现代ix35汽车手动变速器设计分析解析

吉林大学珠海学院毕业论文现代ix35汽车手动变速器设计系 别：专 业 名 称：学 生 姓 名：学 号：指导教师姓名、职称：完成日期：2017年 月 日吉林大学珠海学院毕业论文（设计）摘 要对于汽车变速器来说，手动型变速比自动变速器更难以操作。 但是手动变速器有着它有自有的优点，首先手动变速能传递的效率比较高，比自动变速器来说更节约燃料，在节约燃料的同时，还能提供较好的动力性，在短时间内有较强的加速能力。因此本论文研究了现在 ix35汽车的手动变速器，它应用6档位变速器，本文对变速器的基本尺寸进行了大量的计算，并利用画图的相关软件对变速器的装配图进行相应的绘制。同时对同步器的尺寸和结构也进行了相应的设计工作。关键字：汽车变速器 三轴六挡I吉林大学珠海学院毕业论文（设计）AbstractForautotransmission,manualtypevariablespeedautomatictransmissionismoredifficult tooperate..Buttherearemanualtransmissionhasitsownadvantages,thefirstmanualtransmissioncantransferefficiencyishigher，morefueleconomythanforautomatictransmission,atthesametimeofsavingfuel，alsocanprovidegoodpowerperformance,hasstrongabilityofaccelerationinashorttime.Sothisthesisstudiedtheix35nowcarmanualtransmission,itapplies6geartransmission,inthispaper,thebasicdimensionsoftransmissionforalargeamountofcalculation,anduseofdrawingsoftwareoftransmissionassemblydrawing accordingly.At thesametimeonthesizeandstructureof thesynchronizerandthecorrespondingdesignwork.Keywords:CarGearboxThree-axisSix-speed；II吉林大学珠海学院毕业论文（设计）目录摘要.........................................................IAbstract......................................................II1绪论......................................................11.1概述.......................................................11.2研究背景及意义.............................................21.3设计要求...................................................32变速器主要参数的选择........................................42.1传动机构布置方案分析.......................................42.2主要参数的选择.............................................72.2.1档数...................................................72.2.2传动比范围.............................................72.2.3变速器各档传动比的确定.................................82.2.4中心距的选择..........................................112.2.5变速器的外形尺寸......................................122.2.6齿轮参数的选择........................................122.3各档齿轮齿数的分配及传动比的计算.........................142.4变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整.......................18III吉林大学珠海学院毕业论文（设计）2.5本章小结.................................................203变速器齿轮强度校核..........................................203.1变速器齿轮弯曲强度校核....................................203.2轮齿接触应力校核..........................................223.3倒档齿轮的校核............................................253.4本章小结..................................................264轴的及轴上零件的设计与选择.................................264.1初选轴的直径..............................................264.2轴的强度验算..............................................284.2.1轴的刚度计算..........................................284.2.2轴的强度计算...........................................334.3轴承选择与寿命计算.......................................374.3.1输入轴轴承的选择与寿命计算............................374.3.2输出轴轴承的选择与寿命计算............................394.4本章小结..................................................415变速器同步器及结构元件设计.................................415.1同步器锁销的设计..........................................415.2同步器齿套的设计..........................................42IV吉林大学珠海学院毕业论文（设计）5.3变速器壳体 435.4本章小结 44结 论 45参考文献 46致 谢 48V吉林大学珠海学院毕业论文（设计）1 绪 论1.1 概述汽车已经进入了千家万户，已经成为人们日常生活中不可或缺的一部分。汽车可以给我们不同速度体验，但是你知道它是怎样的让汽车产生不同的速度。这些问题的关键都可以联系到一个重要的组成部分——变速器。接下来我们要做的就是设计一个变速器。汽车手动变速器，顾名思义，主要是用来改变汽车的行驶速度，以适应不同道路条件的需要。这只是它几个作用中的一个小部分。接下来我们要了解一下变速器的作用。它的功用有以下几点：设置倒挡。这个非常重要，可以让车倒退行驶。这在生活中用的非常多，倒车入库等等都得用到这个功能。设置空档。空挡的主要作用就是适当的踩踏离合器，达到汽车不再对外进行动力输出，同时汽车不至于熄火，以便能使汽车快速起步。能改变车速。我们在开车的过程中对汽车的速度有不同的要求，有了变速器就可以达到目的。现如今汽车上所使用的变速器普遍具有两个特点： （1）.转矩变化范围小，2）.转速高。这并不适应汽车在行驶时的实际状况。如果将驱动桥直接与发动机连接在一起，首先便会出现由于发动机的转矩小，不足以克服汽车在1吉林大学珠海学院毕业论文（设计）行驶时所产生的阻力，使得汽车根本无法起步的情况；其次即便汽车行驶起来，也会出现车速太高，甚至无法驾控的情况。所以必须对发动机的转矩和转速特性进行改造，使发动机的转矩增大、转速下降以适应汽车实际行驶的要求。因此，车用变速箱和主减速器就出现了。从改善燃油经济性出发，驾驶员可以根据驾驶时的实际情况，对变速器的档位进行改变，从而实现降低燃油消耗的目的。“十一五”期间，汽车产业发展尤为迅猛，私人汽车保有量翻了将近三倍，中国已经成为世界最大的汽车生产国和消费国之一。汽车作为一个在各个方面都能影响到居民生产和生活的用品，它的经济性、动力性、通过性和操纵方式中的任何一项产生突破，对于整个汽车行业都是一次巨大的改革。1.2 研究背景及意义最近几十年以来，汽车技术得到了高速的发展，许多新的技术在汽车领域得到了广泛的应用，汽车技术也可以站在科技的前沿，现在也可以通过看一个国家的汽车行业也能够看出这个国家在机械等一系列领域的发展，尤其是对于汽车的制造和汽车的销售来说，无不彰显了本国的科学技术水平和经济水平。根据相关资料的显示，中国的汽车市场前景还是相当广阔的，随着改革2吉林大学珠海学院毕业论文（设计）的深入，人们的收入在逐渐的增加，人们对车的期望也越来越高。从当初的每户每家一辆摩托车逐渐变为每户一部小轿车。中国的汽车市场在今后几年的发展的会越来越好，市场对汽车的需求量会逐渐增加。汽车出于刚起步的状态时，需要一个较低的转速，能够使汽车顺利起步；当汽车达到一定的速度的时候，这就需要高转速继续使汽车快速前进。我们可以通过换挡来改变传动比，这可以改变转矩就可以达到我们的要求。组成整个汽车需要大量的总成和零件，汽车变速器就是重要零部件之一，他对汽车的行驶性能产生重要的影响， 甚至关乎人们的生命安全。 如果一辆汽车上安装一台运转不好的变速器，在工作的时候会发出噪声，让驾驶者心里会产生不愉快的感觉，并且产生一系列的负面影响。为了能够满足学院对于学生毕业设计的要求，我花费了大量的时间进行变速器文献的阅读工作，同时复习了机械设计、机械制图的相关知识，这对我进行手动变速器的设计工作奠定了夯实的基础。在设计变速器是虽然枯燥乏味，但是却让我认识到设计对于一个设计者的重要性，应该努力认真的对待它。1.3 设计要求本次设计是以现代 ix35变速器为例，得到与变速器设计的相关数据：3吉林大学珠海学院毕业论文（设计）车型：现代ix352015款2.0L手动两驱舒适型发动机：2.0L118kw车身尺寸：长×宽×高=4420×1820×1660轴距：2640mm最小离地间隙：170mm最高车速：190Km/h车重：1398Kg行李厢容积：465L变速器主要参数的选择2.1 传动机构布置方案分析在汽车构造中讲到，汽车变速器的形式大体可以分为两大类：两轴式汽车变速器和三轴式汽车变速器。每一种变速器类型有着各自的优点和缺点。其中两轴式的汽车变速器广泛应用在汽车发动机处于前置的条件下。对于这一种汽车变速器有很多优点，比如：相对于三轴变速器来说，这种变速器类型少了中间轴，相应的轴承数量也有所减少。4吉林大学珠海学院毕业论文（设计）由于这种变速器少了相应的部件，结构比较简单，维修也变得更加容易。尺寸小，便于在车内的安装。由于这种变速器比三轴式的变速器少了中间轴，这样减少了零部件功率的损失，能有效的提高汽车零部件的功率。在由于零件较少，噪声相对较小。任何事物都有相对性，这款变速器也一样，它也存在一定的缺点：由于没有中间轴，造成了齿轮与轴承需要承受过大的载荷，容易造成轴承与齿轮的损坏。它的特点是：输入轴与输出轴设计在一条水平线上，但是它们不是连接在一起的，需要通过结合套使它们连接起来，构成了直接挡。适当的增加汽车的档位也会给汽车带来很多的优点，例如：适当的增加汽车的档位，可以降低燃油的消耗率，也会增加开车人员的愉悦性。降低了工作时的噪声，延长使用寿命。不过，增加挡数同样也会带来一些缺点：增加了变速箱的整体质量。5吉林大学珠海学院毕业论文（设计）轴向尺寸增大。成本提高，操作复杂。根据上面的内容，我们要对变速器进行认真的选择，本次设计的车类型是现代ix35，属于suv类型。相对于两轴变速器来说，在 suv上广泛应用于三轴汽车变速器。因此，我们所研究的现代 ix35汽车采用三轴式变速器，它能有效的提高汽车的行驶速度。图2－1两轴式变速器的传动方案综上所述，由于此次设计的 ix35手动变速器是SUV变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，选择 6档变速器。6吉林大学珠海学院毕业论文（设计）2.2 主要参数的选择2.2.1 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4～6个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 6个档。商用车变速器采用4～6个档或多档。载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用五档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。档数选择的要求：（1）相邻档位之间的传动比比值在 1.8以下。（2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。因此，本次设计的 SUV变速器为6档变速器。2.2.2 传动比范围我们所说的变速器的传动比范围也就是指汽车变速器的最高档位与最低档位的比值大小。截止到现在来看，轿车的传动比范围相对较小，大概范围是3.0～4.5，轻型商用车、suv的传动比范围在 5.0～8.0之间，重型商用车7吉林大学珠海学院毕业论文（设计）传动比范围会更大一些。本设计最高档传动比为 0.78。2.2.3 变速器各档传动比的确定1、主减速器传动比的确定汽车发动机的转动速度和汽车发动机提供动力所产生的行驶速度有一定的关系，关系如下列公式所示：ua0.377rn（2-1）igi0式中ua——汽车行驶速度（km/h）；n——发动机转速（r/min）；r——车轮滚动半径（）；mig——变速器传动比；i0——主减速器传动比。已知：最高车速uamax=vamax=190km/h；最高档为超速档，传动比ig=0.78；我们可以根据汽车车轮的滚动行驶半径知道，用以确定汽车轮胎的规格为215/65R16为，因此可以计算得到：1625.4r21565%342.95mm28吉林大学珠海学院毕业论文（设计）发动机转速n=np=6000（r/min）；由以上公式（2-1）可以计算出主动减速器的传动比，如下：i00.377nr6000342.951030.3775.235igua0.781902、最低档传动比计算用公式表示如下：Temaxi0igtGsinmax（2-2）rGfcosmax式中G——车辆总重量(N)；Temax——发动机最大扭矩(N·m)；i0 ——主减速器传动比；ig ——变速器传动比；——为传动效率（0.85~0.9）；——车轮滚动半径max——最大爬坡度（一般情况下， SUV的爬坡度要≥20°，我们可以取值为21.5）由公式（2-2）得：ig1(GcosmaxGsinmax)rTemaxi0t（2-3）9吉林大学珠海学院毕业论文（设计）已知：；f0.015；31.5；T184Nm；maxr=0.343mi05.235；g=9.8m/s2；t0.875，把以上数据代入（3-3）式：ig1(13989.80.015cos21.513989.8sin21.5)0.3431845.2350.8752.005满足不产生滑转条件。公式表示如下：Temaxi0ig1 tFnrig1Fnr（2-4）Temaxi0t已知：前轮轴荷m10.81398kg；取0.6，把数据代入（2-4）式得：ig113989.80.80.60.3431845.2352.6760.875所以，一档转动比的选择范围是：2.005ig12.676初选一档传动比为 2.6。3、变速器各档速比的配置变速器的各个档位传动比的配置需要等比数列进行求值：i1i2i3i4i5qq5i152.61.27i2i3i4i5i6i60.7810吉林大学珠海学院毕业论文（设计）i2i12.62.047q1.27i3i22.0471.612q1.27i4i31.6121.269q1.27i5i41.2690.999q1.272.2.4 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算：A KA3Temaxi1g2-5）式中A——变速器中心距（mm）；KA——中心距系数，乘用车 KA=8.9~9.3；Temax——发动机最大输出转距为 184（N·m）；i1——变速器一档传动比为 2.6；g——变速器传动效率，取 96%。A （8.9~9.3） 31842.6 0.96=（8.9~9.3） 7.715=68.67~71.75mm一般suv汽车的中心距可以在 60～80mm范围内变化取值。我们初取中间值A=70mm。11吉林大学珠海学院毕业论文（设计）2.2.5 变速器的外形尺寸现在ix35变速器的外形尺寸可以根据以下公式计算：L (3.0~3.4)A (3.0~3.4) 70 210~238mm初选长度为230mm。2.2.6 齿轮参数的选择1、模数汽车变速器模数的选取要有一定的要求，如下所示：1）选小点的模数，同时把齿宽选大点，这样做可以降噪。2）与之相反，如果我们选取的模数值较大，就应当适当降低齿宽，已达到质量上的统一。表2－1汽车变速器齿轮的法向模数乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量ma/t车 型 1.0<V<1.6 1.6<V<2.5 6.0<ma<14 ma>14模数mn/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00根据汽车变速器齿轮法向模数表可选， mn 3.00，由于斜齿轮能很好的降低噪声的产生，也能避免多度的振动，因此现代 ix35采用斜齿轮设计。12吉林大学珠海学院毕业论文（设计）2、压力角在国内外来说，汽车的压力角也有着相应的规定。一般情况下，压力角取值是20°。为了满足国家标准和达到制造工艺的要求本变速器为了加工方便，所有的压力角均选取 20°。3、螺旋角有人专门做了大量的试验，得到的结论就是：汽车变速器的齿轮螺旋角会受到一定因素的影响，影响最大的因素是齿轮的齿数。变速器的螺旋角和齿数成正比例变化，但当螺旋角达到 30°这个顶峰数值后，齿的强度和螺旋角成反比例变化。从实验中可得到的结论是：要选取适当的齿数，这样才能更好的满足螺旋角的需要。本设计初选螺旋角全部为 22°。4、齿宽b在模数要求中已经讲到，我们所选取的齿轮大小，要根据所选取的模数来确定，如果选取的模数较大，就适当降低齿宽，如果模数较小，就适当加大齿轮的数值。斜齿b kcmn，kc取为6.0～8.5，取7.8b kcmn 7.8 2.75 21.45mm13吉林大学珠海学院毕业论文（设计）5、齿顶高系数无论是在国内还是在国内，齿顶高系数都有着统一的标准，也就是齿顶高取值为1.00。这样做可以有效的降噪和改善齿根强度。本设计取为 1.00。2.3 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算（1）一档齿数及传动比的确定一档传动比为：i1z22.6z12Acoszhmn22mn3.0270cos2243.27zh3.0取整得43。乘用车车z1可在12～17之间选取，取12，则z2 31。z231则一档传动比为：i12.583z112（2）对中心距A进行修正mnzhA2cosA34369.572cos22取整得A70，A为标准中心距。0mm014吉林大学珠海学院毕业论文（设计）中心距调整后取z12,z231则22.861（3）二档齿数及传动比的确定i2z42.047（2-6）z3A0mn(z3z4)2cos（2-7）A0，=2.047mn=3.0，22；将所得到的数据代入（2-6）、已知：=70mmi2，（2-7）两个公式，整理可得到： z3 15，z4 31，所以二档传动比为：z431i22.066z315（4）三档齿数及传动比的确定z61.612（2-8）i3z5A0mn(z5z6)（2-9）2cos已知：A0，i3=1.612，mn=3.0，22；将所得到的数据代入（2-8）、=70mm（2-9）两个公式，整理可得到：z517，z628，所以三档传动比为：z6281.647i317z5（5）四档齿数及传动比的确定15吉林大学珠海学院毕业论文（设计）i4z81.269（2-10）z7A0mn(z7z8)（2-11）2cos已知：A，i4=1.269，mn=3.0，22；将所得到的数据代入0=70mm（2-10）、（2-11）两个公式，整理可得到：z719，z825，所以四档传动比为：i4z8251.315z719（6）五档齿数及传动比的确定i5z100.999（2-10）z9A0mn(z9z10)（2-11）2cos已知：A，i5=0.999m，22；将数据代入（2-10）、0=70mm，n=3.0（2-11）两式，整理可得到： z9 22，z10 21，所以五档传动比为：z1021i50.955z922（6）计六档齿数及传动比的确定i6z120.78（2-10）z1116吉林大学珠海学院毕业论文（设计）mn(z11z12)（2-11）A02cos已知：A0=70mm，i6=0.78，mn=3.0，22；将上述得到的数据代入（2-10）、（2-11）两式，整理可得到：z1124，z1219，所以六档传动z1219比为：i60.792z1124（8）倒档齿数及传动比的确定在倒档轴上我们选取的倒挡齿轮的齿数为 z14=23，输入轴齿轮的齿数z13=11，这样可以达到下面这个公式的要求：(z13z15)mn2mn0.5A0（2-12）2cos11已知：1121，mn3.0，A070，将这三个数据代入（2-14）公式中，由于齿数必须为整数，计算得到： z15 30，则倒档传动比为：z1330iR2.73z1111输入轴和倒档轴的距离可以确定为：A'mn(z13z14)3.0(1123)54.63mm取A'552cos112cos21输出轴与倒档轴的距离可以确定为：A''mn(z15z14)3.0(3023)83.55mm取A''842cos112cos2117吉林大学珠海学院毕业论文（设计）2.4 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。本次设计螺旋角定为：一档至六档 22，倒档21根据设计手册及相关图表得：一档齿轮的变位当A0=70 22 Z1=12Z2=31时，查得总变位系数 X=0.522变位系数分配为 X1=0.324X2=0.198二档齿轮的变位当A0=70 22 Z 3=15 Z 4=31时，查得总变位系数X=0.522 变位系数分配为 X3=0.311X4=0.211三档齿轮的变位当A0=70 22 Z 5=17 Z 6=28 时，查得总变位系数X=0.522变位系数分配为 X5=0.296 X6=0.226四档齿轮的变位当A0=70 22 Z 7=19 Z 8=25 时，查得总变位系数18吉林大学珠海学院毕业论文（设计）X=0.522变位系数分配为 X7=0.270 X8=0.252五档齿轮的变位当A0=70 22 Z9=22 Z 10=21 时，查得总变位系数X=0.522变位系数分配为 X9=0.234 X10=0.288六档齿轮的变位0=7022Z1112时，查得总变位系数当A=24Z=19X=0.522变位系数分配为 X11=0.221X12=0.314倒档齿轮的变位汽车变速器输入轴和倒档轴之间：当A0=46 21 Z 13=11 Z 14=23 时，查得总变位系数X=0.200变位系数分配为 X13=0.17 X 14=0.03汽车变速器输出轴和倒档轴之间：当A0=80 21 Z 14=23 Z15=30时，查得总变位系数 X=－19吉林大学珠海学院毕业论文（设计）0.12变位系数分配为 X14=0.03X15=－0.152.5本章小结本章进行了整个汽车手动变速器的设计计算，对整个变速器的设计做了大量的工作。对于各个档位的传动比，各个档位的齿轮齿数已经中心距都做出了相应的理论解释，是这个文章的中心内容，汽车变速器的绘图工作也要根据这章节的内容进行相应的绘制。变速器齿轮强度校核3.1 变速器齿轮弯曲强度校核齿轮的弯曲强度校核公式为：F1Kw (3-1)btyK式中F——圆周力（），F12Tg；1NdTg——计算载荷（N·mm）；d——节圆直径（），dmnzm为法向模数（）；cos20吉林大学珠海学院毕业论文（设计）——斜齿轮螺旋角()；K——应力集中系数，K=1.50；b——齿面宽（mm）；t——法向齿距，tmn；y——齿形系数，可以按照当量齿数znz3在齿形系数图3－cos中查得；K——重合度影响系数， K=2.0。图3－1齿形系数图将以上查到和计算的相关数据带进公式（3-1），通过计算可以得到2TgcosK(3-2)wzmn3yKcK1、一档齿轮校核21吉林大学珠海学院毕业论文（设计）已知：Tg184103N·mm；22；K1.5；mn3.0mm；Kc7.0；X1=0.324；K2.0；znz1216.30，查齿形系数图－得：33coscos2231y=0.153，把以上数据代入(3-2)式，得：2TgcosK2184103cos221.5w1z1mn3yKcK3.1412330.153272.04MPa272、二档齿轮校核已知：Tg184103·；22；K1.5；mn3.0mm；Kc7.0；NmmX3=0.311；K2.0；znz1520.07，查齿形系数图－得：33coscos2231y=0.157，把以上数据代入(3-2)式，得：w32TgcosK2184103cos221.5225.69MPa33.141530.15727z3mnyKcK3其他各档位齿轮的校核同理，此处不再一一复述。3.2 轮齿接触应力校核j0.418FE(11)（3-3）bzb式中j——轮齿接触应力（MPa）；F——齿面上的法向力（N），FF1；coscos22吉林大学珠海学院毕业论文（设计）F——圆周力（），2Tg；dTg——计算载荷（N·mm）；d为节圆直径（mm）；E——齿轮材料的弹性模量 2.1 105（MPa）；b——齿轮接触的实际宽度（ mm）；rz、rb——主从动齿轮节圆半径（ mm）。表3－1齿轮允许接触的应力大小j/MPa齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档1300-1400650-700齿轮1、一档齿轮接触应力校核已知：Tg184103N·mm；20；22；E2.06105MPa；d12A0z121239.07mm；zh7043d22A0z2231100.93mm；zh704323吉林大学珠海学院毕业论文（设计）bKcmn6319.41；mmcoscos22F12Tg21841039004.5Nd1coscos39.07cos20cos22zrzsind1sin39.07sin207.1cos22cos22cos222brbsind2sin100.93sin2020.7cos22cos22cos222将以上数据代入（3-3）可得：j1，20.4189004.52.06105(11)1802.44MPa18.877.120.72、二档齿轮接触应力校核已知：Tg184103N·mm；20；22；E2.06105MPa；d32A0z321548.84mm；zh7043d42A0z422891.16mm；zh7043bKcmn6319.41；coscos22mmF32Tg21841037317.18Nd3coscos48.84cos20cos22zrzsind3sin48.84sin208.7cos22cos22cos222brbsind4sin91.16sin2019.11cos22cos22cos22224吉林大学珠海学院毕业论文（设计）同一档，将以上数据代入（ 3-3）可得：7317.182.0610511j3，40.418()1527.94MPa18.878.719.11其他各档位校核同理此处不再一一复述。以上所得到的所有数据，如接触应力的大小完全小于齿轮允许接触应力大小的数值，所以满足设计内容的要求。3.3 倒档齿轮的校核1、齿轮根部弯曲疲劳倒档输入齿轮：已知：Tg184103·；21；K1.5；mn3.0mm；Kc7.0；NmmX11=0.17；K2.0；znz1113.52，查齿形系数图－得：33coscos2131y=0.132，把以上数据代入(3-2)式，得：w72TgcosK2184103cos211.5335MPaz7mn3yKcK3.14113.030.132272、齿轮表面疲劳许力已知：Tg184103N·mm；20；21；E2.06105MPa；25吉林大学珠海学院毕业论文（设计）rzsind9sin7.11z2cos2cos2rbsind10sin14.86b2cos2cos22TgF 8807.09Nd9cos cos同一档，将以上数据代入（ 3-3）可得：j110.4188807.092.06105(11)13891500MPa18.8714.877.11通过上述计算可以得出的结论是，这两个数值满足设计内容的要求，可以予以采用。3.4 本章小结本章是以第2章为基础，继续对变速器的齿轮进行相应的校核强度的计算，通过计算可知，我们所设计的零部件均满足设计的内容，可以继续进行以下工作。轴的及轴上零件的设计与选择4.1 初选轴的直径输入轴，d/L=0.16～0.18；输出轴，d/L0.18～0.21。26吉林大学珠海学院毕业论文（设计）输入轴上花键直径 d（mm）的选取，可以根据这个公式进行计算：K3Temax式中 K——经验系数，K=4.0～4.6；Temax——发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径：d1 4.0～4.63155=21.49～24.71mm初选输入、输出轴距离 L=270mm。根据公式5-1可以得到轴的最小直径：95501033Pd3（4-1）0.2[]n式中d——轴的最小直径（mm）；[]——轴的许用剪应力（ MPa）；P——发动机的最大功率（ kw）；n——发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（4-1）式，得：9550103P395501033104d3323.98mm0.2[]n0.2606000所以，选择轴的最小直径为 25mm。为了更好的满足设计工艺的相关问题，我们对变速器的轴径进行初步确27吉林大学珠海学院毕业论文（设计）定图4－1输入轴各部分尺寸图4－2输出轴各部分尺寸4.2 轴的强度验算4.2.1 轴的刚度计算轴的刚度可分别用下式计算：fcfs

F1a2b23EILF2a2b23EIL

（4-2）（4-3）28吉林大学珠海学院毕业论文（设计）F1abb a3EIL

（4-4）图4－3变速器轴的挠度和转角式中 E——弹性模量（MPa），E=2.1×105MPa；I——惯性矩（mm4），对于实心轴，Id464；a、b——齿轮上的作用力距支座 A、B的距离（mm）；L——支座间的距离（mm）。轴的全挠度为 f fc2 fs2 0.2mm。轴允许值为 fc=0.05～0.10mm，fs=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。（1）变速器输入轴与输出轴刚度的校核计算1）轴上受力分析一档工作时：29吉林大学珠海学院毕业论文（设计）2T12Tg1cos12184103cos22Ft1mnz17988.046Nd1312tanFr1 Ft1cos

n7988.046tan203135.74N1cos22Fa1 Ft1tan 1 7988.046 tan22 3227.38N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有关数据代入（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：fcFr1a2b2Fr1a2b2643EIL3Ed4L3135.74232231.242640.00711[fc]0.05~0.10mm32.11053.1435.54254.24fsFt1a2b2647988.046232231.242643Ed4L32.11053.1435.540.0181[fs]0.1~0.15254.24mmf fc2 fs2 0.007112 0.001812 0.0195 0.2mmFr1ab(ba)3135.7423231.24(231.2423)640.0023EIL32.11053.1435.540.000278254.24rad输出轴的挠度和转角的计算：已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm，把有关数据代入30吉林大学珠海学院毕业论文（设计）（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：fcFr1a2b2Fr1a2b2643EIL3Ed4L3135.7425.252231.242640.0040[fc]0.05~0.10mm32.11053.14434256.49fs7988.04625.252231.242640.0101[fs]0.1~0.15mm32.11053.14434256.49f fc2 fs2 0.00402 0.01012 0.010897 0.2mmFr1ab(ba)3135.7425.25231.24(231.2423)640.0023EIL32.11053.144340.00014256.49rad二档工作时：Ft22T2Tgcos22184103cos22d3mnz36490..29N3.015tan

n6490.29tan202547.79N2cos22Fa2 Ft2tan 2 6490.29 tan22 2622.25N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=76.74mm；b=177.5mm；L=254.24mm；d=43.5mm，把有关数据代入（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：Fr2a2b2Fr2a2b2642547.7976.742177.5264fc3Ed4L32.11053.1443.54254.243EIL31吉林大学珠海学院毕业论文（设计）0.01680[fc]0.05~0.10mmFr2a2b26490.2976.742177.52640.1~0.15mmfs32.11053.1443.540.04279[fs]3EIL254.24f fc2 fs2 0.016802 0.042792 0.0460 0.2mmFr2ab(ba)2547.7976.74177.5(177.576.74)643EIL32.11053.1443.54254.240.0001240.002rad输出轴的挠度和转角的计算：已知：a=79mm；b=177.5mm；L=256.49mm；d=40mm，把有关数据代入（4-2）、（4-3）、（4-4）得到：Fr2a2b2Fr2a2b2642547.79792177.5264fc3EIL3Ed4L32.11053.14404256.490.02468[fc]0.05~0.10mmFt2a2b2642547.79792177.52640.06288[fs]0.1~0.15fs3Ed4L32.11053.14404256.49mm220.0246820.0628820.067550.2mmfcfsfFr2ab(ba)2547.7979177.5(177.579)640.0023EIL32.11053.144040.00017256.49rad32吉林大学珠海学院毕业论文（设计）其他各档位工作时刚度校核计算同理，此处不再一一复述。4.2.2 轴的强度计算当汽车手动变速器挂在 1档位时，我们对输入轴进行校核计算：计算输入轴的支反力：Ft12T12Tg1cos12184103cos22d1mnz17988.046N3.012tan

n7988.046tan203135.74N1cos22Fa1 Ft1tan 1 7988.046 tan22 3227.38N已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，（1）垂直面内支反力对B点取距：FAY(a+b)+Fa1*r1-Fr1*b=0代入得：FAY=2623.567N对A点取距：FBY(a+b)-Fa1*r1-Fr1*a=0代入得：FBY=512.173N33吉林大学珠海学院毕业论文（设计）（2）水平面内的支反力对B点取距：FAX(a+b)-Ft1*b=0代入得：FAX=7265.402N对A点取距：FBX(a+b)-Ft1*b=0代入得：FBX=722.644N（3）计算垂直面内的弯矩轴上各点弯矩如图 4－4所示：图4－4输入轴的弯矩图轴在转矩T和弯矩的同时作用下，其应力为M32M(4-5)Wd3式中 M MB2 MBH2 T2（N.m）；34吉林大学珠海学院毕业论文（设计）d——轴径（mm）；——抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（4-5）式，得：Mmin32Mmax32250249.29757.004MPamaxd33.1435.53W在低档工作时，400MPa，符合要求。对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：2T12Tg1cos12184103cos227988.05NFt2mnz13.012d1tanFr2 Ft1cos

n7988.046tan203135.74N1cos22Fa2 Ft1tan 1 7988.046 tan22 3227.38N已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm轴上各点弯矩如图 4－5所示：35吉林大学珠海学院毕业论文（设计）（1）垂直面内支反力对B点取距：FAY(a+b)+Fa2*r2-Fr2*b=0代入得：FAY=3097.58N对A点取距：FBY(a+b)-Fa2*r2-Fr2*a=0代入得：FBY=38.16N（2）水平面内的支反力对B点取距：FAX(a+b)-Ft2*b=0代入得：FAX=786.69N对A点取距：FBX(a+b)-Ft2*b=0代入得：FBX=7357.39N图4－5输出轴弯矩图把以上数据代入（4-5），得：36吉林大学珠海学院毕业论文（设计）MMAX32MMAX21.00MPaMAXd3W在低档工作时， 400MPa，符合要求。4.3 轴承选择与寿命计算4.3.1 输入轴轴承的选择与寿命计算根据机械设计基础教材轴承 Cor 37KN，Cr 32.2KN。（1）变速器一档工作时Fr1 3135.74N，Fa1 3227.38N轴承的径向载荷： FA=2852.063N；FB 283.677N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6s1FA2825.063N2Y2891.271.6s2FB283.677N2Y288.651.6s1Fa1891.273227.384118.65Ns288.65N所以Fa1891.27NFa2s1Fa1891.273227.384118.65N37吉林大学珠海学院毕业论文（设计）计算轴承当量动载荷 p查机械设计手册得到e0.3Fa1891.27x0.4FA0.3125e，查机械设计手册得到；2852.063y1.6Fa24118.65x0.4FB14.52e，查机械设计手册得到1.6283.677y当量动载荷：P fp(xFr yFa)fp1.2p11.2(0.42852.0631.6891.27)3080.229Np21.2(0.4283.6771.64118.65)8043.973NFr为支反力。Lh106C10632.210310565.82h60n()60()3P230008043.973表4－1变速器各档的相对工作时间或使用率fgi档位数最高档fgi/%车型传动比变速器档位Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ普通311306938吉林大学珠海学院毕业论文（设计）级410.532076.5轿以下4<1182368中3112277级410.5210.87车以5上4<10.532076.5510.52418.5755<10.521557.525查表4－1可得到该档的使用率，所以：565.8231200.50015.6h所以轴承寿命满足要求。4.3.2 输出轴轴承的选择与寿命计算（1）初选轴承型号左右轴承均采用30206型号Cor37，32.2KNKNCr变速器一档工作时：一档齿轮上力为：39吉林大学珠海学院毕业论文（设计）Fr3135.74，Fa3227.38NN轴承的径向载荷：FA=2825.063N；FB283.677N轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6s1FA2852.0632Y2891.27N1.6s2FB283.6772Y288.65N1.6所以Fa1891.27NFa2s1Fa891.273227.384118.65N（2）计算轴承当量动载荷 p查机械设计手册得到 e 0.37Fa1891.27x1FA0.3125e，查机械设计手册得到：；2852.063y0Fa24118.65x0.4FB14.52e，查机械设计手册得到：1.6283.677y当量动载荷：Pfp(xFryFa)fp1.2p11.2(12852.0630891.27)3422.4756Np21.2(0.42852.0631.64118.65)8043.973N40吉林大学珠海学院毕业论文（设计）106C1066310310Lh)3624.38h60n()60(P230008043.973查表3.4可得到该档的使用率，于是624.38h31200.50015.6h。所以轴承寿命满足要求。4.4本章小结本章是对变速器轴及轴上的零件的设计和选择， 其中有对轴的强度、刚度的计算，轴承的选择与其寿命的计算，通过这些计算我们可以对变速器的轴体有一个更高的要求，让其更好的表现出传动效果。变速器同步器及结构元件设计5.1 同步器锁销的设计汽车同步器的锁止角确定通常我们对锁止角的确定是根据下面的公式来确定的：R锥Ltan (6-2)R锁sinA式中 R锥——摩擦锥角的平均半径——摩擦系数41吉林大学珠海学院毕业论文（设计）——锥面角R锁——拔环半径——锁销角满足上列公式的锁止条件，通常我们是根据上面的公式来确定合适的锁止角。通常取锁止角β=35°~45°。对于小汽车，可以选取小一点的数值而对于重型汽车，可以选取大一点数值。确定同步器锁销销差值我们对于同步器锁销差值的确定也要选取适当。 一旦我们所选取的差值过大，会造成汽车在换挡过程中产生冲击，适当的降低差值的小，可以有效的减缓换挡的冲击。一般取锁销差 1.3~1.4。5.2 同步器齿套的设计齿套锁销孔和定位销孔的设计通常我们选取 3~6个锁销孔，重型车可以选大值， SUV可以更加具体情况适当降低。齿套结合齿的确定变速器接合套齿数的确定，我们可以根据发动机传来的最大扭矩来进