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第1章 绪 论
1.1 本次设计目意义
随着经济和科学技术不断发展，汽车工业也徐徐成为国内支柱产业，汽车使用已经遍及全国。而随着国内人民生活水平不断提高，微型客货两用车、轿车等高档消费品已进入寻常家庭。
在国内，汽车工业起步较晚。入世后，国内汽车工业面临是机遇和挑战。随着国内汽车工业不断壮大，以及汽车行业持续迅速发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中华人民共和国国情汽车已经是当前汽车设计者急迫问题。在面临着前所未有机遇同步不得不承认在许多技术上，国内与发达国家还存在着一定差距。
发动机输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定转速区浮现。为了发挥发动机最佳性能，就必要有一套变速装置，来协调发动机转速和车轮实际行驶速度。在经济方面考虑适当变速器也非常重。本次设计对轿车变速器构造进行了简介，阐述了轿车重要参数拟定，在机构方面选取了机械式变速器拟定变速设计重要参数，在变速器寿命方面以及与变速器有关操纵机构也进行了简介。
1.2 变速器发呈现状
汽车问世百余年来，特别是从汽车大批量生产及汽车工业大发展以来，汽车已经成为世界经济发展、为人类进入当代生活，产生了无法预计巨大影响，为人类社会进步做出了不可磨灭巨大贡献，掀起了一场划时代革命。自从汽车采用内燃机作为动力装置开始变速器就成为了汽车重要构成某些，当代汽车广泛采用往复活塞式内燃机具备体积小、质量轻、工作可靠和使用以便等长处，但其转矩和转速变化范畴较小，而复杂使用条件则规定汽车牵引力和车速能在相称大范畴内变化，故其性能与汽车动力性和经济性之间存在着较大矛盾，这对矛盾靠当代汽车内燃机自身是无法解决。因而在汽车传动系中设立了变速器和主减速器，以达到减速增矩目。变速器对整车动力性与经济性、操纵可靠性与轻便性、传动平稳性与效率均有着较为直接影响。汽车行驶速度是不断变化，即规定汽车变速器变速必要尽量多，尽管老式齿轮变速器并不抱负但以其构造简朴、效率高、功率大三大明显特点依然占领者汽车变速器主流地位。虽然老式机械师手动变速器具备换挡冲击大，体积大，操纵麻烦等诸多缺陷，但仍以其传动效率高、生产制造工艺成熟以及成本低等特点，广泛应用于当代汽车上。
早在1889年，法国标致研制成功世界上第一台手动机械式4挡齿轮传动汽车变速器。在当前汽车中，变速器构造对汽车动力性、经济性、操纵可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等均有直接影响。变速器与主减速器及发动机参数作优化匹配，可得到良好动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒档安全装置可使操纵可靠，不跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等办法可使齿轮传动平稳、噪声低，减少噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平核心。随着汽车技术发展，增力式同步器，双中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮变速器，各种自动、半自动以及电子控制自动换挡机构等新构造也相继问世。
到当前为止变速器重要经历了如下发展阶段：
1)手动变速器
手动变速器（MT:Manual Transmission）重要采用了齿轮传动降速原理。变速器内多组传动比不同齿轮副，而汽车行驶换挡工作，也就是通过操纵机构式变速器内不同齿轮副工作。如在低速时，让让传动比大齿轮副工作，而在高速时让传动比小齿轮副工作。由于每档齿轮组齿数是固定，因此各档速度比是个定值。手动变速器是最常用变速器，它基本构造用一句话概括，就是两轴一中轴，即指输入轴、输出轴和中间轴，它们构成了变速器主体，固然尚有一根倒档轴。手动变速器又称为手动齿轮变速器，具有可以在轴向滑动齿轮，通过不同齿轮啮合达到变速变矩目。手动变速器换挡操作可以完全遵从驾驶者意志，且构造简朴、故障相对较低、物美价廉。
手动变速器也有自身缺陷：在当今大都市中，“堵车”现象愈演愈烈，驾驶员需要频繁地踩离合器换挡，体力消耗大，发动机很难工作在最佳状态，动力性没有完全发挥，经济性差，排气中有害物质含量高，污染严重。
2)自动变速器
自动变速器（AT:Automatic Transmission）是依照车速和负荷来进行双参数控制，档位依照上面两个参数来自动升降。AT与MT共同点，就是两者都是有级式变速器，只但是AT能依照车速快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”换挡感觉。AT构造与手动变速器相比，液力自动变速器在构造和使用上有很大不同。手动变速器重要由齿轮和轴构成，通过不同齿轮组合产生变速变矩；而自动变速器是液力变矩器、行星齿轮和液压操纵系统构成，通过液力传递和齿轮组合方式来达到变速变矩。自动变速器采用液力便举起来代替离合器，因而减少了离合器换挡带来冲击，档位少变化大，连接平稳，因而容易操作，提高驾驶以便性，减少驾驶员劳动强度，也提高了驾驶员舒服性。
自动变速器也存在局限性之处：一是对速度变化反映慢，没有手动离合器敏捷，因而许多驾驶员选用手动变速器车；二是费油不经济，液力变矩器传动效率不高，变矩范畴有限，近几年引入电子控制技术对此做了改进；三是机构复杂，维修困难。在液力变矩器内告诉循环流动液压油会产生高温因此要用指定耐高温液压油。
机械式自动变速器是在老式干式离合器和手动齿轮变速器基本上改造而成重要变化了手动换挡操纵某些。即在手动变速器构造不变状况下改用电子控制来实现自动换挡。机械式自动变速器控制单元（简称ECU）输入信号有驾驶员意图（加速踏板位置和党委选取）和汽车工作状态（涉及发动机转速、节气门开度、车速等）
3)无级变速器
无级变速器（CVT：Continuously Variable Transmission），又称为持续变速式无级变速器。这种变速器与普通齿轮式自动变速器最大区别是它省去了复杂而笨重齿轮组合变速传动。金属带式无级变速器重要涉及积极轮组、从动轮组、金属带和液压泵等基本部件积极和被动工作轮由固定和可动两某些构成，形成V型槽，与金属片构成金属带啮合。当积极轮和被动轮和被动轮可动某些作轴向移动时，相应变化积极轮与从动轮上传动带接触半径，从而变化传动比。可动轮轴向移动通过液压控制系统进行持续调节可实现无级变速。
4)无限变速式机械无级变速器
无限变速式机械无级变速器（IVT:Infinitely Variable Transmission）由英国Torotrak公司研发出来，只是业界始终将她视为CVT，直至3月在美国底特律举办SAE（美国汽车工程师学会）年会上才将她单独分类。IVT采用是一种摩擦板式变速原理。早在19就浮现过这种无级变速器，它由圆盘和滚轮构成，构造简朴，但由于摩擦自身带来能量损耗大，发热量高，传递转矩小和材料不耐用等缺陷，没有进行批量生产。这种变速器原理便是今天IVT基本。
IVT与其他自动变速器之一是不使用变矩器，Torotrak 公司开发IVT使用了2套离合器，驱动力由一套称为Variato装置传递，通过锁止离合器和行星齿轮机构将动力传递至传动轴。IVT核心某些由输入传动盘、输出传动盘分别位于两端，输出传动盘只有1个位于中间位置，Variato传动盘则夹于输入传动盘和输出传动盘中间，她们之间接触点以润滑油作介质，金金属间不接触，通过变化Variato装置角度变化而实现传动比持续而无限变化。
回顾变速器技术发展可以清晰懂得，变速器作为汽车传动系统重要构成某些，其技术发展是衡量汽车技术水平一项重要根据。21世纪能源与环境、先进制造技术、新型材料技术、信息与控制技术发展重要领域，这些领域科技进步推动了变速器发展。并且向着节能与环保；应用新型材料；高性能、成本低、微型化；智能化、集成化发展。
1.3 变速器设计面临重要问题
在汽车工业高速发展今天，随着世界燃油价格日益上涨和运用在汽车各种配件上技术日趋成熟，变速器发展面临重要问题如下：
1. 如何设计出节能环保、经济型变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临一种巨大问题。
2. 自动变速器之因此发展如此迅速是由于它操纵起来简朴以便，但同步也减少了驾车乐趣。因而，在不减少驾车娱乐性同步，又能使操纵更加以便快捷，也是变速器设计时要考虑一种重要问题。
3. 如何设计出构造简朴、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒服性更高变速器，则始终都是变速器设计所要攻克技术难关。
第2章 变速器总体方案设计
2.1 变速器功用及设计规定
变速器是能固定或分档变化输出轴和输入轴传动比齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要构成某些，重要用于转变从发动机曲轴传出转矩和转速，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轮牵引力以及车速不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在启动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能。
为保证变速器具备良好工作性能，对变速器应提出如下设计规定：
1. 保证汽车有必要动力性和经济型。
2. 设立空挡。用来切断发动机动力向驱动轮传播。
3. 设立倒档，使汽车能倒退行驶。
4. 设立动力传播装置，需要时进行功率输出。
5. 换挡迅速、省力、以便。
6. 工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。
7. 变速器应有高工作效率。
8. 变速器工作噪声低。
除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制导致本低、拆装容易、维修以便等规定。
满足汽车必要动力性和经济性指标，这与变速器挡数、传动比范畴和各挡传动比关于。汽车工作道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范畴越大。
2.2变速器传动机构形式选取与构造分析
变速器种类诸多，按其传动比变化方式可以分为有级、无级和综合式。有级变速器依照迈进挡不同可以分为三、四、五档和多档变速器；按其轴中心线位置又分为固定轴线式、螺旋轴线和综合式。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汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动汽车上。
2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器
当代汽车大多采用三轴式变速器。如下是三轴式和两轴式变速器传动方案。
三轴式变速器如图2.1所示，其第一周常啮合齿轮与第二轴各档齿轮分别与中间轴相应齿轮啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因而，直接档传递效率高，磨损及噪声也小，这是三轴式变速器重要长处。其他迈进档需依次通过两对齿轮传递转矩。因而在齿轮中心距较小状况下依然可以获得大一档传动比，这是三轴式变速器另一长处。其缺陷是：除直接档外其她各档传动效率有所下降。
1. 第一轴；2.第二轴；3.中间轴
图2.1轿车三轴式四档变速器
1.第一轴；2.第二轴；3.同步器
图2.2轿车两轴式变速器
两轴式变速器如图2.2所示。与三轴式变速器相比，其构造简朴、紧凑、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动布置，由于这种布置使汽车动力传动系统紧凑、操纵性良好且可使汽车质量减少6%-10%。两轴式变速器则以便于这种布置且传东西构造简朴。如图所示两轴式变速器输出轴与主减速器积极齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可使用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，减少了成本。除倒档惯用滑动齿轮外，其她档均采用常啮合齿轮传动；个档同步器多装在输出轴上，这是由于一档积极齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档同步器也可装在输入轴后端如图所示。
两轴式变速器没有直接档因而在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增长了磨损，这是她缺陷。此外低档传动比上限也受到较大限制，但这一缺陷可通过减小各档传动比同步增大主减速比来取消。
本设计变速器采用两轴式变速器。
2.2.2倒档布置方案
常用倒档构造方案有如下几种：
图2.3倒档布置方案
图2.1a为常用倒档布置方案。
在迈进挡传动路线中加入一种传动，使构造简朴，但齿轮处在正负交替对称变化弯曲应力状态下工作。此方案广泛应用于轿车和轻型货车四档全同步器式变速器中。
图2.1b所示方案长处是换倒档时运用了中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴长度。但换挡时有两对齿轮同步进入啮合使换挡困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。
图2.1c所示方案能获得较大倒档传动比，缺陷是换挡程序不合理。
图2.1d所示方案针对前者缺陷作了修改，因而经常载货车变速器中使用。
图2.1e所示方案将中间轴上一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。
图2.1f所示方案合用于所有齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。
为了充分运用空间，缩短变速器轴向长度，有货车倒挡传动采用图2-61所示方案。其缺陷是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中操纵机构复杂某些
本设计采用图2f所示传动方案。
2.3 变速器重要零件构造方案分析
变速器设计方案必须满足使用性能、制造条件、维护以便及三化规定。在拟定变速器构造方案时，也要考虑齿轮型式、换挡构造形式、轴承型式等因素。
2.3.1齿轮型式
齿轮型式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。
有级变速器构造发展趋势是增多常啮合齿轮副数目，从而可采用斜齿轮。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮使用寿命长，工作时噪声低；缺陷是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中常啮合齿轮采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使斜齿圆柱齿轮数增长，导致变速器转动惯量增大。
直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。
2.3.2 换挡构造形式
当前大多数汽车变速器都采用同步器换挡。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同步操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种形式尚有助于实现操纵自动化。其缺陷是构造复杂，制造精度规定高，轴向尺寸有所增长，铜质同步环使用寿命较短。当前，同步器广泛用于各式变速器中。
在本设计中所采用是锁环式同步器，该同步器是依托摩擦作用实现同步。但它可以从构造上保证结合与待啮合花键齿圈在达到同步之前不也许接触，以免齿间冲击和发生噪声。
2.3.3 轴承型式
变速器轴承采用圆锥滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆柱滚子轴承、滑动轴套等。
在本设计中采用圆锥滚子轴承和滚针轴承。
2.4传动方案最后拟定
通过对变速器型式、传动方案及重要零件构造方案分析与选取，并依照设计任务与规定，最后拟定传动方案如图2.4
图2.4变速器传动简图
2.5本章小结
本章重要对变速器功用进行了简介，对变速器传动机构型式与构造进行了分析对两轴式、三轴式变速器进行了简介并结合已有变速器传动方案在本次设计基本上对变速器传动方案进行最后拟定，并对变速器上重要零件构造方案进行了分析与简介。
第3章 变速器重要参数选取与计算
3.1设计初始数据
最高车速： =185Km/h
发动机功率：=74KW
转矩： =145
总质量： =1353Kg
车轮： 205/55R16 r=315.95
3.2变速器各挡传动比拟定
初选传动比：
= (3.1)
式中： —最高车速
—发动机最大功率转速
—车轮半径
—变速器最小传动比 乘用车取0.85
—主减速器传动比
=9550× (3.2)
因此，=9550×=4874r/min
=0.377×=0.377×=3.9 (3.3)
最大传动比选取：
①满足最大爬坡度。
（3.4）
式中：G—作用在汽车上重力，，—汽车质量，—重力加速度，=13530N；
—发动机最大转矩，=145N.m；
—主减速器传动比，=3.9
—传动系效率，=90%；
—车轮半径，=0.316m；
—滚动阻力系数；
—爬坡度，取=16.7°
带入数值计算得 ①
②满足附着条件：
·φ （3.5）
Φ为附着系数，取值范畴为0.5-0.6，取为0.6
为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面载荷，这里取70%mg ；
计算得≤5.418 ； ②
由①②得2.52≤≤5.418 ； 取=3.4 ；
校核最大传动比 ；
在3.0~4.5范畴内，故符合。
其她各挡传动比拟定：
按等比级数原则，普通汽车各挡传动比大体符合如下关系：
（3.6）
式中：—常数，也就是各挡之间公比；因而，各挡传动比为：
，，，
==1.44
因此其她各挡传动比为：
=3.45， ==2.36，==1.64，==1.14 ，=0.8
3.3中心距A拟定
初选中心距：发动机前置前驱乘用车变速器中心距A，可依照发动机排量与变速器中心距A记录数据初选。
A=K
——中心距系数；=8.9~9.3.， ——变速器传动比 ，——变速器传动效率 取=96%，——发动机最大输出转矩，单位为（Nm）；
—72.83 因此A初选： 72mm
3.4齿轮参数
3.4.1 模数
对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应当选用大些模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应当选用一种模数。
啮合套和同步器接合齿多数采用渐开线。由于工艺上因素，同一变速器中接合齿模数相似。其取值范畴是：乘用车和总质量在1.8～14.0t货车为2.0～3.5mm；总质量不不大于14.0t货车为3.5～5.0mm。选用较小模数值可使齿数增多，有助于换挡如图表3.1与表3.2。
表3.1 汽车变速器齿轮法向模数
车型
乘用车发动机排量V/L
货车最大总质量/t
1.0≤V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14
＞14.0
模数/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50~6.00
表3.2 汽车变速器惯用齿轮模数
一系列
1.00
1.25
1.50
2.00
2.50
3.00
4.00
5.00
6.00
二系列
1.75
2.25
2.75
3.25
3.50
3.75
4.50
5.50
——
发动机排量为1.6L，依照表2.2.1及2.2.2，齿轮模数定为2.25-2.75mm。
3.4.2 压力角
理论上对于乘用车，为加大重叠度减少噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些压力角。
国家规定原则压力角为20°，因此变速器齿轮普遍采用压力角为20°。
3.4.3 螺旋角
实验证明：随着螺旋角增大，齿强度也相应提高。在齿轮选用大些螺旋角时，使齿轮啮合重叠度增长，因而工作平稳、噪声减少。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。
乘用车两轴式变速器螺旋角：20°～25°
3.4.4 齿宽
直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；
斜齿，取为6.0～8.5。
3.4.5 齿顶高系数
在齿轮加工精度提高后来，涉及国内在内，规定齿顶高系数取为1.00.
3.5本章小结
本章通过对初始数据计算拟定变速器最大传动比，然后依照最大传动比，拟定挡数及各挡传动比大小，初选变速器中心距。然后拟定齿轮模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数计算做准备。
第4章 齿轮设计计算与校核
4.1齿轮设计与计算
4.1.1 一挡齿轮齿数分派
一挡齿轮为斜齿轮，模数为2.75，初选=23°
一挡传动比为 （4.1）
为了求，齿数，先求其齿数和，
斜齿 （4.2）
==48.2取整为48
即=11 =37
对中心距进行修正
由于计算齿数和后，通过取整数使中心距有了变化，因此应依照取定和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后中心距作为各挡齿轮齿数分派根据。
==71.7mm （4.3）
对一挡齿轮进行角度变位：
端面啮合角 ： tan=tan/cos （4.4）
=21.43°
啮合角 ： cos= (4.5)
=22.03°
变位系数之和 （4.6）
查变位系数线图得：
对修正
（4.7）
计算一挡齿轮1、2参数：
分度圆直径 =2.75×11/cos23°=33mm
=2.75×37/23°=111mm
齿顶高 =3019mm
=1.76mm
式中： =0.11
= 0.42-0.11 = 0.31
齿根高 =2.145mm
=3.575mm
齿顶圆直径 =36.38mm
=114.52mm
齿根圆直径 =28.71mm
=103.85mm
当量齿数 =14.28
=48.04
4.1.2 二挡齿轮齿数分派
二挡齿轮为斜齿轮，模数为2.75，初选=25°
==48.2取整为48
=14 =34
对二挡齿轮进行角度变位：
理论中心距 =71.7mm
端面压力角 tan=tan/cos
=21.43°
端面啮合角
变位系数之和 0.3
查变位系数线图得： 0.3 =0.41
=
对修正
二挡齿轮参数：
分度圆直径 =42mm
=102mm
齿顶高 =3.355mm
=1.925mm
式中： = 0.11
=0.19
齿根高 =2.31mm
=3.74mm
齿顶圆直径 =48.71mm
=105.85mm
齿根圆直径 =37.38mm
=94.52mm
当量齿数 =18.18
=44.14
4.1.3 三挡齿轮齿数分派
三挡齿轮为斜齿轮，初选=22°模数为2.75
=1.66
=48
得=18，=30
对三挡齿轮进行角度变为：
理论中心距 =71.18mm
端面压力角 tan=tan/cos
=21.43°
端面啮合角 =
变位系数之和 0.62
查变位系数线图得： =0.42 = 0.2
对修正
三挡齿轮5、6参数：
分度圆直径 =54mm
=90mm
齿顶高 =2.283mm
=2.288mm
式中： = 0.3
=0.32
齿根高 =2.283mm
=3.938mm
齿顶圆直径 =56.245mm
=84.686mm
齿根圆直径 =46.191mm
=74.633mm
当量齿数 =26.389
=42.660
4.1.4 四挡齿轮齿数分派
四挡齿轮为斜齿轮，初选=22°模数=2.75
=
=22.47，取整为22=26
对四挡齿轮进行角度变位：
理论中心距 =71.18mm
端面压力角 tan=tan/cos
=21.43°
端面啮合角
变位系数之和 0.58
查变位系数线图得： =0.48 = 0.1
对修正
四挡齿轮7、8参数：
分度圆直径 =65.99mm
=77.99mm
齿顶高 =3.3mm
=2.26mm
式中： =0.3
=0.28
齿根高 =2.12mm
=3.16mm
齿顶圆直径 =72.6mm
=80.51mm
齿根圆直径 =61.76mm
=70.8mm
当量齿数 =28.56
=33.75
4.1.5 五挡齿轮齿数分派
五挡齿轮为斜齿轮，初选=25°模数=2.75
=
取整为47
=26 =21
对五挡齿轮进行角度变位：
理论中心距 =71.3mm
端面压力角 tan=tan/cos
=21.88°
端面啮合角
变位系数之和 0.58
查变位系数线图得： = 0.25 = 0.33
对修正
五挡齿轮9、10参数：
分度圆直径 =79.69mm
=54.34mm
齿顶高 =1.98mm
=2.2mm
式中： =-0.25
=0.53
齿根高 =2.75mm
=2.53mm
齿顶圆直径 =83.65mm
=68.74mm
齿根圆直径 =74.19mm
=58.28mm
当量齿数 =35.96
=29.04
4.1.6 倒挡齿轮齿数分派
倒挡齿轮选用模数与一挡相似，倒挡齿轮齿数普通在21～23之间，初选后，可计算出输入轴与倒挡轴中心距。初选=13，=23，则：
=
=49.5mm
为保证倒挡齿轮啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11齿顶圆之间应保持有0.5mm以上间隙，则齿轮11齿顶圆直径应为
=2×72－2.75×(13+2)－1
=101.75mm
=－2
=35
第5章 轴设计与计算及轴承选取与校核
5.1轴设计计算
5.1.1 轴工艺规定
倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动光轴。变速器第二轴视构造不同，可采用渗碳、高频、氰化等热解决办法。对于只有滑动齿轮工作第二轴可以采用氰化解决，但对于有常啮合齿轮工作第二轴应采用渗碳或高频解决。第二轴上轴颈惯用做滚针滚道，规定有相称高硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58～63，表面光洁度不低于▽8。
对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面轴端面，光洁度不应低于▽7，并规定其端面摆差。一根轴上同心直径应可控制其不同心度。
对于采用高频或渗碳钢轴，螺纹某些不应淬硬，以免产生裂纹。
对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简朴，阶梯应尽量少。
5.1.2 初选轴直径
传动轴强度设计只需按照扭转强度进行计算，输入轴轴颈
=103×取整后d=25mm （5.1）
图5.1 轴示意图
5.1.3 轴刚度计算
若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式计算
（5.2）
（5.3）
（5.4）
式中：—齿轮齿宽中间平面上径向力（N）；
—齿轮齿宽中间平面上圆周力（N）；
—弹性模量（MPa），=2.1×105MPa；
—惯性矩（mm4），对于实心轴，；—轴直径（mm），花键处按平均直径计算；
、—齿轮上作用力距支座、距离（mm）；
—支座间距离（mm）。
轴全挠度为mm。 （5.5）
轴在垂直面和水平面内挠度容许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面转角不应超过0.002rad。
变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴刚度与强度
轴刚度
图5.2 输入轴受力分析图
一挡齿轮所受力
N
N
N
mm，，mm mm
输入轴 （5.6）
=0.089mm
（5.7）
=0.114
=0.0008rad0.002rad （5.8）
输出轴
=0.008
=0.02
=0.0006 rad0.002rad
5.1.4 轴强度计算
一挡时挠度最大，最危险，因而校核。
输入轴强度校核
图5.3 输入轴强度分析图
1)竖直平面面上
得 =2384.09N
竖直力矩=156157.6N.mm
2)水平面内上
=2134.4
由以上式可得=139803.185N.mm
按第三强度理论得：
N.mm
输出轴强度校核
8152.43
3237.08 3554.93
1)竖直平面面上
得 =2327.09N
竖直力矩=152424.1N.mm
2)水平面内上弯矩
由上式可得=256678.78N.mm
按第三强度理论得：
N.mm
因而该轴符合强度规定
5.2轴承选取及校核
5.2.1输入轴轴承选取与校核
由工作条件和轴颈直径初选输入轴轴承型号，30205（左右），由《机械设计手册》查得代号为30205圆锥滚子轴承 ， ，e=0.37,Y=1.6;轴承预期寿命：=10×300×8=24000h
校核轴承寿命
Ⅰ）、求水平面内支反力、
+=
由以上两式可
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