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（终稿）三轴式刚性支承结构变速器设计（全套完整有CAD）

.中间轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选，取第轴花键部分直径可根据发动机最大转矩•按下式初选取，为满足发动机最大转矩要求，取。代入.式第轴取，则中间轴取，则第二轴取，则。初选的轴径还需要根据变速器的结构布置和轴承与花键弹性挡圈等标准以及轴的刚度与强度等结果进行修正。轴的设计初选轴的材料为号钢，调质处理。调质是淬火后在进行高温回火，用来使钢获得高的韧性和足够的强度。轴的结构设计是要尽量保证轴便于加工，轴上零件易于装拆轴和轴上零件要有准确的工作位置各零件要牢固而可靠地相对固定以及改善受力情况，减少应力集中和提高疲劳强度。.输入轴的设计如图.。图.输入轴图第段接离合器从动轴轴承。根据第轴花键部分直径及轴承标准，取。查手册选用深沟球轴承取。第二段为花键轴段，接离合器从动盘。第轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统考虑，目前般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。花键连接比平键连接具有承载能力高，对轴削弱程度小，定心好和导向性能好等优点。根据第轴花键直径，查汽车设计得花键内径，花键外径，花键齿数，键齿宽，有效齿长，即取。第三段过渡轴，取。第四段轴承支承段。这段轴根据轴承标准取，查机械设计手册选用圆锥滚子轴承，。根据轴径，选择卡环对轴承进行轴向固定，查手册选用挡圈.孔径，材料为，热处理硬度，经表面氧化处理的型孔用弹性挡圈，取。表.倒挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿宽序号计算项目计算公式分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径齿宽轮齿强度计算变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断齿面疲劳剥落点蚀移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。轮齿折断发生在下述几种情况下轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断轮齿在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些。变速器抵挡小齿轮由于载荷大而齿数少，齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重主动小齿轮较被动大齿轮严重。.轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力.式中计算载荷•应力集中系数，可近似取.摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同主动齿轮.，从动齿轮.齿宽系数齿形系数。倒挡主动轮，查手册得.，代入.得倒挡传动齿轮，查手册得.，代入.得倒挡从动轮，查手册得.，代入.得当计算载荷取作用到变速器第轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。故，弯曲强度足够。斜齿轮弯曲应力.式中计算载荷•斜齿轮螺旋角应力集中系数，可近似取.齿数法向模数齿形系数，可按当量齿数在图中查得齿宽系数重合度影响系数，.。挡齿轮，查图得.，代入.得.挡齿轮，查图得.，代入.得.二挡齿轮，查图得.，代入.得.二挡齿轮，查图得.，代入.得.三挡齿轮，查图得.，代入.得.三挡齿轮，查图得.，代入.得.齿轮的变位是齿轮设计中个非常重要的环节，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性耐磨损抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。凑配中心距斜齿端面模数啮合角，得故总变位系数，即为高度变位。根据齿数比查得。两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，全齿高不变。挡齿轮参数如表.。表.挡齿轮基本参数序号计算项目计算公式端面压力角分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数齿宽对中心距进行修正因为计算齿轮和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的重新计算中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。。确定常啮合传动齿轮副的齿数由挡传动比求出常啮合传动齿轮的齿数比.而常啮合传动齿轮的中心距与挡齿轮的中心距相等，即.由公式得。核算.，与前相差较小，故由.式得齿轮精确的螺旋角。凑配中心距斜齿端面模数啮合角，故，角度变位。根据齿数比，查得。常啮合齿轮参数如表.。表.常啮合齿轮基本参数序号计算项目计算公式理论中心距中心距变动系数齿顶降低系数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数齿宽确定其他各挡的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮不同，由得.而.此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式.联解上述三个方程式，采用试凑法，选定螺旋角，解式求出。再把代入式.，检查近似满足轴向力平衡关系。凑配中心距斜齿端面模数啮合角，故，正角度变位。根据齿能性，降低油耗。所以挡数设置为五档。传动比的确定.确定主减速器传动比根据.式中最高车速，发动机最大功率下的转速，车轮半径，.变速器最高挡传动比，.变速器主减速比。由公式.得.。.确定变速器挡传动比汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有，则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为.式中汽车总质量，重力加速度，.道路最大阻力系数，由于般沥青或混凝土路面滚动阻力系数，故取.最大爬坡度，故坡角，所以为.驱动车轮滚动半径，.发动机最大转矩，•主减速比，.汽车传动系的传动效率，轿车可取，故选为.。由公式.得根据驱动车轮与路面的附着条件，求得变速器挡传动比为.式中汽车满载静止于水平路面时，驱动桥给地面的载荷，对于发动机前置后轮驱动的乘用车，满载时后轴占，故取道路的附着系数，计算时取，故选为.，见式.下说明。由公式.得最终取。.确定其他挡传动比由于汽车传动系各挡的传动比大体上是按等比级数分配的，且，为各挡公比，则，故。变速器中心距的确定对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距，初选中心距时，可根据下述经验公式计算.式中中心距系数，乘用车，取.发动机最大转矩，•变速器挡传动比，.变速器传动效率，取。由公式.得.乘用车变速器的中心距在范围内变化，圆整后得变速器中心距。变速器轴向尺寸的确定变速器的轴向尺寸与挡位数齿轮型式换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距的尺寸参照下式初选。乘用车变速器壳体的轴向尺寸为理，在满足同等排量发动机匹配所需的同时，市场反映效果也较好。汽车变速器发展经历了多年，从最初采用侧链传动到手动变速器，到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再向无级自动变速器方向发展。变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的个重要部分。手动变速器主要采用齿轮传动的降低原理，变速器内有多组传动比不同的齿轮副，汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。我国汽车工业采用技术，从无到有，至今已有十多年的历史。与其他机械产品相比，汽车行业在计算机应用的投入比较多。各汽车厂纷纷引进软硬件并逐步建立了计算机辅助系统。在用户的心目中也变成了二维设计软件的缩影。.变速器的设计思想根据发动机匹配的微型车的基本参数，及发动机的基本参数，设计能够匹配各项的新型后驱动变速器。新型后驱动变速器应满足发动机排量.升五个前进挡，个倒档输入输出轴保证两点支承采用同步器，保证可靠平稳换挡齿轮轴及轴承满足使用要求。.研究的主要工作内容中间轴式变速器主要用于后轮驱动变速器，所以，根据实际汽车发动机匹配所需，本文计划对适用于后驱动发动机固定中间轴式变速器作为总的布置方案。.确定合适的布置结构变速器中各档齿轮按照档位先后顺序在轴上排列各档的换挡方式齿轮与轴的配套方案轴承支承位置等结构。.进行主要参数的选择确定变速器的档位数各档传动比中心距轴向长度等。.进行主要零部件及其他结构的设计齿轮参数各档齿轮齿数分配轮齿强度计算轴的设计及校核轴承的设计及校核同步器主要参数的选取操纵机构的设计等。.绘制图纸根据设计方案，通过完成装配图及零件图的绘制。第章变速器设计的总体方案变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大影响三轴式,刚性,支承,结构,变速器,设计,毕业设计,全套,图纸第章绪论.课题的目的和意义变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步爬坡转弯加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，方面降低了输出轴的刚性，另方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。为了近步提升后驱动变速器的性能，增加后驱微型车市场销售份额，应该建立个适应发动机排量为.升的后驱动变速器新平台，以满足车厂和用户更高层次的要求。设计方案力求实现变速器结构更加紧凑合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需选挡换挡轻便灵活可靠同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。.研究现状众所周知，中国国内市场的微型系列车型，都来自日本技术，更确切地说，是来自于日本铃木技术。国内的许多微型车厂在研发生产方式上，或是购买日本技术，或是与日方联合经营，自主独立开发的能力相对欠缺。因此，在微型车型及所属关紧部件的研发方面的发展相对滞后，进而造成国内的许多老型产品干就是十几年，甚至二十几年的尴尬局面。同时，由于国际市场的导向，微型车的根据地日本在此方面的投入也没有更大更新的研究与发展。所以从微型汽车后驱动变速器的发展来看，并没有特别新的技术在产品中应用。但是根据我们国家的实际现状，目前中国市场对微型车的需求，在短时间内，甚至相当长的段时间内微型车仍然具有定的发展的空