毕业设计（论文）-轿车用6+1挡变速器设计

毕业设计中文摘要6+1挡轿车手动变速箱设计摘要为了应对复杂的汽车行驶路况，改变传动比，改变发动机传递到车轮的转矩和转速，满足汽车的动力性要求，满足汽车行驶速度的需要，因此需要设计变速箱来达到这些目的。本文为一台6+1挡轿车手动变速箱的设计，在满足汽车牵引力和行驶速度要求的同时，兼顾燃油经济性。本设计采用两轴式传动机构布置形式，计算各挡位的传动比，设计齿轮参数，计算轴的尺寸，进行轴承和键的计算，完成同步器的设计计算以及箱体的设计。最后，设计出了各前进挡传动比为5.70、3.86、2.83、1.96、1.38、0.97，倒挡传动比为5.50的变速箱。关键词：汽车；变速箱；齿轮；轴；挡位毕业设计英文摘要Designofmanualgearboxfor6-speedcarAbstractInordertocopewiththecomplexdrivingconditionsofthecar,changethetransmissionratio,changethetorqueandspeedoftheenginetothewheels,meetthedynamicrequirementsofthecar,andmeettheneedsofthecar'sdrivingspeed,sothegearboxneedstobedesignedtoachievethesegoals.Thisarticleisa6+1gearcarmanualgearboxdesign,whilemeetingthecar'stractionanddrivingspeedrequirements,whiletakingintoaccountfueleconomy.Thisdesignusesatwo-shafttransmissionmechanismlayout,calculatesthegearratioofeachgear,designsgearparameters,calculatesthesizeoftheshaft,calculatesbearingsandkeys,completesthedesigncalculationofthesynchronizerandthedesignofthebox.Finally,agearboxwithaforwardgearratioof5.70,3.86,2.83,1.96,1.38,0.97andareversegearratioof5.50wasdesigned.Keywords：Automobile;transmission;gear;shaft;gear 目录1引言 +1挡轿车手动变速箱设计1引言从最早蒸汽汽车的诞生，到如今电动汽车的普及，汽车的发展可谓是经历了翻天覆地的变化。从初期没有设计变速箱的汽车到现在安装自动变速箱汽车，变速箱早已成为了汽车上非常重要的部件之一。汽车也因此可以应对各种各样的行驶路况，并且，为适应更多严峻特殊的路面环境，各汽车厂商也开发出了专门应对极端环境的变速箱。对于变速箱的选择，手动变速箱和自动变速箱都有各自的市场，自动变速箱凭借其简单易上手的操作方式，更受初学者的欢迎，而手动变速箱因为其更加省油、舒适平滑的操作手感，更高的传动效率，也拥有很多的忠实粉丝。理论上来说，手动变速箱的挡位数越多，汽车的燃油经济性就越高，动力性更强，汽车的操纵舒适度更高。但是相对而言，变速箱的设计结构就越加复杂，齿轮的数量也会增加，更多的齿轮结构也会使变速箱容易发生故障，维修成本也会增加[1]。因此，挡位数亦不是越多越好，现今，普通家庭用车一般只有五或六个挡位，只有赛车、商用车或者极端环境的专用车才会设置更多的挡位。选择合适的挡位数量，对于汽车也是十分重要的一环[2]。变速箱概述变速箱能够改变传动比，满足汽车的牵引力和平均车速要求。设置不同的挡位可以改变从发动机传递出的转矩及转速，使汽车应对不同的行驶路况。在情况相同的条件下，发动机转速减小时转矩增大，因此，汽车在上坡时，应该挂进低挡行驶。变速箱还应设置倒挡和空挡，在面对发动机启动、汽车滑行、停车等情况时，中断转矩传递，在需要倒车时，使汽车能够实现倒退行驶功能[3]。除此之外，设计变速箱时，在满足要求的情况下，尽量使变速箱的轮廓尺寸、质量达到最小，生产成本达到最低，拆装维修应当方便操作。变速箱的基本要求因为变速箱对于汽车有着很重要的作用，所以对变速箱的设计有下列要求：第一，能够改变车辆的行驶速度和传递到车轮的转矩的数值，并能在较大范围内调整；其次，应使换挡迅速、省力、方便，并设置挡位锁止装置，防止跳挡、乱挡，影响驾驶，甚至造成安全事故[4]。最后，变速箱需要满足较高的传动效率要求，设计时要尽可能降低它的工作噪声，满足环保设计。变速箱的分类变速箱，是汽车的三大件之一，在汽车上起到极其重要的作用。下列为变速箱的基本分类：手动变速箱（MT）手动变速箱作为最传统的变速箱，它主要是与离合器配合，通过手动换挡改变其内部的齿轮啮合位置，改变转速转矩，满足牵引力和平均车速的要求。如今，手动变速箱相比于自动变速箱仍有很多的优势，在道路行驶中加速超车时，手动变速箱反应更快，因此其传动效率也比自动变速箱高，在手动变速箱出现故障时，因其结构简单，它的维修也更加方便，费用更加便宜[5]。但是，手动变速箱操作复杂，如果操作不当，则会拖挡、熄火。液力自动变速箱（AT）采用液力自动变速箱的汽车可以省去离合器的设计，使其操作简单方便。但是，液力自动变速箱的反应慢，与手动变速箱相比较为迟钝；它也比较费油，因为科学技术的发展，这一情况也在逐步改善；最后，液力自动变速箱的内部结构设计复杂，如果出现故障，修理也更困难，花费也高[6]。其内部的液力变矩器需要专用的耐高温液压油。无级自动变速箱（CVT）无级自动变速箱，简称CVT，它的传动比可以实现连续无级数的变化，使发动机处于最佳性能状态，这是一种理想中的传动方式。无级自动变速箱仍有着极大的发展空间，在未来汽车产业发展有着极大的发展潜力[7]。手自一体变速箱（AMT）手自一体变速箱，即将手动变速和自动变速设计相结合，它即有自动变速箱驾驶简单的优点，又可以由司机自己手动换挡[8]。手自一体变速箱相较于普通的自动变速箱，它有着更高的燃油经济性，而与自动变速箱相比，又有着更好的可操作性。双离合器自动变速箱（DCT）简单来说，双离合自动变速箱即由两台手动变速箱组成，并由两台离合器轮流工作。双离合自动变速箱可以将下一个要换的挡位预先结合好，当需要换挡的时候实现无缝切换，但是它的离合器容易过热，出现故障[9]。双离合自动变速箱的油耗也较小。变速箱的国内外发展状况汽车手动变速箱经过多年的发展，技术早已愈发成熟，消费者对于手动变速箱也有着越来越高的性能要求，手动变速箱也向着性能更优秀，技术更先进的方向发展，要求变速箱的结构更加紧凑，效率更高[10]。手动挡的汽车也发展出越来越多的挡位数量，甚至高达十多个挡位，换挡操作机构也要求更加的轻便、流畅，不断减弱换挡时的顿挫感，即对换挡品质、汽车动力性和燃油经济性的不断提高[11]。手动变速箱的设计也要不断地压缩制造成本，降低油耗，满足未来用户的需求，才能同自动变速箱竞争，争得一份市场。现在，自动变速箱对操作控制和环保设计的要求逐渐增高，它在汽车市场中的占有率逐年增高。自动变速箱有着很大的发展潜力，四类主要的自动变速箱也都占据着一定的市场份额。自动变速箱未来的发展方向主要集中在以下几个方面：变速箱的高效率化、多挡位化，控制技术的完善等[12]。其中，液力自动变速箱占自动变速箱领域的主导地位。液力自动变速箱在美国、欧洲和日本等汽车产业发达的国家有着很高的汽车占有率，6AT、7AT在2002～2003年相继研发成功，近年来又开发出8AT[13]。国内，各汽车公司研发的液力自动变速箱也相继投产使用。随后，其他汽车厂商也陆续生产出了无级变速箱，技术也一直在进步。通过学习国外先进技术和投入自主研发，国内的汽车厂商也从CVT的仿造阶段迈入了创新创造阶段。双离合器自动变速箱DCT，20世纪90年代以来，DCT的发展呈现出百家争鸣的姿态，主要由大众汽车的DSG变速箱作为现今最普遍、量产的双离合器自动变速箱技术最为先进，其他品牌的汽车厂商也都取得了一定的成绩[14]。现今，国内的变速箱市场竞争愈加激烈，手动变速箱虽仍占有一定的市场份额，但自动变速箱的生产技术越来越成熟，劣势越来越小，一点点蚕食着手动变速箱的市场份额。对于自动变速箱而言，仍有着极大的发展潜力，各汽车厂商对自动变速箱的研发投入也越来越大。面对巨大的中国市场，国外的汽车厂商也都纷纷进驻国内市场，是挑战也是机遇，自动变速箱的研发还没有到达最终阶段，如果国内本土汽车厂商能够抓住这次机遇，将会进一步缩小国内与外国汽车巨头厂商之间的差距，使中国的自动化变速箱技术走在世界的前列[15]。本设计的目的和意义本文为一台6+1挡轿车手动变速箱的设计。虽然五挡和六挡仍为手动变速箱的主流挡位，但是选择六挡变速箱有着更加舒适的换挡手感，更好的动力性和更高的燃油经济性。在设计中，使用汽车和机械专业类知识，进行汽车机械总成的实际设计，使设计结果符合现实要求，对所学内容的理论与实践相结合有重大意义。技术任务书为使理论与实践相结合，本设计的任务是设计一台6+1挡轿车手动变速箱，包括六个前进挡和一个倒挡，满足环保设计要求，使其能在实验室常温环境下稳定工作，实现齿轮传动，并实现换挡功能。具体包括传动比的分配、齿轮设计、轴的设计、轴承的设计、同步器设计、操纵机构和箱体的设计，实现换挡和倒挡功能。本设计基本参数如表1：表1汽车基本参数表整车质量1335kg额定载重350kg最大总质量2000kg最高车速160km/h最大扭矩185N.m最大扭矩转速1500-4000r/min额定转速2500r/min最大输出功率85kw最大马力116马力轮胎规格195/65R15前进挡挡位数6倒挡挡位数1设计计算说明书传动机构布置方案选择两轴式传动机构布置方案和中间轴式布置方案是变速箱设计的两种主要方案。两轴式变速箱只有两根轴，所以结构设计简单，发动机动力只经过一对齿轮传递给输出轴，传动效率高，且齿轮噪声较小。两轴式变速箱主要用于发动机前置前驱的乘用车[16]。中间轴式变速箱可以设置直接挡，当挂进直接挡时，变速箱的中间轴和齿轮都不受载荷，转矩直接由输入轴向输出轴传递，这个时候传动效率最高，并且零件磨损小、噪声低。中间轴式变速箱主要由发动机前置后驱和发动机后置后驱的商用车使用[17]。两轴式变速箱与中间轴式变速箱相比，它更适合设计用于家用轿车上，因为两轴式变速箱的质量更轻，设计结构也更加简单，维修简单方便，维修费用低，而且它的噪声也低，更加环保，传动效率高，这些优点都比中间轴式变速箱更加符合轿车变速箱设计的要求。综上所述，本次设计的传动机构布置方案采用两轴式。图1为传动机构布置方案图。图1传动机构布置方案变速比确定由轮胎规格可知，扁平比为65，断面高度为126.75；所以，轮胎外径为381+126.75×2=672.6㎜本设计对象为2t轿车变速器。发动机输出额定转速为2500r/min，最大驾驶速度160km/h，车轮半径为0.6726m。以下为变速器主体设计中的6前进档1倒退挡传动比分布。3.2.1最高速挡传动比高速挡传动比最小，经发动机输出到减速箱的转速经过很小的减速就传递到输出轴，按绿色设计理念，设计发动机2500r/min时其可达到最大驾驶速度。从满足最高挡动力因数并兼顾燃油经济性考虑，由于VI挡位主减速器经传动比ig6传递动力到输出轴，因此主减速器的传动比i0即为4。i（1）u（2）将r=0.6726m，i动力因数校核：传动比的选择应该满足动力因数标准，动力因数取值如表2，表2动力因数D0取值中型货车微型货车轿车0.04～0.080.08～0.10.08～0.12本次设计车型为轿车，最小传动比与最高挡动力因数有如下关系。D（3）代入以下数据表3汽车参数表G(N)η最大扭矩对应转速(r/空气阻力C迎风面积ATu20000.914000.92.05450160得

D计算结果略小于参考值，符合要求。由i0=4，得

i3.2.2最低速挡传动比当汽车需要大扭力时会采用最低挡位，设计需满足最大负载下的爬坡时的最大驱动力。忽略汽车在上坡时空气阻力。故有Titmax=ig1，则依据汽车i（4）式中：m——汽车总质量；g——重力加速度；r——驱动车轮的滚动半径；Ttqmax——i0——ηT——α——一般汽车的爬坡度为30％，即α≈16.7°。已知：表4参数取值frimηT0.20.67265.41120000.9450得：i由于ig1=8.02过大，需重新调i0为5，由式（1）得ig6=0.7924由式（4）得i因为Ⅰ挡传动比应满足附着条件：F（5）最大附着力F（6）式中m2为轴承载质量，在此可取78%ma（ma为汽车质量）；φ由式（5）和式（6）得i初取ig1为6，因此变速器传动比范围为0.7924传动系最大传动比i3.2.3各挡位传动比分布根据理论公式q=n-1igmaxigmin=nii得q≈变速箱高挡位的相邻挡位之间的传动比比值要比低挡位的小，即i所以暂取i在变速箱的结构方案、挡位数和传动比确定之后，即可进行其他基本参数的选择与计算。3.2.4中心距确定中心距对变速箱的尺寸和质量有直接影响，为了能够保证齿轮的强度，变速箱的中心距A（mm）可根据公式（7）初选：A=（7）式中：KA——中心距系数，对轿车，KA=8.9～9.3；对货车，KA=8.6～9.6；对多挡变速器，KA=9.5～11TⅠmax——变速器处于空挡时的输出转矩：TⅠTemax——发动机最大转矩，N·m；igⅠ——变速器的Ⅰ挡传动比；ηg——变速器的传动效率，取0.96。本设计KA取9.6，Temax=185N·m将数据代入式（7）得A取整A为98mm齿轮参数3.3.1齿轮参数齿轮的弯曲疲劳强度和最大载荷作用下的静强度决定了齿轮模数。为了降低变速箱的噪声，可以考虑在选择模数时，适当增大齿宽、减小模数。为了使变速箱更加轻便，则可以适当增大模数并减小齿宽和中心距。本设计为家用轿车，应当选择减小噪声，对于载货车辆，应该选择更小的汽车质量[18]。为提高经济效益，我们尽可能使得变速器齿轮模数一致。为保证使用寿命和承载力可靠本设计变速器齿轮均采用斜齿轮。变速器选择较大的螺旋角有助于提高接触强度、增强重合度，初选螺旋角20°。变速器齿轮初步采用国家规定的标准压力角20°。齿宽b通过直接影响齿轮的轴向尺寸，从而对齿轮承载能力和齿轮质量产生影响。齿宽过大也会导致齿轮轴向受载不均匀，使得齿轮磨损加快。考虑环保设计要求，应在满足强度的条件下尽可能的选择较小齿宽。一般小齿轮比大齿轮宽5mm左右，是因为保证齿轮副全啮合，防止局部啮合现象出现。选择小齿轮更宽主要是考虑到质量增加负担。斜齿b=Kc∙mn表5汽车变速器齿轮的法向模数mn车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车mn2.25～2.752.75～33.50～4.54.50～6按上表3参数对按斜齿轮确定模数，低速挡模数选大些可以减小齿轮尺寸，使得结构质量更为紧凑。高速挡对强度要求较弱，一般通过增加齿数减小模数来提高重合度。故本次设计低档位模数取，前进低挡位与倒挡弯曲应力大取模数mn=2.8，其它挡位取mn=2.75。知道模数和齿宽后给出全部齿轮的齿宽分布如下表。表6齿宽分布表b1b2b3b4b5b6b7b82520252020152015b9b10b11b12b13b14b15201520152525253.3.2各挡位齿轮齿数分配齿轮副、大小齿轮的齿数之比不为整数使得磨损均匀。3.3.2.1一挡传动齿轮参数确定由中心距与齿数关系zhm（8）其中β=20°，A=98mm，mn=2.8，得齿数和zh=65.78由ig1=6得z1≈9.4，z2≈56.38，取整z1=10，z2=57求齿轮1不发生根切的最小变位系数17-10齿轮2不发生根切的最小变位系数17-57-2.35+0.4118<0；可以采用径向类型传动。对中心距A修正A=取整100mm修正ig1i（9）修正螺旋角β1，2β（10）3.3.2.2二挡传动齿数确定由中心距与齿数关系z其中β=20°，A=100mm，mn=2.8，齿数和zh=67.12，取zh=67由ig2=4.14得z4z3=4.14得z3≈13.06，z4≈54.06，取z3=14，z修正ig2i修正螺旋角β3.3.2.3三挡传动齿数确定由中心距与齿数关系z其中β=20°，A=100㎜，由ig3=2.896得z修正i修正螺旋角β3.3.2.4四挡传动齿数确定由中心距与齿数关系z其中β=20°，A=100㎜，由ig4=2.025得z修正i修正螺旋角β3.3.2.5五挡传动齿轮参数确定由中心距与齿数关系z其中β=20°，A=100㎜，由ig5=1.42得z修正i修正螺旋角β3.3.2.6六挡传动齿轮参数确定由中心距与齿数关系z其中β=20°，A=100㎜，由ig6=0.9905得z修正i修正螺旋角β3.3.2.7倒挡齿轮参数确定倒挡传动比与前进一挡基本一致，取iR=5.5，为提高工作效率与零件可靠性，取齿轮15与齿轮1一致，动力经由齿轮15传入齿轮14惰轮经齿轮13传至输出轴。对于惰轮而言，一般取齿数21～23，这里初选惰轮14倒挡传动比：i得z综上，z求齿轮14和13中心距A取整113㎜求齿轮14与齿轮15的中心距A取整47㎜修正螺旋角β3.3.2.8齿轮加工精度的选择根据推荐，为提高高挡位齿轮的性能，取齿轮1～4、13、14、15为6级加工精度，齿轮7～12为7级加工精度。3.3.2.9螺旋方向确定在本设计中，因为选用了斜齿轮，为了平衡轴上的轴向力，从而避免轴向力叠加、轴承负荷过大，轴承寿命降低，因此，轴上全部齿轮的螺旋方向初定为右旋，一轴齿轮、二轴前进挡齿轮和倒挡惰轮定为左旋，二轴上的倒挡齿轮定为右旋，理论上避免了轴向力.但由于斜齿轮存在的啮合不全等不确定因素，轴向力仍然存在。齿轮参数校核一般小齿轮接触次数多，循环次数多，往往为疲劳损坏，大齿轮齿根受力大，为齿根折断。低速挡齿轮受力最大，高速挡疲劳强度要求高[19]。本设计采用同步器进行换挡齿轮断面不易发生损坏，不予校核。轮齿弯曲强度取一挡时受力最大齿轮12和倒挡时齿轮13进行校核计算20CrMnTi、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5等是设计齿轮的主要材料，本变速箱设计选择20CrMnTi为齿轮材料。3.4.1齿轮弯曲应力σWσ（11）式中，F1——为圆周力（N），F1=2Tgd，Tg为计算载荷（N·㎜），d为节圆直径（mm），d=mnzcosβKσ——为应力集中系数，Kb——为齿宽（mm）；t——为法向齿距（mm），t=πmy——为齿形系数；Kε——为重合度影响系数，KKc——为齿宽系数，斜齿轮取7.6将上述相关参数代入上式（11），得σ（12）当作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax为计算载荷Tg表7材料应力表序号材料牌号热处理方法硬度HB屈服强度MPa抗拉强度MPa弯曲许用应力MPa疲劳许用应力MPa接触许用应力MPa1Q235正火129235435141853302Q275正火141275475164923593Q345正火1633455502081244704Q390正火169390570226135511545调质215355685212153470640MnB调质280785980470256600740Cr调质255785980470256600820CrMnTi渗碳淬火回火3208501080510280745920CrNi渗碳淬火回火2325907853541996201020MnTiB渗碳淬火回火33393011305582997451120CrNi3渗碳淬火回火2757359304412416501220CrMo渗碳淬火回火2626858854112286201320CrNiMo渗碳淬火回火2907859804712566501438CrMoAl调质后渗氮2908359805012636501542CrMo调质后渗氮31993010805582807451612Cr2Ni4调质后渗氮34810301180648328745已知以下齿轮参数：表8齿轮参数表齿数模数螺旋角β齿宽b圆周力F1直径dKty齿轮15102.8022.57°251220.3230.321.58.790.117齿轮1102.8020.28°251239.5329.851.58.790.106代入式（12）得σσσ因为小齿轮受载荷最大，本设计小齿轮已经满足要求，则本设计其他齿轮基本满足弯曲强度要求。3.4.2轮齿接触应力σjσ（13）式中，σj——为轮齿的接触应力（MPaF——为法面上的法向力（N），F=F1cosαcosβ，F1为圆周力（N），F1=2Tgd，Tg为计算载荷（N·mm）E——为齿轮材料的弹性模量（MPa）；B——为齿轮接触的实际宽度（mm）；ρz、ρb将以上参数代入式（13），得σ（14）变速器齿轮的许用接触应力应满足表3表9变速器齿轮的许用接触应力σ渗碳齿轮氰化齿轮一挡及倒挡1900～2000950～1000常啮合及高挡1300～1400650～700同样对齿轮1与齿轮15进行校核，与齿轮1配合的从动齿轮齿数z2=57，与齿轮13配合的从动齿轮齿数z14=21，计算载荷为作用在变速器第一轴上的载荷Temaxσ同理，σ由表3知符合要求。变速器轴的设计计算3.5.1轴的功用及设计要求当变速箱运作时，圆周力、径向力和轴向力作用于各个齿轮，转矩和弯矩作用与变速箱的两根轴。因此轴的材料选择十分重要，必须要满足刚度和强度要求。轴的刚度不足，会产生变形，影响齿轮啮合，增大噪声，齿轮的使用寿命也会降低[20]。变速箱轴的设计有以下要求：形状结构要求、长度直径要求、刚度强度要求、花键要求等。轴的设计也要符合变速箱整体的设计要求，并且满足装配工艺的要求。3.5.2初选轴的直径对于轴的刚度而言，最大的影响因素是其轴向尺寸和径向尺寸，尺寸之间应相互协调。轴的最大直径d与支承间的距离l可按式（15）和式（16）初选：对第一轴及中间轴：dl=（15）对第二轴：d（16）已知中心距A得，第二轴与中间轴的最大直径d按式（17）初选：d≈（17）根据发动机最大转矩Temax=185N∙m，第一轴花键部分的直径可按式（18d（18）已知中心距A=100由式（18）得输入轴第一轴花键部分直径d取整为24第二轴最小轴径：d=（19）A0是由轴材料与承载情况确定常数取各挡转矩与发动机转矩有如下关系T=（20）转矩与功率关系T=（21）式（20）和式（21）中p是第二轴传递的功率kw，η是第二轴的转速rmin，T是第二轴传递的扭矩N∙㎜，Temax为发动机最大扭矩N∙㎜，联立式（19）（20）（21）则d得最小轴径应在传动比最小下获得，第一轴转矩相对第二轴较小，按输入轴为花键最小轴径进行递增设计。给出第二轴轴径估算值，见下表6：表10第二轴轴径估算表修正后传动比二轴最小轴径㎜i646.3i4.1442.54i2.89637.79i2.02533.32i1.4229.11i0.990526.4i5.546.73.5.3轴的结构形式低挡位及倒挡时，小齿轮往往与轴为一体。花键通常与由发动机轴输出至离合器的花键相关。确定第一轴即输入轴径后，希望轴承外径比第一轴上最小齿轮大，以便于拆装第一轴。本设计齿轮1过小，采用齿轮轴的形式，同时兼顾相邻传动比相近分布原则，倒挡与一挡位于输入轴一侧，且同为齿轮轴形式。而高挡齿轮通过键与中间齿轮轴过盈配合，以便齿轮损坏后更换。本设计对象为轿车变速器，为保证使用寿命采用花键轴来对高速齿轮固定。3.5.4轴的受力分析各个轴和齿轮的受力分析：对于二轴式传动其简化模型一般为：图2传动简化模型轴向力Fa，径向力Fr，切向力Ft各力的作用点：对于由轴承支承的轴系，其支撑力作用点往往与轴承相关。对于本设计采用向心轴承采用轴承宽度中心位置为支撑的。对于斜齿轮则取齿宽中心为受力点。一般变速器最容易保证的轴的强度，因此仅对危险截面进行验算：弯曲应力：σ=扭转应力：τ=合成应力：σW抗弯截面模量；Wt对圆截面W=W安全系数S=第一轴：20CrMnTi；σ第二轴：20CrMnTi；σ3.5.5轴的合成应力给出中间位置齿轮的具体受力分析，对于第三挡齿轮副，给出受转矩较大的轴的受力分析。图3轴的受力分析此处不考虑动力输出段的弯矩影响，仅在右侧旋加转矩T图4内力图其中，FFF由弯矩平衡式M得F（22）且F（23）由式（22）和式（23）可得FF则危险截面M由F（24）F（25）由式（24）和式（25）得F同理可得，危险截面M得总弯矩M转矩T=通过抗弯扭合成应力来校核轴的强度：根据齿轮单向旋转，知扭转应力为脉动循环应力，取α=0.6σ综上，本设计第三挡下的轴满足强度条件。3.5.6花键设计及校核花键的设计与键连接相似，第一步，需要选择花键的类型和尺寸，首先确定花键连接的结构、要求等，然后再进行校核。压溃和磨损是花键的主要失效形式，在静连接状态下，产生压溃，计算挤压应力强度；在动连接状态下，产生磨损，可根据工作面压力计算条件性的强度[21]。进行计算时，引入载荷分配不均系数ψ来考虑实际载荷在各花键齿上分配不均的影响，则花键连接的强度条件为静连接σ动连接p=（26）式中：T——发动机最大扭矩,T=185N·mψ——载荷分配不均系数，与齿数有关，一般取ψ=0.7~0.8，齿数越多，取值越小；z——花键的齿数；l——齿的工作长度，㎜；h——花键齿侧面的工作高度；对于矩形花键：h=D-d2-2C，此处D为外花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸，单位均为㎜；对于dm——花键的平均直径，对于矩形花键，dm=D+d2；对于渐开线花键，dσp——花键连接的许用挤压应力，MPap——花键连接的许用压力，MPa。表11花键连接的许用挤压应力、许用压力（MPa）许用挤压应力、许用压力连接工作方式使用和制造情况齿面未经热处理齿面经热处理σ静连接不良35～5040～70中等60～100100～140良好80～120120～200p空载下移动的动连接不良15～2020～35中等20～3030～60良好25～4040～70在载荷作用下移动的动连接不良-3～10中等-5～15良好-10～20注：①变载荷、双向冲击、振动频率高、振幅大、润滑不良（动连接）、材料硬度低、精度低等都是造成使用和制造情况不良的因素；②同一情况下，σp或p的较小值用于③花键材料的抗拉强度极限不低于600MPa。本设计采用渐开线花键进行设计，取车常用齿数z=8，齿的工作长度等于齿宽25㎜将ψ=0.7，α=30°，p≈变速器轴承设计及校核变速器轴承设计主要包括支撑输入轴和输出轴的支撑用轴承，以及浮动齿轮与轴连接的轴承。本设计采用角接触球轴承作为轴的支撑轴承。选择滚针轴承为浮动齿轮与轴连接的轴承。角接触轴承采用对称布置，可以提供一定程度轴向载荷的分担，且满足零件互换性。由于本设计采用同步器换挡，齿轮为全啮合状态，除了传递动力时使用的一对齿轮副外其余齿轮为空载荷空转。因此，滚针齿轮需满足一定疲劳寿命。输入轴轴承具有较高的转速需对其进行疲劳校核。对于轿车轴承寿命的要求时30万公里。3.6.1角接触球轴承选型及其校核第一轴受载分析图（三挡传动下），初选角接触球轴承，70000AC型。图5轴承受载图已知FFF由当量动载荷P=（27）由角接触球轴承计算派生轴向力。F（28）由Fa2的正负可判定轴承由式（28）得派生轴向力FFd2<Fae，轴承所以轴承2所受轴向力F由式（27）得对轴承1：X1=1，Y对轴承2：X2=0.4，Y由轴承寿命公式计算L3.6.2滚针轴承选型及校核滚针轴承的价格便宜、径向尺寸紧凑，它的摩擦系数和承载能力都比较大，但不能承受轴向载荷和发生偏斜。滚针轴承主要用于径向尺寸受限制而径向载荷大的装置中。因为有多组挡位轮流工作，所以滚针轴承极少有表面点蚀损坏情况。滚针轴承的承载容量可按下式近似计算C=L滚针工作面长度，取为20㎜d滚针内滚道表面直径，与轴径相关，取使用最多挡位所对应滚道36㎜则承载容量C3.6.3键的选择与校核3.6.3.1键连接的类型键连接用来周向固定轴与轴上零件之间。键连接也会传递转矩，键作为标准件，分为平键、半圆键、楔键和切向键等。按照各类键的结构特点，在设计是视情况进行选择。3.6.3.2键的选择常见的平键主要分为两种，为普通平键和导向平键。因本次设计只要求键起到周向固定以传递转矩的作用，故选择普通平键作为本次设计使用键。输入轴经花键传递动力到变速箱。对某些输出轴采用离合器的设计，输出轴也需采用花键将动力输出。变速器同步器的选择3.7.1常用同步器介绍目前使用广泛的同步器为惯性式同步器，它是通过摩擦作用，使待结合齿轮与花键轴的转速同步，其主要目的是避免齿间冲击。本设计采用锁环式同步器进行设计，锁环具有内锥面特征以及与花键毂和齿轮上相同的花键，以供结合套传递转矩。3.7.2同步器主要参数的确定根据同步器的运行原理，对其进行分析计算，在计算过程中，因为常温下润滑油对齿轮工作的影响很小，所以可忽略不计。假设同步器在工作过程中车速一定，同步时间t≤1s、道路阻力系数Ψ≤0.15，因为变速箱输出轴转动惯量大，所以在换挡瞬间，变速箱输出轴的转速不变，而输入轴通过摩擦与输出轴保持同步。输入端惯性质量运动方程如下：Jr由公式J计算同步时间tT其中：Jr——ωr——ωc——Tf——tT——摩擦力矩来于司机换挡时，对操纵机构施加力FF∙R其中Tf是同步器摩擦锥面摩擦系数，α是摩擦锥面半锥角和，R是平均半径。则同步时间t（29）其中igk+1为第k+1挡传动比，i此次设计为黄铜合金和钢材构成摩擦副，在油中摩擦系数f为0.1。摩擦锥面半角α越小，力矩越大，α=7°时很少出现咬合现象。本设计取其中摩擦力矩和锥面半径R成正比，R的选取要符合滑套的布置，原则上应使R尽可能大。本设计取R为40㎜缩短锥面工作长度b会增加单位压力，也会导致加速磨损。按b=Mm2π∙pfR2，其中p≈1.2MPa由式（29），下面给出本设计变速器同步器由三挡升为四挡同步时间。t基本满足轿车换挡同步时间要求。3.7.3箱体设计对于常啮合齿变速箱，由于齿轮高速运转时，噪声较大，以及润滑油发热等情况。箱体设计在兼顾发动机安装位置等因素下，还需兼顾散热和降噪设计。本设计采用多加强筋改善振动噪声。具体设计见图纸。使用说明书在本设计变速箱的使用过程中，应按指定流程规范操作，以防止人员受伤或设备损坏。在发动机启动时，应将变速杆置于空挡；在中途离开或使用完毕之后，应当将变速杆置于空挡；在变速箱运转过程中，闲杂人员应禁止靠近；换挡时，应将离合器踏板踩到底；准确稳定地将变速杆移动到所换挡位，如遇阻力则稍加用力，即可挂上挡位；松开离合器踏板时要平稳缓慢，加速到合适的速度，禁止在离合器未完全分离时挂挡，避免同步器损坏；当变速箱使用强度低时，大约每隔10万公里更换机油，当使用强度高时，在6～8万公里时更换机油。表12变速箱故障分析故障原因解决方法噪声异常润滑油粘度低或油量不足轴承或齿轮磨损损坏使用合适的润滑油，并加注到规定高度更换损坏的零件换挡困难同步器或啮合套磨损严重更换磨损的零件脱挡自锁失效轴承或啮合套磨损严重更换失效零件更换零件漏油密封件失效紧固件松动更换油封紧固松动件标准化审查报告本设计产品符合GB/T4457-4460-2002机械制图；GB/T1182-1184-1996形状和位置公差通则、定义、符号和图样表示法；GB/T1800-1804极限与配合；GB/T1031-1995表面粗糙度；GB/T10095圆柱齿轮、精度制；GB/T13306-1991标牌等有关标准的规定。技术文件符合JB/T5054.5-2002《产品图样及设计文件完整性》标准的规定。结论本设计采用了两轴式传动方案，设计出了6+1挡轿车手动变速箱，发动机传递出的转矩经变速箱输入轴经一对齿轮副啮合传递到输出轴。本设计结构中包含了7对齿轮副，包括6个前进挡和1个倒挡齿轮副，各前进挡齿轮啮合传动比为5.70、3.86、2.83、1.96、1.38、0.97，倒挡传动比为5.50。齿轮采用斜齿轮，材料选择20CrMnTi，根据中心距和传动比计算出齿轮的齿数，一挡齿数z1=10、z2=57，二挡齿数z3=14、z4=54，三挡齿数z5=18、z6=51，四挡齿数z7=23、z8=45，五挡齿数z9=29、z10=40，六挡齿数z11=35、z12=34，倒挡齿数z13=55、z15=10。并且设计出合适的轴、键和轴承，满足设计任务要求。本设计的不足之处为设计过程中存在误差，设计结果仍有改进的空间。