东风标致308汽车两轴五挡变速器设计含NX三维图
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汽车两轴五挡变速器设计摘 要手动变速器的诞生在一定程度上促进了汽车产业的不断发展，到现在几乎所有品牌的汽车都将手动变速器作为最基本的车型配置，而所有的变速器厂商都会无一例外的选择生产这种变速器。手动变速器结构简单可靠、传递效率高、燃油经济性好，并且充满驾驶乐趣。本次设计的任务是设计一台用于轿车上前置前驱引擎横置的手动变速器。设计采用两轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是对齿轮传动，所以传动效率高，噪声小；二是各中间挡位只经一对齿轮传动，所以传动效率高，噪声小。根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数，结合自己选择适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。它功用是：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；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换挡或进行动力输出。这台变速器具有五个前进挡和一个倒挡，并通过锁环式同步器来实现换挡。关键词：手动变速器；传动比；齿轮；锁环式同步器VAbstractThe birth of the manual transmission to a certain extent, promote the continuous development of the auto industry, now almost all brands of cars will be manual transmission as the basic model, and the choice of all transmission manufacturers invariably produces the transmission. The manual transmission structure is simple and reliable, high transmission efficiency, good fuel economy, and full driving pleasure.The assignment was to design a manual transmission for a front-end engine for a car. This design adopts two shafts, the transmission has two outstanding advantages: a pair of gear transmission, so the transmission efficiency is high, the noise is small. ; The second is that the intermediate stops are only driven by a pair of gears, so the transmission efficiency is high and the noise is small.According to the shape of the car, wheel tread, wheel base, the smallest ground clearance, the minimum turning radius, vehicle weight, load weight and top speed combined with your choice of parameters, such as suitable for the engine of the car models can be concluded that the maximum power of engine, torque, displacement and other important parameters. According to the above parameters, combined with automobile design, automobile theory, mechanical design and other relevant knowledge, the relevant transmission parameters are calculated and the rationality of the design is demonstrated.Its function is: (1) change the transmission ratio, expand the driving range of rotary torque and rotational speed, to adapt to the constantly changing driving conditions, such as starting, acceleration, hill, at the same time make the engine work under favorable conditions; In the premise that the engine is rotating in the same direction, the car can go backward. The use of the gap, interrupt power transmission, so that the engine can start, idle, and facilitate the engine shift or power output. The transmission has five forward gears and one reverse gear, and the switch is realized through the lock ring synchronizer.Key Words：Manual transmission; Transmission ratio; Gear; Lock ring synchronizer.目录第1章概 述1第2章变速器传动机构布置方案32.1 变速器传动机构布置方案的确定32.1.1 变速器传动机构的结构分析32.1.2 传动机构的布置方案分析32.2 变速器零、部件结构方案分析62.2.1 齿轮形式62.2.2 换挡机构形式62.2.3 自动脱挡7第3章变速器设计与计算93.1 挡位数选择93.2 传动比的选择93.3 中心距A113.4 外形尺寸123.5 齿轮参数133.5.1 齿轮模数133.5.2 压力角143.5.3 螺旋角143.5.4 齿宽b143.5.5 齿顶高系数153.5.6 各挡齿轮齿数分配153.5.7 齿轮精度的选择193.5.8 螺旋方向的选择193.5.9 齿轮变位系数的选择与计算203.5.10 各齿轮主要参数21第4章齿轮强度及校核234.1 齿轮材料的选择234.2 齿轮的损坏形式234.3 轮齿强度计算234.3.1 轮齿弯曲强度计算234.3.2 轮齿接触应力计算25第5章变速器轴及轴承的选择与计算275.1 变速器轴的结构和尺寸275.1.1 轴的结构分析275.1.2 轴尺寸的确定275.2 轴的校核305.3 变速器轴承的选择345.3.1 轴承的特点345.3.2 变速器轴承选用分析355.3.3 变速器轴承类型的选择36第6章变速器同步器设计376.1 锁环式同步器的结构376.2 锁环式同步器主要尺寸的确定376.3 花键的校核40第7章变速器操纵机构437.1 变速器操纵机构功用437.2 换挡位置图437.3 变速杆的布置447.4 锁止装置457.4.1 互锁装置457.4.2 自锁装置477.4.3 倒挡锁装置47第8章UG9.0装配说明498.1 箱座498.2 箱盖528.3 齿轮558.4 锁环式同步器608.4.1 花键毂608.4.2 同步锁环618.4.3 啮合套628.4.4 销638.5 变速杆648.5.1 换挡杆648.5.2 弹簧668.5.3 拨叉668.5.4 滑块678.6 轴承端盖678.6.1 毡圈油封与调整垫片678.6.2 轴承端盖688.7 轴698.8 标准件708.9 装配718.9.1 接触对齐718.9.2 平行728.9.3 距离738.9.4 装配体738.10 爆炸图75第9章结 论79附录81参考文献105致谢107第1章概 述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种形式工况下，使汽车或获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。对变速器提出如下基本要求：1） 保证汽车有必要的动力性和经济性。2） 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮输出。3） 设置倒挡，是汽车能倒退行驶。4） 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5） 换挡迅速、省力、方便。6） 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。7） 变速器应有高的工作效率。8） 变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应满足轮廓齿轮和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数，传动比范围和各传动比有关。汽车工作的道路越复杂，比功率越小。变速器传动比的范围越大。在原有变速传动机构基础上，在附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡位数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类。根据前进挡数的不同，可分为三挡、四挡、五挡、多挡变速器几种；根据轴的不同类型，可分为固定轴式和旋转轴式两大类，而固定轴式又可分为两轴式、中间轴式、双中间轴式、多中间轴式变速器。汽车变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。如今，中国汽车变速器市场正处于高速发展期，汽车的变速器也是呈现出多种多样：手动变速器（Manual Transmission，简称MT），也叫手动挡，即必须用手拨动变速杆（俗称“挡把”）才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。手动变速在操纵时必须踩下离合，方可拨得动变速杆。一般来说，如果驾驶者技术好，手动变速的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。自动变速器（Automatic Transmission，简称AT），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。手自一体（Tiptronic）即手动/自动一体化变速器，由德国保时捷车厂在911车型上首先推出，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡种类的乐趣。此型车在其挡位上设有“+”、“-”挡位。在D挡（前进挡）时，可自由变换降挡（-）或加挡（+），如同手动挡一样。驾驶者可以在入弯前像手动挡般地强迫降挡减速，出弯时可以低中挡加油出弯。无级变速器（CVT）最早由荷兰人范多尼斯（Van Doornes）发明。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，没有换挡的突跳感觉。无级变速器属于自动变速器的一种，但它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。在此次的设计中对汽车机械式变速器做了总体的设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计等。- 127 -第2章变速器传动机构布置方案汽车机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车的到广泛应用。2.1 变速器传动机构布置方案的确定2.1.1 变速器传动机构的结构分析在设计变速器时，应首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性好和燃油经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低挡传动比与高挡传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0。不同类型的汽车具有不同的传动系挡位数。其原因在于它们的使用条件不同，对整车的性能要求不同，汽车本身的功率不同。而传动系的挡位数与汽车的动力性、燃油经济型有着密切的关系。一般最大传动比与最小传动比之比值越大，挡位数也越多。轿车的行驶速度高，比功率大，最高挡的后备功率也大，即相对而言最高挡的驱动力与一挡驱动力间的范围小，即小。因此，过去美国装备手动变速器的轿车，常用操纵方便的3挡变速器；而注重节约燃油的国家，如欧洲各国，选用发动机排量较小，则用4挡变速器。近年来，为了进一步节约燃油，装用手动变速器的轿车普遍采用5挡变速器，也有采用6挡变速器的。而货车的比功率小，使用条件也更复杂，如矿山重型汽车，行驶道路变化很大，所以一般采用6挡至十几个挡的变速器，以适应复杂的使用条件。2.1.2 传动机构的布置方案分析1固定轴式变速器（1）两轴式变速器 固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前驱的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。为了保证齿轮的寿命，两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。还有受结构的限制，两轴式变速器的一挡传动比不可能设置得很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。（2）中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后驱汽车和发动机后置后驱的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。当汽车采用中间轴式变速器传动方案时，变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第二轴的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，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，此时变速器的传动效率高，可到90以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。在除直接挡意外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。因本次选择的是东风标致308汽车发动机，排量为1.6L，属于小型前置前轮驱动汽车，经过对比，选择设计两轴式变速器。发动机前置前轮驱动乘用车上采用两轴式变速器传动方案时，其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其他挡位均采用常啮合齿轮传动；同步器多数安装在输出轴上，这是因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器安装在输入轴上有困难，而高挡的同步器可安装在输入轴的后端。经上论述，传动布置方案如图2-1所示。图2-1 传动方案布置传动路线：1挡：输入轴12同步器输出轴 2挡：输入轴34同步器输出轴3挡：输入轴56同步器输出轴4挡：输入轴78同步器输出轴5挡：输入轴同步器910输出轴倒挡：输入轴111312输出轴2倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。而本设计倒挡齿轮采用的是常啮合齿轮。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。图2-2 倒挡布置方案图2-2为常见的倒挡布置方案。图2-2b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度；但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-2c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-2c所示方案。图2-2e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-2g所示方案；其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。综上，选择图2-2f倒挡布置方案。因为变速器在一挡或倒挡因传动比较大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终变现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡和倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以便改善以上不良状况，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，而在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。2.2 变速器零、部件结构方案分析2.2.1 齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。因此本次设计中常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，倒挡采用直齿圆柱齿轮。2.2.2 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器），时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。当变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器换挡比较还有结构简单、制造容易、能够降低制造成本及减小变速器长度等优点。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利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短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。所以本次设计中换挡机构采用同步器换挡。2.2.3 自动脱挡自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种：1将两接合齿的啮合位置错开，见图2-3所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。图2-3 防止自动脱挡的结构措施12将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡，如图2-4所示。3将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜23），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图2-5所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。图2-4 防止自动脱挡的结构措施2 图2-5 防止自动脱挡的结构措施3第3章变速器设计与计算本次变速器设计是基于东风标致308汽车发动机，其参数如表3-1：表3-1 东风标致308发动机基本参数发动机型号N6A 10XA3A PSA主减速器比4.923整车质量（Kg）1340最大功率（Kw）78最高车速（Km/h）185最大爬坡度（）30最大扭矩（Nm）1423.1 挡位数选择不同类型的汽车具有不同的传动系挡位数。其原因在于它们的使用条件不同，对整车的性能要求不同，汽车本身的功率不同。而传动系的挡位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的关系。变速器的挡数可在320个挡位范围内变化。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量增大，同时操纵机构复杂。而且使在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用45个挡或多挡。载质量在2.03.5t的或货车采用五挡变速器，载质量在4.08.0t的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于总质量大的货车和越野车上。3.2 传动比的选择选择最低挡传动比时，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和确定。汽车爬陡坡时车速不高，可忽略空气阻力，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： （3-1）则由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比为：=2.022式中：m汽车总质量；m=1340Kg；g重力加速度；g=9.8m/s2；发动机最大扭矩；=142Nm变速器一挡传动比；主减速器传动比；=4.923；f 道路滚动阻力系数；取f=0.020；传动系机械效率；取=0.90；驱动轮滚动半径；取=0.316m；汽车最大爬坡度；为30，即30，即16.7一般乘用车的车速比较大，通常设有超速挡，所以本次变速器设计为五个挡位，目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，两轴变速器不设有直接挡，则最高挡是超速挡，传动比范围中在0.70.8；此处初取=3.50；=0.75。变速器最高挡传动与最低挡传动比确定之后，中间各挡的传动比理论上是按以下公比来确定： =1.47 （3-2）实际上，对于挡位数较少的变速器，各挡传动比的比值常常并不正好相等，即并不是按照等比级数来分配传动比的。这主要是是考虑到各挡的利用率差别很大的缘故。汽车主要用较高挡位行驶的，例如5挡变速器中的1、2、3三个挡位的总利用率仅为1015；因高挡使用频繁，所以较高挡位相邻两挡间的传动比间隔应小些，特别是最高挡与次高挡之间应更小些，要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因此实际上各挡传动比常按如下关系分布：参考图3-1，可初步确定各挡间的传动比的比值：图3-1 各挡传动比与5挡传动比值随最高车速的变化情况初取=0.75；令：令=1.25，得=0.938；令=1.35，得=1.266；令=1.50，得=1.899；令=1.75，得=3.323；综上可得：=3.323，=1.899，=1.266，=0.938，=0.750。3.3 中心距A对于两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴之间的距离称为变速器中心距，它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对齿轮的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。最小允许中心距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壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。通常根据经验公式初选中心距： A=（1114）（轿车） （3-3）A=（1417）（载货汽车）求得中心距为：A=（1114）=57.3973.04（mm）发动机前置前驱（FF）和发动机前置后驱（FR）乘用车的变速器中心距A，也可以根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选，如图3-2所示：图3-2 变速器中心距A与发动机排量的关系乘用车变速器的中心距在6080mm范围内变化，原则上，总质量越小的汽车，中心距也越小。当变速器选用的挡数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好取为整数。故取A=75mm。3.4 外形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布置初步确定。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.03.4）A。而设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为280mm。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。3.5 齿轮参数3.5.1 齿轮模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重和度增加，并减少齿轮的噪声，故为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。变速器用齿轮模数的范围见表3-1：表3-1 汽车变速器齿轮的发现模数mn车 型车用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0V1.61.6V2.56.014.0模数mn/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量ma在1.814.0t的货车为2.03.5mm；选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即：=2.42mm（高挡齿轮K=1）m=2.51mm（一挡齿轮）式中：斜齿轮法向模数； m 为直齿轮模数； 发动机最大扭矩, =142Nm； 变速器传动效率：取96； 变速器一挡传动比；=3.38；本次设计前进挡齿轮都为斜齿圆柱齿轮，并按同一模数进行。理论上倒挡齿轮模数与一挡接近。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都相同，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。同样所选模数值应符合国家标准。本设计前进挡斜齿轮法向模数取=2.5；倒挡直齿轮模数取m=2.6。3.5.2 压力角齿轮压力角较小时，重合度大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合时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，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压力角为28时强度最高，超过28强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为25时强度最高。因此，理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用小些的压力角。实际上，因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。所以本次设计中变速器齿轮压力角取20，啮合套或同步器的接合齿压力角取30。3.5.3 螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：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，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。因本次设计的是两轴式变速器，轿车两轴式变速器可在2025范围内选择，故初选的变速器齿轮螺旋角为：3.5.4 齿宽b选择齿宽，应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受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的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，减少齿宽会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予补偿，但这时的轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿：b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.58.0斜齿：b=kcmn，kc取6.08.5对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510；前进挡各齿轮齿宽为：b=kcmn=1521.25（mm）倒挡各齿轮的齿宽为：b=kcm=11.720.8（mm）根据之后所设计的齿轮，可确定其宽度分别为：前进挡各齿宽：b1=20mm，b2=17mm，b3=20mm，b4=17mm，b5=20mm，b6=17mm，b7=17mm，b8=20mm，b9=17mm，b10=20mm；倒挡各齿宽： b11=19mm，b12=20mm，b13=19mm；3.5.5 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数笑，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减小。目前我国规定的齿顶高系数为1.00。3.5.6 各挡齿轮齿数分配图3-3 传动方案布置在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮齿数比应尽可能不是整数,以使齿面磨损均匀。图3-3为本次设计的五挡变速器的传动方案。1确定一挡齿轮参数一挡传动比为： =3.323 （3-4） 直齿 （3-5） 斜齿 （3-6）为齿轮副的齿数和。一挡齿轮为斜齿轮，且=2.5，A=75mm，=23，由式（3-6）可得：=55.23；取整为=56即：=56 （3-7）由式（3-4）（3-7）可求出一挡齿轮的齿数为：=13；=43修正中心距A：因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=76.05mm；取整=77mm修正齿轮1与齿轮2齿数： =56.70 （3-8）由式（3-4）（3-8）可求出一挡齿轮的齿数为：=13；=44修正传动比：=3.38；合格。修正螺旋角：由式（3-6）可得：=22.282确定二挡齿轮参数二挡传动比为： =1.899 （3-9）二挡齿轮为斜齿轮，且=2.5，=77mm，=23，=57；故解得：=20；=37修正传动比：=1.85；合格。修正螺旋角：由式（3-6）可得：=22.283确定三挡齿轮参数三挡传动比为： =1.266 （3-10）三挡齿轮为斜齿轮，且=2.5，=77mm，=23，=57；故解得：=25；=32修正传动比：=1.28；合格。修正螺旋角：由式（3-6）可得：=22.284确定四挡齿轮参数四挡传动比为： =0.938 （3-11）四挡齿轮为斜齿轮，且=2.5，=77mm，=23，=57；故解得：=30；=27修正传动比：=0.90；合格。修正螺旋角：由式（3-6）可得：=22.285确定五挡齿轮参数五挡传动比为： =0.75 （3-12）五挡齿轮为斜齿轮，且=2.5，=77mm，=23，=57；故解得：=33；=24修正传动比：=0.73；合格。修正螺旋角：由式（3-6）可得：=22.285确定倒挡齿轮参数倒挡齿轮选用的模数往往与一挡相近，故初选输入轴倒挡齿轮11齿数为：=12而倒挡轴齿轮13的齿数一般在2123之间选择。故选其值为=23。为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉,齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙,则齿轮11齿顶圆直径和齿轮12齿顶圆直径有： (3-13)得： 54.85取整为： =50得到： =12；=38则： =3.17故输入轴与倒挡轴的中心距为：=45.5mm输出轴与倒挡轴的中心距为：=79.3mm综上所有结论得到修正后各挡的传动比为：=3.38； =1.85； =1.28； =0.90； =0.73； =3.173.5.7 齿轮精度的选择轻型汽车的齿轮精度等级一般在58级，为提高高挡位齿轮的性能，齿轮精度不小于7级，取所有齿轮精度等级为7级。3.5.8 螺旋方向的选择斜齿轮在传递扭矩时会产生轴向力；关于螺旋角的方向，输入轴轴齿轮采用左旋，这样可使第一所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性挡圈传递。输入轴和输出轴的方向相反，输入轴均选为左旋，则输出轴齿轮均为右旋。3.5.9 齿轮变位系数的选择与计算齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不同挡位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。变位系数的计算：已知实际中心距=77mm，=22.28，=2.5，=57则标准中心距为： =77.01mm （3-14）端面压力角： （3-15）端面啮合角： （3-16） （3-17） （3-18） （3-19）综合上式可求出各齿轮的变位系数。由软件六艺方圆Wheel可得各齿轮分配变位系数、，如表3-2所示。表3-2 各齿轮变位系数0.395-0.4360.240-0.2800.110-0.150-0.0820.042-0.1500.1100003.5.10 各齿轮主要参数各个齿轮的主要参数如表3-3所示。表3-3 各齿轮主要参数z1z2z3z4z5z6z7z8z9z10z11z12z13齿数z13442037253230273324123823模数2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.52.62.62.6齿宽b20172017201717201720192019端面模数mt2.702.702.702.702.702.702.702.702.702.702.62.62.6端面压力角t21.4721.4721.4721.4721.4721.4721.4721.4721.4721.47202020压力角20202020202020202020202020螺旋角22.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.2822.28分度圆直径d35.13118.8954.0599.9767.5586.4681.0672.9589.1764.8531.2098.8059.80齿顶高ha2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.52.62.62.6齿根高hf3.133.133.133.133.133.133.133.133.133.133.253.253.25齿顶圆直径da40.13123.8959.04104.9772.5591.4686.0677.9594.1769.8536.4010465齿根圆直径df28.88112.6447.7993.7261.3080.2174.8166.7082.9258.6024.7092.3053.30节圆直径35.12118.8754.0399.9667.5486.4581.0572.9589.1664.8431.2098.8.059.80第4章齿轮强度及校核4.1 齿轮材料的选择现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的齿轮的材料选用20CrMnTi。4.2 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（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。齿轮折断发生在下述几种情况：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现得极少，而后者出现得多些。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大。产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的低挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大，齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触产生的高温作用的情况下使齿面间润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕裂痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现较少。4.3 轮齿强度计算与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外汽车变速器的齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也是基本一致。故比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。4.3.1 轮齿弯曲强度计算1直齿轮弯曲应力 （4-1）式中：弯曲应力（MPa）；Ft 圆周力(N)，为计算载荷(Nmm)；d 节圆直径(mm)；d=mz；b 齿宽(mm)；应力集中系数，可近似取=1.65；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；t 端面齿距，t=m，m为模数；y 齿形系数，如图4-1所示。图4-1 齿形系数当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一挡、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，而乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350范围。倒挡三个齿轮均采用直齿轮，其他挡位均为斜齿轮，可求得倒挡齿轮和各前进挡的弯曲应力如下表4-1、4-2所示。表4-1 倒挡齿轮弯曲应力齿轮111213弯曲应力（MPa）462.10557.01183.50表4-2 前进挡齿轮弯曲应力齿轮12345678910弯曲应力813.39340.16301.11226.72165.55179.94118.08119.8494.99105.42综上各齿轮满足要求。2斜齿轮弯曲应力 （4-2）式中：弯曲应力（MPa）；Ft 圆周力(N)，为计算载荷(Nmm)；d 节圆直径(mm)；;b 齿宽(mm)；应力集中系数，可近似取=1.50；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；t 法向齿距，；y 齿形系数，可按当量齿数在图4-1中查的；重合度影响系数，=2.0；4.3.2 轮齿接触应力计算 （4-3）式中：齿轮的接触应力（MPa）；F 齿面上的法向力（N）； ；Ft为圆周力（N），；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径（mm）；为节点压力角（）；为齿轮螺旋角（）；E 齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮的材料选用20CrMnTi,查资料得其弹性模量E=200103MPa；b 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；为主、从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表4-3：表4-3 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700倒挡三个齿轮均采用直齿轮，其他挡位均为斜齿轮，可求得倒挡齿轮和各前进挡的弯曲应力如下表4-4、4-5所示。表4-4 倒挡齿轮弯曲应力齿轮111213接触应力（MPa）488.22488.23352.65表4-5 前进挡齿轮弯曲应力齿轮12345678910接触应力989.13583.16518.71413.64371.16355.83306.25297.62265.95287.51以上计算结果均由Matlab计算得出，程序与结果见附录1。第5章变速器轴及轴承的选择与计算5.1 变速器轴的结构和尺寸5.1.1 轴的结构分析变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。 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。用弹性挡圈定位各挡齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑摩，同时弹性挡圈也不能承受大的轴向力，故这种结构仅用于轻型及以下的汽车变速器上。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心更宜。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。当一挡、倒挡采用滑动齿轮挂挡时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。5.1.2 轴尺寸的确定1输入轴输入轴如图5-1所示图5-1 输入轴结构图输入轴花键部分直径d（mm）可按下式初选： （5-1）式中：K经验系数，K=4.04.6;此处取K=4.2Temax发动机最大转矩；Temax=142Nm带入数据可得：d=21.91mm；取整为d=22mm由于该处有花键，则直径增加10，所以：d=22110=24.20mm查花键尺寸选取：d=25mm即输入轴花键部分11处最小直径选取25mm，即d11=25mm，此处安装五挡同步器，选取长度为16mm，12处为安装圆锥滚子轴承和轴间挡圈，根据圆锥滚子安装定位可选取d12=20mm，所选确定长度为24mm。轴7、9处分别安装齿轮5和齿轮7，由齿轮设计宽度确定此两处长度分别为20mm、17mm。轴8、10处根据齿轮啮合情况可确定长度分别为52mm，38mm。轴2、4、6为与轴一体的齿轮1、3、5；根据前面设计的齿轮数据可得齿宽均为20mm。轴3、5两处根据输出轴与输入轴上齿轮的设计数据和齿轮对啮合情况确定其宽度，分别为14mm、51mm。综上，输入轴总长为494mm。2输出轴对于输出轴： （5-2） （5-3）其中：P轴传递的功率（Kw）；C由轴的材料和承载情况确定的常数；因发动机最大扭矩不大，故C取较小值，C=100；n轴的转速（r/min）； T轴所受的扭矩，为变速器传动效率，取=96；故： （5-4）输出轴如图5-2所示。图5-2 输出轴结构图齿轮2处：=34.89mm齿轮4处：=29.78mm齿轮6处：=26.34mm齿轮8处：=23.42mm齿轮10处：=21.84mm齿轮12处：=35.60mm当轴截面上开键槽时，应增大轴径以考虑对轴的强度减弱，同步器花键增加10。故有：同步器处轴径：d=34.89(1+10%)=38.48mm，花键处最大直径与齿轮2处轴径相等，查轴承手册及花键尺寸，选取规格为836407的花键，取d=40mm，根据齿轮2和同步器宽度取此处轴长为54mm；齿轮4处轴径：根据同步器处花键所选规格及查轴承手册，取d=36mm；齿轮6处轴径：与齿轮4处轴径取相同值d=36mm，根据齿轮4、6的齿宽和两齿轮间轴套宽度可确定轴4、6处长度为74mm；同步器处轴径：d=29.78(1+10%)=32.76mm齿轮6处轴径为d=36mm，查花键手册，选取规格为832366的花键，则此处最大轴径取d=36mm，长度取19mm。齿轮8处轴径：左端安装同步器，根据同步器的花键尺寸及查轴承手册，取d=32mm，根据齿轮啮合情况取轴长49mm；齿轮10处轴径：此处为花键，d=21.84(1+10%)=24.02mm，左端轴8处轴径为d=32mm，则查花键尺寸可选取规格为628327的花键，长度取20mm；轴9轴径：此处安装圆锥滚子轴承和轴间挡圈，左端花键内径为28mm，查轴承手册选取轴径为d=25mm，根据轴承尺寸、轴间挡圈尺寸和安装条件取轴长52.5mm；轴7处轴径：此处为轴肩，起定位齿轮2的作用，取轴径d=44mm，宽15mm；齿轮12处轴径：此处为花键，d=35.60(1+10%)=39.16mm，查花键尺寸，选取规格为836407的花键。宽度为20mm；轴5处轴径：此处安装弹性挡圈，起定位直齿轮12的作用，查标准件手册，选取轴径为35mm，内径为32.2，厚度为2.5mm的弹性挡圈。轴3处轴径：根据弹性挡圈选取的规格，取轴径为d=35mm，根据齿轮的啮合情况和安装尺寸，取长度为62mm；轴1处轴径：此处安装圆锥滚子轴承，查轴承手册，根据轴3处轴径d=35mm以及圆锥滚子轴承轴间定位尺寸取1处轴径为d=30mm；轴长取20mm。综上，输出轴总长409mm。5.2 轴的校核计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力，这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。不同挡位时，轴所受的力及支承反力是不同的，须分别计算。 齿轮上的作用力认为作用在有效齿面宽中点。轴承上支承反力作用点，对于向心球轴承取宽度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。求支承反力，先从输出轴开始，然后计算输入轴。轴的受力分析，根据轴的受力情况，可画出轴的弯矩图和转矩图，再确定轴的危险截面，从而可对轴进行强度和刚度校核。1齿轮的受力分析 圆周力： （5-5） 径向力： （5-6） 轴向力： （5-7）其中：发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩，为142Nm；节点处的压力角；螺旋角；i 至计算齿轮的传动比；d计算齿轮的节圆直径，mm；不同挡位时，轴所承受力及支承反力是不同的，须分别计算。输出轴受力分析如图5-3所示。图5-3 输出轴受力图2轴的强度计算及校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一挡或者二挡处即可。由于输出轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对输出轴进行校核：表5-1 输出轴校核轴支点水平面支承反力垂直面支承反力输出轴EF画出轴的弯矩图，确定危险断面，取危险处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭曲应力以及合成应力。求出不同挡位时的各支承反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩： M弯=Px （5-8）式中x表支承中心至计算断面距离。取危险断面处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。 弯曲应力： （5-9） 扭转应力： （5-10） 扭转应力： （5-11）式中：轴截面抗弯截面系数；轴截面抗扭截面系数；对圆截面： （5-12） （5-13）对外径为D,内径为的空心轴： （5-14） （5-15）花键按小径计算。当以发动机最大转矩计算轴的强度时，其安全系数(按金属材料的屈服极限计算)在510范围内选取。安全系数：，取s=5轴的材料为20CrMnTi，则=850MPa，所以可得：=170Mpa在低档工作时： 400MPa输出轴的应力计算： 水平弯矩： （5-16） 垂直弯矩： （5-17） 合成弯矩： （5-18） 扭矩： （5-19） 弯曲应力： （5-20） 扭转应力： （5-21） 合成应力： （5-22）注：轴的强度计算及校核均由Matlab计算得出，程序和结果见附录2。3轴的刚度计算和校核变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更重要。对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角，前者使齿轮中心距发生变化，并破坏了齿轮的正确啮合。轴有转角使大、小齿轮相互歪斜，结果沿齿长方向的压力分布不正确。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。应分别计算轴在水平面内和垂直面内的挠度，然后用下列公式计算总挠度。 （5-23）变速器输出轴的刚度最小。按发动机最大转矩计算时，输出轴齿轮处轴截面的总挠度不得大于0.2mm。齿轮所在的平面的转角不应超过0.002弧度；两轴的分离不得超过0.2mm。计算轴的挠度，根据材料力学的公式得：输出轴的刚度： 水平转角： （5-24） 水平挠度： （5-25） 水平挠度： （5-26）其中：I为惯性矩（mm4），对于实心轴，。轴的刚度许用值：=0.050.10mm，=0.100.15mm；=0.2mm，0.02rad。轴的刚度计算和校核均由Matlab计算完成，程序和结果见附录3.5.3 变速器轴承的选择5.3.1 轴承的特点1圆锥滚子轴承可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷（30000型以径向为主，30000B型以轴向载荷为主）。内外圈可以分离，安装时可以调整轴承的游隙。一般成对使用，对称安装。2深沟球轴承主要承受径向载荷，也同时承受少量双向轴向载荷。在高速时，可以用来承受纯轴向载荷。工作中允许内外圈轴线偏斜量。摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差，适用于高速场合。3角接触球轴承可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷，公称接触角有15、25、40三种，越大，轴向承载能力也越大。由于一个轴承只能承受单向的轴向力，因而，一般成对使用，对称安装。适用于转速较高，同时承受径向和轴向载荷场合。4滚针轴承 径向尺寸紧凑切承载能力很大，价格低廉。但不能承受轴向载荷，摩擦系数较大，不允许有偏斜。常用于径向尺寸受限制而径向载荷又较大的装置中。5.3.2 变速器轴承选用分析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。通常是根据变速器的结构选定。 第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。 第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。 变速器第二轴的常啮合齿轮与二轴之间多采用滚针轴承，也有用滑动轴套的。前者与后者相比，具有定位精度高有利于齿轮啮合，传动效率高且飞溅润滑即能满足要求等一系列优点，但对配合处的尺寸精度、表面粗糙度及硬度都要求很严，且配合要适宜。 为适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增强其承载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等方向发展，变速器采用圆锥滚子轴承的日益增多。因为与其他轴承相比，圆锥滚子轴承的直径小、宽度大、接触线长，因而容量大，可以承受高负荷；在承受同样载荷的情况下其径向尺寸可以减小，从而缩小中心距，减小变速器的尺寸和质量；锥体、外圈及滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性及长寿命；接触线长加之锥角和配合选择适当，则可提高轴的刚度，使齿轮正确啮合、降低噪声，减少自动脱挡的可能并提高其寿命；圆锥滚子轴承可通过预紧消除轴向间隙和轴向窜动。由于上述优点，圆锥滚子轴承已在国外一些轿车、客车和载货汽车及重型汽车的变速器上得到应用。5.3.3 变速器轴承类型的选择通过上述的分析，本次设计输入轴和输出轴上均选用圆锥滚子轴承；变速器上常啮合齿轮之间采用向心滚针和保持架组件（K型）滚针轴承。输入轴两端轴径均为20mm，则选用30204号圆锥滚子轴承。输出轴两端轴径分别为25mm、30mm，则分别选用30205、30206号圆锥滚子轴承。根据各齿轮处轴径，选取：齿轮2处选用K404517号滚针轴承；齿轮4处选用K354017号滚针轴承；齿轮6处选用K354017号滚针轴承；齿轮8处选用K323720号滚针轴承；齿轮9处选用K252917号滚针轴承；轴承如图5-3，5-4所示。图5-3 圆锥滚子轴承 图5-4 滚针轴承第6章变速器同步器设计同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。按结构，惯性式同步器可分为锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。所以本次设计中同步器设计为锁环式同步器。6.1 锁环式同步器的结构锁环式同步器结构如图6-1所示。图6-1 锁环式同步器6.2 锁环式同步器主要尺寸的确定1同步环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6-2（a）中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图6-3（b）则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。图6-2 同步器螺纹槽形式2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 f，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。3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4060mm。4锥面工作长度b缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定： （6-1）设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。5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。锻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。6锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数f 、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：对轿车变速器高挡取0.150.30s，低挡取0.500.80s；对货车变速器高挡取0.300.80s，低挡取1.001.50s。同步环如图6-3所示，同步器如图6-4所示。图6-3 同步环结构图 图6-4 同步器结构图6.3 花键的校核 矩形花键定心精度高，定心的稳定性好，能用磨削的方法消除热处理引起的变形，容易加工，应用广泛。而渐开线花键工艺性较好，制造精度较高，传递转矩较大，但定位性没矩形花键稳定。综合考虑，由于花键传递载荷较小，本次设计故选用轻型矩形花键。假定载荷在键的工作面上均匀分布，每个齿上的合力F作用在平均直径dm处，则花键连接的强度条件为： ，N/mm2 (6-2) 式中：齿侧面工作挤压应力，N/mm2； T传递的转矩，Nmm；为传动系效率取0.96 L键的工作长度mm; h键的工作高度mm，矩形花键，此处D为外花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸; dm键的平均工作直径（工作齿高中部处直径），mm,; k扭矩在花键齿上分配不均匀系数，一般取K=0.75； Z花键齿数； 花键的许用挤压应力，花键使用和制造良好且齿面经热处理，故=120200MPa。故输入轴上齿轮5、齿轮7和五挡同步器处设计为矩形花键；输出轴上齿轮12、一二挡同步器和三四挡同步器设计为矩形花键，故校核这两轴花键的强度是否满足要求。齿轮5处花键：取k=0.75，Z=6，L=20；D=34mm，d=30mm，C=0.5mm，i3=1.28，h=1.0mm；代入（6-2）式得：=21420001.280.96/(0.75620321.0)=121.17(MPa) =200MPa所以齿轮5处花键满足要求。齿轮7处花键：取k=0.75，Z=6，L=17；D=30mm，d=26mm，C=0.5mm，i4=0.90，h=1.0mm；代入（6-2）式得：=21420001.280.96/(0.75617281.0)=162.92(MPa) =200MPa所以齿轮7处花键满足要求。五挡同步器处花键：取k=0.75，Z=6，L=16mm，D=25mm，d=22mm，C=0.25mm，i5 =0.73，h=1.0mm;代入式（6-2）得：=21420000.730.96/（0.7561623.51.0)=117.63(MPa) =400MPa所以五挡处花键满足强度要求。齿轮12处花键：取k=0.75，Z=8，L=20；D=40mm，d=36mm，C=0.5mm，iR=3.16，h=1.0mm；代入（6-2）式得：=21420003.160.96/(0.75820381.0)=188.93(MPa) =200MPa所以齿轮12处花键满足要求。一二挡同步器处花键：取k=0.75，Z=8，L=20；D=40mm，d=36mm，C=0.5mm，i2=1.85，h=1.0mm；代入（6-2）式得：=21420001.850.96/(0.75820381.0)=110.61(MPa) =200MPa所以一二挡处花键满足强度要求。三四挡同步器处花键：取k=0.75，Z=8，L=20；D=35mm，d=32mm，C=0.25mm，i4=0.90，h=1.0mm；代入（6-2）式得：=21420000.900.96/(0.75820341.0)=61.04(MPa) =200MPa所以三四挡处花键满足强度要求。第7章变速器操纵机构7.1 变速器操纵机构功用变速器操纵机构的功用是保证各挡齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得需要的挡位，而且又不允许两个挡的齿轮、啮合套或同步器同时挂上挡，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。7.2 换挡位置图设计操纵机构首先要确定换挡位置。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此，应注意以下三点： （1）按换挡次序来排列； （2）将常用挡放在中间位置，其他挡放在两边； （3）为了避免误挂倒挡，往往将倒挡安放在最靠边的位置，有时与1挡组成一排。但往往受到变速器结构方案的限制，不能得到最方便的换挡程序。图7-1表示了几种变速器换挡位置图。其中图（a）的换挡位置图比较理想，便于操纵；图7-1 变速杆换挡位置与顺序（b）的换挡位置因受变速器结构方案的限制，换挡程序稍不方便；（c）所示方案在挂一挡时也需要克服用来防止误挂倒挡所产生的力，这对换挡技术不熟练的驾驶员是不利的。图7-2 换挡位置因变速器结构方案的限制，选择（b）方案布置变速器换挡杆，如图7-2所示。7.3 变速杆的布置1近距离操作 一般采用传统的布置方法，将变速杆安装在变速器盖（或侧盖）上，由驾驶室底板伸出，布置在驾驶员座椅旁。变速杆有两种常见的安装方法，一种是从盖子上面装进去的。如图7-3（a）所示。另一种是从盖的下面装进去的，如图7-3（b）所示。 无论哪种形式，杆上都有允许变速杆球头，盖上有一个球形支承，并有定位弹簧予以定位。为了防止变速杆转动，在盖的球支承处装有固定销，杆的球头上铣有直槽。销子的位置应在球的中心线上，这样才能允许变速杆左右摇动，又能前后摆动，如图7-3（c）。图7-3 变速杆结构2远距离操纵某些轿车、大客车和具有平头、短头驾驶室的货车，由于总布置的关系，变速器布置在离驾驶室座椅较远的位置，因此就需要采用远距离操纵方案，即通过一套换挡传动机构操纵变速器，如图7-4所示。图7-4 操纵机构这种机构应有足够的刚度，且各连接件间隙不能过大，否则换挡手感不明显。此外，变速杆支座应固定在受车架变形和汽车振动影响较小的地方，最好使换挡传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵的不利影响。变速杆传动比的范围一般是49，变速杆装载转向柱上时传动比为68，变速杆装在底板上直接操纵时，传动比多用57。综合上述分析本设计采用变速杆直接操纵。7.4 锁止装置7.4.1 互锁装置互锁装置是保证移动某一变速拨叉轴时，其它变速拨叉轴被锁住，互锁装置的结构主要有以下几种：1互锁销式图7-5为互锁销式是汽车上广泛使用的一种互锁装置。在相邻两变速拨叉轴之间各有一个互锁销2，其长度为，互锁销的两端可以进入相邻变速拨叉轴的侧面凹臼内，以锁住这个拨叉轴，凹臼的深度为h。中间一个变速拨叉轴的两侧都有互锁凹臼，而且是相互对着的，在此变速拨叉轴内有通孔把两个凹臼连通，孔内装有一个顶销1，其长度为。如果变速拨叉轴的直径为D，变速拨叉轴的中心距为A，则彼此间存在如下的关系：从上面的关系可以看出，每个由空挡位置推动任一根变速拨叉轴时，其它两根变速拨叉轴即被锁止在空挡位置，从而避免同时挂上两个挡位。2摆动锁块式图7-6为摆动锁块式互锁装置，锁块用同心轴螺钉安装在盖体上，并可绕螺钉轴线自由转动。变速杆头置于锁块槽内，选挡时变速器杆摆动锁块选入某一变速拨叉轴槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A挡住其他两个变速拨叉轴槽，保证换挡时不能同时挂上两个挡位。图7-5 互锁销式互锁装置 图7-6 摆动锁块式互锁装置3转动钳口式如图7-7所示，选挡时，选挡传动机构转动钳形板，使换挡杆头进入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪挡住其余变速叉轴槽而起到互销作用。4三向锁销式如图7-8所示，左右两块锁块各与两个挡的变速叉相连，每个锁板可绕A轴转动，而下面的倒挡换挡臂与变速叉相连。当换入一挡时由于三向锁销的作用，其它两锁板不得转动，实现互锁。图7-7 转动钳口式互锁装置 图7-8 三向锁销式互锁装置7.4.2 自锁装置自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向力作用而导致脱挡，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换入挡位的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球（或锁销）压入变速叉轴的凹臼中实现的（也可以通过锁拨叉或扇形轮来达到）。变速叉轴凹臼间的距离是由挂挡时齿轮移动的距离来确定的。7.4.3 倒挡锁装置在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒挡而造成安全事故和损坏传动系，在操纵机构中都设有倒挡锁。倒挡锁的形式很多，图7-9为一种典型的倒挡安全装置。通常装在变速器盖上，换倒挡时变速杆头接触倒挡锁销，由于弹簧或定位钢球的作用，阻力很大，使驾驶员产生明显的手感，从而引起注意。图7-9（b）所示装置比图（a）的好。因换倒挡时首先要克服钢球的阻力，然后再克服弹簧阻力，阻力先大后小（弹簧阻力小），手感比较明显，又便于操纵。或者只有钢球，克服钢球阻力后，手感力消失，换挡轻便。图7-9（a）所示装置只有弹簧阻力，阻力先小后大，开始时手感不明显，至挂倒挡时弹簧阻力又很大，不便于操纵。有的汽车还装有倒挡指示灯触头，在变速杆拨进倒挡位置时指示灯就亮，以加强驾驶员的感觉。在有些装有多挡变速器或副变速器的重型汽车上，为了使操纵轻便、简化，常采用“电控气动”和“机械气动”等装置。图7-9 倒挡锁装置第8章UG9.0装配说明本次设计所有零件图均由UG9.0完成作图。下图为整个变速器装配完成后所有的零部件图，如图8-1装配导航器所示。8.1 箱座1进入UG9.0起始界面，点击新建按钮，在弹出的对话框中，选择建模，随后点击确定，进入建模界面，如图所示；点击菜单工具条的“插入草图”，以基准坐标系XY平面为基准平面插入草图，进入草图模式，绘制出箱座的草图。2完成草图后，退出草图模式，点击特征工具条，执行“旋转”命令，对绘制的草图进行旋转，达到如图所示的实体。图8-1 装配导航器3进入草图模式，绘制直径为250mm的圆，退出草图，执行拉伸命令，布尔选择求差，得到如图所示的实体。4进入草图模式，绘制一个直径为260mm的半圆和直径为196mm的圆，退出草图后对直径为260mm半圆进行拉伸，得到变速器下箱座的模型；在对直径为196mm的圆执行拉伸命令，变速器成为腔体状，此为变速器齿轮安装的地方。5在箱座的底部侧面绘制草图，草图为一个矩形框，退出草图后对草图执行拉伸命令，得到变速器箱座的底座，便于安装。6在箱座底座上插入草图，绘制四个矩形线框，退出草图，执行拉伸命令，拉伸对话框的拉伸开始和结束均选择直至选择。拉伸结果为三角形加强筋。7进入草图模式，绘制如图所示草图，执行“拉伸”命令，得到如图所示。8点击特征工具栏和，对绘制完成的箱座实体执行“边倒圆”和“面倒圆”命令，得到最终的箱座实体，如图所示。8.2 箱盖1打开UG 9.0，以基准坐标系XY平面为基准平面插入草图，进入草图模式，绘制出箱座的草图，此为上箱盖的草图，退出草图后点击执行旋转命令。2进入草图模式，分别绘制直径为260mm和196mm的圆，退出草图后执行拉伸命令，得到箱盖的基本模型，如图所示。3绘制如图所示草图，执行拉伸命令。得到如图所示实体。4绘制如图所示草图，执行拉伸命令。得到如图所示实体。5绘制如图所示草图，执行拉伸命令。得到如图所示实体。6完成上一步骤拉伸后，再次执行拉伸命令，在过滤中选择“面的边”则选择上一步骤所拉伸出的边，随后在偏置选项中，选择“两侧”，开始和结束分别输入“0”，“15”mm，然后确认拉伸，得到如图所示实体。7在上一步完成的拉伸后，在所拉伸出的面上插入草图，在草图里选择插入四个点，如图所示，随后退出草图，在特征工具条中执行“孔”命令，即在面上插入螺纹孔。螺纹孔的具体参数如图所示，最后布尔选择“求差”，得到如图所示的螺纹孔。8进入草图模式，绘制如图所示草图，随后执行拉伸命令，随后在特征工具条中执行“镜像几何体”命令，选择上一步骤拉伸所得到的三个几何体，得到如图所示实体。9点击特征工具条和，对绘制完成的箱盖实体执行“边倒圆”和“面倒圆”命令。得到最终的箱座实体。如图所示。8.3 齿轮此次设计中齿轮可分为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮。其中斜齿圆柱齿轮因驱动方式的不同而设计为两个类别，一个类别是齿轮通过花键安装固定在轴上，另一种是嵌套滚针轴承后安装在轴上，此类齿轮在变速器换挡过程中需要与同步器上的啮合套相啮合而达到换挡的目的（1）斜齿圆柱齿轮1进入UG9.0界面，首先在工具条中选择“GC工具箱齿轮建模圆柱齿轮”，随后进入创建齿轮的对话框，选择“斜齿轮”，随后确认进入“渐开线齿轮参数”对话框。输入齿轮的具体参数确认可得到如图所示齿轮。2完成齿轮的建模后，以齿轮侧平面为基准平面插入草图，绘制矩形花键草图，随后在草图中工具条“草图”中点击，执行“阵列曲线”命令，完成草图。3随后退出草图，执行“拉伸”命令，拉伸所 绘制的草图曲线。得到如图所示实体。4在特征工具条中点击，执行“圆柱命令”，在齿轮原点插入直径为30mm，高为20mm的圆柱，求差后得到所设计的齿轮模型，如图所示。（2）斜齿圆柱齿轮1此类斜齿圆柱齿轮是需要变速器在换挡时与同步器上的啮合套啮合达到换挡的效果，齿轮部分由于与轴不是通过花键连接，其余部分均与第一类斜齿圆柱齿轮画法一致，则可得到如下图齿轮模型。2在齿轮的一侧平面上，以齿轮中心为原点，首先插入一个直径为46mm，高为5mm的圆柱，随后在插入一个直径为54mm，高为4mm的圆柱。如图所示。3在上一步骤插入的直径为54mm的圆柱面上插入草图，绘制如图所示的螺纹槽，然后执行画图工具条中“阵列曲线”命令，得到要绘制的草图。退出草图后，执行“拉伸”命令，拉伸所绘制的草图得到螺纹槽。4以上一步骤所绘制的螺纹槽侧平面为基准平面，插入草图，绘制直径为46mm的圆，随后退出草图，执行“拉伸”命令，拉伸所绘制的圆，在拉伸对话框中拔模中选择“从截面起”“单个”“7”。得到如图所示实体。5点击特征工具条中，执行“圆柱”命令，在上一步骤所拉伸的柱体上插入直径为36mm，高为17mm的圆柱，求差，最终得到如图所示的齿轮。（3）直齿圆柱齿轮在本次设计中，直齿圆柱齿轮仅用于倒挡三个齿轮。它们的结构类似，此处以倒挡齿轮13为例。1进入UG 9.0界面，首先在工具条中选择“GC工具箱齿轮建模圆柱齿轮”，随后进入创建齿轮的对话框，选择“直齿轮”，随后确认进入“渐开线齿轮参数”对话框。输入齿轮的具体参数确认可得到如图所示齿轮。2完成齿轮的建模后，以齿轮侧平面为基准平面，插入草图，绘制矩形花键草图，随后在草图中工具条“草图”中点击，执行“阵列曲线”命令。3随后退出草图，执行“拉伸”命令，拉伸所绘制的草图曲线，最后在齿轮原点执行“圆柱”命令，插入直径为36mm，高为20mm的圆柱，布尔求差，最终得到如图所示实体。8.4 锁环式同步器本次设计中选择锁环式同步器，包括：花键毂、同步锁环、销、啮合套等部件。本次设计为汽车五挡变速器，五个前进挡和一个倒挡，共三个同步器。此处以三四挡处同步器为例。8.4.1 花键毂1进入UG 9.0界面，执行特征工具条中“圆柱”命令，首先插入一个直径为50mm，高度为19mm的圆柱实体，其次在插入一个直径为45mm，高为19mm圆柱，与第一个圆柱求差，最后插入两个直径分别为45mm，38mm；高度为9mm，19mm的圆柱，可得到如图所示的模型。2在上一步骤完成的基础之上，在花键毂侧面，以圆柱中心作为原点插入草图，分别绘制三个草图，如图所示。3退出草图后，执行“拉伸”命令，首先拉伸花键毂花键部分，其次拉伸花键毂螺纹槽部分，最后拉伸花键毂安装键的键槽。随后对花键毂花键部分进行边倒圆，半径为1mm，得到花键毂实体。8.4.2 同步锁环1进入UG9.0界面，执行特征工具条中“圆柱”命令，首先插入一个直径为50mm，高度为3mm的圆柱实体，然后以圆柱的侧平面作为基准平面，插入草图，绘制如图所示的草图，然后退出草图，执行“拉伸”命令，拉伸绘制的草图，得到同步锁环的螺纹槽模型。2以锁环侧面为基准面插入草图，绘制一个直径为46mm的圆，退出草图，执行“拉伸”命令，拉伸绘制的圆，弹出的拉伸对话框，拉伸长度输入5mm，拔模选项填“从截面单个7”，完成拉伸，得到锁环的锥面。3以如图所示的面作为基准面，插入草图，绘制直径为42mm的圆，退出草图，执行“拉伸”命令，拉伸绘制的圆，弹出的拉伸对话框，拉伸长度输入8mm，拔模选项填“从截面单个7”完成拉伸，得到锁环的内锥面。4以如图所示的面作为基准面，插入草图，如图所示，推出草图执行“拉伸”命令，拉伸草图，得到锁环锥面上三个卡槽，如图所示。8.4.3 啮合套1进入UG9.0界面，执行特征工具条中“圆柱”命令，首先插入一个直径为58mm，高度为19mm的圆柱实体，然后以圆柱的侧平面作为基准平面，插入草图，绘制如图所示的草图，然后退出草图，执行“拉伸”命令，首先拉伸啮合套螺纹槽草图，得到啮合套的螺纹槽，在执行“圆柱”命令，以螺纹槽原点插入一个直径为48mm，高为19mm的圆柱，求差得到啮合套螺纹槽模型。2再次分别拉伸直径为68mm、58mm、56mm的圆，得到啮合套与变速器换挡拨叉结合的槽。如图所示。3以啮合套螺纹槽牙平面，点击工具条中的“菜单条插入基准/点基准平面”插入基准平面，以此平面作为基准平面，插入草图，绘制键槽线框。退出草图后，点击特征工具条中，执行“阵列几何特征”命令，选择绘制的草图，布局选择圆形，具体如图所示。阵列几何特征之后，最后执行“拉伸”命令，得到最终零件模型。8.4.4 销1进入UG 9.0界面，点击特征工具条中的，执行“块”命令，在弹出的对话框中，原点选择基准坐标系原点，在尺寸栏输入插入矩形块的数据，如图所示。2继续在步骤1的基础上添加“块”，在弹出的对话框中“指定点”处点击，弹出点对话框，类型选择“光标位置”，参考选择“绝对-工作部件”，然后输入要插入点的坐标系，如图所示。随后点击“确定”退出点对话框，在块对话框“尺寸”处输入要插入块的尺寸，点击确定退出，得到实体，如图所示。3点击特征工具条中的，执行“倒斜角”命令，在弹出的倒斜角对话框中，依次点击输入“偏置和角度0.545”，如图所示，点击确定后得到销的实体。8.5 变速杆8.5.1 换挡杆1进入UG9.0界面，以基准坐标系XY平面作为基准平面，插入草图，绘制如图所示的草图，随后退出草图，执行特征工具条中“拉伸”命令，拉伸绘制的草图，如图所示。2在第一步所创建的实体上部创建一个基准坐标系，点击工具条中的“菜单条插入基准/点基准CSYS”插入基准坐标系，在弹出的基准平面对话框中，类型选择“动态”，参考处选择“绝对-显示部件”，在指定方位处点击图标，弹出点对话框，输入插入点的坐标，如图所示，随后点击确定退出对话框，得到新建的基准坐标系。3在新建的基准坐标系上，在XY平面上插入草图，绘制如图所示的草图。随后在特征工具条中点击，执行“旋转命令”，选择绘制的草图，得到如图所示换挡杆。8.5.2 弹簧1进入UG 9.0界面，点击菜单工具条中“插入曲线”，执行“螺旋线命令”，在弹出的螺旋线对话框中，各个参数填写如图所示，点击确定得到创建的螺旋线。2.以基准坐标系的XZ平面作为基准平面，插入草图，以螺旋线底端起点作为中心，绘制直径为0.3mm的圆，随后退出草图。点击菜单工具条中“插入扫掠（W）”，执行“扫掠”命令，在弹出扫的掠对话框中，界面选择直径为0.3mm的圆，引导线选择螺旋线，点击确定得到弹簧模型，如图所示。8.5.3 拨叉变速器中一共含有四个拨叉，它们与同步器上的啮合套相结合，在变速器换挡时，换挡杆带动拨叉滑动，使得拨叉带动啮合套滑动达到换挡的效果。它们的绘制方法仅用绘制草图、拉伸等简单的命令即可完成，此处不做详细的解析，仅展示拨叉三维图。如图所示。8.5.4 滑块滑块是在变速器变速过程中，换挡杆变换位置时，与不同的滑块相接触使滑块产生滑移，而达到换挡的效果。滑块的绘制也是仅由绘制草图、拉伸等简单的命令完成，此处不做详细的解析，仅展示滑块三维图。如图所示。8.6 轴承端盖本次设计中轴承端盖包括两个，一个是轴径为20mm处的轴承端盖，另一个是轴径为25mm处的轴承端盖。此处以轴径为20mm处轴承端盖为例。8.6.1 毡圈油封与调整垫片毡圈油封为轴穿过的轴承端盖的密封元件，调整垫片是为了调整轴承间隙，如图。8.6.2 轴承端盖1进入UG 9.0界面，点击特征工具条中，执行“圆柱”命令，以基准坐标系原点作为原点分别插入两个圆柱求差，如图所示，随后点击特征工具条中，执行“倒斜角”命令，如图所示。2以基准坐标系XY平面作为基准平面，插入草图，绘制如图所示草图，随后一处草图，执行“拉伸命令”，并点击，执行“边倒圆”命令，得到如图所示实体。3在端盖侧面插入一个直径为45mm，高为3mm的圆柱，然后以插入的圆柱面作为基准平面插入草图，绘制如图所示草图，退出草图执行“拉伸”命令，拔模选项中数据如图所示，得到如图所示实体。4以在上一步骤所创建的锥面平面为基准平面，插入草图，绘制直径为47mm的圆，随后退出草图，执行“拉伸”命令，拔模选项中数据如图所示，得到如图所示实体，在次拉伸，得到如图所示实体。5在上一步骤中拉伸所得的凹槽中插入直径为21mm，高为5mm的圆柱，求差，随后点击特征工具栏中，执行“边倒圆”命令，得到轴承端盖如图所示。8.7 轴本次设计为两轴五挡变速器，变速器中含有两根轴，分别为输入轴和输出轴。输入轴上有三个齿轮与轴为一体，输出轴上大多为花键。两根轴的绘制方法均是由插入草图、插入圆柱、拉伸等简单的绘制步骤，在前面的零部件绘制中均有介绍，故此处不做详细的介绍。下图是输入轴与输出轴的结构图。8.8 标准件本次设计中，标准件包括螺栓、螺钉、垫圈、弹性挡圈、轴间挡圈、滚针轴承、圆锥滚子轴承。设计中标准件均是调用3DSourse零件库零件。下图是所有标准件三维图。8.9 装配在完成了所有的零部件之后，进行零部件装配，在本次设计装配中主要运用到约束的类型有接触对齐、平行、距离等。8.9.1 接触对齐1.打开UG 9.0，进入到起始界面，点击新建按钮，弹出新建对话框，选择装配后点击确定后进入到装配界面，在弹出的添加组件对话框中，点击添加组件，定位选择“绝对原点”，然后点击应用，再一次添加组件，定位选择“通过约束”，然后点击应用，进入到组件装配阶段。此处以输入轴和齿轮为例。2.进入到装配阶段后，在弹出的约束对话框中，类型选择“接触对齐”，方位选择“自动判断中心/轴”，分别选择齿轮和轴的中心线，点击应用后，齿轮和轴的中心线立即重合。3.继续上一步骤，方位选择“接触”，首先分别选择齿轮花键处和轴花键处的边作为接触面，再次选择接触，选择齿轮侧面和轴如图所示的面作为接触面，点击应用，齿轮装配到轴上，如图所示。8.9.2 平行1.此处以输出轴输入轴平行为例，继续添加组件输出轴，定位选择通过约束。在弹出的约束对话框中，类型选择“平行”，分别选择两轴的中心线，点击应用后，两轴实现平行，如图所示。8.9.3 距离1.本次设计中，输出轴与输入轴的中心距为77mm，此处以输出轴输入轴距离为77mm为例，继续添加组件输出轴，定位选择通过约束。在弹出的约束对话框中，类型选择“距离”，分别选择两轴的中心线，随后约束对话框会弹出“距离”，此处输入“77”，点击应用后，两轴距离约束为77mm，如图所示。8.9.4 装配体在变速器装配中，大部分用到以上所展示的约束类型，即可完成整个变速器的装配。在UG装配导航器中，如图8-1,所示，变速器是由16个组件装配而成。装配的模型如下图所示。输入轴装配输入轴装配输出轴装配轴装配总装配总装配8.10 爆炸图1.变速器装配完成后，在装配体的基础之上，创建爆炸图。点击爆炸图工具条中的，执行“新建爆炸图”，在弹出的新建爆炸图对话框中输入所创建爆炸图的名称，如图所示。2.随后点击爆炸图工具条中的，执行“编辑爆炸图”，在弹出的编辑爆炸图对话框中点击“选择对象”，如图所示，选择对象之后，点击移动对象，所选择的部件上便会出现一个坐标系，拖动坐标系中的X、Y、Z任意一坐标轴，便可使所选部件沿着坐标轴移动，拖动到适当位置即可，如图所示。3.依次重复上述步骤，便可完成创建变速器爆炸图。如图所示。第9章结 论伴随着毕业日子的即将到来，我们的毕业设计也划上了圆满的句号。毕业设计是我们学生生涯中的最后一个环节，不仅是对我们所学的基础知识和专业知识的一个综合运用，更是对我们所学知识的一种检测与丰富，是一种综合的再学习、再提高的过程，这一过程使我们的学习能力、独立思考及工作能力极大提高。毕业设计是考验我们大学这四年来所学，它要求我们将所学到的知识能够融会贯通、熟练运用，并要求我们能够理论联系实际，培养我们的综合运用能力以及解决实际问题的能力。本次设计使我对汽车两轴五挡变速器设计和相关机械方面的知识，有了更深层次的了解，并了解了做一个设计该如何查找和运用各种资料、手册。本次设计主要完成了以下工作：1了解国内外汽车变速器的发展及我国汽车变速器发展的状态。2查阅资料认识和理解汽车两轴五挡变速器的工作原理和构成其主要的零件。3完成汽车两轴五挡变速器基本工作参数的确定。4对变速器的主要零件结构设计。5运用Matlab软件完成了对变速器的齿轮、轴的强度和刚度进行校核。6运用六方艺圆Wheel齿轮设计计算软件完成了齿轮变位系数的分配7运用CAD软件完成变速器传动方案及其他图纸的绘制。8运用UG三维建模软件完成了汽车两轴五挡变速器主要零件的设计、装配、爆炸图制作及运动仿真。设计中遇到的问题及其不足之处：1资料缺乏，许多设计中需要参考的资料找不到或不全。2对专业知识的掌握不全，或者理解有错误，对生疏的知识掌握不扎实，还需花时间学习。3设计中一些零件的细节尺寸无法确定，尺寸选择不精确。4设计中某些零件的结构设计存在缺陷。5CAD和UG绘图软件的一些命令不熟悉，还需进一步加强学习。在毕业设计的整个过程中，我学到了许多新的知识，增长了见识。脚踏实地、认真严谨、实事求是的学习态度，不怕困难、坚持不懈、吃苦耐劳的精神是我在这次设计中另一大收获。我想这是对我实际能力的一次提升，对我未来的学习和工作有极大的帮助。在今后的日子里，我仍然要不断地充实自己，争取在机械领域有所作为。这次毕业设计中也使我们的同学关系更进一步，同学之间互相帮助，有什么不懂的大家在一起商量，听听不同的看法对我们更好的理解知识，所以在这里非常感谢帮助我的同学。我更要感谢我的指导老师，是你的细心指导和关怀，使我能够顺利的完成毕业设计。老师的严谨治学态度、渊博的知识、无私的奉献精神使我深受启迪。从尊敬的老师身上，我不仅学到了专业知识，也学到了做人的道理。在此我要向我的老师致以最衷心的感谢和深深的敬意。附录附录1：齿轮校核程序代码cleard = 35.126 118.888 54.040 99.974 67.550 86.464 81.060 72.954 89.166 64.848 31.200 98.800 59.800;b = 20 17 20 17 20 17 17 20 17 20 19 20 19;B = 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 0 0 0;z = 13 44 20 37 25 32 30 27 33 24 12 38 23;i = 3.38 1.85 1.28 0.90 0.73;y = 0.154 0.128 0.148 0.125 0.149 0.126 0.144 0.134 0.132 0.139 0.120 0.148 0.129;iR = 3.16;Mn = 2.5;a = 20;ka = 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 1.65 1.65 1.65;kf = 1.1 0.9 1.1 0.9 1.1 0.9 1.1 0.9 1.1 0.9 1.1 0.9 0.9;ke = 2.0;g = 0.96;E = 200000;Tmax = 142000;M = Tmax * i*g;Mr = Tmax * iR*g;Mo=Tmax*z(11)*g/z(13);t = Mn * pi;Ft(1) = 2 * M(1) / d(1);Ft(2) = 2 * M(1) / d(2);Ft(3) = 2 * M(2) / d(3);Ft(4) = 2 * M(2) / d(4);Ft(5) = 2 * M(3) / d(5);Ft(6) = 2 * M(3) / d(6);Ft(7) = 2 * M(4) / d(7);Ft(8) = 2 * M(4) / d(8);Ft(9) = 2 * M(5) / d(9);Ft(10) = 2 * M(5) / d(10);Ft(11) = 2 * Mo / d(11);Ft(12) = 2 * Mr / d(12);Ft(13) = 2 * Mo / d(13);for n = 1:13Fbn(n) = Ft(n) / (2 * cos(B(n)*pi / 180)*(cos(a*pi / 180);D(n) = d(n)*sin(a) / (cos(B(n) 2;endFj1 = 0.418*(Fbn(1)*E*(1 / D(1) + 1 / D(2) / b(1) (1 / 2)Fj2 = 0.418*(Fbn(2)*E*(1 / D(1) + 1 / D(2) / b(2) (1 / 2)Fj3 = 0.418*(Fbn(3)*E*(1 / D(3) + 1 / D(4) / b(3) (1 / 2)Fj4 = 0.418*(Fbn(4)*E*(1 / D(3) + 1 / D(4) / b(4) (1 / 2)Fj5 = 0.418*(Fbn(5)*E*(1 / D(5) + 1 / D(6) / b(5) (1 / 2)Fj6 = 0.418*(Fbn(6)*E*(1 / D(5) + 1 / D(6) / b(6) (1 / 2)Fj7 = 0.418*(Fbn(7)*E*(1 / D(7) + 1 / D(8) / b(7) (1 / 2)Fj8 = 0.418*(Fbn(8)*E*(1 / D(7) + 1 / D(8) / b(8) (1 / 2)Fj9 = 0.418*(Fbn(9)*E*(1 / D(9) + 1 / D(10) / b(9) (1 / 2)Fj10 = 0.418*(Fbn(10)*E*(1 / D(9) + 1 / D(10) / b(10) (1 / 2)Fj11 = 0.418*(Fbn(11)*E*(1 / D(11) + 1 / D(13) / b(11) (1 / 2)Fj12 = 0.418*(Fbn(12)*E*(1 / D(12) + 1 / D(13) / b(12) (1 / 2)Fj13 = 0.418*(Fbn(13)*E*(1 / D(11) + 1 / D(13) / b(13) (1 / 2)Fw1 = Ft(1)*ka(1) / (b(1)*t*y(1)*ke)Fw2 = Ft(2)*ka(2) / (b(2)*t*y(2)*ke)Fw3 = Ft(3)*ka(3) / (b(3)*t*y(3)*ke)Fw4 = Ft(4)*ka(4) / (b(4)*t*y(4)*ke)Fw5 = Ft(5)*ka(5) / (b(5)*t*y(5)*ke)Fw6 = Ft(6)*ka(6) / (b(6)*t*y(6)*ke)Fw7 = Ft(7)*ka(7) / (b(7)*t*y(7)*ke)Fw8 = Ft(8)*ka(8) / (b(8)*t*y(8)*ke)Fw9 = Ft(9)*ka(9) / (b(9)*t*y(9)*ke)Fw10 = Ft(10)*ka(10) / (b(10)*t*y(10)*ke)Fw11 = Ft(11)*ka(11)*kf(11) / (b(11)*t*y(11)Fw12 = Ft(12)*ka(12)*kf(12) / (b(12)*t*y(12)Fw13 = Ft(13)*ka(13)*kf(13) / (b(13)*t*y(13)Fj1 =989.1336Fj2 =583.1642Fj3 =518.7061Fj4 =413.6433Fj5 =371.1558Fj6 =355.8294Fj7 =306.2492Fj8 =297.6207Fj9 =265.9492Fj10 =287.5144Fj11 =488.2263Fj12 =488.2344Fj13 =352.6533Fw1 =813.3889Fw2 =340.1580Fw3 =301.1103Fw4 =226.7184Fw5 =165.5500Fw6 =179.9352Fw7 =118.0825Fw8 =119.8449Fw9 =94.9865Fw10 =105.4247Fw11 =462.1046Fw12 =557.0120Fw13 =183.4996由此可得，齿轮强度和刚度在许用值范围之内，满足要求。其中：d各齿轮节圆直径 z齿轮齿数g变速器传动效率 i变速器各挡传动比iR倒档传动比 b齿宽B螺旋角 ka应力集中系数kf摩擦力影响系数 Mn法面模数a压力角 E弹性模量Tmax发动机最大扭矩矩 M计算转矩ke重合度系数 mt端面模数pn法向齿距 pt端面齿距y齿形系数 Ft齿面圆周力Fb齿面法向力 D1齿轮接点处的曲率半径Fj接触应力 Fw弯曲应力Mr、Mo倒档之间的转矩附录2：输入轴强度及刚度校核程序代码clearTe = 142000;g=0.96;L=354;E= 200000;a=20;b1=116;b3=187;b5=210;b7=280.5;b9=304.5;b11=82.5;a1=238;a3=167;a5=144;a7=73.5;a9=49.5;a11=271.5;D1=35.126;D3=54.040;D5=67.550;D7=81.060;D9=89.166;D11=31.200;d1=22;d3=25;d5=34;d7=30;d9=25;d11=22;B1=22.28;B3=22.28;B5=22.28;B7=22.28;B9=22.28;B11=0;Ww1= pi * (d1 3) / 32;Ww3 = pi * (d33) / 32; Ww5 = pi*(d53) / 32;Ww7= pi * (d7 3) / 32;Ww9=pi * (d93) / 32;Ww11=pi * (d113) / 32;Wn1= pi * (d1 3) / 16;Wn3 = pi * (d33) / 16;Wn5 = pi * (d53) / 16;Wn7 = pi * (d7 3) /16;Wn9= pi * (d93)/16;Wn11= pi * (d113) / 16;L1= pi * (d1 4) / 64;L3 = pi * (d3 4) / 64;L5= pi * (d5 4) / 64;L7= pi * (d74) / 64;L9 = pi * (d9 4) / 64;L11= pi * (d114)/ 64;Px1= 2 * g * Te / D1;Px3= 2 * g * Te / D3;Px5 = 2 * g * Te/ D5;Px7 = 2 * g * Te / D7;Px9= 2 * g * Te / D9;Px11= 2 * g * Te / D11;Rx1= Px1 * (tan(a * pi / 180) / ( cos(B1* pi / 180);Rx3 = Px3 * (tan(a * pi / 180) / (cos(B3 * pi / 180);Rx5 = Px5 * (tan(a * pi / 180) / ( cos(B5 * pi / 180);Rx7= Px7 * (tan(a * pi / 180) / ( cos(B7* pi / 180);Rx9 = Px9 * (tan(a * pi / 180) / (cos(B9 * pi / 180);Rx11= Px11 * (tan(a * pi / 180) / (cos(B11 * pi / 180);Qx1= Px1 * (tan(B1 * pi / 180);Qx3= Px3* (tan(B3 * pi / 180);Qx5= Px5 * (tan(B5 * pi / 180);Qx7 = Px7 * (tan(B7 * pi / 180);Qx9 = Px9 * (tan(B9 * pi / 180);Qx11 = Px11* (tan(B11* pi / 180);Ms1= Px1 * a1 * b1/ L;Ms3= Px3 * a3 * b3 / L;Ms5 = Px5 * a5* b5 / L;Ms7= Px7 * a7 * b7/ L;Ms9 = Px9 * a9 * b9 / L;Ms11= Px11 * a11 * b11 / L;Mc1 = (Rx1 * a1 + Qx1 * D1/ 2) * b1 / L;Mc3= (Rx3* a3+ Qx3* D3 / 2) * b3 / L;Mc5 = (Rx5 * a5 + Qx5 * D5/ 2) * b5 / L;Mc7 = (Rx7 * a7+ Qx7 * D7 / 2) * b7/ L;Mc9 = (Rx9 * a9 + Qx9 * D9 / 2) * b9 / L;Mc11 = (Rx11 * a11+ Qx11 * D11/ 2) * b11 / L;Mh1= (Ms1 2 + Mc1 2) (1 / 2);Mh3 = (Ms3 2 + Mc3 2) (1 / 2);Mh5 = (Ms5 2 + Mc5 2) (1 / 2);Mh7 = (Ms7 2 + Mc7 2) (1 / 2);Mh9 = (Ms9 2 + Mc9 2) (1 / 2);Mh11 = (Ms11 2 + Mc11 2) (1 / 2);Qw1 = Mh1 / Ww1;Qw3 = Mh3 / Ww3;Qw5 = Mh5 / Ww5;Qw7 = Mh7/ Ww7;Qw9= Mh9 / Ww9;Qw11= Mh11 / Ww11;Pn1 = Te / Wn1;Pn3 = Te / Wn3;Pn5 = Te / Wn5;Pn7 =Te/ Wn7;Pn9= Te / Wn9;Pn11 = Te/ Wn11;Q1= (Qw1 2 + (Pn1 2) * 4) (1 / 2)Q3= (Qw3 2 + (Pn3 2) * 4) (1 / 2)Q5= (Qw5 2 + (Pn5 2) * 4) (1 / 2)Q7= (Qw7 2 + (Pn7 2) * 4) (1 / 2)Q9 = (Qw9 2 + (Pn9 2) * 4) (1 / 2)Q11= (Qw11 2 + (Pn11 2) * 4) (1 / 2)fs1 = Px1 * (a1 2) * (b1 2) / (3 * E * L1 * L)fs3= Px3 * (a3 2) * (b3 2) / (3 * E * L3 * L)fs5 = Px5 * (a5 2) * (b5 2) / (3 * E * L5 * L)fs7 = Px7 * (a7 2) * (b7 2) / (3 * E * L7 * L)fs9= Px9 * (a9 2) * (b9 2) / (3 * E * L9 * L)fs11= Px11* (a11 2) * (b11 2) / (3 * E * L11 * L)fc1 = Rx1 * (a1 2) * (b1 2) / (3 * E * L1* L) + Qx1 * D1* a1 * (-3 * a1 + 2 * a1* a1 / L + L) / (2 * 3 * E * L1)fc3 = Rx3 * (a3 2) * (b3 2) / (3 * E * L3 * L) + Qx3* D3 * a3 * (-3 * a3 + 2 * a3 * a3 / L + L) / (2 * 3 * E * L3)fc5 = Rx5 * (a5 2) * (b5 2) / (3 * E * L5 * L) + Qx5 * D5 * a5* (-3 * a5+ 2 * a5* a5 / L + L) / (2 * 3 * E * L5)fc7=Rx7 * (a7 2) * (b7 2) / (3 * E * L7 * L) + Qx7 * D7 * a7 * (-3 * a7 + 2 * a7 * a7/ L + L) / (2 * 3 * E * L7)fc9= Rx9 * (a9 2) * (b9 2) / (3 * E * L9 * L) + Qx9 * D9 * a9 * (-3 * a9+ 2 * a9 * a9/ L + L) / (2 * 3 * E * L9)fc11= Rx11* (a11 2) * (b11 2) / (3 * E * L11 * L) + Qx11* D11 * a11 * (-3 * a11+ 2 * a11 * a11/ L + L) / (2 * 3 * E * L11)fz1 = (fs1 2 + fc1 2) (1 / 2)fz3 = (fs3 2 + fc3 2) (1 / 2)fz5 = (fs5 2 + fc5 2) (1 / 2)fz7 = (fs7 2 + fc7 2) (1 / 2)fz9 = (fs9 2 + fc9 2) (1 / 2)fz11 = (fs11 2 + fc11 2) (1 / 2)Bat1= Px1 * a1 * b1 * (b1 - a1) / (3 * E * L1 * L)Bat3 = Px3 * a3 * b3 * (b3 - a3) / (3 * E * L3* L)Bat5 = Px5 * a5 * b5 * (b5- a5) / (3 * E * L5 * L)Bat7 = Px7 * a7* b7 * (b7 - a7) / (3 * E * L7 * L)Bat9 = Px9* a9* b9 * (b9 - a9) / (3 * E * L9 * L)Bat11 = Px11* a11 * b11 * (b11 - a11) / (3 * E * L11 * L)Q1 =363.3686Q3 =332.4680Q5 =106.0689Q7 =102.1031Q9 =141.2749Q11 =379.0209fs1 =0.1232fs3 =0.1408fs5 =0.1264fs7 =0.1493fs9 = 0.1706fs11 =0.1495fc1 =0.0875fc3 =0.0483fc5 =0.0712fc7 =0.0948fc9 =0.1098fc11 =0.0653fz1 =0.1576fz3 =0.1301fz5 =0.2077fz7 =0.1940fz9 =0.2084fz11 =0.1910Bat1 =-0.0015Bat3 =7.7371e-04Bat5 =5.7816e-04Bat7 =0.0017Bat9 =0.0029Bat11 =-0.0154由此可得，输入轴强度和刚度在许用值范围之内，满足要求。其中：Te发动机最大扭矩 g变速器传动效率 L支承距 E齿轮材料的弹性模量 a压力角 ai各档齿轮受力点到左端支承点距离 bi各档齿轮受力点到右端支承点距离 di各档齿轮处轴径 B螺旋角 Ww轴截面抗弯截面系数 Wn 轴截面抗扭截面系数 Li各轴惯性矩 Px圆周力 Rx径向力 Qx 轴向力 Ms 水平弯矩 Mc垂直弯矩 Di各挡齿轮的节圆直径Mh 合成弯矩 Mn扭矩 Qw 弯曲应力 Pn扭转应力Q合成应力 fs水平挠度 fc垂直挠度 fz总挠度 Bat转角 Di各齿轮节圆直径附录3：输出轴强度及刚度校核程序代码clearTe = 142000;g=0.96;L=354;E= 200000;a=20;i1=3.38;i2 =1.85;i3=1.28;i4=0.90;i5=0.73;i6=3.16; a2=238;a4=167;a6=144;a8=73.5;a10=49.5;a12=271.5;b2=116;b4=187;b6=210;b8=280.5;b10=304.5;b12=82.5;D2=118.888;D4=99.974;D6=86.464;D8=72.954;D10=64.848;D12=98.800;d2=40;d4=35;d6=35;d8=32;d10=32;d12=40;B2=22.28;B4=22.28;B6=22.28;B8=22.28;B10=22.28;B12=0;Ww2 = pi * (d2 3) / 32;Ww4 = pi * (d43) / 32; Ww6 = pi*(d63) / 32;Ww8= pi * (d8 3) / 32;Ww10=pi * (d103) / 32;Ww12=pi * (d123) / 32;Wn2= pi * (d2 3) / 16;Wn4 = pi * (d43) / 16;Wn6 = pi * (d63) / 16;Wn8 = pi * (d8 3) /16;Wn10= pi * (d103)/16;Wn12= pi * (d123) / 16;L2 = pi * (d2 4) / 64;L4 = pi * (d4 4) / 64;L6 = pi * (d6 4) / 64;L8 = pi * (d84) / 64;L10 = pi * (d10 4) / 64;L12= pi * (d124)/ 64;Px2 = 2 * g * Te * i1 / D2;Px4 = 2 * g * Te * i2 / D4;Px6 = 2 * g * Te * i3 / D6;Px8 = 2 * g * Te * i4/ D8;Px10= 2 * g * Te * i5/ D10;Px12= 2 * g * Te * i6/ D12;Rx2= Px2 * (tan(a * pi / 180) / ( cos(B2* pi / 180);Rx4 = Px4 * (tan(a * pi / 180) / (cos(B4 * pi / 180);Rx6 = Px6 * (tan(a * pi / 180) / ( cos(B6 * pi / 180);Rx8= Px8 * (tan(a * pi / 180) / ( cos(B8* pi / 180);Rx10 = Px10 * (tan(a * pi / 180) / (cos(B10 * pi / 180);Rx12= Px12 * (tan(a * pi / 180) / (cos(B12 * pi / 180);Qx2 = Px2 * (tan(B2 * pi / 180);Qx4 = Px4* (tan(B4 * pi / 180);Qx6= Px6 * (tan(B6 * pi / 180);Qx8 = Px8 * (tan(B8 * pi / 180);Qx10 = Px10 * (tan(B10 * pi / 180);Qx12 = Px12* (tan(B12* pi / 180);Ms2 = Px2 * a2 * b2/ L;Ms4= Px4 * a4 * b4 / L;Ms6 = Px6 * a6* b6 / L;Ms8 = Px8 * a8 * b8/ L;Ms10 = Px10 * a10 * b10 / L;Ms12= Px12 * a12 * b12 / L;Mc2 = (Rx2 * a2 + Qx2 * D2/ 2) * b2 / L;Mc4= (Rx4* a4+ Qx4 * D4 / 2) * b4 / L;Mc6 = (Rx6 * a6 + Qx6 * D6/ 2) * b6 / L;Mc8 = (Rx8 * a8 + Qx8 * D8 / 2) * b8/ L;Mc10 = (Rx10 * a10 + Qx10 * D10 / 2) * b10 / L;Mc12 = (Rx12 * a12+ Qx12 * D12 / 2) * b12 / L;Mh2= (Ms2 2 + Mc2 2) (1 / 2);Mh4 = (Ms4 2 + Mc4 2) (1 / 2);Mh6 = (Ms6 2 + Mc6 2) (1 / 2);Mh8 = (Ms8 2 + Mc8 2) (1 / 2);Mh10 = (Ms10 2 + Mc10 2) (1 / 2);Mh12 = (Ms12 2 + Mc12 2) (1 / 2);Mn2= Te*i1;Mn4= Te*i2;Mn6= Te*i3;Mn8= Te*i4;Mn10= Te*i5;Mn12= Te*i6;Qw2 = Mh2 / Ww2;Qw4 = Mh4 / Ww4;Qw6 = Mh6 / Ww6;Qw8 = Mh8 / Ww8;Qw10= Mh10 / Ww10;Qw12= Mh12 / Ww12;Pn2 = Mn2 / Wn2;Pn4 = Mn4 / Wn4;Pn6 = Mn6 / Wn6;Pn8 = Mn8/ Wn8;Pn10 = Mn10 / Wn10;Pn12 = Mn12/ Wn12;Q2 = (Qw2 2 + (Pn2 2) * 4) (1 / 2)Q4= (Qw4 2 + (Pn4 2) * 4) (1 / 2)Q6= (Qw6 2 + (Pn6 2) * 4) (1 / 2)Q8= (Qw8 2 + (Pn8 2) * 4) (1 / 2)Q10 = (Qw10 2 + (Pn10 2) * 4) (1 / 2)Q12= (Qw12 2 + (Pn12 2) * 4) (1 / 2)fs2 = Px2 * (a2 2) * (b2 2) / (3 * E * L2 * L)fs4= Px4 * (a4 2) * (b4 2) / (3 * E * L4 * L)fs6 = Px6 * (a6 2) * (b6 2) / (3 * E * L6 * L)fs8 = Px8 * (a8 2) * (b8 2) / (3 * E * L8 * L)fs10= Px10 * (a10 2) * (b10 2) / (3 * E * L10 * L)fs12= Px12* (a12 2) * (b12 2) / (3 * E * L12 * L)fc2 = Rx2 * (a2 2) * (b2 2) / (3 * E * L2 * L) + Qx2 * D2 * a2 * (-3 * a2 + 2 * a2 * a2 / L + L) / (2 * 3 * E * L2)fc4 = Rx4 * (a4 2) * (b4 2) / (3 * E * L4 * L) + Qx4* D4 * a4 * (-3 * a4 + 2 * a4 * a4 / L + L) / (2 * 3 * E * L4)fc6 = Rx6 * (a6 2) * (b6 2) / (3 * E * L6 * L) + Qx6 * D6 * a6* (-3 * a6 + 2 * a6* a6 / L + L) / (2 * 3 * E * L6)fc8=Rx8 * (a8 2) * (b8 2) / (3 * E * L8 * L) + Qx8 * D8 * a8 * (-3 * a8 + 2 * a8 * a8/ L + L) / (2 * 3 * E * L8)fc10= Rx10 * (a10 2) * (b10 2) / (3 * E * L10 * L) + Qx10 * D10 * a10 * (-3 * a10+ 2 * a10 * a10/ L + L) / (2 * 3 * E * L10)fc12= Rx12* (a12 2) * (b12 2) / (3 * E * L12 * L) + Qx12* D12 * a12 * (-3 * a12+ 2 * a12 * a12/ L + L) / (2 * 3 * E * L12)fz2 = (fs2 2 + fc2 2) (1 / 2)fz4 = (fs4 2 + fc4 2) (1 / 2)fz6 = (fs6 2 + fc6 2) (1 / 2)fz8 = (fs8 2 + fc8 2) (1 / 2)fz10 = (fs10 2 + fc10 2) (1 / 2)fz12 = (fs12 2 + fc12 2) (1 / 2)Bat2 = Px2 * a2 * b2 * (b2 - a2) / (3 * E * L2 * L)Bat4 = Px4 * a4 * b4 * (b4 - a4) / (3 * E * L4* L)Bat6 = Px6 * a6 * b6 * (b6 - a6) / (3 * E * L6 * L)Bat8 = Px8 * a8 * b8 * (b8 - a8) / (3 * E * L8 * L)Bat10 = Px10* a10 * b10 * (b10 - a10) / (3 * E * L10 * L)Bat12 = Px12* a12 * b12 * (b12 - a12) / (3 * E * L12 * L) Q2 =131.7789Q4 =134.3569Q6 =101.7973Q8 =81.2765Q10 =58.4031Q12 =117.6136fs2 =0.1213fs4 =0.1145fs6 =0.1359fs8 =0.1308fs10 =0.0638fs12 =0.1539fc2 =0.0632fc4 =0.0878fc6 =0.1019fc8 =0.0711fc10 =0.0394fc12 =0.0597fz2 =0.2002fz4 =0.1395fz6 =0.1570fz8 =0.1488fz10 =0.0750fz12 =0.1744Bat2 =-9.7813e-04Bat4 =2.0140e-04Bat6 =5.1486e-04Bat8 =0.0013Bat10 =0.0011Bat12 =-0.0014由此可得，输出轴强度和刚度在许用值范围之内，满足要求。其中：Te发动机最大扭矩矩 g变速器传动效率 L支承距 E齿轮材料的弹性模量 a压力角 ai各档齿轮受力点到左端支承点距离 bi各档齿轮受力点到右端支承点距离 di各档齿轮处轴径 B螺旋角 Ww轴截面抗弯截面系数 Wn 轴截面抗扭截面系数 Li各轴惯性矩 Px圆周力 Rx径向力 Qx 轴向力 Ms 水平弯矩 Mc垂直弯矩 Di各挡齿轮的节圆直径Mh 合成弯矩 Mn扭矩 Qw 弯曲应力 Pn扭转应力Q合成应力 fs水平挠度 fc垂直挠度 fz总挠度 Bat转角 Di各齿轮节圆直径附录3：外文翻译Research on the modern practical method of automobile mechanical transmission.Wu gang,Liaoyang Vocational College of Technology,Associate professorAbstract: in the various components of the automobile, the transmission plays a very important role, which can change the speed of the car, and the quality of the transmission determines the performance of the car directly. With the improvement of peoples living standard and improve, cars become a common means of transport in peoples lives, to ensure the safety of the car, to achieve a certain purpose, transmission of high quality is the necessary prerequisite. The improvement of modern technology and the improvement of the relevant parts and functions of automobile make the design concept of automobile mechanical transmission more innovative. This paper combines the modern design method to carry on the mechanical transmission, and also explores the design of transmission gear and gear shift gear.Key words: automobile components; Mechanical transmission; Modern design methods; Design philosophy;Under the background of technical innovation, to the requirement of increasing the auto transmission, both to ensure that has a good dynamic performance, the appearance of should also have certain advantages, guarantee the light at the lowest cost to produce high quality transmission. When designing the transmission, it should pay attention to the use of the material and its own volume and weight, and reduce the weight of the change gear and shafting in the premise of guaranteeing the quality. The modern design method optimizes the transmission and makes it smaller and lighter under the premise of guaranteeing the quality and performance. Auto transmission gear is complex, has certain difficulty in the design, in order to guarantee the transmission standard, designers must have certain professional skills, through continuous calculation and research, to ensure to meet the design requirements. Based on the traditional design method, the modern design method improves the relevant procedures and makes the calculation in the design process more accurate, which guarantees the improvement of the basic performance of the transmission.One. Overview of automobile mechanical transmission.In the case of gear group, a certain combination of gears is made to ensure that the gear ratio of each gear is equal, so that the gear ratio is fixed. The transmission has five different gears, one gear ratio is 3.85, and the second one is 2.55, all of which are fixed value, which is multiplied by the main deceleration ratio, namely the transmission ratio. Automobile manufacturing technology has been continuously improved, and automatic transmission technology has been widely used. It is mainly composed of hydraulic transmission and planetary transmission to achieve the purpose of automatic transmission. While automatic transmission technology can bring a certain amount of convenient, but also has certain limitation, due to the discontinuous transmission ratio, make the automobile dynamic performance is affected by a certain, at the same time, in terms of fuel cost control is also a certain deficiencies. Therefore, in order to ensure that the transmission is more scientific and reasonable, the automobile industry constantly researches and innovates the variable speed technology to achieve the economic and practical purposes. Infinitely variable speed technology has more advantages compared to other technology, can realize continuous change ratio, better improve the automobile power performance and fuel economy, make drivers can more convenient to operate, ensure the car related performance.Two. Optimization design of transmission gear.The transmission is mainly composed of gears, and the gears operation supports the realization of the transmission function. Therefore, the quality of the gear can have a certain effect on the function of the transmission. On transmission design, should fully pay attention to the related design of gears, the gear teeth and pressure Angle of the reasonable setting, by using scientific methods to optimize and improve the bearing capacity of the gear, to ensure the transmission work better. Using the modern design method, analyzes the defects of mechanical transmission design, take measures to make up for, to comprehensively consider the various factors of gear as far as possible, ensure that the distance between the gear and gear width and module of gear parameters such as reasonable.(1) reasonably control the modulus and pressure Angle of the gear, and ensure the size of the gear meets the standard.Gear there is certain correlation between the thickness and module of gear, gear modulus gear natural the more thick, so when the design should be reasonable, ensure that each pair of gears have matching module, make gear can reach a certain purpose, to ensure the function of the transmission. In order to reduce the machining cost of the gear and reduce the production difficulty of the gear, it can make the gear modulus consistent and avoid increasing the difficulty of machining. The determination of gear modulus should be calculated, combined with the size of transmission torque and the material determination of the gear, and the minimum center distance is calculated according to the relevant technical standard. For the selection of pressure Angle, the direction of the involute and the force direction should be determined. The size of the pressure Angle is related to the distance from the point on the involute.(2) ensure that the width and spiral Angle of the gear meet the standard and optimize the design.Gear width calculation can use coefficient of tooth width and dividing circle diameter of multiplication method, when carries on the design, should give full consideration to the requirement of gear works smoothly standard, at the same time, as much as possible to reduce the weight and volume of the transmission. The width of the gear must be moderate, too narrow, it will reduce the bearing capacity of the gear, and can not meet the needs of the transmission, nor can it guarantee the stable transmission of the gear. The helical Angle of gear should be combined with the actual standard to properly control the tilt of the gear tooth, give full play to the advantages of the helical gear and improve the bearing capacity of the gear.(3) control gear number and displacement coefficient.The gear tooth number and the displacement coefficient are controlled to ensure that the total number of gear teeth meets the needs of the gear running, so that the transmission ratio of each speed group is matched with the gear number of the transmission. In the design of gear teeth, should have certain scientific nature, under the condition of gear teeth is too small can make the minimum gear can not meet with the purpose of the cutting, cannot satisfy the requirement of the main transmission stability. In order to improve the use time of gear, the gear shift must be strictly controlled, and the displacement coefficient of the gear should be set to ensure the overall design structure and strength of the gearbox meet the requirements.(4) make the modification and verification of the gear, and realize the maximization of gear utility.Correctly set the parameters of the gear is the key to ensure that conform to the requirements of the design of the transmission gear, closely connected with the quality and performance of the transmission, in order to ensure the transmission performance conforms to the standard, must be carried out on the gear design of science. In order to ensure the performance of the gear, it can be realized through proper repair, ensuring that all aspects of the gear meet the requirements and achieve the best performance. When designing the gear, the designer must calculate the gear strictly according to the corresponding standard, and distinguish the axial and the same size, reduce the noise of the gear, and make the gear have higher performance.Three. Optimum design of gear shift gear.There are various kinds of automobiles, and there is a certain diversity in the type of transmission. In combination with the purpose and situation of the automobile, there are certain differences in the requirements of the transmission. To ensure the safety of vehicle stability, at the same time have a certain economy and power performance, must to upgrade and optimization of mechanical transmission, through the research and design, modern design method to meet the requirements of automotive performance.Firstly, it is necessary to reasonably control the number of transmission, and the number of gears is related to the performance of the car. By designing the number of files, the power of the car can be changed. The appropriate increase of gear setting can make the engine more likely to provide high power, improve the cars climbing ability and speed up ability, so that the car has better performance. At the same time, it can reduce the consumption of gasoline, achieve the goal of saving energy, reduce the use cost of the automobile, and improve the performance of all aspects of the automobile. However, the increase of the number of gears can also have a certain negative effect, making the transmission structure more complex, and at the same time, increasing the frequency of shifting gears, increasing the difficulty of the operation of the car. Therefore, in the design, should combine with the cars performance requirement
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