毕业设计(论文)-金杯小海狮x30三轴五档变速器设计

金杯小海狮 X30三轴五档变速器绪论1.1变速器的简介1.1.1手动变速器（MT）手动变速器（ManualTransmission，简称MT,又称机械式变速器）采用齿轮组[1]，，它的原理是用手拨动变速杆改变变速器内齿轮的啮合位置，而改变传动比，以达到变速的目的。现代轿车的手动变速器大多为五挡的有级式齿轮传动变速器，由于大多采用同步器的原因，所以，噪音小，换挡方便。但是，手动变速器在操纵时必须踩下离合，才能拨得动变速杆。曾有人预言，驾驶操作繁杂等缺点，阻碍了汽车迅猛的发展，手动变速器会在不久便会被淘汰，从事物发展的角度来说，的确有它的道理所在。但从目前市场的适用角度和需求来看，我认为手动变速器暂时还不会离开太快。首先，从微车的特性上来说，其他变速器的功用不能完全代替手动变速器。以货车为例，货车用于运输，通常要装载大量的货物，面对如此高的重力，除了需要强劲的发动机动力之外，还需要变速器的全力配合。大家都知道一挡功率最大，这样，在起步的时候才有足够大的牵引力将车带动。尤其是在爬坡路段，它的优势就更加明显了。与其他新型的变速器相比较，它们虽然具有简便的操作等优势，但这些优势却十分欠佳。其次，虽然自动变速器和无级变速器已非常普遍，但是大多数年轻的司机还是喜欢手动，尤其是喜欢在超车时手动变速器带来的那种快速超越感。所以，一些中高级别的汽车（特别是轿车）也不敢果断的换掉手动变速器。还有一个原因是，我国的汽车驾驶学校中大部分教练车都是使用的手动变速器，除了经济性之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及驾驶协调性。第三，现在轿车已经进入了生活水平不断提高的寻常百姓中，对于一般的家庭来说，经济适用型轿车最为合适。经济型轿车厂家采用性价比高的手动变速器，这就使得经济适用型轿车占据着在中国车市销量的大部分份额。例如，长安、吉利、奇瑞等国内厂家的经济型轿车都配备的手动变速，而且各款车型基本上都是采用的5挡手动变速。1.1.2自动变速器（AT）自动变速器（AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板行程和车速变化而自动变速。驾驶者只需操作加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器踏板，但自动变速器里面有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动合闭或者分离，从而达到自动变速的目的。在中档级别的汽车市场上，自动变速器有着自己的一席之地。驾驶这种车型的用户希望能够操作简便，降低驾驶疲劳感，从而享受高速驾驶的带来的愉悦。特别是在高速公路上，这个体现几乎完美。况且，以重庆市的交通状况来说，堵车更是家常便饭，有时要不断的停停走走，像蜗牛般蠕动，司机如果使用手动变速器，就会反复地踩离合并挂挡摘挡，繁琐的操作，尤其对于新手和女式来说更是有苦难言。使用自动挡，就不会再有这样麻烦了。在市场上，这种汽车的销售状况还是十分可观，特别适合女性朋友，因为她们需要的是驾车时的便捷性。然而，对于我国现在的不均匀道路的状况，普及这种车型还是有相当的难度，因为自动挡汽车的优势无法完全发挥出来。1.1.3手动/自动变速器（AMT）在了解了一些车友后，知道他们既希望拥有传统的手动变速器的驾驶乐趣，有时候又希望驾驶的便捷。这样，手/自一体变速器应运而生。这种变速器第一次推出是在德国保时捷车厂的911车型上面，称为Tiptronic。它解放了高性能跑车受传统自动挡的束缚，让驾驶者享受了手动换挡的无尽乐趣。这种车型在挡位上面设有“-”和“+”选择挡位。当拨挡杆选择D挡时，可自由选择加档(+)或减挡(-)，和手动挡操作一样。自动—手动变速系统向驾驶者提供的两种驾驶方式，既可以满足手动挡的驾驶乐趣，又可以在拥堵的交通道路中切换成自动挡，这种变速方式也非常适合我国的道路现状。并且，这种变速器十分适合那些夫妻双方都会驾车的家庭，既满足了男性驾驶者喜爱手动挡的乐趣，又兼顾了女性驾驶者驾驶简捷的要求，可谓真正的“夫妻挡”。虽然这种二合一的配置技术含量要求比较高，但这类汽车在价格上也并不是高得离谱，比如长安CS35、起亚K2、捷达2013款等等，这些“二合一”的车型价格均在8-9万元左右，这个价格大众还是比较能够接受的。所以，手动/自动变速器的汽车销售上面还是有相当大优势。因此，这类型的变速器的市场还是比较比较广阔。1.1.4无级变速器(CVT)当今，汽车产业以其迅猛的速度发展着， 然而，用户对于汽车性能的要求也是越来越高。汽车变速器的发展也并没有停滞不前， 无级变速器成了人们的“终极”追求。无级变速器最早由荷兰人范 ?多尼斯（VanDoorne’s）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 [2]。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[3]。通常有些朋友错误的将自动变速器称为无级变速器，虽然它们有共同之处，但是，自动变速器是有级式传动比，只有换挡是自动的，一般自动变速器有2～7个挡。而无级变速器能在一定范围内实现无级的速度比变化，并可以将几个常用的速度比选定为常用的“挡”。配备这种变速器的发动机可在任何转速下自动获得最适合的传动比。从市场需求分析，虽然无级变速器的技术含量相比其他变速器较高，但是，也已经装配到了普通的家庭轿车之上。1.2变速器的确定与设计车型参数本设计就是根据金杯小海狮 X30车型而开展的，变速器依旧是采用经典的手动变速器，而设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：最高时速：135km/h轮胎型号：175/70R14总质量： ma=1860Kg最大扭矩：105N?m/3200r/min最大功率：60kw/5500r/min转矩转速:nT=3200r/min变速器传动机构布置方案的确定2.1变速器结构方案的确定2.1.1变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比， 其制造低廉、结构简单，具有高的传动效率（η=0.93），因此，在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、 挡数及各挡的传动比，因为它们对汽车的燃料经济性和动力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也应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为 3.0～4.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.0～8.0；越野车与牵引车传动比10.0～20.0[4]。通常，有级变速器具有 4、5个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多挡变速器，其前进挡位数多达 6～16个甚至20个[4]。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于5个前进挡的变速器来说是相当困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为5挡。多于5个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器如图 2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。 因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。 其缺点是：处直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。图2-1 轿车中间轴式变速器1第一轴；2第二轴；3中间轴两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了降低了成本。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他挡均采用常啮合斜齿轮传动；个挡的同步器多装在第二轴上，这是因为一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值的（ig=4.0~4.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各挡传动比同时增大主减速比来取消。图2-2 两轴式变速器1--第一轴；2—第二轴；3—同步器图2-3、图2-4、图2-5分别示出了几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以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。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差别。图2-3中间轴式四挡变速器传动方案如图2-3中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别： 图2-3a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图 2-3c所示传动方案的一，二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而倒挡用直齿滑动齿轮换挡。图2-4a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图2-4b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图 2-4d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内， 这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外， 还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。图2-4中间轴式五挡变速器传动方案图2-5a所示方案中的一挡、倒挡和图b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。图2-5中间轴式六挡变速器传动方案以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。由于本设计的是微面车型，属于发动机中置后轮驱动的布置形式，同时考虑到制造成本以及便于用户维护等因素，再结合变速器的特点，现选用三轴式变速器。2.1.2倒挡传动方案图2-6为常见的倒挡布置方案。图2-6b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2-6c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2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-6c所示方案。图2-6e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2-6f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 2-6g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。图2-6 变速器倒挡传动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，

故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式倒挡。 变速器的一挡或倒挡因传动比大，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， 最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。 为此，一挡与倒挡， 都应当布置在靠近轴的支承处， 以便改善上述不良状况，本设计采用如下方案（见图 2-7）。图2-7 倒挡布置2.2零、部件结构方案的分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。2.2.1齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。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，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。本设计中除一、倒挡外，其余均采用斜齿轮传动。2.2.2换挡结构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、 紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、 噪声大等原因，除一挡、倒挡外很少采用。本设计中一挡与倒挡采用直齿滑动换挡。啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用的。 由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。本设计也采用同步器换挡。2.2.3自动脱挡自动脱挡是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：1）将啮合套做得长一些（如图 2-8a）或者两接合齿的啮合位置错开（图 2-8b），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 1~3mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱挡。此段切薄a b图2-8防止自动脱挡的结构措施Ⅰ 图2-9防止自动脱挡的结构措施Ⅱ2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（ 0.3~0.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡（图 2-9）。3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜 20~30），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。这种结构方案比较有效，用较多。在本设计中所采用的是直齿滑动齿轮换挡与锁环式同步器换挡相结合的方式实现换挡。锁环式同步器是依靠摩擦作用实现同步的， 但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触， 以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 2-10所示：图2-10锁环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6—滑块;7-止动球;8-卡环;9—输出轴;10、11-齿轮2.2.4变速器轴承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。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间常采用球轴承来承受轴向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以承受轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器内采用圆锥滚子轴承虽然直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴承易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以不适用于线性膨胀系数较大的铝合金壳体。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、 后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。 轴承的直径根据变速器中心距确定， 并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6～20mm,下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承、滑动轴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。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。 滑动轴套的优点是制造容易，成本低。变速器主要参数的确定3.1变速器主要参数的选择3.1.1挡数近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，微面车一般用4~5个挡位的变速器。本设计也采用 5个挡位。3.1.2传动比初选传动比：设五挡为直接挡，则： ig5=1Uamax=0.377npr（3.1）igmaxi0式中：Uamax—最高车速np —发动机最大功率转速—车轮半径igmax—变速器最大传动比i0 —主减速器传动比np/nT=1.4～2.0（3.2）则np=（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/minTemax=9549×Pemax（式中=1.1～1.3，取=1.2）np所以，np=9549×(1.1~1.3)60105=6002～7090r/min汽油机的转速在 5000～6500r/min取np=6000r/min主减速器传动比 :npr6000300.3103i0=0.377×=0.377×=5.027igmaxi095单面主减速器，当i0<6时，取=95%，乘用车ig1在3.0~4.5范围，g=96%，T= × g=95%×96%=91.2%最大传动比ig1的选择：①满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式：GfCDAua2Gimdu(3.4)Temaxigi0Tr21.15dt汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 :Temaxigi0TGsinGfcosr即，ig1GrfcossinTtqi0T

3.3）3.5）式中：G—作用在汽车上的重力， G mg，m—汽车质量， g—重力加速度，mg=1860×9.8=18228N；.Temax—发动机最大转矩， Temax=105Nm；i0—主减速器传动比， i0=5.027；T—传动系效率， T=91.2%；r—车轮半径，r=0.3m；f—滚动阻力系数，对于货车取 f=0.02；—爬坡度，取 =16.7°18609.8（0.02cos16.7sin16.7）0.3003ig11055.027=3.48291.2%②满足附着条件。Temaxig1i0TFz2·φ（3.6）r在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75即ig118609.860%0.750.3003=5.112≤1055.02791.2%由①②得：3.482≤ig1≤5.112；又因为乘用车ig1=3.0~4.5；所以，取ig1=4.5其它各挡传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：ig1ig2ig3ig4q（3.7）ig2ig3ig4ig5式中：q—常数，即各挡之间的公比。因此，各挡的传动比有：ig1q4，ig2q3，ig3q2，ig4qqn1ig1=44.5=1.456所以，其他各挡传动比为：32ig2=q=3.09，ig3=q=2.12，ig4=q=1.4563.1.3中心距初选中心距时，可根据下述经验公式A KA3Temaxi1g （3.8）式中：A—变速器中心距（mm）；KA—中心距系数，乘用车： KA=8.9～9.3，Temax—发动机最大转矩，.Temax=105（Nm）；i1—变速器一挡传动比， ig1=4.5；g—变速器传动效率，取 96%；则，AKA3Temaxi1g(8.9～9.3)31054.596%～71.46（）==68.38mm初选中心距A=70mm。3.1.4齿轮参数（1）齿轮模数乘用车模数取值为2.0~3.5mm，本设计中一挡与倒挡直齿轮模数m=3mm，其余各挡斜齿轮模数m=2.5mm2）齿形、压力角α、螺旋角β汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-1选取。表3-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目齿形压力角α螺旋角β车型轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°16.5°25°~45°一般货车GB1356-78规定的标准齿形20°20°~30°重型车同上低挡、倒挡齿轮22.5°，25°小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度以降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角 α取20°,啮合套或同步器取30°；斜齿轮常啮合齿轮为 25°，其余各挡斜齿轮均为 22o。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。（3）齿宽b齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b：b Kcmn式中:Kc——齿宽系数，直齿齿轮取 4.4～7.0，斜齿轮取7.0～8.6；mn——法面模数。使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。常啮合齿轮副：中间轴上的齿轮 b=18mm,对应一轴齿轮b=24mm；一挡：中间轴上齿轮 b=20mm,对应的一挡齿轮 b=22mm；二挡：中间轴上齿轮 b=20mm,对应的二挡齿轮 b=20mm；三挡：中间轴上齿轮 b=18mm,对应的三挡齿轮 b=18mm；四挡：中间轴上齿轮 b=18mm,对应的三挡齿轮 b=18mm；倒挡：b=20mm,b=20mm。3.2各挡传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。3.2.1确定一挡齿轮的齿数确定一挡直齿轮的齿数，一挡传动比：Z2Z9（3.9）igIZ10Z1图3-1变速器示意图为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和 Z:2A（3.10）Z其中，Am；故、m=70mm=3有Z46.67。当乘用车为三轴式的变速器时，Z10在15~17之间选择，此处取Z10=16，则可得出Z9=30.67（取整为31）。上面根据初选的A及m计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，可以看出中心距有了变化，这时应从 Z及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这’个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里Z修正为47，则反推出A=70.5mm。3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数求出常啮合斜齿轮齿轮的传动比 :Z2iZ10Z1gIZ9Z22.32由已经得出的数据可确定 :Z1而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等mn(Z1Z2)A由此可得：2cos2AcosZ1 Z2mn而根据已求得的数据可计算出： Z1 Z2 51①与②联立可得：Z1=15、Z2=36。则可算出实际螺旋角 β=25.28o。3.2.3确定其他挡位的齿数二挡传动比：Z2Z7ig3.09Z1Z8故有：Z71.2875

3.11）①3.12）②3.13）③Z8对于斜齿轮，Z2Acos（3.14）mn故有：Z7Z852.3④③联立④得：Z7 29、Z8 23。则，实际螺旋角 β=22.78o按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮 Z5 24、Z6 28；四挡齿轮Z3 19、Z4 33，实际螺旋角β=22.78o3.2.4确定倒挡齿轮的齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 Z12的齿数一般在21～23之间，初选Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距B，。初选Z12=22，B，1mZ12Z10（3.15）2=132216=57mm2为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮11和10的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径De11应为：De10De11B，（3.16）20.52,则：De11=2B—1—De10=71mmZ12=21.3 （取整为21）倒挡轴与第二轴的中心距：m。B"=78mm11Z9)(Z23.3各挡齿轮几何参数（1）一挡直齿轮几何参数m=3mm，

Z9=31，Z10=16，

n=20

°，

=0°，A,=70.5mm分度圆直径

d

9=Z9m=93mm

d10=Z10m=48mm齿顶高ha9=ha10=ha*m=3mm齿根高hf9=hf10=(ha*+c*)=3.75mm齿全高h9=h10=(2ha*+c*)=6.75mm齿顶圆直径d=(Z+2ha*)=99mmd=54mma99a10齿根圆直径df9=(Z9-2ha*-2c*)m=85.5mmdf10=40.5mm（2）常啮合斜齿轮几何参数mn=2.5mm，Z1=15，Z2=36，n=20°，=25°，A'=70.5mm1=0.37，2=-0.37端面模数mt=mn=2.76mmcos端面压力角tarctan(tanncos)=21.925°端面啮合角α=Acosαt=22.086°'tarccosA'分度圆直径d1=mn(Z1)=41.47mm，d2=mn(Z2)=99.53mmcosβcosβ齿顶高ha1=mn(ha+ξ1)=3.425mmha2=mn(ha+ξ2)=1.575mm齿根高hf1=(ha+c-ξ1)=2.2mmhf2=(ha+c-ξ2)=4.05mm齿全高hha+hf5.625mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1=48.32mmda2=d2+2ha2=102.68mm齿根圆直径df1=d-2hf1=37.07mmdf2=d-2hf2=91.43mm12（3）二挡斜齿轮几何参数mn=2.5mm，Z7=29，Z8=23，n=20°，=22°，A'=70.5mm变位系数1=0.34,2=-0.11，端面模数mt=mn=2.696mmcos端面压力角tarctan(tann)=21.43°cos端面啮合角α=Acosαt=22.24°'arccostA'理论中心距A=Z72Z8mt=70.10mm中心距变动系数n=A'A=0.16mn变位系数之和(Z7Z8)(inv'invt)=0.37t2tgn齿顶降低系数nn=0.21分度圆直径=78.63mm，=62.36mm齿顶高ha7=mn(ha+ξ1-σn)=2.825mmha8=mn(ha+ξ2-σn)=1.7mm齿根高hf7=m(ha+c-ξ)=2.275mmhf8=m(ha+c-ξ)=3.4mmn1n2齿全高hha+hf5.1mm齿顶圆直径da7=d+2h=84.73mmd=d+2h=67.56mm7a7a88a8齿根圆直径df7=d7-2hf7=74.53mmdf8=d8-2hf8=57.36mm（4）三挡斜齿轮几何参数mn=2.5mm，Z5=24，Z6=28，n=20°，=22°，A'=70.5mm变位系数1=0.34，2=0.29端面模数mt=mn=2.696mmcos端面压力角tarctan(tann)=21.43°cos端面啮合角'=arccosAcosαt=22.24°αtA'理论中心距A=Z5Z6mt=70.10mm2中心距变动系数n=A'A=0.16mn变位系数之和(Z5Z6)(inv'invt)=0.58t2tgn齿顶降低系数nn=0.42分度圆直径=65.08mm，=75.92mm齿顶高ha5=mn(ha+ξ1-σn)=2.3mmha6=mn(ha+ξ2-σn)=2.175mm齿根高hf5=mn(ha+c-ξ1)=2.275mmhf6=mn(ha+c-ξ2)=2.4mm齿全高hha+hf4.575mm齿顶圆直径da5=d5+2ha5=69.68mmda6=d6+2ha6=80.27mm齿根圆直径df5=d+2h=60.53mmdf6=d+2h=71.12mm5f56f6（5）四挡斜齿轮几何参数mn=2.5mm，Z3=19，Z4=33，n=20°，=22°，A'=70.5mm变位系数1=0.19，2=0.52端面模数mt=mn=2.696mmcos端面压力角tarctan(tanncos)=21.43°端面啮合角α=Acosαt=22.24°'arccostA'理论中心距A=Z3Z4mt=70.1mm2齿顶降低系数nn=0.42分度圆直径=51.52mm，=89.48mm齿顶高ha3=mn(ha+ξ1-σn)=1.75mmha4=mn(ha+ξ2-σn)=2.75mm齿根高hf3=mn(ha+c-ξ1)=2.825mmhf4=mn(ha+c-ξ2)=1.825mm齿全高hha+hf4.575mm齿顶圆直径d=d+2h=55.02mmd=d+2h=94.98mma33a3a44a4齿根圆直径da3=d3+2ha3==45.87mmda4=d4+2ha4=85.83mm（6）倒挡齿轮几何参数11=22,Z12=21,n°，°m=3mm，Z=20=0分度圆直径=Z11*m=66mm=Z12*m=63mm齿顶高ha11=ha12=ha*m=3mm齿根高hf11=h=(ha*+c*)=3.75mmf12齿全高h11=h12=(2ha*+c*)=6.75mm齿顶圆直径da11=(Z11+2ha*)=72mmda12=69mm齿根圆直径df11=(Z11-2ha*-2c*)m=58.5mmdf12=55.5mm变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三类：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再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的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在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脱落形成齿面点蚀。 他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏4.2齿轮的材料及热处理现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造 ,使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合,以大大提高其接触强度,弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下：mn≤3.5

渗碳深度

0.8～1.2mm3.5＜mn＜5

渗碳深度

0.9～1.3mmmn≥5

渗碳深度

1.0～1.6mm渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 HRC58～63，心部硬度为HRC33～48。对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度HRC48～53。本设计变速器齿轮选用材料是 20CrMnTi。4.3各轴转矩的计算.发动机最大扭矩为105Nm，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。Ι轴T1=Temax离承=105×99%×96%=99.79N.m中间轴T=T1×××.3承齿i21=99.7996%99%36/15=227.62NmⅡ轴一挡T21T3承齿i.910=227.62×0.96×0.99×31/16=419.14Nm二挡.223承齿78=227.62×0.96×0.99×29/23=272.76NmTTi三挡.233承齿56=227.62×0.96×0.99×24/28=185.42NmTTi四挡.243承齿34=227.62×0.96×0.99×19/33=124.56NmTTi五挡T25T3承齿=394.99×0.96×0.99=375.40N.m倒挡倒（承2*i）1292.=227.62*(96%*99%)*22/16*31/21=417.32Nm倒挡轴T'（22.倒承）=227.62*(96%*99%)*22/16=297.45NmT3齿i10114.4齿轮的强度计算与校核4.4.1齿轮弯曲强度计算1、直齿轮弯曲应力 w图4.1齿形系数图TKKw2gf（4.1）m3zKcy式中：）；aTg—计算载荷（N.mm）；K —应力集中系数，可近似取 K =1.65；Kf—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 Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；b—齿宽（mm）；—模数；y—齿形系数，如图 4.1。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400～850MPa。（1）倒挡齿轮11，12，的弯曲应力 w11 ， w12z11=22，z12=21， y11=0.122，y12=0.138，T倒=297.45N.m，T3=227.62N.m2T倒KKfw11m3z11Kcy112297.451.650.9103=569.29MPa<400～850MPa33226.50.122w122T3KKfm3z12Kcy12=2297.451.651.1103=676.11MPa<400～850MPa33216.50.1382）一挡齿轮弯曲应力w9，w10z9=31，z10=16，y9=0.117，y10=0.167，T31=419.14N.m，T2=227.62N.m2T21KKfw9m3z9Kcy9=2419.141.650.9103=578.33MPa<400～850MPa333170.1172T2KKfw10 m3z10Kcy10=2227.621.651.1103=455.93MPa<400～850MPa331680.1672、斜齿轮弯曲应力ww2TgcosK（4.2）zm3yKKnc式中：Tg—计算载荷（N·mm）；mn—法向模数（mm）；z—齿数；—斜齿轮螺旋角（°）；K—应力集中系数，K=1.50；y—齿形系数，可按当量齿数znzcos3在图中查得；Kc—齿宽系数Kc=7.5K—重合度影响系数，K=2.0。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮为 180～350MPa。（1）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力w72T22cos78Kz7mn3y7KcK=2272.76cos22.78。1.50103=210.42MPa<180～350MPa292.530.1567.52.0w82T3cos78Kz8mn3y8KcK=2227.62cos22.78。1.50103a～a23430.1537.52.0=291.32MP<180350MP（2）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力2T23cos 5 6Kw5 z5mn3y5KcK=2185.42cos22.78。1.50242.530.1637.52.0w62T3cos56K3z6mny6KcK=2227.62cos22.78。1.50282.530.1627.52.0（3）计算四挡齿轮3，4的弯曲应力w32T24cos34Kz3m3y3KKnc=2124.56cos22.78。1.50192.530.1437.52.0w42T3cos4Kz34mny4KcK=2227.62cos22.78。1.50332.530.1757.52.0（4）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力w12T1cos12Kz1mn3y1KcK299.79cos25.28。1.50=2.530.1587.52.015w22T3cos2Kz2mn3y2KcK2227.62cos25.28。1.50=2.530.1247.52.0364.4.2齿轮接触应力

103=178.14MPa<180～350MPa103=188.60MPa<180～350MPa103=172.31MPa<180～350MPa103=148.14MPa<180～350MPa103=155.20MPa<180～350MPa103=187.95MPa<180～350MPajTgE11（4.3）0.418bdcoscoszb式中： j—轮齿的接触应力（MPa）；Tg—计算载荷（N.mm）；—节圆直径(mm)；—节点处压力角（°）， —齿轮螺旋角（°）；E—齿轮材料的弹性模量（ MPa）；b—齿轮接触的实际宽度 (mm)；z、

b—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮

z

rzsin

、b

rbsin

，斜齿轮

z

rzsin

cos2

、

b

rbsin

cos2

；rz、rb—主、从动齿轮节圆半径 (mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷 Temax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见表4.1。4-2弹性模量E=20.6×10N·mm，齿宽bKcmKcmn表4.1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮jMPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900～2000950～1000常啮合齿轮和高挡1300～1400650～700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力z10d10sin=8.21mm2b9d9sin=15.90mm2j90.418T21E11bd9cosz10b9=0.418419.1420.61041132293cos208.211015.90=1203.85MPa<1900～2000MPaj100.418T3E11bd10cosz10b9=0.418227.6220.6104111032448cos208.2115.9=1182.29MPa<1900～2000MPa（2）计算二挡齿轮7，8的接触应力z8d8sin/cos222.78=11.57mm2b7d7sin/cos222.78=14.58mm22211j70.418TEbd7coscos22.78z8b7=0.418272.7620.610478111031872.5cos20cos22.11.5714.58=1160.19MP a<1300～1400MPaj80.418T3E11cos22.78bd8cosz8b7=0.418227.6220.610411357.5cos20cos22.7811.5714.581020=1129.01MPa<1300～1400MPa（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力z6d6sin/cos222.78=14.08mm2b5d57sin222.78=12.07mm2/cosj50.418T23E11bd5coscos22.78z6b5=0.418185.4220.610411360cos20cos22.7814.0812.071018=1047.61MPa<1300～1400MPaj60.418T3E11cos22.78bd6cosz6b5=0.418227.6220.6104111031870cos20cos22.7814.0812.07=1074.61MPa<1300～1400MPa（4）计算四挡齿轮3，4的接触应力z4d4sin/cos222.78=16.60mm2b3d3sin/cos222.78=9.56mm2j30.418T24E11bd3coscos22.78z4b3=0.418124.5620.6104111031947.5cos20cos22.7816.69.56=972.20MP a<1300～1400MPaj40.418T3E11coscos22.78bd4z4b3=0.418227.6220.6104111031782.5cos20cos22.7816.69.56=1054.25MPa<1300～1400MPa（5）常啮合齿轮1，2的接触应力z1d1sin/cos225.28=7.84mm2b2d2sin/cos225.28=18.82mm2j10.418T1E11cos25.28bd1cosz1b2=0.41899.7920.6104111032037.5cos20cos25.287.8418.82=1009.14MPa<1300～1400MPaj20.418T3E11cos25.28bd2cosz1b2=0.418227.6220.6104111031890cos20cos25.287.8418.82=1037.02MPa<1300～1400MPa（6）计算倒挡齿轮11，12的接触应力z12d12sin20=11.29mm2b11d11sin20=10.78mm2j110.4182T倒E11bd11cosz12b11=0.418297.4520.6104111032066cos2011.2910.78=1251.07MP a<1900～2000MPaj120.4182T3E11bd12cosz12b11=0.418227.6220.6104111032063cos2011.2910.78=1120.16MP<1900～2000MPaa变速器轴的强度计算与校核5.1各挡齿轮的受力计算（1）一挡齿轮9，10的受力Ft92T212429.141039013.76Nd993F102T32227.621039484.17Ntd1048Fr9Ft9tan9013.76tan203280.74NFr10Ft10tan9484.17tan203451.96N（2）二挡齿轮7，8的受力Ft72T222272.761037524.41Nd772.5Ft82T32227.621037917.22Nd857.5Fr7Ft7tann7524.41tan20/cos22.782970.35Ncos78Fr8Ft8tann7917.22tan20/cos22.783125.42Ncos78Fa7Ft7tan8Fa8Ft8tan8

7524.41tan22.783159.88N7917.22tan22.783324.84N（3）三挡齿轮5，6的受力F52T232185.421036180.67Ntd560F62T32227.621036503.43Ntd670Fr5Ft5tann6180.67tan202439.90Ncoscos22.7856Fr6Ft6tann6503.43tan202567.31Ncoscos22.7856Fa5Ft5tan566180.67tan22.782595.59NFa6Ft6tan66503.43tan22.782731.12N（4）四挡齿轮3，4的受力Ft32T242124.561035244.63Nd347.522227.623Ft4T3105518.06Nd482.5Fr3Ft3tann5244.63tan202070.38Ncoscos22.7834Fr4Ft4tann5518.06tan202178.32Ncoscos22.7834Fa3Ft3tan345244.63tan22.782202.49NFa4Ft4tan345518.06tan22.782317.31N（5）五挡齿轮1，2的受力F12T1299.791035322.13Ntd137.5Ft22T32227.621035058.22Nd290Fr1Ft1tann5322.13tan20coscos25.282142.26N12Fr2Ft2tann5058.227tan20coscos25.282036.03N12Fa1Ft1tan125322.13tan25.282513.49NFa2Ft2tan125058.22tan25.282388.85N（6）倒挡齿轮11，12的受力Ft112T3227.621036897.58Nd1166Ft122T'倒2297.451039442.85Nd1263Fr11Ft11tan6897.58tan202510.51NFr12Ft12tan9442.85tan203436.92N5.2变速器轴的结构和尺寸A=70.5mm，第二轴和中间轴中部直径已知中间轴式变速器中心距0.45A，轴的最大直径d和支承距离L的比值：对中间轴，d/L=0.16～0.18；对第二轴，d/L0.18～0.21。第一轴花键部分直径d（mm）可按式（5.1）初选dK3Temax（5.1）式中：K—经验系数，K=4.0～4.6；Temax—发动机最大转矩（N.m）。第一轴花键部分直径d1(4~4.6)*3Temax(4~4.6)3105=18.87~21.7mm，取25mm；第二轴最大直径d2max0.4570.531.725mm取45mm；中间轴最大直径dmax0.4570.5=31.725mm取dmax=38mm第二轴：d2max0.180.21；第一轴及中间轴：d1max～L2～L0.160.18第二轴支承之间的长度L2=171～200mm取L2=173mm；中间轴支承之间的长度L中=200～225mm取L=210mm;倒挡轴支承之间的长度L倒=103mm。令第二轴上一至四挡处各直径分别为d21-d24,倒挡为d2R；中间轴上一至五挡处各直径分别为d31-d35,倒挡为d3R;倒挡轴上一挡与倒挡处直径为d41,d42。5.3轴的校核5.3.1轴刚度校核若轴在垂直面内挠度为 fc，在水平面内挠度为 fs和转角为 δ，可分别用式5.2）、（5.3）、（5.4）计算fcFra2b264Fra2b2（5.2）3EIL3ELd4fsFta2b264Fta2b2（5.3）3EIL3ELd4Frabba64Frabba（5.4）3EIL3ELd4式中：Fr—齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）；Ft—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N）；E—弹性模量（MPa），E=2.06×105MPa；I4），对于实心轴，Id464；d—轴的直径（mm），—惯性矩（mm花键处按平均直径计算；a、b—齿轮上的作用力距支座 A、B的距离（mm）；L—支座间的距离（mm）。轴的全挠度为ffc2fs20.2mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc=0.05～0.10mm，fs=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。δFra bL（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算（2）二轴的刚度一挡时：Ft99013.76，Fr93280.74NNd2125，a43mm，b62mmL105mmmm9922fc964Fr9a9b9=0.019mm0.05～0.10mm3ELd214fs964Ft9a92b92=0.05mm0.10～0.15mm3d214ELf9fc29fs290.08mm0.2mm64Fr9a9b9b9a994=0.000014rad0.002radELd21二挡时：Ft77524.41N，Fr73125.42Nd2240mm，a7155mm，b718mmL173mm22～fc764Fr7a7b7=0.0018mm0.10mm340.05ELd22fs764Ft7a72b72=0.0044mm0.100.15mm3d224EL～f7fc27fs270.004mm0.2mm764Fr7a7b7b7a7=-0.00009rad0.002rad4ELd22三挡时：F6180.67，F2439.90Nt5Nr5d2330，a82mm，b91mmL173mmmm55fc564Fr5a52b52=0.032mm0.05～0.10mm4ELd23fs564Ft5a52b52=0.081mm0.10～0.15mm3d4EL23f5fc25fs250.870mm0.2mm564Fr5a5b5b5a5=0.00004rad0.002rad3ELd234四挡时:F5244.63，F2070.38Nt3Nr3d24，a3，b118mmL173mm25mm58mm364Fr3a322fc3b3=0.0.5mm0.05～0.10mm34ELd24fs364Ft3a32b320.100.15mm3=0.1mm～d244ELf3fc23fs230.11mm0.2mm364Fr3a3b3b3a3=0.0003rad0.002rad43ELd24倒挡时:Ft129442.85N，Fr123436.92Nd2R25mm，a1290mm，b1215mm,L105mmfc1264Fr12a122b122=0.005mm0.05～0.10mm43ELd2R22fs1264Ft12a12b12=0.014mm0.10～0.15mm3d24RELf12fc212fs2120.015mm0.2mm1264Fr12a12b12b12a12=-0.0003rad0.002rad4ELd2R（3）中间轴刚度Frδa bL一挡时:Ft10 9484.17N，Fr10 3451.96Nd3130mm，a1049mm，b1054mmL103mm22fc1064Fr10a10b10=0.01mm0.05～0.10mm34ELd3122fs1064Ft10a10b10=0.026mm0.10～0.15mm3d4EL31f10fc210fs2100.028mm0.2mm1064Fr10a10b10b10a10=-0.00002rad0.002rad3ELd431三挡时:F6503.43，F2567.31Nt6Nr6d3334mm，a6，92mmL210mm118mmb6f64Fr6a62b62=0.043mm～0.10mmc640.05ELd3322fs664Ft6a6b6=0.11mm～0.15mm3d334EL0.10f6fc26fs260.12mm0.2mm664Fr6a6b6b6a6=-0.000074rad0.002rad43ELd33四挡时:Ft45518.06N，Fr42178.32Nd3430，a95mm，b115mmL210mmmm4464Fr4a422fc4b4=0.06mm0.05～0.10mm43ELd3422fs464Ft4a4b4=0.150.100.15mm3d34ELf4fc24fs240.16mm0.2mm64Fr4a4b4b4a4=0.0001rad0.002rad443ELd34五挡时:F5058.22，F2036.03Nt2Nr2d3530mm，a218mm，b2L192mm210mmf64Fr2a22b22=0.011mm～0.10mmc2340.05ELd3522fs264Ft2a2b2=0.027mm0.10～0.15mm3d354ELf2fc22fs220.03mm0.2mm264Fr2a2b2b24a2=0.00034rad0.002rad3ELd35倒挡时:Ft116897.58N，Fr112510.51Nd3R30mm，a1190mm，b1115mm,L=105mm22fc1164Fr11a11b11=0.024mm0.05～0.10mm43ELd3R22fs1164Ft11a11b11=0.067mm0.100.15mm3d34REL～f11fc211fs2110.071mm0.2mm1164Fr11a11b11b11a11=0.000185rad0.002rad3ELd43R5.3.2轴的强度校核（1）二轴的强度校核三挡时挠度最大，最危险，因此校核（如图 5.1）。RVARHARVBRHBFa5Ft5RHARHBFr5Ft5CL1 L2LRVA RVBMFr5287.27N·mMvc左=129.78N·mMvc右=96.30N·mT33=185.42Nm·mM=372.65N·m图5.1-二轴强度校核图求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHCRHA+RHB=Ft5（5.5）RHAL1RHBL2（5.6）由以上两式可得：RHA=3156.86N，RHB=3023.81N，MHC=287.27N.m求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVCRVA+RVB=Fr5（5.7）Fr5L11Fa5d5RVBL（5.8）2由以上两式可得R，R，M左.，M右.VA=1426.18NVB=1013.72NVC=129.78NmVC=496.30Nm按第三强度理论有：MM2M2T2（5.9）HV右23M=287.272129.782185.422372.65N.m32M（5.10）d2330.14MPa400MPa（2）中间轴强度校核四挡时挠度最大，最危险，因此校核（如图 5.2）。求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHCRHA+RHB=Ft4（5.11）RHAL1RHBL2（5.12）·由以上两式可得：RHA=3021.20N，RHB=2496.86N，MHC=287Nm求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVCRVA+RVB=Fr4（5.13）FL1FdRL（5.14）r412a44VB由以上两式可得R，R，M左.，M右.VA=699.29NVB=1479.03NVC=66.43NmVC=170.08Nm按第三强度理论有：M222（5.15）VM=2872170.082124.562.356.07Nm32M（5.16）d3430.135MPa400MPaRVA RHARVB RHBFa4Ft4RHARHBFr4Ft4CL1 L2LRVA RVBMFr5287N·mMvc左=66.43N·mMvc右=170.08N·mT33=124.56N·mM=356.07N·m图5.2-中间轴强度校核图5.4轴承的选择⑴一轴轴承校核①初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承为滚子轴承 6206，油润滑极限转速 n=9500r/min，查《机械设计课程设计手册》该轴承的 Co=42500N，Cr=32500N。②轴承的校核一挡时传递的轴向力最大。Ⅰ求水平面内支反力RH1、RH2RH1+RH2=Ft9（5.17）Ft9L1RH1L（5.18）由以上两式可得：RH1=10394.28N，RH2=3297.46N。Ⅱ内部附加力FS1、FS2，由机械设计课程设计手册查得Y=1.4和Y=2.1FS1RH1/2Y3712.24NFS2RH2/2Y785.11NⅢ轴向力Fa1和Fa2由于

Fa9

F

S2

FS1所以轴承

2被放松，轴承

1被压紧Fa1

Fa9

FS2

6370.02

785.11

7155.13NFa2

FS1

3712.24NⅣ求当量动载荷查机械设计课程设计得：Cr325000N,C0r425000N向当量动载荷Pr：Fa11.30e0.29Fr9查《机械设计课程设计手册》，则X=0.4，Y=2.1。PfpXFr1YFa1（5.19）fp为考虑载荷性质引入的载荷系数 [11]fp（1.2～1.8）取fp=1.2P fpXFr1 YFa1=23020.188N③计算轴承的基本额定寿命 Lh106CLh(5.20)60nP为寿命系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 =10/3。1200r/min106C106332500合格。LhP601200=43630.33h＞L,h=30000h60n23020.1882）二轴轴承校核初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选中间轴为球轴承6206，查《机械设计课程设计手册》该轴承的Co=19500N，C=115000N，e=0.44，预期寿命L,=30000h。rh一挡时传递的轴向力最大，按同样方法计算可得：106C1063Lh35800=30000h合格。=31144.03h＞L,60nP60342.867819.34h3）中间轴轴承校核初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承为圆锥滚子轴承30205，查《机械设计课程手机手册》,该轴承的Co=592000N，Cr=432000N，e=0.44，预期寿命L,h=30000h。按同样方法计算可得：106Cr1064320010/3Lh=43062.43h,=30000h60nPr60573.915791.76＞Lh合格。变速器同步器的设计与操纵机构6.1同步器的结构原理在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：图6-1 锁环式同步器1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承3、8-结合齿圈4、7-锁环（同步环）5-弹簧6-定位销10-花键毂11-结合套如图（6-1），此类同步器的工作原理是：换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图6-2b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一阶段结束。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮