兩軸式五擋手動變速器設(shè)計(共69頁)

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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 本科畢業(yè)設(shè)計說明書 某型乘用車五擋手動變速器設(shè)計 PASSENGER CAR MANUAL TRANSMISSION DESIGN 學(xué)院（部）： 機(jī)械工程 專業(yè)班級： 車輛工程11-1 學(xué)生姓名： 王懷遠(yuǎn) 指導(dǎo)教師： 張國榮 2015 年 06 月 02 日 專心---專注---專業(yè) 某型乘用車五擋手動變速器設(shè)計 摘要 本次設(shè)計針對小型前置前驅(qū)乘用車，綜合考慮乘用車對乘坐舒適性、操作簡便性

2、、動力性以及燃油經(jīng)濟(jì)性等方面需求，進(jìn)行五擋機(jī)械式變速器設(shè)計。變速器結(jié)構(gòu)采用兩軸式，同時采用鎖環(huán)式同步器換擋機(jī)構(gòu)，使換擋更及時、更準(zhǔn)確、更平穩(wěn)。設(shè)計過程包括動力參數(shù)分析、傳動比分配、變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計以及各個零部件強(qiáng)度的校核。在結(jié)構(gòu)設(shè)計中，運(yùn)用CATIA軟件進(jìn)行三維建模和結(jié)構(gòu)分析，最后根據(jù)確定的參數(shù)完成工程圖紙的繪制。 關(guān)鍵詞：乘用車，機(jī)械式變速器，結(jié)構(gòu)分析，強(qiáng)度校核 PASSENGER CAR MANUAL TRANSMISSION DESIGN ABSTRACT The des

3、ign is directed at small front precursor passenger cars. It takes various requirements into comprehensive consideration, such as comfort, ease operation, power performance and fuel economy.With two shaft type transmission structure, and using the lock ring synchronizer shifting mechanism at the same

4、 time, makes the shifting more timely, more accurate, more stable.Design process including analysis, dynamic parameters distribution of transmission ratio, the transmission structure design and strength check every parts and components.In structure design, using CATIA software for 3 d modeling and s

5、tructure analysis, according to the determined parameters to complete drawing engineering drawings. KEYWORDS: passenger vehicles, mechanical transmission, structure analysis and strength check 目錄

6、 1 機(jī)械式變速器設(shè)計概述 變速器通過不同傳動比的切換使汽車能夠很好地適應(yīng)各種復(fù)雜工況。使轉(zhuǎn)速及扭矩范圍很小的內(nèi)燃機(jī)在汽車上得到很好地利用。變速器設(shè)有空擋、倒擋、前進(jìn)擋，從而滿足汽車在不同工況下對扭矩及轉(zhuǎn)速的需求?？論跷恢檬拱l(fā)動機(jī)能夠順利啟動，并且可以在不需要動力的時候及時可靠切斷發(fā)動機(jī)動力輸出；倒擋使汽車能夠倒退行駛，滿足汽車對停車以及在狹小空間行駛的性能需求；而前進(jìn)擋是汽車正常行駛擋位，使汽車能夠獲得各種不同的車速和扭矩，同時使發(fā)動機(jī)的動力得到充分利用，使汽車的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性得到均衡。變速器的設(shè)計，歸根結(jié)底就是為了是發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速和扭矩

7、范圍擴(kuò)大，并且使之得到很好地控制。通常變速器的設(shè)計需要滿足以下基本設(shè)計要求： 1） 使汽車得到良好的動力性的同時，力求確保獲得最佳的燃油經(jīng)濟(jì)性； 2） 使汽車動力能夠隨時可靠中斷和傳輸，因此須要設(shè)置空擋； 3） 確保汽車能夠在狹小空間倒退行駛，因此變速器必須設(shè)置倒擋； 4） 汽車換擋過程要平穩(wěn)，齒輪產(chǎn)生的沖擊和噪聲要盡可能小，因此需要采取齒輪轉(zhuǎn)速同步措施，如使用同步器； 5） 變速器工作要可靠，不可出現(xiàn)脫擋、同時掛入兩個以上擋位等危險工況； 6） 變速器各個擋位傳動比分配要合理，此外應(yīng)該設(shè)置動力輸出裝置，使發(fā)動機(jī)的動力能夠在需要的時候?qū)ν廨敵觯? 7） 變速器的工作效率要足夠高，以

8、確保發(fā)動機(jī)的動力能夠可靠驅(qū)動質(zhì)量很大汽車。 8） 變速器在滿足基本功能的同時，應(yīng)盡可能使其輕量化，并且盡量減小其體積，從而降低生產(chǎn)和使用維護(hù)成本 隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，現(xiàn)代汽車使用的變速器結(jié)構(gòu)形式很多，但是它們的基本結(jié)構(gòu)原理大體相同。對于很多大型貨運(yùn)汽車為了獲得更連續(xù)的傳動比變化，要求變速器具有更多擋位，因此有些變速器在常用的變速器基礎(chǔ)上增設(shè)一個副變速箱，以獲取更多的擋位，從而滿足重型汽車的使用需求。對于這種變速器，拆除副變速箱后，同樣可以將其使用在對擋位數(shù)要求不多的場合。變速器一般均由動力傳輸機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)兩部分組成。近幾年電控、以及液壓控制系統(tǒng)的應(yīng)用使駕駛員可以通過對變速器的操縱控制

9、，使汽車發(fā)動機(jī)得到更加精確的控制和利用。 其中變速器的傳動機(jī)構(gòu)，根據(jù)其傳動軸的數(shù)目以及變速器前進(jìn)擋位的數(shù)目具體分類如下： 本次手動五擋變速器設(shè)計參數(shù)參考桑塔納2015款1.6L手動舒適版官方公布數(shù)據(jù)，如表1.1 表1.1 五擋變速器設(shè)計參數(shù) 最高車速（km/h） 185 最大馬力（Ps） 110 最大功率（kW） 81 最大功率轉(zhuǎn)速（rpm） 5800 最大扭矩（N·m） 155 最大扭矩轉(zhuǎn)速（rpm） 3800 輪胎規(guī)格 185/60 R15 滿載質(zhì)量（kg） 1600 驅(qū)動形式 前置前驅(qū) 2 變速器傳動機(jī)構(gòu)布

10、置方案 機(jī)械式變速器不僅結(jié)構(gòu)簡單、制造以及使用維護(hù)成本低而且工作可靠、傳動效率也很高。因此目前在很多汽車上得到廣泛應(yīng)用。 2.1傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析 1. 固定軸式變速器 （1） 兩軸式變速器 目前，實(shí)用型私人轎車為了使汽車動力傳動路徑減短，同時避免因傳動軸布置而導(dǎo)致車廂地板凸包，從而有效增大人員乘坐空間，提高乘坐舒適性。而對于兩軸式變速器，通常使用在發(fā)動機(jī)前置前驅(qū)的汽車上。 兩軸式變速器，與中間軸式比較，結(jié)構(gòu)更簡單，其軸和軸承的使用數(shù)量比中間軸式少，因此兩軸式變速器體積更小，制造成本也比較低。此外，兩軸式變速器動力傳輸只經(jīng)過一對嚙合齒輪副，因此傳動效率高，但是由于結(jié)構(gòu)的限制，兩軸

11、式變速器不能設(shè)置直接擋，因此在高速擋位工作時，齒輪傳動噪聲很大。而且兩軸式變速器，在輸入和輸出軸中心距不大的條件下，無法使一擋獲取較大的傳動比。兩軸式變速器器輸入軸和輸出軸轉(zhuǎn)速相反，而中間軸式變速器其第一軸與輸出軸轉(zhuǎn)向相同，且可以設(shè)置直接擋，從而降低了高速擋位的工作噪聲。 （2） 中間軸式變速器 中間軸式變速由三根傳動軸組成，其動力輸入軸為第一軸，輸出軸為第二軸，還有一根軸即中間軸。第二軸一端通過軸承支撐在第一軸輸入齒輪中心孔上，這種結(jié)構(gòu)特點(diǎn)使其可以設(shè)置直接擋。在直接擋位時，變速器第一軸和第二軸直接連接，不僅動力傳輸可靠，而且傳動效率高、噪聲小、齒輪及軸承的磨損量也得到減少。因?yàn)橹苯訐?/p>

12、使用時間比較長，所以變速器的使用壽命得到了一定程度的提高。第一軸將動力傳輸給中間軸，再經(jīng)由中間軸將動力最終通過第二軸對外輸出。因此，第一軸轉(zhuǎn)動方向與第二軸轉(zhuǎn)動方向相同。此外，由于中間軸式變速器通過兩對齒輪副嚙合傳動，所以在中心距不大的情況下，一擋更容易獲取較大的傳動比，使汽車可以應(yīng)對更苛刻的行駛條件。中間軸式變速器適用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動和發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動的汽車，多見于客車。 因?yàn)橹虚g軸式變速器的輸出軸支承在輸入軸上的座孔內(nèi)，所以除直接擋外，其他擋位嚙合傳動不是很平穩(wěn)，噪聲比較大且傳動效率較低。 常見中間軸式變速器，結(jié)構(gòu)差別不是很大，主要體現(xiàn)在，常嚙合齒輪對數(shù)、換擋方式、軸的支承方式、倒

13、擋布置方案以及擋位布置順序的差別上。 變速器中常嚙合齒輪傳動的擋位，必須通過同步器或者用嚙合套實(shí)現(xiàn)換擋。而且高擋位一般使用同步器進(jìn)行換擋，低擋位可以用選用嚙合套換擋。 本次五擋手動變速器傳動布置方案如圖2-1所示。 圖2-1 五擋變速器傳動布置方案 2. 倒擋布置方案 倒擋是為了滿足汽車在停車以及保證汽車在狹小空間能夠正常行駛的需要而設(shè)置的。因?yàn)榈箵跻话愣际窃谄囃＼嚑顟B(tài)下進(jìn)入使用的，因此對換擋機(jī)構(gòu)的要求不高，大多均采用直齒滑動齒輪換擋。換擋是通過在輸入軸或者中間軸與輸出軸之間增加一個中間傳動齒輪而實(shí)現(xiàn)的。也有的使用兩個聯(lián)體齒輪共用一擋輸入齒輪從而實(shí)現(xiàn)倒擋的，這個倒擋布置方案

14、減少了齒輪的使用數(shù)量，不僅降低生產(chǎn)成本，而且變速器的質(zhì)量和體積均得到適量的減少。但是這種倒擋布置方案的缺點(diǎn)是，兩個聯(lián)體齒輪要求同時進(jìn)入嚙合，這使倒擋的換擋操作不是很輕便。但是這種倒擋布置方案，中間齒輪實(shí)在單向循環(huán)應(yīng)力下工作的，并且還可以是倒擋傳動比適當(dāng)增加。而前者的工作狀態(tài)則是在較為不利的雙向交變應(yīng)力狀態(tài)下。有些汽車倒擋也采用同步器進(jìn)行換擋，這使變速器成本增加，但是使換擋操作進(jìn)行的更容易。 倒擋布置方案常見的如圖2-2。圖2-2b方案倒擋和一擋共用輸入齒輪，是變速器結(jié)構(gòu)簡單化，但是由于要求兩對齒輪副同時進(jìn)入嚙合，所以該方案換擋操作不易進(jìn)行；圖2-2c和圖2-2d所示方案，可以使其倒擋傳動比比

15、一般倒擋方案稍大，但是方案2-2c倒擋機(jī)構(gòu)不合理，換擋過程中倒擋齒輪會出現(xiàn)運(yùn)動干涉，而方案2-2d則解決了這一問題；圖2-2e所示方案中，一、倒擋齒輪做成一體，使其總齒長增加；圖2-2 f所示方案采用同步器換擋，使換擋操作更輕便。圖2-2 g所示方案換擋操作機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜，但是可以縮短變速器的軸向尺寸。 圖2-2 變速器倒擋布置方案 倒擋和一擋得得傳動比都比較大，變速器在一擋和倒擋齒輪工作時其相應(yīng)齒輪和軸需要承受的載荷也比較大。因此，一般將倒擋和一擋的支承布置在靠近軸端處。因?yàn)榈箵醯氖褂妙l率比一擋更低，所以優(yōu)先安排一擋布置在更靠近軸端處。倒擋和一擋的軸在較大的工作載荷下產(chǎn)生不同程度的撓度

16、和轉(zhuǎn)角，導(dǎo)致齒輪嚙合傳動不平穩(wěn)，同時加劇了齒輪和軸承的磨損，使變速器的工作噪聲變大，傳動效率變差。此外考慮到變速器維修時的拆裝方便應(yīng)在軸上從小到大依次布置各擋齒輪。 從結(jié)構(gòu)上來說，倒擋既可以布置在變速器的左側(cè)也可以布置在變速器的右側(cè)，但是兩者的差異在于，駕駛員進(jìn)行換擋操作時，控制桿的操作方向發(fā)生了改變，如圖2-3所示。倒擋布置在變速箱左側(cè)時，換擋操作程序如圖2-3a所示，倒擋齒輪在變速箱右側(cè)時，換擋操作程序如圖2-3b。為了防止行駛途中誤掛倒擋，一般會在變速器倒擋操作機(jī)構(gòu)中布置彈簧，使掛入倒擋時產(chǎn)生一定的阻力，從而確保駕駛員不會誤掛入倒擋。 圖2-4中對倒擋齒輪布置在變速器左右兩側(cè)的布置方

17、案中的受力情況分析，由圖可知，不同的布置方案對倒擋軸的受力情況影響很大。 圖2-3 變速桿換擋位置與順序 圖2-4 倒擋軸位置與受力分析 3. 其他問題 常用擋位齒輪齒面會由于應(yīng)力存在導(dǎo)致齒面點(diǎn)蝕損壞。而變速器傳動軸中部由于軸的變形而引起的齒輪中心面偏轉(zhuǎn)量很小，所以傳動軸中部適宜于安裝高擋位齒輪，從而保證輪齒處于比較好的嚙合狀態(tài)，減少輪齒表面的偏載現(xiàn)象，延長齒輪壽命。 變速器的布置方案影響其傳動效率，其中傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)、傳遞的功率、每分鐘轉(zhuǎn)速、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪和殼體的制造精度等都對變

18、速器傳動效率有影響。 2.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 2.2.1 齒輪形式 為了使變速器嚙合傳動更平穩(wěn)、傳動噪聲更小，變速器的常嚙合齒輪一般均采用斜齒圓柱齒輪。此外，斜齒圓柱齒輪還有比圓柱齒輪使用壽命更長的優(yōu)點(diǎn)。但是斜齒圓柱齒輪的采用，要求齒輪常嚙合，因此齒輪的對數(shù)增加，使變速器質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量增加。變速器的低擋和倒擋一般采用直齒圓柱齒輪。 本次設(shè)計，一擋和倒擋采用直齒圓柱齒輪，其他各擋均采用斜齒圓柱齒輪。 2.2.2換擋機(jī)構(gòu)形式 高速擋位一般采用同步器進(jìn)行換擋，而低速擋位使用嚙合套和直齒滑移齒輪換擋。 目前，同步器換擋機(jī)構(gòu)應(yīng)用很普遍。采用同步器換擋，可以確保換擋過程迅速且齒輪無沖

19、擊，因此降低了變速器的換擋噪聲，同時使汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和安全舒適性均得到提高。此外，同步器換擋機(jī)構(gòu)還有操作輕便、換擋行程短等優(yōu)點(diǎn)。這使變速器更容易實(shí)現(xiàn)自動控制。但是同步器換擋機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制作精度要求比較高，軸向尺寸比較大，銅質(zhì)同步環(huán)容易被磨損而失效。 嚙合套換擋機(jī)構(gòu)相對于同步器而言，結(jié)構(gòu)簡單、軸向尺寸比較小、制造精度要求也相對較低，因此嚙合套的生產(chǎn)制造成本相對較低。但是嚙合套換擋機(jī)構(gòu)不能消除換擋沖擊，因此其換擋噪聲以及轉(zhuǎn)動慣量都比較大。該換擋機(jī)構(gòu)一般應(yīng)用于重型汽車變速器和對使用要求不高的汽車變速器上。 軸向滑動直齒齒輪換擋機(jī)構(gòu)，不能消除換擋沖擊，因此會導(dǎo)致齒輪端部磨損過快，并且由于換

20、擋噪聲比較大、換擋行程長，其換擋操作安全性也相對降低。但是這種換擋機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單、體積和轉(zhuǎn)動慣量小、便于拆裝和維修。但目前除一擋和倒擋外很少使用這種換擋機(jī)構(gòu)。 自動脫擋是變速器使用過程中最容易出現(xiàn)的故障之一。為了應(yīng)對這個問題，可以同時從工藝和結(jié)構(gòu)上采取措施。目前常見的相對有效的措施如下： 圖2-5防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ 圖2-6防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ 1） 增加嚙合套的長度（如圖2-5），或者錯開接合齒的嚙合位置（如圖2-5），使接合齒在工作中由于擠壓和磨損而產(chǎn)生凸肩，以此有效防止自動脫擋。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄，這樣，換擋后嚙合套

21、的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋（圖2-6）。 3）目前應(yīng)用比較多的最有效的方法是將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力。 在本設(shè)計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖2-7所示： 2-7鎖環(huán)式同步器 l、4-同步環(huán) 2-同步器齒鼓 3-接合套 5-彈簧 6—滑塊 7-止動球 8-卡環(huán) 9—輸出軸 10、11-齒輪 2.2.3 變速器軸承 變速器軸承的選用

22、，需要根據(jù)其所需承受的載荷和變速器具體結(jié)構(gòu)選用。變速器中使用的常見軸承有圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承球軸、滾針軸承以及滑動軸承，其中滾針軸承和滑動軸承在變速器內(nèi)部使用很普遍，其他軸承多用于支承作用。 汽車變速器內(nèi)部結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，因此內(nèi)部可選用的軸承尺寸要求比較小，如滾針軸承和滑動軸承。由于變速器傳動軸和變速器齒輪的尺寸限制，其內(nèi)部空間很難布置承載能力很好的圓柱或者圓錐滾子軸承，因此齒輪和傳動軸之間的聯(lián)接軸承多采用滾針軸承和滑動軸承套。對于中間軸式變速器，若輸入軸末端傳動齒輪尺寸足夠，輸出軸前端支承軸承也可以采用圓柱滾子軸承。變速器內(nèi)多采用斜齒圓柱齒輪，因此其支承軸承需要承受較大的軸向載荷，

23、而圓錐滾子軸承的徑向和軸向承載能力均很強(qiáng)，所以變速器支承軸承多用圓錐滾子軸承。此外，變速器前端受布置空間和殼體厚度的限制，要求采用的支承軸承的軸向尺寸要盡可能小。因此，變速器前端軸承一般采用徑向承載能力很強(qiáng)的圓柱滾子軸承，而其后端支承軸承一般采用外側(cè)帶密封圈的雙列圓錐滾子軸承，以便同時承受前、后兩個方向的軸向力。而且通過對圓錐滾子軸承的預(yù)緊，可以減少傳動軸的軸向竄動，減少變速器內(nèi)部工作時產(chǎn)生的沖擊和噪聲，同時避免了因?yàn)檩S向間隙過大而導(dǎo)致軸的歪斜，最終使變速器齒輪嚙合不良。對于使用大線脹系數(shù)材料鑄造的殼體，不適宜采用圓錐滾子軸承。 變速器支承軸承尺寸的選用受變速器傳動軸中心距的限制，同時為了保

24、證軸承安裝不會嚴(yán)重削弱殼體強(qiáng)度，要求支承軸承在殼體上座孔之間距離不小于6～20mm，對于載荷量較小的輕型轎車可以選用下限，而重型客運(yùn)以及貨運(yùn)汽車則一般選用上限，以確保變速器具有足夠的強(qiáng)度[3]。 變速器中常嚙合齒輪所占比例很大，因此多需要采用滾針軸承和滑動軸承套連接齒輪和傳動軸。由于滾針軸承尺寸小，運(yùn)動和定位很準(zhǔn)確，而且傳動效率高、摩擦損失也很小，所以在各種變速器廣泛采用?；瑒虞S承套徑向配合間隙大且接觸磨損比較快，因此齒輪定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度都比較差，而且常伴有工作噪聲。但其優(yōu)點(diǎn)是制造工藝簡單，生產(chǎn)成本比較低。 3 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1 變速器擋數(shù)的確定和各擋傳動比

25、分配 變速器的設(shè)計目的是使汽車發(fā)動機(jī)動力得到更好的控制和利用。通過對發(fā)動機(jī)的動力特性分析可以知道，為了盡可能將發(fā)動機(jī)控制在理想的綜合性能曲線附近，就要求變速器設(shè)置盡可能多的擋位。但是隨著擋位數(shù)目的增加，變速器的操縱機(jī)構(gòu)以及換擋程序變得復(fù)雜化，不利于操作。本次設(shè)計綜合考慮汽車的動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性以及操作簡便性，確定采用五個擋位。 3.1.1確定最大和最小傳動比[6] 一擋時，要求變速器輸出為低速率、高扭矩，以確保汽車具備良好的起步、爬坡以及低速穩(wěn)定行駛性能。一般最大傳動比的確定從以下三方面確定：最大爬坡度、附著率及汽車最低穩(wěn)定車速。 汽車爬坡時車速很低，空氣阻力小可以被忽略，此時汽車的

26、最大驅(qū)動力應(yīng)為 Ftmax = Ff + Fimax （3-1） 或 （3-2） 即 （3-3） Ttqmax ———最大轉(zhuǎn)矩，Ttqmax = 155 N·m ； r ———車輪滾動半徑，r ≈ (185*0.6*2+15*25.4)/2=301.5mm ； i0 ———主減速器傳動比，i0 = 4.585 ；

27、 ηt ———傳動系傳動效率，ηt = 0.86 ； G ——— 汽車重力， G = mg = 1600*9.8 = 15680N ； f———滾動阻力系數(shù)，f=0.02 ； αmax———最大爬坡角度，αmax = 16.7deg 。 將參數(shù)代入式3-3得： 根據(jù)汽車行駛的附著條件： （3-4）

28、 （3-5） 由上述各式可得： （3-6） 在瀝青混凝土干路面,取值范圍為0.7～0.8,本次設(shè)計中取為0.75。 FZ1———汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷，本設(shè)計為前置前驅(qū)轎車，所以查表3.1汽車前軸的軸荷分配系數(shù)為60%，故 FZ1 = mg*60% = 1800*9.8*0.6 = 10584N 表3.1 轎車軸荷分配系數(shù) 車型 前軸 后軸 轎車 前置發(fā)動機(jī)前輪驅(qū)動 47%-60% 40%-53% 前置發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動 45%-50% 50%-55% 后置

29、發(fā)動機(jī)后輪驅(qū)動 40%-45% 55%-60% 將所得值代入式3-6得： 由上述計算可知，一擋傳動比范圍為2.4～4.3，本次設(shè)計采用3.8。超速擋傳動比一般為0.7～0.8，本次設(shè)計采用0.8。 3.1.2 確定中間各擋傳動比 在選定汽車的最小傳動比itmin、最大傳動比itmax及傳動系的擋位數(shù)后，可以大體按照等比級數(shù)進(jìn)行各中間擋位傳動比的分配。由于高速擋齒輪轉(zhuǎn)速快，換擋更容易產(chǎn)生較大沖擊，為了使高速擋位換擋更容易，各擋傳動比應(yīng)該滿足ig1/ig2>ig2/ig3>ig3/ig4>ig4/ig5。此外，相鄰各擋傳動比比值一般不應(yīng)該超過大于1.7～1.8以免造成換擋困難。

30、各擋之間的公比： 故可得各中間擋傳動比如下： 3.2中心距A 中心距可根據(jù)下列經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選： (3-7) 式中： A ——— 變速器中心距（mm） KA ——— 中心距系數(shù)，乘用車：KA=9.5～11.0； Temax ———為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N·m) ，Temax=155N·m； i1 ——— 變速器一擋傳動比，i1=3.8； ηg ———變速器傳動效率，取96％。 則 初選中心距A=90mm。

31、 3.3 齒輪參數(shù) 1. 模數(shù) 變速器用齒輪模數(shù)范圍見表3.2 表3.2 汽車齒輪變速器法向模數(shù)mn 車型 乘用車發(fā)動機(jī)排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量ma/t 1.014.0 模數(shù)mn/mm 2.25~2.75 2.75~3.0 3.50~4.50 4.50~6.00 所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987的規(guī)定，見表3.3。選用時，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。 表3.3 汽車變速器常用齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357-1987）（mm） 第一系列 1.00 1.25

32、 1.5 — 2.00 — 2.50 — 3.00 第二系列 — — — 1.75 — 2.25 — 2.75 — 第一系列 — — — 4.00 — 5.00 — 6.00 第二系列 (3.25) 3.50 (3.75) — 4.50 — 5.50 — 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。變速器低擋應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋選用另一種模數(shù)。其取用范圍是：乘用車為2.0～3.5mm。本次設(shè)計一、倒擋，取m=3.00mm，二、三、四、五擋，取mn=2.25mm。 2. 壓力角α 國家規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20o，所

33、以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20o。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20o、25o、30o等，但普遍采用30o壓力角。 本次設(shè)計變速器齒輪采用20o壓力角，同步器接合齒采用30o壓力角。 3. 螺旋角β 隨著螺旋角度的增加輪齒重合度也逐漸增大，從而使齒輪傳動更平穩(wěn)、噪聲更低。此外，試驗(yàn)表明：隨著螺旋角的增大輪齒強(qiáng)度也得到提高，但是當(dāng)螺旋角超過30時，其齒根彎曲強(qiáng)度下降幅度很大。因此盡管其接觸強(qiáng)度隨螺旋角繼續(xù)增強(qiáng)也不推薦使用超過30的螺旋角，一般推薦選用15～25；綜合考慮變速器齒輪傳動的重合度和輪齒接觸強(qiáng)度，應(yīng)選用較大的螺旋角。 乘用車兩軸式變速器斜齒輪螺旋角一般為20～25°本次設(shè)

34、計初選螺旋角為=22 4. 齒寬b 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：， 為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0 。 斜齒：，取6.0～8.5 。 b為齒寬（mm）。嚙合套或同步器接合齒的工作寬度可在2～4mm范圍內(nèi)選取。對于其他各擋齒輪，由于低擋要求比較高的承載能力，因此要比高擋齒寬系數(shù)取得稍大。 本次設(shè)計一、倒擋齒寬系數(shù)取7，二擋吃齒寬系數(shù)取9，其他擋位齒寬系數(shù)均取8。即一、倒擋齒寬為3.00*7=21mm,二擋齒寬為2.25*9≈20.25mm,取整為20mm，其他擋位齒寬均為2.25*8=18mm。 5. 齒輪變位系數(shù)選擇原則 減小總變位系數(shù)有利于降低齒輪副的傳動噪

35、聲，因此除了低速擋和倒擋齒輪由于受齒數(shù)過小和所需承受載荷過大的限制必須選取較大總變位系數(shù)外，其他各擋位均應(yīng)選取較小的總變位系數(shù)。通常情況下，最高擋和一軸上齒輪副總變位系數(shù)選取范圍為-0.2～0.2。一擋總變位系數(shù)可以大于1.0。 6. 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)越大，齒輪的重合度就越高，這有利于降低沉淪傳動噪聲并且使齒根的強(qiáng)度得到提高。對齒輪的加工進(jìn)度要求越高，目前我們國家規(guī)定的齒頂高系數(shù)為1.0。有些變速器甚至采用大于1.0的齒頂高系數(shù)。 本次設(shè)計采用齒頂高系數(shù)為1.0。 7. 本次設(shè)計齒輪基本參數(shù)如表3.4。 表3.4 各擋齒輪基本參數(shù) 擋位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ R

36、模數(shù)(m/mn) 3.0mm 2.25mm 3.0mm 壓力角 20deg 螺旋角 0deg 22deg 0deg 齒寬 21mm 18mm 21mm 3.4 各擋齒輪齒數(shù)分配 在初選了中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面根據(jù)圖3-1分配本次設(shè)計各擋位齒輪齒數(shù)。注意為保證齒面磨損均勻，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)避免取整數(shù)。 1.確定各擋齒輪的齒數(shù) 1）一擋（直齒）： 綜合考慮，為避免倒擋齒輪產(chǎn)生運(yùn)動干涉,取z1+z2為

37、59，然后再對大小齒輪進(jìn)行齒數(shù) 圖 3-1 五擋變速器傳動方案 分配，取z1=15，z2=44，故。 2）二擋： z3+z4取整74，取z3=21，z4=53，。 3）三擋： z5+z6 取整為74，取z5=27 ，z6=47，故 。 4）四擋： z7+z8取整為74，取z7=33 ，z8=41，故。 5）五擋： z9+z10取整為74，取z9=41 ，z10=3

38、3，故。 2. 對中心距A進(jìn)行修正 因?yàn)橛嬎泯X數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 修正后中心距 一擋： 二、 三、四、五擋： 3. 確定倒擋齒輪齒數(shù) 本次設(shè)計倒擋和一擋齒輪選用相同的模數(shù)均為3.00mm，倒擋中間齒輪的齒數(shù)通常選為21～23。本次設(shè)計，圖3-1所示倒擋齒輪11的齒數(shù)，初選為21，可計算輸入軸與倒擋軸的中心距A? 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動干涉，齒輪11和齒輪2的齒頂圓之間應(yīng)該保持有0.5mm以上的間隙，即倒擋軸與輸出軸中心距應(yīng)滿足 因倒擋傳動比：，即 ，則

39、，取為，則為避免倒擋齒輪退出倒擋時與齒輪2運(yùn)動干涉，齒輪13的齒數(shù)要比齒輪2多3～4，故取。 輸出軸與倒擋齒輪12中心距： 倒擋傳動比： 3.5 各擋齒輪參數(shù)計算 3.5.1變位前齒輪參數(shù)見表3.5 表3.4 變?yōu)榍案鲹觚X輪參數(shù) 參數(shù) Ⅰ擋 Ⅱ擋 Ⅲ擋 Ⅳ擋 Ⅴ擋 R擋 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒輪5 齒輪6 齒輪7 齒輪8 齒輪9 齒輪10 齒輪11 齒輪12 齒輪13 壓力角 20deg 模數(shù) 3.0mm 2.25mm 3.0mm 齒數(shù) 13 47 21 53 27 47 33 41 41 33

40、23 17 35 中心距 88.500mm 89.788mm 螺旋角 0 22deg 0 補(bǔ)充說明：R擋與輸入軸中心距A`=54.00mm ，與輸出軸中心距A``=106.5mm 。 3.5.2 變位齒輪參數(shù)計算 圖3-2 選擇變位系數(shù)線圖 （ha＊=1,α=20°） Ⅰ擋： 嚙合角： 變位系數(shù)和： 中心距變動系數(shù)： 齒頂高降低系數(shù)： 利用圖表法查圖3-2得齒輪3、4的變位系數(shù)：，。然后計算齒輪的幾何參數(shù)。 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒根高：

41、 齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： Ⅱ擋（斜齒）： 端面壓力角： 端面嚙合角： 變位系數(shù)和： 中心距變動系數(shù)： 齒頂高降低系數(shù)： 利用圖表法查圖3-2得齒輪3、4的變位系數(shù)：xn3=0.348，xn4=-0.256。然后計算齒輪的幾何參數(shù)。 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高：

42、 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： Ⅲ擋（斜齒）： 端面壓力角： 端面嚙合角： 變位系數(shù)和： 中心距變動系數(shù)： 齒頂高降低系數(shù)： 利用圖表法查圖3-2得齒輪3、4的變位系數(shù)：xn5=0.273，xn6=-0.181。然后計算齒輪的幾何參數(shù)。 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高

43、： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： Ⅳ擋（斜齒）： 端面壓力角： 端面嚙合角： 變位系數(shù)和： 中心距變動系數(shù)： 齒頂高降低系數(shù)： 利用圖表法查圖3-2得齒輪7、8的變位系數(shù)：xn7=0.182，xn8=-0.009。然后計算齒輪的幾何參數(shù)。 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高：

44、 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 當(dāng)量齒數(shù)： Ⅴ擋（斜齒）： 端面壓力角： 端面嚙合角： 變位系數(shù)和： 中心距變動系數(shù)： 齒頂高降低系數(shù)： 利用圖表法查圖3-2得齒輪9、10的變位系數(shù)：xn9=0.091，xn10=0.001。然后計算齒輪的幾何參數(shù)。 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根

45、高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 當(dāng)量齒數(shù)： R擋： 1）齒輪1和齒輪11標(biāo)準(zhǔn)中心距等于倒擋軸與輸入軸中心距相等為54，故齒輪1和齒輪11采用等變位齒輪傳動。已知齒輪1： ， ，則齒輪11：,。 則： 嚙合角： 查表得。 變位后中心距： 齒輪11外形尺寸參數(shù)計算 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒根高： 齒頂高： 齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： 2）齒輪12和齒輪13采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動 分度圓直徑： 基圓直徑：

46、 齒根高： 齒頂高： 齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： 4 輪齒強(qiáng)度校核 4.1齒輪材料的選擇原則[2] 1） 齒輪材料必須具有足夠的強(qiáng)度以滿足變速器的工作條件； 2） 應(yīng)便于齒輪毛坯的成形，并考慮齒輪外形尺寸以及加工制造工藝的要求； 3） 輪齒表面要有足夠的硬度，以防止齒面出現(xiàn)點(diǎn)蝕、膠合、磨損等現(xiàn)象； 4） 齒輪芯部要有合適的韌性，確保齒根具有一定的抗

47、彎曲強(qiáng)度； 5） 齒輪材料應(yīng)便于熱處理，如表面滲碳、氮化和表面淬火等； 6） 以調(diào)質(zhì)碳鋼為材料制作的齒輪可以承受中等沖擊載荷，而正火碳鋼僅限于平穩(wěn)或輕度載荷條件； 7） 高速重載齒輪材料一般選擇合金鋼； 常用齒輪材料及其力學(xué)性能見表4.1。 表4.1 常用齒輪材料及其力學(xué)性能 材料牌號 熱處理方法 強(qiáng)度極限 屈服極限 硬度（HBS） 齒芯部 齒面 HT250 250 170~241 HT300 300 187~255 HT350 350 197~269 QT500-5 ?；? 500 147~241 QT600-2 60

48、0 229~302 ZG310-570 580 320 156~217 ZG340-640 650 350 169~229 45 580 290 162~217 ZG340-640 調(diào)質(zhì) 700 380 241~269 45 650 360 217~255 30CMrnSi 1100 900 310~360 35SiMn 750 450 217~269 38SiMnMo 700 550 217~269 40Cr 700 500 241~286 45 調(diào)質(zhì)后表面淬火 217~255 40~50HRC 4

49、0Cr 241~286 48~55HRC 20Cr 滲碳后淬火 400 300 58~62HRC 20CrMnTi 850 12Cr2Ni4 850 320 20Cr2Ni4 1100 350 35CrAlA 調(diào)質(zhì)后氮化（氮化層厚） 750 255~321 >850HV 38CrMoAlA 850 夾布塑膠 100 25~35 變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度和芯部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對可加工性及成本也應(yīng)考慮。 國內(nèi)汽車變

50、速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。 本次設(shè)計，齒輪材料采用20CrMnTi，輪齒表面采用滲碳處理。 4.2各軸轉(zhuǎn)矩計算 發(fā)動機(jī)最大扭矩為155N.m，取齒輪副傳動效率為99%，離合器傳動效率為99%，軸承傳動效率為96%。 Ⅰ擋： Ⅱ擋： Ⅲ擋： Ⅳ擋： Ⅴ擋： R擋： 各擋位傳動軸轉(zhuǎn)矩計算結(jié)果見表4.2 表4.2 各擋位傳動

51、軸轉(zhuǎn)矩 擋位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅵ Tg1 Tg2 Tg3 Tg4 Tg5 Tg6 Tg7 Tg8 轉(zhuǎn)矩（N·m） 147.31 427.31 147.31 367.51 147.31 253.76 147.31 180.84 擋位 Ⅴ R Tg9 Tg10 Tg11 Tg12 Tg13 轉(zhuǎn)矩（N·m） 147.31 116.67 204.17 204.17 421.59 4.3輪齒強(qiáng)度校核計算 4.3.1輪齒彎曲應(yīng)力計算與校核 （1） 直齒輪彎曲應(yīng)力[3]：

52、 (4-1) 式中，為彎曲應(yīng)力（MPa）；Tg為計算載荷（N·mm）；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取；為摩擦力影響系數(shù)，主從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪，從動齒輪；Kc為齒寬系數(shù)；m為模數(shù)（mm）；z為齒數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖4-1所示。 當(dāng)Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，一、倒擋直齒許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的需用應(yīng)力應(yīng)取下限。 （2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力[3]： (4-2) 式中，Tg為計算載荷（N·mm）；β為斜齒輪

53、螺旋角（°）；為應(yīng)力集中系數(shù)，；為齒寬系數(shù)；為斜齒輪的法向模數(shù)（mm）；為齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4-1中查得；為重合度影響系數(shù)，。 圖4-1 齒形系數(shù)圖 當(dāng)計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍。 Ⅰ擋（直齒）：由圖4-1查得，齒形系數(shù)：y1=0.172 ，y2=0.178 ，則 齒輪1、2最大彎曲應(yīng)力均在許用彎曲應(yīng)力范圍（400～850MPa）內(nèi)，故滿足條件。 Ⅱ擋（斜齒）：由圖4-1查得齒形系數(shù)：，，則 齒輪3、4最大彎曲應(yīng)力在許用彎曲應(yīng)力范圍（180~350MPa）內(nèi)

54、，故滿足條件。 Ⅲ擋（斜齒）：由圖4-1查得齒形系數(shù)：，，則 齒輪5、6最大彎曲應(yīng)力在許用彎曲應(yīng)力范圍（180~350MPa）內(nèi)，故滿足條件。 Ⅳ擋（斜齒）：由圖4-1查得齒形系數(shù)：，，則 齒輪7、8最大彎曲應(yīng)力在許用彎曲應(yīng)力范圍（180~350MPa）內(nèi)，故滿足條件。 Ⅴ擋（斜齒）：由圖4-1查得齒形系數(shù)：，，則 齒輪9、10最大彎曲應(yīng)力在許用彎曲應(yīng)力范圍（180~350MPa）內(nèi)，故滿足條件。 R擋(直齒)：由圖4-1查得齒形系數(shù)：，，則 齒輪11、12、13最大彎曲應(yīng)力均在許用彎曲應(yīng)力范圍（400～850MPa）內(nèi)，故滿足條件。 4.

55、3.2輪齒接觸應(yīng)力計算與校核 (4-3) 式中，為輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；Fn為齒面法向力（N），；為圓周力（N），；Tg為計算載荷（N·mm）為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），β為齒輪螺旋角（°）；E為齒輪材料的彈性模量（MPa），本次設(shè)計，齒輪材料選擇20CrMnTi，其彈性模（測定溫度，乘用車變速器正常工作溫度為，最高可達(dá)到）；b為齒輪的實(shí)際寬度（mm）；、為主從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，、，斜齒輪、；、為主從動齒輪節(jié)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(yīng)力

56、見表4.3 表4.3 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高擋 1300~1400 650~700 Ⅰ擋（直齒）： 節(jié)點(diǎn)處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點(diǎn)處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應(yīng)力： Ⅰ擋時，齒輪1、2的接觸應(yīng)力均在變速器齒輪許用接觸應(yīng)力范圍（1900～2000MPa）內(nèi),符合條件。 Ⅱ擋： 節(jié)點(diǎn)處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)

57、點(diǎn)處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應(yīng)力： Ⅱ擋時，齒輪3、齒輪4的齒面接觸應(yīng)力在變速器齒輪許用接觸應(yīng)力范圍內(nèi)，符合條件。 Ⅲ擋： 節(jié)點(diǎn)處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點(diǎn)處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應(yīng)力： Ⅲ擋時，齒輪5、齒輪6的齒面接觸應(yīng)力在變速器齒輪許用接觸應(yīng)力范圍內(nèi)，符合條件。 Ⅳ擋： 節(jié)點(diǎn)處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點(diǎn)處曲率半徑：，

58、 ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應(yīng)力： Ⅳ擋時，齒輪7、齒輪8的齒面接觸應(yīng)力在變速器齒輪許用接觸應(yīng)力范圍內(nèi)，符合條件。 Ⅴ擋： 節(jié)點(diǎn)處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點(diǎn)處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應(yīng)力： Ⅴ擋時，齒輪9、齒輪10的齒面接觸應(yīng)力在變速器齒輪許用接觸應(yīng)力范圍內(nèi)，符合條件。 R擋： 1） 齒輪1和齒輪11輪齒接觸應(yīng)力 節(jié)點(diǎn)處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點(diǎn)處

59、曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應(yīng)力： 2） 齒輪12和齒輪13為標(biāo)準(zhǔn)齒輪嚙合傳動，其輪齒接觸應(yīng)力計算如下： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點(diǎn)處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應(yīng)力： R擋時，齒輪1、11、12、13的齒面接觸應(yīng)力均在變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力范圍（1900～2000MPa）內(nèi)，符合條件。 5 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及強(qiáng)度校核 5.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）初選軸的最小直徑 輸入軸和輸出軸的中

60、部直徑，軸的最大直徑和支承間距距離的比值：對輸入軸，；對輸出軸， 輸入軸花鍵部分直徑可按下式初選[3] (5-1) 式中為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，；為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 本次設(shè)計輸入軸花鍵部分直徑： ，取為21mm。 （2） 本次設(shè)計輸入軸裝配方案如圖5-1，輸出軸裝配方案如圖5-2。根據(jù)軸向定位要求確定各軸段的長度和直徑。 1） 輸入軸：參考最小直徑初選值，根據(jù)GB/T 3478.1-2008選定輸入軸左端花鍵為30°平齒根漸開線花鍵，模數(shù)，，花鍵長度為30mm；軸段Ⅰ右端為左側(cè)支承軸承安裝位置，因變速器齒輪部分采用斜齒圓柱齒

61、輪，支承軸承需承受軸向力，因此選用單列圓錐滾子軸承，參考花鍵尺寸，根據(jù)GB/T 273.1-2011選取軸承參數(shù)為d×D×B=22mm×52mm×22mm，即該軸段右側(cè)直徑為22mm；軸段Ⅰ最左端為輸入軸在飛輪上的支承部分，該段長度為25mm,直徑為18mm；軸段Ⅰ為輸入軸軸伸部分，總長度取為；軸段Ⅱ?yàn)樗膿踔鲃育X輪安裝部位，為降低軸及齒輪的磨損和工作噪聲，軸和齒輪之間采用滾針軸承，根據(jù)GB/T 20056-2006選定該軸段滾針軸承參數(shù)為Fw×Ew×Bc=25mm×29mm×27mm，即該軸段直徑為25mm，該軸段左端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JIS B2804選定卡簧參數(shù)d1×d2×m×

62、n=25mm×23.9mm×1.35mm×1.5mm，根據(jù)滾針軸承以及卡簧參數(shù)確定該軸段長度；軸段Ⅲ為同步器花鍵轂安裝位置，采用30°平齒根漸開線花鍵連接，參考左側(cè)軸段直徑，根據(jù)GB/T 3478.1-2008選定花鍵參數(shù)為，，軸段Ⅲ左側(cè)采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JIS B2804選定參數(shù)d1×d2×m×n=29mm×27.6mm×1.75mm×1.5mm，該軸段長度去頂為；軸段Ⅳ為三擋主動齒輪安裝位置，采用滾針軸承連接，根據(jù)GB/T 20056-2006選取其參數(shù)為，取該軸段直徑為35mm,在其上制出滾道，滾道直徑為32mm,綜合考慮同步器的安裝尺寸，該軸段長度取為；軸段Ⅴ直徑取為33m

63、m,一、二擋主動齒輪鑄造在該軸段左右兩端，二擋主動齒輪右側(cè)制出軸環(huán)以增加該軸段強(qiáng)度，綜合考慮輸出軸上同步器的安裝，該軸段長度取為；軸段Ⅵ直徑為28mm,為增加軸的強(qiáng)度，在該軸段右端制出軸環(huán)以安裝中間支承軸承，根據(jù)GB 283-2007選用圓柱滾子軸承NUP 207E，其參數(shù)為，軸承左側(cè)距齒輪1右端面距離為26mm，軸承右端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JIS B2804選定其參數(shù)為，考慮到倒擋的安裝，該軸段長度取為；軸段Ⅶ為五擋主動齒輪安裝位置，同樣采用滾針軸承連接，根據(jù)GB/T 20056-2006選定其參數(shù)為Fw×Ew×Bc=25mm×29mm×27mm，該軸段長度取為；軸段Ⅷ為五擋同步器

64、安裝位置，采用30°平齒根漸開線花鍵連接，根據(jù)GB/T 3478.1-2008選定其參數(shù)，，該軸段長度取為；軸段Ⅸ為右端支承軸承安裝位置，采用雙列圓錐滾子軸承，根據(jù)GB/T 273.1-2011選定其參數(shù)為d×D×B1×C1=22mm×44mm×34mm×27mm，其右端采用卡簧軸向定位，根據(jù)根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JIS B2804選定卡簧參數(shù)為，該軸段長度。 圖 5-1 輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 2） 輸出軸：軸段Ⅰ為輸出軸錐齒輪及左側(cè)支承軸承安裝位置，其中錐齒輪采用30°平齒根漸開線花鍵連接，根據(jù)GB/T 3478.1-2008選定其參數(shù)為，，花鍵長度為30mm(包括退刀槽)；根據(jù)GB/T 273.1-

65、2011選定軸承參數(shù)為；該軸段最左端采用C型卡簧進(jìn)行軸向定位，右端采用軸肩進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JIS B2804選定卡簧參數(shù)為，該軸段總長度為；軸段Ⅱ兩端鑄三、四擋從動齒輪，該軸段直徑取為40mm，考慮輸入軸對應(yīng)位置同步器的安裝，該軸段長度取為；軸段Ⅲ為二擋從動齒輪安裝位置，采用滾針軸承連接，根據(jù)GB/T 20056-2006選定其參數(shù)為FW×EW×BC=45mm×51mm×27mm，該軸段直徑取為49mm,在其上制出滾針軸承滾道，其直徑為45mm,考慮到同步器的安裝，該軸段長度取為；軸段Ⅳ為同步器安裝位置，采用30°平齒根漸開線花鍵連接，根據(jù)GB/T 3478.1-2008選定其參數(shù)為，，

66、該軸段長度取為；軸段Ⅴ直徑取為35mm,該軸段左端為一擋從動齒輪安裝位置，采用滾針軸承連接，根據(jù)根據(jù)GB/T 20056-2006選取其參數(shù)為，一擋從動齒輪右端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JIS B2804選定卡簧參數(shù)為d1×d2×m×n=35mm×33mm×1.75mm×1.5mm，該軸段右端為中間軸承支承安裝位置，根據(jù)GB 283-2007選用圓柱滾子軸承NUP 207E，其參數(shù)為，軸承左側(cè)端面距該軸段最左側(cè)距離為53mm，軸承右端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JIS B2804選定其參數(shù)為，考慮倒擋齒輪工作空間，該軸段長度取為；軸段Ⅵ為五擋從動齒輪安裝位置，采用30°平齒根漸開線花鍵連接，根據(jù)GB/T 3478.1-2008選定其參數(shù)為，，其右端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JIS B2804選定其參數(shù)為，該軸段長度取為；軸段Ⅶ為輸出軸右端軸承安裝位置，采用雙列圓錐滾子軸承，根據(jù)GB/T 273.1-2011選定其參數(shù)為，軸承右端采用鎖緊螺母進(jìn)行軸向定位，螺母型號為GB1338 M24，根據(jù)支承軸承及鎖緊螺母參數(shù)確定該軸段長度為。 圖5-2 輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 （3） 確定