某型汽车变速器设计论文

某型汽车变速器设计论文摘要变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。其设计任务是设计一台用于微型商用车上的手动变速器。采用中间轴式变速器设计方案，其有两个突出优点：一是其直接挡传动效率高，磨损及噪声小；二是在齿轮中心距较小的情况下任然可以获得较大的一档传动比。设计中根据汽车的满载质量、主减速比以及驱动车轮的滚动半径等参数并结合该汽车的发动机型号以及发动机的最大功率、最大扭矩、最高转速等重要参数作为基础进行设计。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。设计中给出了机械式变速器设计方案，经过严谨设计过程完成了一款手动变速器设计，并经过校验，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方案具有比较强的可借鉴性。变速器的功用是：①改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；②在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；③利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。变速器的基本要求是：①保证汽车有必要的动力性和经济性。②换档迅速、省力、方便。③工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生。④变速器应有高的工作效率。⑤变速器的工作噪声低。关键词汽车工程；变速器；设计；手动;AbstractGearboxistheonemaincomponentofthevehicletransmission.ThedutyofthisdesignistodesignamanualtransmissionusedintheTinygears,itisthecountershaft-typetransmissiongearbox.Thistransmissionhastwoprominentmerits:firstly,thetransmissionefficiencyofthedirectdriveskeephigh,theattritionandthenoisearealsoslightest;Secondly,itisallowedtoobtaininthebiggergearratioofthefirstgearwhenthecenterdistanceinsmaller.Accordingtothecontour,track,wheelbase,thevehiclesweight,theall-upweightaswellasthehighestspeedandsoon,uniontheenginemodelwecanobtaintheimportantparametersofthemaxpower,themaxtorque,thedisplacementandsoon.Accordingtothebasicparametersofthecertainsaloon,choosethesuitablefinaldriveratio.Accordingtotheaboveparameters,combiningtheknowledgeofautomobiledesign,automobiletheory,machinedesignandsoon,calculatethecorrelatedparametersofthegearboxandprooftherationalityofthedesign.Thedesigngivesaplanofthemechanicalgearboxandachievesakindofmechanicalgearboxafterrigorousdesign.ThedesignhaspassedcalibrationandFiniteelementoptimization.Ithasprovedtobefitforfunctionanduseforreferenceperfectly.KeyWordsAutomotiveengineering,Transmission,Design,ManualTOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"摘要I\o"CurrentDocument"AbstractII\o"CurrentDocument"第1章绪论1\o"CurrentDocument"1.1本课题研究的目的和意义3\o"CurrentDocument"1.2本课题研究现状和发展3\o"CurrentDocument"第2章机械式变速器设计4\o"CurrentDocument"2.1变速器设计基本方案42.1.1变速器传动机构布置方案42.1.2变速器主要参数选择5\o"CurrentDocument"2.2齿轮设计计算82.2.1各挡齿轮齿数的分配82.2.2齿轮强度校核12\o"CurrentDocument"2.3轴设计计算212.3.1轴的工艺要求21轴的校核计算21\o"CurrentDocument"2.4同步器及操纵机构设计312.4.1同步器的设计312.4.2变速器的操纵机构33\o"CurrentDocument"2.5轴承及平键的校核342.5.1轴承选择及校核342.5.2平键选择及强度计算36\o"CurrentDocument"2.6变速器箱体设计362.6.1箱体材料与毛坯种类362.6.2箱体的主要结构尺寸的计算36\o"CurrentDocument"2.7本章小结37\o"CurrentDocument"第3章有限元优化分析37\o"CurrentDocument"3.1齿轮catia有限元分析383.1.1倒档主动直齿轮catia有限元分析38一档从动齿轮catia有限元分析38\o"CurrentDocument"3.2变速器轴catia有限元分析393.2.1中间轴catia有限元分析39第二轴catia有限元分析40\o"CurrentDocument"3.3本章小结40\o"CurrentDocument"结论40\o"CurrentDocument"参考文献41致谢42第1章绪论1.1本课题研究的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期，经过反复改进，成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。维修方便，维修成本便宜。可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。[1]在市场经济形势下.特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器，改进现有的变速器，从市场广度开发转变为深度开发，使产品系列化，通用化，标准化.组织好精益生产，降低成本，提高产品质量，才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。1.2本课题研究现状和发展从现代汽车变速器的市场状况和发展来看，全世界的各大广商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极，汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而，因无级变速器技术难度很大，发展相对较慢，从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种，并具有各自优势，但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中，由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失，存在传动效率低油耗较大的不足，另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了AT效率低等缺点，与AT相比，具有更大的发展优势。可是，AMT依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测，到2008年，欧洲的50%的MT将会被AMT代替，同时部分市场也将会被占领。[2]总之，变速器是汽车除发动机外的主要装置之一，伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展，汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。第2章机械式变速器设计2.1变速器设计基本方案2.1.1变速器传动机构布置方案1、变速器类型的选择本设计是某轻型商用车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。2、倒档形式选择与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。3、齿轮型式选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。4、轴的结构分析第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。[4]5、轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。[5]6、换挡机构形式使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。2.1.2变速器主要参数选择1、变速器挡数的选择本设计是针对某轻型商务车变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，初步选取传动比范围为5.0，最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为1.0。2、变速器各挡传动比的确定选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。（1）根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有根据汽车行驶方程式（2-1）TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"TiCAdu（2-1）emaxg0T=Gf+―D—U2+Gl+Om——\o"CurrentDocument"r21.15adt汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为（2-2）TIE（2-2）emaxg1°t>mg(fcosa+sina)\o"CurrentDocument"Gr(fCosa+sina)即l疽—tq0T则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为.mgr(fcosa+sina)rTem^t—x其中m=1860kg,f=0.020,r「340mm,am=20°,T“=185N-山，七二0.9代入数据可得i＞叫(/*以皿+sm以〜=2.797g1"气(2)根据驱动车轮与路面的附着条件确定iV^^g1式中G2——汽车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；=mgX60%。中一一道路的附着系数，在沥青混凝土干路面，6=0.7〜0.8,6=0.75。则iv气［甲=3.490g1t(2-3)(2-4)由(2-3)(2-4)得2.797W、＜3.490；所以，取七1=3.2。变速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的次高档为直接档，最高档为超速档，本设计变速器次高档四挡为直接挡，七4=1.0。［6］一般汽车各挡传动比大致符合如下关系iii-g1=-g2=-g3=iiig2g3g4ii-g4=-g5iig5g6n)则q=1.47；i1=3.2；12=q2=2.2；lg3=q=1.5；i4=1.0；i=最高档位为超速档，超速档传动比一般为0.7——0.8,本设计取g5=0.78。列出变速器传动比如表2-1：表2-1传动比分配表档位一二三四五倒档传动比3.22.21.51.00.783.23、变速器中心距可以利用如下经验公式初选中心距:A=3TZK3式中kA中心距系数，对轿车8.9〜9.3；t变速器处于1档时的输出转矩，T=Tin；1max1maxemaxg1gT发动机最大转矩，Nm；igi——变速器的1档传动比；ng——变速器的传动效率，取0.96。[7]Tmaxiing二71.24〜77.03(mm)。初选中心距A=75mm。4、变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用：四挡(2.2〜2.7)A；五挡(2.7〜3.0)A；六挡(3.2〜3.5)A。轿车四档变速器壳体轴向尺寸为(3.0〜3.4)A。对于具体的变速器，其轴向尺寸取决于具体的结构。当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。为检测方便，A取整。5、齿轮参数(1)模数齿轮的模数定为4.0mm。压力角a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有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。螺旋角p货车变速器螺旋角选取范围为：18°〜26°。初选常啮合齿轮螺旋角为24°。齿宽b直齿b=km,k为齿宽系数，取为4.5〜8.0,取7.0；斜齿b=km,k取为6.0〜8.5,取7.0。齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数f0=1.0,为一般汽车变速器齿轮所采用。变速器基本参数列入表2-2：表2-2变速器参数参数模数压力角螺旋角齿宽系数齿顶高系数值420°24°712.2齿轮设计计算2.2.1各挡齿轮齿数的分配本设计变速器结构示意图如图2-1：

图2-1图2-1变速器结构图一挡齿轮的齿数：一档传动比为（3-1）ZZi=―^-9-（3-1）110为了求Z11，Z12的齿数，先求其齿数和Zh，一挡齿轮为斜齿齿轮，Zh=之人*§=33.8。取整为34。取Z10=13，Z=Z-z10=21。对中心距A进行修正：A=—mn，h—=74.44mm取整为A=75mm。02cosp-10确定常啮合传动齿轮副的齿数：由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比（3-2）=2.17常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即,m（Z+Z）A=—n——12—2cosp

Z]+ZZ]+Z22Acosp(3-3)=34.3由式（3-2）、（3-3）得Z1=10.82，Z2=23.48取整为Z=11，Z=23，则:i=箜=3.38iZZ110确定其他各挡的齿数：二挡齿轮为斜齿轮Z7=.Z]Z~l2Z=1.12Acospmn=34.3则Z7则Z7=18.0，Z8=16.3取整得Z7=18,Z=16。=辛ZZ18=2.35三挡齿轮为斜齿轮：(3-4)(3-5)«=/Z3Z62=0.72A=m,(Z5+Z6)2cosp5—6Z5+Z=34.3(3-4)(3-5)由式（3-4）、（3-5）得Z5=14.36，Z6=19.94。取整Z5=14，Z6=20。i=竺=1.463ZZ16五挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。(3-6)土=上(3-6)Z4Z=0.37Z+Z=2XAXcosB(3-7)=34.3由(3-6)(3-7)得Z3=9.26,Z4=25.04,取整Z3=9,Z4=25。ZZi=23i4=（ZZ=0.75确定倒挡齿轮齿数：倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮z13的齿数一般在21〜23之间，初选Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距a，。初选Z13=21，Z12=14，则：A,=2m（Z口+彳3）=70mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径，ii应为D…D.e12+0.5+ellA22D=2A-D-1elle12=85mm，D.Z=—ell-2nm=19.25取Z11=19计算倒挡轴和第二轴的中心距A〃A-m。”+),,弓11=80mm计算倒挡传动比•z..z..zI=TX-43X-41‘1Z]2I"=2.842.2.2齿轮强度校核1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：*法-3.5时渗碳层深度0.8〜1.2。*法-3.5时渗碳层深度0.9〜1.3。*法-5时渗碳层深度1.0〜1.3。[9]表面硬度HRC58〜63；心部硬度HRC33〜48。[10]2、计算各轴的转矩发动机最大扭矩为Temax=169N.m，转速2100r/min，齿轮传动效率99%,离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。I轴T=T门』=169X99%X96%=160.62N.m1emax离承中间轴T=Tnni=160.62X0.96X0.99X23/11=319.18N.m21承齿2-1II轴

一挡T=T门门i=319.18X0.96X0.99X21/13=634.27N.m2承齿9-10二挡T=Tnni=319.18X0.96X0.99X18/16=341.27N.m2承齿7-8三挡T=Tnni=319.18X0.96X0.99X14/20=212.34N.m2承齿5-6五挡t=Tnni=319.18X0.96X0.99X9/25=109.21N.m352承齿3-5倒挡T=Tnni=319.18X0.96X0.99X19/14=411.69N.m倒2承齿11-123、轮齿强度计算1）轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力°w(3-8)2TKKw兀m3zKy(3-8)式中：孔一弯曲应力（MPa）；Tg一计算载荷（N.mm）；K°—应力集中系数，可近似取K°=1.65；齿形系数如图2-2,可以查得：根加图2-2齿形系数图0.220.IS—0.170J2口，根加图2-2齿形系数图0.220.IS—0.170J2口，11°0901020305060F0210.20尖<J16<J.15K/一摩擦力影响系数，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；主动齿轮气二1.1，从动齿轮气二0.9；b—齿宽（mm）；m—模数；y一齿形系数，如图2-2。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Lmax时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400〜850MPa，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。"计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力：°二2『倒0w11兀m3zKy二234.60Mpa<400〜850MPa2TKKw12兀m3zKy=282.84MP1<400〜850MPab二2『倒KKw13nm3zKy二247.98Mpa<400〜850MPa（2）斜齿轮弯曲应力bw(3-9)2TcosPKwnzm3yKK(3-9)式中：T一计算载荷（N.mm）；m一法向模数（mm）；z一齿数；P一斜齿轮螺旋角（°）;K^一应力集中系数，Kb=1.50；y一齿形系数，可按当量齿数Z=z「cos3P在图2-2中查得；K一齿宽系数Kc=7.0；Kg—重合度影响系数，Kg=2.00当计算载荷t取作用到变速器第一轴上的最大转矩气max时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180〜350MP范围，对货车为100〜250MP。计算一挡齿轮9,10的弯曲应力：aa2TcosPKw9nzm3yKK=239.20MP<100〜250MP2TcosPK&w10nzm3yKK二189.82mP<c0C）〜250MP

(3-10)其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表2-3：(3-10)表2-3齿轮弯曲应力档位弯曲应力MP常Qw1:104.37MP<100〜250MPQw2:95.87MP<100〜250MP一Qw9:239.20MP<100〜250MPQw10:189.82MP<100〜250MP二Qw7：118.39MP<100〜250MPQw8:132.19MP<100〜250MP三Qw5：117.26MP<100〜250MPQw6:131.75MP<100〜250MP五Qw3：61.56MP<100〜250MPQw4:64.44MP<100〜250MP倒qw11：234.60MPa<400〜850MPaQw12:282.84MPa<400〜850MPaQw13:247.98MPa<400〜850MPa2）轮齿接触应力。jVbdcos以cosP式中：Q/.一轮齿的接触应力（MP）；T一计算载荷（N.m）；d一节圆直径（mm）；a一节点处压力角（°）；P—齿轮螺旋角（°）；MPa）；MPa）；b一齿轮接触的实际宽度（mm）；Pb一主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）,直齿轮PPb=rbPb=rbSina，斜齿轮P广£a>cos2p、Pb=(rsin以).cos2Pb；rz、rb—主、从动齿轮节圆半径（mm）。弹性模量E=20.6X104N・mm-2,齿宽b=Km=Km=7X4=28mm。变速器齿轮的许用接触应力如下表：计算一挡齿轮9,10的接触应力T3i=634.27N.m,T2=319.18N.md9=mz9=84mm,d=mz=52mmp=rsin以=-^°sina—sin20°=8.89mmZ10z1022=r八sina=—9sina=竺sin20°=14.36mmb922=0.418I七1丘z10b9/七bdcosa"p=1371.11MP<1900〜2000MPbj10，TE=0.418，——」z10b9/=1236.20MP<1900〜2000MPz10b9/bj10，TE=0.418，——」z10b9/其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表2-4：表2-4各档位齿轮接触应力档位接触应力MP3常bj1:1010.14MP<1300〜1400MPbj2:984.76MP<1300〜1400MP一b巧9：1371.11MP<1900〜2000MP

可10:1236.20MP<1900〜2000MP二B7:1010.97MP<1300〜1400MPW8:1037MP<1300〜1400MP方5：857.49MP<1300〜1400MP可6:940.32MP<1300〜1400MP五E3：916.72MP<1300〜1400MPB4：940.32MP<1300〜1400MP倒席11:1043.43MP<1900〜2000MP可12:1163.55MP<1900〜2000MP席13:1187.7MP<1900〜2000MP4、计算各挡齿轮的受力(1)一挡齿轮9，10的受力F=2^斗=2X634.27X103=13691.74N19d992.652T2x319.18F=——2-=x103=11130.95N110d57.3510F="/如气=13691.71tan20/cos24.95。=5496.31Nr9cosP9-10

F=Ft10：。侦n=11130.95tan20。/cos24.95。=4468.34Nr10cosp9-10F=Ftanp=13691.74tan24.95。=6370.02Na9t99-10Fa10=F.tanp.=11130.95tan24.95。=5178.63N（2）一挡齿轮7,8的受力F=艺^=2x341.27X103=8595.14N17d779.412T——2=d82x319.1870.59x103=9043.21NF=%7、气=8595.14tan20。/cos24.95。=3450.38Nr7cosp7-8F=Ft8、侦n=9043.21tan20。/cos24.95。=3630.25Nr8cosp7-8F7=F7tanp8=8595.14tan24.95。=3998.85NF8=F8tanp8=9043.21tan24.95。=4207.31N2T——33d52T2T——33d52T——2

d62x212.34x103=6876.30N61.762x319.18x103=7234.36N88.24Ftana

cosp5-66876.30tan20。cos24.95。=2760.38N7234.36tan20。cos24.95。_2904.11NF_F7234.36tan20。cos24.95。_2904.11N5-6F5_F5tanP56_6876.30tan24.95。_3199.17NF6_F6tanP6_7234.36tan24.95。_3365.75N五挡齿轮3,4的受力2T——34

d32x109.2139.71x103_2T——34

d32x109.2139.71x103_5500.38N2T——2—d42x319.18110.29x103—5788.01NFtanaCOSP3-4FtanaCOSP3-45500.38tan20。cos24.95。5788.01tan20。cos24.95。—2208.04N—2323.50N2T——1

d12T——2

d2F3—F3tanP34—5500.38tan24.95。—2559.03NF4—F4tanP34—5788.01tan24.95。—2T——1

d12T——2

d22x160.62x103—6619.41N48.532x319.18x103—6291.12N101.47Fr1Fr2FtanacosP1-2FtanaCOSP1-26619.41tan20。cos24.95。6291.12tan20。cos24.95。—2657.25N—2525.47NF1=F1tanP12=6619.41tan24.95。=3079.65NF2=F2tan&12=6291.12tan24.95。=2926.92N倒挡齿轮11,12的受力F=2^倒=2次319.18X103=8399.47Nmd1176F1122T——2d122F1122T——2d122x319.18~~56x103=11399.29NF=Ftana=8399.47tan20。=3057.16NF12=F12tana=11399.29tan20。=4149.0N2.3轴设计计算2.3.1轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氤化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氤化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58〜63，表面光洁度不低于▽8。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。[11]2.3.2轴的校核计算1、初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距A=75mm，第二轴和中间轴中部直径d”&4尸O.60)A，轴的最大直径d和支承距离L的比值：对中间轴，d/L=0.16〜0.18；对第二轴，d/L尚.18〜0.21。第一轴花键部分直径d(mm)可按式(4-1)初选：d=K3T(4T)emax式中：K一经验系数，K=4.0〜4.6；Temax—发动机最大转矩(N.m)。第一轴花键部分直径d1=(4.0-4.6)^169=22.12〜25.43mm；第二轴最大直径d2牝(0.45-0.60)x75=33.75〜45.0mm；中间轴最大直径dw(0.45-0.60)x75=33.75〜45.0mm.第二轴：幺max=0.18〜0.21；第一轴及中间轴：=0.1C0.18。LL2第二轴支承之间的长度L2=238.10〜277.78mm；中间轴支承之间的长度L=277.78〜312.5mm，第一轴支承之间的长度L『133.33〜150.0mm。2、轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为匕，在水平面内挠度为fs和转角为6,可分别用式（4-2）、（4-3）、（4-4）计算_Fa2b2_64Fa2b2c—3EIL—3淫Ld4（4-2）iFa2b264Fa2b2f=—t=1s3EIL3兀ELd4（4-3）g=Fab（b-a）=64Fab（b-a）3EIL3冗ELd4（4-4）轴的全挠度为f=pf2+fi<0.2mm。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为［匕］=0.05〜0.10mm,0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为［匕］=0.05〜0.10mm,二轴受力弯曲示意图2-3：图2-3二轴受力图第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。二轴的刚度一档时^_64%a92b；c93兀ELd432=0.0084mm^0.05-°」°mmf_64Fa2b2fs9—3兀方4’eL32=0.021<0.1g0.15mmf_［f2+f2=0.023mm<0.2mm8_64Fr9%b9"9-a"=-0.00021rad<0.002rad93冗ELd432二档时

f=64Fr7a72F72c73兀ELd334=0.033mm罚.°5〜0.10mmfs764F7a72b72fs73兀d4EL33=0.0859罚.10〜0.15mm=f2+f2=0.092mm<0.2mm*c7s7。华7%^2=-0.000022rad<0.002rad3冗ELd433三档时=64瞬5%523兀ELd344=0.0064mm<°.05〜0-10mm_64F5a52b2fs5—3兀d;：eL=0.016<0.1(〜0.15mmf5=「f2+f2=0.017mm<0.2mmf5'Jc5Js564Fr5a5b5"5-a5)=0.00027rad<0.002rad3兀ELd434五档时fc364豚2/3兀ELd354=0.031mm<0.05〜0.10mm_64Fa2b2/—^3—3—3-S33兀d4EL35=0.078<0.1CT0.15mm—0.084mm<0.2mm8—料3a3b3"3-a)—0.00048rad<0.002rad33兀ELd354倒档时64%气斜2女ELd3i464%气斜2女ELd3i4=0.0159mm<0.05〜0.10mmf—64静佬ii2S11女d4EL31=0.0437<0.05〜0.10mmf1-<f21+f21—0.046mm<0.2mme64Fab(b-a)°…°八”，8—r11_11_u_uiL=-0.00044rad〈0.002rad31中间轴刚度中间轴受力图如图2-4:

图2-4中间轴受力图一档时fcfc1064七0a102q023兀ELd224=0.031mm罚.05〜0.10mm64Fa*23兀d4EL22=0.079<0.1(〜0.15mm=.]f2+f2=0.085mm<0.2mm'c10s10=64Fn0a10b10"10-%)=0.00022rad<0.002rad3兀ELd422二档时64Fr8a82b；3兀ELd334=0.033mm罚.°5〜0.10mm64Fa2b218―8——8—3兀d4EL33=0.0859<0.10〜0.15mmf=(f2+f2=0.92mm<0.2mm勺64Fab(b-a),8=—__=-0.000022rad<0.002rad83丸ELd433三档时f=64耳建62b62%3兀ELd；=0.049mm<0.05〜0.10mm_64Fa2b2fs6—3兀%4霞34=0.026<0.10〜0.15mmf6=：f2+f2=0.135mm<0.2mmc6s664Fr6a6b6^6—a61=0.00027rad<0.002rad3兀ELdf6五档时f=64F/「b42c43kELd254=0.0133mm<°.°5〜0.10mm_64F4a42b2s4=3兀d4EL25=0.0335<0」0〜0.15mmf=%f2+f2=0.036mm<0.2mm64Fab(b-a)小，八,=心444=0.00009rad<0.002rad3冗ELd425

常啮合f=64F，％2c23nELd426=0.0034mm^0.05-°」°mm_64七a*：s2—3兀d4E26=0.0088^0.10-0.15mmf2ff2+f2=0.0094mm<0.2mm\c2s264FabG-a)八心22_2二=0.0001rad<0.002rad3兀ELd264f2倒档时_64Fa2b2CL3nELd421=0.013mm<0.05〜0.10mm/64Fa2b2f=11212~12-S123兀d4EL21=0.035<0.10〜0.15mmf12=，U2+f2f12=，U2+f2Vc12s12=0.037mm<0.2mm64F'ab(b-a),八,812m1212_u1^=-0.00045rad<0.002rad3兀ELd2「64F8123、轴的强度计算（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。（2）二轴的强度校核二轴受力图如图2-5：图2-5二轴受力图一档时挠度最大，最危险，因此校核。1）求水平面内支反力RHA、"观和弯矩MHCRHA+RHB=Ft9RL=RLHA1HB2由以上两式可得Rha=9338.01N，Rhb=4353.73N，Mhc=-906.88N.m2）求垂直面内支反力Rva、Rvb和弯矩MvcoRVA+RVB=F9FL+1Fd=RLr212。99VB由以上两式可得Rva=428.58N,Rvb=5067.73N,M四左二81131.28N.mm,m右二482424.73N.mm按第二强度理论得:M=.-Mh+M2右+T32=*906.882+482.422+0.6x982.662=1421.54N.mb=^2M=115.896MPaV卜］=400MPand331中间轴强度校核中间轴受力如图2-6：图2-6中间轴受力图综合考虑，常啮合和倒档齿轮挠度最大，最危险，因此校核常啮合齿轮和倒档齿轮。1）求水平面内支反力Rha、Rhb和弯矩Mhc、MHDRHA+RHB+Ft2=Ft12FLRL=F(L+L)121+HBt1212由以上两式可得Rha=—4558.33N,R^=13692.32N,mhc=T31621.78N.mm,MHD=354288.78N.mm2）求垂直面内支反力Rva、Rvb和弯矩MVC、MvdRVA+RVB=F2+匕FL+-Fd+F（L+L）=RLr212a22r1212VB由以上两式可得R=2206.16N,R=5896.61N,M左=152574.78N.mm，M右二63702.87N.mm,M=223021.10N.mm。按第三强度理论得：Mc=烈方+M£C右+aT;=505.04N.mMd=sM^~+mV~+ZT2=580.34N.m32Mb==41.18MPa<b」=400MPaCnd32632Mb==37.66MPa<b」=400MPaDnd3212.4同步器及操纵机构设计2.4.1同步器的设计1、同步器概述本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器。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。2、同步环主要参数的确定同步环结构参数及尺寸的确定：（如图2-7）图2-7同步环结构D—分度圆直径6—同步环大端直径a一同步环锥面角B一同步环锥面宽由图9可推算出：6=2R锥+BXtga；D=6/0.8〜0.85；B=(0.25〜0.40)R锥；[13]3、锁环式同步器的基本尺寸由于摩擦系数七在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角a一般可取6°〜7°30'。对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8°或8°30'。[14]同步环的几个结构尺寸：摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W：R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。设计时应在许可范围内，R锥和W都应该越大越好。同步锥环的工作面宽度B：锥在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。一般在设计时，R锥越大则B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经验公式可做参考：B^(0.25〜0.40)R锥。[15]同步锥环内锥面上的螺纹线：⑴一般推荐螺纹顶宽为0.025〜0.10。⑵螺距及螺纹角：一般螺距推荐取0.6〜0.75。螺纹角一般取60°,螺纹深可取0.25〜0.40。[16]2.4.2变速器的操纵机构根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如右图所示：图2-8变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图2-8所示）。3.汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。2.5轴承及平键的校核2.5.1轴承选择及校核1）一轴轴承校核1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号圆锥滚子轴承33005，油润滑极限转速n=9500r/min，查《机械设计实践》该轴承的匕=42500N，七二32500N。2、轴承的校核一挡时传递的轴向力最大。I）求水平面内支反力R^1、R^2RH1+RH广Ft9FL=RL由以上两式可得Rh1=10394.28N，R^2二3297.46N。II）内部附加力Fs1、Fs2，由机械设计手册查得Y=1.4和Y=2.1F=R/2Y=3712.24NFs2=Rh2/2Y=785.11NIII）轴向力F1和F2由于F9+F,2>Fs1所以轴承2被放松，轴承1被压紧F1=F9+F’2=6370.02+785.11=7155.13NF=F=3712.24N冲)求当量动载荷查机械设计课程设计得C=325000N,C=425000N「rF…向当量动载荷p:T1=1.30>e=0.29rF9查《机械设计手册》，则X=0.4，丫=2.1。P=f(XF+YF)，fP为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设计pr1。1原理与设计》。fp(1.2〜1.8)取fp=1.2P=f(XF+YF)=23020.188Npr1。13、计算轴承的基本额定寿命LhLh=60n[pj,£为寿命系数，对球轴承£二3；对滚子轴承e=10/3on=1200r/min『106(C)£106(32500)10/3、L人坟L=—==43630.33h>h=30000h合格。h60n"P)60x1200"23020.188)2)二轴轴承校核一档时传递的轴向力最大。按同样方法计算可得：106/C、£106(35800、0/3tL=---—=一火35800=31144.03h>匕=30000h合格。h60n"P)60x342.86"7819.34)中间轴轴承校核初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号32007，查《机械设计实践》

该轴承的co=592000N，Cr=432000N，e=0.44，预期寿命Lh=30000h。按同样方法计算可得:106(C¥106(43200、60x573.91<5791.76)10/3『=43062.43h106(C¥106(43200、60x573.91<5791.76)10/3『=43062.43h>Lh=30000h合格。2.5.2平键选择及强度计算中间轴上选用花键，公称尺寸bxh=12X6(mm),L=56mm,d=40mm。中间轴T=Tnni=160.62X0.96X0.99X23/11=319.18N.m。21承齿2-12T2Tcpdkldkl其中，l为键的工作长度，A型，l=L-b(mm)；k为键与轮毂的接触高度，平键k=0.4h(mm)；2Ta2x319180c=2—==79.16MPp1.5dkL1.5x40x2.4x56a满足强度要求。2.6变速器箱体设计2.6.1箱体材料与毛坯种类根据减速器的工作环境，可选箱体材料为HT200,由于铸造箱体的刚性好，得到的外形美观，灰铸铁造铸造的箱体还易于切削，吸收震动和消除噪音的优点，可采用铸造工艺以获得毛坯。[18]2.6.2箱体的主要结构尺寸的计算[19]箱体的主要结构尺寸的计算如表2-5所示。名称符号减速器型式及结构尺寸箱座壁厚50.25a+3>8,取5=10箱盖壁厚510.25a+3>8，取5=10表2-5箱体的主要结构尺寸箱体凸缘厚度b、b、b箱座b=1.56=15，箱盖b=1.56=15i箱底b=2.56=252箱座加强筋厚度mm=0.856=8.5箱盖加强筋厚度mim=0.856=7.23地脚螺钉直径dfd=0.036a+12=14.7取M16f地脚螺钉数目na<250,n=4轴承旁连接螺栓直径d1d1=0.75d取M18箱盖、箱座连接螺栓直径d2d2=0.5df取17.33=8.665,取M轴承该螺钉直径、数目d3、nd3=8，n=4成9—9)轴承盖外径DiD1=D+(5-5.5)《D一轴承外径观察孔盖螺钉直径d4d4=0.3df=0M§17.33=5.199，取M箱盖箱座连接螺栓直径d2d2=(0.5-0.6)d取M82.7本章小结本章主要是对变速器各部件进行设计计算，包括齿轮计算和校核、轴设计计算、同步器及操纵机构设计、轴承及平键校核、变速器箱体设计，是变速器设计整体方案的确定。第3章有限元优化分析本章将对关键设计部件进行有限元优化分析，分析软件采用catia。鉴于设计校核时齿轮校核中倒档主动直齿轮和一档被动斜齿轮计算应力较大，故对其采用catia有限元分析，同时对中间轴和第二轴也采用有限元分析。3.1齿轮catia有限元分析3.1.1倒档主动直齿轮catia有限元分析如图2-9所示，为倒档主动直齿轮catia有限元分析图：VonMises应功〔节数值)，1N_m22.53e-KX)82,2.03e40O0177*4<ins图2-9倒档主动直齿轮有限元应力图3.1.2—档从动齿轮catia有限元分析如图2-10所示，为一档从动齿轮catia有限元分析图:图2-10一档从动齿轮有限元应力图3.2变速