案2以此类推可有五种方案，只是作为轴肩的最大轴径所处位置不同。图4.4（a）中，二挡齿轮轮毂孔直径相对其它齿轮最大，但齿根圆直径最小，只有47.5mm左右，与倒挡齿轮齿顶圆的差值太小，无法布置其他齿轮。图4.4（b）中，亦要对比一挡齿轮齿顶圆直径，算得为43.93，相差不到4mm，连1.6倍端面模数都不到，因此二挡齿轮亦要与轴做成一体。再返回研究倒挡齿轮处轴径。倒车时，传动比大，齿轮受力大，则轴受力大。而此段轴径最小，为危险截面。由于轴比较长，双支承或会使刚度不足。因此对输入轴形式进行改进，如图4.5。前进挡全采用左旋，由前端的轴承组合承受轴向力。后端的花键可传递扭矩给倒挡齿轮，并可允许轴的轴向窜动，不至于轴会因受热伸长而卡死。倒挡齿