PAGE6PAGE6汽車兩軸變速器的結構設計摘要伴隨著汽車生產工廠逐漸增多，各種各樣的汽車車系被發展出來。它的作用主要是實現更改汽車發動機傳送給主動輪的扭力和轉速比的，它的功能主要是為了實現調整由汽油發動機傳遞給主動輪對的扭矩和轉速比的,所以一輛好的變速器同時也是和整車的發動機特性以及燃料經濟性都有影響的,對車輛的設計實際意義也尤為重要。而車輛的內部隔音效果也就會非常不好。因此本次設計將主要用于設計車輛最關鍵部分之一的變速箱假如設計的變速器不科學，汽車的駕駛性逐漸變差，汽車的內在隔音效果也會特別差。本次設計主要用來設計汽車重要部件之一的變速器。本次設計根據已知數據和相關資料來設計此次課題，主要根據數據計算出此手動變速器的傳動比，計算得出各個齒輪的數據，算出軸和軸承的長度，最終設計出的變速器，將對汽車提供一個很好的駕駛性。關鍵字：工作原理；手動機械變速器；性能；總成目錄43471緒論 120851.1本次設計的目的意義 1235431.2變速器的發展現狀 110871.3設計變速器中的主要問題 2289532變速器的總體方案設計 3180862.1變速器的功用及設計要求 3189742.2變速器傳動機構的形式選擇與結構分析 3271492.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器 3100292.2.2倒檔的布置方案 513322.3變速器主要零件的結構方案分析 598172.3.1齒輪型式 5243062.3.2換擋結構形式 6143302.3.3軸承型式 6244682.4傳動方案的最終確定 6243572.5本章小結 746163變速器主要參數的選擇與計算 8262493.1設計初始數據 8234843.2變速器各擋傳動比的確定 8136803.3中心距A的確定 1020713.4齒輪參數 1035303.4.1模數 10278813.4.2壓力角 108573.4.3螺旋角 11223533.4.4齒寬 11157413.4.5齒頂高系數 11115003.5本章小結 11246324齒輪的設計計算與校核 12192644.1齒輪的設計與計算 1277634.1.1一擋齒輪齒數的分配 12163244.1.2二擋齒輪齒數的分配 13178864.1.3三擋齒輪齒數的分配 1512764.1.4四擋齒輪齒數的分配 17249134.1.5五擋齒輪齒數的分配 1854904.1.6倒擋齒輪齒數的分配 2069424.2輪齒的強度計算與材料選擇 21275534.2.1齒輪材料的選擇原則 21159904.2.3計算各軸的轉矩 21322654.2.4輪齒彎曲強度計算 22183164.3本章小結 302565軸的設計與計算及軸承的選擇與校核 31180775.1軸的設計計算 31174135.1.1初選軸的直徑 31134445.1.2軸的剛度計算 31283095.1.4軸的強度計算 3332375.2軸承的選擇及校核 35166055.2.1輸入軸的軸承選擇與校核 35244305.2.2輸出軸軸承校核 37242505.3本章小結 38270866變速器同步器與操縱機構的選擇 3981566.1同步器的選擇 39248976.1.1同步器的工作原理 39302336.1.2.同步環主要參數的確定 39249346.2變速器的操縱機構 39171966.2.1變速器操縱機構的功用 3939106.2.2變速器應滿足以下要求： 393596.2.3換擋位置 40265346.4本章小結 4032564結論 416431參考文獻 421緒論1.1本次設計的目的意義隨著這我國科學技術的蓬勃發展。在這種形勢下，人民對出行工具有了更高的需求：一是乘坐舒適安全；二是便于攜帶與存放。因此，各種車輛都朝著小型化、輕便化方向發展。小型客車是最理想的一種車型。在我國，汽車工業起步緩慢。特別是近年來，國家出臺了一系列鼓勵自主創新的政策，有力地促進了汽車企業的技術創新。目前，中國的汽車越來越多。面對前所未有的機遇，中國在很多技術領域仍落后于發達國家。人們很清楚,電機的輸出功率很重要,最大輸出功率和最大最大轉矩都是在規定的轉速范圍內產生。所以,對轎車來說,變速箱是汽車中最關鍵的組成部分之一。本設計書主要詳盡闡述了轎車變速箱的基本構造,講述了乘用車一些必要參數、結構的選用方法,并確定了汽車變速箱的使用的主要參數,同時還向人們說明了汽車變速箱的使用期長短。1.2變速器的發展現狀在我國的歷史上，汽車已經有百年的存在，汽車已經成為世界經濟的重要組成部分。變速器的好壞直接關系到傳動的能力性和實惠型，操縱快捷性，傳動平穩性高效。汽車的速度是不斷變化的，也就是說，汽車必須有盡可能多的變速箱，由于機械式變速器操縱不易，人們開始研究各種新型的動力傳動裝置——自動變速器（AutomaticTransmission），以便更好地適應現代汽車不斷提高的行駛速度、駕駛舒適性及安全性要求。常見的手動變速器換擋不易、外觀輕小、操縱難控的缺點，但由于動力效率、技術成熟、投入少等優點，在當代汽車中仍得到大眾應用。回到1889年，法國自主研究出當今世上第一臺標致的手動4擋工作的乘用車變速器。因此，變速器的開發一直是各生產廠家關注的課題。傳動裝置可以根據主變速箱和發動機的參數使用自動鎖止進行優化。轉向可靠，避免跳躍、散亂、自動脫檔和錯掛。傳動裝置可以根據主變速箱和發動機的參數使用自動鎖止進行優化。到目前為止，該變速器已經經歷了以下幾個發展過程：1)手動變速器手動變速器(MT:手動變速箱)一般使用齒輪傳動減速機的基本原理,改變箱中使用各種齒輪傳動比的齒輪傳動副,改變箱轉向機構中使用各種類型的齒輪傳動副。手動變速器也有不完善的地方：在如今的社會，交通擁堵，駕駛員不得不多次操控檔桿來進行傳動。尾氣排放影響空氣污染。2)自動變速器AT和MT變速器的共同點是它們都是階梯式自動變速器，不一樣的是自動變速器可以根據駕駛人踩制動踏板提高車速來進行升檔，這大大減少了傳統手動CVT變速器的"滯后"。這兩種變速器對比下來原理和造價成本不一樣。自動檔更容易駕駛也賣得更好，但事實上，仍有大量車主會選擇手動變速器，一些車主在買車時會選擇手動變速器汽車，因為手動變速器這輛車很有操作性，手動擋汽車就價格而言，可以說比自動變速器便宜得多，但是手動變速器開車比自動變速器更復雜，所以許多車主在手動變速器和自動變速器之間非常糾結，自動變速器駕駛時可能會很麻煩，但實際上是手動換檔汽車非常經濟，這就是為什么許多人購買它們。3)無級變速器CVT(連續變速器)，其簡易上手，制造成本低廉，擁有的快捷性和動力性。因此，在汽車領域內得到越來越廣泛的應用。目前世界各國生產的各種型號的無級變速器有100多個品種。自動變速器可以通過液壓控制系統連續調節活動車輪的軸向移動來實現。1.3設計變速器中的主要問題在現在汽車行業發展迅速，伴隨著汽油價格的逐日增加和汽車上的零件技術成熟，變速器設計的主要問題如下：怎么設計經濟實惠，使用時間久的變速器，將一直是變速器為汽車發展所要解決的一個很大問題。自動變速器的發展速度非常快，因為它在方便駕駛的同時，也減少了駕駛的樂趣。由于換擋時產生沖擊和噪音，所以人們希望能夠降低換擋過程中影響車輛舒適性的問題；另外，隨著汽車電子化程度的不斷提高，駕駛員越來越需要一種既舒適，又快捷的操作方式。2變速器的總體方案設計2.1變速器的功用及設計要求變速器是一種齒輪傳動齒輪傳動裝置，變速箱其基本功能為：傳遞扭矩并將之轉換成機械功；變速操縱與離合器接合及脫開操作，實現換擋形式。為了確保變速箱具有良好的運行性能，應提出以下設計要求：1.提高對駕駛員的操縱感，使更容易操縱。2.設置空擋，在車輛行駛過程中，當駕駛員將離合器踏板踩到底時形成。3.設置倒檔，可以使汽車倒行走。4.設置動力傳送功能，有時候需要功力輸送。5.換擋迅速、省力、方便。6.工作可靠，汽車在正常行駛中，變速箱不會自己做功來改變檔位。7.變速器應有高的工作效率。8.變速器的工作噪聲低。在一定條件下，應合理的選擇一個變速箱的傳動范圍，是提高整車性能的有效途徑之一。汽車行駛速度對變速器傳動比的限制作用。2.2變速器傳動機構和布置方案傳動方式有很多種，根據傳動比的不同，可分為有級變速箱、無級變速箱和綜合變速箱。階梯式齒輪箱根據不同的驅動速度可分為三檔、四檔、五速和多速，再依照中心軸的位置分為定格軸型。從結構形式來看，有齒輪傳動、齒條傳動、鏈傳動、凸輪傳動等幾種類型。從工作原理看，有級化是指通過改變離合器與制動器的連接關系來實現對變速機構控制的過程。2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器大多數現代汽車使用三軸式變速器。以下是兩軸變速箱和三軸的做功方案。正如圖2.1顯示當發動機轉速升高時，由于離合器分離得越快，使汽車起步更容易；同時發動機工作平穩，不會產生沖擊噪音。此外，還可減少潤滑油消耗和降低燃油消耗率。低損耗，低噪音這也是三軸變速器的受歡迎的幾點。第一軸；2.第二軸；3.中間軸圖2.1轎車三軸式四檔變速器1.第一軸；2.第二軸；3.同步器兩式變速箱由圖說明。與三軸變速箱比較，結構明晰，占用較少的空間，低噪音。

它在國外已經被寬廣地運用在轎車上，而在中國還沒有被報導過，所以必須的對其進行研究。本文介紹一種新式兩軸式變速器，以供設計引證。兩軸式變速器特點1、壓縮構造，外形小巧，高效的傳輸效率。一般來說，小汽車的前置前驅裝配可以減小6%10%的質量。兩軸式變速器便利、簡明。由圖可知，除普通皮帶輪外，其它傳動裝置經常嚙合，其中一個齒輪的同步齒輪平常安裝在輸出軸軸上。二軸式變速器噪音越大，磨損越大，這是他的缺點。而雙軸式變速器通過兩個主動錐齒輪來輸出扭矩的控制，所以沒有問題，而且還可以降低換檔的沖擊力。此外，雙軸齒輪箱結構簡單，生產費用低廉。三軸式傳動裝置能降低傳動動力所需要的摩擦力，而不需要中間軸。同時，由于主、從動齒輪的嚙合，能有效地降低振動和噪聲，并能改善車輛的經濟性。本設計的變速箱由數據可知應采用二軸式變速箱。2.2.2倒檔的布置方案下圖是我們所見到的汽車倒擋分布：圖2.3倒檔布置方案圖2.1a顯示了常見的倒檔布置方案。

其特點是：將換擋機構與變速箱分離；用離合器取代扭矩變換器；為了簡化機構，在齒輪的驅動線上增加一個傳動機構。為了降低齒面磨損，延長其工作壽命，提高其工作性能，提出一種新型雙級雙行星輪系設計方案，并進行了分析計算與試驗驗證。結果表明：其各項性能指標均優于原設計。如圖2.1b所示，其優勢在于，在中間軸上有一個齒輪，使中間軸的長度變短。為克服這一缺點，我們對該型變速箱進行改進設計。如圖2.2a,d和e.改進后的變速器在兩擋之間增設一個中間擋位齒輪。這樣就可省去一對換檔離合器。

一些輕型卡車使用這個選項有四檔變速器。圖2.1c中所示的方案具有最大的倒檔比率，但其變速次序錯誤。圖2.1d中的方案是為了改進前一種，因此用于大貨車的傳動裝置。圖2.1e的因為吧最小檔齒輪和倒退齒輪設置再一起，所以他的尺寸才會變大。圖2.1f所示的傳動方式適合所有的齒輪都是常嚙合的，換檔更加方便。此設計的傳動方式如圖2f所示。2.3變速器主要零件的結構方案分析傳動機構的設計要符合使用性能、制造條件、維修方便和測試的需要，在確定傳動機構的結構時也要考慮到傳動機構的種類、換檔性能和傳動裝置的類型。2.3.1齒輪型式齒輪被分為兩種，其中一個是直行齒輪，而那個則是斜行齒輪當前無級變速技術的發展方向是通過增加常嚙合齒輪組來達到斜齒傳動的目的。它有兩個優點：一是傳動比大，二是傳動效率高。在汽車上齒輪的兩種類型都可以通過換位和改變其狀態。直齒圓柱齒輪適用于低速和后退檔。2.3.2換擋結構形式同步器和換檔都是當今大部分汽車的傳動系統。采用同步器換檔，可以確保傳動機構在換檔過程中不會受到碰撞，并能最大限度地發揮齒輪的強度，而且操作更輕，換檔時間更短，而且這種方式也有助于實現操作的自動化。該方法具有結構復雜、加工精度高。該設計使用鎖環同步器，利用摩擦的方式進行閉環同步當花鍵齒圈用螺釘固定在齒輪軸上時，由于摩擦力，花鍵齒圈套著被夾緊工件旋轉運動；而被夾緊工件則處于靜止狀態。以防各零件發生撞擊和噪音。2.3.3軸承型式傳動軸承采用圓錐滾子式、滾珠式、滾針式、圓柱滾子式、滑動式套筒等。這一次我們所采用的是圓錐式和滾針式這兩種2.4傳動方案的最終確定通過對傳動類型、傳動圖、主要裝配圖的分析，和根據所給的任務書在選型和制作見圖2.4圖2.4變速器傳動簡圖2.5本章小結本章講解了變速器的功能，對傳動裝置的類型、結構進行了分析，并對其進行了介紹兩軸、三軸變速器的驅動方式，在此基礎上最終確定了變速器方案。3變速器主要參數的選擇與計算3.1設計初始數據最高車速：=185Km/h發動機功率：=83KW轉矩：=145總質量：=1245Kg車輪：205/55R16r=3163.2變速器各擋傳動比的確定初選傳動比：=(3.1)式中：—最高車速—發動機最大功率轉速—車輪半徑—最高檔取0.8—主減速器傳動比=9550×(3.2)所以，=9550×83145=5467r/min=0.377×=0.377×=4.40(3.3)最大傳動比的選擇：①滿足最大爬坡度。（3.4）式中：G—重力作用于汽車上，，—空載重量，—重力加速度，=12200N；—發動機最大轉矩，=145N.m；—主減速器傳動比，=4.40—傳動系效率，=90%；—車輪半徑，=0.316m；—滾動阻力系數；—爬坡度，取=16.7°帶入數值計算得①②滿足附著條件：·φ（3.5）Φ為附著系數，他的范圍在，收益我們取0.6為了使車輛滿載并保持在水平面上，將橋梁荷載降到地面，這里取70mg；計算得≤3.72；②由①②得2.02≤≤3.72；取=3.45；校核最大傳動比；在3.0~4.5范圍內，所以符合。其他各擋傳動比的確定：根據等比例級數原理，汽車的傳動比總體上滿足下列條件（3.6）式中：—常數，即齒輪之間的公比；因此，齒輪之間的傳動比為：==1.44，，，所以其他各擋傳動比為：=3.45，==2.40，=1.66，=1.15，=0.83.3中心距A的確定我們可以按照下邊的公式進行帶入求出初中心距。A=K中心距系數；=.，變速器最低檔傳動比，變速器傳動效率取，發動機的最大輸出轉矩（Nm）；所以A初選：72mm3.4齒輪參數3.4.1模數為了保證齒面光潔度和提高傳動效率，一般在齒輪設計時將其齒廓分為若干段。其中一段稱為起始點（或過渡圓弧），其余為終止點。表3.1汽車變速器齒輪法向模數車型乘用車的發動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0≤V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14＞14.0模數/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50~6.00表3.2汽車變速器常用齒輪模數一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50——發動機排量是1.5升，齒輪的模數按表2.2.1和2.2.2取的2.25-2.75mm。3.4.2壓力角小轎車的規定標準壓力角為20°，所以我們也原則20°壓力角。3.4.3螺旋角實驗結果表明，如果取用大的螺旋角，齒輪的嚙合重疊會增大，做功平穩，噪音小。但當齒根彎曲應力較大時，則會出現嚴重的疲勞破壞。因此在選擇齒形參數時要綜合考慮各種因素，以獲得較高的傳動效率和承載能力。斜交齒輪有兩個不同方向的運動。兩軸式變速器螺旋角：3.4.4齒寬直齒，齒寬系數在4.5～8.0之間，取7.0；斜齒，取為6.0～8.5。3.4.5齒頂高系數在提高了齒輪的加工精度之后，包括國內在內，將齒尖高度的系數設定為1.00。3.5本章小結通過已知數據，來計算出最高檔傳動比，從而決定其它檔位的傳動比，從而選擇變速箱箱的中間距。最終得到了齒輪、模數、壓力角度、螺旋角、齒寬等參數，可以通過這些參數來計算齒輪。4齒輪的設計計算與校核4.1齒輪的設計與計算4.1.1一擋齒輪齒數的分配低檔齒輪為斜齒輪，模數為2.75，先選=23°一擋傳動比為（4.1）為了求，的齒數，先求其齒數和，斜齒（4.2）==48.2取整為48即=11=37對中心距進行修正因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，并以修正后中心距中心距作為每個齒輪的齒數分配的依據==71.7mm（4.3）對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角：tan=tan/cos（4.4）=21.43°嚙合角：cos=(4.5)=22.03°變位系數之和（4.6）查變位系數線圖得：對修正（4.7）計算一擋齒輪1、2參數：分度圓直徑=2.75×11/cos23°=33mm=2.75×37/23°=111mm齒頂高=3019mm=1.76mm式中：=0.11=0.42-0.11=0.31齒根高=2.145mm=3.575mm齒頂圓直徑=36.38mm=114.52mm齒根圓直徑=28.71mm=103.85mm當量齒數=14.28=48.044.1.2二擋齒輪齒數的分配二擋齒輪為斜齒輪，模數為2.75，初選=25°==48.2取整為48=14=34對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距=71.7mm端面壓力角tan=tan/cos=21.43°端面嚙合角變位系數之和0.3查變位系數線圖得：0.3=0.41=對修正二擋齒輪參數：分度圓直徑=42mm=102mm齒頂高=3.355mm =1.925mm式中：=0.11=0.19齒根高 =2.31mm =3.74mm齒頂圓直徑=48.71mm=105.85mm齒根圓直徑=37.38mm=94.52mm當量齒數=18.18=44.144.1.3三擋齒輪齒數的分配三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數為2.75=1.66=48得=18，=30對三擋齒輪進行角度變為：理論中心距=71.18mm端面壓力角tan=tan/cos=21.43°端面嚙合角=變位系數之和0.62查變位系數線圖得：=0.42=0.2對修正三擋齒輪5、6參數：分度圓直徑=54mm=90mm齒頂高=2.283mm=2.288mm式中：=0.3=0.32齒根高=2.283mm=3.938mm齒頂圓直徑=56.245mm=84.686mm齒根圓直徑=46.191mm=74.633mm當量齒數=26.389=42.6604.1.4四擋齒輪齒數的分配四擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數=2.75==22.47，取整為22=26對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距=71.18mm端面壓力角tan=tan/cos=21.43°端面嚙合角變位系數之和0.58查變位系數線圖得：=0.48=0.1對修正四擋齒輪7、8參數：分度圓直徑=65.99mm=77.99mm齒頂高=3.3mm=2.26mm式中：=0.3=0.28齒根高=2.12mm=3.16mm齒頂圓直徑=72.6mm=80.51mm齒根圓直徑=61.76mm=70.8mm當量齒數=28.56=33.754.1.5五擋齒輪齒數的分配五擋齒輪為斜齒輪，初選=25°模數=2.75=取整為47=26=21對五擋齒輪進行角度變位：理論中心距=71.3mm端面壓力角tan=tan/cos=21.88°端面嚙合角變位系數之和0.58查變位系數線圖得：=0.25=0.33對修正五擋齒輪9、10參數：分度圓直徑=79.69mm=54.34mm齒頂高=1.98mm=2.2mm式中：=-0.25=0.53齒根高=2.75mm=2.53mm齒頂圓直徑=83.65mm=68.74mm齒根圓直徑=74.19mm=58.28mm當量齒數=35.96=29.044.1.6倒擋齒輪齒數的分配倒擋所選的齒輪齒數與一檔齒輪一樣，所以的取值為，選出后，輸出軸和倒擋可以由代入公式得出中心距。定為=13，=23，則：==49.5mm為保證齒輪箱內的齒輪嚙合而不發生移動干擾，齒輪1與11的齒頂圓應存有比的縫隙，齒輪11的齒頂圓直徑是：=2×72－2.75×(13+2)－1=101.75mm=－2=35計算倒擋軸和輸出軸的中心距==81.1mm計算倒擋傳動比=2.774.2輪齒的強度計算與材料選擇4.2.1齒輪材料的選擇原則1、合理選擇材料配對對于硬度≤350HBS的軟齒面齒輪,小齒輪的材料硬度應略高于大齒輪,以便使雙輪壽命相近,而兩個齒輪之間的硬度差應為30-50HBS。考慮加工工藝及熱處理工藝變速器齒輪滲碳厚度建議使用以下數值滲碳層深度0.8～1.2時滲碳層深度0.9～1.3時滲碳層深度1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48氰化齒輪的氰化層厚度不得低于0.2；表面硬度HRC。4.2.3計算各軸的轉矩引擎最大扭矩為145牛米，99%為齒輪的輸出效率，99%為離合器的輸出效率，96%為軸承的傳送效率。輸入軸==145×99%×96%=137.81N.m輸出軸一擋=137.81×0.96×0.99×38/11=452.46N.m輸出軸二擋=137.81×0.96×0.99×35/15=305.61N.m輸出軸三擋=137.81×0.96×0.99×31/19=213.7N.m輸出軸四擋=137.81×0.96×0.99×27/23=153.75N.m輸出軸五擋=137.81×0.96×0.99×22/28=102.91N.m倒擋=150×(0.96×0.99)×37/13=354.28N.m4.2.4輪齒彎曲強度計算1、倒檔直齒輪彎曲應力如圖4.1（4.8）式中：—彎曲應力（MPa）；—計算載荷（N.mm）；—應力集中系數，現選定。—摩擦力影響系數，主齒輪與從動齒輪的摩擦方向的差異，對彎矩的作用也有一定的影響，；主動齒輪為1.1，從動齒輪為0.9；—齒寬（mm）；—模數；—齒形系數，如圖4.1。圖4.1齒形系數圖在計算負載取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪的彎曲應力可能在400～850兆帕。計算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應力，，=13，=37，=23，=0.136，=0.132，=0.149，==618.98MPa<400～850MPa==471.3MPa<400～850MPa==462.26MPa<400～850MPa斜齒輪彎曲應力（4.9）式中：—計算載荷，N·mm；—法向模數，mm；—齒數；—斜齒輪螺旋角；—應力集中系數，=1.50；—齒形系數，可按當量齒數在圖中查得；—齒寬系數—重合度影響系數，=2.0。乘用車的許用應力在180-350兆帕之間，貨車的允許壓力在100-250MPa之間。其計算負荷取施加于傳動裝置第一軸上的最大轉矩時，（1）計算一擋齒輪1，2的彎曲應力，=11，=37，=0.16，=0.13，=452.46N.m，=137.81N.m，==235.51MPa<180～350MPa==229.13MPa<180～350MPa（2）計算二擋齒輪3，4的彎曲應力=14，=34，=0.162，=0.143，=305.61N.m，=137.81N.m，=332.3MPa<180～350MPa=343.76MPa<180～350MPa（3）計算三擋齒輪5，6的彎曲應力=18，=30，=0.164，=0.157，=213.7N.m，=137.81N.m=255.33MPa<180～350MPa=272.45MPa<180～350MPa（4）計算四擋齒輪7，8的彎曲應力=22，=26，=0.134，=0.145，=153.75N.m，=137.81N.m=255.68MPa<180～350MPa=233.68MPa<180～350MPa（5）計算五擋齒輪9，10的彎曲應力=26，=21，=0.144，=0.147，=137.81N.m，=153.75N.m=187.06MPa<180～350MPa=224.11MPa<180～350MPa4.2.5輪齒接觸應力σj（4.10）式中：—輪齒的接觸應力，MPa；—計算載荷，N.mm；—節圓直徑，mm；—節點處壓力角，°，—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、從動齒輪節點處的曲率半徑，mm，直齒輪、，斜齒輪、；、—主、從動齒輪節圓半徑(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3.2。彈性模量=20.6×104N·mm-2，齒寬齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高擋1300～1400650～700表4.2變速器齒輪的許用接觸應力（1）計算一擋齒輪1，2的接觸應力=456.192N.m，=137.81N.m，，，，=u=6.72mm=21.4mm==1802.4MPa<1900～2000MPa==1780.8MPa<1900～2000MPa（2）計算二擋齒輪3，4的接觸應力=305.61N.m，=137.81N.m，，，=8.55mm=20.76mm==1332.92MPa<1300～1400MPa==1308.92MPa<1300～1400MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力=213.7N.m，=137.81N.m，，，，=18.31mm=10.99mm==1213.51MPa<1300～1400MPa==1170.53MPa<1300～1400MPa（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力=153.75N.m，=137.81N.m，，，=15.87mm=13.43mm==1127.02MPa<1300～1400MPa==1095.03MPa<1300～1400MPa（5）五擋齒輪9，10的接觸應力=137.81N.m，=102.91N.m，，，，=16.91mm=13.66mm==845.38MPa<1300～1400MPa==483.22MPa<1300～1400MPa4.3本章小結根據上述的計算來得出,通過算尺根據各個分檔的傳遞比,首先得出齒輪的數、模數、壓力角、螺旋角度、寬系數、頂高系數,接著又根據各個分檔的傳遞比確定了各個齒輪的傳動系數,并對各個齒輪進行互換。其次,為滿足工作工況,然后,又根據各個分檔的齒輪比決定了所有齒輪的轉齒數,并對所有齒輪進行互換。然后通過計算各齒表面的系數,就可以得出了各齒表面的最大齒型系數,并據此求得了相應的齒表面的最大彎曲應力和嚙合應力。然后,又進一步計算了各檔位的作用力5軸的設計與計算及軸承的選擇與校核5.1軸的設計計算5.1.1初選軸的直徑傳動軸的強度僅按扭矩計算，并輸入軸頸=103×取整后d=25mm（5.1）圖5.1軸的示意圖5.1.2軸的剛度計算若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式計算（5.2）（5.3）（5.4）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），=2.1×105MPa；—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。（5.5）豎直面和平行面的軸向彎允許度=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在表面的轉角沒有超過0.002rad。傳動裝置的第一檔的作用力是最大的，因此只要檢查一下傳動軸的剛性和強度軸的剛性就可以了。圖5.2輸入軸受力分析圖一擋齒輪所受力NNNmm，，mmmm輸入軸（5.6）=0.089mm（5.7）=0.114=0.0008rad0.002rad（5.8）輸出軸=0.008=0.02=0.0006rad0.002rad5.1.4軸的強度計算一擋時變形最大，最險情，所以校核。輸入軸的強度校核圖5.3輸入軸的強度分析圖1)豎直平面面上得=2384.09N豎直力矩=156157.6N.mm2)水平面內上=2134.4由以上式可得=139803.185N.mm按第三強度理論得：N.mm輸出軸強度校核8152.433237.083554.931)豎直平面面上得=2327.09N豎直力矩=152424.1N.mm2)水平面內上彎矩由上式可得=256678.78N.mm按第三強度理論得：N.mm因此該軸符合強度要求5.2軸承的選擇及校核5.2.1輸入軸的軸承選擇與校核由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號，30205（左右），由《機械設計手冊》查得代號為30205的圓錐滾子軸承，，e=0.37,Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h校核軸承壽命Ⅰ）、求水平面內支反力、+=由以上兩式可得=3112.61N，=203.76NⅡ）、內部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6(5.9)Ⅲ）、軸向力和由于所以左側軸承被放松，右側軸承被壓緊Ⅳ）、求當量動載荷查機械設計課程設計得故右側軸承X=0.67左側軸承X=0.4徑向當量動載荷(5.10)=1.2×（0.67×3316.37+1.6×63.675）=2788.62N校核軸承壽命預期壽命，為壽命系數，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(5.11)=41788.78h＞=24000h合格5.2.2輸出軸軸承校核初選輸出軸的軸承型號，30206（左右），由《機械設計手冊》查得代號為30206的圓錐滾子軸承，，e=0.37,Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h校核軸承壽命Ⅰ）、求水平面內支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=198.89N，=3038.19NⅡ）、內部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6Ⅲ）、軸向力和由于所以右側軸承被放松，左側軸承被壓緊Ⅳ）、求當量動載荷查機械設計課程設計得故右側軸承X=0.67左側軸承X=0.4徑向當量動載荷=2142.72N校核軸承壽命預期壽命，為壽命系數，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3；=40955.74h＞=24000h故該軸承合格5.3本章小結本次根據選取軸的直徑來進行計算，又計算出輸入軸和輸出軸的直徑，最后有根據資料又對軸的剛度進行了計算和校核。最終確認了軸的使用壽命。6變速器同步器與操縱機構的選擇6.1同步器的選擇6.1.1同步器的工作原理該裝置采用鎖環同步裝置，其工作原理是：在換檔過程中，由于圓錐表面上的法向力與圓錐表面的角速度差異，導致圓錐表面產生了摩擦力矩，從而使鎖環的相對嚙合套筒和滑塊轉動一定的角度，從而使滑塊定位。在換檔力的作用下，鎖環不斷地向圓錐表面施加壓力，實現了同步變速器的同步。6.1.2.同步環主要參數的確定（1）同步環錐面上的螺紋槽如果螺旋槽螺旋線的上端變窄，磨錐表面的油膜可能被壓碎。實驗結果表明，齒頂寬度對運行的影響較大，當齒頂磨損加劇時，很難改變，從而加速了磨