汽车五档变速器设计

目录引言 11 变速器设计的概况 11.1 变速器设计的目的及意义 11.2 变速器的发展现状 21.3 变速器设计面临的主要问题 22 变速器的总体方案设计 22.1 毕业设计任务及要求 22.2 变速器的功用及设计要求 22.3 变速器传动机构的型式选择与结构分析 32.4 变速器主要零件的结构方案分析 32.5 传动方案的最终设计 43 变速器主要参数的选择与齿轮设计 43.1 变速器主要参数的选择 53.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定 94 变速器齿轮强度计算与材料的选择 114.1 齿轮的损坏形式 114.2 轮齿强度计算 115变速器轴的设计与校核 155.1 轴的工艺要求 165.2 初选轴的尺寸 165.3 轴的结构 165.4 轴的校核 185.5 键的校核 265.6 变速器轴承寿命的计算 286 变速器同步器的设计及操纵机构 296.1 同步器的结构 296.2 同步环主要参数的确定 306.3 变速器的操纵机构 31总结 33参考文献 34附件1 36附件2 37附件3 38汽车五档变速器设计103 车辆工程学生 张凤超指导老师李进摘要 ： 变速器最作为汽车上不可或缺的部分， 通过改变发动机传递到驱动轮上的转矩和转速，使汽车获得不同的牵引力和速度，让汽车能在各种工况下平顺的工作，而随着汽车的发展变速器也发展出很多种类与形式。本文主要内容是对一款用于轿车上的五档手动变速器的设计。主要设计内容包括：变速器总体方案的确定；变速器传动机构的布置；变速器主要参数的选择，其中有档数、传动比、齿轮参数、各档传动比的分配；轮齿强度的计算、轴的强度的计算；同步器的选择等，运用 CAD软件绘制变速器的零件图与装配图。关键词： 变速器；传动比；传动机构；同步器引言大家都知道汽车发动机的好坏是衡量汽车优劣的一个重要标准， 就如同人一样， 拥有一颗好的心脏和健康的体魄， 是做任何事不能缺少的， 然而变速器作为汽车动力总成的重要组成部分，却犹如人的大脑一样掌控着汽车的一切，一个人的心脏和身体再好，如果没有一个聪明的大脑来支配他，那也是会一事无成的。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，变速器主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。1 变速器设计的概况1.1 变速器设计的目的及意义随着经济和科学技术的不断发展和我国加入WTO汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。 我国汽车工业起步较晚， 加入世界贸易组织后汽车工业面临着更大的机遇和挑战。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。经过几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业，即将走向工作岗位之际， 进行了对轿车五档变速器的设计。 毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅，充分体现了个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际运用能力，并为以后参加工作打下良好的基础。1.2 变速器的发展现状在汽车变速箱一百多年的历史中， 主要经历了从手动到自动的发展过程。 目前世界土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。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。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。1.3 变速器设计面临的主要问题在汽车工业高速发展的今天， 随着世界燃油价格的日益上涨和运用在汽车各种配件上的技术日趋成熟，变速器发展面临的主要问题如下：(1) 、如何设计出更加节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的一个巨大问题。(2) 、自动变速器之所以发展如此迅速是因为它操纵起来简单方便，但同时也减少了驾车的乐趣。因此，在不减少驾车娱乐性的同时，又能使操纵更加方便快捷，也是变速器设计时要考虑的一个重要问题。(3) 、如何设计出结构更简单、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒适性更高的变速器，则一直都是变速器设计所要攻克的技术难关。2 变速器的总体方案设计2.1 毕业设计任务及要求本次毕业设计的任务是设计一台用于轿车上的五档变速器， 其主要指标参考大众桑塔纳2000手动变速器。因此本设计所选用的变速器型式为FR式手动五档变速器，是基于桑塔纳2000GSI而开展的，设计中所采用的相关参数详见第三章。要求完成变速器的造型设计、尺寸计算并绘制相关图纸。2.2 变速器的功用及设计要求变速器作为汽车动力系统重要的组成部分， 主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。 为保证变速器具有良好的工作性能， 对变速器应提出如下设计要求。(1) 、应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。(2) 、设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。(3) 、工作可靠，操纵轻便。(4) 、重量轻、体积小 。(5) 5) 、传动效率高。(6) 、噪声小。(7) 、贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求。2.3 变速器传动机构的型式选择与结构分析变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分， 前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上， 而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。三轴式变速器其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。三轴式变速器的主要优点有：直接档的传递效率高、磨损及噪音也最小、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档传动比。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。两轴式变速器与三轴式变速器相比， 其结构简单、 紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。第二轴(即输出轴)与主减速器主动齿轮做成一体，简化了制造工艺，降低了成本。缺点：没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损、低档传动比较小。由于本设计的汽车是发动机前置、后轮驱动，因此采用三轴式变速器。2.4 变速器主要零件的结构方案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、换档结构型式、轴承型式等因素。2.4.1 齿轮型式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。 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。在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案， 因此倒档也采用斜齿轮传动方案， 即除一档外，均采用斜齿轮传动。2.4.2 换档结构型式现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。 其优点是： 可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。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，以免齿问冲击和发生噪声。其结构及工作原理将在第六章重点讲解。2.4.3 轴承型式在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承 变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、 后轴承采用深沟球轴承。2.5 传动方案的最终设计通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图 2-4所示。其传动路线：一档：一轴一一2中间轴一一1099、11 同步器一二轴一一输出。二档：一轴一一2中间轴一一8 75、7同步器一一二轴一输出。三档：一轴一一12中间轴一一655、7 同步器一二轴一一输出四档：一轴一一1、3三同步器一二轴一一输出。五档：一轴 2中间轴 431、3三同步器一二轴输出。倒档：一轴 2中间轴 121311 149、14间同步器一二轴一 输出。图2-4五档变速器的结构简图3变速器主要参数的选择与齿轮设计本设计是根据新捷达 桑塔纳2000 GSI展开的，设计中采用的相关参数均来源于此种车型:主减速比4.444最高车速175km/h轮胎型号195/60 R14 85H整备质量1120kg满载质量1540kg发动机型号1.8升4缸2气门电子燃油喷射发动机额定功率/转速74KW/5200rpm最大转矩/转速155Nm/3800rpm3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 档位数变速器挡位数的增加，可以改善汽车动力性和燃油经济性以及平顺性。但是，档位数的 增加会使变速器的结构变得复杂，轮廓和质量加大，同事操纵机构变得复杂，增加了换挡难 度。为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用4 -5个挡位，大排量的汽车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡位或多挡。装载质量在23.5T的货车 采用5挡变速器，装载质量在48T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和 越野车。本设计是以乘用车桑塔纳2000为例，为了获得良好的经济性，与驾驶舒适性，故选择5个档位。3.1.2 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值，最低档传动比选取时，要根据汽车发动机的最大转矩，最低稳定转速所要求的最大爬坡能力、驱动轮与路面的 附着力、主减速比和驱动的滚动半径，以及所要求达到的最低行驶车速等。汽车在爬坡时，车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力只用于克服轮胎与路面问 的滚动阻力及爬坡阻力。故有T i , i-emax'gl '0 Trr-mg f cos sin mg - max maxmaxmax(3-1)满足最大爬坡度要求，则一档传动比igI - mg' maxrr g t i lemaxi。T式中：m 汽车总质量g重力加速度1-max 道路最大阻力系数(3-2)rr驱动轮的滚动半径Temax 一发动机最大转矩io 主减速比汽车传动系的传动效率根据驱动车轮与路面附着力条件TemaxigI t < G2 :rr求得变速器一档传动比为：iqI < G2 ；rrg t i1 e max 10 T式中G2 汽车满载静止于水平路面上的载荷:路面的附着系数，计算时取=0.50.6已知条件：桑塔纳 2000满载质量 1560kg; rr =294.8mm;Temax =155Nm ; i0 =4.444;"=0.95邛=0.5 由公式（3-3）可得：igI <3.51取 igI =3.45超速档传动比一般在0.70.8范围内，本设计取五档传动比为igv = 0.75 gv中间各挡传动比理论上按公比为：i g maxq = nq:. ig min(3-3)(3-4)的等比数列，实际因齿数为整数且常用档位间的公比应小一些，还要考虑与发动机的合适匹 配，故与理论上略有出入。由（3-4）式可得出q =0.683故有 igII =2.36 ； igm =1.61; igIV =1。3.1.3 中心距对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器的中心距。中心距对变速器的质量与尺寸有直接影响，并且对齿轮的接触强度也有影响。中心距越小，齿轮接触应 力越大，寿命就越短。因此，变速器中心距选取时，应保证齿轮有必要的接触强度，并且要 保证轴承孔之间要有一定的距离，使变速器壳体有足够的强度。这就要求中心距要取得大一 些。由已有变速器的统计得出的经验公式进行初选。A = KA3.Tlmax(3-5)式中：Ka中心距系数，对轿车取 Ka=8.99.3;Tax 变速器处于一档时的输出扭矩:TImax =Temaxig* 508N m；取 Ka = 9 ；由此得出初始中心距 A=71.81mm。取整数A = 72mm。外形尺寸的选择变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮以及换挡机构的布置确定。 影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换挡机构形式和齿轮形式。乘用车四档变速器壳体 的轴向尺寸为(3.03.4) A,当变速器选用的档数和同步器多时，上述中心距系数应取给出 范围的上限，为了检测方便中心距 A最好取整数。由于所选的是五档变速器，故初定轴向壳 体尺寸为2453.1.4 齿轮模数模数式齿轮的参数中非常重要的一个，齿轮的强度质量噪声，工艺要求等都对它的选取有所影响。在选取齿轮模数时应该要遵循以下原则。合理减少模数，同时增加齿宽使齿轮的啮合的重合度增加，从而使噪声减少。合理增加模数，同时减少齿宽，从而使质量小一些。从工艺方面考虑，各挡齿轮应该用同一种模数。从齿轮强度角度考虑，各档齿轮应该有不同的模数。对于乘用车，减少噪声尤为重要，因此要把模数选择的小一些。对于货车减少质量比减 少噪声重要得多，故齿轮应该选择较大一点的模数。变速器低挡齿轮应该选用大些的模数，其他档位选用另一种模数。所选模数应该符合国标的规定。由于工艺的原因，同一变速器中的接合齿模数相同，其选择范围是：乘用车和总质量ma在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量ma大于14.0t的火车为3.55.0 ,选取较 小的模数值可使齿数增多有利于换挡。可用下列各式选取齿轮模数，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mnmn =0.47引Temaxmm(3-6)其中 Temax=155N *m 得出 mn=2.5mm emaxn一档直齿轮的模数mm =0.33；,TImaxmm经计算 m=3mm3.1.5 齿形压力角a齿轮压力角较小时，重合度较大，降低了齿轮的刚度，可使转动平稳，有利于降低噪音, 较大时可提高齿轮的抗弯强度，和表面接触强度，对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小 些。因此根据国家国家规定标准压力角为 20二啮合套或同步器的接合齿压力角为30°3.1.6 螺旋角P斜齿轮在变速器中应用非常广泛斜齿轮螺旋角选取时应当之一它对齿轮的工作噪声，轮齿的强度，以及轴向力的影响。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。 设计时应尽可能使中间轴上同时工 作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。而为使工艺简便，在中间 轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的 螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。斜齿轮螺旋角可在下面 提供的范围内选取：乘用车变速器：两轴式变速器为20025 中间轴式变速器为22葭34° 货车变速器：18 26本设计选用28度。3.1.7 齿宽b齿宽选择时，应注意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度等均有影响。若要减小变速器的质量缩短变速器的轴向尺寸，就要选择较小的齿宽，但是尺宽的会削 弱斜齿轮传动平稳性的优点，此时虽然可以增加齿轮螺旋角的方法来补偿，但这时轴承承受的轴向力也变大，其寿命降低。齿宽窄又会增加齿轮的工作应力，选用的齿宽宽些，工作时 会因轴的变形式齿轮倾斜，造成齿轮在齿宽方向受力不均而偏载，使齿轮承载能力变低，磨 损不均。常常根据齿轮模数来选取齿宽：直齿b=kcm, kc为齿宽系数,取4.5-8.0 ;斜齿b=Kmn,院取6.0-8.5本设计齿宽全采用20mm3.1.8 齿轮变位系数的选择为了降低噪声，变速器中除一、二、倒档外的其他各齿轮的总变位系数要选用较小的值，以降低噪声，一般情况下，最高档和一周齿轮的变为系数5可选为-0.1 0.2。随着档位的降低，人值应逐渐增大，一、二和倒档齿轮应选用较大的变为系数，使齿轮的强度增加，一档齿轮可以选用1.0以上。本设计中各齿轮变为系数的选择如表 3-1所示。3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定3.2.1 一档齿轮齿数的确定已知一档传动比：igi= 包（3-7）4 Z9为了确定乙和乙0的齿数，先求其齿数和(3-8)2Az£： zZ=一一 一 m齿轮齿数选择时应不是配对的两齿轮的齿数和为偶其中 A=71.81mm m=3 故殳=44.6 ,z =47,数，以减小因大小齿轮齿数之间有公约数的机会，而引起齿面的不均匀磨损。取于变速器一档传动比igI=3.43.9时，40的范围可在1517之间选取，此处取 4=17，则Z9 =30。上面根据初选的A及m算出的齿数和不是整数，调整为整数之后，中心距必有所变化， 这时应该从算出的z£,及齿轮的变为系数来计算中心距 A,并以此修正后的中心距 A作为以 后计算的依据。由于Z£修正为47则由3-8式推出A=70.53.2.2 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有已知数据可知：亘=1.96Z1中心距 a = mn(Z1 z2)2cos2Acos :=49mn三二igi曳4 Z9(3-9)(3-10)(3-11 )联立上式可得：z1=17, z2 =32由（3-7）式可得一档实际传动比为iqI =3.32 g I3.2.3 其他档位齿数的确定二档传动比：igII = Z2 .z7g(3-12)ZlZ838(3-13)得红二1.37乙尸20 二27。igii=2.36,故有：2=1.2542Acos :故27+4=49,联立以上各式得：z7 =27, z8=22按照同样的方法可分别计算出三档和五档齿轮齿数如3-1表。3.2.4 倒档齿轮齿数数确定一般情况下倒档和一档的传动比很接近，所以在本设计中倒档传动比取 igr = 3.5 ,倒档 齿轮的模数也与一档相近，mgrn =2.5mm倒档齿轮12的齿数与一档齿轮10的齿数相同，取Z12 =17,通常情况下倒档轴齿轮43取21-23,这里取乙3二23。Z1Z12Z11由igr =亘包（3-14）本设计中倒档齿轮也是斜齿轮，故中间轴与倒档轴的中心距为:mn(Z1243)A ： =56.6mm2 cos :倒档轴与输出轴的中心距:mn& Z14)A2 =： =66.5mm2cos表3-1齿轮的主要参数表齿数 模数 螺旋角分度圆齿根圆齿顶圆数(mm)(mm)mrm一z1017300.85143.557档Z930-0.89082.596二Z8222.528-0.462.356.0567.5档Z7270.476.570.2581.5Z627076.570.2581.5二2.528档Z522062.356.0567.5五Z4342.528-0.296.390.05111.3档Z3150.242.536.2547.5常Z2322.528 .-0.290.684.3595.6啮Zi170.248.141.8554.1Zll200.256.650.3561.6Z12170.848.141.8553.1倒档Z13232.528-0.865.149.8570.1Z1427-0.276.470.1581.44变速器齿轮强度计算与材料的选择4.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮损坏的形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落、移动换挡齿轮端部破坏及齿 面胶合。4.2 轮齿强度计算与其他变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件是相似的，止匕外，轿车变速器 齿轮用的材料、热处理方法、精度级别。加工方法、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮采用低碳合金钢制作，用剃齿或磨齿加工，表面渗碳淬火处理，齿轮精度不低于七级。故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齿轮，一样可以获得较为准确的结果。下面是计算汽车变速器齿轮强度用的简化公式。本设计中齿轮精度选择7级，齿轮材料选择渗碳合金钢20CrMnTi。4.2.1 轮齿弯曲强度计算£ r f 善图4-1齿形系数图（1）直齿轮弯曲应力Fti0K；kfbty(4-1)式中。w弯曲应力（MPa；Fti0 卞3 齿轮 10 的圆周力(N), Fti0=2Tg/d；其中Tg为计算载荷（N，m） , d为节圆直径K二一一应力集中系数，可近似取1.65b齿宽（mm,取20t断面齿距（mrmy一一齿形系数当处于一档时，中间轴上的，计算扭矩为:Tg =Temax亘Z1可求得Tg =291756N.mm由 Ft10 =2T/可得出 Ft10=11441.4N,取 y10 =0.192y9=0.i9带入(4-1)得二 ww =574.1Mpa,二 w9 =474.7Mpa当计算载荷取作用到变速器第一轴的最大扭矩Temax时，一档直齿轮的弯曲应力在400-850Mpa 之间(2)斜齿轮的弯曲应力(4-2)FtKbtyK式中k8为重合度影响系数，取2.0;其他参数均与式(4-1)注释相同，K仃=1.65 选择齿形系数y时，按当量齿数Zn =z/cos3 P选取二档齿轮圆周力：2TgFt8 =Ft7= g =9367.5N d8齿轮8的当量齿数Zn = Zcos3 B得Zn8 =32 , Zn7 =40在图4-1中查得y8=0.117y7 =0.175故可求得：c-w8=318.7Mpa同理可得：w7=213.1Mpa依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下: 表4-1各档齿轮弯曲应力档位齿轮圆周力Ft/N齿形系数y弯曲应力二 w/Mpa50.145209.4三档67627.60.156194.710.115222.9常啮合26440.50.13197.230.113213.546059.30.144167.5110.19707.214139470.187718.5倒档120.19615.113121310.186514.1当计算载荷，取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350M pa 范围内。因此上述对直齿轮和斜齿轮的计算结果均符合弯曲强度要求。4.2.2 齿轮材料接触应力叼5=0.418卷（春十春式中 1 齿轮的接触应力（MPaF齿面上白法向力（Nl）, F=F1/（cose cos P ）;Fi 为圆周力（N）, Fi =2Tg/dd 为节圆直径（mm：节点处压力角一：一一齿轮螺旋角E 齿轮材料的的弹性模量（MPa查资料可取E=210GpaB 一齿轮接触白实际宽度，20mmPz、Pb 主、从动齿轮节点出的齿轮半径（mrm;直齿轮：Pz =rzsin® , % =rbsinu斜齿轮：Pz = （rz sin a ）'cos2 口，匕=（rb sina）/cos2 0其中，%、分别为主从动齿轮的节圆半径（mm。将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2做为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力(4-3)7f见卜表:表4-2变速器齿轮的许用接触应力齿轮许用接触应力/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700齿轮材料选择合金钢，查机械设计手册取弹性模量E=210Gpa输入转矩取Temax/2时，通过计算可得出各档齿轮的接触应力分别如下:表4-3变速器各档齿轮的接触应力齿轮法向力F/N1:/mm二 j Mpa108.72一档96087.815.391416.4813.67二档75645.114.821206.8614.82三档54596.613.671087.1110.55常啮合23881.219.871016.539.32五档43651.521.121017.8118404.8512.421471.91416.76倒档127310.610.551486.81314.28对照表4-2可知，所设计的变速器齿轮接触应力符合要求。5变速器轴的设计与校核变速器在工作时，因齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器轴就要受到转矩 和弯矩的作用，这就要求变速器轴要有足够的强度和刚度。在设计阶段轴的直径可根据经验和已知条件来进行初选，然后根据公式进行强度和刚度方面的验算5.1 轴的工艺要求第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在 HRC58-63表面光粗糙度不能过低。对于作为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。本设计经过综合考虑轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。5.2 初选轴的尺寸在已知中间轴式变速器中心距 A时，第二轴和中间轴中部直径d =(0.450.6)A,轴的最大直径d和支撑间距离L的比化对中间轴，d/L =0.160.18;对第二轴 d/L =0.18 0.21。k3 Temax第一轴花键部分直径d(mmX按下式初选(5-1)式中K为经验系数，K=4.0-4.6 ; Temax为发动机最大转矩(N.m)。第二轴和中间轴中部直径d =(0.45 0.6) M 70.5 =31.75 42.3mm,故取中间轴与第二轴最大直径取 40,。则中间轴 L=40= 222.2 250 mm取 L=240mm0.160.1842弟一轴长 L =200 233.3 mm 取 L=212.5mm0.18 0.21第一轴花键部分直径d = (4.0 4.6)3/155 = 21.48 24.7mm,取 d=24。5.3 轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前段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，而花键尺寸应以离合器从动盘毂的标准内花键设计。第一轴形状去如图5-1所示：图5-1第一轴变速器第二轴形状如图5-2。图5-2 第二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。由于一档齿轮 较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。 其结构如图5-3所示：图5-3中间轴5.4轴的校核 5.4.1轴的刚度验算初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算，欲知变速器第一轴支点的反作用 力，就要求第二轴支点的反力，不同档位齿轮上的圆周力、径向力，轴向力是不同的，且力 到支撑点的距离也是不同的，所以每个档位都需要验算。验算时，将轴看做较链支撑的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temaxo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的挠度和转角。 第一轴长啮合齿轮副，因距离支撑点进，负荷小, 通常挠度不大，故可不必要计算。若轴在垂直面的挠度是f水平面的挠度为fs,转角为6, 可分别用下列公式计算。fcF1a2b23EIL(5-2)fsF2 a2b23EIL(5-3)(5-4)FOb(b a)N)3EILN)Fi 齿轮齿宽中间平面上的径向力F2 齿轮齿宽中间平面上的圆周力E弹性模量，E =2.1 105MPaI惯性力矩（mm4）,对于实心轴I =nd2/64, d是轴的直径（mrm。花键处按平均直径计算。a、b齿轮上的作用的力矩距离支座 A, B的距离（mrm '。L 支座间的距离（mrm。轴的全挠度为 f =Jfc2 + fs2 M0.2mm, 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 。F图5-4变速器轴的挠度和转角(1)变速器第一轴长啮合齿轮副，因距离支撑点进，负荷小，通常挠度不大，故可不必要 计算。(2)变速器在一档工作时输出轴和中间轴的刚度输出轴圆周力等于中间轴上的圆周力由上可知知 F2 =Ft10 =11441.4N , F1 =F2 tan 20 ：=4164.3N由图 5-3 知中间轴 L中=223mm为=201.25, b =21.75mm,d中=36mm由图 5-2 知输出轴 L出=196.75mm,a出=22.25, b出=174.5mm,d出=40mm带入上式得：中间轴上：fc中=0.007mm<fc, fs中=0.02mm<fs, 6中=0.0003rad<0.002rad输出轴上：fc出=0.004mm, fc fs出=0.01mmfs, 6出=0.0002rad<0.002rad故变速器中间轴和输出轴刚度在许应范围内。(3)变速器在二档工作时输出轴和中间轴的刚度：由上可知可知：F2 =Ft8 =9367.5N , F = F2 tan。'/cos P =3861.5N由图 5-3 知中间轴 L中=223mm为=136.25, b =86.75mm,d中=36mm由图 5-2 知输出轴 L出=196.75mm,a出=95.75, b出=102mmd出=34mm带入上式得: 中间轴上：fc中=0.05mm<fc, fs中=0.11mm<fs, 6中=0.0003rad<0.002rad输出轴上：fc出=0.05mm, fc fs出=0.11mmfs, 6出=0.0002rad<0.002rad故变速器在二档工作时中间轴和输出轴刚度在许应范围内。(4)同样的方法可求得在其他档位时变速器中间轴与第二轴刚度校核结果如下5-4各档位时变速器轴的刚度校核结果档位LabdFiF2fcfs6轴(mm)(mm)(mm)(mm)(N)(N)(mm)(mm)(mm)中间201.21.70.000.000223360.02轴25541641144183一档输出197.22.2175.3.40.000.000400.01轴755542中间136.86.70.000223360.050.11轴25538619367.6二档输出197.95.7.550.000102340.050.11轴75503中间89.8133.0.000223400.020.06轴51531447627.09三档输出197.134.360.00063.5300.040.12轴75254常啮中间23.8199.26546440.0.000223300.010.03合轴515.954中间67.8155.0.000223380.020.05轴51524976059.2五档输出197.157.830.00040.5280.030.07轴75255中间169.50000.00022353.536121310.040.09轴5.75倒档输出197.130.67.257490.00036139470.040.17555.33由上表可知，在各档位工况下，变速器输出轴与中间轴的刚度能符合要求5.4.2轴的强度校核变速器在确定轴的尺寸时，考虑到轴的加工和装配，一般来说强度是足够的，仅对其危 险断面进行验算即可。本变速器在设计过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，而在一 档时车辆运行传动的扭矩最大，因此，在进行校核时只需要校核一档时各轴的强度。齿轮上的轴向力和径向力，使轴在垂直面内弯曲变形，圆周力使轴在水平面内弯曲变形。再求得垂直与水平面上的支反力 Fc,Fs之后，计算弯矩Mc和Ms轴在转矩Tn和弯矩的同时作用下，其应力应为(5-5)(5-6)M 32M3W 二 d3式中，M = ,M2 M： Tn2(N .mm)d为轴的直径（mm）,花键处取内径，W为抗弯截面系数（mm3）在低档工作时，二H400Mpa（1） 一档时中间轴的强度校核：图5-5中间轴受力分析图由表 3-2 可知 Ft2 =6440.5,Ft9= 11441.4N,Fr2=2654.9N,Fr9=4164.3N。rrr ir iFa2 = Ft2 tan : =3424.5N , Lac =23.85, LAD =201.25mm,LAB =223mm,d=90.6mm垂直面上：由力平衡得:Fr2Fr9 =FcAFcB对A点取距由力矩平衡得:FcBLab -Fr9Lad-F12Lac=0由上式得:Fca= 2497N, Fcb=4322.2N轴在垂直面内的弯矩图如图 5-6 (b):Mci = FcA Lac - Fad / 2 =-95576.4N.mmMc2 -Fcb 21.75mm=94007.85N *mm水平面内力平衡得:Ft9 -'Ft2 -FsA -FsB - 0对A点取矩由力矩平衡得:Ft9LAD 一 FsB LAB 一 Ft2LAC =0FsA = _1650N , FsB =9650.9N水平面的弯矩图如图5-6 (c):M si=-39352.5N.mm, M s2 =209907.075N.mm总弯矩如图5-6 (d)与扭矩如图5-6 (e)具体数值如下：Mi=103360.8N, M2 =229996.6N T=Tg =291756N.mm由图可知一档主动齿轮处为危险截面，只需对此处校核 由公式(5-6)M= M22 Ms2 T2 =371510.5N.mm由公式(5-5)得:M cr =W32M3 81.1Mpa <-p -400Mpa 二 d故轴的刚度符合要求。图5-6中间轴扭矩与弯矩图(2) 一档时输出轴的强度校核 二轴受力如图5-7:(a)图5-7输出轴受力分析图由表(5-4)知 Ftio=11441.4N, F. = Ft10 乂 tans =4164.3N在垂直面上由力平衡：FM0 -Fca -Fcb =0对A点取矩由弯矩平衡得：Fcb M 197.75 - Fr10 M 175.5 = 0联立上式得：FcB=3695.8N, FcA=468.5NMc10 =FcB 22.5=83155.5N.mm垂直面弯矩图如图5-8 (b)在水平面上由力平衡得：Ft10 - Fsa - FsB =。对A点取矩由弯矩平衡得：FsBx 197.75 - Ft10父175.5 = 0联立上式得：Fsb=10137.9N, Fsa=1303.4NM s10 = Fsb 22.5=225568.3N *mm水平面弯矩图如图5-8 (c) 总弯矩图如图5-8 (d)M10 = . MdM210 =240407.5N，mm扭矩图如图5-8 (e)T=Tq 红=165328.4N mm gZ9由上图可知危险截面在齿轮10所在的截面上，对此截面进行校核得M= . m210 mS10 T2 =291769.4N*mm cs由公式（5-5）32M一一二d3= 46.4Mpa <400Mpa所以输出轴强度符合要求。(a)Ffi。rrnrrT(c)Msi(d)(e)5.5键的校核键连接在汽车变速器中有着广泛的应用，如第一轴与第二轴上的渐开线花键，中间轴上的矩形花键。键连接强度的校核则主要是演算它的挤压应力，使计算应力小于材料的许用应力。许用挤压应力按键、轴、轮毂三者材料最弱的选取。一般是轮毂材料最弱。如果计算应力超过许用应力，可通过改变键长，改用双键，采用 花键，加大轴径，改选较大剖面的键等途径，以满足强度要求。5.5.1 矩形槽中间轴矩形键选用bM h =10父8规格的圆头普通平键，其深度t=5.0mm,宽度b的极限偏差为± 0.018mm。普通平键连接的主要失效形式是工作面被压溃。假定载荷在键的工作面上 均匀分布，则普通平键连接的强度条件为：3Tp(5-7)_ 2T 10一 kld式中：T-传递扭矩，T=291.756Nm取中间轴的传递扭矩矩；K- 键与轮毂槽的接触高度，K=0.5,h=4, h为键的高度：1- 键的工作长度，圆头平键=L-b, L为键的公称长度，为98mm1=98 -10=88 mm;d- 轴的直径，d=40mm;Bp-键、轴、轮毂三者材料最弱的许用挤压应力，选取Wp =1OOMPa将数据代入公式（5-7）得:32 291.756 104 88 40= 41.4Mpa + p故中间中间轴上间的强度是符合要求的5.5.2渐开线花键花键齿数较多，总接触面积大，可承受较大的载荷，轴与零件的对中性好，导向性好。 渐开线花键键齿较短，齿根较宽，不发生根切的齿数较少。渐开线花键可以用制造齿轮的方 法来加工，工艺性好，制造精度较高，花键齿的根部强度高，应力集中小，易于定心，当传 递的扭矩较大且轴径也较犬时，宜采用渐开线花键，渐开线花键的定心为齿形定心，其主要 失效形式为工作表面被压溃或工作面过度磨损。第二轴最右端的渐开线花键模数 m=2.5,齿数为17。标准压力角：=45分度圆直径D= mz =42.5mm基圆直径Db =m z cos： = 30mm周节P=：m=7.85mm基本齿槽宽E=0.5P=3.93mm大径基本尺寸 Dee = m z 1 =45mm小径基本尺寸 D =m(z-1.5) = 38.75mmd处，则花校核时，假定载荷在键的工作表面均匀分布，各齿面压力的合力作用在平均直径 键的连接强度条件为32T 10：zhdm中一一载荷分配不均系数与齿数多少有关，一般在0.70.8之间取值 取*=0.8T传递转矩取一挡时第二轴传递的转矩T=585.53NmZ一花键白齿数Z=17L齿的工作长度L=40mmH-一齿形花键侧面的工作高度取h=2mmdm 一一花键的平均直径。渐开线花键 dm =dfd f分度圆直径d f =42.5mm'一一许用挤压应力，选取二p=120-200MPa将数据代入公式得：CTP一-一 _ 32 514.86 1030.7 17 2 40 42.5= 25.5Mpa M；:p故满足强度要求。5.6变速器轴承寿命的计算变速器轴承寿命的计算 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。在本设计中第一轴采用深沟球轴承。变速器第二轴后轴承采用圆柱滚子轴承。第二轴齿轮和轴选用滚针轴承。中间轴前轴承采用圆锥滚子轴承中间轴后轴承也采用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承具有直径较小、宽度较宽因而容量大可承受高负荷等 优点。中间轴轴承型号：选为 30205各项参数如下 T=16.25mm,D=52mm,d=25,C=1£r =32.2KNC0r =37KN 。各档时的支撑反力由前面计算可知一档时，轴的支撑反力： 匕=6819.2N,Fa =3424.9N二档时，轴的支撑反力：匕=8025.8N,Fa =1556.3N三档时，轴的支撑反力：Fr=7308.6N, Fa =631.2N五档时，轴的支撑反力：Fr = 6662.1 N,Fa =202.7N计算各档的当量轴承载荷P = X Fr Y Fa式中：Fr 轴承得径向分力Fa轴承的轴向分力X 径向系数Y轴向系数判断系数：e=1.5tan1 =0.82当 Fa “时，Pr =Fr ；当 Fa 之e时，Pr =1.2Fr + 1.2cot。父 FaFrFr各档鼠值：代入上式Fr一档：0.5一档时：Pr =Fr=6819.2N二档：0.2二档时：Pr = Fr =8025.8N三档：0.1三档时：Pr = Fr =7308.6N五档：0.3五档时：Pr =Fr=6662.1N按路程系数Fu（各档行驶里程占行驶里程的百分比）计算各档轴承的总载荷量PmPm=1% 6819.2 3% 8025.8 5% 7308.6 11% 6662.1 -1407.2N根据各轴承的总当量载荷Rn和承载容量C按下式计算其寿命LhLh106(f-60n Pm将数据带入上式得,10632.2 103Lh 二(60 20191407.210户=28.1 104h所以是满足使用要求。6变速器同步器的设计及操纵机构6.1同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，具结构如下图所示: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5-弹簧6-定位销10-花键毂11-结合套如图