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1、电动汽车变速器课程设计说明书学院名称：机电工程学院专业班级：机械XXXX班 学 号： 0806XXXXXX 学生姓名： XXXXXX 指导老师： 电动汽车变速器设计-课程设计任务书电动汽车变速器是有效改善牵引电动机扭矩范围的重要传动部件，通过加设变速器，可实现高转速电机和减速器的有机结合，使电动机保持在高效率工作范围类，减轻电动机和动力电池组的负荷，实现电动汽车的轻量化设计。电动汽车机械变速机构类型有多种，如轮毂电机减速器，驱动桥变速差速器等。本课程设计的变速器要求是一单级变速器，并具有空挡和倒档机制。要求通过学习掌握电动汽车变速器的原理，结构和设计知识，用所给的基本设计参数确定变速器的传动比
2、，并进行电动汽车变速器的结构设计，绘制主要的零部件图纸，写出内容详细的设计说明书。 设计时间: 2010年秋季学期的19-20周。1.基本设计参数：1.电动机额定转速:2500r/min2.电动机恒转矩区转矩: 200 Nm3.车辆主减速比：1.04.电动机额定转速时车辆速度：60 km/h5.车轮规格：205/55 R162.设计计算要求：1.根据基本设计参数进行电动汽车变速器主要参数的选择与计算;2.进行电动汽车变速器的结构设计与计算。3.完成内容：1. 装配图张;2. 零件图2张;3. 设计计算说明书份。1) 封面；2) 课程设计任务书；3) 目录；4) 中英文摘要;5) 正文；6 )
3、参考文献。4.主要参考文献：1陈家瑞.汽车构造（第三版下）M.北京：机械工业出版社,2009,6.2刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社,2001,7.3康龙云.新能源汽车与电力电子技术M.北京：机械工业出版社，2010,10.目录摘要Abstract第一章：绪论-41、 本课题研究的目的和意义-42、 本课题研究现状和发展-43、 电动汽车传动装置的特点-54、 电动汽车变速器的功用和要求-5第二章：变速器的基本设计方案 -71、变速器设计的基本要求-72、变速器各方案的分析与对比-9第三章：变速器主要参数的选择 -111、档数的选择-112、传动比的确定-113、传动比校核-124、中
4、心距的计算-135、外型尺寸的确定-13第四章：变速器各档齿轮的设计计算-141、齿轮参数选择-142、前进挡齿轮齿数确定-153、倒挡齿数确定-164、降低齿轮啮合噪声处理-16第五章：变速器轴的设计计算-181、变速器轴的工艺要求-182、轴的直径计算-18第六章：变速器齿轮的校核-201、齿轮的破坏形式-202、各轴的转矩计算-213、齿轮强度计算-21第七章：变速器轴的的校核 -241、轴的刚度校核计算-242、轴的强度校核计算-25第八章：变速器轴承的选择和校核-261、输入轴轴承选择与校核-262、输出轴轴承选择与校核-26第九章：变速器同步器及操纵机构的选择-27第十章：变速器壳
5、体的设计-28第十一章：参考文献 -29摘要汽车变速器是汽车传动系统的主要组成部分，主要作用是将发动机的转矩经过改变后传递给主减速器，改变传动比扩大驱动轮转矩和转速范围，来试用不同的行驶条件。设置空挡用来中断动力传递，设置倒挡，使汽车能够倒退行驶。文中对变速器的主要参数进行了验证，包括齿轮强度的校核、变速器轴强度和刚度的校核、轴承寿命的验算等。计算结果表明整体性能满足要求。关键词 汽车工程；变速器；设计；手动；ABSTRACTAuto transmission is the main component of the transmission agent, its main effect is
6、 to transfer torque from engine to the primary retarder, and in which process the torque is changed, is to expand the scope and speed to adapt different driving conditions by changing gear radio. We set up neutral position to interrupt the power transmission, set up the reverse position, so the vehi
7、cle can drive back.The main parameters of transmission have been checked, including the strength of gears, the transmission shafts strength and stiffness, bearing life. The results show that the whole performance meet the requirement.Key Words Automotive engineering,Transmission,Design,Manual第一章 绪论1
8、、本课题研究的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：1）手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。2）手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。3）手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能
9、够产生生产规模效益，生产成本低廉。4）维修方便，维修成本便宜。5）以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。在市场经济形势下.特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器,改进现有的变速器,从市场广度开发转变为深度开发,使产品系列化,通用化,标准化.组织好精益生产,降低成本,提高产品质量,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。2、 本课题研究现状和发展从现代汽车变速器的市场状况和发展来看, 全世界的各大广商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极, 汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而,因无级变速器技术难度很大, 发展相对较慢, 从而成为世
10、界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种, 并具有各自优势, 但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中, 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失, 存在传动效率低油耗较大的不足, 另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了AT效率低等缺点, 与AT相比, 具
11、有更大的发展优势。可是, AMT依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测, 到2008年, 欧洲的50的MT将会被AMT代替, 同时部分市场也将会被占领。总之, 变速器是汽车除发动机外的主要装置之一, 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。3、电动汽车传动装置的特点电动汽车传动装置的作用是将电动机的驱动转矩传给汽车的驱动轴，当采用电动轮驱动时，传动装置的多数部件常常可以忽略。因为电动机可以带负载启动所以电动汽车上无需传统内燃机
12、汽车朐离合器。因为驱动电机的旋向可以通过电路控制实现变换，所以电动汽车无需内燃机汽车变速器中的倒档当采用电动机无级调速控制时，电动汽车可以忽略传统汽车的变速器在采用电动轮驱动时，电动汽车也可以省略传统内燃机汽车传动系统的差速器。4、电动汽车变速器的功用和要求改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。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。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。中断动力传递，在电动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。实现空档，当离合器
13、接合时，变速箱可以不输出动力。例如，可以保证驾驶员在电动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。汽车变速器是通过改变传动比，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。第二章 变速器的基本设计方案变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自
14、行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。用变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩一转速变化特性的特点是具有相对小的对外部载荷改变的适应性。1、变速器设计的基本要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方
15、便。6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，因此在各种类型的汽车上均得到了广泛的应用。其中两轴式和三轴式变速器得到了最广泛的应用。三轴式变速器的其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他
16、前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距(影响变速器尺寸的重要参数)较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所降低。两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少6l0。两轴式变速器则方便于这种布置且使转动系的结构简单。两轴式变速器的第二轴即输出轴)与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工
17、艺、降低了成本。除倒档常用滑动齿轮(直齿圆柱齿轮)外，其他档位均采用常啮合齿轮(斜齿圆柱齿轮)传动；各档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限(ig14.04.5)也受到较大限制，但这一缺点可通过减小各高档传动比同时增大主减速比来消除。本变速器采用两轴式设计方案。2、变速器各方案分析及对比倒档布置方案图2-a为常见的倒挡布置方案。图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有
18、两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图-2d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2-g所示方案。缺点是倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本变速器采用f设计方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能
19、使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。倒挡轴位置与受力分析除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响。第3章 变速器主要参数的选择1、档数的选择由课程设计任务书可知，本课程设计的变速器要求是一单级变速器，并具有空挡和倒档机制。即只有一个前进档、一个倒档和一个空挡。2、传动比的确定基本设计参数 电动机额定转速 2500r/min 电动机恒转矩区转矩
20、 200Nm 车辆主减速比 1.0 电动机额定转速时车辆速度 60 km/h 车轮规格 205/55 R16 电动机额定转速时车辆速度，=60km/h；r 车轮半径，r= 0.316m；n电动机额定转速，n=2500r/min；主减速器传动比, =1.0； 前进挡传动比 已知：最高车速=60 km/h；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格R16得到=316(mm)；发动机转速=2500（r/min）；由公式得到主减速器传动比计算公式：综上可得：变速器前进挡传动比3、传动比校核根据汽车行驶方程式汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 1）由最大爬坡度要求的变速器一档传动比为 式中：G作用在汽车上的
21、重力，汽车质量，重力加速度设汽车质量1200KG，=12740N；=200N.m；传动系效率，=0.90；车轮半径，=0.315m；滚动阻力系数，干砂路面（0.1000.300）取=0.150；坡度，=16.7。2）根据车轮与地面的附着条件有： 式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（mm）； 变速器传动比； 主减速器传动比。在沥青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6因此，变速器传动比范围是而，故不满足最大爬坡度要求由可得：故汽车总质量设计不应该超过668.8kg4、中心距A的确定初选中心距可以由发动机最大转矩按下式直接求出：式中：变速器中心距（mm）；
22、 按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取14.516.0；发动机最大转矩，=200N.m。 则，初选中心距=93mm。5、外型尺寸 变速箱的横向外型尺寸，报据齿轮直径以及换挡机构的布置初步确定影响变速箱壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式另外根据变速箱在电动汽车中的安装空间来设计。轴向尺寸取2.3A，L=2.393=213.9mm，取整得L=214mm。第4章 变速器各档齿轮的设计计算1、齿轮参数选择模数：齿轮模数是一个重要参数并且影响它的选取因素有很多，如齿轮的强度、质量、噪声和工艺要求等。经前面计算车体总质量应该小于688kg，并且根据下表变速器用齿轮模数的范围
23、可得V1.0故本设计所用变速箱齿轮摸数，从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，前进档、倒档齿轮的模数定为1.75mm。车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00汽车变速器常用的齿轮模数mm第一系列1.001.251.52.02.53.0第二系列1.752.252.75压力角：国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮采用的压力角为20。 齿宽：直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0； 斜齿，取为6.08.5，取7.0。变速器传动示意图如图所示为变速器的传动示
24、意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。2、前进挡齿轮齿数的确定 取模数m=1.75mm求得： 3、倒档齿数的确定倒档齿轮的模数往往与一档相同，倒档齿轮一般在2123之间选择。初选 轴的中心距A=92.75mm 为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮3和齿轮4的齿顶圆之间应保持0.5以上的间隙。初选Z3=84 Z4=17。由A=m(Z3+Z4+4ha)/2+间隙 得 间隙Am(Z3+Z4+4ha)/2 92.751.75(84+17+41)/20.8750.5
25、齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。倒档轴与两周之间的中心距：4、 降低齿轮的啮合噪声处理采用变位齿轮的原因：1、配凑中心距2、提高齿轮的强大和试用寿命高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮接近的程度。变位系数图对前进挡齿轮进行高度变位：x1=0.41 x2=-0.41对倒挡齿轮进行高度变位x3=0.23 x4=-0.23 x5=0.23第5章 变速器轴的设计计算1、轴的工艺要求：变速器的轴是变速器传递扭矩的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力，径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。
26、要求变速器的轴要有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了轴的正常啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声均产生不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件，设计阶段可以根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度的计算。第二轴上的轴颈常常用作滚针的滚道，要求有相当高的强度和表面粗糙度，硬度应在HRC5863，便面粗糙度不能过低。对于作为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，并规定其端面摆差，一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工
27、艺简单，阶梯应尽可能少。2、 轴的直径计算：本设计经过综合考虑，输出轴采用齿轮轴，材料与齿轮一样为20CrMnTi。因本设计为两轴式变速器，且变速器只有一个前进挡、一个倒退档和一个空挡。所以，该变速器轴的设计不能按照三轴式变速器的相关设计方法进行初选设计。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。参照三轴式变速器的设计，第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩Temax (Nm)按下式初选：初选输入轴花键部分直径d（mm）：d=18mm三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A(mm)按下式初选：输出轴最大直径取45mm。 由于本变速器设计只设有一个前进挡、一个倒退档和
28、一个空挡，因此轴向尺寸比一般多档变速器的轴向尺寸要小。因此本变速器采用对称布置，以简化轴的设计。由于采取两轴式变速器设计方案，因此两轴的支承距离可设为相等，初选L=104mm。初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。第6章 变速器齿轮的的校核1、齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏有以下几种形式：1）齿轮折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重
29、复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部厚度；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。（2）齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻
30、点，这就是齿面点蚀现象。提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。（3）齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。2、各轴的转矩计算：输入轴转距 Nmm中间轴转距=160Nmm输出轴各
31、档转距：前进档齿轮Nmm倒档齿轮Nmm倒档中间齿轮Nmm3、 齿轮强度计算：齿形系数图根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数m与弯曲应力之间有如下关系：式中Tj计算载荷，Nmm；K应力集中系数，直齿齿轮取1.65；Kf摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；齿轮齿数；Kc齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0；y齿形系数，见图。齿高系数f相同、节点处压力角不同时：，；压力角相同、齿高系数为0.8时，；轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力400850 MPa。前进挡齿轮弯曲强度校核已知参数：m=1.75mm z1=18 z2=88 Kc=7.0,差齿形系数图，代入公式可得=795
32、.10 MPa 850 MPa=612.03 MPa 850 MPa所以满足设计要求由以上计算可知，倒档齿轮也为直齿圆柱齿轮。由计算式可知，倒档齿轮也满足设计要求。轮齿接触应力计算式中：轮齿的接触应力（MPa）；Tg计算载荷（N.mm）；d节圆直径(mm)；节点处压力角（）；E齿轮材料的弹性模量（MPa）；b齿轮接触的实际宽度(mm)；=sin =sin根据齿轮的相应参数，代入上式可得=1679.41 MPa 19002000 MPa=1073.62 MPa 19002000 MPa=1299.62 MPa 19002000 MPa需用应力为19002000 MPa由以上计算可知，前进挡和倒挡
33、齿轮的轮齿接触应力均满足要求。综上可知，变速器齿轮的设计满足设计要求。第7章 变速器轴的校核1、轴的刚度校核计算计算齿轮的受力，选择前进档受力分析，进行轴的刚度和强度校核。由于本变速器采用直齿圆柱齿轮，故无轴向力的作用。齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr可按下式求出：Ft=2Temax/dFr=2Temax*tana/d式中i至计算齿轮的传动比；d计算齿轮的节圆直径，mm；a节点处压力角；Temax发动机最大转矩，Nmm。对输入轴齿轮受力分析可知，Ft=13.1KN Fr=4.8KN若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下列式计算式中：F1齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；F2
34、齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；E弹性模量（MPa），E=2.1105MPa；I惯性矩（mm4），对于实心轴，；d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A、B的距离（mm）；L支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴断面的转角不应大于0.002rad(弧度)。轴的垂向挠度的容许值fc0.050.10mm；轴的水平挠度的容许值fs0.100.15mm。将以上各值代入上述各式可得：fc =0.0383mm0.050.10mmfs=0.1047mm0.100.15mm轴的全挠度为0.1145mm0.2mm轴端面的转角为0.000098370.002rad。所以，变速器
35、输入轴的刚度满足要求。对于相互啮合的一对齿轮，由于其受力完全相同，且输出轴的直径远大于输入轴的直径，故由上面的计算可知，输出轴的刚度也满足要求。对于倒档齿轮来说，由于其传动比小于前进挡传动比，因此其上的作用力也小于前进挡齿轮，故其刚度也应满足要求。2、轴的强度校核计算在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）为式中W弯曲截面系数，mm3；d轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm； Mc在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm； Ms在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；许用应力，在低档工作时取400MPa。经计算可知，输入轴上的应力为12.91 MPa400MPa.同理可知，对于输出轴来说，直径大于输入轴
36、，其强度大于输入轴，也满足强度要求。同理可知，对于受力小于前进档的倒档，各轴也满足强度的要求。第8章 变速器轴承的选择与校核轴承的使用寿命可按汽车以平均速度v行驶至大修前的总里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里。L=S/v式子中v=0.6*60=36，L=8333h。1、输入轴轴承选择与校核初选轴承型号根据轴承处的直径选择30204、30304。计算轴承当量动载荷P由于轴承不受轴向力的作用，所以，P= fp *Fr载荷系数fp 取1.2，所以可得P=5.76KN轴承寿命计算公式为：为寿命系数，对滚子轴承=10/3。计算轴承的额定寿命，计算可知，L=1121h、3528h。根据设
37、计可知，轴承不可能在全寿命期间工作在最高转速，且由于该变速器不需要经常换挡，轴承所受的冲击较小，载荷系数的取值也将减小，且由于输入轴的一部分和曲轴连接，所以轴承实际所受力的大小也将减小。故实际计算值可能满足使用寿命要求。2、输出轴轴承选择与校核初选轴承型号根据轴承处的直径选择30208。计算轴承当量动载荷P由于轴承不受轴向力的作用，所以，P= fp *Fr载荷系数fp 取1.2，所以可得P=5.76KN轴承寿命计算公式为：为寿命系数，对滚子轴承=10/3。计算轴承的额定寿命，计算可知，L=8620h。故满足要求。第9章 变速器同步器及操纵机构的选择同步器是变速器换挡机构的主要部件，能保证汽车稳
38、步换挡，防止齿轮的撞击损坏。同步器有常压式、惯性式和增力式三种。目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。 接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦。锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。 当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用
39、力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换档过程。本设计采用锁环式同步器。根据汽车使用条件，驾驶员需要利用操纵机构完成选档和实现换挡和或推到空档。变速器操纵机构应满足如下要求：换挡一次只能挂入一个档位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换挡轻便。变速器的换挡机构常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。用于机械式变速器的换挡机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴、互锁和自锁和倒挡装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换挡或推到空挡工作，成为手动换挡变速器。本设计采用直接操纵式手动换挡。第10章 变速器壳体的
40、设计变速器壳体的尺寸要尽可能的小，同时质量也要小，并有足够的刚度，保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向端面尺寸应保证能布置下齿轮，而且还应注意到壳体侧面的内壁和转动的齿轮齿顶之间留有68mm的间隙，否则由于增加了润滑油的阻力，会导致产生噪音和变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不少于15mm的间隙。为了增加壳体的刚度，在壳体上应设置有加强肋。加强肋的方向与轴承支承处的作用力的方向有关。变速器的壳壁不应有不利于吸收齿轮震动和噪声的大平面。为了注油和放油，在变速器壳体上设置有注油孔和放油孔。注油孔位置应设置在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查润滑油高度的检查孔。放油孔应设置在壳体的最低处。放油螺塞采用永久磁性螺塞，可以吸住润滑油内的金属颗粒。为了保证变速器内部为大气压力，在变速器顶部设置有通气塞。参考文献1. 王望予主编. 汽车设计（第四版）. 北京：机械工业出版社, 20052. 刘维信主编. 汽车设计. 北京：清华大学出版社, 20013.
