基于CATIA的货车离合器与变速器设计

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IAbstract II第1章绪论 11.1概述 11.2国内外研究现状 21.3研究内容 3第2章离合器的设计 42.1离合器的基本结构选择 4 4 5 7 7 7 82.2从动盘 8 8 92.3离合器操纵系统 92.4离合器相关参数选择与计算 102.4.1离合器主要参数的选择 102.4.2离合器的设计与计算 12 16 192.5本章小结 22第3章变速器的设计 233.1变速器齿轮的主要参数选择与计算 23 23 24 25 26 26 343.2变速器轴设计与计算 433.2.1变速器轴设计 43 43 443.2.4轴的强度和刚度的计算 443.3轴承选择与寿命计算 54 54 553.4同步器设计及其结构元件 56 56 573.5本章小结 59第4章应用CATIA进行离合器与变速器的建模 604.1CATIA软件简介 604.2变速器几何模型的建立 61 61 71 724.4离合器的建模 724.5本章小结 74结论 79参考文献 80致谢 81附录 82PAGE第1章绪论1.1概述传动系一般由/view/21853.htm"离合器、变速器、万向传动装置、主减速器、差速器和半轴等组成。离合器与变速器同为汽车传动系中的重要组成部分，如下图所示：可以保证将发动机发出的动力传给汽车的驱动车轮，产生驱动力，使汽车能在一定速度上行驶。汽车传动系的基本功能就是将发动机发出的动力传给驱动车轮。它的首要任务就是与汽车发动机协同工作，以保证汽车能在不同使用条件下正常行驶，并具有良好的动力性和燃油经济性，为此，汽车传动系都具备以下的功能：（1）减速和变速；（2）实现汽车倒驶；（3）必要时中断传动；（4）差速作用。从中可以看出，离合器与变速器在传动系中有着至关重要的作用。其中，变速器可以保证汽车平稳起步，在汽车起步前汽车处于静止状态，如果发动机与变速箱是刚性连接的，一1—离合器2—变速器3—万向节4—驱动桥旦挂上档，汽车将由于突然接上动力突图1.1然前冲，不但会造成机件的损伤，而且驱动力也不足以克服汽车前冲产生的巨大惯性力，使发动机转速急剧下降而熄火。同时还能保证驾驶过程中便于换档，在汽车行驶过程中，经常换用不同的变速箱档位，以适应不断变化的行驶条件。如果没有离合器将发动机与变速箱暂时分离，那么变速箱中啮合的传力齿轮会因载荷没有卸除，其啮合齿面间的压力很大而难于分开。另一对待啮合齿轮会因二者圆周速度不等而难于啮合。即使强行进入啮合也会产生很大的齿端冲击，容易损坏机件。同时还能防止传动系过载，当汽车紧急制动时，车轮突然急剧降速，而与发动机相连的传动系由于旋转的惯性，仍保持原有转速，这往往会在传动系统中产生远大于发动机转矩的惯性矩，使传动系的零件容易损坏。由于离合器是靠摩擦力来传递转矩的，所以当传动系内载荷超过摩擦力所能传递的转矩时，离合器的主、从动部分就会自动打滑，因而起到了防止传动系过载的作用。最后离合器还能降低扭振冲击，因为汽车发动机的工作原理决定了其输出扭矩的不平稳。在做功冲程，燃烧室气体爆炸产生极大冲击扭矩，而在其他冲程，却是靠惯性反拖发动机。虽然发动机本身转动系具有的惯性可降低扭振，但剩余的冲击力仍然对后续的变速箱、传动轴产生不利影响。而离合器中的减振弹簧（切向分布），可显著降低发动机带来的扭振冲击，延长变速齿轮寿命。变速器在汽车工作过程中更是有着不可替代的作用，首先可以改变传动比，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，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较低)的工况下工作；实现汽车的变速。其次，在发动机旋转方向不变情况下，汽车能倒退行驶；同时还可利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。必要时可以中断传动。综上所述，可以知道汽车传动系中的离合器与变速器在传动系体现其作用时起着最为重要的作用。1.2国内外研究现状汽车工业是具有世界性的开发型综合工业，竞争也越来越激烈，随着我国国民经济的快速发展和人们的生活水平的不断提高，对汽车的使用功能不断提出新的要求。与此同时，我国的汽车及各种车辆的零部件产品在性能和质量上和发达国家存在着一定的差距，其中一个重要原因就是设计手段落后，发达国家在机械产品设计上早以进入了分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析、优化设计、可靠性设计等应用到产品设计中，采用机械CAD系统在计算机上进行建模、分析、仿真、干涉检查，实现三维设计，大大地提高产品设计的一次成功率，减少了试验费用，缩短了产品更新周期。而我们的设计手段仍处于以经验设计为主的二维设计阶段，设计完成后在投产中往往要进行很大的改动，使得产品开发周期很长，性能质量低等。相比较离合器与变速器，我国在变速器研发方面与发达国家之间的差距稍大，基本上没有自己的研发能力，对国外工厂的依赖性很大。离合器的发展水平稍高，不过仍与发达国家存在着不小的差距。毕竟我国汽车工业发展时间比较短，不过，我坚信，只要经过几代汽车人不懈的努力，肯定能赶超发达国家。1.3研究内容由于传动系是汽车上面的重要组成部分，而离合器与变速器更是传动系的重要构造总成。所以，在汽车研发生产制造过程中，在离合器与变速器方面均投入了大量人力物力资源。早期的离合器尺寸结构比较大，从动部分转动惯量大，引起变速器换档困难，而且这种离合器在结合时也不够柔和，容易卡住，散热性差，操纵也不方便，平衡性能也欠佳。本次设计的目的是克服上述困难，使离合器的尺寸减小，便于安装盒布置；减小从动部分的转动惯量，保证换挡容易，使用起来效果更好，而且具有稳定性好、操纵方便等优点。膜片弹簧离合器，它的转矩容量大且较稳定，操纵轻便，平衡性好，也能大量生产，对于它的研究已经变得越来越重要。对于变速器部分，主要进行变速器的结构功能、工作原理以及设计方法的研究。主要使用CATIA进行建模设计，CATIA是当前主流的三维建模设计软件，选择这个软件可以为以后实际工作打下更好的基础。整个毕业设计会针对平时遇见的各种问题进行认真解决。相信从中可以巩固掌握的理论知识。后续将针对离合器与变速器分别进行设计。第2章离合器的参数计算与结构设计汽车主要参数如图2.1所示。表2.1整体设计中的汽车参数额定总质量9000kg载质量5000kg自重4400kg总重9400kg车长8145mm车宽2470mm车高2485mm轴距4700mm最大转矩353N·m最大爬坡度30%离合器单片，干式轴荷分配满载空载前35%，后65%前45%，后55%最高车速90km/h发动机功率99kW车轮直径974mm2.1离合器的基本结构选择摩擦片数主要有单片、双片、多片之分。其优缺点如下：单片双片多片优点结构简单，分离彻底，散热良好，尺寸紧凑，调整方便，

从动部分转动惯量小。传递扭矩大，接合平顺，在传递同样扭矩情况下，径向尺寸较小，踏板力较轻。接合平顺柔和，由于在油中工作，磨损小。缺点传递扭矩不能过大，否则直径过大，会影响总体布置。分离彻底性较差，中间压盘散热不良，热负荷较高分离不彻底（尤其是冬季），尺寸、重量大。有圆柱弹簧、矩形断面圆锥弹簧膜片弹簧等型式。压紧弹簧有周置、中央布置、也可斜置。其主要优缺点：优点缺点周置弹簧

离合器简单，应用广泛。转速过高时，使弹簧受离心力鼓出使压紧力显著降低；另一方面使弹簧靠到定位套或定位销座上，致磨损甚至断弹簧。中央弹簧

离合器采用杠杆放大压紧力作用在压盘上利于减轻踏板力，弹簧与压盘不直接接触，弹簧无受热退火之患，也易于调整。结构较复杂，适合重型车膜片弹簧的结构特点和一系列优点：（1）由于膜片弹簧的轴向尺寸较小，径向尺寸较大，有利于在提高离合器转矩容量的情况下减小离合器的轴向尺寸；（2）无需设置专门的分离杠杆，可是结构简化，零件数目减小，质量减轻，便于维修保养；（3）膜片弹簧的安装位置对离合器中心线来说数对称的，因此，它的压力不受离心力的影响，这一点对高速车辆十分有利；（4）操纵轻便，这是由离合器膜片弹簧特性决定的，当离合器处于结合状态时，设两弹簧的压缩变形量和压紧都相同，都在A点工作，当分离离合器时，若两弹簧的压缩变形量都增加到,此时膜片弹簧的压紧力小于螺旋弹簧的压紧力，同时小于结合状态时的压紧力,也就是说，膜片弹簧分离时越来越轻，而螺旋弹簧越来越重，膜片弹簧具有操纵轻便的特点；（5）在正常的磨损情况下，膜片弹簧的压紧力基本保持不变，工作可靠，当摩擦片磨损变薄，螺旋弹簧的压紧理由下降到，压紧力下降很多。而膜片弹簧的压紧力，与磨损前的压紧力相当接近；（6）主要部件结构简单，可采用冲压加工，大批生产时可降低产品成本。因此，在轿车，现代汽车，甚至重型汽车上都得到广泛的应用。此外，膜片弹簧离合器将发动机动力传递给变速器,使二者柔顺地接合与分离,能够保证汽车起步平稳、换挡平顺、防止传动系过载和产生扭转振动。

（1）可使汽车起步平稳,当发动机启动后,汽车要行驶,就要把动力传递给变速器。离合器的结构保证了主动部分与从动部分的暂时分离和逐浙结合,在传递动力的过程中具有相对转动的功能,这是靠摩擦片的逐渐结合的摩擦传递来实现的。在起步过程中摩擦离合器的滑动和逐渐结合是保证起步平稳的重要因素;在从动盘上的扭转减振器可以缓和动力传动的冲击,也能起到起步平稳的作用。（2）无需设置专门的分离杠杆，可是结构简化，零件数目减小，质量减轻，便于维修保养。可使汽车换挡平顺,汽车在行驶中,随着行驶工况的变化,变速器需要经常换挡。换挡动作完成后,再慢慢放松离合器踏板,使汽车动力再次接通,汽车动力的再次传递要平顺,汽车速度逐渐变化.从动盘为单片,转动惯量小,可以减轻换挡时变速器中同步环的负荷和换挡时齿轮之间的冲击作用。与汽车起步一洋,由于摩擦力的逐浙传递和扭转减振器的作用使换挡平顺。

（3）防止传动系过载,离合器中的摩擦传动和扭转减振器使发动机与传动系之间成带有柔住的联接。

在行驶中,驾驶员突然加大油门,传动系负荷突然增加,扭转减振器的减振作用可以缓和负荷的增加。汽车紧急制动时,驱动车轮突然减速,汽车突然减速,汽车的惯住力通过传动系逆向传动发动机.如果离合器此时处于分离状态,无异减轻了传动系的冲击和过载；如果来不及踏下离合器踏板,离合器处于结合状态时,也有扭转减振器的扭转弹簧缓和了传动系的冲击;假如冲击负荷很大扭转弹簧不能完全吸收冲击负荷的话,还有摩擦片的打滑作用可以缓和冲击,这是因为摩擦片设计成只能传递一定大小的转矩,突然超过这个转矩时,离合器就打滑,减轻传动系的过载。

（4）减轻扭转振动,内燃机的工作原理决定了活塞上的动力是脉冲式的,转换成曲轴上的动力虽然是经过了飞轮的平滑以后,仍然不够均匀,即转速是一定转速下的波动转速,扭矩是一定扭矩下的波动扭矩,旋转中带有扭转振动.这样的动力传递给变速器可能引起传动器的扭转振动,传递给驱动轴可能引起驱动轴的扭转振动.正是离合器中的扭转减振器缓和了传动系的扭转振动,可以使传动平稳.减低了传动系的振动和噪声.减轻了传动系的负荷.延长了汽车和发动机的使用寿命。无需设置专门的分离杠杆，可是结构简化，零件数目减小，质量减轻，便于维修保养但膜片弹簧的制造工艺复杂，对材质和尺寸精度的要求很高，其非线性特性在生产中不易控制，开口处容易产生裂痕，端部容易摩擦。近年来，由于材料性能的提高，制造工艺和设计方法逐渐完善，膜片弹簧的制造已日趋成熟。依次，膜片弹簧离合器不仅在轿车上被大量采用，而且在轻、中、重型卡车以及客车上也被广泛采用。至于，在选择拉式和推式时，考虑到推式膜片弹簧的外端压在离合器压盘上，而拉式式膜片弹簧的内端压在离合器压盘上，拉式膜片弹簧离合器结构较为复杂，阿纳缓和撤卸较为困难，奋力行程也比推式的要求稍大一些。综上所述，我选择了用推式膜片弹簧离合器。推式膜片弹簧支承形式分为三种。第一种为双支承，其中，有的用台肩式铆钉将膜片弹簧，两个支承环于离合器盖定位铆合在一起，结构简单，式早已采用的传统形式；有的在铆钉上装硬化衬套和刚性挡环，可提高耐磨性和使用寿命，但结构较复杂；还有一种形式取消了铆钉，在离合器内边缘上伸出许多舌头，将膜片弹簧，两个支承环与离合器盖碗合在一起，式结构简化，紧凑，耐久性好，因此，应用日益广泛。压盘的驱动方式选择传动片式型式凸块

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窗孔式销钉式传动片式适用

范围单片离合器，采用传统结构双片离合器多采用近来广泛采用的结构特点简单，但时间长后易产生平衡恶化，造成离合器接合时出现抖动或噪声效率高，无噪声，无摩擦，无磨损，适应性好分离杠杆的设计，应使其支撑机构与压盘的驱动结构在运动上不发生干涉；保证有足够的刚度；支撑处要减少摩擦损失，效率要高；调整要方便。同时要保证在高速运转时有稳定的压紧力（离心力造成的压盘压紧力变化要尽量少）。对于分离杠杆装置的结构设计要求：（1）分离杠杆应具有较大的弯曲刚度，以免分离时杆件弯曲变形过大，减小了压盘行程，使分离不彻底；（2）应使分离杠杆支承机构与压盘的驱动机构在运动上不发生干涉；（3）分离杠杆内端高度应能调整，使各内端位于平行于压盘的同一平面，其高度差不大于0．2mm；（4）分离杠杆的支承处应采用滚针轴承、滚销或刀口支承，以减小摩擦和磨损；（5）应避免在高速旋转时因分离杠杆的离心力作用而降低压紧力；（6）为了提高通风散热能力，町将分离杠杆制成特殊的叶轮形状，用以鼓风。分离杠杆主要有钢板冲压和锻造成形两种生产方式；支承环和支承铆钉的安装尺寸精度要高，耐磨性要好。支承环一般采用3．0～4．0mm的碳素弹簧钢丝。分离轴承的作用是通过拨叉的拨动，推动旋转中的膜片弹簧的分离指或螺旋弹簧力离合器的内端，使其绕支点转动而分离离合器。此处使用轴承是为了避免膜片弹簧分离纸或分离杠杆的内端的磨损。供油式轴承需经常添加润滑脂，以减轻旋转阻力与磨损。密封式不需要。分离轴承与分离杠杆接触，实现离合器的分离和接合。它们两者之间有周向滑动，同时也有径向滑动。当两者不同心时易于造成滑动加剧，引起不同心造成的磨损。近年来在膜片弹簧离合器中广泛采用自动调心式分离轴承。可是考虑到自动调心式分离轴承制造工艺比较复杂，而且成本高，所以我选用了止推轴承。实验表明，摩擦片的磨损是随着压盘温度的升高而增大的。当压盘工作表面温度达到180～200℃以上时，摩擦片磨损急剧增加。正常情况下，离合器压盘工作表面的温度一般在180℃以下。温度过高时会使压盘受热变形产生裂纹。为此，除了在设计时保证压盘有足够的热容量外，良好的通风散热是必须要的。2.2从动盘从动盘对离合器的工作性能影响很大，它是离合器零件中寿命最薄弱的一环，因此，在结构和摩擦材料上选择时尤需注意。从动盘主要由摩擦片、传从动钢片、扭转减振器和从动盘毂组成。离合器对摩擦片的要求是：摩擦系数稳定，由足够的机械强度和耐磨性，热稳定性和磨合性要好，密度要小等。具体要求如下：（1）因数较高且较稳定，工作温度、单位压力、滑磨速度的变化对其影响要小；（2）有足够的机械强度与耐磨性；（3）密度要小，以减小从动盘转动惯量；（4）热稳定性好，在高温下分离出的粘合剂少，无味，不易烧焦；（5）磨合性能好，不致刮伤飞轮和压盘表面；（6）接合时应平顺而不产生“咬合”或“抖动”现象；（7）长期停放后，摩擦面间不发生“粘着”现象。离合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因数较高(大约为0．3～0．45)、密度较小、制造容易、价格低廉等优点。但它性能不够稳定，摩擦因数受工作温度、单位压力、滑磨速度的影响大，目前主要应用于中、轻型货车中。粉末冶金和金属陶瓷摩擦材料具有传热性好、热稳定性与耐磨性好、摩擦因数较高且稳定、能承受的单位压力较高以及寿命较长等优点，但价格较贵，密度较大，接合平顺性较差，主要用于重型汽车上。摩擦片与从动片的连接方式有铆接和粘接两种。铆接方式连接可靠，更换摩擦片方便，适宜从动片上装波形片，但其摩擦面积利用率小，使用寿命短。粘接方式可增大实际摩擦面积，摩擦片厚度利用率高，具有较高的抗离心力和切向力的能力，但更换摩擦片困难，且使从动盘难以装波形片，无轴向弹性，可靠性低。故采用铆接法。扭转减振器主要有弹性元件和阻尼元件组成。为了避免不利的传动系共振，降低传动系噪声，可采用两三组钢度不同的弹簧，并将装弹簧的窗口长度做成尺寸不一，利用弹簧先后起作用的方法获得边钢度特性。减振器中的阻尼元件常采用摸才片，靠传动钢片与减振盘间的连接铆钉建立正压力，这种方案简单。2.3离合器操纵系统离合器操纵机构主要有机械式。液压式和气压式几种。它们主要是根据车型进行选择。它们有各自的优缺点：优点缺点机械式结构简单，工作可靠，应用广泛。效率低，重量大，车架和支撑部位变形后会影响其正常工作液压式传动效率高，重量轻，布置方便结构复杂2.4离合器相关参数选择与计算2.4.1离合器主要参数的选择摩擦离合器是靠摩擦表面间的摩擦力矩来传递发动机转矩的。离合器的静摩擦力局根据摩擦定律可表示为 （2.1）式中:——经摩擦力矩N·M；f——摩擦面间的摩擦因数，计算时一般取0.25至0.30；F——压盘施加在摩擦面上的工作压力N；——摩擦片的平均摩擦半径mm，是从动盘数的两倍。假设摩擦片上工作压力均匀，则有（2.2）式中：——摩擦面上的单位压力MPa；A——1个摩擦面的面积；D——摩擦片的外径mm；d——摩擦片的内径mm。摩擦片的平均半径Rc根据压力均匀的假设，可表示为（2.3）当≥0.6时，R相当准确的有下式计算（2.4）将上两式代入第一式得（2.5）式中，c为摩擦片内外径之比，c=，一般在0.53至0.70之间。为了保证离合器在任何工况下都能可靠地传递发动机最大转矩，设计时应大于发动机最大转矩，即=β式中，为发动机最大转矩；β为离合器的后备系数，定义为离合器所能传递的最大经摩擦力矩与发动机最大转矩与发动机最大转矩之比，β必须大于1。离合器的基本参数主要有性能参数β和，尺寸参数D和d机摩擦片厚度b。1、后备系数β后备系数β是离合器设计时用到的一个重要参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择β时，应考虑以下几点：（1）摩擦片在使用中磨损后，离合器还应能可靠地传递发动机最大转矩；（2）要防止离合器滑磨过大；（3）要能防止传动系过载。显然，为可靠传递发动机最大转矩和防止离合器滑磨过大，β不宜选取太小；为使离合器尺寸不致过大，减小传动系过载，保证操纵轻便，β又不宜选取太大；当发动机后备功率较大，使用条件较好时，β可选取小些；当使用条件恶劣，需要拖带挂车时，为提高起步能力、减小离合器滑磨，β应取大些；货车总质量越大，β也应选得越大；采用柴油机时，由于工作粗暴，转矩较不平稳，选取的β值应比汽油机大些；发动机缸数越多，转矩波动越小，β可选取小些；膜片弹簧离合器由于摩擦片磨损后压力保持较稳定，选取的β值也应大于单片离合器。各类汽车β值的取值范围通常为：轿车和微型、轻型货车β=1.20至1.75中型和重型货车β=1.50至2.25越野车、带拖挂的重型汽车和牵引汽车β=1.80至4.002、单位压力单位压力对离合器工作性能和使用寿命有很大影响，选取时应考虑离合器的工作条件，发动机后备功率大小，摩擦片尺寸、材料及其质量和后备系数等因素。离合器使用频繁，发动机后备系数较小时，应取小些；当摩擦片外径较大时，为了降低摩擦片外缘出的热负荷，应取小些，后备系数较大时，可适当增大。当摩擦片采用不同材料时，按下列范围选取: 石棉基材料=0.15至0.20MPa粉末冶金材料=0.20至0.60MPa金属陶瓷材料=0.70至1.50MPa3、摩擦片外径D、内径d和厚度b当离合器结构形式及摩擦片材料已选定，发动机最大转矩已知，适当选取后备系数β和单位压力，即可估算摩擦片的尺寸。摩擦片外径D（mm）可根据发动机最大转矩(Nm)按如下经验公式选用（2.6）式中，A是和车型有关的常数。对于货车单片摩擦离合器取A=46，带入得知道摩擦片的外径D后，何根据摩擦片尺寸系列标准GB5764-86《汽车用离合器面片》，选取摩擦片内径d和摩擦片厚度b的值。摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm、4.0mm三种。2.4.2离合器的设计与计算1、摩擦片参数的计算（1）摩擦片外径D、内径d和厚度b根据公式,取A=46，则=277.02mmD取系列化值为280mm。则相应的d=187mm，b=4mm。c=（2）后备系数β 取摩擦因数f=0.25，材料选为石棉基，取，则静摩擦半径]=×0.25×2×0.21××[1-=479.71Nm。后备系数：β===1.36（3）离合器基本参数的优化设计离合器要确定离合器的性能参数和尺寸参数，这些参数的变化影响离合器的机构尺寸和工作性能。a、设计变量离合器基本参数的优化设计变量选为=b、目标函数离合器基本参数优化设计追求的目标是在保证离合器性能要求条件下，使其结构尺寸尽可能小，即目标函数为c、约束条件1）摩擦片的外径D（mm）的选取应使最大圆周速度不超过65至70，即=×=×3600×280×=52.752≤65-70符合要求。2）摩擦片的内外径比c应在0.53-0.70范围内，即0.53≤c≤0.70c=，符合要求。3）为保证离合器可靠传递转矩，并防止传动系过载，不同车型的β值应在一定范围内，最大范围β为1.2-4.0，而轿车位1.2-1.75，即1.2≤β≤1.75β=1.36，符合要求。4）为了保证扭转减震器的安装，摩擦片内径d必须大于减震器弹簧位置直径约50mm，即d＞+50=0.6d=0.6×165=99mmd＞99+50=149mm5）为了反映离合器传递转矩并保护过载的能力，单位摩擦面积传递的转矩应小于其许用值。符合要求。6）为降低离合器滑磨是的热负荷，防止摩擦片损伤，单位压力对于不同车型，根据所用的摩擦材料在一定范围内选取，最大范围为0.10~1.50MPa，即0.15≤≤0.35MPa由于选取粉末冶金材料，取0.21MPa，所以符合要求。7）为了减少汽车起步过程中离合器的滑磨，防止摩擦片表面温度过高而发生烧伤，每一次结合的单位摩擦面积滑磨功应小于其须用值，即式中，w为单位面积滑磨功（）；[w]为其许用值（），对于轿车：[w]=0.40，对于轻型货车：[w]=0.33，对于重型货车：[w]=0.25；W为汽车起步时离合器结合一次所产生的总滑磨共（J），可根据下式计算W=（2.7）式中，为其车总质量（9400kg）；为轮胎滚动半径（m）；为起步时所用变速器挡位的传动比=6.967；为主减速器传动比，取=6.86；为发动机转速（），计算时轿车取2000，货车取1800。J=0.40符合要求。2、膜片弹簧主要参数的选择（1）比值H／h和h的选择比值H／h对膜片弹簧的弹性特性影响极大。为保证离合器压紧力变化不大和操纵轻便，汽车离合器用膜片弹簧的H／h一般为1.6—2.2，板厚为2～4mm，取4mm。（2）比值R／r和R、r的选择研究表明，R／r越大，弹簧材料利用率越低，弹簧刚度越大，弹性特性曲线受直径误差影响越大，且应力越高。根据结构布置和压紧力的要求，R／r一般为1.20～1.35。为使摩擦片上压力分布较均匀，推式膜片弹簧的R值应取为大于或等于摩擦片的平均半径RC。而且，对于同样的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。通过比较选取R／r＝1.2。（3）膜片弹簧小端半径ri与分离轴承作用半径rf的关系膜片弹簧小端半径ri应该大于变速器第一轴花键外径且分离轴承作用半径应大于膜片弹簧小端半径，即：rf＞ri（4）α的选择膜片弹簧自由状态下圆锥底角。与内截锥高度H关系密切，α=arctanH／(R-r)≈H／(R-r)，一般在90～150范围内。圆锥底角可选取100。（5）膜片弹簧工作点位置的选择膜片弹簧的弹性特性曲线，如图2—1所示。该曲线的拐点H对应着膜片弹簧的压平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般λ1B=(0.8～1.0)且λlH，以保证摩擦片在最大磨损限度△入范围内压紧力从F1B到F1A变化不大。当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度地减小踏板力，C点心尽量靠近N点。图2.1膜片弹簧的弹性特性曲线（6）n的选取分离指数目n常取为18，大尺寸膜片弹簧有些取24，小尺寸膜片弹簧有些取12，本设计采用18根分离指，切槽宽，，分离指半径re应满足r-re＞δ2的要求。扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能：1)降低发动机曲轴与传，动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振。3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。1、极限转矩极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙△1时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发动机最大转矩有关，一般可取：试验表明，当减震器传递的极限转矩与汽车后驱动轮的最大附着力矩相等时，传动系的动载荷最小。若＜，系统将会产生冲击载荷；当＞则会增加减震器的角刚度，使传动系动载荷有所增大。因此，亦可按下式选取：G2:满载汽车的后驱动桥静载荷N；为附着系数，一般取0.8rr为车轮滚动半径mi0为主减速器传动比ig1为变速器一档传动比2、扭转刚度扭转刚度是为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器的扭转刚度，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内。决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸,需要加在从动片上的转矩为：C：弹簧刚度Z：弹簧数目R1：减震器弹簧分布半径设计时可按经验来初选是。≤133、阻尼摩擦转矩由于减振器扭转刚度kΦ受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩，通过计算与实践表明一般可按下式初选：取4、减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方向移动，这是有利的。但是不应大于，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取：＝＝18.0N·m5、减振弹簧的位置半径R1R1的尺寸应尽可能大些，一般取取取值为65mm。d：摩擦片内径。6、减振弹簧个数可以参考下表选取：摩擦片外径D／mm225～280280～325325～350>350减震弹簧数目4～66～88～10>10取Z=67、减振弹簧总压力当限位销与从动盘毂之间的间隙△1或△2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值时，减振弹簧受到的压力为由上表可知，所以每个弹簧所承受的工作压力为：8、减震弹簧尺寸的确定弹簧钢丝的参考尺寸：C=5P=827.585Nτp=550～600N／mm2通过多方面考虑选取d=4(mm)减震器弹簧中径D=d×C=5×4=20(mm)减震器弹簧内径D1=20-4=16(mm)减震器弹簧外径D2=20+4=24(mm)9、减震弹簧刚度的确定Tj=270N·m10、减震弹簧的工作圈数G:材料的扭转弹性模量钢G=8.3×10411、减震弹簧的总圈数12、极限负荷下的弹簧变量13、减震弹簧节距取节距P＝10(mm)14、减震弹簧自由高度所以不用放置导杆或导套15、减震弹簧最小高度16、减震弹簧预变形量因此可得安装后的高度为：1、对压盘结构设计的要求（1）压盘应具有较大的质量以增大热容量、减小温升，防止其产生裂纹和破碎，有时可设置各种形状的散热肋或鼓风肋，以帮助散热通风。中间压盘可铸出通风槽，也可采用传热系数较大的铝合金压盘。（2）压盘应具有较大的刚度，使压紧力在摩擦面上的压力分布均匀并减小受热后的翘曲变形，以免影响摩擦片的均匀压紧以及与离合器的彻底分离。（3）与飞轮应保持良好的对中，并要进行静平衡。（4）压盘高度尺寸(从承压点到摩擦面的距离)公差要小。2、离合器压盘的主要计算压盘形状比较复杂,要求传热性能要好,具有较高的摩擦系数及耐磨.故压盘通常都是由灰铸铁HT200铸造而成的,金相组织呈珠光体结构,硬度HB170-227.另外可添加少量金属元素用以增强其机械强度.压盘的外径可以根据摩擦片的外径由结构确定.应比摩擦片的外径稍微大些,而压盘的内径则要比摩擦片的内径要稍微小些.所以我确定压盘的外观尺寸为:（1）压盘工作压力（2）压盘的滑磨功（3）压盘的质量由于离合器一次结合的温升不应超过100,所以取压盘温升为8即:C:比热容铸铁C=481.4J/kg·0由此可知压盘质量必须大于2.33kg（4）压盘的厚度计算即:压盘厚度不应小于9毫米3、强度校核离合器从动盘毂花键的强度校核从动盘毂花键的内径为26毫米,外径为32毫米,花键的有效长度为30毫米,对花键的挤压应力进行强度校核:对花键的剪切应力进行强度校核:由以上两个公式可得设计中选用的花键能满足要求。4、离合器的操纵机构（1）对操纵机构的要求1）踏板力小，轿车一般在80~150N范围内，货车不大于150~200N。2）踏板行程队对轿车一般在80~150mm范围内，对货车最大不超过180mm。3）踏板行程应能调整，以保证摩擦片磨损后分离轴承的自由行程可以复原。4）应有对踏板行程进行限位的装置，以防止操纵机构因受力过大而损坏。5）应具有足够的刚度。6）传动效率要高。7）发动机振动及车架和驾驶室的变形不会影响工作。（2）操纵机构结构形式选择常用的离合器操纵机构主要由机械式和液压式等。机械式操纵机构有杆系和绳系两种形式。杆系传动机构简单、工作可靠，广泛应用于各种汽车中。但其质量大，机械效率低，车架和驾驶室的变形会影响其正常工作，在远距离操纵室布置较困难。绳系传动机构可克服上述缺点，且可采用适宜驾驶员操纵的吊挂式踏板机构。但其寿命短，机械效率仍不高。此形式多用于轻型轿车中。液压式操纵机构主要由主缸、工作缸和管路等部分组成，具有传动效率高、质量小、布置方便、便于采用吊挂踏板、驾驶室容易密封、驾驶室和车架变形不会影响其正常工作、离合器接合柔和等优点。此形式广泛应用于各种形式的汽车中。经过以上分析比较，可知液压式操纵机构的综合性能比其它两种都好，故选用它作为膜片弹簧离合器的操纵机构以达到优配效果。（3）离合器操纵机构的主要计算1）离合器操纵机构示意图图2-2液压操纵机构示意图2）踏板行程S由自由行程和工作行程两部分组成，即式中，Sof为分离轴承自由行程，一般为1．5～3．0mm，反映到踏板上的自由行程Sl一般为20—30mm；dl、d2分别为主缸和工作缸的直径；Z为摩擦面面数；为离合器分离时对偶摩擦面间的间隙，单片：=0．85～1．30mm，双片：=0．75—0．90mm。a1、a2、bl、b2、c1、c2为杠杆尺寸。踏板力Ff可按下式计算式中，F为离合器分离时，压紧弹簧对压盘的总压力N；为操纵机构总传动比，=;为机械效率，液压式：=80％～90％，机械式：=70％～80％；为克服回位弹簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步设计时，可忽略之。工作缸直径d2的确定与液压系统所允许的最大油压有关。考虑到橡胶软管及其管接头的密封要求，最大允许油压一般为5～8MPa。对于机械式操纵机构的上述计算，只需将d1和d2取消即可。2.5本章小结本章主要介绍了离合器的结构选择以及设计过程，从参数选择、计算入手，确定离合器的基本尺寸，为后续建模装配做准备。第3章变速器的设计汽车主要参数如图2.1所示。3.1变速器齿轮的主要参数选择与计算1、确定挡数根据题目要求为选择五挡变速器，即五个前进挡、一个倒挡，五挡为直接挡。车轮半径（3.1）2、确定主减速比五挡传动比为1，取转矩适应性系数QUOTE。（3.2）由可知=6.863、确定各挡传动比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[17]。故有（3.3）式中：—汽车总质量kg；g—重力加速度；—发动机最大转矩N*m；—主减速比；—汽车传动系的传动效率；—驱动车轮的滚动半径m；—道路最大阻力系数；取其中则=5.99根据驱动轮与路面的附着条件取、QUOTE取0.7取6.8根据等比级数分配即,已知=6.8经计算得=4.22=2.62QUOTE=1.63对中间轴式变速器，是将中间轴与第二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，而且对齿轮的接触强度有影响[18]。初选中心距，根据经验公式计算： （3.4）式中：－变速器中心距（mm）；－中心距系数，取值范围是8.6～9.6。－发动机最大转矩（N·m），已知=353N·m；－变速器一挡传动比，已知=6.8；变速器传动效率，取96%。计算得=（8.6～9.6）mm,取A=116mm1、模数的选择齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求。应该指出，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合度增加，并减少齿轮噪声，所以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，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；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得小些；对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；变速器抵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。在给定模数范围内，初选模数：直齿轮模数＝4mm；斜齿轮法面模数=3mm。变速器用齿轮模数的范围见表3.1。表3.1汽车变速器齿轮的法向模数车型微型、轻型轿车中级轿车中级货车重型货车2.25～2.752.75～33.50～4.54.50～6所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表3.2。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表3.2变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T1357-1987）(mm)第一系列1.001.251.5—2.00—2.50—3.00———4.00—5.00—6.00—第二系列———1.75—2.25—2.75—（3.25）3.50（3.75）—4.50—5.50——2、压力角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普遍采用30°的压力角[1]。3、螺旋角斜齿螺旋角可在下面提供的范围内选取：中间轴式变速器为22°～34°；货车变速器：18°～26°[1]。齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常是根据齿轮模数来确定齿宽：直齿：，为齿宽系数，可在4.5～8.0内选取。斜齿：，可在6.0～8.5内选取[1]1、一挡齿轮的齿数一挡传动比,且已知=6.8为了求、的齿数，先求其齿数的和 直齿 斜齿由已知=116mm，=4mm，=3mm， 图3.1变速器示意图计算得：直齿=58。计算后取为整数，然后进行大、小齿轮数的分配。中间轴上的一挡小齿轮的齿数尽可能取小些，由已定，的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮辐有足够的厚度。货车变速器中间轴的Ⅰ挡直齿轮的最小齿数为12～17[1]，取=17，且=，则=41。2、对中心距进行修正因为计算齿数和后，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。由，计算得=116mm。3、确定齿顶高系数和径向间隙系数国家标准，齿顶高系数；径向间隙系数4、计算一挡齿轮参数分度圆直径：齿顶高：齿根高：齿顶圆直径：齿根圆直径：齿高：5、确定常啮合传动齿轮副的齿数由公式求出常啮合传动齿轮的传动比（3.5）而常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即（3.6）解方程（3.5）和（3.6）求得、取整数得：=47，=23。传动比修正：6、修正螺旋角的值根据所确定的齿数和公式，计算校核得=25.15°。7、中心距修正8、确定常啮合齿轮参数端面压力角：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：齿根高：齿高：齿顶圆直径：齿根圆直径：9、确定其它各挡的齿数（1）确定二挡齿轮参数由于二挡齿轮为斜齿轮，螺旋角和常啮合齿轮的不同，有公式（3.7）而（3.8）此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式（3.9）联解上述三个公式，采用比较方便的试凑法，即先选定螺旋角，解式（3.7）和式（3.8），求出、，再把、及代入式（3.9）中，检查是否满足或近似满足轴向力平衡的关系。如相差太大，则要调整螺旋角，重复上述过程，直至符合设计要求为止。根据上述的公式解得：、=15.65°。取整得：=48，=27修正螺旋角：，修正传动比：修正中心距：端面压力角：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：齿根高：齿高：齿顶圆直径：齿根圆直径：（2）确定三挡齿轮参数：由于三挡齿轮为斜齿轮，螺旋角和常啮合齿轮的不同，有公式（3.10）而（3.11）此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式（3.12）根据上述的公式解得：、=21.51°。取整得=35，=38。修正螺旋角：，。修正传动比：。修正中心距：。端面压力角：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：齿根高：齿高：齿顶圆直径：齿根圆直径：（3）确定四挡齿轮参数：由于四挡齿轮为斜齿轮，螺旋角和常啮合齿轮的不同，有公式（3.13）而（3.14）此外，从抵消或减少中间轴的轴向力出发，还必须满足下列关系式 （3.15）根据上述的公式解得：、=28.83°。取整得：=21，=51。修正螺旋角：，。修正传动比：。修正中心距：。端面压力角：分度圆直径：基圆直径：齿顶高：齿根高：齿高：齿顶圆直径：齿根圆直径：10、确定倒挡的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取6.2。中间轴上倒档传动齿轮的齿数与一档主动齿轮10相同，做成齿轮轴，取=15。此处取=22。由得（3.16）故可得出中间轴与倒档轴的中心距（3.17）而倒档轴与第二轴的中心:（3.18）修正传动比：分度圆直径：齿顶高：齿根高：齿高：齿顶圆直径：齿根圆直径：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，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿加工，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，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。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。1、齿轮弯曲强度计算（1）直齿轮的弯曲应力的校核公式：（3.19）式中：—弯曲应力,(MPa)； 图3.2齿形系数图—圆周力，（N）；—应力集中系数，取1.65；b—齿宽,(mm)； —摩擦影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；y—齿形系数；（如图3.2所示）t—端面齿距,(mm)；式中：；z；t；—计算载荷,(N·mm)；—节圆直径,(mm)；—模数；—齿数；将上述有关参数代入（3.19）中得：（3.20）（2）斜齿轮弯曲应力的校核公式：（3.21）式中：—弯曲应力,(MPa)；—圆周力，(N)；—应力集中系数，取1.65；b—齿宽,(mm)；y—齿形系数；t—法向齿距(mm)；—重合度影响系数，取2.0；；；t；—计算载荷,(N·mm)；—节圆直径,(mm)；—法向模数；—齿数；—斜齿轮螺旋角(°)；将上述有关参数代入（3.21）中得：（3.22）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。2、齿轮接触应力计算齿面接触应力应的校核公式：（3.23）式中：—齿轮接触应力，(MPa)；—齿面上的法向力，(N)；—齿轮材料的弹性模量，(MPa)；—齿宽，(mm)；；；直齿轮：；；斜齿轮：；；—圆周力，(N)；—计算载荷，(N·mm)；—节圆直径，(mm)；—节圆直径，(°)；—齿轮螺旋角，(°)；—主动齿轮节点处的曲率半径，(mm)；—从动齿轮节点处的曲率半径，(mm)；—主动齿轮节圆半径，(mm)；—从动齿轮节圆半径，(mm)；将作用在变速器第一轴上的载荷/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.3。表3.3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档和倒档1900～2000950～1000常啮合齿轮和高档1300～1400650～700齿轮材料的弹性模量＝。变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合，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。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为58～63HRC，心部硬度为33～48HRC。值得指出的是，采取喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施，能使齿轮得到强化。对齿轮进行强力喷丸处理以后，轮齿产生残余压应力，齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。在加大齿根圆弧半径的同时，进行强力喷丸处理，不仅可以使残余压应力进一步增加，还改善了应力集中。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形，磨齿齿轮精度高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳、效率提高，在同样负荷的条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高近一倍。3、变速器齿轮具体强度校核计算（1）校核各齿轮应力a、齿轮弯曲应力校核：中间轴一挡、倒挡齿轮：＝＝31597.22N＝1.65；＝1.1；＝121.8；t＝12.56636；y＝0.125；＝＝299.75MPa≤400MPa满足双向交变载荷。二轴一挡齿轮：＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.153；＝4；＝59；＝＝762.65MPa≤850MPa倒挡轴齿轮：＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.146；＝4；＝35；＝＝799.21MPa≤850MPa二轴倒挡齿轮：＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.156；＝4；＝53；＝＝747.98MPa≤850MPa中间轴二挡齿轮：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.136；＝3；＝21；＝0.985；＝＝182.18MPa≤250MPa二轴二挡齿轮：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.152；＝3；＝38；＝0.985；＝＝163.00MPa≤250MPa中间轴三挡齿轮：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.146；＝3；＝29；＝0.942；＝＝120.84MPa≤250MPa二轴三挡齿轮：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.146；＝3；＝29；＝0.942；＝＝120.84MPa≤250MPa中间轴常啮合齿轮：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.155；＝3；＝35；＝0.893；＝＝89.40MPa≤250MPa一轴常啮合齿轮：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.138；＝3；＝20；＝0.893；＝＝100.41MPa≤250MPa中间轴五挡齿轮：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.152；＝3；＝37；＝0.860；＝＝83.05MPa≤250MPa二轴五挡齿轮：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.136；＝3；＝16；＝0.860；＝＝92.82MPa≤250MPab、齿轮接触应力校核：一挡齿轮、：＝＝15798.6111N＝＝＝16807.0331N＝；＝32＝＝＝＝＝1415.58MPa二挡齿轮、：＝＝10378.33N＝＝＝11524.81899N＝；＝32＝＝＝＝＝992.63MPa三挡齿轮、：＝＝7389.83N＝＝＝8345.564N＝；＝32＝＝＝＝＝795.61MPa五挡齿轮、：＝＝5287.838N＝＝＝6541.116N＝；＝32＝＝＝＝＝699.98MPa常啮合齿轮、：＝＝5804.50N＝＝＝6914.894N＝；＝32＝＝＝＝＝713.374MPa符合要求。3.2变速器轴设计与计算3.2.1变速器轴设计变速器轴在工作时，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。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。在已知中间轴式变速器中心距时，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承间距离的比值；对中间轴，=0.16～0.18；对第二轴，=0.18～0.21。第一轴花键部分直径可按下式初选：（3.24）式中:―经验系数，；―发动机最大转矩，N·m；中间轴的最大直径0.45A50（mm），支承之间的长度==248.89～285取269（mm）；第二轴的最大直径0.45A，为满足校核要求，取80（mm），支承之间的长度==204.76～305.56取235（mm）；第一轴花键部分直径=取32（mm）。轴的结构形状应保证齿轮，同步器及轴承的安装、固定，并与工艺要求有密切关系。除前置发动机前驱动的汽车变速器采用两个轴外，绝大多数汽车变速器都是三轴式[11]，本变速器采用的也是三轴式变速器。在本变速器中，第一轴和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴径内径确定。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定。确定第一轴后径时，轴承外径比第一轴上常啮合齿轮外径大，以便于装拆第一轴[2]。在设计第二轴时，将第二轴前轴轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装滚针轴承。第二轴安装同步器齿毂的花键采用矩形花键。此轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸相差不大，以免轴截面所受应力悬殊。变速器的中间轴有旋转式和固定式两种。固定式中间轴是跟光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承或长，短圆柱滚子轴承。轴常压于壳体中。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力由后轴承承受[12]。本变速器的中间轴采用旋转式，由于此轴上的一挡齿轮与倒挡齿轮尺寸小，所以将它与轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高挡齿轮通过键与与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。3.2.4轴的强度和刚度的计算1、计算各轴上齿轮的圆周力与径向力与轴向力发动机最大扭矩为353N·m，齿轮传动效率98%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。一轴常啮合齿轮：中间轴常啮合齿轮：二轴四挡齿轮：中间轴四挡齿轮：二轴三挡齿轮：中间轴三挡齿轮：二轴二挡齿轮：中间轴二挡齿轮：二轴一挡齿轮：中间轴一挡齿轮：倒挡轴齿轮：中间轴倒挡齿轮：2、轴的刚度验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的转角[2]。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。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。挡位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取。轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图3.3所示时，轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用下式计算：（3.25）（3.26）（3.27）式中：－齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；－齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；－弹性图3.3模量（MPa），=2.1×105MPa；－惯性矩（mm4），对于实心轴，；－轴的直径（mm），花键处按平均直径计算。、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；为支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。（1）第一轴的刚度验算＝4947.18N，＝24mm，=＝200mm，=176mm（2）中间轴的刚度计算a、常啮合齿轮工作时中间轴的刚度=11609N，=4732N，=64.5mm，=30.28mm，=354.72mm，=385，=0.003mm<0.05～0.1mm，符合要求。=0.006mm<0.10～0.15mm，符合要求。符合要求。b、五挡工作时中间轴的刚度=10575.67568N，=4476.216N，=65mm，116mm，mm，=385mm=0.021mm<0.05～0.1mm，符合要求。=0.048mm<0.10～0.15mm，符合要求。c、三挡工作时中间轴的刚度=14779.66N，=5711.04N，=65.5mm，=149mm，mm，=385mm=0.032mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.083mm<0.10～0.15mm，符合要求。符合要求。d、二挡工作时中间轴的强度=20756.67N，=7886.6N，=235.34mm，mm，385mm，=66mm=0.043mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.114mm<0.10～0.15mm，符合要求。符合要求。e、一挡工作时中间轴的刚度=31597.22N，=11501.388N，=266.68mm，mm=80mm，=385mm=0.017mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.047mm<0.10～0.15mm，符合要求。符合要求。（3）第二轴的刚度计算a、一挡工作时第二轴的刚度=31597.22N，=11501.388N，=270mm，=106mm，=78mm，=376mm=0.022mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.06mm<0.10～0.15mm，符合要求。b、二挡工作时第二轴的刚度=20756.67N，=7886.67N，=235mm，=141mm，=78mm，=376mm=0.02mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.053mm<0.10～0.15mm，符合要求。c、三挡工作时第二轴的刚度=14779.66N，=5711.04N，=219mm，=157mm，=78mm，=376mm=0.016mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.041mm<0.10～0.15mm，符合要求。d、五挡工作时第二轴的刚度=10575.67568N，=4476.216N，=117mm，=259mm，=51mm，=376mm=0.052mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.124<0.10～0.15mm，符合要求。3、轴的强度验算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。（1）二轴强度校核=3728.5N·m，=31597.22N，=11501.388N，=0N，=376mm，=270mm，=106mm，=78mm二轴受力图如图3.4所示：图3.4二轴受力图a、求水平面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=8865.41N，=22731.81N。===2393660.7N·mmb、求垂直面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=3242.408N，=8258.98N，=875450.16N·mmN·mm（2）中间轴强度校核=1137.5N·m，=31597.22N，=11501.388N，=0N，=385mm，=30.28mm，=236.40mm，=118.32mm，=80mm=11609N，=4732N，=5850.936N，=64.5mm中间轴受力图如图3.5所示：图3.5中间轴受力图a、求水平面内支反力、和弯矩由以上两式可得=20406.57N，=22799.65N，=617910.94N·mm，=5442024.09N·mmb、求垂直面内支反力、和弯矩由以上两式可得=6405.398N，=9827.99N，=193955.45N·mm=1708191.54N·mmN·mmN·mm3.3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程里程来计算。对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。（3.28）式中：1、初选轴承型号根据《机械设计手册》选择6313型号轴承；一挡时，；计算当量动载荷：因查《机械设计基础》可知：；由《机械设计基础》表12-7可知，校核轴承寿命：满足使用要求。2、初选中间轴轴承型号根据《机械设计手册》选择N2211E型号轴承；一挡时，；计算当量动载荷：因查《机械设计基础》可知：；由《机械设计基础