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IAbstract II第1章緒論 11.1概述 11.2國內外研究現狀 21.3研究內容 3第2章離合器的設計 42.1離合器的基本結構選擇 4 4 5 7 7 7 82.2從動盤 8 8 92.3離合器操縱系統 92.4離合器相關參數選擇與計算 102.4.1離合器主要參數的選擇 102.4.2離合器的設計與計算 12 16 192.5本章小結 22第3章變速器的設計 233.1變速器齒輪的主要參數選擇與計算 23 23 24 25 26 26 343.2變速器軸設計與計算 433.2.1變速器軸設計 43 43 443.2.4軸的強度和剛度的計算 443.3軸承選擇與壽命計算 54 54 553.4同步器設計及其結構元件 56 56 573.5本章小結 59第4章應用CATIA進行離合器與變速器的建模 604.1CATIA軟件簡介 604.2變速器幾何模型的建立 61 61 71 724.4離合器的建模 724.5本章小結 74結論 79參考文獻 80致謝 81附錄 82PAGE第1章緒論1.1概述傳動系一般由/view/21853.htm"離合器、變速器、萬向傳動裝置、主減速器、差速器和半軸等組成。離合器與變速器同為汽車傳動系中的重要組成部分，如下圖所示：可以保證將發動機發出的動力傳給汽車的驅動車輪，產生驅動力，使汽車能在一定速度上行駛。汽車傳動系的基本功能就是將發動機發出的動力傳給驅動車輪。它的首要任務就是與汽車發動機協同工作，以保證汽車能在不同使用條件下正常行駛，并具有良好的動力性和燃油經濟性，為此，汽車傳動系都具備以下的功能：（1）減速和變速；（2）實現汽車倒駛；（3）必要時中斷傳動；（4）差速作用。從中可以看出，離合器與變速器在傳動系中有著至關重要的作用。其中，變速器可以保證汽車平穩起步，在汽車起步前汽車處于靜止狀態，如果發動機與變速箱是剛性連接的，一1—離合器2—變速器3—萬向節4—驅動橋旦掛上檔，汽車將由于突然接上動力突圖1.1然前沖，不但會造成機件的損傷，而且驅動力也不足以克服汽車前沖產生的巨大慣性力，使發動機轉速急劇下降而熄火。同時還能保證駕駛過程中便于換檔，在汽車行駛過程中，經常換用不同的變速箱檔位，以適應不斷變化的行駛條件。如果沒有離合器將發動機與變速箱暫時分離，那么變速箱中嚙合的傳力齒輪會因載荷沒有卸除，其嚙合齒面間的壓力很大而難于分開。另一對待嚙合齒輪會因二者圓周速度不等而難于嚙合。即使強行進入嚙合也會產生很大的齒端沖擊，容易損壞機件。同時還能防止傳動系過載，當汽車緊急制動時，車輪突然急劇降速，而與發動機相連的傳動系由于旋轉的慣性，仍保持原有轉速，這往往會在傳動系統中產生遠大于發動機轉矩的慣性矩，使傳動系的零件容易損壞。由于離合器是靠摩擦力來傳遞轉矩的，所以當傳動系內載荷超過摩擦力所能傳遞的轉矩時，離合器的主、從動部分就會自動打滑，因而起到了防止傳動系過載的作用。最后離合器還能降低扭振沖擊，因為汽車發動機的工作原理決定了其輸出扭矩的不平穩。在做功沖程，燃燒室氣體爆炸產生極大沖擊扭矩，而在其他沖程，卻是靠慣性反拖發動機。雖然發動機本身轉動系具有的慣性可降低扭振，但剩余的沖擊力仍然對后續的變速箱、傳動軸產生不利影響。而離合器中的減振彈簧（切向分布），可顯著降低發動機帶來的扭振沖擊，延長變速齒輪壽命。變速器在汽車工作過程中更是有著不可替代的作用，首先可以改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，同時使發動機在有利(功率較高而油耗較低)的工況下工作；實現汽車的變速。其次，在發動機旋轉方向不變情況下，汽車能倒退行駛；同時還可利用空擋，中斷動力傳遞，以發動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。必要時可以中斷傳動。綜上所述，可以知道汽車傳動系中的離合器與變速器在傳動系體現其作用時起著最為重要的作用。1.2國內外研究現狀汽車工業是具有世界性的開發型綜合工業，競爭也越來越激烈，隨著我國國民經濟的快速發展和人們的生活水平的不斷提高，對汽車的使用功能不斷提出新的要求。與此同時，我國的汽車及各種車輛的零部件產品在性能和質量上和發達國家存在著一定的差距，其中一個重要原因就是設計手段落后，發達國家在機械產品設計上早以進入了分析設計階段，他們利用計算機輔助設計技術，將現代設計方法，如有限元分析、優化設計、可靠性設計等應用到產品設計中，采用機械CAD系統在計算機上進行建模、分析、仿真、干涉檢查，實現三維設計，大大地提高產品設計的一次成功率，減少了試驗費用，縮短了產品更新周期。而我們的設計手段仍處于以經驗設計為主的二維設計階段，設計完成后在投產中往往要進行很大的改動，使得產品開發周期很長，性能質量低等。相比較離合器與變速器，我國在變速器研發方面與發達國家之間的差距稍大，基本上沒有自己的研發能力，對國外工廠的依賴性很大。離合器的發展水平稍高，不過仍與發達國家存在著不小的差距。畢竟我國汽車工業發展時間比較短，不過，我堅信，只要經過幾代汽車人不懈的努力，肯定能趕超發達國家。1.3研究內容由于傳動系是汽車上面的重要組成部分，而離合器與變速器更是傳動系的重要構造總成。所以，在汽車研發生產制造過程中，在離合器與變速器方面均投入了大量人力物力資源。早期的離合器尺寸結構比較大，從動部分轉動慣量大，引起變速器換檔困難，而且這種離合器在結合時也不夠柔和，容易卡住，散熱性差，操縱也不方便，平衡性能也欠佳。本次設計的目的是克服上述困難，使離合器的尺寸減小，便于安裝盒布置；減小從動部分的轉動慣量，保證換擋容易，使用起來效果更好，而且具有穩定性好、操縱方便等優點。膜片彈簧離合器，它的轉矩容量大且較穩定，操縱輕便，平衡性好，也能大量生產，對于它的研究已經變得越來越重要。對于變速器部分，主要進行變速器的結構功能、工作原理以及設計方法的研究。主要使用CATIA進行建模設計，CATIA是當前主流的三維建模設計軟件，選擇這個軟件可以為以后實際工作打下更好的基礎。整個畢業設計會針對平時遇見的各種問題進行認真解決。相信從中可以鞏固掌握的理論知識。后續將針對離合器與變速器分別進行設計。第2章離合器的參數計算與結構設計汽車主要參數如圖2.1所示。表2.1整體設計中的汽車參數額定總質量9000kg載質量5000kg自重4400kg總重9400kg車長8145mm車寬2470mm車高2485mm軸距4700mm最大轉矩353N·m最大爬坡度30%離合器單片，干式軸荷分配滿載空載前35%，后65%前45%，后55%最高車速90km/h發動機功率99kW車輪直徑974mm2.1離合器的基本結構選擇摩擦片數主要有單片、雙片、多片之分。其優缺點如下：單片雙片多片優點結構簡單，分離徹底，散熱良好，尺寸緊湊，調整方便，

從動部分轉動慣量小。傳遞扭矩大，接合平順，在傳遞同樣扭矩情況下，徑向尺寸較小，踏板力較輕。接合平順柔和，由于在油中工作，磨損小。缺點傳遞扭矩不能過大，否則直徑過大，會影響總體布置。分離徹底性較差，中間壓盤散熱不良，熱負荷較高分離不徹底（尤其是冬季），尺寸、重量大。有圓柱彈簧、矩形斷面圓錐彈簧膜片彈簧等型式。壓緊彈簧有周置、中央布置、也可斜置。其主要優缺點：優點缺點周置彈簧

離合器簡單，應用廣泛。轉速過高時，使彈簧受離心力鼓出使壓緊力顯著降低；另一方面使彈簧靠到定位套或定位銷座上，致磨損甚至斷彈簧。中央彈簧

離合器采用杠桿放大壓緊力作用在壓盤上利于減輕踏板力，彈簧與壓盤不直接接觸，彈簧無受熱退火之患，也易于調整。結構較復雜，適合重型車膜片彈簧的結構特點和一系列優點：（1）由于膜片彈簧的軸向尺寸較小，徑向尺寸較大，有利于在提高離合器轉矩容量的情況下減小離合器的軸向尺寸；（2）無需設置專門的分離杠桿，可是結構簡化，零件數目減小，質量減輕，便于維修保養；（3）膜片彈簧的安裝位置對離合器中心線來說數對稱的，因此，它的壓力不受離心力的影響，這一點對高速車輛十分有利；（4）操縱輕便，這是由離合器膜片彈簧特性決定的，當離合器處于結合狀態時，設兩彈簧的壓縮變形量和壓緊都相同，都在A點工作，當分離離合器時，若兩彈簧的壓縮變形量都增加到,此時膜片彈簧的壓緊力小于螺旋彈簧的壓緊力，同時小于結合狀態時的壓緊力,也就是說，膜片彈簧分離時越來越輕，而螺旋彈簧越來越重，膜片彈簧具有操縱輕便的特點；（5）在正常的磨損情況下，膜片彈簧的壓緊力基本保持不變，工作可靠，當摩擦片磨損變薄，螺旋彈簧的壓緊理由下降到，壓緊力下降很多。而膜片彈簧的壓緊力，與磨損前的壓緊力相當接近；（6）主要部件結構簡單，可采用沖壓加工，大批生產時可降低產品成本。因此，在轎車，現代汽車，甚至重型汽車上都得到廣泛的應用。此外，膜片彈簧離合器將發動機動力傳遞給變速器,使二者柔順地接合與分離,能夠保證汽車起步平穩、換擋平順、防止傳動系過載和產生扭轉振動。

（1）可使汽車起步平穩,當發動機啟動后,汽車要行駛,就要把動力傳遞給變速器。離合器的結構保證了主動部分與從動部分的暫時分離和逐浙結合,在傳遞動力的過程中具有相對轉動的功能,這是靠摩擦片的逐漸結合的摩擦傳遞來實現的。在起步過程中摩擦離合器的滑動和逐漸結合是保證起步平穩的重要因素;在從動盤上的扭轉減振器可以緩和動力傳動的沖擊,也能起到起步平穩的作用。（2）無需設置專門的分離杠桿，可是結構簡化，零件數目減小，質量減輕，便于維修保養。可使汽車換擋平順,汽車在行駛中,隨著行駛工況的變化,變速器需要經常換擋。換擋動作完成后,再慢慢放松離合器踏板,使汽車動力再次接通,汽車動力的再次傳遞要平順,汽車速度逐漸變化.從動盤為單片,轉動慣量小,可以減輕換擋時變速器中同步環的負荷和換擋時齒輪之間的沖擊作用。與汽車起步一洋,由于摩擦力的逐浙傳遞和扭轉減振器的作用使換擋平順。

（3）防止傳動系過載,離合器中的摩擦傳動和扭轉減振器使發動機與傳動系之間成帶有柔住的聯接。

在行駛中,駕駛員突然加大油門,傳動系負荷突然增加,扭轉減振器的減振作用可以緩和負荷的增加。汽車緊急制動時,驅動車輪突然減速,汽車突然減速,汽車的慣住力通過傳動系逆向傳動發動機.如果離合器此時處于分離狀態,無異減輕了傳動系的沖擊和過載；如果來不及踏下離合器踏板,離合器處于結合狀態時,也有扭轉減振器的扭轉彈簧緩和了傳動系的沖擊;假如沖擊負荷很大扭轉彈簧不能完全吸收沖擊負荷的話,還有摩擦片的打滑作用可以緩和沖擊,這是因為摩擦片設計成只能傳遞一定大小的轉矩,突然超過這個轉矩時,離合器就打滑,減輕傳動系的過載。

（4）減輕扭轉振動,內燃機的工作原理決定了活塞上的動力是脈沖式的,轉換成曲軸上的動力雖然是經過了飛輪的平滑以后,仍然不夠均勻,即轉速是一定轉速下的波動轉速,扭矩是一定扭矩下的波動扭矩,旋轉中帶有扭轉振動.這樣的動力傳遞給變速器可能引起傳動器的扭轉振動,傳遞給驅動軸可能引起驅動軸的扭轉振動.正是離合器中的扭轉減振器緩和了傳動系的扭轉振動,可以使傳動平穩.減低了傳動系的振動和噪聲.減輕了傳動系的負荷.延長了汽車和發動機的使用壽命。無需設置專門的分離杠桿，可是結構簡化，零件數目減小，質量減輕，便于維修保養但膜片彈簧的制造工藝復雜，對材質和尺寸精度的要求很高，其非線性特性在生產中不易控制，開口處容易產生裂痕，端部容易摩擦。近年來，由于材料性能的提高，制造工藝和設計方法逐漸完善，膜片彈簧的制造已日趨成熟。依次，膜片彈簧離合器不僅在轎車上被大量采用，而且在輕、中、重型卡車以及客車上也被廣泛采用。至于，在選擇拉式和推式時，考慮到推式膜片彈簧的外端壓在離合器壓盤上，而拉式式膜片彈簧的內端壓在離合器壓盤上，拉式膜片彈簧離合器結構較為復雜，阿納緩和撤卸較為困難，奮力行程也比推式的要求稍大一些。綜上所述，我選擇了用推式膜片彈簧離合器。推式膜片彈簧支承形式分為三種。第一種為雙支承，其中，有的用臺肩式鉚釘將膜片彈簧，兩個支承環于離合器蓋定位鉚合在一起，結構簡單，式早已采用的傳統形式；有的在鉚釘上裝硬化襯套和剛性擋環，可提高耐磨性和使用壽命，但結構較復雜；還有一種形式取消了鉚釘，在離合器內邊緣上伸出許多舌頭，將膜片彈簧，兩個支承環與離合器蓋碗合在一起，式結構簡化，緊湊，耐久性好，因此，應用日益廣泛。壓盤的驅動方式選擇傳動片式型式凸塊

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窗孔式銷釘式傳動片式適用

范圍單片離合器，采用傳統結構雙片離合器多采用近來廣泛采用的結構特點簡單，但時間長后易產生平衡惡化，造成離合器接合時出現抖動或噪聲效率高，無噪聲，無摩擦，無磨損，適應性好分離杠桿的設計，應使其支撐機構與壓盤的驅動結構在運動上不發生干涉；保證有足夠的剛度；支撐處要減少摩擦損失，效率要高；調整要方便。同時要保證在高速運轉時有穩定的壓緊力（離心力造成的壓盤壓緊力變化要盡量少）。對于分離杠桿裝置的結構設計要求：（1）分離杠桿應具有較大的彎曲剛度，以免分離時桿件彎曲變形過大，減小了壓盤行程，使分離不徹底；（2）應使分離杠桿支承機構與壓盤的驅動機構在運動上不發生干涉；（3）分離杠桿內端高度應能調整，使各內端位于平行于壓盤的同一平面，其高度差不大于0．2mm；（4）分離杠桿的支承處應采用滾針軸承、滾銷或刀口支承，以減小摩擦和磨損；（5）應避免在高速旋轉時因分離杠桿的離心力作用而降低壓緊力；（6）為了提高通風散熱能力，町將分離杠桿制成特殊的葉輪形狀，用以鼓風。分離杠桿主要有鋼板沖壓和鍛造成形兩種生產方式；支承環和支承鉚釘的安裝尺寸精度要高，耐磨性要好。支承環一般采用3．0～4．0mm的碳素彈簧鋼絲。分離軸承的作用是通過撥叉的撥動，推動旋轉中的膜片彈簧的分離指或螺旋彈簧力離合器的內端，使其繞支點轉動而分離離合器。此處使用軸承是為了避免膜片彈簧分離紙或分離杠桿的內端的磨損。供油式軸承需經常添加潤滑脂，以減輕旋轉阻力與磨損。密封式不需要。分離軸承與分離杠桿接觸，實現離合器的分離和接合。它們兩者之間有周向滑動，同時也有徑向滑動。當兩者不同心時易于造成滑動加劇，引起不同心造成的磨損。近年來在膜片彈簧離合器中廣泛采用自動調心式分離軸承。可是考慮到自動調心式分離軸承制造工藝比較復雜，而且成本高，所以我選用了止推軸承。實驗表明，摩擦片的磨損是隨著壓盤溫度的升高而增大的。當壓盤工作表面溫度達到180～200℃以上時，摩擦片磨損急劇增加。正常情況下，離合器壓盤工作表面的溫度一般在180℃以下。溫度過高時會使壓盤受熱變形產生裂紋。為此，除了在設計時保證壓盤有足夠的熱容量外，良好的通風散熱是必須要的。2.2從動盤從動盤對離合器的工作性能影響很大，它是離合器零件中壽命最薄弱的一環，因此，在結構和摩擦材料上選擇時尤需注意。從動盤主要由摩擦片、傳從動鋼片、扭轉減振器和從動盤轂組成。離合器對摩擦片的要求是：摩擦系數穩定，由足夠的機械強度和耐磨性，熱穩定性和磨合性要好，密度要小等。具體要求如下：（1）因數較高且較穩定，工作溫度、單位壓力、滑磨速度的變化對其影響要小；（2）有足夠的機械強度與耐磨性；（3）密度要小，以減小從動盤轉動慣量；（4）熱穩定性好，在高溫下分離出的粘合劑少，無味，不易燒焦；（5）磨合性能好，不致刮傷飛輪和壓盤表面；（6）接合時應平順而不產生“咬合”或“抖動”現象；（7）長期停放后，摩擦面間不發生“粘著”現象。離合器摩擦片所用的材料有石棉基摩擦材料、粉末冶金摩擦材料和金屬陶瓷摩擦材料。石棉基摩擦材料具有摩擦因數較高(大約為0．3～0．45)、密度較小、制造容易、價格低廉等優點。但它性能不夠穩定，摩擦因數受工作溫度、單位壓力、滑磨速度的影響大，目前主要應用于中、輕型貨車中。粉末冶金和金屬陶瓷摩擦材料具有傳熱性好、熱穩定性與耐磨性好、摩擦因數較高且穩定、能承受的單位壓力較高以及壽命較長等優點，但價格較貴，密度較大，接合平順性較差，主要用于重型汽車上。摩擦片與從動片的連接方式有鉚接和粘接兩種。鉚接方式連接可靠，更換摩擦片方便，適宜從動片上裝波形片，但其摩擦面積利用率小，使用壽命短。粘接方式可增大實際摩擦面積，摩擦片厚度利用率高，具有較高的抗離心力和切向力的能力，但更換摩擦片困難，且使從動盤難以裝波形片，無軸向彈性，可靠性低。故采用鉚接法。扭轉減振器主要有彈性元件和阻尼元件組成。為了避免不利的傳動系共振，降低傳動系噪聲，可采用兩三組鋼度不同的彈簧，并將裝彈簧的窗口長度做成尺寸不一，利用彈簧先后起作用的方法獲得邊鋼度特性。減振器中的阻尼元件常采用摸才片，靠傳動鋼片與減振盤間的連接鉚釘建立正壓力，這種方案簡單。2.3離合器操縱系統離合器操縱機構主要有機械式。液壓式和氣壓式幾種。它們主要是根據車型進行選擇。它們有各自的優缺點：優點缺點機械式結構簡單，工作可靠，應用廣泛。效率低，重量大，車架和支撐部位變形后會影響其正常工作液壓式傳動效率高，重量輕，布置方便結構復雜2.4離合器相關參數選擇與計算2.4.1離合器主要參數的選擇摩擦離合器是靠摩擦表面間的摩擦力矩來傳遞發動機轉矩的。離合器的靜摩擦力局根據摩擦定律可表示為 （2.1）式中:——經摩擦力矩N·M；f——摩擦面間的摩擦因數，計算時一般取0.25至0.30；F——壓盤施加在摩擦面上的工作壓力N；——摩擦片的平均摩擦半徑mm，是從動盤數的兩倍。假設摩擦片上工作壓力均勻，則有（2.2）式中：——摩擦面上的單位壓力MPa；A——1個摩擦面的面積；D——摩擦片的外徑mm；d——摩擦片的內徑mm。摩擦片的平均半徑Rc根據壓力均勻的假設，可表示為（2.3）當≥0.6時，R相當準確的有下式計算（2.4）將上兩式代入第一式得（2.5）式中，c為摩擦片內外徑之比，c=，一般在0.53至0.70之間。為了保證離合器在任何工況下都能可靠地傳遞發動機最大轉矩，設計時應大于發動機最大轉矩，即=β式中，為發動機最大轉矩；β為離合器的后備系數，定義為離合器所能傳遞的最大經摩擦力矩與發動機最大轉矩與發動機最大轉矩之比，β必須大于1。離合器的基本參數主要有性能參數β和，尺寸參數D和d機摩擦片厚度b。1、后備系數β后備系數β是離合器設計時用到的一個重要參數，它反映了離合器傳遞發動機最大轉矩的可靠程度。在選擇β時，應考慮以下幾點：（1）摩擦片在使用中磨損后，離合器還應能可靠地傳遞發動機最大轉矩；（2）要防止離合器滑磨過大；（3）要能防止傳動系過載。顯然，為可靠傳遞發動機最大轉矩和防止離合器滑磨過大，β不宜選取太小；為使離合器尺寸不致過大，減小傳動系過載，保證操縱輕便，β又不宜選取太大；當發動機后備功率較大，使用條件較好時，β可選取小些；當使用條件惡劣，需要拖帶掛車時，為提高起步能力、減小離合器滑磨，β應取大些；貨車總質量越大，β也應選得越大；采用柴油機時，由于工作粗暴，轉矩較不平穩，選取的β值應比汽油機大些；發動機缸數越多，轉矩波動越小，β可選取小些；膜片彈簧離合器由于摩擦片磨損后壓力保持較穩定，選取的β值也應大于單片離合器。各類汽車β值的取值范圍通常為：轎車和微型、輕型貨車β=1.20至1.75中型和重型貨車β=1.50至2.25越野車、帶拖掛的重型汽車和牽引汽車β=1.80至4.002、單位壓力單位壓力對離合器工作性能和使用壽命有很大影響，選取時應考慮離合器的工作條件，發動機后備功率大小，摩擦片尺寸、材料及其質量和后備系數等因素。離合器使用頻繁，發動機后備系數較小時，應取小些；當摩擦片外徑較大時，為了降低摩擦片外緣出的熱負荷，應取小些，后備系數較大時，可適當增大。當摩擦片采用不同材料時，按下列范圍選取: 石棉基材料=0.15至0.20MPa粉末冶金材料=0.20至0.60MPa金屬陶瓷材料=0.70至1.50MPa3、摩擦片外徑D、內徑d和厚度b當離合器結構形式及摩擦片材料已選定，發動機最大轉矩已知，適當選取后備系數β和單位壓力，即可估算摩擦片的尺寸。摩擦片外徑D（mm）可根據發動機最大轉矩(Nm)按如下經驗公式選用（2.6）式中，A是和車型有關的常數。對于貨車單片摩擦離合器取A=46，帶入得知道摩擦片的外徑D后，何根據摩擦片尺寸系列標準GB5764-86《汽車用離合器面片》，選取摩擦片內徑d和摩擦片厚度b的值。摩擦片的厚度b主要有3.2mm、3.5mm、4.0mm三種。2.4.2離合器的設計與計算1、摩擦片參數的計算（1）摩擦片外徑D、內徑d和厚度b根據公式,取A=46，則=277.02mmD取系列化值為280mm。則相應的d=187mm，b=4mm。c=（2）后備系數β 取摩擦因數f=0.25，材料選為石棉基，取，則靜摩擦半徑]=×0.25×2×0.21××[1-=479.71Nm。后備系數：β===1.36（3）離合器基本參數的優化設計離合器要確定離合器的性能參數和尺寸參數，這些參數的變化影響離合器的機構尺寸和工作性能。a、設計變量離合器基本參數的優化設計變量選為=b、目標函數離合器基本參數優化設計追求的目標是在保證離合器性能要求條件下，使其結構尺寸盡可能小，即目標函數為c、約束條件1）摩擦片的外徑D（mm）的選取應使最大圓周速度不超過65至70，即=×=×3600×280×=52.752≤65-70符合要求。2）摩擦片的內外徑比c應在0.53-0.70范圍內，即0.53≤c≤0.70c=，符合要求。3）為保證離合器可靠傳遞轉矩，并防止傳動系過載，不同車型的β值應在一定范圍內，最大范圍β為1.2-4.0，而轎車位1.2-1.75，即1.2≤β≤1.75β=1.36，符合要求。4）為了保證扭轉減震器的安裝，摩擦片內徑d必須大于減震器彈簧位置直徑約50mm，即d＞+50=0.6d=0.6×165=99mmd＞99+50=149mm5）為了反映離合器傳遞轉矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉矩應小于其許用值。符合要求。6）為降低離合器滑磨是的熱負荷，防止摩擦片損傷，單位壓力對于不同車型，根據所用的摩擦材料在一定范圍內選取，最大范圍為0.10~1.50MPa，即0.15≤≤0.35MPa由于選取粉末冶金材料，取0.21MPa，所以符合要求。7）為了減少汽車起步過程中離合器的滑磨，防止摩擦片表面溫度過高而發生燒傷，每一次結合的單位摩擦面積滑磨功應小于其須用值，即式中，w為單位面積滑磨功（）；[w]為其許用值（），對于轎車：[w]=0.40，對于輕型貨車：[w]=0.33，對于重型貨車：[w]=0.25；W為汽車起步時離合器結合一次所產生的總滑磨共（J），可根據下式計算W=（2.7）式中，為其車總質量（9400kg）；為輪胎滾動半徑（m）；為起步時所用變速器擋位的傳動比=6.967；為主減速器傳動比，取=6.86；為發動機轉速（），計算時轎車取2000，貨車取1800。J=0.40符合要求。2、膜片彈簧主要參數的選擇（1）比值H／h和h的選擇比值H／h對膜片彈簧的彈性特性影響極大。為保證離合器壓緊力變化不大和操縱輕便，汽車離合器用膜片彈簧的H／h一般為1.6—2.2，板厚為2～4mm，取4mm。（2）比值R／r和R、r的選擇研究表明，R／r越大，彈簧材料利用率越低，彈簧剛度越大，彈性特性曲線受直徑誤差影響越大，且應力越高。根據結構布置和壓緊力的要求，R／r一般為1.20～1.35。為使摩擦片上壓力分布較均勻，推式膜片彈簧的R值應取為大于或等于摩擦片的平均半徑RC。而且，對于同樣的摩擦片尺寸，拉式的R值比推式大。通過比較選取R／r＝1.2。（3）膜片彈簧小端半徑ri與分離軸承作用半徑rf的關系膜片彈簧小端半徑ri應該大于變速器第一軸花鍵外徑且分離軸承作用半徑應大于膜片彈簧小端半徑，即：rf＞ri（4）α的選擇膜片彈簧自由狀態下圓錐底角。與內截錐高度H關系密切，α=arctanH／(R-r)≈H／(R-r)，一般在90～150范圍內。圓錐底角可選取100。（5）膜片彈簧工作點位置的選擇膜片彈簧的彈性特性曲線，如圖2—1所示。該曲線的拐點H對應著膜片彈簧的壓平位置，而且λ1H=(λ1M+λ1N)／2。新離合器在接合狀態時，膜片彈簧工作點B一般取在凸點M和拐點H之間，且靠近或在H點處，一般λ1B=(0.8～1.0)且λlH，以保證摩擦片在最大磨損限度△入范圍內壓緊力從F1B到F1A變化不大。當分離時，膜片彈簧工作點從B變到C，為最大限度地減小踏板力，C點心盡量靠近N點。圖2.1膜片彈簧的彈性特性曲線（6）n的選取分離指數目n常取為18，大尺寸膜片彈簧有些取24，小尺寸膜片彈簧有些取12，本設計采用18根分離指，切槽寬，，分離指半徑re應滿足r-re＞δ2的要求。扭轉減振器主要由彈性元件(減振彈簧或橡膠)和阻尼元件(阻尼片)等組成。彈性元件的主要作用是降低傳動系的首端扭轉剛度，從而降低傳動系扭轉系統的某階(通常為三階)固有頻率，改變系統的固有振型，使之盡可能避開由發動機轉矩主諧量激勵引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振動能量。所以，扭轉減振器具有如下功能：1)降低發動機曲軸與傳，動系接合部分的扭轉剛度，調諧傳動系扭振固有頻率。2)增加傳動系扭振阻尼，抑制扭轉共振響應振幅，并衰減因沖擊而產生的瞬態扭振。3)控制動力傳動系總成怠速時離合器與變速器軸系的扭振，消減變速器怠速噪聲和主減速器與變速器的扭振與噪聲。4)緩和非穩定工況下傳動系的扭轉沖擊載荷和改善離合器的接合平順性。減振器的扭轉剛度和阻尼摩擦元件間的摩擦轉矩是兩個主要參數。其設計參數還包括極限轉矩、預緊轉矩和極限轉角等。1、極限轉矩極限轉矩為減振器在消除限位銷與從動盤轂缺口之間的間隙△1時所能傳遞的最大轉矩，即限位銷起作用時的轉矩。它與發動機最大轉矩有關，一般可取：試驗表明，當減震器傳遞的極限轉矩與汽車后驅動輪的最大附著力矩相等時，傳動系的動載荷最小。若＜，系統將會產生沖擊載荷；當＞則會增加減震器的角剛度，使傳動系動載荷有所增大。因此，亦可按下式選取：G2:滿載汽車的后驅動橋靜載荷N；為附著系數，一般取0.8rr為車輪滾動半徑mi0為主減速器傳動比ig1為變速器一檔傳動比2、扭轉剛度扭轉剛度是為了避免引起系統的共振，要合理選擇減振器的扭轉剛度，使共振現象不發生在發動機常用工作轉速范圍內。決定于減振彈簧的線剛度及其結構布置尺寸,需要加在從動片上的轉矩為：C：彈簧剛度Z：彈簧數目R1：減震器彈簧分布半徑設計時可按經驗來初選是。≤133、阻尼摩擦轉矩由于減振器扭轉剛度kΦ受結構及發動機最大轉矩的限制，不可能很低，故為了在發動機工作轉速范圍內最有效地消振，必須合理選擇減振器阻尼裝置的阻尼摩擦轉矩，通過計算與實踐表明一般可按下式初選：取4、減振彈簧在安裝時都有一定的預緊。研究表明，增加，共振頻率將向減小頻率的方向移動，這是有利的。但是不應大于，否則在反向工作時，扭轉減振器將提前停止工作，故取：＝＝18.0N·m5、減振彈簧的位置半徑R1R1的尺寸應盡可能大些，一般取取取值為65mm。d：摩擦片內徑。6、減振彈簧個數可以參考下表選取：摩擦片外徑D／mm225～280280～325325～350>350減震彈簧數目4～66～88～10>10取Z=67、減振彈簧總壓力當限位銷與從動盤轂之間的間隙△1或△2被消除，減振彈簧傳遞轉矩達到最大值時，減振彈簧受到的壓力為由上表可知，所以每個彈簧所承受的工作壓力為：8、減震彈簧尺寸的確定彈簧鋼絲的參考尺寸：C=5P=827.585Nτp=550～600N／mm2通過多方面考慮選取d=4(mm)減震器彈簧中徑D=d×C=5×4=20(mm)減震器彈簧內徑D1=20-4=16(mm)減震器彈簧外徑D2=20+4=24(mm)9、減震彈簧剛度的確定Tj=270N·m10、減震彈簧的工作圈數G:材料的扭轉彈性模量鋼G=8.3×10411、減震彈簧的總圈數12、極限負荷下的彈簧變量13、減震彈簧節距取節距P＝10(mm)14、減震彈簧自由高度所以不用放置導桿或導套15、減震彈簧最小高度16、減震彈簧預變形量因此可得安裝后的高度為：1、對壓盤結構設計的要求（1）壓盤應具有較大的質量以增大熱容量、減小溫升，防止其產生裂紋和破碎，有時可設置各種形狀的散熱肋或鼓風肋，以幫助散熱通風。中間壓盤可鑄出通風槽，也可采用傳熱系數較大的鋁合金壓盤。（2）壓盤應具有較大的剛度，使壓緊力在摩擦面上的壓力分布均勻并減小受熱后的翹曲變形，以免影響摩擦片的均勻壓緊以及與離合器的徹底分離。（3）與飛輪應保持良好的對中，并要進行靜平衡。（4）壓盤高度尺寸(從承壓點到摩擦面的距離)公差要小。2、離合器壓盤的主要計算壓盤形狀比較復雜,要求傳熱性能要好,具有較高的摩擦系數及耐磨.故壓盤通常都是由灰鑄鐵HT200鑄造而成的,金相組織呈珠光體結構,硬度HB170-227.另外可添加少量金屬元素用以增強其機械強度.壓盤的外徑可以根據摩擦片的外徑由結構確定.應比摩擦片的外徑稍微大些,而壓盤的內徑則要比摩擦片的內徑要稍微小些.所以我確定壓盤的外觀尺寸為:（1）壓盤工作壓力（2）壓盤的滑磨功（3）壓盤的質量由于離合器一次結合的溫升不應超過100,所以取壓盤溫升為8即:C:比熱容鑄鐵C=481.4J/kg·0由此可知壓盤質量必須大于2.33kg（4）壓盤的厚度計算即:壓盤厚度不應小于9毫米3、強度校核離合器從動盤轂花鍵的強度校核從動盤轂花鍵的內徑為26毫米,外徑為32毫米,花鍵的有效長度為30毫米,對花鍵的擠壓應力進行強度校核:對花鍵的剪切應力進行強度校核:由以上兩個公式可得設計中選用的花鍵能滿足要求。4、離合器的操縱機構（1）對操縱機構的要求1）踏板力小，轎車一般在80~150N范圍內，貨車不大于150~200N。2）踏板行程隊對轎車一般在80~150mm范圍內，對貨車最大不超過180mm。3）踏板行程應能調整，以保證摩擦片磨損后分離軸承的自由行程可以復原。4）應有對踏板行程進行限位的裝置，以防止操縱機構因受力過大而損壞。5）應具有足夠的剛度。6）傳動效率要高。7）發動機振動及車架和駕駛室的變形不會影響工作。（2）操縱機構結構形式選擇常用的離合器操縱機構主要由機械式和液壓式等。機械式操縱機構有桿系和繩系兩種形式。桿系傳動機構簡單、工作可靠，廣泛應用于各種汽車中。但其質量大，機械效率低，車架和駕駛室的變形會影響其正常工作，在遠距離操縱室布置較困難。繩系傳動機構可克服上述缺點，且可采用適宜駕駛員操縱的吊掛式踏板機構。但其壽命短，機械效率仍不高。此形式多用于輕型轎車中。液壓式操縱機構主要由主缸、工作缸和管路等部分組成，具有傳動效率高、質量小、布置方便、便于采用吊掛踏板、駕駛室容易密封、駕駛室和車架變形不會影響其正常工作、離合器接合柔和等優點。此形式廣泛應用于各種形式的汽車中。經過以上分析比較，可知液壓式操縱機構的綜合性能比其它兩種都好，故選用它作為膜片彈簧離合器的操縱機構以達到優配效果。（3）離合器操縱機構的主要計算1）離合器操縱機構示意圖圖2-2液壓操縱機構示意圖2）踏板行程S由自由行程和工作行程兩部分組成，即式中，Sof為分離軸承自由行程，一般為1．5～3．0mm，反映到踏板上的自由行程Sl一般為20—30mm；dl、d2分別為主缸和工作缸的直徑；Z為摩擦面面數；為離合器分離時對偶摩擦面間的間隙，單片：=0．85～1．30mm，雙片：=0．75—0．90mm。a1、a2、bl、b2、c1、c2為杠桿尺寸。踏板力Ff可按下式計算式中，F為離合器分離時，壓緊彈簧對壓盤的總壓力N；為操縱機構總傳動比，=;為機械效率，液壓式：=80％～90％，機械式：=70％～80％；為克服回位彈簧1、2的拉力所需的踏板力，在初步設計時，可忽略之。工作缸直徑d2的確定與液壓系統所允許的最大油壓有關。考慮到橡膠軟管及其管接頭的密封要求，最大允許油壓一般為5～8MPa。對于機械式操縱機構的上述計算，只需將d1和d2取消即可。2.5本章小結本章主要介紹了離合器的結構選擇以及設計過程，從參數選擇、計算入手，確定離合器的基本尺寸，為后續建模裝配做準備。第3章變速器的設計汽車主要參數如圖2.1所示。3.1變速器齒輪的主要參數選擇與計算1、確定擋數根據題目要求為選擇五擋變速器，即五個前進擋、一個倒擋，五擋為直接擋。車輪半徑（3.1）2、確定主減速比五擋傳動比為1，取轉矩適應性系數QUOTE。（3.2）由可知=6.863、確定各擋傳動比汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力[17]。故有（3.3）式中：—汽車總質量kg；g—重力加速度；—發動機最大轉矩N*m；—主減速比；—汽車傳動系的傳動效率；—驅動車輪的滾動半徑m；—道路最大阻力系數；取其中則=5.99根據驅動輪與路面的附著條件取、QUOTE取0.7取6.8根據等比級數分配即,已知=6.8經計算得=4.22=2.62QUOTE=1.63對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小，而且對齒輪的接觸強度有影響[18]。初選中心距，根據經驗公式計算： （3.4）式中：－變速器中心距（mm）；－中心距系數，取值范圍是8.6～9.6。－發動機最大轉矩（N·m），已知=353N·m；－變速器一擋傳動比，已知=6.8；變速器傳動效率，取96%。計算得=（8.6～9.6）mm,取A=116mm1、模數的選擇齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取因素很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求。應該指出，選取齒輪模數時一般要遵守的原則是：在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以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，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數應選得小些；對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；變速器抵擋齒輪應選用大些的模數，其他擋位選用另一種模數。少數情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數。在給定模數范圍內，初選模數：直齒輪模數＝4mm；斜齒輪法面模數=3mm。變速器用齒輪模數的范圍見表3.1。表3.1汽車變速器齒輪的法向模數車型微型、輕型轎車中級轎車中級貨車重型貨車2.25～2.752.75～33.50～4.54.50～6所選模數值應符合國家標準GB/T1357-1987的規定，見表3.2。選用時，應優先選用第一系列，括號內的模數盡可能不用。表3.2變速器常用的齒輪模數（摘自GB/T1357-1987）(mm)第一系列1.001.251.5—2.00—2.50—3.00———4.00—5.00—6.00—第二系列———1.75—2.25—2.75—（3.25）3.50（3.75）—4.50—5.50——2、壓力角因國家規定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°；嚙合套或同步器的接合齒普遍采用30°的壓力角[1]。3、螺旋角斜齒螺旋角可在下面提供的范圍內選取：中間軸式變速器為22°～34°；貨車變速器：18°～26°[1]。齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪的強度及工作平穩性的要求。通常是根據齒輪模數來確定齒寬：直齒：，為齒寬系數，可在4.5～8.0內選取。斜齒：，可在6.0～8.5內選取[1]1、一擋齒輪的齒數一擋傳動比,且已知=6.8為了求、的齒數，先求其齒數的和 直齒 斜齒由已知=116mm，=4mm，=3mm， 圖3.1變速器示意圖計算得：直齒=58。計算后取為整數，然后進行大、小齒輪數的分配。中間軸上的一擋小齒輪的齒數盡可能取小些，由已定，的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪齒數多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度。貨車變速器中間軸的Ⅰ擋直齒輪的最小齒數為12～17[1]，取=17，且=，則=41。2、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，所以應根據取定的重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。由，計算得=116mm。3、確定齒頂高系數和徑向間隙系數國家標準，齒頂高系數；徑向間隙系數4、計算一擋齒輪參數分度圓直徑：齒頂高：齒根高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：齒高：5、確定常嚙合傳動齒輪副的齒數由公式求出常嚙合傳動齒輪的傳動比（3.5）而常嚙合傳動齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，即（3.6）解方程（3.5）和（3.6）求得、取整數得：=47，=23。傳動比修正：6、修正螺旋角的值根據所確定的齒數和公式，計算校核得=25.15°。7、中心距修正8、確定常嚙合齒輪參數端面壓力角：分度圓直徑：基圓直徑：齒頂高：齒根高：齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：9、確定其它各擋的齒數（1）確定二擋齒輪參數由于二擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式（3.7）而（3.8）此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發，還必須滿足下列關系式（3.9）聯解上述三個公式，采用比較方便的試湊法，即先選定螺旋角，解式（3.7）和式（3.8），求出、，再把、及代入式（3.9）中，檢查是否滿足或近似滿足軸向力平衡的關系。如相差太大，則要調整螺旋角，重復上述過程，直至符合設計要求為止。根據上述的公式解得：、=15.65°。取整得：=48，=27修正螺旋角：，修正傳動比：修正中心距：端面壓力角：分度圓直徑：基圓直徑：齒頂高：齒根高：齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：（2）確定三擋齒輪參數：由于三擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式（3.10）而（3.11）此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發，還必須滿足下列關系式（3.12）根據上述的公式解得：、=21.51°。取整得=35，=38。修正螺旋角：，。修正傳動比：。修正中心距：。端面壓力角：分度圓直徑：基圓直徑：齒頂高：齒根高：齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：（3）確定四擋齒輪參數：由于四擋齒輪為斜齒輪，螺旋角和常嚙合齒輪的不同，有公式（3.13）而（3.14）此外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發，還必須滿足下列關系式 （3.15）根據上述的公式解得：、=28.83°。取整得：=21，=51。修正螺旋角：，。修正傳動比：。修正中心距：。端面壓力角：分度圓直徑：基圓直徑：齒頂高：齒根高：齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：10、確定倒擋的齒數一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取6.2。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數與一檔主動齒輪10相同，做成齒輪軸，取=15。此處取=22。由得（3.16）故可得出中間軸與倒檔軸的中心距（3.17）而倒檔軸與第二軸的中心:（3.18）修正傳動比：分度圓直徑：齒頂高：齒根高：齒高：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：與其他機械設備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。下面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式。1、齒輪彎曲強度計算（1）直齒輪的彎曲應力的校核公式：（3.19）式中：—彎曲應力,(MPa)； 圖3.2齒形系數圖—圓周力，（N）；—應力集中系數，取1.65；b—齒寬,(mm)； —摩擦影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；y—齒形系數；（如圖3.2所示）t—端面齒距,(mm)；式中：；z；t；—計算載荷,(N·mm)；—節圓直徑,(mm)；—模數；—齒數；將上述有關參數代入（3.19）中得：（3.20）（2）斜齒輪彎曲應力的校核公式：（3.21）式中：—彎曲應力,(MPa)；—圓周力，(N)；—應力集中系數，取1.65；b—齒寬,(mm)；y—齒形系數；t—法向齒距(mm)；—重合度影響系數，取2.0；；；t；—計算載荷,(N·mm)；—節圓直徑,(mm)；—法向模數；—齒數；—斜齒輪螺旋角(°)；將上述有關參數代入（3.21）中得：（3.22）當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。2、齒輪接觸應力計算齒面接觸應力應的校核公式：（3.23）式中：—齒輪接觸應力，(MPa)；—齒面上的法向力，(N)；—齒輪材料的彈性模量，(MPa)；—齒寬，(mm)；；；直齒輪：；；斜齒輪：；；—圓周力，(N)；—計算載荷，(N·mm)；—節圓直徑，(mm)；—節圓直徑，(°)；—齒輪螺旋角，(°)；—主動齒輪節點處的曲率半徑，(mm)；—從動齒輪節點處的曲率半徑，(mm)；—主動齒輪節圓半徑，(mm)；—從動齒輪節圓半徑，(mm)；將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表3.3。表3.3變速器齒輪的許用接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高檔1300～1400650～700齒輪材料的彈性模量＝。變速器齒輪多數采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與芯部的高韌性相結合，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，對切削加工性能及成本也應考慮。國內汽車變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，心部硬度為33～48HRC。值得指出的是，采取噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施，能使齒輪得到強化。對齒輪進行強力噴丸處理以后，輪齒產生殘余壓應力，齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高，接觸疲勞壽命也有明顯改善。在加大齒根圓弧半徑的同時，進行強力噴丸處理，不僅可以使殘余壓應力進一步增加，還改善了應力集中。齒輪在熱處理之后進行磨齒，能消除齒輪熱處理的變形，磨齒齒輪精度高于熱處理前剃齒和擠齒齒輪精度，使得傳動平穩、效率提高，在同樣負荷的條件下，磨齒的彎曲疲勞壽命比剃齒的要高近一倍。3、變速器齒輪具體強度校核計算（1）校核各齒輪應力a、齒輪彎曲應力校核：中間軸一擋、倒擋齒輪：＝＝31597.22N＝1.65；＝1.1；＝121.8；t＝12.56636；y＝0.125；＝＝299.75MPa≤400MPa滿足雙向交變載荷。二軸一擋齒輪：＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.153；＝4；＝59；＝＝762.65MPa≤850MPa倒擋軸齒輪：＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.146；＝4；＝35；＝＝799.21MPa≤850MPa二軸倒擋齒輪：＝1.65；＝0.9；＝8；＝3.14159；y＝0.156；＝4；＝53；＝＝747.98MPa≤850MPa中間軸二擋齒輪：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.136；＝3；＝21；＝0.985；＝＝182.18MPa≤250MPa二軸二擋齒輪：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.152；＝3；＝38；＝0.985；＝＝163.00MPa≤250MPa中間軸三擋齒輪：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.146；＝3；＝29；＝0.942；＝＝120.84MPa≤250MPa二軸三擋齒輪：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.146；＝3；＝29；＝0.942；＝＝120.84MPa≤250MPa中間軸常嚙合齒輪：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.155；＝3；＝35；＝0.893；＝＝89.40MPa≤250MPa一軸常嚙合齒輪：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.138；＝3；＝20；＝0.893；＝＝100.41MPa≤250MPa中間軸五擋齒輪：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.152；＝3；＝37；＝0.860；＝＝83.05MPa≤250MPa二軸五擋齒輪：＝1.50；＝2.0；＝8；＝3.14159；y＝0.136；＝3；＝16；＝0.860；＝＝92.82MPa≤250MPab、齒輪接觸應力校核：一擋齒輪、：＝＝15798.6111N＝＝＝16807.0331N＝；＝32＝＝＝＝＝1415.58MPa二擋齒輪、：＝＝10378.33N＝＝＝11524.81899N＝；＝32＝＝＝＝＝992.63MPa三擋齒輪、：＝＝7389.83N＝＝＝8345.564N＝；＝32＝＝＝＝＝795.61MPa五擋齒輪、：＝＝5287.838N＝＝＝6541.116N＝；＝32＝＝＝＝＝699.98MPa常嚙合齒輪、：＝＝5804.50N＝＝＝6914.894N＝；＝32＝＝＝＝＝713.374MPa符合要求。3.2變速器軸設計與計算3.2.1變速器軸設計變速器軸在工作時，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。因為剛度不足軸會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據經驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據公式進行有關剛度和強度方面的驗算。在已知中間軸式變速器中心距時，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承間距離的比值；對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，=0.18～0.21。第一軸花鍵部分直徑可按下式初選：（3.24）式中:―經驗系數，；―發動機最大轉矩，N·m；中間軸的最大直徑0.45A50（mm），支承之間的長度==248.89～285取269（mm）；第二軸的最大直徑0.45A，為滿足校核要求，取80（mm），支承之間的長度==204.76～305.56取235（mm）；第一軸花鍵部分直徑=取32（mm）。軸的結構形狀應保證齒輪，同步器及軸承的安裝、固定，并與工藝要求有密切關系。除前置發動機前驅動的汽車變速器采用兩個軸外，絕大多數汽車變速器都是三軸式[11]，本變速器采用的也是三軸式變速器。在本變速器中，第一軸和齒輪做成一體，前端支承在發動機飛輪內腔的軸承上。其軸徑根據前軸徑內徑確定。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內花鍵統一考慮。第一軸的長度根據離合器總成軸向尺寸確定。確定第一軸后徑時，軸承外徑比第一軸上常嚙合齒輪外徑大，以便于裝拆第一軸[2]。在設計第二軸時，將第二軸前軸軸頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝滾針軸承。第二軸安裝同步器齒轂的花鍵采用矩形花鍵。此軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。各截面尺寸相差不大，以免軸截面所受應力懸殊。變速器的中間軸有旋轉式和固定式兩種。固定式中間軸是跟光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結構保證。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承或長，短圓柱滾子軸承。軸常壓于殼體中。旋轉式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上，一般軸向力由后軸承承受[12]。本變速器的中間軸采用旋轉式，由于此軸上的一擋齒輪與倒擋齒輪尺寸小，所以將它與軸做成一體，成為中間齒輪軸，而高擋齒輪通過鍵與與中間軸結合，以便齒輪損壞后更換。3.2.4軸的強度和剛度的計算1、計算各軸上齒輪的圓周力與徑向力與軸向力發動機最大扭矩為353N·m，齒輪傳動效率98%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。一軸常嚙合齒輪：中間軸常嚙合齒輪：二軸四擋齒輪：中間軸四擋齒輪：二軸三擋齒輪：中間軸三擋齒輪：二軸二擋齒輪：中間軸二擋齒輪：二軸一擋齒輪：中間軸一擋齒輪：倒擋軸齒輪：中間軸倒擋齒輪：2、軸的剛度驗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的轉角[2]。前者使齒輪中心距發生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作用力，必須先求第二軸的支點反力。擋位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個擋位都進行驗算。驗算時，將軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉矩應取。軸的撓度和轉角可按《材料力學》的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖3.3所示時，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：（3.25）（3.26）（3.27）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）；－彈性圖3.3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。、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；為支座間的距離（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）第一軸的剛度驗算＝4947.18N，＝24mm，=＝200mm，=176mm（2）中間軸的剛度計算a、常嚙合齒輪工作時中間軸的剛度=11609N，=4732N，=64.5mm，=30.28mm，=354.72mm，=385，=0.003mm<0.05～0.1mm，符合要求。=0.006mm<0.10～0.15mm，符合要求。符合要求。b、五擋工作時中間軸的剛度=10575.67568N，=4476.216N，=65mm，116mm，mm，=385mm=0.021mm<0.05～0.1mm，符合要求。=0.048mm<0.10～0.15mm，符合要求。c、三擋工作時中間軸的剛度=14779.66N，=5711.04N，=65.5mm，=149mm，mm，=385mm=0.032mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.083mm<0.10～0.15mm，符合要求。符合要求。d、二擋工作時中間軸的強度=20756.67N，=7886.6N，=235.34mm，mm，385mm，=66mm=0.043mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.114mm<0.10～0.15mm，符合要求。符合要求。e、一擋工作時中間軸的剛度=31597.22N，=11501.388N，=266.68mm，mm=80mm，=385mm=0.017mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.047mm<0.10～0.15mm，符合要求。符合要求。（3）第二軸的剛度計算a、一擋工作時第二軸的剛度=31597.22N，=11501.388N，=270mm，=106mm，=78mm，=376mm=0.022mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.06mm<0.10～0.15mm，符合要求。b、二擋工作時第二軸的剛度=20756.67N，=7886.67N，=235mm，=141mm，=78mm，=376mm=0.02mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.053mm<0.10～0.15mm，符合要求。c、三擋工作時第二軸的剛度=14779.66N，=5711.04N，=219mm，=157mm，=78mm，=376mm=0.016mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.041mm<0.10～0.15mm，符合要求。d、五擋工作時第二軸的剛度=10575.67568N，=4476.216N，=117mm，=259mm，=51mm，=376mm=0.052mm<0.05～0.10mm，符合要求。=0.124<0.10～0.15mm，符合要求。3、軸的強度驗算第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。（1）二軸強度校核=3728.5N·m，=31597.22N，=11501.388N，=0N，=376mm，=270mm，=106mm，=78mm二軸受力圖如圖3.4所示：圖3.4二軸受力圖a、求水平面內支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=8865.41N，=22731.81N。===2393660.7N·mmb、求垂直面內支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=3242.408N，=8258.98N，=875450.16N·mmN·mm（2）中間軸強度校核=1137.5N·m，=31597.22N，=11501.388N，=0N，=385mm，=30.28mm，=236.40mm，=118.32mm，=80mm=11609N，=4732N，=5850.936N，=64.5mm中間軸受力圖如圖3.5所示：圖3.5中間軸受力圖a、求水平面內支反力、和彎矩由以上兩式可得=20406.57N，=22799.65N，=617910.94N·mm，=5442024.09N·mmb、求垂直面內支反力、和彎矩由以上兩式可得=6405.398N，=9827.99N，=193955.45N·mm=1708191.54N·mmN·mmN·mm3.3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程里程來計算。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。（3.28）式中：1、初選軸承型號根據《機械設計手冊》選擇6313型號軸承；一擋時，；計算當量動載荷：因查《機械設計基礎》可知：；由《機械設計基礎》表12-7可知，校核軸承壽命：滿足使用要求。2、初選中間軸軸承型號根據《機械設計手冊》選擇N2211E型號軸承；一擋時，；計算當量動載荷：因查《機械設計基礎》可知：；由《機械設計基礎