汽车变速器设计某型汽车变速器设计论文

汽车变速器设计 某型汽车变速器设计论文 中北大学本科毕业设计论文某型汽车变速器设计论文摘要变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。其设计任务是设计一台用于微型商用车上的手动变速器。采用中间轴式变速器设计方案，其有两个突出优点：一是其直接挡传动效率高，磨损及噪声小；二是在齿轮中心距较小的情况下任然可以获得较大的一档传动比。设计中根据汽车的满载质量、主减速比以及驱动车轮的滚动半径等参数并结合该汽车的发动机型号以及发动机的最大功率、最大扭矩、最高转速等重要参数作为基础进行设计。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。设计中给出了机械式变速器设计方案，经过严谨设计过程完成了一款手动变速器设计，并经过校验，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方案具有比较强的可借鉴性。变速器的功用是：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，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。变速器的基本要求是：保证汽车有必要的动力性和经济性。换档迅速、省力、方便。工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生。变速器应有高的工作效率。变速器的工作噪声低。关键词 汽车工程；变速器；设计；手动；- I -中北大学本科毕业设计论文AbstractGearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual transmission used in the Tiny gears, it is the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits: firstly, the transmission efficiency of the direct drives keep high ,the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it is allowed to obtain in the bigger gear ratio of the first gear when the center distance in smaller.According to the contour, track, wheel base, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. According to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory , machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design.The design gives a plan of the mechanical gearbox and achieves a kind of mechanical gearbox after rigorous design.The design has passed calibration and Finite element optimization.It has proved to be fit for function and use for reference perfectly.Key Words Automotive engineering,Transmission,Design,Manual- II -中北大学本科毕业设计论文目 录摘要 . I Abstract. II第1章 绪论 . 11.1本课题研究的目的和意义 . 31.2 本课题研究现状和发展 . 3第2章 机械式变速器设计 . 42.1 变速器设计基本方案 . 42.1.1变速器传动机构布置方案 . 42.1.2 变速器主要参数选择 . 52.2齿轮设计计算 . 82.2.1各挡齿轮齿数的分配 . 82.2.2齿轮强度校核 . 122.3 轴设计计算 . 212.3.1轴的工艺要求 . 212.3.2 轴的校核计算 . 212.4 同步器及操纵机构设计 . 31- 1 -中北大学本科毕业设计论文 2.4.1同步器的设计 . 312.4.2变速器的操纵机构. 332.5 轴承及平键的校核 . 342.5.1 轴承选择及校核 . 342.5.2 平键选择及强度计算 . 362.6 变速器箱体设计 . 362.6.1 箱体材料与毛坯种类 . 362.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算 . 362.7 本章小结 . 37第3章 有限元优化分析 . 373.1 齿轮catia有限元分析 . 383.1.1 倒档主动直齿轮catia有限元分析 . 383.1.2 一档从动齿轮catia有限元分析 . 383.2 变速器轴catia有限元分析 . 393.2.1 中间轴catia有限元分析 . 393.2.2 第二轴catia有限元分析 . 403.3 本章小结 . 40结 论 . 40参考文献 . 41致 谢 . 42- 2 -中北大学本科毕业设计论文 第1章 绪论1.1本课题研究的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：1.手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。3.手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。4.维修方便，维修成本便宜。5.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。1在市场经济形势下.特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器,改进现有的变速器,从市场广度开发转变为深度开发,使产品系列化,通用化,标准化.组织好精益生产,降低成本,提高产品质量,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。1.2 本课题研究现状和发展从现代汽车变速器的市场状况和发展来看, 全世界的各大广商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极, 汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而,因无级变速器技术难度很大, 发展相对较慢, 从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种, 并具有各自优势, 但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中, 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液- 3 -中北大学本科毕业设计论文 温度升高造成功率损失, 存在传动效率低油耗较大的不足, 另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了AT效率低等缺点, 与AT相比, 具有更大的发展优势。可是, AMT依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测, 到2008年, 欧洲的50的MT将会被AMT代替, 同时部分市场也将会被占领。2总之, 变速器是汽车除发动机外的主要装置之一, 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。第2章 机械式变速器设计2.1 变速器设计基本方案2.1.1变速器传动机构布置方案1、变速器类型的选择本设计是某轻型商用车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。2、倒档形式选择与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。3、齿轮型式选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。4、轴的结构分析第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。4- 4 -中北大学本科毕业设计论文 5、轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。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。56、换挡机构形式使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。2.1.2 变速器主要参数选择1、变速器挡数的选择本设计是针对某轻型商务车变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，初步选取传动比范围为5.0，最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为1.0。2、变速器各挡传动比的确定选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。（1）根据汽车最大爬坡度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。故有根据汽车行驶方程式Temaxigi0TCA2du=Gf+Dua+Gi+m （2-1） r21.15dt汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为Temaxig1i0tmg(fcosmax+sinmax) （2-2） rrGr(fcos+sin) 即ig1 Ttqi0T则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为mgrr(fcosmax+sinmax)ig1Temaxi0t其中m=1860kg,f=0.020,rr=340mm,amax=20,Temax=185Nm,nt=0.9- 5 -中北大学本科毕业设计论文 代入数据可得ig1mgrr(fcosmax+sinmax)=2.797 （2-3） Temaxi0t（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定G2rr ig1Temaxi0t式中G2汽车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；G2=mg60%。道路的附着系数，在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75。 G2rr则ig1=3.490 （2-4） Temaxi0t由（2-3）（2-4）得2.797所以，取ig1ig13.490； =3.2。变速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的次高档为直接档，最高档为超速档，本设计变速器次高档四挡为直接挡,一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 ig4=1.0。6ig1ig2=ig2ig3=ig3ig4=ig4ig5=ig5ig6=q（即q=nig1gn）则q=1.47；ig1=3.2；ig2q2 =2.2；ig3q=1.5；ig4=1.0；ig5=最高档位为超速档，超速档传动比一般为0.70.8，本设计取=0.78。- 6 -中北大学本科毕业设计论文 列出变速器传动比如表2-1：表2-1传动比分配表3、变速器中心距可以利用如下经验公式初选中心距：KATemaxi1gA=KA1max=式中KA中心距系数,对轿车8.99.3；T1max变速器处于1档时的输出转矩，T1max=Temaxig1g；Temax发动机最大转矩，Nm；ig1变速器的1档传动比；变速器的传动效率，取0.96。7 g则A=KA3emaxi1g=71.2477.03（mm）。初选中心距A=75mm。4、变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用：四挡 （2.22.7）A；五挡（2.73.0）A；六挡（3.23.5）A。轿车四档变速器壳体轴向尺寸为（3.03.4）A。对于具体的变速器，其轴向尺寸取决于具体的结构。当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。为检测方便，A取整。5、齿轮参数（1）模数齿轮的模数定为4.0mm。- 7 -中北大学本科毕业设计论文 (2)压力角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压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。（3）螺旋角货车变速器螺旋角选取范围为：1826。初选常啮合齿轮螺旋角为24。（4）齿宽b直齿b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿b=kcmn，kc取为6.08.5，取7.0。（5）齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数f01.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。 变速器基本参数列入表2-2：表2-2变速器参数2.2齿轮设计计算2.2.1各挡齿轮齿数的分配本设计变速器结构示意图如图2-1：- 8 -中北大学本科毕业设计论文图2-1变速器结构图一挡齿轮的齿数：一档传动比为ZZi1=29 （3-1）Z1Z10为了求Z11，Z12的齿数，先求其齿数和Zh，一挡齿轮为斜齿齿轮，Zh=2Acos=33.8。取整为34。 m取Z10=13，Z9=Zh-Z10=21。对中心距A进行修正：mnZh=74.44mm取整为A=75mm。 A02cos9-10确定常啮合传动齿轮副的齿数：由式（3-1）求出常啮合传动齿轮的传动比ZZ2=i110Z9 （3-2） Z1=2.17常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即m(Z+Z2) A=n1 2cos- 9 -中北大学本科毕业设计论文Z1+Z2=2Acos（3-3） mn=34.3 由式（3-2）、（3-3）得Z1=10.82，Z2=23.48取整为Z1=11，Z2=23，则：i2Z91=ZZ=3.38 1Z10确定其他各挡的齿数：二挡齿轮为斜齿轮Z7=iZ1Z28Z2 =1.1 Zcos87+Z8=2Am n=34.3则Z7=18.0，Z8=16.3取整得Z7=18，Z8=16。i2Z72=ZZ 1Z8=2.35三挡齿轮为斜齿轮：Z5Z=iZ13 6Z2=0.72A=mn(Z5+Z6)2cos 5-6Z5+Z6=34.3由式（3-4）、（3-5）得Z5=14.36，Z6=19.94。 取整Z5=14，Z6=20。iZ2Z53=Z=1.46 1Z6- 10 -3-4） 3-5） （中北大学本科毕业设计论文五挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。 Z3Z=i41 （3-6） Z4Z2 =0.37Z3+Z4=2Acos （3-7）=34.3由（3-6）（3-7）得Z3=9.26，Z4=25.04， 取整Z3=9，Z4=25。Z2Z3ig5=Z1Z4 =0.75确定倒挡齿轮齿数：=i4倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮Z13的齿数一般在2123之间，初选Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。初选Z13=21，Z12=14，则：A，=1m(Z12+Z13) 2=70mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11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De12D+0.5+e11=A22 De11=2A-De12-1=85mmDe11-2m=19.25 Zn=- 11 -中北大学本科毕业设计论文取Z11=19计算倒挡轴和第二轴的中心距Am(z13+z11)2 =80mm计算倒挡传动比zzzi倒=21311z1z12z13A,=2.842.2.2齿轮强度校核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。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：m法3.5m法3.5m法5时渗碳层深度0.81.2。 时渗碳层深度0.91.3。时渗碳层深度1.01.3。9表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348。10 2、计算各轴的转矩发动机最大扭矩为Temax=169N.m，转速2100r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。轴 T1=Temax离承=16999%96%=160.62N.m中间轴 T2=T1承齿i2-1=160.620.960.9923/11=319.18N.m 轴- 12 -中北大学本科毕业设计论文一挡 T31=T2承齿i9-10=319.180.960.9921/13=634.27N.m 二挡 T32=T2承齿i7-8=319.180.960.9918/16=341.27N.m 三挡 T33=T2承齿i5-6=319.180.960.9914/20=212.34N.m 五挡 T35=T2承齿i3-5=319.180.960.999/25=109.21N.m 倒挡 T倒=T2承齿i11-12=319.180.960.9919/14=411.69N.m 3、轮齿强度计算 1）轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力ww=2TgKKfmzKcy3（3-8）式中：w弯曲应力（MPa）；Tg计算载荷（N.mm）；K应力集中系数，可近似取K=1.65； 齿形系数如图2-2，可以查得：- 13 -中北大学本科毕业设计论文图2-2齿形系数图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）；m模数；y齿形系数，如图2-2。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力：2T倒KKfw11=m3z11Kcy11=234.60MPa2T2KKfw12=m3z12Kcy12=282.84MPa850MPa- 14 -中北大学本科毕业设计论文w13=2T倒KKfmz13Kcy133=247.98MPaw=2TgcosK3zmnyKcK（3-9）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；3y齿形系数，可按当量齿数zn=zcos在图2-2中查得；Kc齿宽系数Kc=7.0；K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，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。计算一挡齿轮9，10的弯曲应力：w9=2T31cosK3z9mny9KcK=239.20MPaw10=3z10mny10KcK=189.82MPa- 15 -中北大学本科毕业设计论文其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表2-3：表2-3 齿轮弯曲应力2）轮齿接触应力j=0.11+ （3-10） bdcoscoszbTgE式中：j轮齿的接触应力（MPa）； Tg计算载荷（N m）d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=(rzsin2、b=(rbsin2；- 16 -中北大学本科毕业设计论文rz、rb主、从动齿轮节圆半径(mm)。弹性模量E=20.6104 Nmm-，齿宽b=Kcm=Kcmn=74=28mm。 变速器齿轮的许用接触应力如下表： 计算一挡齿轮9，10的接触应力2T31=634.27N.m，T2=319.18N.md9=mz9=84mm，d10=mz10=52mmd52z10=rsin=sin=sin20 =8.89mmz1022d84b9=rsin=sin=sin20 =14.36mmb922j9=0.T31E11+ bd9cosz10b9=1371.11MPaj10=0.T2E11 + bd10cosz10b9=1236.20MPa其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表2-4：表2-4 各档位齿轮接触应力- 17 -中北大学本科毕业设计论文4、计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮9，10的受力Ft9=2T312634.27=103=13691.74N d992.652T22319.18=103=11130.95N d1057.35Ft9tann= 13691.71tan20 /cos24.95=5496.31Ncos9-10Ft10=Fr9=- 18 -中北大学本科毕业设计论文Fr10=Ft10tann= 11130.95tan20 /cos24.95=4468.34Ncos9-10Fa9=Ft9tan9-10=13691.74tan24.95=6370.02NFa10=Ft10tan9-10=11130.95tan24.95=5178.63N（2）二挡齿轮7，8的受力Ft7=2T322341.27=103=8595.14Nd779.412T22319.18Ft8=103=9043.21Nd870.59 Fr7=Ft7tann=8595.14tan20/cos24.95=3450.38Ncos7-8Ft8tann= 9043.21tan20 /cos24.95=3630.25Ncos7-8Fr8=Fa7=Ft7tan8=8595.14tan24.95=3998.85N Fa8=Ft8tan8=9043.21tan24.95=4207.31N（3）三挡齿轮5，6的受力Ft5=2T332212.34=103=6876.30N d561.762T22319.18=103=7234.36N d688.24Ft6=Ft5tann6876.30tan20Fr5= =2760.38Ncos5-6cos24.95- 19 -中北大学本科毕业设计论文Ft6tann7234.36tan20Fr6=2904.11Ncos5-6cos24.95Fa5=Ft5tan5-6=6876.30tan24.95 =3199.17N Fa6=Ft6tan6=7234.36tan24.95 =3365.75N（4）五挡齿轮3，4的受力2T342109.21Ft3=103=5500.38Nd339.71 Ft4=2T22319.18=103=5788.01N d4110.29Ft3tann5500.38tan20Fr3= =2208.04Ncos3-4cos24.95Ft4tann5788.01tan20Fr4= =2323.50Ncos3-4cos24.95Fa3=Ft3tan3-4=5500.38tan24.95 =2559.03NFa4=Ft4tan3-4=5788.01tan24.95 =2692.85N（5）常啮合齿轮1，2的受力Ft1=2T12160.62=103=6619.41N d148.532T22319.18=103=6291.12N d2101.47Ft2=Ft1tann6619.41tan20Fr1= =2657.25Ncos1-2cos24.95Ft2tann6291.12tan20Fr2= =2525.47Ncos1-2cos24.95- 20 -中北大学本科毕业设计论文Fa1=Ft1tan1-2=6619.41tan24.95 =3079.65NFa2=Ft2tan1-2=6291.12tan24.95 =2926.92N（6）倒挡齿轮11，12的受力Ft11=2T倒2319.18=103=8399.47N d1176Ft12=2T22319.18=103=11399.29N d1256Fr11=Ft11tan= 8399.47tan20=3057.16NFr12=Ft12tan= 11399.29tan20=4149.0N2.3 轴设计计算2.3.1轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，表面光洁度不低于8。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。11 2.3.2 轴的校核计算 1、初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距A=75mm，第二轴和中间轴中部直径d(0.450.60)A，轴的最大直径d和支承距离L的比值：对中间轴，d/L=0.160.18；对第二轴，d/L0.180.21。第一轴花键部分直径d（mm）可按式（4-1）初选:- 21 -中北大学本科毕业设计论文d=Kemax（4-1）式中：K经验系数，K=4.04.6；Temax发动机最大转矩（N.m）。第一轴花键部分直径d1=(4.04.6=22.1225.43mm；第二轴最大直径d2max(0.450.60)75=33.7545.0mm；中间轴最大直径dmax(0.450.60)75=33.7545.0mm. 第二轴：dd2max0.18。 =0.180.21；第一轴及中间轴：1max=0.16LL2第二轴支承之间的长度L2=238.10277.78mm；中间轴支承之间的长度L=277.78312.5mm，第一轴支承之间的长度L1=133.33150.0mm。2、轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为，可分别用式（4-2）、（4-3）、（4-4）计算Fra2b264Fra2b2fc=3EIL3ELd4 （4-2）Fta2b264Fta2b2fs=3EIL3ELd4 （4-3）=Frab(b-a)64Frab(b-a)=3EIL3ELd4 （4-4）fc2+fs20.2mm。轴的全挠度为f=- 22 -中北大学本科毕业设计论文fs=0.10轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc=0.050.10mm，0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。二轴受力弯曲示意图2-3：图2-3 二轴受力图（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）二轴的刚度一档时fc964Fr9a9b9=43ELd32220.10mm =0.0084mm0.0564Ft9a9b9fs9=43d32EL220.15mm =0.0210.10f9=2fc29+fs9=0.023mm0.2mm9=64Fr9a9b9(b9-a9)3ELd324=-0.00021rad0.002rad二档时- 23 -中北大学本科毕业设计论文fc764Fr7a72b72 =3ELd3340.10mm =0.033mm 0.05fs7=64Ft7a72b7243d33EL0.15mm =0.08590.10f7=2fc27+fs7=0.092mm0.2mm7=64Fr7a7b7(b7-a7)3ELd334=-0.000022rad0.002rad三档时fc564Fr5a52b52 =3ELd3440.10mm =0.0064mm0.0564Ft5a5b5fs5=43d34EL220.15mm =0.0160.10f5=2fc25+fs5=0.017mm0.2mm5=64Fr5a5b5(b5-a5)3ELd344=0.00027rad0.002rad五档时64Fr3a32b32 fc3=3ELd3540.10mm =0.031mm0.05- 24 -中北大学本科毕业设计论文64Ft3a3b3fs3=43d35EL220.15mm =0.0780.10f3=3=2fc23+fs3=0.084mm0.2mm64Fr3a3b3(b3-a3)3ELd354=0.00048rad0.002rad倒档时fc11=64Fr11 a112b112 3ELd314=0.0159mmfs11=64Ft11a112b11243d31EL=0.0437f11=2fc211+fs11=0.046mm0.2mm11=64Fr11a11b11(b11-a11)3ELd314=-0.00044rad0.002rad（3）中间轴刚度中间轴受力图如图2-4 ：- 25 -中北大学本科毕业设计论文图2-4 中间轴受力图一档时fc10=64Fr10a10b103ELd224220.10mm =0.031mm0.05fs1064Ft10a10b10=43d22EL220.15mm =0.0790.10f10=2fc210+fs10=0.085mm0.2mm10=64Fr10a10b10(b10-a10)3ELd224=0.00022rad0.002rad二档时fc8=64Fr8a82b823ELd3340.10mm =0.033mm0.0564Ft8a8b8fs8=43d33EL220.15mm=0.08590.10- 26 -中北大学本科毕业设计论文f8=2fc28+fs8=0.92mm0.2mm8=64Fr8a8b8(b8-a8)3ELd334=-0.000022rad0.002rad三档时fc6=64Fr6a6b63ELd34422=0.049mm0.050.10mm64Ft6a6b6fs6=43d34EL22=0.0260.100.15mmf6=2fc26+fs6=0.135mm0.2mm6=64Fr6a6b6(b6-a6)3ELd344=0.00027rad0.002rad五档时fc4=64Fr4a4b43ELd254220.10mm =0.0133mm 0.0564Ft4a4b4fs4=43d25EL220.15mm =0.03350.10f4=2fc24+fs4=0.036mm0.2mm4=64Fr4a4b4(b4-a4)3ELd254=0.00009rad0.002rad- 27 -中北大学本科毕业设计论文常啮合fc264Fr2a2b2=43ELd26220.10mm =0.0034mm0.0564Ft2a2b2fs2=43d26EL220.15mm =0.00880.10f2=2fc2+f2s2=0.0094mm0.2mm2=64Fr2a2b2(b2-a2)3ELd264=0.0001rad0.002rad倒档时fc1264Fr12a12b12=43ELd21220.10mm =0.013mm 0.05fs1264Ft12a12b12=43d21EL220.15mm =0.0350.10f12=2fc212+fs12=0.037mm0.2mm12=64Fr12a12b12(b12-a12)3ELd214=-0.00045rad0.002rad3、轴的强度计算（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）二轴的强度校核 二轴受力图如图2-5：- 28 -中北大学本科毕业设计论文图2-5 二轴受力图 一档时挠度最大，最危险，因此校核。 1)求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHCRHA+RHB=Ft9 RHAL1=RHBL2由以上两式可得RHA=9338.01N，RHB=4353.73N，MHC=-906.88N.m 2)求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVC。RVA+RVB=Fr9Fr2L1+1Fa9d9=RVBL2RVB=5067.73N，Mvc左=81131.28N.mm，由以上两式可得RVA=428.58N，MVC右=482424.73N.mm- 29 -中北大学本科毕业设计论文按第三强度理论得：222222M=MH+MV+T=906.88+482.42+0.6982.66=1421.54N.m 31右=32M=115.896MPa=400MPa 3d31（3）中间轴强度校核 中间轴受力如图2-6：图2-6 中间轴受力图综合考虑，常啮合和倒档齿轮挠度最大，最危险，因此校核常啮合齿轮和倒档齿轮。1)求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHC、MHDRHA+RHB+Ft2=Ft12Ft2L1+RHBL=Ft12(L1+L2)由以上两式可得RHA=-4558.33N，RHB=13692.32N，MHC=-131621.78N.mm，MHD=354288.78Nmm- 30 -.中北大学本科毕业设计论文2)求垂直面内支反力RVA、RVB和弯矩MVC、MVDRVA+RVB=Fr2+Fr12Fr2L1+1Fa2d2+Fr12(L1+L2)=RVBL 2由以上两式可得RVA=2206.16N,RVB=5896.61N,MVC左=152574.78N.mm，MVC右=63702.87Nmm,MVD=223021.10Nmm。.按第三强度理论得：.222MC=MHC+MVC右+T2=505.04Nm22MD=MHD+MVD+T22=580.34 N.mC=D=32M=41.18MPa=400MPa 3d2632M=37.66MPa=400MPa 3d212.4 同步器及操纵机构设计2.4.1同步器的设计1、同步器概述本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器。此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，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。 2、同步环主要参数的确定同步环结构参数及尺寸的确定：（如图2-7）- 31 -中北大学本科毕业设计论文图2-7 同步环结构 D分度圆直径 同步环大端直径 同步环锥面角 B同步环锥面宽 由图9可推算出：=2R锥+Btg； D=/0.80.85；B=（0.250.40）R锥；133、锁环式同步器的基本尺寸1）由于摩擦系数s在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角一般可取6730。对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8或830。142）同步环的几个结构尺寸：a.摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W： R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。设计时应在许可范围内，R锥和W都应该越大越好。b.同步锥环的工作面宽度B：在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。一般在设计- 32 -中北大学本科毕业设计论文时，R锥越大则B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经验公式可做参考：B（0.250.40）R锥。15c.同步锥环内锥面上的螺纹线：一般推荐螺纹顶宽为0.0250.10。螺距及螺纹角：一般螺距推荐取0.60.75。螺纹角一般取60，螺纹深可取0.250.40。16 2.4.2变速器的操纵机构根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1.换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如右图所示：图2-8变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿- 33 -中北大学本科毕业设计论文轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图2-8所示）。3.汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。2.5 轴承及平键的校核2.5.1 轴承选择及校核 1）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型号圆锥滚子轴承33005，油润滑Cr=32500N。极限转速n=9500r/min，查机械设计实践该轴承的Co=42500N，2、轴承的校核一挡时传递的轴向力最大。）求水平面内支反力RH1、RH2RH1+RH2=Ft9Ft9L1=RH1L由以上两式可得RH1=10394.28N，RH2=3297.46N。）内部附加力FS1、FS2，由机械设计手册查得Y=1.4和Y=2.1FS1=RH1/2Y=3712.24N FS2=RH2/2Y=785.11N ）轴向力Fa1和Fa2 由于Fa9+FS2FS1所以轴承2被放松，轴承1被压紧 Fa1=Fa9+FS2=6370.02+785.11=7155.13N- 34 -中北大学本科毕业设计论文Fa2=FS1=3712.24N ）求当量动载荷查机械设计课程设计得Cr=325000N,C0r=425000N向当量动载荷Pr：Fa1=1.30e=0.29 Fr9fp查机械设计手册，则X=0.4，Y=2.1。P=fp(XFr1+YFa1)，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。fp（1.21.8）取fp=1.2P=fp(XFr1+YFa1)=23020.188N3、计算轴承的基本额定寿命Lh106CLh= ，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。60nPn=1200r/min106C10632500Lh= = 60nP60120023020.18810/3,L=43630.33hh=30000h合格。2）二轴轴承校核一档时传递的轴向力最大。 按同样方法计算可得：106C10635800Lh= = 60nP60342.867819.3410/3,L=31144.03hh=30000h合格。3）中间