直升机燃油系统的拆装实习报告及汽车六档变速器毕业设计

长沙航空职业技术学院毕业实习报告直升机燃油系统的拆装系别航空装备维修工程系专业飞机维修（机体结构）姓名班级学号指导老师及职称实习单位凌云科技集团有限责任公司实习时间毕业实习报告一、实习说明：（1）实习时间：（2）实习地点：凌云科技集团有限责任公司（3）实习性质：毕业实习（运八电缆组）二、单位简介：凌云科技集团有限责任公司（以下简称凌云集团），总部位于湖北武汉，是一个以飞机修理为主业，集特种汽车研制、航空装备制造、建筑幕墙、节能门窗制造于一体的跨地区、跨行业的企业集团，总资产25亿元，年总产值18亿元。公司先后荣获“全国思想政治工作优秀企业”、“全国五一劳动奖状企业”、“全国模范职工之家”、“全国企业文化建设先进单位”等100多项荣誉。目前，随着汉口王家墩机场搬迁至阳逻和武汉市建设规划的实施，公司分别在武汉阳逻机场和金银湖生态商务城积极开展生产线恢复性建设，目前形成了当阳飞机修理线、武汉阳逻飞机修理线、武汉金银湖科技工业园和武汉王家墩厂区的“一企四地”的发展格局。近年来，公司在各级领导的大力支持下，坚持军民结合、强企富民的发展战略，飞机修理能力不断提升，承担了多型飞机的修理改装任务，目前呈现出持续发展的良好态势。与此同时，公司聘请中国工程院院士为顾问，建立了博士后科研工作站，不断拓展服务领域。自行开发研制出的伞兵突击车、牵引车已批量交付用户，并受到用户的高度评价。上世纪80年代后，随着国家工作重心的转移，公司在任务不足的困难情况下，涉足刚刚兴起的建筑幕墙行业，并很快发展壮大，获国家建设部甲级设计资质、一级施工企业资质。20年来，公司先后承担了湖北、北京、天津、上海“东方明珠”、四川等19座电视塔，被誉为“中国塔王”，公司还承接了上海世博会中国馆、上海世茂大厦、上海国际会展中心、北京国家电力调度中心、北京华茂中心、澳门观光塔、美国匹兹堡市会展中心等1000多项幕墙工程，34项幕墙工程获国家建筑业最高奖——鲁班奖。目前，公司在全国11个一线大中城市设有办事处，独立承接幕墙工程。公司先后被湖北省、武汉市评选为出口创汇先进企业、外经贸发展促进企业。公司拥有一流的系列幕墙CNC加工中心、CAD设计中心、氟碳喷涂生产线和幕墙检测中心，幕墙加工和氟碳喷涂年生产能力达100多万平方米。此外，公司还专业从事节能门窗产品的研制、生产、安装与服务，多年来，公司顺应国家节能发展趋势，始终坚持技术创新，研发的国家“十一五”科技支撑重点课题“典型地区用外窗系统”等多个系列的节能环保门窗产品在市场上均享有较高的知名度，公司产能逐渐扩大，目前公司已建成国内最先进、最大规模的新型节能环保门窗生产线，年生产能力达50万平方米。在诚实守信、合法经营的同时，凌云集团还具有坚定的社会责任感和使命感，历来注重社会公益和慈善事业，经常性利用节假日时间慰问驻地周边社区的残疾人、孤寡老人及残障儿童，尤其是在2008年“5.12”大地震发生后，凌云集团不仅承担了上级下达的飞机维修保障任务，出色的保障了为灾区运送物资的飞机飞行安全，同时在上级机关、省市政府、总工会、红十字协会的带领下，捐献善款总金额为250余万元，物资300余箱。在灾后重建过程中，还出资援建四川彭州市通济蓝天小学。在青海玉树地震发生后，凌云集团迅速组织了“爱心献灾区”捐款活动，筹集善款50余万元，以上举措不仅代表了凌云集团的形象，同时也为省市政府形象的提升做出了杰出的贡献。情系蓝天，志在凌云，以质取胜，以诚取信，凌云集团将不断克难奋进、开拓创新、超越自我、实现新的跨越。三、实习环境：实习期间我在凌云科技集团飞机运八电缆组（一车间）工作，该车间是一个具备国内现代化运输机维修车间，共有运8、大飞机两条维修线，其重点型号打飞机由党员突击队带领修理；车间共设六个部门：经管室、工艺室、调度室、检验室、材料室、资料室；车间实行6S管理、目视化管理、精益管理和KPI绩效考核管理目的在于打造精益昌飞，走进总装车间一眼看去呈现在我们眼前的是一个整齐、干净、整洁的总装车间，给人营造了一种舒适愉快的工作环境。四、实习过程：(1)参观厂区:2011年3月1日是我人生的一个重要的新起点，这一天我离开了校园步入社会踏入了大学毕业的实习工作岗位——凌云集团在当阳的飞机修理基地。我想这将是我人生的一个重要的新起点，这一天我离开了校园步入社会踏入了大学毕业的实习工作岗位。第一天在两个当阳本地同学带领下我们熟悉了当阳基地。（2）理论培训:第二天（3月14日）是入厂新员工培训教育，我们和来西安学员们一起开始了在凌云集团为期一天的培训；刚开始公司考虑到我们这些从学校刚出来的学生可能还不适应工作环境，就安排我们在培训中心先进行为期一个月的理论培训，在理论培训的第一天，公司给我们重点讲的是技安教育和保密教育，尤其是保密教育是我第一次接触同时也在我心中产生了深刻的影响，使我知道了保守国家秘密即使每个公民的全理由是每个公民应尽的义务，并且在遇到涉密信息时我们应该坚持“不该看的不看，不该问的不问，不该说的不说”的原则，通过保密教育是我觉得自己肩上增加了一份沉重的责任感。公司的理论培训与往常我们在学校课堂的学习有一个明显的区别是，公司的理论培训往往都是发生在工厂里的实际案例和师傅们的亲身经验为教材来讲，这让我们听起来极感兴趣又能增加我们的见识。其中最让我难忘的是“工具三清点”，我当时并没有多少想法，不过后来我进入车间进行实际操作培训时才真真对这句话产生了许多想法。因为我觉得要控制飞机上多余物应从以下几方面做起：1.工人取完工具离开工具箱时，工具箱一定要上锁；2.工人带工具上飞机时，一定要清点工具并用盒子或者袋子装工具；干完活后下飞机时清点工具，并及时把不用的工具锁入工具箱；3.工具不外借；4.下班后清点工具并锁好工具箱；5.保护好工具上的激光编号，以及发现工具丢失时及时向上级汇报等。（3）实际操作培训:刚进入车间的时候，车间里的一切对我来说都是陌生的。我们总装维修车间新机车间有三个维厂房和一个试飞站:我们电缆组的工作是维修整个飞机的电缆，包括机下和机上制作。第一天进入车间开始工作时，我们的工作是在方主席的带领下熟悉工厂，然后在调度的带领下帮忙推飞机维修平台，第一次见到大飞机和高高的飞机平台非常兴奋。退了差不多一周的飞机平台，第二周的星期三我被分配到了运八电缆组开始为期三个月的下厂实习。我师傅是老家是山东，年轻的时候就来到了公司，那时候公司还是人民解放军5710工厂，师傅一干就是二十几年，还在这安家立业了。师傅的性格好，对我们也很好。这三个月我主要是学习电缆的知识。电缆通常是由几根或几组导线每组至少两根绞合而成的类似绳索的电缆，每组导线之间相互绝缘，并常围绕着一根中心扭成，整个外面包有高度绝缘的覆盖层电线电缆主要包括裸线、电磁线及电机电器用绝缘电线、电力电缆、通信电缆与光缆。电线电缆是指用于电力、通信及相关传输用途的材料。“电线”和“电缆”并没有严格的界限。通常将芯数少、产品直径小、结构简单的产品称为电线，没有绝缘的称为裸电线，其他的称为电缆；导体截面积较大的(大于6平方毫米)称为大电线，较小的(小于或等于6平方毫米)称为小电线，绝缘电线又称为布电线。电线电缆主要包括裸线、电磁线及电机电器用绝缘电线、电力电缆、通信电缆与光缆。电缆有电力电缆、控制电缆、补偿电缆、屏蔽电缆、高温电缆、计算机电缆、信号电缆、同轴电缆、耐火电缆、船用电缆等等。它们都是由多股导线组成，用来连接电路、电器等。（4）实习的感受与总结:通这次实习既充实了我的理论知识又提高了我的实际操作能力，同时也使我懂得了在社会生活中学会做人和处事的重要性。实习过程中，我醒悟到自己已经不再是一个课堂上的稚嫩学生，而是一名有社会责任，工作责任及家庭责任扛于肩上的纳税人！对于手头的每一件事都不能再将其作为家庭作业一样或认真或粗心大意地散漫待，须清楚的认识到——这是我的工作！时刻以高要求高标准约束自己，提醒自己要细致，要认真；不管工作有多难，我都要全神贯注地全力完成！五、致谢：我这次在凌云科技集团有限责任公司一车间实习期间，得到了车间的领导和师傅们的大力关怀、教导和帮助，同时也谢谢公司培训中心老师们为我们在课程上的精心安排和在解决我们实际困难面前不遗余力的努力，我相信我们的实习因你们而充实，我们的人生因你们而进步！谢谢，谢谢你们！重庆航天职业技术学院汽车六档变速器毕业设计专业机电一体化班级机电1班学号_____姓名_______指导教师起止日期机电信息工程系-PAGE6-摘要 作为汽车传动系统的重要组成部分，变速器对整车的动力性与经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接的影响。虽然传统机械式的手动变速器具有换档冲击大，体积大，操纵麻烦等诸多缺点，但仍以其传动效率高、生产制造工艺成熟以及成本低等特点，广泛应用于现代汽车上。本文在深入了解和学习变速器开发流程和相关设计理论知识的前提下，首先确定该微型汽车手动变速器的设计方案，包括齿轮和轴的总布置形式、换档操纵机构及档位布置形式等；其次根据所配发动机的基本参数以及考虑到整车动力性和经济性要求下的传动比，设计计算出变速器主要零件的相关参数，通过对设计参数的分析，找到影响手动变速器性能的因素，完成齿轮、轴和轴承等主要零件以及同步器同步过程的分析。同时针对各影响因素结合变速器的结构和目标性能进行优化。在提高传动效率，换挡舒适性，整机NVH性能，轻量化等方面进行研究。关键词：手动变速器传动效率NVH性能轻量化AbstractAsanimportantpartofautomobiletransmission,gearboxnotonlyhasadirecti-mpactonthevehicle’spowerandeconomy,alsoaffectstheoperationreliabilityandease,transmissionstabilityandefficiency．Althoughthetraditionalmechanicalmanualtransmissionhasmanydisadvantages，suchaslargeshiftshock,hugevolumeandcomplicatedcontrol，itisstillwidelyusedinmodemcarsforitsadvantagesofhightransmissionefficiency,matureproductiontechniqueandmoreimportantlylowcost．Thisthesisfirmlyconfirmsthedesignplanofmanualgearboxofmicrocar,basingonthecomprehensionandstudyongearboxdevelopmentprocessaswellasrelevanttheories．Thedesignplanincludesthelayoutofgearandshaft,layoutofgearshiftingoperationmechanism，etc．Secondlybasedontheessentialparameteroffurnishedengineandtherequiredtransmissionratioofthevehicle’spowerperformance，therelatedparametersonmaincomponentsofgearboxareworkedout．Viaanalysistodesignparameters，findsoutthefactorswhichtakeeffectsontheperformanceofmanualgearbox．Thisthesiscompletesgear,shaftandbearingmainpartsandsynchronizersynchronousprocessanalysis.Consideringallthefactorscombinedwiththestructureoftheperformancetargetandtransmissionisoptimized.Inimprovethetransmissionefficiency,theshiftingcomfortability,theoverallperformanceofNVH,lightweight,etc,Keyword:manualtransmissiontransmissionefficiencyNVHperformancelightweight目录摘要 IAbstract II一、绪论 1(一)选题的背景及意义 1(二)国内外研究状况 2(三)研究的内容 4二、变速器方案的确定 5(一)变速器结构方案的确定 51.变速器传动机构的结构分析与型式选择 52.倒挡传动方案 10(二)变速器主要零件结构方案的分析 121.齿轮型式 122.换挡机构型式 12三、变速器主要参数的选择 14(一)变速器主要参数的选择 141.挡数和传动比 142.中心距 153.轴向尺寸 164.齿轮参数 16四、主要零件的选择 18(一)各档传动比机器齿轮齿数的确定 181.确定各挡齿轮的齿数 182.齿轮变位系数的选择 20(二)变速器齿轮的强度计算与材料的选择 211.齿轮的损坏原因及形式 212.齿轮的强度计算与校核 22(三)变速器轴的强度计算与校核 261.变速器轴的结构和尺寸 262.轴的校核 28(四)轴承的选择与校核 321.轴承选择 322.轴承的校核 33(五)变速器同步器的设计 401.同步器的结构 402.同步环主要参数的确定 42五、提高整机的NVH性能设计 44(一)摇结构的NVH优化设计 45(二)齿轮的NVH优化设计 45结论 46致谢 46参考文献 47附录 49重庆航天职业技术学院毕业设计（论文）一、绪论(一)选题的背景及意义汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。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、自动变速器、手动/自动变速器、无级变速器。（1）手动变速器手动机械式变速器采用齿轮组，每挡的齿轮组的齿数是固定的，所以各挡的变速比是定值，即所谓有级变速器。虽然这种变速器在操作时比较繁琐，驾驶工作强度大，但具有成本低、起速快、传递扭矩大等特点，从目前市场实际需求和适用角度来看，手动变速器还不能被其它新型汽车变速器所完全替代。（2）自动变速器自动变速器，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。（3）手动/自动变速器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的乐趣。此型车在其挡位上设有“+”、“-”选择挡位。在D挡时，可自由变换降挡(-)或加挡(+)，如同手动挡一样。（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·多尼斯发明。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。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。通常有些人将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换挡是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的挡，一般自动变速器有4～8个挡。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“挡”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。(二)国内外研究状况手动变速器的许多最近的发展集中在为降低成本和体积的新制造方法上。传统来说，变速器制造包含大量昂贵的机器，以及为机械加工和装配操作所需留出的空间限制的设计。最新的技术包括，如在最新的Ford／Getra96档变速器中可以看到的激光焊接冲压钢滑动齿轮选择器轴套。为替代前一代变速器的铸铁拨叉，这种精致而坚固的设计方案可以导致更少的对内部的损害。齿轮盘片的激光和摩擦焊接同时保证了所需机器设计空间的降低，这是一种由雷诺公司在5档副轴圆型变速器设计中发明的技术，命名为EMI，曾在2000年展出并因为它的简单和轻便仅22公斤却能提供140N·m从变速器的发展现状中我们可以看出，无论是自动变速器还是手动变速器，都存在着优点和某些不足，所以对于一款新设计出的变速器进行适当的优化是必不可少的。传统的汽车变速器设计是采用许多经验公式计算和测绘同类型变速器来初步确定其参数，这样设计出来的变速器盲目性比较大，常过于保守。减小体积和质量，提高传扭能力，是当前汽车变速器优化设计的主要目的，因为减小变速器的体积和质量可减少制造费用，降低齿轮动载荷，提高齿轮寿命，使汽车的总体布置更为方便和灵活。当发动机选定时，就要求设计的变速器在规定的使用年限内保证其性能，而且要求变速器体积最小，节省材料，降低成本。如何达到此要求，如何合理地分配传动比，合理选择各档的模数、齿数、螺旋角、齿轮变位系数等，传统设计方法是根据经验类比、估算或试凑的方式初步确定这些参数，然后再进行刚度与强度等校核，若不合适，就对其中某参数进行修改，再进行重复计算，直到满意为止。这种设计方法在一定程度上伴随着主观性，而通过变速器专业软件的优化功能，可适当的消除这种盲目性和主观性[8]。目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。当前对轿车设计中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零部件的限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式已经无法满足新型变速器设计的要求。而总结新的经验公式又需要丰富的设计经验与知识，是一个长期的过程。当今科技日新月异，轿车生产的手段方法与目标也不断在改变。大量使用的经验公式已不具备长期生存实用的必要性和可能性。综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。采用前置后驱形式的轿车一直被认为是极具驾驶乐趣的车型。目前国内采用这种驱动布置的主要有华晨宝马、丰田锐志、皇冠等少数车型。以宝马为例，除其中某几款四驱车型以外，其余车型均采用前置后驱的形式。在这种布置中，发动机的位置通常较前置前驱车型靠后，甚至直接位于前轴之上，同时发动机采用纵置布置，这就使得变速器要采用三轴形式，变速器距离驾驶员位置较近，从而简化了操纵机构的复杂程度。而前置后驱的布置，使得宝马汽车的前后轴荷可以达到完美的50:50。采用性能优异的手动变速器，更能增加汽车的操控性与驾驶乐趣；而增加变速器的挡数，又能够改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速，因此目前宝马汽车的手动变速器均采用六挡形式。(三)研究的内容本文主要参考同类齿轮软件的设计，结合变速箱设计的实际情况，对手动变速器的结构、工作原理及工作过程进行一定的研究。首先确定汽车手动变速器的设计方案，包括齿轮和轴的总布置形式、换档操纵机构及档位布置形式等；其次根据所配发动机的基本参数以及考虑到整车动力性和经济性要求的传动比，设计计算出变速器主要零件的相关参数。完成齿轮、轴和轴承等主要零件以及同步器同步过程的分析。二、变速器方案的确定(一)变速器结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。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，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（η=0.96~0.98），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、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料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3.0~4.5。通常，有级变速器具有4、5、6个前进挡。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6个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为6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。某些轿车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于1（0.7~0.8）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：除直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。第一轴；2—第二轴；3—中间轴图2-1轿车中间轴式四挡变速器两轴式变速器如图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，从而简化了制造工艺，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，低挡传动比取值的上限（igⅠ=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。第一轴；2—第二轴；3—同步器图2-2两轴式变速器有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒挡齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，采用中间轴式变速器。图2-3、图2-4、图2-5分别是几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。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1-3a、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1-3c所示传动方案的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和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。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。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图2-3变速器用图2-4c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-4c所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。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本设计采用图2-6f所示的传动方案图2-6变速器倒挡传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，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。(二)变速器主要零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。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。在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。2.换挡机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，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，除一挡、倒挡外很少采用。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。当变速器第二轴上的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，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，仍然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力矩增大，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。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该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2-7所示：三、变速器主要参数的选择表3.1相关参数主减速比最高时速最大扭矩最大功率最高转速3.64215km/h200//Nm/3600rpm115kw/6400rpm6500r/min(一)变速器主要参数的选择1.挡数和传动比近年来，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4~5个挡位的变速器。本设计也采用5个挡位。选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，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。故有则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ挡传动比为（3-1）式中，m汽车总质量(kg)；g重力加速度(m/s)；ψmax道路最大阻力系数；rr驱动轮的滚动半径(m)；Temax发动机最大转矩(N·m)；i0主减速比；η汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件：求得的变速器I挡传动比为：（3-2）式中，G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；φ路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。由已知条件：满载质量1800kg；rr=307mm；Temax=200N·m；i0=3.64；η=0.95；根据公式（3-2）可得：igI=3.91本设计取六挡传动比为1，中间挡的传动比理论上按公比为：（3-3）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：q=1.314。故有：ig2=2.979ig3=2.267ig4=1.725ig5=1.313ig6=12.中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：A=η(3-4)式中，KA中心距系数。对轿车，KA=8.9~9.3；对货车，KA=8.6~9.6；对多挡变速器:KA=9.5~11；TImax变速器处于一挡时的输出扭矩：TImax=TemaxigIη=743.85N﹒m故可得出初始中心距A=81.55mm。3.轴向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3.0~3.4A五挡(2.7~3.0)A六挡(3.2~3.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计采用6+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.581.55mm=285.43mm，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。4.齿轮参数（1）齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn(3-5)其中=170Nm，可得出mn=2.749，取2.75。一挡直齿轮的模数mmm(3-6)通过计算m=2.99，取3。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车取2~3.5。本设计取2.5。（2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。表3-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形14.5°，15°，16°16.5°25°~45°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，为加大重合度已降低噪声，取小些。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°；斜齿轮螺旋角β取30°。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。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，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b=(4.5~8.0)m，mm斜齿b=(6.0~8.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，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。四、主要零件的选择(一)各档传动比机器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。1.确定各挡齿轮的齿数一挡传动比（3-7）为了确定Z11和Z12的齿数，先求其齿数和:（3-8）其中A=81.55，m=3，故有=54.367，取54当轿车三轴式的变速器时，则，此处取=17，则可得出=37。上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从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。这里修正为54，则根据式（3-8）反推出A=81mm。确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比（3-9）由已经得出的数据可确定（3-10）而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等（3-11）由此可得：(3-12)而根据已求得的数据可计算出：。（3-13）（3-10）和（3-13）子联立可得：=19、=33。则根据式（3-7）可计算出一挡实际传动比为：。确定其他挡位的齿数二挡传动比（3-13）而，故有（3-14）对于斜齿轮，（3-15）故有：（3-16）（3-14）联立（3-16）得：。按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮；四挡齿轮，。确定倒挡齿轮的齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中倒挡传动比取3.6。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略小，取。而通常情况下，倒挡轴齿轮取21~23，此处取=23。由（3-17）可计算出。故可得出中间轴与倒挡轴的中心距(3-18)=58mm而倒挡轴与第二轴的中心:(3-19)=81.00mm。2.齿轮变位系数的选择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，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。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，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高挡齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一挡主动齿轮12的齿数Z12=17，因此一挡齿轮不需要变位。(二)变速器齿轮的强度计算与材料的选择1.齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：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，这是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茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。2.齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，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。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。（1）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力（3-20）式中，弯曲应力(MPa)；一挡齿轮10的圆周力(N)，；其中为计算载荷(N·mm)，d为节圆直径。应力集中系数，可近似取1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；b齿宽（mm），取20t端面齿距（mm）；y齿形系数当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为：（3-18）=20010002.181.78=659668Nm故由可以得出；再将所得出的数据代入式（3-17）可得当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，一挡直齿轮的弯曲应力在400~850MPa之间。斜齿轮弯曲应力（3-19）式中为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（3-19）注释相同，，选择齿形系数y时，按当量模数在图（3-19）中查得。二挡齿轮圆周力：（3-20）根据斜齿轮参数计算公式可得出：=6798.8N齿轮10的当量齿数=47.7，可查表（3-20）得：。故同理可得：。依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档σw7=276.2σw8=266.4四档σw5=211.5σw6=197.4五档σw3=218.8σw4=216.98六挡σw14=494.11σw15=496.93当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180~550MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（2）齿轮接触应力（3-21）式中，齿轮的接触应力(MPa)；F齿面上的法向力(N)，；圆周力在(N)，；节点处的压力角；齿轮螺旋角；E齿轮材料的弹性模量MPa，查资料可取；b齿轮接触的实际宽度，20mm；主、从动齿轮节点处的曲率半径mm；直齿轮：（3-22）（3-23）斜齿轮：（3-24）（3-25）其中，分别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：表3-2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1900~2000950~1000常啮合齿轮和高挡1300~1400650~700整理可得：直齿：斜齿：通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下：一档σj11=1998.6σj12=1325.17二档σj9=1233.1σj10=1208.5三档σj7=1015.78σj8=1904.32四档σj5=1308.72σj6=1279.68五档σj3=1357.68σj4=1367.57倒档σj13=1904.37σj14=1765.17σj15=1502.63对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。(三)变速器轴的强度计算与校核1.变速器轴的结构和尺寸（1）轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图3-1所示：图3-1变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。（2）轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换挡部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第一轴和中间轴：（3-26）第一轴花键部分直径d(mm)初选d=（3-27）式中：K——经验系数，K＝4.0～4.6，取K＝4.3；——发动机最大转矩N•m；d=23.34mm，取d＝32为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴：d/L=0.160.18；第二轴：d/L=0.180.21。以下是轴的计算尺寸：第二轴：（C是由轴的材料和承载情况确定的常数）（3-28）T=9.55×T=Temax×i×因发动机最大扭矩不大，故C取较小值，由机械设计取C＝100整理可得：(mm)代入数据可得各挡位齿轮处的轴径为：dz1=24.32dz3=27.53dz534.67dz7=37.27dz9=37.67dz11=38.83dz13=40.56此处还应根据阶梯轴的结构特点与标准件要求进行轴径调整。2.轴的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处即可；因为车辆在行进的过程中，一挡所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。（1）第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为（3-29）式中：扭转切应力，MPa；T轴所受的扭矩，N·mm；轴的抗扭截面系数，；P轴传递的功率，kw；d计算截面处轴的直径，mm；[]许用扭转切应力，MPa。其中P=115kw，n=6400r/min,d=24mm；代入上式得：由查表可知[]=55MPa，故[]，符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为：（3-30）式中，T轴所受的扭矩，N·mm；G轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G=8.1MPa；轴截面的极惯性矩，，；将已知数据代入上式可得：。对于一般传动轴可取；故也符合刚度要求。（2）第二轴的校核计算轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出：（3-31）（3-32）（3-33）式中至计算齿轮的传动比，此处为三挡传动比2.267；d计算齿轮的节圆直径，mm，为90mm；节点处的压力角，为16°；螺旋角，为30°；发动机最大转矩，为200000N·mm。代入上式可得：，，。危险截面的受力图为：图3-2危险截面受力分析水平面：（160+75）=75=1317.4N；水平面内所受力矩：垂直面：=6879.9N（3-34）垂直面所受力矩：该轴所受扭矩为：故危险截面所受的合成弯矩为：（3-35）则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力,MPa:（3-36）将代入上式可得：，在低挡工作时[]=400MPa，因此有：[]；符合要求。轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算：（3-37）（3-38）式中,齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；E弹性模量（MPa），（MPa），E=MPa；I惯性矩（），，d为轴的直径（）；a、b为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）；L支座之间的距离（）。将数值代入式（3-37）和（3-38）得：故轴的全挠度为，符合刚度要求。(四)轴承的选择与校核1.轴承选择(1)轴承类型的选择选用轴承选择时，首先是轴承的类型，我国常用的标准轴承共分九种类型，下面是正确选择轴承类型时应考虑的几大因数：(2)轴承的载荷轴承所受载荷的大小，方向和性质是选择轴承的主要依据。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件是线接触，适宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中主要为点接触，适宜用于承受较轻的或中等的载荷。故在载荷较小时，应优先选用球轴承。根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。在轴承在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。(3)轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。从工作转速对轴承的要求看，可以确定以下几点：球轴承与滚子轴承比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越轻小，运转时滚动体在外圈滚道上的离心惯性力也就越小，因而也就更加适合于在更高的转速下工作，故在高速时，宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。重及特重系列的轴承，只用于低速重载的场合。如用一个轻系列轴承而承载能力达不到要求时，可考虑采用宽系列的轴承，或者把两个轻系列的轴承并装在一起使用。保持架的材料与结构对轴承的转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许更高一些的转速。推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大时，可以采用角接触球轴承承受纯轴向力。若工作转速略超过样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙，选用循球润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的高速性能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速转动轴承。便于拆装也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。此外，轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求。如轴承的配置使用要求、游动要求等。综合考虑以上因素，本次设计第一轴后轴承为外座圈上带有止动槽的深沟球轴承。此轴承承受径向载荷和第一轴上的轴向载荷。第二轴前、后端采用带止动槽的圆锥滚子轴承。变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承，在第二轴穿过壳体处采用圆柱滚子轴承以承受径向力，第二轴后部采用深沟球轴承支撑在轴承盖内。2.轴承的校核初选轴承，代号7206AC（46206A/R≤e时，x=1y=0A/R＞e时，x=0.41y=0.87e=0.68其中：R—径向载荷，x—径向载荷系数，A——轴向载荷，（1）计算轴承在各挡位时的支反力二轴受力分析图3-3二轴受力分析图图中：C──二轴前轴承对二轴作用力的作用点；D──二轴后轴承对二轴作用力的作用点；C1x、C2x──二轴前轴承对二轴的水平、垂直作用力；D1x、D2x、D3x──二轴后轴承对二轴的水平、垂直、轴向作用力；Fax、Frx、Ftx──x挡二轴齿轮所受轴向力、径向力、切向力；Rx──x挡齿轮节圆半径；各支承力的计算公式： 轴向载荷：中间轴受力分析图3-4中间轴受力分析图图中：E──中间轴前轴承对轴作用力的作用点；F──中间轴后轴承对轴作用力的作用点；E1x、E2x──中间轴前轴承对轴的水平、垂直作用力；F1x、F2x──中间轴后轴承对轴的水平、垂直作用力Fax、Frx、Ftx──x挡齿轮所受轴向力、径向力、切向力Facx、Frcx、Ftcx──中间轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力。Rx──x挡中间轴齿轮节圆半径；Rc──中间轴常啮合齿轮节圆半径；注：设计时使Facx与Fax大致相等，故E、F处轴向力可不计。各支承力的计算公式：(L′=a+b=cx+ex)轴向载荷：F3x≈0一轴受力分析图3-5一轴受力分析图图中：A──一轴前轴承对轴作用力的作用点；B──一轴后轴承对轴作用力的作用点；C──二轴前轴承对轴作用力的作用点；Facx、Frcx、Ftcx──一轴常啮合齿轮所受轴向力、径向力、切向力；A1x、A2x──一轴前轴承对一轴的水平、垂直作用力；B1x、B2x、B3x──一轴后轴承对一轴的水平、垂直、轴向作用力；C1x′、C2x′──二轴前轴承对一轴的水平、垂直作用力；Rc──一轴常啮合齿轮齿轮节圆半径。各支承力的计算公式：轴向载荷：B3x=Facx计算挂入X挡（非直接挡）时各轴所受扭矩发动机输入的扭矩为Tx=TefMx，一轴所受扭矩为Tx，二轴所受扭矩为T2x=Txix(ix为该挡位传动比)。计算各齿轮所受切向力、轴向力、径向力常啮合齿轮：切向力;轴向力;径向力;（βc为齿轮螺旋角，αcn为齿轮法面啮合角）。x挡齿轮：切向力;轴向力 径向力 （βx为x挡齿轮螺旋角；αnx为x挡齿轮法面啮合角）。直接挡时各齿轮所受轴向力、径向力、切向力均为零。计算各轴承的载荷代入上式，可求得各轴承在１～3挡时的载荷。（2）计算各轴承的总当量动载荷计算各轴承在各挡位时的径向载荷Pr及轴向载荷Pa例如：一轴后轴承B在x挡时的径向载荷： 轴向载荷：计算轴承在各挡位时的当量动载荷：根据所选轴承型号，查表得到径向系数X、轴向系数Y。 计算公式：计算轴承的总当量动载荷：直接挡时各轴承的动载荷均为零，因此只计算１～3挡的当量动载荷，并以１～3挡所需转数作为预期寿命进行校核。计算二轴后轴承的总当量动载荷：二轴后轴承Ｄ在１～3挡的当量动载荷分别为PD1、PD2、PD3，各挡转数的分配比例为fu1、fu2、fu3、fu4。根据损伤积累假说，轴承Ｄ的总当量动载荷为： ε——轴承寿命指数球轴承ε≈3计算一轴的后轴承的总当量动载荷一轴的后轴承B的总当量动载荷为：（3）校核轴承寿命第一轴前轴承在传递扭矩时，内外圈无相对运动，所承受的是静载荷，该轴承的选择与传动中其它部件的设计有关，本文不对其进行校核。其余轴承的校核步骤如下：计算各轴承1~3挡时寿命 计算公式： L=(C/Pm)ε其中 C——轴承的额定动载荷。计算各轴承在1~3挡时所需寿命汽车轴承一般以汽车大修里程Ls(km)作为其预期寿命。在此里程中第二轴总转数：ND总=LS×io/(2πRr)(Ls=2.5×105i0为主减速,Rr为车轮滚动半径。第二轴后轴承在1~3挡所需寿命为：第一轴后轴承在1~3挡所需寿命为：扭矩系数：fM1fM2fM3fM450％60％70％80％路程系数：fu2fu3fu41％3％13％80％根据上述公式计算结果如下：轴承在各挡位时的当量动载荷：二轴后轴承ⅠⅡⅢⅣ：3788276622490中间轴前轴承ⅠⅡⅢⅣ：84488512610中间轴后轴承ⅠⅡⅢⅣ：8117419050一轴后轴承ⅠⅡⅢⅣ：2881251520290各轴承总当量载荷表3.3二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承一轴后轴承14007685761551各轴承寿命（106转）表3.4二轴后轴承中间轴前轴承中间轴后轴承一轴后轴承473737846897181513各轴承所需寿命（106转）表3.5二轴后轴承