四档斜齿轮，的受力，，黑龙江工程学院本科生毕业设计常啮合齿轮，的受力，，倒档齿轮，的受力倒倒黑龙江工程学院本科生毕业设计本章小结本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求合理选择材料配对考虑加工工艺及热处理，然后计算出各档齿轮的转矩。

计算轮齿的弯曲应力和接触应力。

最后计算出各档齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。

黑龙江工程学院本科生毕业设计第章变速器轴和轴承的设计及校核轴的设计轴的功用及其设计要求变速器在工作是承受力扭矩弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。

轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。

这点很重要，与其它零件的设计不同。

设计变速器轴时主要考虑以下几个问题轴的结构形状，轴直径长度轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。

轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。

轴的结构设计轴的结构形状应保证齿轮同步器部件及轴承等安装固定。

并与工艺要求有密切关系。

在三轴式变速器中，第轴通常和齿轮做成体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。

其直径根据前轴承内径确定。

公差般选。

第二轴前颈通过轴承安装在第轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承。

第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承衬套还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于。

表面硬度不应低于。

在般情况下轴上还应开螺旋油槽，以保证充分润滑。

在低档时，齿轮须轴向滑动挂档有些变速器齿轮处，轴上花键采用矩形花键，因为挂档时，齿轮须轴向滑动，要求定中心好滑动灵活。

所以除要求定中心的外径磨削外，般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。

第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。

各截面尺寸要避免相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴折断。

轻型汽车变速器各档位常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面有相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很黑龙江工程学院本科生毕业设计不利的。

因此只在轻型汽车上采用。

第二轴尾端螺纹不应淬硬。

轻型汽车尤其是轿车为了缩短传动轴的长度，常常将第二轴做得很长，在长的后体设有辅助支承。

有些变速器低档倒档或超速档传动往往不只在后体上。

变速器中间轴有旋转式和固定式两种固定式中间轴是根光轴，近期支撑作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。

轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承或短圆柱滚子轴承。

轴常轻压于壳体中。

因此光轴有两种配合公差的轴径。

固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。

轻型汽车的中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖。

因而多采用固定式中间轴。

旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，般轴向力常由后轴承承受。

由于中间轴上档齿轮尺寸较小，常和轴做成体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。

如结构尺寸允许，应尽量用旋转式中间轴而不用固定式中间轴。

设计中的中型货车的变速器就是采用的旋转式中间轴。

中间轴的轴承运用圆锥滚子轴承，从前之后依次是常啮合齿轮，四档齿轮，三档齿轮，二档齿轮，档齿轮除常啮合齿轮和四档齿轮由于尺寸较大外，其他齿轮与中间轴制成体。

轴的尺寸在已知中间轴式变速器中心距时，可按以下公式初选轴直径各轴的最小直径其中轴的估算最小径计算常数，取决于轴的材料及受载情况，见表轴传递的功率轴的转速第轴花键部分其中经验系数，发动机最大转矩第二轴及中间轴最大轴径轴的直径与支承跨度长度之间关系可按下式选取黑龙江工程学院本科生毕业设计第轴及中间轴第二轴轴的尺寸还与齿轮轴承花键标准等有定联系，需要根据具体情况，参照轴承花键标准进行修正。

已知中心距应用上述公式计算各轴尺寸第轴花键部分直径取第二轴最大直径取中间轴最大直径取第二轴支承之间的长度取中间轴支承之间的长度取。

表轴常用材料的值轴的材料轴的强度验算轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式计算式中齿轮齿宽中间平面上的径向力齿轮齿宽中间平面上的圆周力黑龙江工程学院本科生毕业设计弹性模量，惯性矩，对于实心轴，轴的直径，花键处按平均直径计算齿轮上的作用力距支座的距离支座间的距离。

轴的全挠度为。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，。

齿轮所在平面的转角不应超过。

第轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算二轴的刚度档时，，，，，二档时，，，，，黑龙江工程学院本科生毕业设计三档时，，，，，四档时，，，，，倒档时，，，，黑龙江工程学院本科生毕业设计中间轴刚度档时，，，，，二档时，，，，，三档时黑龙江工程学院本科生毕业设计，，，，，四档时，，，，，五档时，，，，，黑龙江工程学院本科生毕业设计倒档时，，，，，轴的强度计算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。

先求取支点的垂直面和水平面内的反力，计算相应的垂向弯矩水平弯矩。

则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为式中为轴的直径，花键处取内径为抗弯截面系数，在低挡工作时，。

二轴的强度校核倒档时，由于弹簧或定位钢球的作用，阻力很大，使驾驶员产生明显的手感。

变速器箱体的设计变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。

变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。

齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于的间隙。

对于空载和满载质量变化大使用天条件复杂需要扩大传动比范围增多挡位数，以适应在各种使用条件下的动力性与经济性要求的重型车。

为不使变速器的结构过于复杂和便于系列化，多以四档或五档变速器与两或三四档副变速器组合，副变速器可装在变速器之后或之前。

前置副变速器多由对齿轮组成超速档代替变速器的常啮合传动齿轮，结构紧凑易变型后置副变速器可由两对齿轮或行星齿轮机构组成，传动比大，后置可减小变速器的尺寸及负荷，为常用型前后均布置方案可得到更多档位。

主副变速器多联成个单独总成，以利拆装。

本章小结本章主要对变速器中的同步器和箱体进行了介绍给出了设计的标准，在设计过程中确定了设计的依据，以准确的设计出同步器及箱体。

黑龙江工程学院本科生毕业设计结论在本次毕业设计中，主要完成了变速器传动方案的确定，变速器各档传动比的分配，齿轮参数的选择，变速器各档齿轮齿数分配，变速器齿轮的设计计算，变速器轴和轴承的设计计算，同步器及箱体的选择以及利用画装配图和零件图等设计。

由于本次设计的项目在国内外都是成熟的技术，这次设计的目的是为了了解设计的方法设计过程以及些设计理念。

本次设计以中型货车变速器设计为题。

主要是对变速器的两大主要元件轴和齿轮的设计计算。

在机械式变速器中，这两大元件对变速器的工作起了主要作用，通过改变齿轮组的啮合组合的不同从而改变了传动转速。

在设计过程中通过运用材料力学的知识，对轴和齿轮进行了力学分析校核计算以及选择合理的材料和热处理方法。

变速器在换档过程中的另个重要元件式同步器，它能保证平稳地从个档位换入另个档位，从而防止了冲击，避免了齿轮因换档角速度不同而使齿轮损坏，黑龙江工程学院本科生毕业设计其次对操纵机构和箱体进行了设计以及对图纸的绘制等设计工作，从而更好的完成本次毕业设计。

参考文献陈家瑞汽车构造北京机械工业出版社，朝峰汽车变速器技术的发展与展望汽车研究与开发，彭明涛汽车带式变速器的发展现状重庆工商大学学报宋燕无级变速控制技术黑龙江交通科技出版社，刘应诚汽车液力自动变速器的应用与发展现代零部件，李毅汽车无级变速器组成原理与检修交通科技与经济出版社，马怀琳汽车变速器的技术动向汽车制造与装备，王望予汽车设计北京机械工业出版社，王红岩变速传动系统动态特性的理论与试验分析湖北湖北汽车工业学院学报，黑龙江工程学院本科生毕业设计马秋生机械设计基础北京机械工业出版社，周松鹤工程力学北京机械工业出版社，张松林最新轴承手册北京电子工业出版社，孙冬野自动车辆无级变速传动系统模糊控制策略研究农业机械学报，李俊明汽车变速操纵液压系统的神经模糊与数字控制方法研究重庆重庆工学院学报，致谢在本次四个多月的设计过程中，使我深刻体会到自己的知识的不足，懂得了学海无崖的道理，也使我学到了许多课本之外的知识，能让自己去学习未知领域的知识，也对自己即将步入社会奠定了定的基础。

在毕业设计过程中，得到了姚佳岩老师的亲切关怀和耐心的指导。

她严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。

从课题的选择到项目的最终完成，姚佳岩老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。

除了敬佩姚佳岩老师的专业水平外，他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样，并将积极影响我今后的学习和工作。

在此谨向姚老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。

同时，我还得感谢同班同学对我的帮助，我在设计过程中遇到困难时，他们热心帮助我解决问题。

我衷心的感谢院系领导对我们毕业设计的督促和关心，感谢答辩老黑龙江工程学院本科生毕业设计师给我毕业设计细心的指导，让我改正设计中的不足与。

最后我还要感谢和我的母校黑龙江工程学院四年来对我的栽培。

在此向汽车与交通工程学院车辆工程专业以及我的母校所有的老师表示由衷的谢意。

档时挠度最大，最危险，因此校核。

求水平面内支反力和弯矩黑龙江工程学院本科生毕业设计由以上两式可得求垂直面内支反力和弯矩由以上两式可得左，右按第三强度理论得右中间轴强度校核求水平面内支反力和弯矩由以上两式可得求垂直面内支反力和弯矩黑龙江工程学院本科生毕业设计由以上两式可