捷达两轴手动变速器毕业设计.pdf

摘要本设计的任务是设计一台10款捷达两轴手动变速器。与中间轴式变速器比 较，两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间档位传动效率高 和噪声低等优点。根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以 得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基 本参数，选择适当的主减速比。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。它功用是：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。这台变 速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器 来实现换档。关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮ABSTRACTThe duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon,It s the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has two prominent merits:Firstly,the transmission efficiency of the direct drive keeps off high,the attrition and the noise are also slightest;Secondly，:Lt s allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller.According to the contour,track,wheel base,the smallest ground clearance,the smallest turning radium,the vehicles weight,the all-up weight as well as the highest speed and so on,union the choosing 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.Its function is:Changing gear ratio,expanding the torque of the driving wheel and the range of the rotational speed,to adapt the travel condition which frequently changes,like start,acceleration,climbing and so on,simultaneously causes the engine to work under the advantageous operating mode;Under the premise of the invariable rotation,enables the automobile to travel back;()Using neutral,severances the power transmission,to make the engine start,idle,and is advantageous for the engine to shift gears or to carry on the dynamic output.This gearbox has five(including over drive一fifth gear)and a reverse gear,and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears.KEY WORDS：transmission,inertial type of synchronizer,gear ratio,countershaft,second axis,gear毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教 师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加 以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研 究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作者签名：日 期：指导教师签名：日 期：使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电 子版本；学校有权保存毕业设计（论文）的印刷本和电子版，并提供 目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制 手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分 或全部内容。作者签名：日 期：学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研 究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文 不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研 究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完 全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名：日期：年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩 印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期：年 月 日导师签名:日期：年 月0指导教师评阅书指导教师评价：一、撰写（设计）过程1、学生在论文（设计）过程中的治学态度、工作精神 优 口良 中 口及格 口不及格2、学生掌握专业知识、技能的扎实程度 优 口良 中 口及格 口不及格3、学生综合运用所学知识和专业技能分析和解决问题的能力 优 口良 中 口及格 口不及格4、研究方法的科学性；技术线路的可行性；设计方案的合理性 优 口良 中 口及格 口不及格5、完成毕业论文（设计）期间的出勤情况 优 口良 中 口及格 口不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？优 口良 中 口及格 口不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？优 口良 中 口及格 口不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 口良 中 口及格 口不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？优 口良 中 口及格 口不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 口良 中 口及格 口不及格建议成绩：口优 口良 中 及格 口不及格（在所选等级前的口内画“）指导教师：（签名）单位：（盖章）年 月 日评阅教师评阅书评阅教师评价：一、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？口优 口良 口中 口及格 口不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？口优 口良 口中 口及格 口不及格 二、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义口优 口良 口中 口及格 口不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？口优 口良 口中 口及格 口不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平口优 口良 口中 口及格 口不及格建议成绩：口优 口良 口中 口及格 口不及格（在所选等级前的口内画“，）（签名）单位：（盖章）年 月 日评阅教师:教研室（或答辩小组）及教学系意见教研室（或答辩小组）评价：一、答辩过程1、毕业论文（设计）的基本要点和见解的叙述情况优 口良 中及格不及格2、对答辩问题的反应、理解、表达情况优 口良 中及格不及格3、学生答辩过程中的精神状态优 口良 中及格不及格二、论文（设计）质量1、论文（设计）的整体结构是否符合撰写规范？优 口良 中 口及格 口不及格2、是否完成指定的论文（设计）任务（包括装订及附件）？优 口良 中 口及格 口不及格三、论文（设计）水平1、论文（设计）的理论意义或对解决实际问题的指导意义 优 口良 中 口及格 口不及格2、论文的观念是否有新意？设计是否有创意？优 口良 中 口及格 口不及格3、论文（设计说明书）所体现的整体水平 优 良 中 及格 口不及格评定成绩：口优 口良 中 口及格 口不及格（在所选等级前的口内画“）教研室主任（或答辩小组组长）：（签名）年 月 日教学系意见：系主任：（签名）年月日目录1摘要ABSTRACT.1第一章绪论.11.1课题的目的和意义.11.2研究现状.11.3变速器的设计思想.21.4研究的主要工作内容.2第二章 变速器主要参数的选择和主要零件的设计.32.1变速器主要参数的选择.32.2各档传动比及其齿轮齿数的确定.42.2.1档数和传动比确定.42.2.2 变速器中心距的确定.52.2.3变速器轴尺寸的确定.62.3本章小结.6第三章变速器主要部件计算与材料的选择.63.1 齿轮的设计及校核.63.1.1齿轮参数确定及各档齿轮齿数分配.63.1.2轮齿强度的计算.143.1.3变速器齿轮的材料及热处理.173.2轴的设计及校核.173.2.1初选轴的直径.173.2.2轴的设计.183.2.3轴的校核.223.3轴承的选用及校核.283.3.1变速器轴承型式的选择.283.3.2轴承的校核.293.3.3轴承的润滑和密封.313.4本章小结.31第四章变速器同步器的设计.324.1同步器的结构.324.2同步环主要参数的确定.334.3本章小结.35第5章 主减速器和差速器设计.365.1主减速齿轮计算载荷的确定.365.2主减速器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算与强度计算.385.3主减速器齿轮的材料及热处理.425.4主减速器轴承的计算及润滑.435.5差速器齿轮的几何尺寸计算与强度计算.465.6本章小结.50结论.51参考文献.51致 谢.52附录1.54附录2.55第一章绪论1.1 课题的目的和意义变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性 和燃油经济性，是汽车的重要组件之一。汽车在使用过程中需要获得不同 的牵引力和速度，同时为了使发动机在最有利的工况范围内工作，汽车上 应搭载合适的变速器。而且变速器应在较大范围内改变汽车行驶速度的大 小和汽车驱动轮上扭矩的大小。因此为了满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求，设计一种适合我国国情的轿车的变速器具有十分重 要的意义。本次毕业设计以10款捷达车为参考车型，设计两轴式变速器。实现手 动五档、横向布置，可较宽范围内实现变速，满足不同工况下的使用，同 时设计合理的操纵装置。通过在对汽车变速器的学习和设计实践过程中，更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识，强化我们的开发 和设计能力，锻炼自己利用所学知识分析问题和解决问题的能力，树立严 谨的科学态度和工作作风，培养不断思考和学习的能力。1.2 研究现状众所周知，中国国内市场的微型系列车型，90%都来自日本技术，更 确切地说，是来自于日本铃木技术。国内的许多微型车厂在研发、生产方 式上，或是购买日本技术，或是与日方联合经营，自主独立开发的能力相 对欠缺。因此，在微型车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后，进而造成国内的许多老型产品一干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局 面。同时，由于国际市场的导向，微型车的根据地日本在此方面的投入也 没有更大、更新的研究与发展。所以从微型汽车后驱动变速器的发展来看，并没有特别新的技术在产品中应用。但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对微型车的需求，在短 时间内，甚至相当长的一段时间内微型车仍然具有一定的发展的空间。国 内的中、小城市，及山区，从居民的购买能力及所需看，微型车由于其价 格低、经济适用，仍然具有广阔的市场份额。近几年来，微型车的销售占 中国汽车总销售量约25%。尤其以生产微型车为主的长安集团在内，2005 年内的整车销售排在全国第三位的良好势头。据了解国内生产微型汽车如 长安、柳洲五菱等车厂，后驱动发动机所配的变速器结构先进、合理，在 满足同等排量发动机匹配所需的同时，市场反映效果也较好。汽车变速器发展经历了 100多年，从最初采用侧链传动到手动变速 器，到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变 速器方向发展。变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着 汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。手动变速器(MT)主要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮 副，汽车行驶时的换档就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作o我国汽车工业采用CAD技术，从无到有，至今已有十多年的历史。与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。各汽车厂纷 纷引进软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。Aut o CAD在用户的心目中 也变成了二维设计软件的缩影。1.3 变速器的设计思想根据发动机匹配的微型车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能 够匹配各项横置前驱的变速器。横置前驱变速器应满足：(1)发动机排量1.6升；(2)五个前进档，一个倒档；(3)输入、输出轴保证两点支承；(4)采用同步器，保证可靠平稳换档；(5)齿轮、轴及轴承满足使用要求。1.4 研究的主要工作内容1.确定合适的布置结构变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各档的换档方 式；齿轮与轴的配套方案；轴承支承位置等结构。2.进行主要参数的选择确定变速器的档位数；各档传动比；中心距；轴向长度等。3.进行主要零部件及其他结构的设计齿轮参数；各档齿轮齿数分配；轮齿强度计算；轴的设计及校核;轴承的设计及校核；同步器主要参数的选取。4.绘制图纸根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。第二章变速器主要参数的选择和零件的设计2.1变速器主要参数的选择表2,基本性能参数名称数 据总质量mM=2 000k g最大道路阻力系数.最大扭矩。1mX/nT9皿=140/3500卬01最大功率P/nP=70k w/5600rpm传动系机械效率0.93最大爬坡度最高车速“ma x IQ 5kmi h前、后轮胎规格185/60 R16确定主减速器传动比根据Uq ma x=0.377 二(2-1)1510式中：Uama x-最高车速，175km4i；nP-发动机最大功率下的转速，5600r/min；r车轮半径，0.288m；/5变速器最高档传动比，0.89；10变速器主减速比。由公式(2-1)得：0=丝22=3.811。Ua ma x 152.2各档传动比及其齿轮齿数的确定2.2.1 档数和传动比确定近年来，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45个档位的变速器。本设计也采用5个档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着 力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考 虑、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L mg(f COS+Sin ma x)=雄ma x则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为.mgWmaxG(2-2)L 4ma x M式中m-汽车总质量；g 重力加速度；y/max 道路最大阻力系数；rr驱动轮的滚动半径；Temax-发动机最大转矩；io-主减速比；7-汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件VG2 0 q求得的变速器I档传动比为：.A；2 c o s 用斜齿端面模数mt=一=2.63mm；c o s啮合角 c o s。=r(Zs+Z4)c o s a=0.94,故 q=2 0。2 A查得 双=0.97,%4=0.56,柢 3=0.41 o四档齿轮参数如表3-4。表34四档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角t a n 4=码&=0.312%=2 1.17COS B2分度圆直径d=17nlt=58.52d=z8mr=90.653齿顶高儿=（/o+4）机/=2.7儿=(/o+3)机才=2.34齿根高hf=（%+c-4）乙=3.86hf=（/o+c-昆）=4.2 65齿顶圆直径da=d+2ha=63.92da=d+2ha=84.46齿根圆直径d f=d 2%=50df=d-2hf=71.2 47当量齿数=2 6.54 n c o s3B3=36.188 n c o s 08齿宽b=kcm=lr7.5b=kcm=lr7.5同理：五档齿轮，Q=26曷0=23用=28.72。近似满足轴向力平衡关系。凑酉己中心距 4=(Z3+ZM=90.79mm A；2 c o s 用斜齿端面模数加一=2.63mm；c o s啮合角 c o s a=*?(Z3+Z4)c o s a-0.94,故0=2 0五档齿轮参数如表3-5表35五档齿轮基本参数序号计算项目计算公式1端面压力角t a n%=0.356%=2 2.54COS P2分度圆直径d=z9mt=74.1d=z10mt=65.553齿顶高ha=（/o+l）mr=2-54=(%+蜃)？=2.454齿根高hf=（/o+c Ji）s=4.01hf=（/o+c-多）/=4.115齿顶圆直径da=d+2ha=79.2da=d+2ha=70.456齿根圆直径df=d-2hf=66.08d 于=d 2hf=57.337当量齿数%3=38c o s p%=34.11 c o s p8齿宽b=kcm=lr7.5b=kcm=lr7.5(5)确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近。倒档齿轮Z13的齿数，一般在 2123之间，初选Zi3=2 3,计算出输入轴与倒档轴的中心距4。设Zi2=2 1,贝=-m(Zi2+Zi3)=55mm o为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之 间应保持有0.5mm以上的间隙，故取Zn=34,满足输入轴与中间轴的距 离。假设当齿轮H和12啮合时，中心距4=工机(Zn+Zi2)=68.75 0.5mm。故倒档轴与中间轴的中心距A总=+Zi3)=71.25相机,圆整后得 A总、=70zn zn。2根据中心距A,求啮合角0：c o s a=r(Z12+Zi3)c o s a=0.9397,故。=夕=20,高度变位。71a卞艮据齿数比 u=1.10,查得 =0,x12=0.05,ifc v13=0.05 o Z12为2=2.73 o倒档齿轮参数如表3.6o Z12 Z1表36倒档齿轮基本参数序 号计算项 目计算公式1分度圆 直径d=Znm=52.5mmd=Zn m=57.5mm2齿顶高瓦=(/o+-2.625mmha=(/o+2)m-2.375mm3齿根高hf=If。+c-m=3.9375mmhf=(fo+c-2)m=4.1875mm4齿顶圆 直径da=d+2ha=57.75mmda=d+2ha=62.25mm5齿根圆 直径d f=d-2hf=44.62 5mmd f=d-2hf=49.12 5mm6基圆直 径db=d c o s a=49.33 mmdb=d c o s a 54.03mm7齿宽b=Kc m=6x2.5=15mmb=Kc m=6x2.5=15mm序 号计算项 目计算公式1分度圆 直径d=Znm=85mm2齿顶高ha=fQm=2.5mm3齿根高hf=c)m=4.062 5mm4齿顶圆 直径da=d+2ha=90mm3.1.2轮齿强度的计算5齿根圆 直径d f=d-2hf=76.875mm6基圆直 径db=d c o s a=79.87mm7齿宽b=Kcm=6x2.5=15mm变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩 展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后 者出现的多些。变速器抵档小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其 主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误 差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面 点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。1.轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力4式中：Tg-计算载荷（N.mm）；Ka应力集中系数，可近似取=1.65；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K,=1.1,从动齿轮K,=0.9；Kc齿宽系数；y一齿形系数。倒档主动轮12,查手册得y=0.133,代入（3-1）得 5=4 5 0 胁/掇 8M；倒档传动齿轮13,查手册得y=0.12 8，代入（3-1）得cr=349.56Mpa 400Mpa；倒档从动轮11,查手册得y=0.144，代入（3-1）得 5=2 1 0 M/康 8M；当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩跳ma x时，倒档直齿 轮许用弯曲应力在400800Mpa,承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许 用应力应取下限。故4，弯曲强度足够。（2）斜齿轮弯曲应力二巴c o6一,一兀 Zm/yKc K2式中：Tg-计算载荷（Nmm）；（3-2）。斜齿轮螺旋角（）；K。应力集中系数，可近似取K。=1.50；Z齿数；mn-法向模数（mm）；y齿形系数，可按当量齿数在图中查得;Kr齿宽系数；K重合度影响系数，储=2.0。一档齿轮 10,查图得 y=0.152,代入（3-2）得=153.93Mpa；一档齿轮9查图得y=9139,二档齿轮8,查图得y=0.145,二档齿轮7,查图得y=0.141,三档齿轮6,查图得y=0.146,三档齿轮5,查图得y=0.141,四档齿轮4,查图得y=0.155,四档齿轮3,查图得y=0.131,代入（3-2）得=86.71Mpa；代入（3-2）得=158.2 6Mpa 代入（3-2）得=n O.2 5Mpa：代入（3-2）得=132.03Mpa 代入（3-2）得=12 6.58Mpa 代入（3-2）得=107.82 Mpa 代入（3-2）得=162.37Mpa常啮合齿轮1,查图得y=0.151,代入（3-2）得=141.41Mpa；常啮合齿轮2,查图得y=0.137,代入（3-2）得,=92.54Mpa；当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩2时，对乘用 车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350Mpa范围，所有斜齿轮满 足44,故弯曲强度 足够。2.轮齿接触应力计算pE1 1-c-=0.418/-(-1-)(3-3)式中：叫轮齿的接触应力(Mpa)；F齿面上的法向力(N),F=；c o s a c o spFi圆周力（N）,FiTg-计算载荷（N-mm）；d-节圆直径（mm）；a节点处压力角（）；B齿轮螺旋角（）;E齿轮材料的弹性模量，合金钢取E=2.06x l 05MpQ；b齿轮接触的实际宽度（mm）；2、Pb主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）,直齿轮r sin a rb sin a 4 十pz=rzsma,pb=rbsma,斜内轮24=2 ；、rb 为王、c o s p c o s p从动齿轮的节圆半径（mm）。将上述有关参数代入式（3.8）,并将作用在变速器第一轴上的载荷TG ma x/2作为计算载荷时，得出：一档接触应力%=808.99吸 1900吸；二档接触应力%=S01.21Mpa 1300Mpa；三档接触应力%=721.15吸1300吸；四档接触应力%=744.21Mpa 1300吸；常啮合接触应力%=770J3Mpa 1300Mpa；倒档接触应力%=996.68Mpl 1900吸（齿轮12主动，13从动）;%=8 5 1.好农 192 0rq（齿轮13主动，n从动）;对于渗碳齿轮变速器齿轮的许用接触应力%,一档和倒档 c r.=1900-2 000Mpa,常啮合齿轮和高档2=13001400Mpa。故所有齿 轮满足630 x 34 x,贝l j取3 二 30n w t,/3=26加灯。第四段：齿轮段，通过滚针轴承接二档从动轮。根据第二段轴的结构 选用向心滚针和保持架组件K35x 40 x 2 0,取乙=35m加，L=23mmo第五段：过渡轴段，Ld s=42 mm,Is=2.5mm o第六段：齿轮段，三档从动轮和四档从动轮与轴铸成一体。d 6=d 5-2h=30.1mm,Ld e=30mm,根据输入轴取 4=79切勿。第七段：轴承段。根据轴承标准取办=25根根，查表选用圆锥滚子轴 承30205,d xDxTxB=25x52x16.25x15 o根据轴径，选用卡环对轴承 进行轴向固定。查手册选用档圈GB/T 893.1-1986 52,取/7=16相机。第八段：过度轴段。c h=c h 2h=21.5mm,Ld s=2 2 mm,h=43mm o第九段：齿轮段，常啮合主动轮通过花键与轴相连，选用矩形花键 Nxd xDx B=6x18x22x5,则取=18加m/9=。第十段：螺纹段，拧上螺母进行固定及轴向定位。根据标准选普通螺 纹M18-6g（公称直径18,螺距1.5的细牙右旋外螺纹，中径和大径的公 差带均为6g,中等旋合长度），MZJn=18mm,Zu=18mm o查表选用螺纹规格D=M18,性能等级为8级，不经表面处理，A级 的I型六角螺母，标记为螺母GB/T 6170 M18o3.2.3轴的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。为了 验证结构方案的合理性及变速器的可靠性需对轴进行校核。应当对每个档位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为档位不同不仅 齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将 轴看作是较接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机最大转矩Cma x。1.计算各档齿轮啮合的圆周力、径向力工及轴向力心2-，dF=2.2汽a n a d c o s BF=2-ma x汽a n.,a d式中：i一齿轮的传动比；d-齿轮的节圆直径，mm；戊节圆处压力角；0螺旋角；7；ma x发动机最大转矩。一档)=3.32,力。=47.6加加/=2 6.77 代入(3-6)式得:4=1.42 W&=5.8妁皿工i=7.IX皿二档，2=2.46/8=56.7机以，4=22 代入(3-6)式得：42=8.8分皿月 2=3.49工 2=3.5封 1?0三档，3=1.82,蜃=67.5加加/=22代入(3-6)式得：3=5.50 皿43=2.1S皿工3=2.2攵加四档，4=1.35,成=77.84N九#=2 5.8 代入(3-6)式得：44=3.5/皿44=19为iw工4=17乂加倒档Z倒=2.73,力2=52.5机机/=0代入(3-6)式得：4倒=1.0S耳倒=3.8S工倒=N五档 7=9.5 海(3-7)n式中：P输出轴功率，kw；n-输出轴转速，r/min；T输出轴转矩，N-mmo输出轴功率鸟=30.12 5=Fsd X141.62 5%=2 490.附 L垂直面 Fr=Fcr Fc f FCB=5 2 42.IS-Fcb x 30.12 5=Fcd X141.62 5+Fa%=5 5 7.4V7Ms=Fsb xBC=352.74 N-m；Mc=Fcbx B C4 5 7.(N-m；r=9.5S 评=9 N-m；nd=2 6mm,代入(3-7)(3-8)得:b=2 30.Ml P灰c r,故满足强度要求。T-1：.图3-3 一档受力图（2）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。若轴在垂直面内挠度为力，在水平面内挠度为 人 和转角为b,可以 分别用下式计算：c 3EILe F、ab(b-a)o 二-3EIL 式中：K齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；F2齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；E弹性模量（MPa）,=顶义加；I惯性矩（mmD,对于实心轴，/=；32d轴的直径（mm）,花键处按平均直径计算；a、b齿轮上的作用力距支座B、D的距离（mm）；L支座间的距离（mm）。计算得：一档齿轮 a=2 1.375mm,b=150.375mm；Fi=Fri=5.8xl O3N,F2=Ft l=1.42xl O4N；I=-=4.48x l 04mm4；32由公式（3-9）得：fc=0.012mm,=0.0 3iQ n,3=0.OOO&Qc,轴的全挠度为f=小于：+尸=0.032 mm 0.2mm。由于轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为0=0050.10mm,奉=0.100.15瓶机，齿轮所在平面的转角不应超过0.002 ra do满足 力，团，故满足刚度要求。同理计算出：二档斜齿轮轴应力b=2 44.32 MPa b,故强度足够。挠度 fc=0.037mm 力,fs=0.063mm ,转角S=0.00014n zdv体,故刚度足够。三档齿轮轴应力b=12 3.80MPb,故强度足够。挠度 fc=0.022mm 力,fs=0.057mm ,转角s=o.o o o n mdu,故刚度足够。四档齿轮轴应力b=63.19M&b,故强度足够。挠度力=00058机机0,=0.011相机,转角5=0.00018-以/3,故刚度足够。倒档齿轮轴应力b=247A2MPa，故强度足够。挠度力=0.02 7mmfc,fs=0.075mmfs,转角=0.00036ra rf a i，所以轴承1为压紧端:%=%+%=1165.97N；工2=%=2 3914N；因为 e=0.3,故里=8.33e,所以 X=0.4,乂=2；F八F3=0.2 5;3n-轴的转速，r/min o;中等冲击取力=1,4=1.6,H=6000r/min,=1代入（3-14）式得:4=2.93x10%；平均车速匕-0.6匕叫=81版/心行驶至大修前的总行驶里程S=4匕根=2.37x 1066。对汽车轴承寿命的要求是轿车30万k m,故该轴承满足使用要求。2.输出轴轴承6306根据轴承型号查手册可知：6=2 7.03,Co r=15.2KNo故工1=816.59N,工=92 6.83N；F=0.061,插入法查表得系数e=0.2 64；C“一 F而。=1.14e,查表取X=0.56,插入法得：Y=1.68；工由公式(3-13)得:P=2.01x103Ao取力=1,(=1.2,g=3,n=6000r/min,代入(3-14)式得：4=3.90 x103%,5=3.16x l 05m,满足使用要求。3.3.3轴承的润滑和密封滚动轴承的润滑方式具体选择可按速度因数dn值来定。d代表轴承 内径，mm；n代表轴承套圈的转速，r/min,dn值间接地反映了轴颈的圆 周速度，当(1.52)x10,相而/疝口时，一般滚动轴承可采用润滑脂润 滑，超过这一范围宜采用润滑油润滑。iJFd=2 5mm,n=6000r/min,故 dn=L5x l()5加的/向口采用润滑脂润滑。脂润滑因润滑脂不易流失，故便 于密封和维护，且一次充填润滑脂可运转较长时间。采用密封圈对轴承进行密封，工作温度范围-40100。密封圈用皮 革、塑料或耐油橡胶制成。3.4本章小结本章主要对新型后驱动变速器的主要零件进行设计和计算，其中包 括：齿轮的设计及校核，轴的设计及校核，轴承的设计及校核。这些零件 是变速器的基石，齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节，轴的设 计是变速器传递动力的重要因素，轴承的定位及校核是设计的难点，这些 计算的理论基础是设计的关键。止匕外，本章的一些计算结果，绘图时需要 进一步印证。第四章变速器同步器的设计4.1 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，其结II/IQ图47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（同步环）5-弹簧6-定位销10-花键毂结合套如图（4-1）,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。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥 面之间存在角速度差外,致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对 啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端 与锁环齿端的锁止面接触（图4-2 b）,使啮合套的移动受阻，同步器在锁 止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使 摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿 在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合(图5-2d),完成同 步换档。图4-2锁环同步器工作原理4.2 同步环主要参数的确定(1)同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油 膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换 档费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于 螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图 4-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5-3b则适用于重型汽车。通 常轴向泄油槽为612个，槽宽34min。b)0.6。-。7鸟图4-3同步器螺纹槽形式(2)锥面半锥角a摩擦锥面半锥角。越小，摩擦力矩越大。但。过小则摩擦锥面将产生 自锁现象，避免自锁的条件是t a n a 2/。一般戊二68。戊二6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾 向；在。二7。时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7。(3)摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中 心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环 径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽 可能将R取大些。本次设计中采用的R为5。60mm。(4)锥面工作长度b缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥 面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确 定b271 pfR2(4-1)设计中考虑到降低成本取相同的b取5mmo(6)同步环径向厚