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1、精品文檔，僅供學習與交流，如有侵權請聯系網站刪除河北工程大學課程設計題 目 三軸五檔手動變速器設計專 業(yè) 車輛工程學 號 110700209學 生 張新寶指導教師 孔江生 2014年12月31日星期三目 錄I第1章 緒論11.1 本設計的目的和意義11.2 變速器的發(fā)展11.3變速器的設計要求31.4設計內容與思路31.4.1設計內容31.4.2設計思路41.5本章小結4第2章 變速器的整體結構方案設計52.1變速器傳動機構的型式選擇與結構分析52.1.1變速器傳動方案的比較52.1.2倒檔的布置方案62.2本章小結7第3章 變速器主要參數的選擇與齒輪設計93.1變速器主要參數的選擇93.1.

2、1檔位數和傳動比93.1.2中心距103.1.3齒輪模數113.1.4壓力角、螺旋角和齒寬b123.1.5齒輪的變位系數133.2各檔傳動比及其齒輪齒數的確定133.2.1確定一檔齒輪的齒數133.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數143.2.3確定其他檔位的齒數153.2.4確定倒檔齒輪的齒數153.2.5確定齒輪輪齒尺寸153.3本章小結16第4章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇174.1齒輪的主要失效形式174.2齒輪的強度計算及材料接觸應力174.2.1齒輪彎曲強度計算174.2.2齒輪材料接觸應力194.3本章小結21第5章 變速器軸的設計與校核225.1變速器軸的結構和尺寸225.1.1

3、軸的結構225.1.2軸的尺寸225.2軸的校核235.2.1第一軸的強度與剛度校核235.2.2第二軸的強度與剛度校核245.3本章小結26第6章 變速器同步器與操縱機構的設計276.1同步器設計276.1.1同步器的工作原理276.1.2同步環(huán)主要參數的確定286.2變速器的操縱機構306.2.1操縱機構的功用306.2.2操縱機構的設計要求316.2.3變速器的換檔位置326.3本章小結32第7章 軸承的選用與壽命計算337.1 第一軸軸承選用與計算337.2第二軸軸承選用與計算337.3本章小結34結 論41致 謝42參考文獻43【精品文檔】第 23 頁第1章 緒論1.1 本設計的目的

4、和意義隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出經濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良汽車已經是當前汽車設計者的緊迫問題。為了發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能，就必須有一套傳動效率高，維修保養(yǎng)成本低，能夠帶來駕駛樂趣變速裝置，來協調發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛速度。該課題針對機械專業(yè)學生，使學生了解變速器的設計，通過本課題的研究使學生完成理論課程的實踐總結，獲得一定的工程設計工作方法，可以更好的學習并掌握現代汽車設計與機械設計的全面知識和鍛煉學生利用所學知識分析問題和解決問題的能力。1.2 變速器的發(fā)展在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車

5、變速器為手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。（1）手動變速器(MT)手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數是固定的，所以各檔的變速比是個定值。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久被淘汰，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，手動變速器不會過早的離開。首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。第三，隨著

6、生活水平的不斷提高現在轎車已經進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經濟型轎車廠家，而且經濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。（2）自動變速器（AT）自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。（3）手動/自動變速器（AMT） 此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔

7、(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。自動手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現狀還是非常適合的。（4）無級變速器（CVT）當今汽車產業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。1.4設計內容與思路1.4.1設計內容1、齒輪主要參數的選擇設計與校核計算2

8、、齒輪軸的設計與校核計算3、同步器的設計計算4、軸承的選擇設計與校核計算5、用CATIA軟件進行三維建模1.4.2設計思路 查看變速器相關資料，理解變速器的結構組成與工作原理，先對變速器進行整體布置，包括整體的傳動方案和倒檔的布置。其次次變速器中的齒輪和軸進行設計計算，只要確定了齒輪和軸的尺寸就可以用CAD進行草圖的繪制，在此基礎上對同步器進行設計計算，進一步完善草圖。對各個部分進行校核計算，查看其尺寸是否滿足使用要求，如果不正確可以對其進行修改。著重分析同步器和操縱機構的工作原理，對其進行細化處理，并出一張的操縱機構圖紙。當CAD二維圖紙繪制完成后，用CATIA軟件進行三維建模，并仿真運動，

9、立體結構能更直觀的把變速器呈現出來，也能把內部機構的配合看的更清楚。1.5本章小結 本章對變速器的發(fā)展歷史和未來的方向進行了初步了解，我還是對手動變速器的未來比較樂觀，因為它有巨大的市場。本章還明確了該設計的目的和意義，設計會嚴格按照目的去做，保證了不會偏離方向。變速器的設計要求是需要嚴格遵守的，因為這直接關系到變速器的安全性和舒適性；最后還對本次設計的設計內容和設計思路進行了展開，進一步明確了設計方案。第2章 變速器的整體結構方案設計2.1變速器傳動機構的型式選擇與結構分析變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按根據前進檔檔數的不同，可以分為三、四、五

10、檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。 2.1.1變速器傳動方案的比較圖2-3是三軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器

11、傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，三軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數相同的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數，換檔方式和倒檔傳動方案上有差別。圖2-3a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒

12、輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-3b、c、d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動； 圖2-3d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，形成一個只有四個前進檔的變速器。圖2-3以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。變速器用圖2-3c所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零

13、部件裝配困難的問題。圖2-3c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。本設計采用2-3b的布置方案。2.1.2倒檔的布置方案常見的倒檔結構方案有以下幾種：圖2-4a為常見的倒擋布置方案。在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。圖2-4b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。圖2-4c

14、所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-4d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經常在貨車變速器中使用。圖2-4e所示方案是將中間軸上的一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-4f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-4g所示方案。其缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。圖2-4綜合考慮，本次設計采用圖2-4f所示方案的倒檔換檔方式。2.2本章小結 本章分析比較了變速器傳動機構形式和結構，著重分析了動力布置形式和倒檔形式。經過分析和與別的結構進行對比，明確了

15、動力傳遞路線，可以更合理的布置各個檔位的，選取了傳動更加簡單可靠的倒檔布置方式，為后面的設計計算打下了基礎。第3章 變速器主要參數的選擇與齒輪設計本設計是根據 Polo 2011款勁取 1.6 MT實酷版而開展的，設計中所采用的相關參數均來源于此種車型，如表3-1所示：表3-1主減速比3.16最大扭矩155Nm/3750rpm最高時速188km/h最大功率77kw/5000rpm輪胎型號185/60R15發(fā)動機型號EA111整備質量1155Kg3.1變速器主要參數的選擇3.1.1檔位數和傳動比為了降低油耗，提高燃油利用率，變速器的檔數應該適當增加。目前，乘用車一般用4-5個檔位的變速器。本設計

16、也采用5個檔位。選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （3-1）則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比 （3-2）式中 m汽車總質量；g 重力加速度；max 道路最大阻力系數；rr 驅動輪的滾動半徑；Temax 發(fā)動機最大轉矩；i0主減速比； 汽車傳動系的傳動效率。根據驅動車輪與路面的附著條件求得的變速器I檔傳動比為： （3-3）式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； 路面的附著系數，計算時取

17、=0.5-0.6。由已知條件：滿載質量 1530kg；rr=286mm；=0.95；f=0.03。根據公式（3-3）可得：igI =3.48。超速檔的的傳動比： (3-4)由已知條件：中間檔的傳動比理論上按公比為： （3-5）的等比數列，實際上與理論上略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配。根據上式可得出：=1.398。故有：、（修正為1）。3.1.2中心距中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A，可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式進行初選。 （3-6）式中K A 中心距系數，對轎車取K A

18、 =8.99.3（取9.2）；TI max 變速器處于一檔時，輸出軸的輸出扭矩：TI max=Te max igI =517.8Nm故可得出初始中心距A=73.88mm。3.1.3齒輪模數齒輪模數選取的一般原則：(1)為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；(2)為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬； (3)從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數；(4)從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數應選得大些。所選模數值應符合國家標準的規(guī)定。建議用下列各式選取齒輪模數，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模

19、數mn （3-7）其中=155Nm，可得出mn=2.52。一檔直齒輪及倒檔齒輪的模數mmm （3-8）通過計算m=2.6。表3-2漸開線齒輪的標準模數m （摘自GB/T1357-1987）mm第一系列1 1.25 1.5 2.0 2.5 3 4 5 6 8 10 第二系列1.75 2.25 2.75（3.25）3.5（3.75）4.5 5.5（6.5） 7 9 注：優(yōu)先采用第一系列，括號內的模數盡可能不用由上可得： 3.1.4壓力角、螺旋角和齒寬b壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力

20、，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角取國家規(guī)定的標準壓力角20°。變速器斜齒輪螺旋角一般范圍是。螺旋角增大使齒輪嚙合的重合度系數增加、工作平穩(wěn)、噪聲降低，另外齒輪的強度也有所提高。但螺旋角太大，會使軸向力及軸承載荷過大。轎車變速器齒輪轉速高，又要求噪聲小，故螺旋角取較大值。還應該注意，在選取斜齒輪螺旋角的時候，應該使中間軸上的軸向力平衡。第一、二軸上的軸向力經軸承蓋由殼體承受，因此，中間軸上全部齒輪的螺旋方向應該一律做成右旋，第一、二軸上的齒輪做成左旋。齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒

21、輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：直齒 b=(4.5-7.5)m，mm 斜齒 b=(6.5-8.5)，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。已知： m=2.6得：常嚙合齒輪齒寬取20mm，2、3、5、檔齒輪齒寬取17.5mm，倒檔和一檔齒輪齒寬取13mm。（注：為了保證裝配后的接觸寬度b，通常取小齒輪的寬度b比大齒輪的寬度b大2-10mm。強度計算時b=）3.1.5齒輪的變位系數變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位

22、。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。變位系數的選擇原則 ：(1)對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數。(2)對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數。 (3)總變位系數越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔

23、以外的其它各檔齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。 3.2各檔傳動比及其齒輪齒數的確定3.2.1確定一檔齒輪的齒數已知一檔動比： （3-9）為了確定Z9和Z10的齒數，先求其齒數和： （3-10）其中 A =73.88mm，m =3；故有。選擇齒輪的齒數時應注意最好不使相配齒輪的齒數和為偶數，以減少因大、小齒輪的齒數間有公約數的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=57。當轎車三軸式的變速器時，則，此處取=18，則可得出=39。上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，中心距有了變化

24、，這時應從及齒輪變位系數反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。這里修正為57，則根據式（3-10）反推出A=75mm。3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數由式（3-8）求出常嚙合齒輪的傳動比 （3-11）由已知數據可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （3-12）由此可得： （3-13）根據已知數據可計算出：。聯立方程式可得：=20、=33。可計算出一檔實際傳動比為，實際螺旋角=3.2.3確定其他檔位的齒數二檔傳動比 （3-14） （3-15）故有： 聯立方程式得：。按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪。3.2.4確定倒檔齒輪的齒數取

25、Z=22，A= （3-16）得Z+Z=58，分配Z=17，Z=40，倒擋軸與中間軸的中心距=50.7mm為了防止干涉，11、12齒輪齒頂圓保持0.5mm以上間隙則有，d=90.6mm3.2.5確定齒輪輪齒尺寸齒頂高：，斜齒輪齒頂高為2.5mm，直齒輪齒頂高為2.6mm齒根高：，斜齒輪齒根高為3.1mm，直齒輪齒根高為3.25mm3.3本章小結 本章對變速器齒輪的主要參數進行了設計計算，確定了齒輪的模數、齒數、壓力角，斜齒輪的螺旋角等。齒輪參數的確定為后來的CATIA參數化建模提供了依據，可以利用漸開線畫法進行三維制圖，也為草圖的繪制確定了分度圓的直徑。第4章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇4.

26、1齒輪的主要失效形式齒輪的主要失效形式有：輪齒的折斷、齒面點蝕、齒面磨損、齒面膠合和塑性形變。4.2齒輪的強度計算及材料接觸應力與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。4.2.1齒輪彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力 （4-1）式中 彎曲應

27、力（MPa）；一檔齒輪10的圓周力（N） ；其中為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。應力集中系數，可近似取1.65；摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；b 齒寬（mm），t 端面齒距（mm）；y 齒形系數，如圖4-1所示。圖4-1 齒形系數圖當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （4-2）可求得 =139500N故由可以得出；再將所得出的數據代入式（4-1）可得當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力在400-850MPa之間。（2）斜齒輪彎曲應力 （4-3）式中 為重合度影響系數，取2.0；其他參數均與式（4-1）注釋相同，選擇齒形系數y

28、時，按模數在圖（4-1）中查得。二檔齒輪圓周力： （4-4）根據斜齒輪參數計算公式可得出：=5370.1N齒輪8的齒數z=22，可查表（4-1）得：。故可求得： 同理可得：依據計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：三檔： ； 五檔： ； 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180-350MPa范圍內。因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結果均符合彎曲強度要求。4.2.2齒輪材料接觸應力 齒輪接觸應力 （4-5）式中齒輪的接觸應力（MPa）； F 齒面上的法向力（N），； 圓周力在（N）；節(jié)點處的壓力角（°）；齒輪螺旋角（&

29、#176;）；E 齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取；B 齒輪接觸的實際寬度；主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；直齒輪： （4-6） （4-7）斜齒輪： （4-8） （4-9）其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表4-1：表4-1齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔1300-1400650-700通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下：一檔：=1849MPa；二檔：=1206.4MPa；三檔：=1191.5MPa五檔：=1239.7MPa對照上表4

30、-1可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。4.3本章小結 本章分析了齒輪的主要失效形式，并對所設計的齒輪進行了強度和接觸應力的計算，通過計算發(fā)現齒輪符合設計要求，能夠保證使用要求。齒輪的校核計算時非常關鍵的一步，因為它可以檢測以前的選取和計算正確與否，防止最后更多錯誤的產生。第5章 變速器軸的設計與校核5.1變速器軸的結構和尺寸5.1.1軸的結構第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖5-1

31、所示：圖5-1 變速器第一軸中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。5.1.2軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗第一軸和中間軸： （5-1）第二軸： （5-2）式中發(fā)動機的最大扭矩，N·m為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。旱?/p>

32、一軸和中間軸：d/L=0.160.18；第二軸：d/L=0.180.21。5.2軸的校核由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。5.2.1第一軸的強度與剛度校核因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為: （5-3）式

33、中 扭轉切應力，MPa；T 軸所受的扭矩，N·mm；軸的抗扭截面系數，；P 軸傳遞的功率，kw；d 計算截面處軸的直徑，mm； 許用扭轉切應力，MPa。其中P =77kw，n =5000r/min,d =30mm；代入上式得：由查表可知=55MPa，故，符合強度要求。軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為： （5-4）式中 T 軸所受的扭矩，N·mm；G 軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa；軸截面的極慣性矩，；將已知數據代入上式可得： 對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。5.2.2第二軸的強度與剛度校核（1）軸的強度校核計算用的齒輪嚙合

34、的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （5-5） （5-6） （5-7） 式中 至計算齒輪的傳動比，此處為一檔傳動比3.48；d 計算齒輪的節(jié)圓直徑為101.4mm； 節(jié)點處的壓力角為20°； 螺旋角為30°； 發(fā)動機最大轉矩為155000N·mm。代入上式可得： ； ； 。 危險截面的受力圖為：圖5-3 危險截面受力分析水平面：（160+83）=83 ，可得出=1527.2N；水平面內所受力矩： 垂直面： （5-8）可求出 =5723.6N垂直面所受力矩：。該軸所受扭矩為：。故危險截面所受的合成彎矩為： （5-9）得M=則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸應力（MPa

35、）： （5-10）將代入上式可得：，在低檔工作時=400MPa，因此有： ，符合要求。（2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內的撓度和在水平面內的撓度可分別按下式計算： （5-11） （5-12） 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于；E 彈性模量（MPa），（MPa）；I 慣性矩（），d為軸的直徑（）；a、b 為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）；L 支座之間的距離（）。將數值代入式（5-11）和（5-12）得：， 。 故軸的全撓度為，符合剛度要求。5.3本章小結 本章對變速器的軸進行了設計計算，第一軸通常和齒輪做成一體，中間軸選用旋轉式

36、的，而且低檔位齒輪和軸做成一體，高檔齒輪用鍵與軸連接傳遞扭矩；第二比較復雜，上面有矩形花鍵。對選取和設計好的軸進行了校核計算，滿足實際使用要求。第6章 變速器同步器與操縱機構的設計6.1同步器設計在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖6-1所示：圖6-1 鎖環(huán)式同步器1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套(6)鎖止角鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數、擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。

37、已有結構的鎖止角在26°46°范圍內變化。本次設計鎖止角取。(7)同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內選?。簩I車變速器高檔取0.150.30s，低檔取0.500.80s；對貨車變速器高檔取0.300.80s，低檔取1.001.50s。6.2變速器的操縱機構6.2.1操

38、縱機構的功用 變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛兩個檔位。6.2.2操縱機構的設計要求(1)要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。a.互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖裝置的結構主要有以下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉動鎖止式、三向鎖銷式，此次設計中互鎖裝置選擇第一種，其結構型式如圖6-4所示。b.自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車振動或有小的軸向力作用而致脫檔，保證嚙合齒輪以全齒長進行嚙合，并使駕駛員有換檔的感覺。定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷）推入叉軸的凹臼中實現的。變速叉軸的凹臼間

39、距是由掛檔齒輪移動的距離來決定的，其結構型式如圖6-4所示。c.在汽車行駛過程中，為了防止誤掛倒檔，以致造成安全事故和損壞傳動系，在操縱機構中都設有倒檔鎖或倒檔安全裝置。倒檔鎖能在駕駛員掛倒檔時給駕駛員明顯手感，以起到提醒作用，防止誤掛倒檔，其結構見總裝配圖。圖6-4 變速器自鎖與互鎖結構1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-變速器蓋4-互鎖鋼球 5-互鎖銷 6-撥叉軸(2)要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度。(3)應使駕駛員得到必要的手感。6.2.3變速器的換檔位置 設計操縱機構首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應該注意以下三點：(1)按換檔次序來排列 ； (2

40、)將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊； (3)為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時與1檔組成一排。6.3本章小結 本章對同步器的基本結構和工作原理進行了分析，并對同步器的參數進行了選取，包括螺紋槽的個數與寬度、半錐角、摩擦錐面平均半徑等。還了解了變速器操縱機構的作用和設計要求，必須包括自鎖、互鎖和倒檔鎖，這樣才能保證操作省力，不容易掛錯檔位。第7章 軸承的選用與壽命計算7.1 第一軸軸承選用與計算1、初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號6306，轉速=5000r/min2、計算軸承當量動載荷 （7-1） （7-2） （7-3）查表得e=0.38。，查表得X=0.5

41、6、Y=1.15當量動載荷： =4831.7N （7-4） 3、計算軸承的基本額定壽命軸承的基本額定壽命：（為壽命指數，對球軸承=3）； （7-5）帶入得20187.3h20000h。滿足使用要求。7.2第二軸軸承選用與計算1、初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選二軸軸承型號6305，轉速=5000r/min2、計算軸承當量動載荷 （7-6） （7-7） （7-8）查表得e=0.44。，查表得X=0.56、Y=1.00當量動載荷： =8628.5N （7-9）3、計算軸承的基本額定壽命軸承的基本額定壽命： （7-10）帶入得21340.8h20000h。滿足使用要求。結 論本次設計的是汽車變速

42、器部分。變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機械式變速箱設計發(fā)展到今天，其技術已經成熟，但對于我們即將踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們去探討和學習的。對于本次設計的變速箱來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結構簡單，易于生產、使用和維修，價格低廉，而且采用同步器掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設計中采用了五檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達到其經濟性和動力性的要求；變速器掛檔時用結合套，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。本著實用性和經濟性的原則，在各部件的設計

43、要求上都采用比較開放的標準，因此，安全系數不高，這一點是本次設計的不理想之處。但是，在以后的工作和學習中，我會繼續(xù)學習和研究變速器技術，以求設計更加合理和經濟。緊張忙碌的畢業(yè)設計已經接近尾聲，這次設計是對我大學學習的一次綜合的檢驗，更是一次綜合的學習過程。畢業(yè)設計不僅使我學習和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人協作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎。致 謝轉眼間，大學四年很快就要結束了。而作為大學生活的最后一個環(huán)節(jié)畢業(yè)設計，經過近12周的緊張準備，也將接近尾聲。在這次畢業(yè)設計中，我不但鞏固了以前所學的知識，并從中學到了很多新的東西，尤

44、其是汽車設計和汽車理論這兩門課程。在這里，我向那些在這四年里給于過我巨大幫助的老師和同學們表示衷心的感謝，正是他們的幫忙才讓我得以圓滿的完成四年的學業(yè)和最后的畢業(yè)設計。在這次設計的過程中，指導老師李斌一直都關注著我的每一步進展，并給了我很多好的意見和建議，同時也對我提出了嚴格的要求。我之所以能很順利地完成畢業(yè)設計任務，這與李老師的指導是分不開的，在此，我對他表示感謝。另外，遇到技術困難的時候，車輛工程專業(yè)的老師們也給了我很多幫助。需要他們幫助的時候，他們能非常耐心的給我解答，在這里也對他們表示衷心的感謝。參考文獻1 劉惟信. 汽車設計M.北京:清華大學出版社,20012 郭新華.汽車構造M.北

45、京:高等教育出版社.20043 余志生.汽車理論M.北京：機械工業(yè)出版社.20104 過學迅/鄧亞東.汽車設計M.北京：人民交通出版社.20085 王黎欽/陳鐵鳴.機械設計M.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社.20086 孫恒/陳作模/葛文杰.機械原理M. 北京:高等教育出版社.20067 張景田/季雅娟/丁建梅.畫法幾何及機械制圖M.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社.20058 劉品/李哲.機械精度設計與檢測基礎M.哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社.20099 王寶璽/賈慶祥.汽車制造工藝學M. 北京：機械工業(yè)出版社.200710 江洪/李仲興/陸利鋒.CATIA基礎教程M. 北京：機械工業(yè)出版社.200511 施建/胡建杰.CATIA造型設計項目案例解析. 北京:清華大學出版社,201012 Hans-Hermann Braess, Ulrich Seiffert. Handbook of Automotive Engineering. SAE International, 200413 James D.Halderman, Chase D.Mitchell. Automotive technology: principle, diagnosis, and service. Pearson Education lnc. 2004