轿车自动变速器设计论文

1、 毕业设计说明书 机械工程学院 第 3 页 共 29 页 毕业设计说明书 机械工程学院 目 录1.1变速器作用21.2变速器分类21.3自动变速器发展史和现状41.4自动变速器发展趋势41.5自动变速器工作原理41.6自动变速器组成41.7自动变速器优缺点4二、自动变速器原理设计22.1自动变速器原理设计、总体方案确定22.2 自动变速器示意图绘制和传递路线分析4三、自动变速器传动件的设计及选择43.1确定格挡传动比2 3.1.1一档传动比确定23.1.2其他各档传动比确定2 3.2初定中心距和变速器轴向尺寸23.2.1初定中心距23.2.2自动变速器轴向尺寸确定23.3齿轮设计及其参数确定4

2、3.3.1齿轮模数确定23.3.2选定螺旋角和压力角23.3.3各档齿数确定43.4传动轴的设计43.5变矩器、离合器和轴承选择43.5.1变矩器选择23.5.2离合器选择23.5.3轴承选择4四、校核验算各传动件54.1 齿轮校核54.2轴的校核54.3轴承寿命校核6五、参考文献8六、毕业设计总结1一、前言1、变速器的作用：发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。变速器的

3、发展趋势是越来越复杂，自动化程度也越来越高，自动变速器将是未来的主流。2、变速器分类：1)按传动比的变化方式划分，变速器可分为有级式、无级式和综合式三种。 (2)按操纵方式划分，变速器可以分为强制操纵式，自动操纵式和半自动操纵式三种。 3、自动变速器现状和发展趋势发展现状：目前，随着其理论与设计制造技术的不断完善，其应用范围越来越广泛。近十几年来，自动变速器的多段化、电控化，液力变矩器自锁区域的低车速化和传动部件的小型化、大容量化和高强度技术有了很大的发展和提高。无级自动变速器技术在轻量小型化、大容量化和最佳控制化方面也有了较快的发展。汽车是高新技术的最具价值的商业载体，随着我国已正式加入WT

4、O，追赶世界汽车技术的步伐将进一步加快，自动变速器作为汽车传动系统计一个十分重要的总成，其发展无疑反映了当今该项技术的潮流。自动变速器发展趋：作为汽车关键总成之一，变速器技术在汽车诞生的百年历史中在不断地与时俱进。手动变速器由于其传递动力的直接与高效性，加上制作技术的成熟与低成本，现代汽车中装备手动变速器的汽车仍然占有很大比例。但随着人们对汽车舒适性要求越来越高，现代汽车自动变速器装备率越来越高却是一个不争的事实，尤其是当自动变速器也逐渐能够兼顾操控性的时候。但，传统自动变速器技术却由于其效率的低下而在等待一场革命。我们想要知道的是，自动变速器的未来究竟将走向何方？在当前多种技术的研发中，自动

5、变速器技术逐渐呈现出了比较明显的三大发展趋势，一是以德国大众汽车公司为代表的双离合技术，二是无级变速技术即CVT技术，三是多家公司已然推出的多挡位技术·4、自动变速器工作原理自动变速器根据汽车速度、发动机转速、动力负荷等因素自动进行升降档位，不需由驾驶者操作离合器换档，使用很方便。特别在交通比较拥挤的城区马路行驶，自动变速器体现出很好的便利性。自动变速器比手动变速器复杂得多，有很多方面不相同，但最大的区别在于控制方面。手动变速器由驾驶员操纵档位，加档或减档由人工操作，而自动变速器是由机器自动控制档位，变换档位是由液压控制装置进行的。 以一个典型的自动变速器为例，液压控制装置根据节气门

6、（油门）开度和变速器输出轴上输送来的信号控制升降档。根据节气门开度变化，液压控制装置中的调节阀产生与加速踏板踏下量成正比的液压，该液压作为节气门开度“信号”加到液压控制装置；另外有装配在输出轴上的速控液压阀可产生与转速（车速）成正比的液压，作为车速“信号”加到液压控制装置。因此，就有节气门开度“信号”和车速“信号”，液压控制装置根据这两个“信号”自动调节变速器油量，从而控制换档时机。 也就是说在汽车驾驶中，驾驶员踏下加速踏板（油门踏板），控制节气门开度和汽车的行驶速度（变速器输出轴转速），就能自动控制变速器内的液压控制装置，液压控制装置会利用液力去控制行星齿轮系统的离合器和制动器，以改变行星齿

7、轮的传动状态。5、自动变速器类别：按传动比变化形式可分为有级式、无级式和综合式三种。在无级式(和综合式)中，变速的种类可分为：液力变矩式无级变速器;机械式无级变速器;电力式无级变速。按齿轮变速系统的控制方式分为：a.液控液动自动变速器 在手控制阀选定位置后，由反映节气门开度的节气门阀和反映车速的调速器阀把节气门开度和车速转变为液压信号。在换档点，这些液压信号直接控制 换挡阀进行换档。b.电控液动自动变速器 在手控制阀选定位置后，由反映节气门开度的节气门位置传感器和反映车速的车速传感器把节气门开度和车速转变为电信号。这些电信号输入电子控制单元(ECU)，由电子控制单元控制液压阀和液压执行机构进行

8、换档电子控制自动变速器通常由液力变矩器、行星齿轮变速系统、换挡执行器、液压操纵系统、电子控制系统五部分组成。6.自动变速器组成：自动变速器的厂牌型号很多，外部形状和内部结构也有所不同，但它们的组成基本相同，都是由液力变矩器和齿轮式自动变速器组合起来的。常见的组成部分有液力变矩器、行星齿轮机构、离合器、制动器、油泵、滤清器、管道、控制阀体、速度调压器等，按照这些部件的功能，可将它们分成液力变矩器、变速齿轮机构、供油系统、自动换挡控制系统和换挡操纵机构等五大部分。1）、液力变矩器液力变矩器位于自动变速器的最前端，安装在发动机的飞轮上，其作用与采用手动变速器的汽车中的离合器相似。它利用油液循环流动过

9、程中动能的变化将发动机的动力传递自动变速器的输入轴，并能根据汽车行驶阻力的变化，在一定范围内自动地、无级地改变传动比和扭矩比，具有一定的减速增扭功能。2）、变速齿轮机构自动变速器中的变速齿轮机构所采用的型式有普通齿轮式和行星齿轮式两种。采用普通齿轮式的变速器，由于尺寸较大，最大传动比较小，只有少数车型采用。目前绝大多数轿车自动变速器中的齿轮变速器采用的是行星齿轮式。3）、供油系统自动变速器的供油系统主要由油泵、油箱、滤清器、调压阀及管道所组成。油泵是自动变速器最重要的总成之一，它通常安装在变矩器的后方，由变矩器壳后端的轴套驱动。在发动机运转时，不论汽车是否行驶，油泵都在运转，为自动变速器中的变

10、矩器、换挡执行机构、自动换挡控制系统部分提供一定油压的液压油。油压的调节由调压阀来实现。4）、自动换挡控制系统自动换挡控制系统能根据发动机的负荷（节气门开度）和汽车的行驶速度，按照设定的换挡规律，自动地接通或切断某些换挡离合器和制动器的供油油路，使离合器结合或分开、制动器制动或释放，以改变齿轮变速器的传动化，从而实现自动换挡。自动变速器的自动换挡控制系统有液压控制和电液压（电子）控制两种。5）、换挡操纵机构自动变速器的换挡操纵机构包括手动选择阀的操纵机构和节气门阀的操纵机构等。驾驶员通过自动变速器的操纵手柄改变阀板内的手动阀位置，控制系统根据手动阀的位置及节气门开度、车速、控制开关的状态等因素

11、，利用液压自动控制原理或电子自动控制原理，按照一定的规律控制齿轮变速器中的换挡执行机构的工作，实现自动换挡。6、自动变速器所具有的优缺点：（1）自动变速器优点1）  提高行车的安全性。汽车在行驶过程中，驾驶员必须根据道路、交通条件的变化，对汽车的行驶方向和速度进行改变和调节。以在城市中心为例，平均每分钟换挡2次而每次换挡有46个手脚协调动作。正是这种连续不断的频繁换挡操作，使得驾驶员产生疲劳，安全性下降。而配备自动变速器的汽车大大降低了驾驶员的疲劳强度，提高了行车安全性。2）  降低有害气体的排放。发动机在怠速和高速运行时，排放的废气中CO和CH化合物的浓度较高。而自动变速

12、器的应用可是发动机经常处于低有害气体排放的区域内运转，从而降低了排气污染。3）  整车具备更好的驾驶性能。汽车驾驶性能的好坏一定程度上取决于正确的操纵与控制。自动变速器能通过系统的设计，使整车自动去完成这些使用要求，以获得最佳的燃料经济性和动力性。使得驾驶性能与驾驶员的技术关系减小，因而特别是用于非职业驾驶。4）  良好的行驶性能。自动变速器的档位变换不但快而且平稳，提高了汽车的乘坐舒适性。通过液体传动或电脑控制换挡，可以消除或降低传动系统中的冲击和动载。这对在地形复杂、路面恶劣条件下的工程车辆、军用车辆尤其重要。（2）自动变速器缺点（1）   结构复杂

13、、成本高。与手动变速器相比，自动变速器结构复杂，零部件加工难度大，制造成本高；技术不够成熟，寿命短；维护和维修要有昂贵的专业设备，难度和成本都较大。2）  效率不够高。这也制约了自动变速器在小排量汽车上的使用。同类型的汽车，职业驾驶员驾驶，安装自动变速器的汽车比安装手动变速器的汽车油耗大15%左右。3）  缺少驾驶乐趣。配备自动变速器的汽车大大降低了驾驶个性，这也是“爱车族”不愿驾驶自动变速器汽车的原因。这也是近年来产生了自动、手动两用变速器的主要原因。二、自动变速器总体方案确定以及绘制工作示意图和分析1、自动变速器总体方案确定本毕业设计是设计五级自动速变速器，即是5个前进

14、挡，一个倒档，空挡和驻车当。本方案是参考广州本田轿车采用的MAXA型自动变速器（液力变矩器与固定轴线式齿轮变速器组成的液力机械自动变速器），总共采用4根轴，即轴、轴、中间轴和主减速齿轮副轴（输出轴）。六个换挡离合器，一个液力变矩器，变矩器输入轴与发动机曲轴连接，本方案液力变矩器选择是三元件综合式液力变矩器，变矩系数为1.92.5。所有档位齿轮都选用斜齿圆柱齿轮。2、自动变速器示意图绘制和传动路线分析1）自动变速器示意图：（附着）2）在不同档位时其传动路线一挡：液力变矩器25第一轴1第一轴背轮4第二轴背轮5中间轴背轮12中间轴21中间轴一档齿轮13第二轴一档齿轮11一档离合器18第二轴20主减速

15、齿轮副22/23输出轴25二挡：液力变矩器25第一轴1第一轴背轮4第二轴背轮5中间轴背轮12中间轴21二档离合器19中间轴二档齿轮16第二轴二档齿轮6第二轴20主减速齿轮副22/23输出轴25三挡：液力变矩器25第一轴1第一轴背轮4第二轴背轮5中间轴背轮12中间轴21三档离合器19中间轴三档齿轮15第二轴三档齿轮9第二轴20主减速齿轮副22/23输出轴25四挡：液力变矩器25第一轴1四档离合器17第一轴四档齿轮2第二轴四档齿轮7第二轴20主减速齿轮副22/23输出轴25五档：液力变矩器25第一轴1四档离合器17第一轴五档齿轮3第二轴五档齿轮8第二轴20主减速齿轮副22/23输出轴25倒档R：液

16、力变矩器25第一轴1第一轴背轮4第二轴背轮5中间轴背轮12中间轴21中间轴倒档齿轮14倒档背轮24第二轴倒档齿轮10倒档离合器18第二轴20主减速齿轮副22/23输出轴25空（N）挡：液力变矩器25第一轴1。此时，液压油不作用在离合器上，动力不能传动到第二轴上。驻车（P）挡：各离合器不接合，动力不能传动到第二轴。第二轴上驻车挡齿轮26被驻车锁销27锁止。3、 自动变速器各个传动件设计及选择已知条件：轻型轿车质量1168kg,装备LJ476Q 3E2发动机，最大功率63/5000KW/rpm;最大扭矩130/3750N·m/rpm,最高时速182Km/h,车轮为185/60R14，满载

17、5人. 1、确定各档传动比确定最低档传动比时，要考虑下列因素：汽车最大爬坡度，驱动轮与地面附着力，汽车最大稳定车速及主传动比等。在主传动比确定的情况下，可按照下列方法确定各档传动比。各传动比确定要满足以下要求：a、相邻的抵挡与高档之间传动比之比不大于1.7；b、轿车变速器传动比变化范围应在34，即imax/imin要在34之间；c、相邻档传动比之比不能大于1.8，否则造成换挡困难。1）确定一档传动比1 根据汽车最大爬坡度确定一档传动比汽车在上最大坡度上行驶是，驱动力应该能够克服轮胎与地面滚动阻力及上坡阻力，由于汽车上坡时速度不高，空气阻力不大，故可以忽略，由汽车行驶方程的：一档传动比i1rma

18、gi/Tmaxior为驱动轮半径因为选择车轮型号为185/60R14，所以车轮半径r=2.54*14*10/2+185 =177.8+185=362.8mm ma汽车满载时总质量汽车空载质量为1168千克，满载5人，查汽车设计中高级轿车人均质量按75计算，所以汽车满载质量为：ma =1168+5*75=1543kgg重力加速度，取9.81m/s2道路最大阻力系数查相关资料可知轿车可爬上16.42°的斜坡，滚动阻力系数为f=0.015左右，所以坡度：i=tan16.42°*100=30最大阻力系数=f+i=0.015+0.30=0.315i液力变矩器传动比选择的液力变矩器变矩

19、系数为2，传动比也为0.5（液力变矩器输出速度与输入速度之比）。Tmax变速器最大输入转矩自动变速器输入转矩Tmax=kTemaxk为变矩器变矩系数,等于2Temax为发动机最大转矩,等于130N.m所以Tmax=kTemax=2*130=260N.mio主减速器传动比查汽车设计中小型汽车主减速器传动比io一般小于等于7.6，这里io取2。汽车传动总效率0.85.查相关的资料值大约在0.85左右，这里取0.85。综上述一档传动比i1rmagi/Tmaxio=（0.3628*1543*9.81*0.315*0.5）/（260*2*0.96）=1.832 根据汽车车轮与地面附着力确定一档传动比汽车

20、行驶时，为了使汽车车轮与不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与地面之间的附着力，由此得：i1Nri/TmaxioN驱动轮垂直反力 ，用下列公式计算:N=(xcos+shgsin)mag/L其中值当后轮驱动时X=L1，S=+1；当前轮驱动时X=L2，S=-1；为路面的坡度角；L1、L2分别为汽车质心距前后轴的距离；L为汽车轴距；hg为汽车满载时质心高度。本汽车属于中高级轻型轿车，后轮驱动，查汽车设计第二章2.2节汽车主要参数选取可知道汽车前后轴间距为29003900毫米，这里取3200毫米。后轮驱动，所以X=L1，S=+1。确定X值，即L1值：汽车空载质心可认为在两轴中间，满载时 5人，前面坐2

21、个，后面3个，导致重心后移，满载时总质量为2668千克，后面3个人总重为225千克。其力学模型为：m*L1=ma*L2+m1*L1543 *L1=1168*1.6+225*3.2L1=1.678m=1678mm；hg取估计值1300毫米；路面坡度值，查相关的资料，一般公路的坡度3；山路坡度5；最差路面不大于10；所以在这里取8。g为重力加速度，取值9.81m/s2。所以N=(xcos+shgsin)mag/L=(1678*cos8°+1*1300*sin8°) *1543*9.81/3200=8083r驱动轮半径为0.3628；i液力变矩器传动比，等于0.5；Tmax为自动

22、变速器输入轴最大转矩，等于260；道路附着系数，计算时取0.50.6，这里取值为0.55；io主减速器传动比，等于2；汽车传动系总效率，取值为0.85。综上述可得：i1Nri/Tmaxio=(8083*0.3628*0.55)/(260*2*0.85)=3.623 根据最低档稳定车速确定一档传动比对于轿车要在松软地面上行驶，为了避免在松软地面上行驶时由于土壤受到冲击减切力的破坏而失去附着力，imax应保证在极低车速下稳定行驶，设最低稳定车速为vmin，侧：imax=0.377rnmin/vamini0i´r驱动轮半径为0.3628mnmin输入轴最低转速，为等于3750/2=1875

23、rptvamin汽车最低稳定速度，查相关资料大约12km/h左右i0主减速器传动比，等于2；i´为分动器低档传动比，查汽车构造分动器一节可知分动器低档传动比取值2左右。综上述：imax=0.377rnmin/vamini0i´ =（ 0.377*0.3628*1875）/（12*2*2） =5.3根据上述三个条件确定的传动比不相等，应取较小值，这里一档传动比imax取值为3.6最为合适。2）其他各档传动比确定u 最小传动比确定汽车最高时速182Km/h，所以汽车输出轴转速：n=v/2r =(182*10³*10³)/(2*3.14*362.8*60)=

24、=1331.4rpt总传动比i=i0imini´=n´/ni0主减速器的传动比，等于2imin变速器最小传动比i´汽车分动器高档传动比，查相关资料可取1n´变速器输入速度，等于5000/2=2500 rptn汽车输出轴速度总传动比i=i0imini´=n´/n=2500/1331.4 2*imin*1=1.88 imin=0.94u 其他各档传动比a) 几何级数公q= = =1.4i5=imin=0.94i4=i5q=0.94*1.4=1.3i3=i4q=1.3*1.4=1.82i2=i3q=1.82*1.4=2.57i1=imax=

25、3.6倒档传动比与一档基本相同取iR=3.22、 初定中心距和变速器轴向尺寸u 初定中心距变速器齿轮的中心距是变速器的主要尺寸，他对变速器的整体尺寸和体积质量有很大的影响，通常根据经验公式初定中心距A:A=KK中心距系数，轿车取8.99.3，这里取9.3；Tiemax变速器在一档时第二轴输出证转矩Tiemax= Temaxi1g；Temax变速器最大转矩，等于260 N.m；i1一档传动比，等于3.6；g变速器传动效率，取0.96；所以Tiemax= Temaxi1g=260*3.6*0.96=898.56N.mA=K=9.3*=89.7取整为90mmu 初定变速器轴向尺寸轿车五档变速器壳体轴

26、向尺寸在3.5A3.9A，所以应该在315351mm3、 齿轮设计及其各参数确定u 压力角、螺旋角在设计齿轮过程中，齿轮压力角都取标准压力角20°；齿轮螺旋角轿车变速器中间轴式取22°34°，在设计过程中统一。u 一档齿轮模数和齿数确定1) 模数影响齿轮模数的因素很多，其中最主要的是齿轮的强度、传动噪声和质量。减小模数，增加宽度会使噪声降低，反之侧能减少变速器的质量，降低噪声对轿车有很大的意义，减轻质量对货车比较重要。本自动变速器设计时统一采用斜齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮法面模数与弯曲应力之间有如下关系：Mn=Tg计算载荷为等于260N.m²kf摩擦力影响

27、系数，主动轮kf=1.1，被动轮kf=0.9，这里取1.1；斜齿轮螺旋角，等于25°；k应力集中系数，直齿轮等于1.65，斜齿轮等于1.5，都取1.5；z齿轮齿数，初取18；kc齿宽系数；这里取0.8；ks重合度系数，等于2；w弯曲应力，单位N.，当计算载荷取按发动机最大转矩时一档和倒档弯曲应力在600850N/mm²，这里取值600 N/mm²。y齿形系数，根据汽车设计图3-19，可知其值0.143；所以Mn= = =4.73mm修正取值为5mm。确定齿数和：ZH=32.5取整为33。一档传动比：i1=3.6z12和z4齿数为18。Z5的齿数=33-18=15。

28、如果确定Z11和Z13的值确定了，就可以Z22和Z23的值。Z11/z13应该取大一些，取值2。由Z11+ Z13=33Z11/z13=2得Z11=22； Z13=11。所以Z13必定产生根切，为了避免产生根切，就要增加齿数，模数不变，必定增加中心距，经过反复验算，中心距取120毫米比较合适。计算齿数和：ZH=43.5取整为44。由Z11+ Z13=44Z11/z13=2得Z11=29； Z13=15。z12和z4齿数为18。Z5的齿数=44-18=26。由i1=3.6得：=1.8由Z22+ Z23=44Z23/z22=1.8得Z22=16； Z23=28u 各挡齿轮齿数确定Ø 确定

29、各档齿数时，应考虑：a. 要尽量符合动力性、经济性对各档传动比的要求；b. 最小齿数不应产生根切。通常中间轴一档齿轮是齿数最小的齿轮，此齿轮不应该产生根切，而且根圆直径应大于中间轴最小直径；c. 相互啮合的齿轮齿数不应该有公因数速度高的齿轮应注意这一点;d. 齿数多可以降低齿轮的传动噪声。u 其他各档的模数Mn=Tg计算载荷为等于260N.m²kf摩擦力影响系数，主动轮kf=1.1，被动轮kf=0.9，这里取1.1；斜齿轮螺旋角，等于25°；k应力集中系数，直齿轮等于1.65，斜齿轮等于1.5，都取1.5；z16齿轮齿数，初取24；kc齿宽系数；这里取0.8；ks重合度系数

30、，等于2；w弯曲应力，单位N.，当计算载荷取按发动机最大转矩时一档和倒档弯曲应力在600850N/mm²，对于常啮合，轿车取值为180350N/mm²这里取值600 N/mm²y齿形系数，根据汽车设计图3-19，可知其值0.13；所以Mn= = =4.62mm修正取值为4.5。一档和倒档的模数取一致，都取5mm，其他各档的模数取的一样，都为4.5mmu 确定齿数和：ZH=48.3取整为48。u 齿数确定a) 二档齿轮齿数确定由i2=2.5得：=1.4由Z6+ Z16=48Z6/z16=1.4得Z6=28； Z16=28。b) 三档齿轮齿数确定由i3=1.8得：=1

31、由Z9+ Z14=48Z9/z14=1.4得Z9=24； Z14=24。c) 四档齿轮齿数确定由i4=1.3得：=0.72由Z2+ Z7=48Z7/z2=0.72得 Z2=24； Z7=20。d) 五档齿轮齿数确定由i4=0.94得：=0.52由Z3+ Z8=48Z3/z8=0.52得 Z3=31 Z8=31。e. 倒（R）档齿轮齿数确定倒档齿轮 模数与一档相同，都为5mm。由于中间轴和轴中心距为120mm，在齿轮10和齿轮14之间还倒档背轮，因此齿轮10和齿轮14不是直接进行啮合，而是通过中间背轮改变轴转速方向。为了使齿轮10和齿轮14不打齿，齿顶圆要有一定间隙，取齿轮10和齿轮14分度圆之

32、间距离为15，那么齿顶圆之间间隙为5mm，那么计算齿轮10和齿轮14时中心距实际应该为105mm。计算其齿数和：ZH=39.8取整为40。已知iR=3.2；由iR=3.2得：=1.78由Z10+ Z14=44Z10/z14=1.78得Z10=25； Z14=152) 齿宽齿宽b应能满足既减轻变速器的质量，同时又保证齿轮工作稳定性的要求。通常根据齿轮的模数来确定齿宽的大小。斜齿轮：b=（6.5-8.5)mn这里取8倍的模数，所以：一档和倒档大齿轮的宽度为40mm，小齿轮的齿宽为45mm；其他各档大齿轮齿宽为36mm，小齿轮齿宽40mm。齿轮参数表：齿轮Z14Z12Z5Z13Z11Z22模数555

33、555齿数181826152916分度圆直径999914382.5159.588齿宽454540404545齿轮Z23Z16Z6Z9Z15Z2模数54.54.54.54.54.5齿数282028242428分度圆直径154100140120120140齿宽404036363636齿轮Z7Z8Z3Z10Z14Z24模数4.54.54.5555齿数201731251516分度圆直径10085155137.582.588齿宽4040364045404、轴的设计1) 轴的长度在变速器结构方案确定后，变速器的长度就可以初步确定。轴的长度对刚度的影响很大，为了满足刚度要求，轴的长度和直径必须保持一定的协调

34、关系，轴的直径d与支持跨度L之间的关系可按下时选取：第一轴和中间轴：=0.160.18第二轴：=0.180.212）轴的直径轴的直径与传递扭矩有关，因而与变速器的中心距有一定的关系，可按下列公式初选直径值：中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大直径：d（0.40.5）A所以第二轴和中间轴最大直径在4860mm。A为变速器中心距等于120 mm。第一轴花键部分直径d1可按下式初选：d1（4.04.6）取4.6，Temax=260N.m,所以：d14.6*=4.6*=29.3 mm取整为30 mm。 2）计算各轴的最小直径轴的材料都选45Gr，表面淬火氰化处理。根据机械设计计算轴的最小直径公式：d,其

35、中A0根据轴的材料为45Gr，可知其值在11297 ，这里取100 ；P为传动轴的功率；n为传动轴最低转速；a) 轴和中间轴最小直径由于轴和中间轴转速相同，功率也基本相同，所以所受扭矩亦基本相同，所以它们的最小直径相同。功率P=63kw，转速n=2500rpt，d=100*=29.3 mm取整为30 mm。b)轴最小直径由于齿轮传动功率基本没有损失，所以功率都用发动机最大功率63 kw来计算。轴最小速度是在一档位置，其最小转速度n=，i为一档时中间轴与轴之间传动比，等于2。所以：n=1250 rpt轴最小直径d=100*=36.9 mm取整为40 mm。c)输出轴最小直径输出轴最小速度n=694.4 rpt，输出轴最小直径：d=100*=44.3mm取整为45 mm单位：mm轴轴轴中间轴输出轴最小直径30403045花键部分轴径3030最大轴径486048605、变矩器、离合器、制动器选择及轴承选择1）变矩器本自动变速器设计采用的是三元件综合式液力变矩器，液力变矩器变矩系数液力变矩器输出转矩Mw与输入转矩Mb之比称为