毕业设计（论文）-两轴六速手动变速器设计(含全套CAD图纸)

优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763两轴六速手动变速器设计摘要轿车作为一种最常用汽车，已在现代的社会中占有举足轻重的地位。而变速器是汽车传动系统结构中最重要的部分之一，汽车的前进、后退，增速、减速都要靠变速器传动来实现。而且变速器在汽车的动力性和燃油经济性上也有很重要的影响。本次设计的汽车变速箱主要是从强度方面来对齿轮的尺寸计算及校核，轴的尺寸计算和位置的确定，选择设计满足其承载能力的同步器。另外，针对齿轮作用力的不同，在不同的轴上选择合适的轴承。利用软件AUTCAD完成变速器总成图、第一轴、第二轴、各个挡齿轮及同步器的设计。随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。通过对轿车车变速器的设计，我了解到变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。关键词变速器；齿轮；同步器；设计IITWOSIXSPEEDMANUALTRANSMISSIONSHAFTDESIGNABSTRACTASONEOFTHEMOSTPOPULARSEDANCAR,ALREADYOCCUPIESAPIVOTALPOSITIONINMODERNSOCIETYTHETRANSMISSIONISACARTRANSMISSIONSTRUCTUREISONEOFTHEMOSTIMPORTANTPARTOFTHECARFORWARD,BACKWARD,GROWTHRATE,HAVETORELYONTHETRANSMISSIONGEARDRIVETOACHIEVEANDTRANSMISSIONALSOHASAVERYIMPORTANTINFLUENCEINTHECARSPOWERANDFUELECONOMYTHEDESIGNOFTHECARGEARBOXISMAINLYFROMSTRENGTHTODETERMINETHESIZEOFTHECOMPUTINGGEARANDCHECKINGTHESIZEANDPOSITIONOFTHEAXISISCALCULATED,SELECTTHEDESIGNTOMEETTHEIRCARRYINGCAPACITYSYNCHRONIZERINADDITION,DIFFERENTFORCEFORTHEGEAR,THESHAFTINADIFFERENTCHOICEOFSUITABLEBEARINGSTRANSMISSIONASSEMBLYISCOMPLETEDUSINGSOFTWAREAUTCADFIGURE,THEFIRSTSHAFT,ASECONDSHAFT,ANDTHERESPECTIVESPEEDGEARSYNCHRONIZERDESIGNWITHTHERAPIDDEVELOPMENTOFCHINASAUTOMOBILEINDUSTRY,THEDEMANDFORCARSISINCREASINGBYCARVEHICLETRANSMISSIONDESIGN,ILEARNEDTHATTHETRANSMISSIONHASANIMPORTANTROLEINTHEAUTOMOTIVESTRUCTURE,THUSIMPROVINGTRANSMISSIONSTRUCTUREOFTHEAUTOMOTIVEINDUSTRYSDEVELOPMENTANDPROGRESSHAVEFARREACHINGSIGNIFICANCEKEYWORDSTRANSMISSIONGEARSYNCHRONIZERDESIGNIII目录第1章绪论111变速器的概述112变速器的种类213设计要求3第2章变速器传动机构布置方案421变速器传动方案分析与选择422倒档布置方案423零部件结构方案分析5231齿轮形式5232变速器轴6233变速器轴承的选择6第3章变速器主要参数的选择与零件的设计731主要参数的选择7311档数7312传动比范围7313变速器各档传动比的确定7314中心距的选择9315变速器的外形尺寸10316齿轮参数的选择1032各档齿轮齿数的分配及传动比的计算1133变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整14第4章变速器齿轮强度校核1641齿轮材料的选择原则1642变速器齿轮弯曲强度校核1643轮齿接触应力校核1844倒档齿轮的校核20第5章轴的及轴上零件的设计与选择2151初选轴的直径2152轴的强度验算22521轴的刚度计算22522轴的强度计算2553轴承选择与寿命计算28IV531输入轴轴承的选择与寿命计算28532输出轴轴承的选择与寿命计算30第6章变速器同步器及结构元件设计3261同步器设计32611同步器的功用及分类32612惯性式同步器32613锁环式同步器主要尺寸的确定33614主要参数的确定3462速器的操纵机构3563速器壳体36参考文献37致谢38湖州师范学院本科毕业论文1第1章绪论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。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车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。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。11变速器的概述变速器作为传递力和改变汽车车速的主要装置，现在对其操纵的方便性和档位数方面的要求愈来愈高。目前，四、五档特别是五档的变速器的用量有日渐增加的趋势。同时，六挡变速器的装车率也在上升。变速器是用于改变发动机的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种路障的不同条件下对驱动车轮牵引力级车速不同要求的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶状况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，同时是发动机在最有利的工作范围内工作。因此它的性能直接影响到汽车的动力性和经济性。我们知道，汽车发动机在一定的转速下能够达到最好的状态，此时发出的功率你较大，燃油经济性也比较好。因此，我们希望发动机总能在其最佳状态下工作。但是，汽车在实际使用中还是需要有不同的速度，这样就产生了矛盾。这个矛盾需要通过变速器来解决。变速器的作用用一句话来概括就是变速变扭，即减速增扭或增速减扭。为什么减速可以增扭，而增速又要减扭呢在相同情况下，发动机输出的功率是不变的，功率可以表示为NT，其中是传动角速度，T是扭矩。当N固定的时候，和T是成反比的。所以减速必增扭，反之亦然。汽车变速器的就是根据变速器变速变扭的原理，分成各个档位对应不同的传动比，以适应不同的运行状况。对于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，用来切断发动机向驱动轮的动力传输3）设置倒档，使汽车能倒退行驶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。汽车在行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱档以及换挡冲击等现象发生7）变速器应当有高的工作效率8）变速器的工作噪声低湖州师范学院本科毕业论文2此外，变速器还要满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易和维修方便等要求。12变速器的种类变速器有传动机构和操纵机构组成。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手/自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。（1）手动变速器MT手动变速器（MANUALTRANSMISSION）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值也就是所谓的“级”。比如，一档变速比是385,二档是255,再到五档的075,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值即有5级，所以说它是有级变速器。曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。（2）自动变速器（AT）自动变速器（AUTOMATICTRANSMISSION），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。在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。（3）手动/自动变速器（AMT）其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为TIPTRONIC，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“”、“”选择档位。在D档时，可自由变换降档或加档，如同手动档一样。自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。（4）无级变速器当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范湖州师范学院本科毕业论文3多尼斯（VANDOORNES）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，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。本次设计的变速器为手动变速器。13设计要求本次设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如下大众宝来2014款16L手动时尚型参数车身尺寸长宽高452317751467轴距2610MM最高车速180KM/H百公里加速时间118S整备质量1265KG最大功率/最大功率转速77KW/5600RPM最大扭矩/最大扭矩转速155NM/3800RPM轮胎尺寸前轮195/65R15；后轮195/65R15湖州师范学院本科毕业论文4第2章变速器传动机构布置方案21变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。综上所述，由于此次设计的宝来16L手动变速器是中档轿车变速器，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，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择6档变速器，并且六档为超速档。22倒档布置方案常见的倒档布置方案如图21所示。图21B方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图21C方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图21D方案对21C的缺点做了修改；图21E所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图21F所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图21F所示方案。湖州师范学院本科毕业论文5图21倒档布置方案23零部件结构方案分析231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。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度（图22）影响齿轮强度6。要求B尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，B齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求C（21）241D式中花键内径。2D为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图22中的尺寸可取为花1D键内径的125140倍。湖州师范学院本科毕业论文6图22变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在M范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。408AA，R232变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与M，硬度不80AR低于5863HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。233变速器轴承的选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方8。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。湖州师范学院本科毕业论文7第3章变速器主要参数的选择与零件的设计31主要参数的选择本次设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，大众宝来2014款16L手动时尚型整车主要技术参数如下车身尺寸长宽高452317751467轴距2610MM最高车速180KM/H百公里加速时间118S整备质量1265KG最大功率/最大功率转速77KW/5600RPM最大扭矩/最大扭矩转速155NM/3800RPM轮胎尺寸前轮195/65R15；后轮195/65R15311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45个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用45个档或多档。载质量在2035T的货车采用五档变速器，载质量在4080T的货车采用六档变速器。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18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，本次设计的轿车变速器为6档变速器。312传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为10；有的变速器最高档是超速档，传动比为0708。影响最低档传动比选取的因素有发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3045之间，总质量轻些的商用车在5080之间，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为078。313变速器各档传动比的确定（1）主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为12（31）037IRNUGA湖州师范学院本科毕业论文8式中汽车行驶速度（KM/H）；AU发动机转速（R/MIN）；N车轮滚动半径（M）；R变速器传动比；GI主减速器传动比。0已知最高车速180KM/H；最高档为超速档，传动比078；车轮滚动半径MAXUVGI由所选用的轮胎规格195/65R15得到MR25317619524发动机转速5600（R/MIN）；由公式（31）得到主减速器传动比计算公式NP74180730730AGUINRI（2）最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，MAX驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）13。用公式表示如下（32）MAXMAX0MAXSINCOGFRITTGE式中G车辆总重量N；坡道面滚动阻力系数对沥青路面001002；F发动机最大扭矩NM；MAXET主减速器传动比；0I变速器传动比；G为传动效率（08509）；TR车轮滚动半径；最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30的坡，大约）MAX716由公式（32）得（33）TEGITRGI0MAXAX1SNCO已知M1265KG；R0317M；G98M/S205F76MAXNE15AX740I湖州师范学院本科毕业论文9；，把以上数据代入（33）式8640T856186407153701SIN92COS089125GI满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下NTGEFRIT10MAX（34）TENGII0MAX1式中驱动轮的地面法向反力，；NFFN1驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可取0708之间。已知前轮轴荷KG；取06，把数据代入（34）式得265801M9347579261GI所以，一档转动比的选择范围是5211GI初选一档传动比为29。（3）变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即QIII6543213017892541I01532761320954312QIQI314中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算14（35）31MAXGEAITK式中湖州师范学院本科毕业论文10A变速器中心距（MM）；中心距系数，乘用车8993；KAK发动机最大输出转距为155（NM）；MAXET变速器一档传动比为29；1I变速器传动效率，取96。G（8993）（8993）75576725570278MMA3960215轿车变速器的中心距在6080MM范围内变化。初取A68MM。315变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用231046830430ALMM初选长度为230MM。316齿轮参数的选择（1）模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是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，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。表32汽车变速器齿轮的法向模数轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表32选取各档模数为，由于轿车对752NM降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。（2）压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用145、15、16、165等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用225或25等大些的压力角15。国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/TA车型1014模数/MMNM225275275300350450450600湖州师范学院本科毕业论文11本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。（3）螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。试验证明随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为22。（4）齿宽B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的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能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，齿宽减小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，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中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NM斜齿，取为6085，取78NCKBCMM452178（5）齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、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。若齿顶高系数小，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少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为075080的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为100。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与100的细高齿。本设计取为100。32各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀16。根据图31确定各档齿轮齿数和传动比。（1）一档齿数及传动比的确定湖州师范学院本科毕业论文12一档传动比为921ZI85472COS685COS2HNNHZMAZ取整得46。轿车可在1217之间选取，取12，则。1Z342Z则一档传动比为3212I（2）对中心距A进行修正COSHNZM2682475取整得MM，为标准中心距。0A0中心距调整后取则35,12Z62（3）二档齿数及传动比的确定（36）3142ZI（37）COS430MAN已知70MM，2231，275，；将数据代入（36）、（37）两式，齿数0A2IN2取整得，143Z3所以二档传动比为1354Z（4）计算三档齿轮齿数及传动比（38）76563ZI（39）COS260MAN已知70MM，1716，275，；将数据代入（38）、（39）两式，齿数0A3IN湖州师范学院本科毕业论文13取整得，所以三档传动比为175Z306765130563ZI（5）计算四档齿轮齿数及传动比（310）21784ZI（311）COS80ZMAN已知70MM，132，275，；将数据代入（310）、（311）两式，齿数0A4IN2取整得，所以四档传动比为27Z78Z3510784ZI（6）计算五档齿轮齿数及传动比（310）01594ZI（311）COS21090ZMAN已知70MM，1015，275，；将数据代入（310）、（311）两式，齿0A4IN数取整得，所以五档传动比为239Z10043129104ZI（7）计算六档齿轮齿数及传动比（312）780125ZI（313）COS120ZMAN已知70MM，078，275，；将数据代入（312）、（313）两式，齿数0A5IN取整得，所以六档传动比为261Z1Z802615ZI（8）计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为23，输入轴齿轮齿数11，为保证倒档齿轮的啮合不产生运1413动干涉齿轮13和齿轮15的齿顶圆之间应保持有05MM以上的间隙，即满足以下公式湖州师范学院本科毕业论文14（314）013552COSAMZN已知，把数据代入（314）式，齿数取整，解得2137NM0A，则倒档传动比为51Z1823513ZIR输入轴与倒档轴之间的距离MM取052COS7COS2134ZMAN50A输出轴与倒档轴之间的距离MM取4281CS35CS1345ZN833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17。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。本次设计螺旋角定为一档至五档，倒档21根据设计手册及相关图表得一档齿轮的变位当A070Z112Z235时，查得总变位系数X0522变位系数分2配为X10324X20198二档齿轮的变位当A070Z314Z433时，查得总变位系数X0522变位系数分配为X30311X40211三档齿轮的变位当A070Z517Z630时，查得总变位系数X05222变位系数分配为X50296X60226四档齿轮的变位当A070Z720Z827时，查得总变位系数X0522变位系数分配为X70270X80252五档齿轮的变位当A070Z923Z1024时，查得总变位系数X05222湖州师范学院本科毕业论文15变位系数分配为X90234X100288六档齿轮的变位当A070Z1126Z1221时，查得总变位系数X05222变位系数分配为X110234X120288倒档齿轮的变位输入轴与倒档轴之间当A046Z1311Z1535时，查得总变位系数X020021变位系数分配为X13017X15003输出轴与倒档轴之间当A080Z1423Z1535时，查得总变位系数X012变位系数分配为X14003X15015湖州师范学院本科毕业论文16第4章变速器齿轮强度校核41齿轮材料的选择原则（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。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对。如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮18。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CRMNTI渗碳后表面淬火处理，硬度为5862HRC。42变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮）315BTYKFW1式中圆周力（N），；1FDTG21计算载荷（NMM）；GT节圆直径（MM），为法向模数（MM）；DCOSZMDNN湖州师范学院本科毕业论文17斜齿轮螺旋角；应力集中系数，150；KK齿面宽（MM）；B法向齿距，；TNMT齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图32中查得；Y3COSZN重合度影响系数，20。KK图32齿形系数图将上述有关参数据代入公式（315），整理得到316KYZMTCNGW3OS2（1）一档齿轮校核已知3105GTNMM；MM；X10324；2K752N07C02K，查齿形系数图32得Y0153，把以上数据代入316式，得3016COS33ZNMPA042857153072143COS52331KYMZTCNGW（2）二档齿轮校核湖州师范学院本科毕业论文18已知3105GTNMM；MM；X30311；2K752NM07CK02K，查齿形系数图32得Y0157，把以上数据代入316式，得0COS433ZNMPA6925715072143COS52333KYMZTCNGW其他各档位齿轮的校核同理，此处不再一一复述。对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPA，以上各档均合适。43轮齿接触应力校核（317）14180BZJFE式中轮齿接触应力（MPA）；J齿面上的法向力（N），；FCOS1F圆周力（N），；1DTFG21计算载荷（NMM）；为节圆直径（MM）；GT节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPA）；E5102齿轮接触的实际宽度（MM）；B，主从动齿轮节点处的曲率半径（MM），直齿轮，斜ZSINZRSINBR齿轮，；2COSINZR2COSINBR、主从动齿轮节圆半径（MM）。ZB表33变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPAJ湖州师范学院本科毕业论文19渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档齿轮13001400650700将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见2MAXETJ表33（1）一档齿轮接触应力校核已知NMM；MPA；3105GT051062EMM；695472201HZADMM；310102H；MM872COS57NCMKBN59042COS0693131DTFG720COS2IN3104COS2INSII5SISI2212DRBZ由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（317）可得MAXETMPA4180278710625904521，J（2）二档齿轮接触应力校核已知NMM；MPA；3GT2056EMM；94712303HZADMM；0863404H湖州师范学院本科毕业论文20MM；8712COS57NCMKBN18732COS0943533DTFGINCOS2INSI2RZ19COS0I896II2242DB同一档，将以上数据代入（317）可得MPA9452717871834053，J其他各档位校核同理此处不再一一复述。以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以各档均合格。J44倒档齿轮的校核由于采用斜齿故与前六档校核相同（1）齿根弯曲疲劳许用应力计算倒档输入齿轮已知NMM；MM；X11017；305GT215K72NM07CK；，查齿形系数图32得Y0132，把以上数据代入2K3COS33ZN316式，得MPA357210752143COSS337KYMZTCNGW（2）齿面接触疲劳许用应力的计算19已知NMM；MPA；3015G5106E8614COS2INSI7SS10292DRBZ湖州师范学院本科毕业论文21N0987COS29DTFG同一档，将以上数据代入（317）可得MPA150389178487106290451J所以倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。第5章轴的及轴上零件的设计与选择变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。51初选轴的直径在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取ADL对输入轴，016018；对输出轴，018021。LD/L/输入轴花键部分直径（MM）可按下式初选取3MAXETKD式中经验系数，4046；K发动机最大转矩（NM）。MAXET输入轴花键部分直径21492471MM3115640，D初选输入、输出轴支承之间的长度270MM。L按扭转强度条件确定轴的最小直径（322）3320195NPD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（322）式，得湖州师范学院本科毕业论文22MM3205670219201953333NPD所以，选择轴的最小直径为22MM。根据轴的制造工艺性要求20，将轴的各部分尺寸初步设计如图33、34所示图33输入轴各部分尺寸图34输出轴各部分尺寸52轴的强度验算521轴的刚度计算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，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。湖州师范学院本科毕业论文23图35变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图35所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为CFSF，可分别用下式计算（323）EILBAFFC321（324）IFS2（325）EILABF31式中齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；2弹性模量（MPA），21105MPA；EE惯性矩（MM4），对于实心轴，；I64DI轴的直径（MM），花键处按平均直径计算；D、齿轮上的作用力距支座、的距离（MM）；ABAB支座间的距离（MM）。L轴的全挠度为MM。202SCFF轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为005010MM，010015MM。齿轮所在CFSF平面的转角不应超过0002RAD。（1）变速器输入轴和输出轴的刚度校核1）轴上受力分析一档工作时N04679813752COS0COS211ZMTDFNGT湖州师范学院本科毕业论文24N743152COS0TAN46798COSTAN11RFN8TT1A输入轴的挠度和转角的计算已知A23MM；B23124MM；L25424MM；D355MM，把有关数据代入（323）、（324）、（325）得到LDEBAFIFRRC4212136MM105071250237542CFMM582453103669864541STSFLDEBAFFMM0197222SCFFRAD0278245341036453451EILABR输出轴的挠度和转角的计算输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知A2525MM；B23124MM；L25649MM；D43MM，把有关数据代入（323）、（324）、（325）得到LDEBAFIFRRC4212136MM1050492502357442CFMM163169845SSFFMM208970222SCFFRAD0214456314357431EILABFR二档工作时湖州师范学院本科毕业论文25N29640152COS04COS233232ZMTDFNGTN7CSTAN960COSTA22RN256T4TN2AF输入轴的挠度和转角的计算已知A7674MM；B1775MM；L25424MM；D435MM，把有关数据代入（323）、（324）、（325）得到2453140236767953644222LDEBAFILFRRCMM1050168CFMM1500427954323676945222SRSFILBAFMM018022SCFFRA02140245314367769573452EILABFRD输出轴的挠度和转角的计算输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知A79MM；B1775MM；L25649MM；D40MM，把有关数据代入（323）、（324）、（325）得到49256014323795364222LDEBAFILFRRCMM1050468CFMM150062849532794352242STSFLDBAFMM0680622SCFFRAD021749251433677954352EILABFR湖州师范学院本科毕业论文26其他各档位工作时刚度校核计算同理，此处不再一一复述。由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。522轴的强度计算变速器在一档工作时对输入轴校核计算输入轴的支反力N0467981275COS02COS2311ZMTDFNGTNCSTAN046798COSTA1RN3827TTN1AF已知A23MM；B23124MM；L25424MM；D355MM，（1）垂直面内支反力对B点取距FAYABFA1R1FR1B0代入得FAY2623567N对A点取距FBYABFA1R1FR1A0代入得FBY512173N（2）水平面内的支反力对B点取距FAXABFT1B0代入得FAX7265402N对A点取距FBXABFT1B0代入得FBX722644N（3）计算垂直面内的弯矩轴上各点弯矩如图36所示作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩BMH和弯矩的同时作用下，其应力为T32932DWM湖州师范学院本科毕业论文27式中（NM）；22TMBH轴的直径（MM），花键处取内径；D抗弯截面系数（MM3）。W将数据代入（329）式，得MPA0457314295032MAXINMAXD在低档工作时，400MPA，符合要求。图36输入轴的弯矩图对输出轴校核计算输出轴的支反力齿轮受力如下N057981275COS02COS23112ZMTDFNGT湖州师范学院本科毕业论文28N743152COS0TAN46798COSTAN12RFN8TTA已知A2525MM；B23124MM；L25649MM；D43MM轴上各点弯矩如图37所示（1）垂直面内支反力对B点取距FAYABFA2R2FR2B0代入得FAY309758N对A点取距FBYABFA2R2FR2A0代入得FBY3816N（2）水平面内的支反力对B点取距FAXABFT2B0代入得FAX78669N对A点取距FBXABFT2B0代入得FBX735739N图37输出轴弯矩图把以上数据代入（329），得MPA0213DMWAXAXM在低档工作时，400MPA，符合要求。53轴承选择与寿命计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴AMV承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。湖州师范学院本科毕业论文29AMVSL式中，H16060MAXAV3125604531输入轴轴承的选择与寿命计算初选轴承型号根据机械设计手册选择30205型号轴承KN，KN。7ORC23R（1）变速器一档工作时N，N7435RF38271AF轴承的径向载荷2852063N；NA62B轴承内部轴向力查机械设计手册得Y16N7891620351YSAN2FBN6586541832789121SSA所以N1AFN12AS计算轴承当量动载荷P查机械设计手册得到30E，查机械设计手册得到；FAA12562857916140YX，查机械设计手册得到EBA43当量动载荷ARPYFXFP21N29308791603854N45472为支反力。RFH8269738041236101026PCNLH湖州师范学院本科毕业论文30表34变速器各档的相对工作时间或使用率GIF/I变速器档位车型档位数最高档传动比31130694105320765普通级以下4118236831122774105210587410532076551052418575轿车中级以上510521557525查表34可得到该档的使用率，所以H61501856所以轴承寿命满足要求。532输出轴轴承的选择与寿命计算（1）初选轴承型号根据机械设计手册选择轴承型号为右轴承采用30205型号KN，KN37ORC23R左轴承采用30208型号KN，KN46变速器一档工作时一档齿轮上力为N，N74315RF3827AF轴承的径向载荷2825063N；NA6723BF轴承内部轴向力查机械设计手册得Y16N7891620351YSAN2FB所以N7891AN654183272AFS（2）计算轴承当量动载荷P查机械设计手册得到0E湖州师范学院本科毕业论文31，查机械设计手册得到；EFAA31250628579101YX，查机械设计手册