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機電工程學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計說明書
設(shè)計題目: GD1091型商用車變速器、傳動軸設(shè)計
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目錄
1 概述…………………………………………………………………………2
2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定………………………………………………………………2
2.1傳動機構(gòu)的布置方案……………………………………………………………2
2.2零部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計………………………………………………………………3
3 變速器主要參數(shù)的選擇…………………………………………………………4
3.1變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔傳動比………………………………………4
3.2變速器中心距……………………………………………………………6
3.3變速器外型尺寸……………………………………………………………6
3.4齒輪參數(shù)……………………………………………………………………………6
3.5各檔齒輪齒數(shù)的分配………………………………………………………………9
4 變速器齒輪及軸的計算與校核……………………………………………………11
4.1齒輪的失效形式……………………………………………………………11
4.2齒輪的強度計算與校核……………………………………………………………11
4.3軸的設(shè)計………………………………………………………………………14
5 同步器設(shè)計計算…………………………………………………………………19
5.1同步器簡介…………………………………………………………………………19
5.2同步器主要參數(shù)……………………………………………………………19
6傳動軸的設(shè)計計算……………………………………………………………………21
6.1傳動軸的簡介……………………………………………………………………21
6.2萬向傳動軸的設(shè)計計算…………………………………………………………21
6.3十字軸萬向節(jié)的設(shè)計……………………………………………………………22
6.4傳動軸結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計……………………………………………………………25
設(shè)計總結(jié)…………………………………………………………………………………29
參考文獻…………………………………………………………………………………30
致謝………………………………………………………………………………………31
1 概述
隨著現(xiàn)在科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，社會的不斷進步，汽車作為一種方便快捷的交通工具，給人們的生活帶來了諸多便利，起著越來越重要的作用。變速箱的良好的性能在日常駕駛中發(fā)揮著非常重要的作用。發(fā)動機扭矩的力量再大,也得通過變速箱的輸出。如果遇到一個糟糕的變速器,開始啟動就會容易停滯,轉(zhuǎn)變不平穩(wěn),振動,是再好的匹配引擎也是徒勞的。因此設(shè)計好的變速器很重要。對變速器的設(shè)計有以下基本要求:
（1）保證汽車有要求的經(jīng)濟性和動力性；
（2）汽車的變速器需要有很好的工作 效率；
（3）應(yīng)該安置P擋(空檔)，用來阻止發(fā)動機和驅(qū)動輪之間的動力傳輸；
（4）應(yīng)安置R檔（倒檔），使汽車能夠向后倒退運動；
（5）應(yīng)該把功率輸出裝置，用于輸出功率需要；
（6）換擋迅速，便捷，輕快 ，準確；
（7）變速器工作時，應(yīng)當噪聲很低；
2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定
2.1 傳動機構(gòu)布置方案
變速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。
根據(jù)前進檔數(shù)的不同，變速器有三、四、五和多檔幾種；依據(jù)軸的類型分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式。而固定軸式可以分為兩軸式、三軸式和中間軸式變速器。
2.1.1 固定軸式變速器
固定軸式又分為兩軸式和中間軸式變速器。固定軸式很常用，一般放在FR車上用。中間軸式高效率，傳動基本不會產(chǎn)生大的聲音，使用過程中損耗也小。它的缺點是除直接檔外其他各檔位的傳動效率低。
將中間軸式和兩軸式放在一起，能看出兩軸式內(nèi)部的不復(fù)雜，且零件之間布置間隙很緊密，此外它的工作效率也比較高，傳動產(chǎn)生聲音小，它多用在RR布置中。經(jīng)過綜合對比后，此次設(shè)計選用中間軸式變速器。
2.1.2 倒檔布置方案
倒檔R是一個很重要的附加裝置，它方便了駕駛者，但用到它的地方很少，例如停車，其他情況一般不會用到。所以換倒檔一般用直齒滑動齒輪方式。下圖為倒檔的布置方案。
(a) (b) (c) (d)
圖2.1 倒檔布置方案
(c)
(b)
(a)
(d)
上圖的倒檔布置方案各有各的優(yōu)點，各有各的缺點。（a）圖優(yōu)點是中間軸短，缺點是換擋困難。（b)圖優(yōu)點倒檔傳動比大，缺點是混亂的換擋次序。(c)圖優(yōu)點是齒寬變長。(d)圖換擋順序合理，很容易換擋。
綜上所述，本設(shè)計選擇方案(d)較為適合。
2.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計
2.2.1 齒輪形式
變速器用齒輪包括直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。
把斜齒和直齒圓柱齒輪放在一起，斜齒在壽命，運轉(zhuǎn)工況，產(chǎn)生噪音方面都優(yōu)異些；在制造方面困難一些。斜齒圓柱齒輪多用于常嚙合齒輪在變速器中。低檔和倒檔僅用直齒圓柱齒輪。
2.2.2 換檔機構(gòu)形式
換擋機構(gòu)形式很多，有些頻繁應(yīng)用，有些只在少數(shù)位置得到使用。比如直齒滑動齒輪，嚙合套，同步器等等。
直齒滑動齒輪換擋方式具有簡單的結(jié)構(gòu)，而且比較方便維修的優(yōu)勢。但這種轉(zhuǎn)變將影響齒面,噪音大,造成齒輪磨損和損傷,轉(zhuǎn)變時間很長。除一檔、倒檔外很少使用。嚙合套換檔時，使齒輪處于常嚙合狀態(tài)。這種情況下可以使換檔行程縮短，并增加承受換擋沖擊的接合齒齒數(shù)，而輪齒又不參與換檔，進而延長輪齒壽命；但換擋會產(chǎn)生殘余沖擊，對駕駛者有很高的要求。
同步器換檔能保證快速,沒有影響,沒有噪音,沒有需求的駕駛技術(shù),能提高汽車的加速度,燃油經(jīng)濟性和駕駛安全，得到廣泛應(yīng)用。雖然同步器換擋的軸向尺寸相對較大，有較高的制造精度要求，結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜的缺點，但在綜合對比分析的時候考慮到以上所述的具體優(yōu)點和在實際中的應(yīng)用方便性，在實際中應(yīng)用依然較大。通過對同步器的具體結(jié)構(gòu)作具體的了解和分析，并加以認識和揣摩，最終決定本次設(shè)計選用同步器換擋形式。
3 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1 變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔傳動比
3.1.1 檔數(shù)
3～20個檔位通常是變速器的檔數(shù)變化范圍，變速器的檔數(shù)一般在6檔以下。變速器擋數(shù)的變化，使汽車更省油，跑得更快，馬力更大。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，因此，需要設(shè)計者綜合考慮設(shè)計要求來選取合適的檔位，本次設(shè)計采用5+1檔。
3.1.2 傳動比范圍
變速箱比率是最低的和最高的變速比的比率。這次設(shè)計的最大檔5檔，變速比取1。在發(fā)動機發(fā)出最大的動力和最低傳輸引擎速度下，車輛的爬坡能力最大,車輪所要求的徑向距離，與主減速比，以及選擇低傳輸引擎速度都會影響最小的穩(wěn)定的比率?？傎|(zhì)量范圍中型商用車的齒輪比目前，介于5.0至8.0。
所選用的技術(shù)參數(shù)如下：
整車整備質(zhì)量
最高車速
爬坡度
最大總質(zhì)量
主減速器的傳動比
3500Kg
80Km/h
30%
9000Kg
6.25
發(fā)動機的額定功率
額定轉(zhuǎn)速
最大扭矩
最大扭矩轉(zhuǎn)速
99Kw
3000rpm
373N.m
1300rpm
汽車的省油能力會影響傳動齒輪最高變速比的值，一般最高變速比取值小于等于1.然后，驅(qū)動軸齒輪比確定的汽車的動力，油耗。汽車翻過的最陡坡度對傳動比有影響，它可以通過計算得出1擋的變速比值。
汽車從下往上爬坡的時候，由于是上坡，所以行車的速度不是很高，再者空氣阻力可忽略，則發(fā)動機提供的動力傳輸?shù)津?qū)動輪的力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，查文獻[1]可知：
（3-1）
式中：—汽車總質(zhì)量；
—重力加速度；
—道路最大阻力系數(shù)；
—驅(qū)動車輪的滾動半徑；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；
—主減速比；
—汽車傳動系的傳動效率；
—最大爬坡度；
—滾動阻力系數(shù)；
—變速器一檔傳動比。
查文獻[1]由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比可知：
（3-2）
＝3.91
根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件有：
（3-3）
上式：—車輛上在地面上完全裝載的一個水平面上固定軸重；
—道路的附著系數(shù)，計算時取。
查文獻[1],一檔傳動比可知：
（3-4）
=12.3
根據(jù)本設(shè)計要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動比為7.31。
3.1.3 各檔傳動比
變速器最高檔的傳動比與最低檔的傳動比確定以后，中間各檔的傳動比理論上是按公比（查文獻[1]可知）：
（3-5）
的幾何級數(shù)排列，式中為檔位數(shù)（n=5），五檔傳動比?！ ?
由于齒的數(shù)量是整數(shù)，也可以配置稍有不同，使用小檔位之間的共同的比率，方便切換檔位。另外，請考慮到發(fā)動機的合理配，因此，每個齒輪比初選為：
3.2 變速器中心距A
中間軸式變速器的中心距離是指一段距離，這段距離的數(shù)值代表著第一和第二中間軸，這兩根軸中心線之間的距離。這段中心距離對變速器影響很大，尤其是在尺寸和質(zhì)量方面。中心距A可根據(jù)下列公式進行選取（查文獻[1]）：
（3-6）
式中： —中心距系數(shù)，貨車（=8.6~9.6）；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m；
—變速器1檔傳動比；
—變速器的傳動效率，取。
本設(shè)計變速器的中心距為：
=130mm
3.3 變速器外型尺寸
傳動裝置的橫向尺寸可以通過該齒輪裝置和倒檔齒輪和變速機構(gòu)的直徑來初步確定。傳動檔數(shù)的多少，齒輪切換部件的形態(tài)以及齒輪的樣式會影響傳動裝置的在軸線方向的尺寸。
商用車傳動裝置外廓在軸向方向的尺寸參考：
五檔——
3.4 齒輪參數(shù)
3.4.1 模數(shù)
在相同條件下的傳輸?shù)闹行木?，選擇較小的彈性模量可以增加齒的數(shù)目，并且增大齒寬可以增加齒輪的重疊部分，并降低齒輪噪音，因此為了降低噪聲應(yīng)降低模量，選取合理數(shù)，同時增加齒寬;較小的質(zhì)量，應(yīng)增加模量，同時減少齒寬;從工藝方面的考慮，各種齒輪，應(yīng)使用一個模數(shù)，并從強度的觀點來看，每個齒輪應(yīng)不同的模量;
第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn
(3-7)
其中=357.2N·m，可得出mn=3.33。
一檔直齒輪的模數(shù)m
mm (3-8)
通過計算
本次設(shè)計取
同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，一個傳輸機構(gòu)中的接合套模數(shù)取相同，總質(zhì)量在的貨車取。
本次設(shè)計取模數(shù)為3。
3.4.2 壓力角
壓力角小，重合度大，傳動平穩(wěn)；壓力角大時輪齒抗彎強度和表面接觸強度高。其實，壓力角為20已經(jīng)被寫入國家規(guī)定的設(shè)計標準。所以本設(shè)計變速器齒輪采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的結(jié)合齒壓力角有20、25、30等。此次設(shè)計選用30壓力角。
當壓力角小,降低了齒輪鋼度,但優(yōu)勢是相對穩(wěn)定的傳輸,噪音低,重合度大;相反壓力角大齒輪的剛度就有了很大程度上的提高。對與乘用車而言取小些將更加有利于汽車的平穩(wěn)性；對與載重汽車而言，取大些將有利于提高相應(yīng)齒輪的承重負荷時穩(wěn)定運轉(zhuǎn)能力。
3.4.3 螺旋角
螺旋角數(shù)值的選擇很重要，它的變化會帶倆意想不到的結(jié)果，隨著值增加，輪齒的抵抗彎曲的能力增加。此外，螺旋角數(shù)值的變化，還會影響兩齒輪間的嚙合，以及產(chǎn)生噪音的大小。實驗得證：螺旋角的增大，會相應(yīng)提高齒的強度。當選擇大的螺旋角角度值時，會減少輪齒抵抗彎曲的能力，不過也會增加其接觸強度。考慮到低檔齒輪的的抗彎強度，角度不宜過大，取15~25度之間的值；結(jié)合本設(shè)計技術(shù)要求初選螺旋角。
圖3.1 中間軸軸向力平衡
根據(jù)圖3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件
由于，可得
（3-9）
式中，、為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力；、為作用在中間齒輪1、2上的圓周力；、的節(jié)圓半徑；為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。
貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍
3.4.4 齒寬
齒寬是輪齒的寬度，是齒輪一個很重要的參數(shù)，齒寬的大小對質(zhì)量，齒輪的工作穩(wěn)定性，齒輪強度等有影響。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，=8.0
b=5.0×8.0=40mm
斜齒，取為6.0～8.5，=8.
b=4.0×8.0=32mm
3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配
每個齒輪在初選中心的距離，和模量以及螺旋角時，齒輪的齒可以根據(jù)檔數(shù)，變速比和傳輸方案來分配的。當分配盡可能使各傳動比的齒數(shù)不是整數(shù)，均勻磨損輪齒表面。本設(shè)計傳動方案結(jié)構(gòu)簡圖如右圖。
3.5.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)
一檔
圖3.2 五檔變速器示意圖
為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh:
直齒齒輪Zh=2A/m
斜齒齒輪 Zh=2Acosβ/mn
其中 A =130mm、m =5；故有Zh=52。
貨車變速器一檔齒輪Z10可在12～17之間選擇，此處取Z10=14。
則可得出Z9=38。
3.5.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比
由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定Z2/Z1=2.69 ?
而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等
由此可得：
(3-10)
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出：Z1+Z2=61 。 ②
① 與②聯(lián)立可得：Z1=17、Z2=44。
則根據(jù)式（2-7）可計算出一檔實際傳動比為ig1=7.02
3.5.3 確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動比
（3-11）
Z7/Z8=1.66 ③
Z7+Z8=61 ④
③ 聯(lián)立④得：Z7=39，Z8=22。
按同樣的方法可分別計算出：
三檔齒輪 Z5=30 Z6=31；四檔齒輪 Z3=23 Z4=38
3.5.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比取7.31，中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取Z12=13。
而通常情況下，倒檔軸齒輪Z13取21～23，此處取Z13=23。
由
（3-12）
可計算出Z11=37。
故可得出中間軸與倒檔軸的中心距
(3-13
=72mm
而倒檔軸與第二軸的中心:
(3-14)
=120mm。
3.5.5 齒輪變位系數(shù)的選擇
為了防止產(chǎn)生根切、干涉、中心距配湊，常用變位齒輪來解決。而且對變速器而言，不同的齒輪輪齒的彎曲強度和接觸強度,抵抗粘接在一起的能力,耐磨性有不同的要求。變位齒輪的使用滿足了以上的要求，并且可以有效地提高齒輪壽命。變位齒輪分為高度變位和角度變位兩類。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，但很難降低傳動時產(chǎn)生的噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位集中了優(yōu)點，又避免了缺點。
如果實際中心距等于中心距，使用高系數(shù)。如果實際中心距不等于已定中心距時，采用角度變位。其中,角度位移可以獲得良好的嚙合性能和傳動質(zhì)量指標,被最多使用。齒輪傳動裝置工作頻繁,經(jīng)常在循環(huán)荷載作用下,也在沖擊荷載作用下。根據(jù)實際齒輪損壞統(tǒng)計，變速器齒輪損壞形式大多是因為齒面剝落和疲勞強度破壞。因此，選擇變位系數(shù)，主要著眼于提高齒面耐磨性和強度。
總的來說，總變位系數(shù)的取值應(yīng)該謹慎，不能取得過大，會產(chǎn)生不利后果，酌情可以取小一些的值。其中，一檔主動齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。
變位系數(shù)
（3-15）
式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。
4 變速器齒輪及軸的校核
4.1 齒輪的失效形式
齒輪的損毀形式是多種多樣的，比較突出的就是齒面點蝕，齒面磨損，輪齒斷裂等，這些損壞形式對齒輪造成不可修付的損壞。輪齒破碎方法有兩種：一個大的沖擊載荷的齒牙，使輪齒彎曲斷裂;輪齒表面不斷地受力，一次一次的施加力，會破壞齒根，可能會產(chǎn)生裂紋，由于力是一次一次不斷施加的，就是裂紋過大，最終輪齒折斷了。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。
4.2 齒輪的計算與校核
4.2.1 齒輪彎曲強度計算
（1）一檔直齒輪彎曲應(yīng)力，查文獻[2]可知：
（4-1）
式中：
—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
—應(yīng)力集中系數(shù)， =1.65；
—摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
—齒寬(mm)；
—端面齒距，；
—齒形系數(shù)，=0.46
因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式（4-1）后得
（4-2）
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，一檔和倒檔直齒輪可以允許使用彎曲應(yīng)力取值范圍在400～800MPa之間。
由公式（4-2）得：
=416MPa<[]
設(shè)計很合理。
（2）二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力，查文獻[2]可知：
（4-3）
—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
；
—斜齒輪螺旋角( °)，=20°；
—應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50；
—齒寬(mm)；
—法向齒距，；
—齒形系數(shù)，=0.47
—重合度影響系數(shù)，=2.0。
將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式（4-3），整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為：
（4-4）
當計算載荷取為時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在。
由公式（4-4）得：
=
設(shè)計很合理。
4.2.2 輪齒接觸應(yīng)力
（4-5）
式中：
—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；
—齒面上的法向力（N），；為圓周力；
—斜齒輪螺旋角( °)；
—齒輪材料的彈性模量（MPa）,
—齒輪接觸的實際寬度(mm)；
—主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，
；
—從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，
；
選擇作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力查文獻[2]可知，見表4.1
表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa)
齒 輪
液體碳氮共滲齒輪
滲 碳 齒 輪
950~1000
1900~2000
一檔和倒檔齒輪
650~700
1300~1400
常嚙合齒輪和高檔齒輪
計算所得結(jié)果分別如下：
一檔：
二檔：
三檔：
四檔：
五檔：
倒檔：
所以設(shè)計齒輪是合格的。
本設(shè)計傳動齒輪材料采用20CrMnTi鋼和滲碳處理，大大提高了耐磨損性，并改善齒輪彎曲疲勞和接觸疲勞。
4.3 軸的參數(shù)設(shè)計
變速器中有很多的傳動機構(gòu)，且大部分都是齒輪機構(gòu)，齒輪機構(gòu)在傳遞動力過程中，輪齒會受到圓周力，徑向力，以及軸向力，這些力最后會集中的施加到承載齒輪的軸上，軸在受到外力情況下，會產(chǎn)生彎矩和扭矩，使軸發(fā)生變形。所以選擇承載齒輪的軸應(yīng)該具有抵抗外界施加的彎矩和扭矩的能力。由于缺乏剛性，引起彎曲變形，會破壞正確的齒輪，所述齒輪的沖擊強度，工作磨損和噪音。因此，在設(shè)計的變速器，其剛度的大小，以確保該齒輪可以被接合到正確的先決條件。
（1）初選軸的直徑
在已知中心距時，中間軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑可根據(jù)中心距按下式初選。
初選二軸中部直徑d=0.45×130=58mm，圓整至d=58mm。
（2）按彎扭合成強度條件計算
計算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力、徑向力和軸向力。查文獻[2]可知：
（4-6）
（4-7）
（4-8）
式中： —至計算齒輪的傳動比；—計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
—節(jié)點處壓力角；—螺旋角。
因為二軸一檔齒輪是直齒輪，所以，軸向力。
圖4.1為變速器二軸結(jié)構(gòu)簡圖
圖4.1變速器二軸結(jié)構(gòu)簡圖
圖4.2軸的載荷分析圖
如圖4.2所示，I截面為危險截面
由公式（4-6）計算二軸一檔齒輪所受圓周力為：
d=mz=5×38=190mm
=26395.2N
由公式（4-7）計算二軸一檔齒輪所受徑向力為：
=1368N
垂直力計算：
1368×102+FNV1×322=0
FNV1=(1368×102)/322
= 433N
∴
水平力計算：
∴
彎矩計算：
計算轉(zhuǎn)矩： N·mm
力和在軸鉛垂面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度；而使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度。在求得各支點的鉛垂反力和水平反力后，計算相應(yīng)垂向彎矩和水平彎矩。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸向應(yīng)力：
（MPa） （4-8）
式中：
—計算轉(zhuǎn)矩，N·mm;
—軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；
—彎曲截面系數(shù)，mm；
—在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm；
—在計算斷面出軸的垂向彎矩，N·mm；
—許用應(yīng)力，在低檔工作時參閱文獻[2]可知Mpa.
N·mm
由公式（4-8）得：
=162MPa
影響最大的是在齒輪該部分的水平面上的偏轉(zhuǎn)角和軸的的垂直方向距離變化。前者改變了齒輪的中心距，并破壞其正常嚙合;后者使大，小齒輪傾斜，如圖6所示。
圖4.3變速器軸的變形簡圖
變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，查文獻[2]可知：
(4-9)
（4-10）
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）,MPa;
—慣性矩(mm)，對于實心軸，；
—軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；
、—為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；
—支座間的距離（mm）。
圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角
由文獻[2]可知，軸的合成撓度為：
（4-11）
計算慣性矩：
mm
將數(shù)值代入式(4-9)(4-10)得：
故軸的全撓度為，符合剛度要求。
5 同步器設(shè)計計算
5.1 同步器簡介
同步器--常壓式、慣性式和慣性增力式，其中，慣性式同步器是最受歡迎的。慣性同步器換擋有自己的要求---只有換擋時機合適時，即即將換擋的兩元件的角速度達到同步才換擋，否則就不能換擋。
慣性式同步器有很多種分類，例如鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式等等。這些分類的結(jié)構(gòu)可能不同，但是它們還有些相同點，不如說一些元器件是一樣的，力如摩擦元件、彈性元件等。本設(shè)計所采用的是鎖銷式同步器。
5.2 同步器主要參數(shù)
5.2.1 摩擦系數(shù)
同步器工作的次數(shù)很多，在高檔區(qū)進行傳動比的切換，磨損消耗會比較大，所以它要求很耐磨，來保持壽命。選擇的材料很重要，為了獲取良好的摩擦因數(shù)。大的摩擦因數(shù)，會省力，縮短時間；小的摩擦因數(shù)，會失去換擋同步。
5.2.2 同步環(huán)主要尺寸的確定
（1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽
接觸的表面的寬度窄的頂部會影響壓力，磨損更快。大螺紋槽設(shè)，有很多好處，方便存油，在間隙中，但也有些壞的結(jié)果，會使損耗速度增加，使零件的壽命變短。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。
（2） 錐面半錐角 α
越小的摩擦錐面半錐角，會產(chǎn)生大的摩擦力矩。但過小將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tanα≥ f 。一般取α=6°～8°。α=6°時，會出現(xiàn)咬住，粘著的現(xiàn)象；在α=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。
（3）摩擦錐面平均半徑R
R越大，則產(chǎn)生大的摩擦力矩。原則上是盡可能將R取大些。
（4）錐面工作長度b
錐面工作長度b小一些，可以減小傳輸裝置軸向長度，也會帶來負面影響，工作面積錐面少了使單位面積受的力增加，表面損耗增加。
（5）同步環(huán)徑向厚度
同步環(huán)徑向厚度受到外界條件（結(jié)構(gòu)布置等）的限制，厚度不能太厚。為保證同步環(huán)有充足的強度，必須選取合適的厚度。
5.2.3 鎖止角β
鎖止角的選擇很值得關(guān)注，選的角度越恰當，換擋成功幾率越大。上述值都會影響鎖止角的選擇。
5.2.4 同步時間t
同步時間是一個很關(guān)鍵的概念。它的取值會影響換擋時機，當在最短的時間，使兩個傳動零件同步，使換擋更迅速，方便。諸多因數(shù)會影響其值的大小。例如同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動慣量，所受軸向力等等，除了這些之外，車的外貌形狀也會產(chǎn)生影響。比如說，高檔貨車變速器同步時間的值取得小一些，在0.30~0.80s之間，貨車低檔值大一些，大概在1.00~1.50s之間.
5.2.5 轉(zhuǎn)動慣量的計算
轉(zhuǎn)動慣量的計算得視情況而定，。對現(xiàn)在已經(jīng)存在的零件，其轉(zhuǎn)動慣量值通常用扭擺法測出;對不存在的,重新設(shè)計創(chuàng)造發(fā)明的，先經(jīng)過仔細分析,觀察，然后用數(shù)學(xué)公式求出。
6 傳動軸的設(shè)計計算
6.1 傳動軸的概述
萬向傳動軸是一個很普通的傳動部件，但它肩負著很重要的任務(wù)，動力傳遞，改變轉(zhuǎn)矩等。它的結(jié)構(gòu)很簡單，由萬向節(jié)，花鍵，套管等簡單的零部件構(gòu)成。當遇到車型很長的貨車時，中間支撐也是必要的。
萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求：
(1) 能可靠而穩(wěn)定地傳遞動力。
(2) 保證所連接的兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。
(3) 肩負著動力傳遞，保證動力的最高效利用，傳遞過程損失要少
（4）傳動軸很普通，但很重要，要使用周期盡量長久一些
（5）結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便等。
萬向傳動軸在汽車上廣泛應(yīng)用，有很多種分類。大類主要分為剛性和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)又分為不等速，準等速，等速萬向節(jié)。不等速萬向節(jié)包含有十字軸式萬向節(jié)。本次采用的是十字軸萬向節(jié)，結(jié)構(gòu)如下圖。
圖 6.1萬向傳動軸—花鍵軸結(jié)構(gòu)簡圖
1-蓋子；2-蓋板；3-蓋墊；4-萬向節(jié)叉；5-加油嘴；6-伸縮套；7-滑動花鍵槽； 8-油封；9-油封蓋；10-傳動軸管
6.2 萬向傳動軸的載荷計算
傳動力的計算一般有三種算法：
(1) 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比來確定；
(2) 按驅(qū)動輪找滑來確定；
(3) 按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定。
本次傳動軸傳運力的計算采用第一種算法：
(6-1)
其中： 為發(fā)動機最大扭矩；為1檔傳動比；η為從發(fā)動機到傳動軸的傳動效率；kd為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)。
T=kdTemaxηi1=1*373*90%*7.31=2454 N.m
6.3 十字軸萬向節(jié)設(shè)計
十字軸萬向節(jié)是個重要的零部件，必須注意對其保護，以免其受到損壞。它經(jīng)常運動，就會產(chǎn)生磨損，當受到重壓，會產(chǎn)生深深的痕跡，甚至表面的物質(zhì)被去除。這些損壞多多出現(xiàn)在軸頸和滾針軸承表面處。通常，十字軸萬向節(jié)應(yīng)該被更換，當出現(xiàn)的磨損或壓痕超過0.15mm。十字軸軸頸的根部很脆弱，經(jīng)不起損壞，容易斷裂，所以要重視十字軸軸頸的抵抗彎曲的能力。
(a) (b)
圖6.2 萬向節(jié)叉危險截面示意圖
(a) 十字軸 （b）萬向節(jié)叉
設(shè)各滾針軸承對十字軸軸徑的作用的合力為F，則
(6-2)
其中： 為萬向傳動軸的計算載荷，=min（）；
r為合力作用線到十字軸中心的距離；
為主、從動叉的最大夾角。
十字軸軸徑根部彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力應(yīng)滿足
(6-3)
(6-4)
式中： 為十字軸軸徑直徑（mm）；本次取32mm。
為十字軸油道孔直徑（mm）；本次取4mm
s為合力F作用線到軸頸根部矩離（mm），本次取20mm
為彎曲應(yīng)力的許用值，為250～350MPa；
[]為許用的切應(yīng)力，為80～120Mpa
≤[σw]
滾針軸承的直徑有需求，不能小于1.6mm，以免粉碎。大小差異要小，否則針會增加不均勻性之間的負載分配。一般控制0.003毫米內(nèi)。滾針軸承徑向間隙也要控制的合理，一般也有特殊要求，合適的間隙為0.009～0.095mm .滾針軸承得軸向總間隙以0.08～0.30mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度。使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針得軸向間隙一般不超過0.2～0.4mm。
滾針軸承的接觸應(yīng)力為
(6-5)
式中： ——滾針直徑(mm)；
——滾針工作長度(mm)
——(N)，由下式?jīng)Q定：
(6-6)
滾針和十字軸軸頸表面硬度有要求，不同的硬度值，對應(yīng)的許用接觸應(yīng)力也不同。當硬度在58HRC以上時，許用接觸應(yīng)力[]取值范圍在3000～3200Mpa之間。
本次取i=1 ， Z=27 ，d0=4mm
萬向節(jié)叉與十字軸軸承整體的連接，軸承受力F，孔軸中心線截面產(chǎn)生的反作用力，在45度的B-B截面，承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，這個過程產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力應(yīng)滿足
(6-7)
(6-8)
式中，W、分別為截面B-B處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，矩形截面系數(shù)，矩形截面：，；橢圓形截面：，，h、b分別為矩形截面的高和寬或橢圓形截面的長軸和短軸；k是h/b有關(guān)的系數(shù)，按表選取，e、a如圖 所示；彎曲應(yīng)力的許用值 [] 為50～80Mpa，扭應(yīng)力的許用值[]為80～160Mpa。
表2 系數(shù)k的選取
h/b
1.0
1.5
1.75
2.0
2.5
3.0
4.0
10
k
0.208
0.231
0.239
0.246
0.258
0.267
0.292
0.312
本次取，，，，。
十字軸萬向節(jié)的傳動效率受很多因素影響，具體可以從（6-9）看出。當25O 時，可按下式計算
(6-9)
是十字軸萬向節(jié)傳動效率；是軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動軸承：=0.15～0.20，滾針軸承：=0.05～0.10；其它符號意義同前。
通常情況下，十字軸萬向節(jié)的傳動效率約為97%～99%。
符合要求。
十字軸適用的材料一般是低碳合金鋼，例如20CrMnTi、20Cr、20MnVB、12CrNi3A等等，為了軸頸表面高硬度和高耐磨強度，滲碳淬火工藝是必須的。經(jīng)過滲碳處理，使得滲碳層深度達到0.8～1.2mm，并改變其表面硬度，大約在58～64HRC,使軸頸端面硬度≥55HRC，心部硬度為33～48HRC。萬向節(jié)叉可以使用的材料是中碳鋼或中碳合金鋼，為了獲取更好地硬度，需要進一步的處理，經(jīng)過特殊加工，所能達到的硬度在18～33HRC之間,滾針軸承碗材料一般采用GCr15.
綜合以上結(jié)果，十字軸相關(guān)參數(shù)如下：
表3十字軸相關(guān)參數(shù)
6.4 傳動軸結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計
傳動軸中的滑動花鍵能夠伸縮，進而能改變傳動的距離。當傳遞轉(zhuǎn)矩的花健伸縮時，產(chǎn)生的軸向阻力
(6-10)
式中，為傳動軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩；r為滑動花鍵齒側(cè)工作表面的中徑；為摩擦因數(shù)。
以減小軸向滑動花鍵滑動阻力和磨損，有時花鍵齒磷酸鹽處理或噴涂尼龍層，而其他的放滾針，滾子或球軸承，以便滾動元件的滾動摩擦而不是滑動摩擦，從而提高了傳輸效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸?；ㄦI軸應(yīng)進行潤滑，并在花鍵和鍵槽間隙的防塵措施不宜過大，應(yīng)與標記裝配，以避免安裝錯誤，均衡驅(qū)動軸總成以免損壞。
汽車的總體布置影響了傳動軸的長度的變化范圍。在一個特定的長度，具有驅(qū)動軸的截面尺寸驅(qū)動軸應(yīng)確保足夠的強度和足夠高的臨界速度。臨界速度就是接近其運行速度軸彎曲固有頻率，共振現(xiàn)象出現(xiàn)時，急劇增加幅度的所造成的驅(qū)動軸破損時速度，它決定于傳動軸的長度，形態(tài)和支撐情況，傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為
(6-11)
式中，為傳動軸的臨轉(zhuǎn)速（r/min）；
—傳動軸的兩萬向節(jié)中心之間的距離；
和分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑（mm）。
在設(shè)計時，安全系數(shù)取值范圍是1.2～2.0；為傳動軸的的最高轉(zhuǎn)速（r/min）。
初選,則，進而求得115，又因3-6，故可選得，。
為了值以及總體的放置位置合格，當傳動軸長度超過時，要增設(shè)中間支撐，一般會打斷傳動軸成23段，選3或4個萬向節(jié)。
除管段的驅(qū)動軸軸線的尺寸應(yīng)滿足的臨界速度的要求，而且要確保有足夠的抗扭強度。軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（MPa）應(yīng)滿足
(6-12)
計算轉(zhuǎn)矩（N·mm）；[]為許用扭應(yīng)力，[]=300Mpa；其余符號同前。
對于傳動軸上的花鍵軸，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（Mpa）通常以底徑計算，公式如下
(6-13)
（-計算轉(zhuǎn)矩，單位N.m;花鍵的內(nèi)徑，單位mm）
傳動花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力（Mpa）應(yīng)滿足
(6-14)
式中：為傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩（N·mm）；
為花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。=1.3～1.4 ；
為花鍵外徑（mm）；
為花鍵內(nèi)徑（mm）；
為花鍵的有效工作長度（mm）；
為花鍵齒數(shù)；
花鍵的齒面硬度有要求，取不同的值域，會有不同的選擇結(jié)果。當選他的值高于35HRC時，會產(chǎn)生兩個不同的許用擠壓應(yīng)力，其一:=25～50MPa,其二：[]=50～100Mpa
所選擇數(shù)據(jù)均符合要求。
設(shè)計總結(jié)
本次設(shè)計是GD1091型商用車的變速器、傳動軸部分。
汽車零部件設(shè)計是汽車設(shè)計工作的主要內(nèi)容之一，汽車變速器是在汽車使用中比較容易損壞的一個部件，本次設(shè)計通過對其結(jié)構(gòu)進行分析，初步進行結(jié)構(gòu)方案設(shè)計，達到提高變速器工作性能的目的，并與合適的傳動軸結(jié)構(gòu)相匹配。
然而在設(shè)計過程中也發(fā)現(xiàn)了許多不足，平時在課堂上學(xué)到的理論知識不能很好的運用在實際的工作中。對具體的設(shè)計步驟也不是很了解，特別是機械中的一些知識更需要學(xué)習(xí)。這些缺點都需要在日后的學(xué)習(xí)和實際工作中改善。
我通過這次設(shè)計不僅加深了對專業(yè)知識的理解，也提高了自己獨立思考解決實際問題的能力，并對產(chǎn)品的實際設(shè)計過程有了更深入、更徹底的了解。
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致 謝
轉(zhuǎn)眼間，大學(xué)四年很快就要結(jié)束了。而作為大學(xué)生活的最后一個環(huán)節(jié)—畢業(yè)設(shè)計，也將接近尾聲。在這次設(shè)計過程中，指導(dǎo)老師馬冬梅老師給了我很大的幫助，并給我提出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(shè)計任務(wù)，這與老師的指導(dǎo)是分不開的。在此，我對馬冬梅老師表示衷心的感謝。
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