1.6L轎車用4檔手動變速器設計【含CAD圖紙和說明書】,含CAD圖紙和說明書,轎車,手動,變速器,設計,cad,圖紙,以及,說明書,仿單 SY-025-BY-2 畢業(yè)設計（論文）任務書 學生姓名 系部 汽車與交通工程 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 否 題目名稱 1.6L轎車用4檔手動變速器設計 一、設計（論文）目的、意義 為了往復活塞式發(fā)動機的工作特性，滿足消費者對汽車高性能、安全、可靠、舒適性的需求，所以對變速器的性能要求也更高?，F代汽車上廣泛采用的往復活塞式內燃機具有體積小、質量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點，但其轉矩和轉速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化，因此，在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器，以達到減速增矩的目的。手動變速器有成本低、可靠性高、維護簡便的特點。 隨著汽車對安全、節(jié)能、環(huán)保的不斷重視，汽車變速器作為整車的一個關鍵部件，其產品的質量對整車的安全使用及整車性能的影響是非常大的，因而對汽車后橋進行有效的優(yōu)化設計計算是非常必要的。 二、設計（論文）內容、技術要求（研究方法） 基本參數 驅動型式：3*1 總質量：0.12t 發(fā)動機功率6.6kw 驅動橋滿載：0.4T; 最高車速55km/h 最大爬坡：20% 設計4檔二軸式變速器 設計的主要內容： （1）研究汽車機械變速器的組成、結構與設計； （2）研究汽車機械變速器的載荷； （3）加載進行應力分析與結果分析； （4）對汽車機械變速器的結構參數進行優(yōu)化設計。 技術要求（研究方法）： （1）要求研究汽車有限元分析、優(yōu)化設計基本理論，并將其與機械制圖、機械設計、材料力學、計算機軟件等相關知識有機結合、熟練運用； （2）要求運用CAD/CAM/CAE軟件進行建模； （3）實現變速器參數的優(yōu)化設計。 三、設計（論文）完成后應提交的成果 設計圖紙（合0號圖紙2.5張）； 設計說明書（2萬字左右）； 相關外文翻譯（1篇2千字左右）； ； 四、設計（論文）進度安排 （1）調研、資料收集、完成開題報告 第2周 （2）整體方案設計，完成結構示意圖（手繪）第3周 （3）結構設計計算，有限元分析，4-8周 （4）繪制設計圖9-12周 （5）編寫設計說明書13周 （6）畢業(yè)設計（論文）審核、修改 第14、15周 （7）畢業(yè)設計（論文）答辯準備及答辯 第16周 五、主要參考資料 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 SY-025-BY-3 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 系部 汽車與交通 工程學院 專業(yè)、班級 指導教師姓名 職稱 副教授 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是√否 題目名稱 1.6L轎車用4檔手動變速器設計 一、課題研究現狀、選題目的和意義 1、課題研究現狀： 汽車工業(yè)已經成為我國國民經濟的支柱產業(yè)之一，根據最新的統(tǒng)計資料顯示，我國已經成為世界第四大汽車生產國。伴隨著我國現代化進程，汽車工業(yè)的發(fā)展將會有著更為強勁的勢頭。隨著社會的快速發(fā)展和人們生活水平的迅速提高，汽車（尤其是轎車）作為一種必不可少的交通工具已走進千家萬戶。 改革開放30年來，我國汽車變速器行業(yè)隨著整車行業(yè)的快速發(fā)展而發(fā)展壯大，形成了一批頗具規(guī)模的變速器企業(yè)。大多數本土變速器企業(yè)在引進消化吸收國外先進技術方面取得了突出的成績，并不斷堅持自主創(chuàng)新，在手動變速器領域，尤其是在重型車用和微型車用手動變速器上，涌現了大量自主創(chuàng)新的產片。另外，一些跨國公司或合資的變速器企業(yè)開始陸續(xù)在中國設廠，為滿足持續(xù)高速增長的中國汽車市場需求作出了非常大的貢獻。 汽車變速器是汽車的重要部件之一，變速器可以在汽車行駛過程中，在發(fā)動機和車輪之間產生不同的變速比，通過換擋可以使發(fā)動機工作在其最佳的動力性能狀態(tài)下，通過改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行使工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行使能力。 傳統(tǒng)的變速器設計方法一般是根據性能要求利用經驗公式取初值，然后計算取其強度，傳動質量指標等。通過畢業(yè)設計，可綜合運用所學知識設計方案，與實踐直接接觸，從而可以提高解決實際問題的能力，綜合提高自身的設計和制造水平。 在中國，手動變速器仍然是車用變速器的主流。具體有兩個原因：首先，目前國內企業(yè)已經基本掌握對手動變速器的開發(fā)，所以在一定程度上加大了手動變速器的價格優(yōu)勢；另外，絕大多數中國駕駛者在學車時就用的是手動車，他們更加享受手動車帶來的駕駛樂趣。在自動變速器方面，除吉利汽車開發(fā)出有自主知識產權的液壓控制的三速自動變速器外，其他企業(yè)尚沒有一家具有自主知識產權，悉數依賴國外技術和進口。 從技術、節(jié)能和基礎設施角度，對各種變速器在中國和國外的發(fā)展情況作以下簡要分析： （1）手動變速器（MT）亦稱手排變速器，是汽車變速器中最基本的一種類型，其作用是改變傳動比（亦稱齒輪比，是引擎扭力被變速器齒輪放大的倍數，車輛靜止剛起步時，由于本身質量較大，慣性也較大，使其運動將使用較大的力，根據杠桿原理用半徑最長扭力最大的低速檔大直徑齒輪把引擎扭力放大，協(xié)助車輛開始向前行駛。車輛開始行駛后，由于慣性將保持向前方移動，用較小的扭力即可讓車輛繼續(xù)向前行駛，所以改換入齒輪半徑較小齒輪比小，扭力放大倍數較小但旋轉轉速較快的小齒輪高速檔，即可用較少的引擎轉速達到相同的車速來省油，或讓車速更快。齒輪比小于一的省油檔稱為overdrive超比檔，密齒輪比是指各檔位齒輪比落差小，代表各檔扭力落差小，有利于車輛加速），并提供倒檔和空檔。通常，駕駛員通過踩離合器踏板和操縱換擋桿可以在任何檔位間進行選擇。也有少數手動變速器，如摩托車變速器，某些賽車變速器，只允許順序換擋，這些變速器被稱為順序換擋變速器。近年來隨著電子控制元件耐用度的改善，由電腦控制自動切換離合器自動換檔的自動手排變速箱在歐洲車上也愈來愈普及，福斯賽車與福特汽車則在市售車上提供更新一代的雙離合器自動手排，變速箱同時具有兩組離合器，每次換檔時自動切換到另一組未使用的離合器迅速嚙合，不需如傳統(tǒng)手排變速箱得等唯一一組離合器分開后再重新嚙合，換檔速度更快，換檔震動也更小。：手動變速器應該說是最為節(jié)能的變速方式，另外由于中國企業(yè)已經掌握該技術，而且在生產方面也積累了長期經驗，從而在價格和質量方面會有較大優(yōu)勢。所以在短期內仍將是變速器主流。其不足在于操控上的不便，尤其是在城市工況。 （2）自動手動變速器（AMT）：自動手動變速器實際上是由一個機器系統(tǒng)來完成操作離合器和選擋這兩個動作。AMT的汽車駕駛簡單，省去了離合器踏板，駕駛者只要踩油門，選速器系統(tǒng)會自動選擇換擋的最佳時機，從而消除了發(fā)動機、離合器和變速器的錯誤使用，以避免錯換擋位。這一點對新手和整車的可靠性都非常重要。選速器大大簡化了駕駛的復雜性，令AMT汽車駕駛更加簡便、省心，且能夠保證最低的動力損耗。由選速器完成駕駛者踩離合器換擋的動作，選擇的換擋時機要比駕駛者完成得更準確。因此，在能源日益緊缺和CO2排放壓力越來越大這一背景下，AMT順應了“節(jié)能減排”這一趨勢，是一項非常適合中國市場的先進技術。AMT的制造成本遠低于電液控自動變速器，國內的很多車型都準備采用這一領先技術，即有可能隨著中國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，將有更多車型采用AMT。中國也將會取代歐洲和美洲，成為世界上最大的AMT的應用市場。 （3）電子控制液力自動變速器（AT）：電子控制液力自動變速器近些年新技術也不斷在使用，它正朝著多擋位、數字化控制等方面發(fā)展。 日本最大的自動變速器生產商AISIN AW公司2006年成功推出型號為AA80E型8前速自動變速器，目前被使用在雷克薩斯LS460車上。這就形成了更大的總傳動比范圍，同時各個傳動比之間也比5速變速器更加接近。因此，駕駛員幾乎在各種行駛條件中都可以選擇最佳傳動比。電子控制模塊可以選擇更多的傳動比，傳動比取決于行駛條件，從而降低了油耗并提高了換擋平順性。發(fā)動機轉速與行駛狀態(tài)的最優(yōu)化匹配意味著發(fā)動機提高了動力、燃油經濟性并降低了運行噪聲。 （4）無級變速器（CVT）：無級變速器則只需兩組可移動錐輪以及傳動帶或傳動鏈，即可實現無數個前進擋的變速過程。CVT采用傳動帶、傳動鏈和可變槽寬的錐輪進行動力傳遞及傳動比的選擇，即當錐輪變化槽寬時，相應改變主動輪與從動輪上傳動帶的接觸半徑進行變速。CVT是真正無級化了，與AT相比具有較高的運行效率，油耗較低。通過近幾年市場上的應用看，其發(fā)展勢頭也比較迅猛，目前在我國應用的車型已迅速發(fā)展到5、6種以上。 目前，全世界各大汽車廠商為了提高產品的競爭力都在大力進行CVT的研發(fā)工作，NISSAN、TOYOTA、FORD、GM、AUDI等著名汽車品牌中都配備CVT的轎車銷售，全世界CVT轎車的年產量已達到近50萬輛。值得注意的一點是，裝備有CVT的汽車市場，由最初的日本、歐洲已經滲透到北美市場，CVT汽車已經成為當今汽車發(fā)展的主要趨勢。 （5）雙離合器變速器（DCT）：雙離合器變速器最早是德國大眾技術，因此在大眾車系里又稱DSG變速器。它可以說是目前世界上最先進的、具有革命性的變速器系統(tǒng)，大眾汽車在2002年于德國沃爾夫斯堡首次向世界展示了這一技術創(chuàng)新。 2、意義： 21世紀，汽車工業(yè)成為中國經濟發(fā)展的支柱產業(yè)之一，汽車企業(yè)對各系統(tǒng)部件的設計需求旺盛。可以說，變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現的必然產物，是汽車上的必需品。在完成了最基本的傳動功能之外，我們對變速器的要求也是越來越高，這是變速箱演變過程的首要催產素。由此可見，對汽車的變速器進行研究具有十分重要的意義。 設計一臺匹配性好的變速器，是汽車設計的一項重要工作。在設計過程中可以詳細了解、掌握變速器中齒輪、軸的設計方法，不同條件下軸承的選取方法，操縱機構的設計和分析方法以及箱體的設計方法。 汽車變速器是汽車傳動系的重要組成，變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作，對汽車的動力性、燃油經濟性有重要的影響。因此，依據整車的主要技術指標、發(fā)動機功率、轉速和車輛行駛條件，來確定變速器的結構型式的選擇、設計參數的選取及各大零部件的設計計算。 通過設計可以掌握汽車變速器結構設計原則和方法，使本科階段所學習的汽車理論方面知識得到系統(tǒng)的應用。提高理論聯(lián)系實際的能力。 3、選課目的： 通過對變速器的了解，確定變速器的傳動路線，整體布置以及變速器的各項參數，依據經驗公式進行設計，運用有限元分析軟件進行有限元靜力學分析，重點進行彎曲強度分析。 為了縮短設計周期和降低開發(fā)成本，通過CAD軟件平臺實現汽車變速器的輔助設計。使產品的設計階段以較少的時間和精力進行虛擬裝配并對裝配結果進行驗證，得到了可靠的裝配檢驗結果。減少建模時間，增加模型可信度，提高產品質量，加快產品上市的時間。 二、設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 1、本設計的主要內容: （1）本田W125-6摩托車發(fā)動機、變速器結構的總體布置及工作原理。 （2）變速器的結構方案設置、各檔齒輪的設計及其校核，確定各檔傳動比 （3）確定零部件結構尺寸。 （4）使用AutoCAD完成工程圖紙；利用CAD建立體圖。 （5）有限元分析，整體優(yōu)化設計。 2、擬解決的主要問題 （1）掌握汽車發(fā)動機、變速器的結構。 （2）掌握汽車變速器各零件的設計方法。 （3）變速器各檔齒輪的校核，有限元分析。 （4）對變速器內部，合理布局。 （5）掌握CAD、Pro/E等軟件的操作方法，并進行零件圖測繪、實體圖裝配等。 三、技術路線（研究方法） 確定基本性能參數 收集資料及其相關信息 有限元分析 變速器傳動機構布置方案 擋數及各擋傳動比的確定 CAD繪制裝配圖、零件圖 完成設計說明書 變速器箱體的設計 同步器和操縱機構的設計選用 主要零部件的設計及計算 齒輪參數確定及各擋齒輪齒數分配 輪齒強度計算 軸的設計及校核 軸承的選擇及校核 軸向尺寸的確定 變速器中心距的確定 變速器基本參數的確定 四、進度安排 （1）資料收集、調研，完成開題報告 第1～2周（2月28～3月13） （2）熟悉車輛及變速器各參數，掌握設計方法及過程 第3周（3月14～3月20） （3）變速器方案確定 第4～5周（3月21～4月3日） （4）變速器參數的選擇、設計、計算 第6～10周（4月4日～5月8日） （5）設計說明書定稿，完成圖紙繪制 第11～14周（5月9日～6月5日） （6）設計審核、修改 第15～16周（6月6日～6月19日） （7）畢業(yè)設計答辯準備及答辯 第17周（6月20月～6月27日） 五、參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001 [2] 王望予.汽車設計[M].第3版.北京:機械工業(yè)出版社,2000 [3] 成大先．機械設計手冊[M]．北京:化學工業(yè)出版社，2004 [4] 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[6] 劉選．變速器鎖銷式同步器的設計計算[J]．機械工程與自動化，2006，10 [7] 張 毅. 離合器及機械變速器. 北京：化學工業(yè)出版社，2005. [8] 石允國. 汽車變速器的現狀與前景[J].機械研究與應用, 2007,4 [9] 韋志林. 汽車變速器軸承壽命的校核計算[J]. 廣西工學院學報,2000,6 [10] 林紹義. 一種汽車變速器設計[J]. 機電技術,2004,1 [11] 丁華.汽車變速器齒輪的強度分析[J]. 機械研究與應用,2001,12 [12] 羅春香. 汽車變速器設計中速比分配問題的研究[J]. 西南民族大學學報,2004,6 [13] 劉法順.乘用車兩軸式機械變速器的設計[J].交通科技與經濟,2008,4 [14] 程乃士.減速器和變速器設計與選用手冊.機械工業(yè)出版社。2006 [15] Leitermann.Modern manual transmissions – innovative solutions for a mature technology.VDI – Berichte Nr.1943,2006(Germany) [16] Volker Schindler，Immo Sievers. Forschung fuer das Auto von morger，Springer，2008. 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 摘　　要 從汽車誕生時起，汽車變速器在汽車傳動系中扮演著至關重要的角色。現代汽車上廣泛采用內燃機作為動力源，其轉矩和轉速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的動力性和燃油經濟性能在相當大的范圍內變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器。本文以五羊本田新鋒影摩托車的一些整車參數和發(fā)動機參數為依據，進行變速器的設計。設計的主要內容包括變速器傳動機構布置方案的確定，變速器主要參數如擋數、傳動比范圍、中心距、各擋傳動比、外形尺寸、齒輪參數、各擋齒輪齒數的選擇，齒輪、軸、軸承的設計校核，同步器、操縱機構及箱體的設計。在設計的過程中，本文根據轎車變速器的設計要求和車輛動力傳動系統(tǒng)自身的特點，參考多篇文獻資料，以及國內外變速器設計圖冊，從經濟性和實用性方面著手進行分析,設計出一種兩軸式變速器。 關鍵詞：變速器；齒輪；軸；箱體；設計 ABSTRACT Since automobile was born, the transmission has played a critical role in the drive train. A modern car widely uses engines as the power source. The range of torque and speed are small, but complex using conditions require the automobile’s dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range. To solve this contradiction, transmission is set up in the drive train. The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Wu Yang Ben Tian Xin Feng Ying automobile in this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, size, gear parameters and the mumble of each gear, the design and verification of gears, shafts and bearings, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas, at economical efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted transmission is designed. Key words: Transmission；Shell；Gear；Shaft；Design II 1.6L轎車用4檔手動變速器設計 目 錄 摘要………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract ………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論……………………………………………………………………………2 1.1概述……………………………………………………………………………2 1.2 研究目的意義……………………………………………………………………2 第 2 章 變速器齒輪的設計與計算………………………………………………4 2.1 變速器主要參數的選擇………………………………………………4 2.2 變速器格擋傳動比的確定……………………………………………………4 第3章 齒輪校核…………………………………………………………12 3.1變速器齒輪的變位………………………………………………………………15 3.2齒輪強度校核……………………………………………………………………15 第4 章 軸的設計及校核…………………………………………………………25 4.1軸的結構尺寸計算………………………………………………………………25 4.2軸的強度計算………………………………………………………………26 第5章 軸承校核…………………………………………………………38 5. 1軸承的選擇及校核………………………………………………………………38 5.2本章小結………………………………………………………………39 第6章 變速箱體的設計…………………………………………………………41 6. 1變速器箱體的選擇………………………………………………………………41 結論………………………………………………………………………………………42 參考文獻 ………………………………………………………………………………43 致謝………………………………………………………………………………………45 第1章 緒 論 1.1 概述 汽車變速器是汽車傳動系的重要組成部分。由于汽油機額定轉矩對應的速度范圍很小,而復雜的使用條件則要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內變化，因此要用齒輪傳動來適應駕駛時車速的變化。變速器是傳動系的主要部件,它的性能對整車的動力性、燃油經濟性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響。手動機械變速器可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單、傳動效率高、故障率相對較低、經濟性好、環(huán)保性強、物美價廉,因此在市場上仍占有一席之地，開發(fā)手動機械變速器也適應當代世界經濟的發(fā)展和需要。隨著科技的高速發(fā)展，節(jié)能與環(huán)境保護、應用新型材料、高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向。 1.2 研究目的與意義 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。 它們各有優(yōu)缺點：MT的節(jié)能效果最好、經濟性娛樂性強，但對駕駛技術要求高；AT的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT結構簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT結合了手動變速器的燃油經濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術。 在我國，據調查2007年手動變速器的市場比重為74%，占據較大的市場份額。從2002到2007年間自動檔變速器市場占有率從9%增長到26%，Global Insight公司預計到2012年自動檔變速器將占據33%的份額，而乘用車市場自動檔所占的比例可能達到44%。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長到30.9%，而自動檔變速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調查中最受關注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經濟性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。 世界最大的手動變速器制造商德國ZF公司預測說，到2012年北美市場出售的汽車中將只有6%是手動擋，歐洲與美國的情況不同，有機構預測，到2013年歐洲有52%的汽車還是手動擋，配備自動手動的變速器將只有10%,配備無級變速器的將占2%,配備雙離合變速器的將占16%，歐洲人崇尚節(jié)能 環(huán)保，喜歡開小型車，更青睞手動變速器的經濟燃油性。而在日本變速器市場，CVT的市場占據絕對優(yōu)勢。 保證汽車有必要的動力性和經濟性;設置不同檔位,滿足用來調整與切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸并使汽車能倒退行駛;工作可靠,汽車行駛過程中,變速器不得有跳檔、亂檔,以及換檔沖擊等現象出現;工作效率高,噪聲小;結構簡單、方案合理;在滿載及沖擊載荷條件下,使用壽命長。 本次設計的具體內容是結合設計要求，在保證汽車有必要的動力性和經濟性的前提下，利用所選定的發(fā)動機參數，完成變速器結構布置和設計。需要解決的主要問題包括：使變速器能有效的防止脫檔，跳檔，亂擋并方便掛檔；減小噪音并盡量能達到輕量化、高承載、低噪聲、換檔操縱性好和經濟實用性；使變速器具有良好的動力性與經濟性，換擋迅速、省力、方便；變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 第2章 變速器的設計與計算 2.1變速器主要參數的選擇 本次畢業(yè)設計是在給定主要參數的情況下進行設計，整車主要技術參數如表1所示： 表1.1主要技術參數 發(fā)動機最大功率 66kw 驅動橋滿載 0.4t 發(fā)動機最大轉矩 10N·m 最大功率時轉速 7500 r/min 最大轉矩時轉速 4600r/min 最高車速 55km/h 總質量 0.12t 2.1.1檔數 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載質量在2.0～3.5t的貨車采用五檔變速器，載質量在4.0～8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。 檔數選擇的要求： 1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。 2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設計的轎車變速器為4檔變速器。 2.1.2傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 本設計最高檔傳動比為0.923。 2.2變速器各檔傳動比的確定 1、初級傳動比 根據《本田維修手冊》查得觸及傳動比為=3.350 （1.1） 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——發(fā)動機鏈輪傳動比。 ——變速器觸及傳動比 已知：最高車速==55 km/h；最高檔為超速檔，得到=0.25(m)；發(fā)動機轉速==7500（r/min）；由公式（1.1）得到主減速器傳動比計算公式： 2、關于鏈傳動比與變速器傳動比的分配 根據設計的要求與通過找尋資料，查得關于的分配，若要使得車能更好的行駛，節(jié)能環(huán)保，使得變速器能以最佳的狀態(tài)進行運作，得分配為、。此分配更能有效的使得變速器以最佳的狀態(tài)下運轉，達到要求。 3、變速器各檔速比的配置 一檔傳動比,按等比級數分配其它各檔傳動比，即： 則各檔傳動比都可以確定： 2.2.1中心距的選擇 初選中心距可根據經驗公式計算： （1.5） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數，乘用車=8.0~9.3； ——因從鏈輪傳到變速器時，轉矩擴大三倍，故發(fā)動機最大輸出轉距為30（N·m）； ——變速器一檔傳動比為2.5 ——初級傳動比為3.350 ——變速器傳動效率，取96%。 （8.0~9.3）=47.87~57.89mm 轎車變速器的中心距在47~58mm范圍內變化。初取A=49mm。 2.2.2變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： mm 初選長度為160mm。 2.2.3齒輪參數的選擇 1、模數 選取齒輪模數時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數；從強度方面考慮，各檔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。 表1.2 汽車變速器齒輪的法向模數 車 型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.014 模數/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 轎車模數的選取以發(fā)動機排量作為依據，由表1.2選取各檔模數為，由于此變速器要求環(huán)保與節(jié)能，且排量不是很大，發(fā)動能力水平要求一般，所以各檔均采用直齒輪。 2、壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角[15]。 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。 本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20°。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。 本設計初無斜齒輪，故無螺旋角。 4、齒寬 齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 直齒，取為4.5～8.0，故 mm，取齒寬為 5、齒頂高系數 齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數為0.75～0.80的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數大與1.00的細高齒。 本設計取為1.00。 2.1.4各檔齒輪齒數的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。應該注意的是，各檔齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。根據圖1.1確定各檔齒輪齒數和傳動比。 1、一檔齒數及傳動比的確定 一檔傳動比為： 取整得49。轎車可在12～17之間選取，取14，則。則一檔傳動比為： 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9- 圖1.1 四檔變速器傳動方案簡圖 2、對中心距A進行修正 mm 取整得mm，為標準中心矩。 3、二檔齒數及傳動比的確定 （1.6） （1.7） 已知：=49mm，=1.534，=2，；將數據代入（1.6）、（1.7）兩式，齒數取整得：，，所以二檔傳動比為： 4、計算三檔齒輪齒數及傳動比 （1.8） （1.9） 已知：=49mm，=1.150，=2，；將數據代入（1.8）、（1.9）兩式，齒數取整得：，，所以三檔傳動比為： 5、計算四檔齒輪齒數及傳動比 （1.10） （1.11） 已知：=49mm，=0.923，=2，；將數據代入（1.10）、（1.11）兩式，齒數取整得：，，所以四檔傳動比為： 本設計變速器各檔齒輪均為直齒，且并無倒檔。故各檔經計算及修正，傳動比如下： 第3章 齒輪校核 3.1 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲[17]。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔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。 一檔齒輪的變位 mm mm 端面嚙合角 ： tan=tan =20 =0 一擋齒輪參數： 分度圓直徑 =2×12=24mm =3×35=70mm 齒頂高 =2mm =2mm 齒根高 ==2.5mm ==2.5mm 齒全高 =4.5mm 齒頂圓直徑 =26mm =72mm 齒根圓直徑 =23.5mm =69.5mm 二檔齒輪的變位 mm mm 端面嚙合角 ： tan=tan =20° =0 二檔齒輪參數： 分度圓直徑 =2×19=mm =2×30=60mm 齒頂高 =2mm =2mm 齒根高 =2×（1+0.25）=2.5mm =2×（1+0.25）=2.5mm 齒全高 =4.5mm 齒頂圓直 =40mm =62mm 齒根圓直徑 =37.5m=59.5mm 三檔齒輪的變位 mm mm 端面嚙合角 ： tan=tan =20° 三檔齒輪參數： 分度圓直徑 =3×23=46mm =2×26=52mm 齒頂高 =2mm =2mm 齒根高 =2×（1+0.25）=2.5mm =2×（1+0.25）=2.5mm 齒全高 =4.5mm 齒頂圓直 =48mm=54mm 齒根圓直徑 =45.5mm=51.5mm 四檔齒輪的變位 mm mm 端面嚙合角 ： tan=tan =20° 四檔齒輪參數： 分度圓直徑 =2×25=50mm =2×24=48mm 齒頂高 =2mm =2mm 齒根高 =2×（1+0.25）=2.5mm =2×（1+0.25）=2.5mm 齒全高 =4.5mm 齒頂圓直徑 =52mm=48mm 齒根圓直徑 =49.5m=47.5mm 嚙合角 ： cos==0.9275 =21.95° 、 表1.3各檔齒輪的參數 各檔齒數 分度圓直徑 齒頂高 齒根圓 吃定圓直徑 齒根圓直徑 =14 24mm 2 mm 2.5 mm 26 mm 23.5 mm =35 70 mm 2 mm 2.5 mm 72 mm 69.5 mm =19 38 mm 2 mm 2.5 mm 40 mm 37.5 mm =30 60 mm 2 mm 2.5 mm 62 mm 59.5 mm =23 46 mm 2 mm 2.5 mm 48 mm 45.5 mm =26 52 mm 2 mm 2.5 mm 54 mm 51.5 mm =25 50 mm 2 mm 2.5 mm 52 mm 49.5 mm =24 48 mm 2 mm 2.5 mm 50 mm 47.5 mm 分度圓齒距：P=πm=3.14×2=6.28mm 基圓齒距：mm 3.2變速器齒輪強度校核 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 （1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 （2）合理選擇材料配對。如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 （3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經正火或調質處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪[18]。 由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。 3.2.2變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） (1.15) 式中： 　——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； 　——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數（mm）； ——應力集中系數，=1.65 　——齒面寬（mm）； 　 ——法向齒距，； 　——齒形系數 ——摩擦力影響系數，主動齒輪，從動齒輪 圖1.2 齒形系數圖 將上述有關參數據代入公式（1.15），整理得到 (1.16) 發(fā)動機最大扭矩為10，最高轉速7500r/min,齒輪傳動效率為99％，離合器傳動效率99％，軸承傳動效率為96％，則輸入軸和輸出軸的扭矩可通過計算得： 輸入軸： 輸出軸： （1）一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數圖1.2得：y=0.125以上數據代入(1.16)式，得： 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數圖1.2得：y=0.146，把以上數據代入(1.16)式，得： （2）二檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數圖1.2得：y=0.115，把以上數據代入(1.16)式，得： 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；，查齒形系數圖1.2得：y=0.140，把以上數據代入(1.16)式，得： (3)三檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數圖1.2得：y=0.103，把以上數據代入(1.16)式，得： 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；，查齒形系數圖1.2得：y=0.092，把以上數據代入(1.16)式，得： （4）四檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；，查齒形系數圖1.2得：y=0.100以上數據代入(1.16)式，得： 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；，查齒形系數圖1.2得：y=0.120以上數據代入(1.16)式，得： 3.2.3輪齒接觸應力校核 （1.17） 式中： 　——輪齒接觸應力（MPa）； 　——齒面上的法向力（N），； 　——圓周力（N），； 　——計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 　——節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角； 　——齒輪材料的彈性模量（MPa）； 　——齒輪接觸的實際寬度（mm）； ，——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，； 、 ——主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 表1.3 變速器齒輪許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力[]見表1.3： 1、一檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； = = mm 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（1.17）可得： MPa MPa 2、二檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； =2×19=38mm =2×30=60mm ；mm N MPa 3、三檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； =2×23=46mm =2×26=52mm mm N 、 MPa 4、四檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； =2×25=50mm =2×24=48mm mm N MPa 所以，經校核齒輪的接觸應力都滿足條件，所以，選用的符合設計內容。 3.2.4齒根彎曲疲勞許用應力校核 式中： ——齒根彎曲疲勞極限應力 ——壽命系數 ——相對齒根圓角敏感系數 ——尺寸系數 ——表面系數 ——最小安全系數 查機械設計手冊可得： =920MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25，將代入式中可得： = 3.2.5接觸疲勞強度校核 ——節(jié)點區(qū)域系數； ——彈性系數； ——重合度系數； ——齒輪上圓周力； ——齒輪寬度； ——齒輪直徑； ——傳動比； ——使用系數； 查機械設計手冊得： =2.33；=189.8；=0.73；==1.1×1.05×1.26×1.1=1.46 已知： =15mm =2.5 =2×14=28mm 3.2.6 齒輪彎曲疲勞強度校核 式中： ——齒形修正系數 ——重合度系數 查機械設計手冊得： =4.9，=0.64 將以上數據代入公式中，得： =4.35MPa 第4章 軸的設計與校核 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響。 4.1.軸的結構尺寸設計 在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內選?。簩斎胼S，=0.16～0.18；對輸出軸，0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。? 式中： ——經驗系數，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑： =11.4 ~4.29mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=49。 選擇軸的最小直徑為12。 根據軸的制造工藝性要求[20]，將軸的各部分尺寸初步設計如圖1.3、1.4所示： 圖1.3 輸入軸各部分尺寸 圖1.4 輸出軸各部分尺寸 4.2軸的強度驗算 4.2.1軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。 圖1.5 變速器軸的撓度和轉角 軸的撓度和轉角如圖1.5所示，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下式計算： （1.23） （1.24） （1.25） 式中： 　 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； 　——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； 　 ——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa； 　 ——慣性矩（mm4），對于實心軸，； 　 ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核 （1）軸上受力分析 一檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=32.5mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mm mm rad 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=50mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 二檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=78.46mm；b=189.54mm；L=268mm；d=42.4mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=78.46mm；b=189.54mm；L=268mm；d=45mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 三檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=104.21；b=163.79mm；L=268mm；d=55mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： =mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=104.21mm；b=163.79mm；L=268mm；d=42mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 四檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=159.45mm；b=108.55mm；L=268mm；d=45mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=159.45mm；b=108.55mm；L=268mm；d=40mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm 五檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=186.21mm；b=81.79mm；L=268mm；d=40mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm rad 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=186.21mm；b=81.79mm；L=268mm；d=35mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm 倒檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=243.7mm；b=24.3mm；L=268mm；d=29mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm N N N 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=243mm；b=24.3mm；L=268mm；d=33mm，把有關數據代入（1.23）、（1.24）、（1.25）得到： mm mmmm mm 由以上可知道，變速器在各檔工作時均滿足剛度要求。 4.2.2軸的強度計算 變速器在一檔工作時： 對輸入軸校核： 計算輸入軸的支反力： N N 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=26mm；d=32.5mm， 1、垂直面內支反力 對A點取矩，由力矩平衡可得到B點的支反力，即： （1.26） 將有關數據代入（1.26）式，解得：=661N 同理，對A點取矩，由力矩平衡公式可解得： 2、水平面內的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （1.27） （1.28） 將相應數據代入（1.27）、（1.28）兩式，得到： 3、計算垂直面內的彎矩 B點的最大彎矩為： N·mm N·mm N·mm 4、計算水平面內的彎矩 N·mm 5、計算合成彎矩 N·mm 軸上各點彎矩如圖3.6所示： 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為 (1.29) 式中：（N.m）； ——軸的直徑（mm），花鍵處取內徑； ——抗彎截面系數（mm3）。 將數據代入（3.29）式，得： MPa 在低檔工作時，400MPa，符合要求。 圖1.6 輸入軸的彎矩圖 對輸出軸校核： 計算輸出軸的支反力： 齒輪受力如下： N N N 已知：a=23.11mm；b=244.89mm；L=268mm；d=32.5mm， N 1、垂直面內支反力 對A點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即： （1.31） 將有關數據代入（1.31）式，解得：=1045.96N 同理，對C點取矩，由力矩平衡公式： ， 可解得：N 2、水平面內的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （1.32） （1.33） 將相應數據代入（1.32）、（1.33）兩式，得到： 3、計算垂直面內的彎矩 C點彎矩為： Nmm MCY=FA*a-Fa2=136172.2Nmm 4、計算水平面內彎矩： N·mm 5、計算合成彎矩 N·mm 軸上各點彎矩如圖1.7所示： 圖1.7 輸出軸彎矩圖 把以上數據代入（1.29），得： MPa 在低檔工作時，400MPa，符合要求。 第5章 軸承的校核 5.1軸承選擇與壽命計算 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。 式中，，h 5.1.1輸入軸軸承的選擇與壽命計算 初選軸承型號根據機械設計手冊選擇30205型號軸承KN，KN。 1、變速器一檔工作時 N，N 軸承的徑向載荷：=3545.6N；N 軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=1.6 N N N 所以 N N 計算軸承當量動載荷 查機械設計手冊得到 ，查機械設計手冊得到； ，查機械設計手冊得到 當量動載荷： N N 為支反力。 h 表3.4 變速器各檔的相對工作時間或使用率 車型 檔 位 數 最高檔 傳動比 /% 變速器檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 轎 車 普通 級 以下 3 1 1 30 69 4 1 0.5 3 20 76.5 4 <1 1 8 23 68 中 級 以 上 3 1 1 22 77 4 1 0.5 2 10.5 87 4 <1 0.5 3 20 76.5 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 <1 0.5 2 15 57.5 25 查表3.4可得到該檔的使用率，所以： h 所以軸承壽命滿足要求。 5.2本章小結 本章主要對變速器的主要參數進行了選擇，基本上完成了變速器主要尺寸的計算；同時對變速器各檔齒輪進行彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度校核、對輸入軸、輸出軸的基本尺寸進行了設計；完成了軸的剛度和強度校核，以及完成了各軸軸承校核。 第6章 變速器箱體的設計 6.1變速器殼體的選擇 變速器殼體的尺寸要盡可能小，同時質量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸和軸承工作時不會歪斜。變速器橫向斷面尺寸應保證能布置下齒輪，而且設計時還應當注意到殼體側面的內壁與轉動齒輪齒頂之間留有5～8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產生噪聲和使變速器過熱。齒輪齒頂到變速器底部之間要留有不小于15mm的間隙。 為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應設計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關。變速器殼壁不應該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪聲。 為了注油和放油，在變速器殼體上設計有注油孔和放油孔。注油孔位置應設計在潤滑油所在平面處，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應設計在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內的金屬顆粒。為了使從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設回油孔。為了保持變速器內部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。 為了減小質量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁后取3.5～4mm 。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5～6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。有圖： 結　　論 本文是根據五羊本田新鋒影摩托車的一些主要技術參數來設計一臺二軸變速器。在變速器的設計過程中，主要的研究內容如下：變速器傳動機構布置方案的確定；變速器主要參數的選擇；變速器齒輪、軸、軸承的計算和校核；同步器和操縱機構及箱體的設計等。本文就是圍繞著上述主要內容展開的。在設計過程中應該注意一些問題： 1. 傳動比的布置問題 2. 軸與齒輪的配合問題 3. 零件與箱體的裝配是否合理 4. 變速器設計完成后，必須要滿足車的使用要求，同時要有很好的加工工藝性，滿足造價低廉、使用壽命長的特點。 在本次設計過程中，由于缺少實際的工作經驗，設計過程只是根據一般步驟完成的，具體的細節(jié)部分考慮不周，這些原因都造成了所設計的變速器離實際應用還有很大的距離，需要自己在以后的學習和工作中不斷提高?？偨Y此次畢業(yè)設計，我受益匪淺，首先是變速器相關零部件設計與選用以及繪圖方面我的進步很大，可以獨立設計變速器相關的部件了。其次，從崔宏耀老師的指導過程中我學到了他的認真負責的精神，為我以后的工作打下良好的基礎。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計[M].北京:清華大學出版社,2001 [2] 王望予.汽車設計[M].第3版.北京:機械工業(yè)出版社,2000 [3] 成大先．機械設計手冊[M]．北京:化學工業(yè)出版社，2004 [4] 余志生.汽車理論[M].第3 版.北京:機械工業(yè)出版社,2000 [5] 王寶璽，賈慶祥.汽車制造工藝學（第3版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2008. 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