HLJIT4H-10四档两轴式变速器设计论文说明书

摘　　要 从汽车诞生时起，汽车变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的动力性和燃油经济性能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。本文以五羊本田新锋影摩托车的一些整车参数和发动机参数为依据，进行变速器的设计。设计的主要内容包括变速器传动机构布置方案的确定，变速器主要参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、外形尺寸、齿轮参数、各挡齿轮齿数的选择，齿轮、轴、轴承的设计校核，同步器、操纵机构及箱体的设计。在设计的过程中，本文根据轿车变速器的设计要求和车辆动力传动系统自身的特点，参考多篇文献资料，以及国内外变速器设计图册，从经济性和实用性方面着手进行分析,设计出一种两轴式变速器。 关键词：变速器；齿轮；轴；箱体；设计 ABSTRACT Since automobile was born, the transmission has played a critical role in the drive train. A modern car widely uses engines as the power source. The range of torque and speed are small, but complex using conditions require the automobile’s dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range. To solve this contradiction, transmission is set up in the drive train. The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Wu Yang Ben Tian Xin Feng Ying automobile in this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, size, gear parameters and the mumble of each gear, the design and verification of gears, shafts and bearings, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas, at economical efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted transmission is designed. Key words: Transmission；Shell；Gear；Shaft；Design I 目 录 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract ………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 绪论……………………………………………………………………………2 1.1概述……………………………………………………………………………2 1.2 研究目的意义……………………………………………………………………2 第 2 章 变速器齿轮的设计与计算………………………………………………4 2.1 变速器主要参数的选择………………………………………………4 2.2 变速器格挡传动比的确定……………………………………………………4 第3章 齿轮校核…………………………………………………………12 3.1变速器齿轮的变位………………………………………………………………15 3.2齿轮强度校核……………………………………………………………………15 第4 章 轴的设计及校核…………………………………………………………25 4.1轴的结构尺寸计算………………………………………………………………25 4.2轴的强度计算………………………………………………………………26 第5章 轴承校核…………………………………………………………38 5. 1轴承的选择及校核………………………………………………………………38 5.2本章小结………………………………………………………………39 第6章 变速箱体的设计…………………………………………………………41 6. 1变速器箱体的选择………………………………………………………………41 结论………………………………………………………………………………………42 参考文献 ………………………………………………………………………………43 致谢………………………………………………………………………………………45 第1章 绪 论 1.1 概述 汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。由于汽油机额定转矩对应的速度范围很小,而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化，因此要用齿轮传动来适应驾驶时车速的变化。变速器是传动系的主要部件,它的性能对整车的动力性、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面都有十分重要的影响。手动机械变速器可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、传动效率高、故障率相对较低、经济性好、环保性强、物美价廉,因此在市场上仍占有一席之地，开发手动机械变速器也适应当代世界经济的发展和需要。随着科技的高速发展，节能与环境保护、应用新型材料、高性能及低成本都可将作为汽车新型变速器的研究方向。 1.2 研究目的与意义 在汽车变速箱100多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）、双离合变速器（DCT）五种型式。 它们各有优缺点：MT的节能效果最好、经济性娱乐性强，但对驾驶技术要求高；AT的节能效果差一些，但是操作简单、舒适性好、元器件可靠性高；AMT具备前两者的优点，但在换挡时会有短暂的中断，舒适性差一些；CVT结构简单、效率高、功率大、车速变化平稳，但它的传动带容易损坏，无法承受较大的载荷；DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。 在我国，据调查2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大的市场份额。从2002到2007年间自动档变速器市场占有率从9%增长到26%，Global Insight公司预计到2012年自动档变速器将占据33%的份额，而乘用车市场自动档所占的比例可能达到44%。从2002-2006年间，女性用户从20.3%增长到30.9%，而自动档变速器使用方便特点深受女性用户群的喜爱。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。同时手动档变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。 世界最大的手动变速器制造商德国ZF公司预测说，到2012年北美市场出售的汽车中将只有6%是手动挡，欧洲与美国的情况不同，有机构预测，到2013年欧洲有52%的汽车还是手动挡，配备自动手动的变速器将只有10%,配备无级变速器的将占2%,配备双离合变速器的将占16%，欧洲人崇尚节能 环保，喜欢开小型车，更青睐手动变速器的经济燃油性。而在日本变速器市场，CVT的市场占据绝对优势。 保证汽车有必要的动力性和经济性;设置不同档位,满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶;工作可靠,汽车行驶过程中,变速器不得有跳档、乱档,以及换档冲击等现象出现;工作效率高,噪声小;结构简单、方案合理;在满载及冲击载荷条件下,使用寿命长。 本次设计的具体内容是结合设计要求，在保证汽车有必要的动力性和经济性的前提下，利用所选定的发动机参数，完成变速器结构布置和设计。需要解决的主要问题包括：使变速器能有效的防止脱档，跳档，乱挡并方便挂档；减小噪音并尽量能达到轻量化、高承载、低噪声、换档操纵性好和经济实用性；使变速器具有良好的动力性与经济性，换挡迅速、省力、方便；变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。 第2章 变速器的设计与计算 2.1变速器主要参数的选择 本次毕业设计是在给定主要参数的情况下进行设计，整车主要技术参数如表1所示： 表1.1主要技术参数 发动机最大功率 66kw 驱动桥满载 0.4t 发动机最大转矩 10N·m 最大功率时转速 7500 r/min 最大转矩时转速 4600r/min 最高车速 55km/h 总质量 0.12t 2.1.1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4～5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4～5个档或多档。载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t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1.8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4档变速器。 2.1.2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1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。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3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。 本设计最高档传动比为0.923。 2.2变速器各档传动比的确定 1、初级传动比 根据《本田维修手册》查得触及传动比为=3.350 （1.1） 式中： ——汽车行驶速度（km/h）； ——发动机转速（r/min）； ——车轮滚动半径（m）； ——变速器传动比； ——发动机链轮传动比。 ——变速器触及传动比 已知：最高车速==55 km/h；最高档为超速档，得到=0.25(m)；发动机转速==7500（r/min）；由公式（1.1）得到主减速器传动比计算公式： 2、关于链传动比与变速器传动比的分配 根据设计的要求与通过找寻资料，查得关于的分配，若要使得车能更好的行驶，节能环保，使得变速器能以最佳的状态进行运作，得分配为、。此分配更能有效的使得变速器以最佳的状态下运转，达到要求。 3、变速器各档速比的配置 一档传动比,按等比级数分配其它各档传动比，即： 则各档传动比都可以确定： 2.2.1中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算： （1.5） 式中： A ——变速器中心距（mm）； ——中心距系数，乘用车=8.0~9.3； ——因从链轮传到变速器时，转矩扩大三倍，故发动机最大输出转距为30（N·m）； ——变速器一档传动比为2.5 ——初级传动比为3.350 ——变速器传动效率，取96%。 （8.0~9.3）=47.87~57.89mm 轿车变速器的中心距在47~58mm范围内变化。初取A=49mm。 2.2.2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： mm 初选长度为160mm。 2.2.3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1.2 汽车变速器齿轮的法向模数 车 型 乘用车的发动机排量V/L 货车的最大总质量/t 1.014 模数/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表1.2选取各档模数为，由于此变速器要求环保与节能，且排量不是很大，发动能力水平要求一般，所以各档均采用直齿轮。 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14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°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。 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。 本设计初无斜齿轮，故无螺旋角。 4、齿宽 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： 直齿，取为4.5～8.0，故 mm，取齿宽为 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0.75～0.80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1.00。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1.00的细高齿。 本设计取为1.00。 2.1.4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。根据图1.1确定各档齿轮齿数和传动比。 1、一档齿数及传动比的确定 一档传动比为： 取整得49。轿车可在12～17之间选取，取14，则。则一档传动比为： 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9- 图1.1 四档变速器传动方案简图 2、对中心距A进行修正 mm 取整得mm，为标准中心矩。 3、二档齿数及传动比的确定 （1.6） （1.7） 已知：=49mm，=1.534，=2，；将数据代入（1.6）、（1.7）两式，齿数取整得：，，所以二档传动比为： 4、计算三档齿轮齿数及传动比 （1.8） （1.9） 已知：=49mm，=1.150，=2，；将数据代入（1.8）、（1.9）两式，齿数取整得：，，所以三档传动比为： 5、计算四档齿轮齿数及传动比 （1.10） （1.11） 已知：=49mm，=0.923，=2，；将数据代入（1.10）、（1.11）两式，齿数取整得：，，所以四档传动比为： 本设计变速器各档齿轮均为直齿，且并无倒档。故各档经计算及修正，传动比如下： 第3章 齿轮校核 3.1 变速器齿轮的变位 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。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。 一档齿轮的变位 mm mm 端面啮合角 ： tan=tan =20 =0 一挡齿轮参数： 分度圆直径 =2×12=24mm =3×35=70mm 齿顶高 =2mm =2mm 齿根高 ==2.5mm ==2.5mm 齿全高 =4.5mm 齿顶圆直径 =26mm =72mm 齿根圆直径 =23.5mm =69.5mm 二档齿轮的变位 mm mm 端面啮合角 ： tan=tan =20° =0 二档齿轮参数： 分度圆直径 =2×19=mm =2×30=60mm 齿顶高 =2mm =2mm 齿根高 =2×（1+0.25）=2.5mm =2×（1+0.25）=2.5mm 齿全高 =4.5mm 齿顶圆直 =40mm =62mm 齿根圆直径 =37.5m=59.5mm 三档齿轮的变位 mm mm 端面啮合角 ： tan=tan =20° 三档齿轮参数： 分度圆直径 =3×23=46mm =2×26=52mm 齿顶高 =2mm =2mm 齿根高 =2×（1+0.25）=2.5mm =2×（1+0.25）=2.5mm 齿全高 =4.5mm 齿顶圆直 =48mm=54mm 齿根圆直径 =45.5mm=51.5mm 四档齿轮的变位 mm mm 端面啮合角 ： tan=tan =20° 四档齿轮参数： 分度圆直径 =2×25=50mm =2×24=48mm 齿顶高 =2mm =2mm 齿根高 =2×（1+0.25）=2.5mm =2×（1+0.25）=2.5mm 齿全高 =4.5mm 齿顶圆直径 =52mm=48mm 齿根圆直径 =49.5m=47.5mm 啮合角 ： cos==0.9275 =21.95° 、 表1.3各档齿轮的参数 各档齿数 分度圆直径 齿顶高 齿根圆 吃定圆直径 齿根圆直径 =14 24mm 2 mm 2.5 mm 26 mm 23.5 mm =35 70 mm 2 mm 2.5 mm 72 mm 69.5 mm =19 38 mm 2 mm 2.5 mm 40 mm 37.5 mm =30 60 mm 2 mm 2.5 mm 62 mm 59.5 mm =23 46 mm 2 mm 2.5 mm 48 mm 45.5 mm =26 52 mm 2 mm 2.5 mm 54 mm 51.5 mm =25 50 mm 2 mm 2.5 mm 52 mm 49.5 mm =24 48 mm 2 mm 2.5 mm 50 mm 47.5 mm 分度圆齿距：P=πm=3.14×2=6.28mm 基圆齿距：mm 3.2变速器齿轮强度校核 3.2.1 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30～50HBS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58～62HRC。 3.2.2变速器齿轮弯曲强度校核 齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (1.15) 式中： 　——圆周力（N），； ——计算载荷（N·mm）； 　——节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）； ——应力集中系数，=1.65 　——齿面宽（mm）； 　 ——法向齿距，； 　——齿形系数 ——摩擦力影响系数，主动齿轮，从动齿轮 图1.2 齿形系数图 将上述有关参数据代入公式（1.15），整理得到 (1.16) 发动机最大扭矩为10，最高转速7500r/min,齿轮传动效率为99％，离合器传动效率99％，轴承传动效率为96％，则输入轴和输出轴的扭矩可通过计算得： 输入轴： 输出轴： （1）一档齿轮校核 主动齿轮： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齿形系数图1.2得：y=0.125以上数据代入(1.16)式，得： 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齿形系数图1.2得：y=0.146，把以上数据代入(1.16)式，得： （2）二档齿轮校核 主动齿轮： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齿形系数图1.2得：y=0.115，把以上数据代入(1.16)式，得： 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；；，查齿形系数图1.2得：y=0.140，把以上数据代入(1.16)式，得： (3)三档齿轮校核 主动齿轮： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齿形系数图1.2得：y=0.103，把以上数据代入(1.16)式，得： 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；；，查齿形系数图1.2得：y=0.092，把以上数据代入(1.16)式，得： （4）四档齿轮校核 主动齿轮： 已知： N·mm；；；mm；；，查齿形系数图1.2得：y=0.100以上数据代入(1.16)式，得： 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；；，查齿形系数图1.2得：y=0.120以上数据代入(1.16)式，得： 3.2.3轮齿接触应力校核 （1.17） 式中： 　——轮齿接触应力（MPa）； 　——齿面上的法向力（N），； 　——圆周力（N），； 　——计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）； 　——节点处压力角，为齿轮螺旋角； 　——齿轮材料的弹性模量（MPa）； 　——齿轮接触的实际宽度（mm）； ，——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，； 、 ——主从动齿轮节圆半径（mm）。 表1.3 变速器齿轮许用接触应力 齿轮 /MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档 1900-2000 950-1000 常啮合齿轮和高档齿轮 1300-1400 650-700 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[]见表1.3： 1、一档齿轮接触应力校核 已知：N·mm；；；MPa； = = mm 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（1.17）可得： MPa MPa 2、二档齿轮接触应力校核 已知：N·mm；；；MPa； =2×19=38mm =2×30=60mm ；mm N MPa 3、三档齿轮接触应力校核 已知：N·mm；；；MPa； =2×23=46mm =2×26=52mm mm N 、 MPa 4、四档齿轮接触应力校核 已知：N·mm；；；MPa； =2×25=50mm =2×24=48mm mm N MPa 所以，经校核齿轮的接触应力都满足条件，所以，选用的符合设计内容。 3.2.4齿根弯曲疲劳许用应力校核 式中： ——齿根弯曲疲劳极限应力 ——寿命系数 ——相对齿根圆角敏感系数 ——尺寸系数 ——表面系数 ——最小安全系数 查机械设计手册可得： =920MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25，将代入式中可得： = 3.2.5接触疲劳强度校核 ——节点区域系数； ——弹性系数； ——重合度系数； ——齿轮上圆周力； ——齿轮宽度； ——齿轮直径； ——传动比； ——使用系数； 查机械设计手册得： =2.33；=189.8；=0.73；==1.1×1.05×1.26×1.1=1.46 已知： =15mm =2.5 =2×14=28mm 3.2.6 齿轮弯曲疲劳强度校核 式中： ——齿形修正系数 ——重合度系数 查机械设计手册得： =4.9，=0.64 将以上数据代入公式中，得： =4.35MPa 第4章 轴的设计与校核 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。 4.1.轴的结构尺寸设计 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：对输入轴，=0.16～0.18；对输出轴，0.18～0.21。 输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取： 式中： ——经验系数，=4.0～4.6； ——发动机最大转矩（N.m）。 输入轴花键部分直径： =11.4 ~4.29mm 初选输入、输出轴支承之间的长度=49。 选择轴的最小直径为12。 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1.3、1.4所示： 图1.3 输入轴各部分尺寸 图1.4 输出轴各部分尺寸 4.2轴的强度验算 4.2.1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。 图1.5 变速器轴的挠度和转角 轴的挠度和转角如图1.5所示，若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： （1.23） （1.24） （1.25） 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）； 　 ——弹性模量（MPa），=2.1×105 MPa； 　 ——惯性矩（mm4），对于实心轴，； 　 ——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算； 、——齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； ——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、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： N N N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=32.5mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mm mm rad 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：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=50mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 二档工作时： N N N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知：a=78.46mm；b=189.54mm；L=268mm；d=42.4mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 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：a=78.46mm；b=189.54mm；L=268mm；d=45mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 三档工作时： N N N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知：a=104.21；b=163.79mm；L=268mm；d=55mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： =mm mmmm rad 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：a=104.21mm；b=163.79mm；L=268mm；d=42mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 四档工作时： N N N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知：a=159.45mm；b=108.55mm；L=268mm；d=45mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 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：a=159.45mm；b=108.55mm；L=268mm；d=40mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm 五档工作时： N N N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知：a=186.21mm；b=81.79mm；L=268mm；d=40mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 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：a=186.21mm；b=81.79mm；L=268mm；d=35mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm 倒档工作时： N N N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知：a=243.7mm；b=24.3mm；L=268mm；d=29mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm N N N 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：a=243mm；b=24.3mm；L=268mm；d=33mm，把有关数据代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm 由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。 4.2.2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： N N 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=26mm；d=32.5mm， 1、垂直面内支反力 对A点取矩，由力矩平衡可得到B点的支反力，即： （1.26） 将有关数据代入（1.26）式，解得：=661N 同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得： 2、水平面内的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （1.27） （1.28） 将相应数据代入（1.27）、（1.28）两式，得到： 3、计算垂直面内的弯矩 B点的最大弯矩为： N·mm N·mm N·mm 4、计算水平面内的弯矩 N·mm 5、计算合成弯矩 N·mm 轴上各点弯矩如图3.6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、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (1.29) 式中：（N.m）； ——轴的直径（mm），花键处取内径； ——抗弯截面系数（mm3）。 将数据代入（3.29）式，得： MPa 在低档工作时，400MPa，符合要求。 图1.6 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： N N N 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=32.5mm， N 1、垂直面内支反力 对A点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： （1.31） 将有关数据代入（1.31）式，解得：=1045.96N 同理，对C点取矩，由力矩平衡公式： ， 可解得：N 2、水平面内的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （1.32） （1.33） 将相应数据代入（1.32）、（1.33）两式，得到： 3、计算垂直面内的弯矩 C点弯矩为： Nmm MCY=FA*a-Fa2=136172.2Nmm 4、计算水平面内弯矩： N·mm 5、计算合成弯矩 N·mm 轴上各点弯矩如图1.7所示： 图1.7 输出轴弯矩图 把以上数据代入（1.29），得： MPa 在低档工作时，400MPa，符合要求。 第5章 轴承的校核 5.1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，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。 式中，，h 5.1.1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。 1、变速器一档工作时 N，N 轴承的径向载荷：=3545.6N；N 轴承内部轴向力： 查机械设计手册得：Y=1.6 N N N 所以 N N 计算轴承当量动载荷 查机械设计手册得到 ，查机械设计手册得到； ，查机械设计手册得到 当量动载荷： N N 为支反力。 h 表3.4 变速器各档的相对工作时间或使用率 车型 档 位 数 最高档 传动比 /% 变速器档位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 轿 车 普通 级 以下 3 1 1 30 69 4 1 0.5 3 20 76.5 4 <1 1 8 23 68 中 级 以 上 3 1 1 22 77 4 1 0.5 2 10.5 87 4 <1 0.5 3 20 76.5 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 <1 0.5 2 15 57.5 25 查表3.4可得到该档的使用率，所以： h 所以轴承寿命满足要求。 5.2本章小结 本章主要对变速器的主要参数进行了选择，基本上完成了变速器主要尺寸的计算；同时对变速器各档齿轮进行弯曲疲劳强度和接触疲劳强度校核、对输入轴、输出轴的基本尺寸进行了设计；完成了轴的刚度和强度校核，以及完成了各轴轴承校核。 第6章 变速器箱体的设计 6.1变速器壳体的选择 变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。 为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。 为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。 为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.5～4mm 。采用铸铁壳体时，壁厚取5～6mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。有图： 结　　论 本文是根据五羊本田新锋影摩托车的一些主要技术参数来设计一台二轴变速器。在变速器的设计过程中，主要的研究内容如下：变速器传动机构布置方案的确定；变速器主要参数的选择；变速器齿轮、轴、轴承的计算和校核；同步器和操纵机构及箱体的设计等。本文就是围绕着上述主要内容展开的。在设计过程中应该注意一些问题： 1. 传动比的布置问题 2. 轴与齿轮的配合问题 3. 零件与箱体的装配是否合理 4. 变速器设计完成后，必须要满足车的使用要求，同时要有很好的加工工艺性，满足造价低廉、使用寿命长的特点。 在本次设计过程中，由于缺少实际的工作经验，设计过程只是根据一般步骤完成的，具体的细节部分考虑不周，这些原因都造成了所设计的变速器离实际应用还有很大的距离，需要自己在以后的学习和工作中不断提高。总结此次毕业设计，我受益匪浅，首先是变速器相关零部件设计与选用以及绘图方面我的进步很大，可以独立设计变速器相关的部件了。其次，从崔宏耀老师的指导过程中我学到了他的认真负责的精神，为我以后的工作打下良好的基础。 参考文献 [1] 刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001 [2] 王望予.汽车设计[M].第3版.北京:机械工业出版社,2000 [3] 成大先．机械设计手册[M]．北京:化学工业出版社，2004 [4] 余志生.汽车理论[M].第3 版.北京:机械工业出版社,2000 [5] 王宝玺，贾庆祥.汽车制造工艺学（第3版）[M].北京：机械工业出版社，2008. [6] 刘选．变速器锁销式同步器的设计计算[J]．机械工程与自动化，2006，10 [7] 张 毅. 离合器及机械变速器. 北京：化学工业出版社，2005. [8] 石允国. 汽车变速器的现状与前景[J].机械研究与应用, 2007,4 [9] 韦志林. 汽车变速器轴承寿命的校核计算[J]. 广西工学院学报,2000,6 [10] 林绍义. 一种汽车变速器设计[J]. 机电技术,2004,1 [11] 丁华.汽车变速器齿轮的强度分析[J]. 机械研究与应用,2001,12 [12] 罗春香. 汽车变速器设计中速比分配问题的研究[J]. 西南民族大学学报,2004,6 [13] 刘法顺.乘用车两轴式机械变速器的设计[J].交通科技与经济,2008,4 [14] 程乃士.减速器和变速器设计与选用手册.机械工业出版社。2006 [15] Leitermann. Modern manual transmissions – innovative solutions for a mature technology. VDI – Berichte Nr.1943,2006(Germany) [16] Volker Schindler，Immo Sievers. Forschung fuer das Auto von monger，Springer，2008. 致 谢 时光飞逝，还有一个月就要离开学习和生活了四年的大学校园了。回顾四年来，从对汽车的一无所知，到现在能进行简单的设计，感慨良多。这些都是汽车系的每一位老师辛勤，努力的结果。作为车辆工程专业的学生，我们学到了汽车的专业知识，尽管刚开始接触时有点陌生，但经过老师和学生的共同努力，我们顺利完成了学业，并为以后继续从事汽车行业的工作和学习奠定了基础。 首先要感谢从最初的开题报告到最终指导我完成毕业设计的崔宏耀老师这段时间以来对我的辛勤指导。另外，在变速器的结构、传动布置方案，操纵机构及箱体的设计中得到老师的大力帮助。在他的帮助下，我知道了操纵机构的布置，箱体的形式等，对我后来绘制变速器总装图有很大帮助。 44