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機電工程學(xué)院
畢業(yè)設(shè)計方案
論證報告
設(shè)計題目:GD1091型商用車變速器、傳動軸設(shè)計
學(xué)生姓名：
學(xué) 號：
專業(yè)班級：
指導(dǎo)教師：
目 次
1汽車變速器的概述 ………………………………………………………………2
1.1汽車變速器的功用 …………………………………………………………2
1.2汽車變速器的基本類型 ……………………………………………………2
2汽車變速器、傳動軸的設(shè)計分析 ………………………………………………2
2.1汽車變速器設(shè)計的技術(shù)要求 ………………………………………………3
2.2汽車傳動軸設(shè)計的技術(shù)要求 ………………………………………………3
3汽車變速器、傳動軸布置方案的選擇 …………………………………………3
3.1傳動機構(gòu)的布置方案的選擇 ………………………………………………3
3.2操縱機構(gòu)的布置方案的選擇 ………………………………………………4
3.3變速器主要零部件的選擇 …………………………………………………5
3.4傳動軸主要零部件的選擇 …………………………………………………6
論證結(jié)果 …………………………………………………………………………7
參考資料 …………………………………………………………………………9
1
2
1汽車變速器的概述
1.1汽車變速器的功用
在當(dāng)代汽車上廣泛采用的活塞式內(nèi)燃機轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍小，而汽車的驅(qū)動力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化是其復(fù)雜的使用條件要求的內(nèi)容。在傳動系統(tǒng)中設(shè)置的變速器解決了這一矛盾。它的功用是：
（1）利用空擋中斷發(fā)動機的動力輸出，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。變速器有變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成，還可以加裝動力輸出器。
（2）在發(fā)動機曲軸旋轉(zhuǎn)方向不變的情況下，使得汽車能夠倒退行駛。
（3）改變傳動比的大小，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作。變速器為使汽車獲得不同的牽引力和加速度改變了發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。
（4）需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。
1.2汽車變速器的基本類型
（1）變速器如果按傳動比變化方式分可分為無級式、有級式和綜合式等幾種形式。
有級式變速器是實際中的應(yīng)用最為廣泛的一種形式，它具有幾個值的傳動比。如果按輪系布置的形式不同，可分為軸線旋轉(zhuǎn)式和有軸線固定式變速器兩種形式。目前，乘用車和輕、中型貨車的變速比通常有1個倒檔和3至5個前進檔，組合式變速器在重型貨車上使用，變換檔位可能會有更多。
綜合式變速器的傳動比可作無級變化，并且要在最小值和最大值之間的幾個不連續(xù)的范圍內(nèi)進行，是目前應(yīng)用較多的一種變速形式。
在無級式變速器中，傳動比多級變化可以在一定的范圍內(nèi)進行，有液力式和電力式是比較常見的兩種形式。電力式無極變速器在超重型自卸車中應(yīng)用的趨勢很廣泛。液力變矩器是液力式變速器的主要傳動部件。
（2）變速器按操縱方式不同又可分為自動操縱式，手動操縱式和半自動式三種形式。
傳動比選擇是自動進行的是自動操縱式變速器。就是說檔位變化是借助以下形式實現(xiàn)的：反映發(fā)動機符合和車速的信號系統(tǒng)來控制換擋系統(tǒng)的執(zhí)行元件，控制車速只是需要駕駛員操縱加速踏板就可以實現(xiàn)。汽車若為多軸驅(qū)動，為把轉(zhuǎn)矩分別輸送給汽車各個驅(qū)動橋，變速器的后面一般還裝有分動器。
靠駕駛員用手操縱變速桿換擋的是手動操縱式變速器，是大多數(shù)汽車所采用的一種形式。半自動式變速器的操縱形式有兩種：
（1）普通型式。就是說駕駛員自己操縱實現(xiàn)不常用的檔運行，自動操縱形式在經(jīng)常使用的幾個檔位中進行。
（2）只預(yù)選式。就是說提前來選定所用檔位由駕駛員完成，當(dāng)駕駛員松開加速踏板或踏下加速踏板的時候，液壓裝置或電磁裝置自動接通從而來實現(xiàn)換擋的操作。
9
2汽車變速器、傳動軸的設(shè)計分析
2.1 汽車變速器設(shè)計的技術(shù)要求
變速器的目的是改變發(fā)動機傳動到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。空擋是變速器設(shè)置有的，可在起動發(fā)、滑行、停車的時候切斷發(fā)動機的動力傳輸。倒檔變速器一般也設(shè)置有，因此汽車有倒退行駛的能力。實際中如有必要，動力輸出也是變速器的一種功能。
汽車變速器設(shè)計的基本要求如下：
（1）正確選擇變速器的單位數(shù)和傳動比，使之與發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性。
（2）設(shè)置空檔以保證汽車在必要時能夠?qū)l(fā)動機與傳動系長時間分離，設(shè)置倒檔使汽車可以倒退行駛，改變行駛方向。
（3）操縱簡單、方便、迅速、省力。
（4）傳動效率高，工作平穩(wěn)無噪聲。
（5）體積小、質(zhì)量輕、承載能力強，工作可靠。
（6）制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長。
（7）貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)便準(zhǔn)規(guī)定。
（8）需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。
2.2汽車傳動軸設(shè)計的技術(shù)要求
汽車傳動軸是由萬向節(jié)、軸管和伸縮花鍵組成的。中間支承一般還加裝在長軸距汽車上，其主要作用是用于工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸之間旋轉(zhuǎn)運動和傳遞轉(zhuǎn)矩。
汽車傳動軸設(shè)計的基本要求如下：
（1）保證兩傳動軸的夾角在一定的范圍內(nèi)變化時，能夠穩(wěn)定而非常可靠地傳遞力矩。
（2）保證兩軸在實際運行中盡可能等速轉(zhuǎn)動。萬向節(jié)的夾角產(chǎn)生的附加荷載、噪聲和振動應(yīng)在允許的范圍內(nèi)，使共振現(xiàn)象不在使用的車速范圍內(nèi)產(chǎn)生。
（3）使用的時間長，傳動中的效率高，結(jié)構(gòu)相對簡單，制造相對方便，維修也更容易。
3汽車變速器、傳動軸的布置方案的選擇
3.1 傳動機構(gòu)布置的方案的選擇
傳動布置方案在變速器設(shè)計中的重要形式非常明顯和突出的，主要涉及變速器軸布置的選擇和變速器型式的選擇。
（1） 變速器軸布置的選擇
傳動系結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，連接緊密并且除最高檔外其他各檔的傳動效率都比高，噪聲低是兩軸式變暫定為速器與中間軸式變速器相比的突出優(yōu)點。但在一般中應(yīng)用的前置前驅(qū)的轎車布置中常常要綜合對比后才能選用哪個，一般選用選用中間軸式較多，所以我們將此次傳動軸布置方案選擇為中間軸式。中間軸式即使在齒輪的中心距相對小的情況中仍可獲得較大的一檔傳動比。當(dāng)然中間軸式的缺點是其他各檔位的傳動效率相對于直接檔來說相對較低。
此次我們設(shè)計的為商用車設(shè)計，為使設(shè)計的車能在實際中得到應(yīng)用，綜合考慮到使用方便和結(jié)構(gòu)簡單等諸多因素的存在，我們將變速器軸的布置形式選擇為中間軸式變速器。
（2）變速器型式的選擇
傳動效率高，造價低廉是有級變速器和無級變速器相比所具有的優(yōu)點，因此各類汽車中廣泛采用有級變速器，所以說在這次畢業(yè)設(shè)計中也采用有級變速器，其傳動機構(gòu)分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩個類型。固定軸式在實際應(yīng)用中最廣泛。而前置后輪驅(qū)動的汽車上常采用兩軸式變速器。中間軸式變速器由于在直接檔工作的時候，第二軸的各檔齒輪與第一軸的常嚙合齒輪分別與相應(yīng)的中間軸齒輪嚙合，并且徑向載荷載荷都不在第一、二軸上體現(xiàn)，只起傳遞扭矩的作用。因此傳遞效率高的直接檔噪聲及磨損也是最小的。
考慮到設(shè)計的是GD1091型商用車的變速器傳動軸，且商用車發(fā)動機所傳遞的扭矩、功率、轉(zhuǎn)矩等主要參數(shù)相對于載貨汽車來說不是特別大，所以采用中間軸式5+1檔的結(jié)構(gòu)是符合汽車的使用要求和發(fā)展方向的。其中倒檔的布置在變速器中要盡量靠近支點。
3.2 操縱機構(gòu)的布置方案的選擇
駕駛員能夠根據(jù)具體的道路情況可靠準(zhǔn)確地摘下或掛上變速器某個檔位以保證汽車安全行駛是變速器操縱機構(gòu)的功用。撥塊、撥叉軸、變速桿、撥叉等組成了操縱機構(gòu)，操縱結(jié)構(gòu)在變速器實際的工作中起到了相當(dāng)重要的作用，駕駛員只有通過操縱機構(gòu)才能使整個駕駛?cè)蝿?wù)得以完成。如果按照駕駛員座位離變速器距離的遠(yuǎn)近來說，變速器操縱機構(gòu)可以分為遠(yuǎn)距離操縱機構(gòu)和直接操縱機構(gòu)。直接操縱機構(gòu)在實際中應(yīng)用相當(dāng)廣泛，而且具有制造方便、使用符合一般情況、以及性能穩(wěn)定等優(yōu)點，所以說非常適合在我們本次GD1091型商用車的設(shè)計中使用，因此我們采用的操縱機構(gòu)布置方案為直接操縱機構(gòu)。
為了充分了變速器操縱機構(gòu)的具體結(jié)構(gòu)和工作原理，我們通過圖解的方式來解決這個問題。變速器操縱機構(gòu)如圖1所示：
圖1 六檔變速器操縱機構(gòu)示意圖
在本次畢業(yè)設(shè)計中確定將發(fā)動機前置后驅(qū)的驅(qū)動方式應(yīng)用于汽車的總體布置，由于考慮到駕駛員和發(fā)動機所在位置的距離相對較近，因此我們需要在變速器操縱系統(tǒng)中加裝一套傳動機構(gòu)以便使我們在進行操縱的時候更為省力、方便、快捷，為此我們將其稱之為直接操縱機構(gòu)，即：直接操縱機構(gòu)是我們這次畢業(yè)設(shè)計所采用的操縱形式。
3.3 變速器主要零部件的選擇
變速器的主要零部件選擇在具體的汽車設(shè)計中非常重要，選擇的好與不好也與汽車的性能參數(shù)有比較大的影響。特別是在變速器的運轉(zhuǎn)過程中的穩(wěn)定性的影響更大，因此我們要慎重選擇變速器的換擋形式，其主要涉及到換擋形式的選擇和齒輪型式的選擇。
（1）換擋形式選擇
嚙合套換擋，直齒滑動齒輪換擋以及同步器換擋三種形式是變速器的幾種常用換擋形式。
在以上三種換擋形式中，同步器換擋形式具有諸多優(yōu)點，特別是鎖銷式同步器在變速器中更是起到很大的作用。同步器換擋能使換擋迅速，無沖擊和噪聲，從而使汽車的行駛安全性、經(jīng)濟性和加速性得到一定程度上的提高。雖然同步器換擋的軸向尺寸相對較大，裝配制造精度要求相對較高，結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜的缺點，但在綜合對比分析的時候考慮到以上所述的具體優(yōu)點和在實際中的應(yīng)用方便性，在實際中應(yīng)用依然較大。這就要求我們對同步器的具體結(jié)構(gòu)作具體的了解和分析，并加以認(rèn)識和揣摩，保證做到在一定程度上充分理解鎖銷式同步器的工作原理。
為了充分了解鎖環(huán)式同步器的具體結(jié)構(gòu)和工作原理，我們通過圖解的方式來解決這個問題。鎖銷式同步器如圖2所示。
圖2 鎖銷式同步器
1、6-變速器齒輪 2-錐盤 3-錐環(huán) 4-定位銷 5-接合套 7-第二軸
8-鎖銷 9-齒轂
（2）齒輪形式的選擇
斜齒圓柱齒輪和直齒圓柱齒輪是變速器齒輪的兩種形式。具體使用中各有優(yōu)缺點，工作噪聲相對比較低，運轉(zhuǎn)相對平穩(wěn)，使用壽命相對較長是斜齒圓柱齒輪與直齒圓柱齒輪比較時所具有的優(yōu)點；工作的時候通常會有軸向力，相對復(fù)雜的制造過程以及裝配相對是在比較時所具有的缺點。斜齒圓柱齒輪這些優(yōu)點使其成為在變速器中的常嚙合齒輪采用的一般齒輪傳動形式，即使是在變速器嚙合過程中增加齒輪數(shù)的情況下，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量和質(zhì)量相對增大的情況下。直齒圓柱齒輪僅在倒檔中得到應(yīng)用。
3.4 傳動軸主要零部件的選擇
傳動軸的主要零部件包括多個部分，為滾針軸承和萬向節(jié)，因此我們主要分析這兩個主要部件。
（1）滾針軸承軸向定位形式的選擇
滾針軸承軸向定位有多種形式，并且每一種定位形式都有自己的優(yōu)點和缺點，目前應(yīng)用比較廣泛的有瓦蓋固定式、卡環(huán)式、蓋板式和塑料環(huán)定位式等幾種滾針軸承軸向定位方式。但每種形式都有其應(yīng)用范圍和使用條件，然而在具體的實際使用中我們必須要選用結(jié)構(gòu)簡單并且傳動效率相對較高的定位形式。在上述四種滾針軸承軸向定為的方式中，結(jié)構(gòu)簡單、質(zhì)量小、零件少和工作可靠的優(yōu)點是卡環(huán)式的內(nèi)擋圈所具有，所以在這種形式的商用車貨車中很適合。綜合以上分析，我將在本次設(shè)計中采用內(nèi)擋圈定位。
為了充分了解內(nèi)擋圈的具體結(jié)構(gòu)和工作原理，我們通過圖解的方式來解決這個問題。內(nèi)擋圈形式如圖3所示：
圖3 滾針軸承的內(nèi)擋圈定位
（2）萬向節(jié)的論證分析
軸向定位件、主動叉、十字軸、滾針軸承及其從動叉和橡密封件等組成了普通的十字軸萬向節(jié)。結(jié)構(gòu)簡單、兩軸之間所允許所連接的較大交角、工作可靠是十字軸式剛性萬向節(jié)的主要特點，因此在汽車實際應(yīng)用中最為常見。
兩個十字軸萬向節(jié)組合而成又聯(lián)式萬向節(jié)，其主要優(yōu)點是軸承密封性好，允許兩軸間的夾角相對較大，傳動效率相對較高，制造相對較方便；缺點是零件結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，外形尺寸比較大、數(shù)目相對較多。
為了充分了解花鍵的具體結(jié)構(gòu)和工作原理，我們通過圖解的方式來解決這個問題，花鍵具體結(jié)構(gòu)如圖4所示。
圖4 萬向傳動軸—花鍵軸結(jié)構(gòu)簡圖
1-蓋子；2-蓋板；3-滑動花鍵槽；4-蓋墊；5-傳動軸管；6-伸縮套；7-加油嘴；8-油封；9-油封蓋； 10-萬向節(jié)叉
論證結(jié)果
通過對以上論證的綜合分析，并考慮到GD1091型商用車變速器、傳動軸的具體性能特點和工作情況，我們最終確定本設(shè)計的最終方案為:
（1）傳動方案布置結(jié)果：有級機械固定式中間軸式5+1檔傳動方案，其齒輪布置方案如圖5所示。
圖5變速器齒輪布置方案
（2）操縱機構(gòu)布置方案：直接操縱機構(gòu)。
（3）主要零部件結(jié)構(gòu)方案：
①變速器各軸傳動齒輪形式：斜齒圓柱齒輪用于1-5檔；直齒圓柱齒輪用于倒檔。
②換擋形式：同步器式換擋 。
③傳動軸萬向節(jié)：普通的十字軸萬向節(jié)。
參考資料
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[15] 何梅寶，顧勵生，陳升完，公差及其配合選用圖冊[S]，北京：高等教育出版社,2003
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設(shè)計題目: GD1091型商用車變速器、傳動軸設(shè)計
學(xué)生姓名：
學(xué) 號：
專業(yè)班級：
指導(dǎo)教師：
年 月 日
目錄
1 概述…………………………………………………………………………2
2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定………………………………………………………………2
2.1傳動機構(gòu)的布置方案……………………………………………………………2
2.2零部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計………………………………………………………………3
3 變速器主要參數(shù)的選擇…………………………………………………………4
3.1變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔傳動比………………………………………4
3.2變速器中心距……………………………………………………………6
3.3變速器外型尺寸……………………………………………………………6
3.4齒輪參數(shù)……………………………………………………………………………6
3.5各檔齒輪齒數(shù)的分配………………………………………………………………9
4 變速器齒輪及軸的計算與校核……………………………………………………11
4.1齒輪的失效形式……………………………………………………………11
4.2齒輪的強度計算與校核……………………………………………………………11
4.3軸的設(shè)計………………………………………………………………………14
5 同步器設(shè)計計算…………………………………………………………………19
5.1同步器簡介…………………………………………………………………………19
5.2同步器主要參數(shù)……………………………………………………………19
6傳動軸的設(shè)計計算……………………………………………………………………21
6.1傳動軸的簡介……………………………………………………………………21
6.2萬向傳動軸的設(shè)計計算…………………………………………………………21
6.3十字軸萬向節(jié)的設(shè)計……………………………………………………………22
6.4傳動軸結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計……………………………………………………………25
設(shè)計總結(jié)…………………………………………………………………………………29
參考文獻…………………………………………………………………………………30
致謝………………………………………………………………………………………31
1 概述
隨著現(xiàn)在科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，社會的不斷進步，汽車作為一種方便快捷的交通工具，給人們的生活帶來了諸多便利，起著越來越重要的作用。變速箱的良好的性能在日常駕駛中發(fā)揮著非常重要的作用。發(fā)動機扭矩的力量再大,也得通過變速箱的輸出。如果遇到一個糟糕的變速器,開始啟動就會容易停滯,轉(zhuǎn)變不平穩(wěn),振動,是再好的匹配引擎也是徒勞的。因此設(shè)計好的變速器很重要。對變速器的設(shè)計有以下基本要求:
（1）保證汽車有要求的經(jīng)濟性和動力性；
（2）汽車的變速器需要有很好的工作 效率；
（3）應(yīng)該安置P擋(空檔)，用來阻止發(fā)動機和驅(qū)動輪之間的動力傳輸；
（4）應(yīng)安置R檔（倒檔），使汽車能夠向后倒退運動；
（5）應(yīng)該把功率輸出裝置，用于輸出功率需要；
（6）換擋迅速，便捷，輕快 ，準(zhǔn)確；
（7）變速器工作時，應(yīng)當(dāng)噪聲很低；
2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定
2.1 傳動機構(gòu)布置方案
變速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。
根據(jù)前進檔數(shù)的不同，變速器有三、四、五和多檔幾種；依據(jù)軸的類型分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式。而固定軸式可以分為兩軸式、三軸式和中間軸式變速器。
2.1.1 固定軸式變速器
固定軸式又分為兩軸式和中間軸式變速器。固定軸式很常用，一般放在FR車上用。中間軸式高效率，傳動基本不會產(chǎn)生大的聲音，使用過程中損耗也小。它的缺點是除直接檔外其他各檔位的傳動效率低。
將中間軸式和兩軸式放在一起，能看出兩軸式內(nèi)部的不復(fù)雜，且零件之間布置間隙很緊密，此外它的工作效率也比較高，傳動產(chǎn)生聲音小，它多用在RR布置中。經(jīng)過綜合對比后，此次設(shè)計選用中間軸式變速器。
2.1.2 倒檔布置方案
倒檔R是一個很重要的附加裝置，它方便了駕駛者，但用到它的地方很少，例如停車，其他情況一般不會用到。所以換倒檔一般用直齒滑動齒輪方式。下圖為倒檔的布置方案。
(a) (b) (c) (d)
圖2.1 倒檔布置方案
(c)
(b)
(a)
(d)
上圖的倒檔布置方案各有各的優(yōu)點，各有各的缺點。（a）圖優(yōu)點是中間軸短，缺點是換擋困難。（b)圖優(yōu)點倒檔傳動比大，缺點是混亂的換擋次序。(c)圖優(yōu)點是齒寬變長。(d)圖換擋順序合理，很容易換擋。
綜上所述，本設(shè)計選擇方案(d)較為適合。
2.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計
2.2.1 齒輪形式
變速器用齒輪包括直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。
把斜齒和直齒圓柱齒輪放在一起，斜齒在壽命，運轉(zhuǎn)工況，產(chǎn)生噪音方面都優(yōu)異些；在制造方面困難一些。斜齒圓柱齒輪多用于常嚙合齒輪在變速器中。低檔和倒檔僅用直齒圓柱齒輪。
2.2.2 換檔機構(gòu)形式
換擋機構(gòu)形式很多，有些頻繁應(yīng)用，有些只在少數(shù)位置得到使用。比如直齒滑動齒輪，嚙合套，同步器等等。
直齒滑動齒輪換擋方式具有簡單的結(jié)構(gòu)，而且比較方便維修的優(yōu)勢。但這種轉(zhuǎn)變將影響齒面,噪音大,造成齒輪磨損和損傷,轉(zhuǎn)變時間很長。除一檔、倒檔外很少使用。嚙合套換檔時，使齒輪處于常嚙合狀態(tài)。這種情況下可以使換檔行程縮短，并增加承受換擋沖擊的接合齒齒數(shù)，而輪齒又不參與換檔，進而延長輪齒壽命；但換擋會產(chǎn)生殘余沖擊，對駕駛者有很高的要求。
同步器換檔能保證快速,沒有影響,沒有噪音,沒有需求的駕駛技術(shù),能提高汽車的加速度,燃油經(jīng)濟性和駕駛安全，得到廣泛應(yīng)用。雖然同步器換擋的軸向尺寸相對較大，有較高的制造精度要求，結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜的缺點，但在綜合對比分析的時候考慮到以上所述的具體優(yōu)點和在實際中的應(yīng)用方便性，在實際中應(yīng)用依然較大。通過對同步器的具體結(jié)構(gòu)作具體的了解和分析，并加以認(rèn)識和揣摩，最終決定本次設(shè)計選用同步器換擋形式。
3 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1 變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔傳動比
3.1.1 檔數(shù)
3～20個檔位通常是變速器的檔數(shù)變化范圍，變速器的檔數(shù)一般在6檔以下。變速器擋數(shù)的變化，使汽車更省油，跑得更快，馬力更大。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，并且使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，同時操縱機構(gòu)復(fù)雜，因此，需要設(shè)計者綜合考慮設(shè)計要求來選取合適的檔位，本次設(shè)計采用5+1檔。
3.1.2 傳動比范圍
變速箱比率是最低的和最高的變速比的比率。這次設(shè)計的最大檔5檔，變速比取1。在發(fā)動機發(fā)出最大的動力和最低傳輸引擎速度下，車輛的爬坡能力最大,車輪所要求的徑向距離，與主減速比，以及選擇低傳輸引擎速度都會影響最小的穩(wěn)定的比率?？傎|(zhì)量范圍中型商用車的齒輪比目前，介于5.0至8.0。
所選用的技術(shù)參數(shù)如下：
整車整備質(zhì)量
最高車速
爬坡度
最大總質(zhì)量
主減速器的傳動比
3500Kg
80Km/h
30%
9000Kg
6.25
發(fā)動機的額定功率
額定轉(zhuǎn)速
最大扭矩
最大扭矩轉(zhuǎn)速
99Kw
3000rpm
373N.m
1300rpm
汽車的省油能力會影響傳動齒輪最高變速比的值，一般最高變速比取值小于等于1.然后，驅(qū)動軸齒輪比確定的汽車的動力，油耗。汽車翻過的最陡坡度對傳動比有影響，它可以通過計算得出1擋的變速比值。
汽車從下往上爬坡的時候，由于是上坡，所以行車的速度不是很高，再者空氣阻力可忽略，則發(fā)動機提供的動力傳輸?shù)津?qū)動輪的力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，查文獻[1]可知：
（3-1）
式中：—汽車總質(zhì)量；
—重力加速度；
—道路最大阻力系數(shù)；
—驅(qū)動車輪的滾動半徑；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；
—主減速比；
—汽車傳動系的傳動效率；
—最大爬坡度；
—滾動阻力系數(shù)；
—變速器一檔傳動比。
查文獻[1]由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比可知：
（3-2）
＝3.91
根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件有：
（3-3）
上式：—車輛上在地面上完全裝載的一個水平面上固定軸重；
—道路的附著系數(shù)，計算時取。
查文獻[1],一檔傳動比可知：
（3-4）
=12.3
根據(jù)本設(shè)計要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動比為7.31。
3.1.3 各檔傳動比
變速器最高檔的傳動比與最低檔的傳動比確定以后，中間各檔的傳動比理論上是按公比（查文獻[1]可知）：
（3-5）
的幾何級數(shù)排列，式中為檔位數(shù)（n=5），五檔傳動比?！ ?
由于齒的數(shù)量是整數(shù)，也可以配置稍有不同，使用小檔位之間的共同的比率，方便切換檔位。另外，請考慮到發(fā)動機的合理配，因此，每個齒輪比初選為：
3.2 變速器中心距A
中間軸式變速器的中心距離是指一段距離，這段距離的數(shù)值代表著第一和第二中間軸，這兩根軸中心線之間的距離。這段中心距離對變速器影響很大，尤其是在尺寸和質(zhì)量方面。中心距A可根據(jù)下列公式進行選?。ú槲墨I[1]）：
（3-6）
式中： —中心距系數(shù)，貨車（=8.6~9.6）；
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N·m；
—變速器1檔傳動比；
—變速器的傳動效率，取。
本設(shè)計變速器的中心距為：
=130mm
3.3 變速器外型尺寸
傳動裝置的橫向尺寸可以通過該齒輪裝置和倒檔齒輪和變速機構(gòu)的直徑來初步確定。傳動檔數(shù)的多少，齒輪切換部件的形態(tài)以及齒輪的樣式會影響傳動裝置的在軸線方向的尺寸。
商用車傳動裝置外廓在軸向方向的尺寸參考：
五檔——
3.4 齒輪參數(shù)
3.4.1 模數(shù)
在相同條件下的傳輸?shù)闹行木?，選擇較小的彈性模量可以增加齒的數(shù)目，并且增大齒寬可以增加齒輪的重疊部分，并降低齒輪噪音，因此為了降低噪聲應(yīng)降低模量，選取合理數(shù)，同時增加齒寬;較小的質(zhì)量，應(yīng)增加模量，同時減少齒寬;從工藝方面的考慮，各種齒輪，應(yīng)使用一個模數(shù)，并從強度的觀點來看，每個齒輪應(yīng)不同的模量;
第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn
(3-7)
其中=357.2N·m，可得出mn=3.33。
一檔直齒輪的模數(shù)m
mm (3-8)
通過計算
本次設(shè)計取
同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，一個傳輸機構(gòu)中的接合套模數(shù)取相同，總質(zhì)量在的貨車取。
本次設(shè)計取模數(shù)為3。
3.4.2 壓力角
壓力角小，重合度大，傳動平穩(wěn)；壓力角大時輪齒抗彎強度和表面接觸強度高。其實，壓力角為20已經(jīng)被寫入國家規(guī)定的設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)。所以本設(shè)計變速器齒輪采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的結(jié)合齒壓力角有20、25、30等。此次設(shè)計選用30壓力角。
當(dāng)壓力角小,降低了齒輪鋼度,但優(yōu)勢是相對穩(wěn)定的傳輸,噪音低,重合度大;相反壓力角大齒輪的剛度就有了很大程度上的提高。對與乘用車而言取小些將更加有利于汽車的平穩(wěn)性；對與載重汽車而言，取大些將有利于提高相應(yīng)齒輪的承重負(fù)荷時穩(wěn)定運轉(zhuǎn)能力。
3.4.3 螺旋角
螺旋角數(shù)值的選擇很重要，它的變化會帶倆意想不到的結(jié)果，隨著值增加，輪齒的抵抗彎曲的能力增加。此外，螺旋角數(shù)值的變化，還會影響兩齒輪間的嚙合，以及產(chǎn)生噪音的大小。實驗得證：螺旋角的增大，會相應(yīng)提高齒的強度。當(dāng)選擇大的螺旋角角度值時，會減少輪齒抵抗彎曲的能力，不過也會增加其接觸強度?？紤]到低檔齒輪的的抗彎強度，角度不宜過大，取15~25度之間的值；結(jié)合本設(shè)計技術(shù)要求初選螺旋角。
圖3.1 中間軸軸向力平衡
根據(jù)圖3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件
由于，可得
（3-9）
式中，、為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力；、為作用在中間齒輪1、2上的圓周力；、的節(jié)圓半徑；為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。
貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍
3.4.4 齒寬
齒寬是輪齒的寬度，是齒輪一個很重要的參數(shù)，齒寬的大小對質(zhì)量，齒輪的工作穩(wěn)定性，齒輪強度等有影響。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，=8.0
b=5.0×8.0=40mm
斜齒，取為6.0～8.5，=8.
b=4.0×8.0=32mm
3.5 各檔齒輪齒數(shù)的分配
每個齒輪在初選中心的距離，和模量以及螺旋角時，齒輪的齒可以根據(jù)檔數(shù)，變速比和傳輸方案來分配的。當(dāng)分配盡可能使各傳動比的齒數(shù)不是整數(shù)，均勻磨損輪齒表面。本設(shè)計傳動方案結(jié)構(gòu)簡圖如右圖。
3.5.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)
一檔
圖3.2 五檔變速器示意圖
為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh:
直齒齒輪Zh=2A/m
斜齒齒輪 Zh=2Acosβ/mn
其中 A =130mm、m =5；故有Zh=52。
貨車變速器一檔齒輪Z10可在12～17之間選擇，此處取Z10=14。
則可得出Z9=38。
3.5.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比
由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定Z2/Z1=2.69 ?
而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等
由此可得：
(3-10)
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出：Z1+Z2=61 。 ②
① 與②聯(lián)立可得：Z1=17、Z2=44。
則根據(jù)式（2-7）可計算出一檔實際傳動比為ig1=7.02
3.5.3 確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動比
（3-11）
Z7/Z8=1.66 ③
Z7+Z8=61 ④
③ 聯(lián)立④得：Z7=39，Z8=22。
按同樣的方法可分別計算出：
三檔齒輪 Z5=30 Z6=31；四檔齒輪 Z3=23 Z4=38
3.5.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比取7.31，中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取Z12=13。
而通常情況下，倒檔軸齒輪Z13取21～23，此處取Z13=23。
由
（3-12）
可計算出Z11=37。
故可得出中間軸與倒檔軸的中心距
(3-13
=72mm
而倒檔軸與第二軸的中心:
(3-14)
=120mm。
3.5.5 齒輪變位系數(shù)的選擇
為了防止產(chǎn)生根切、干涉、中心距配湊，常用變位齒輪來解決。而且對變速器而言，不同的齒輪輪齒的彎曲強度和接觸強度,抵抗粘接在一起的能力,耐磨性有不同的要求。變位齒輪的使用滿足了以上的要求，并且可以有效地提高齒輪壽命。變位齒輪分為高度變位和角度變位兩類。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，但很難降低傳動時產(chǎn)生的噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位集中了優(yōu)點，又避免了缺點。
如果實際中心距等于中心距，使用高系數(shù)。如果實際中心距不等于已定中心距時，采用角度變位。其中,角度位移可以獲得良好的嚙合性能和傳動質(zhì)量指標(biāo),被最多使用。齒輪傳動裝置工作頻繁,經(jīng)常在循環(huán)荷載作用下,也在沖擊荷載作用下。根據(jù)實際齒輪損壞統(tǒng)計，變速器齒輪損壞形式大多是因為齒面剝落和疲勞強度破壞。因此，選擇變位系數(shù)，主要著眼于提高齒面耐磨性和強度。
總的來說，總變位系數(shù)的取值應(yīng)該謹(jǐn)慎，不能取得過大，會產(chǎn)生不利后果，酌情可以取小一些的值。其中，一檔主動齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。
變位系數(shù)
（3-15）
式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。
4 變速器齒輪及軸的校核
4.1 齒輪的失效形式
齒輪的損毀形式是多種多樣的，比較突出的就是齒面點蝕，齒面磨損，輪齒斷裂等，這些損壞形式對齒輪造成不可修付的損壞。輪齒破碎方法有兩種：一個大的沖擊載荷的齒牙，使輪齒彎曲斷裂;輪齒表面不斷地受力，一次一次的施加力，會破壞齒根，可能會產(chǎn)生裂紋，由于力是一次一次不斷施加的，就是裂紋過大，最終輪齒折斷了。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。
4.2 齒輪的計算與校核
4.2.1 齒輪彎曲強度計算
（1）一檔直齒輪彎曲應(yīng)力，查文獻[2]可知：
（4-1）
式中：
—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
—應(yīng)力集中系數(shù)， =1.65；
—摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
—齒寬(mm)；
—端面齒距，；
—齒形系數(shù)，=0.46
因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式（4-1）后得
（4-2）
當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，一檔和倒檔直齒輪可以允許使用彎曲應(yīng)力取值范圍在400～800MPa之間。
由公式（4-2）得：
=416MPa<[]
設(shè)計很合理。
（2）二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力，查文獻[2]可知：
（4-3）
—彎曲應(yīng)力（MPa）；
—圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
；
—斜齒輪螺旋角( °)，=20°；
—應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50；
—齒寬(mm)；
—法向齒距，；
—齒形系數(shù)，=0.47
—重合度影響系數(shù)，=2.0。
將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式（4-3），整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為：
（4-4）
當(dāng)計算載荷取為時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在。
由公式（4-4）得：
=
設(shè)計很合理。
4.2.2 輪齒接觸應(yīng)力
（4-5）
式中：
—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；
—齒面上的法向力（N），；為圓周力；
—斜齒輪螺旋角( °)；
—齒輪材料的彈性模量（MPa）,
—齒輪接觸的實際寬度(mm)；
—主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，
；
—從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，
；
選擇作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力查文獻[2]可知，見表4.1
表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa)
齒 輪
液體碳氮共滲齒輪
滲 碳 齒 輪
950~1000
1900~2000
一檔和倒檔齒輪
650~700
1300~1400
常嚙合齒輪和高檔齒輪
計算所得結(jié)果分別如下：
一檔：
二檔：
三檔：
四檔：
五檔：
倒檔：
所以設(shè)計齒輪是合格的。
本設(shè)計傳動齒輪材料采用20CrMnTi鋼和滲碳處理，大大提高了耐磨損性，并改善齒輪彎曲疲勞和接觸疲勞。
4.3 軸的參數(shù)設(shè)計
變速器中有很多的傳動機構(gòu)，且大部分都是齒輪機構(gòu)，齒輪機構(gòu)在傳遞動力過程中，輪齒會受到圓周力，徑向力，以及軸向力，這些力最后會集中的施加到承載齒輪的軸上，軸在受到外力情況下，會產(chǎn)生彎矩和扭矩，使軸發(fā)生變形。所以選擇承載齒輪的軸應(yīng)該具有抵抗外界施加的彎矩和扭矩的能力。由于缺乏剛性，引起彎曲變形，會破壞正確的齒輪，所述齒輪的沖擊強度，工作磨損和噪音。因此，在設(shè)計的變速器，其剛度的大小，以確保該齒輪可以被接合到正確的先決條件。
（1）初選軸的直徑
在已知中心距時，中間軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑可根據(jù)中心距按下式初選。
初選二軸中部直徑d=0.45×130=58mm，圓整至d=58mm。
（2）按彎扭合成強度條件計算
計算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力、徑向力和軸向力。查文獻[2]可知：
（4-6）
（4-7）
（4-8）
式中： —至計算齒輪的傳動比；—計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；
—節(jié)點處壓力角；—螺旋角。
因為二軸一檔齒輪是直齒輪，所以，軸向力。
圖4.1為變速器二軸結(jié)構(gòu)簡圖
圖4.1變速器二軸結(jié)構(gòu)簡圖
圖4.2軸的載荷分析圖
如圖4.2所示，I截面為危險截面
由公式（4-6）計算二軸一檔齒輪所受圓周力為：
d=mz=5×38=190mm
=26395.2N
由公式（4-7）計算二軸一檔齒輪所受徑向力為：
=1368N
垂直力計算：
1368×102+FNV1×322=0
FNV1=(1368×102)/322
= 433N
∴
水平力計算：
∴
彎矩計算：
計算轉(zhuǎn)矩： N·mm
力和在軸鉛垂面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度；而使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度。在求得各支點的鉛垂反力和水平反力后，計算相應(yīng)垂向彎矩和水平彎矩。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸向應(yīng)力：
（MPa） （4-8）
式中：
—計算轉(zhuǎn)矩，N·mm;
—軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；
—彎曲截面系數(shù)，mm；
—在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm；
—在計算斷面出軸的垂向彎矩，N·mm；
—許用應(yīng)力，在低檔工作時參閱文獻[2]可知Mpa.
N·mm
由公式（4-8）得：
=162MPa
影響最大的是在齒輪該部分的水平面上的偏轉(zhuǎn)角和軸的的垂直方向距離變化。前者改變了齒輪的中心距，并破壞其正常嚙合;后者使大，小齒輪傾斜，如圖6所示。
圖4.3變速器軸的變形簡圖
變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，查文獻[2]可知：
(4-9)
（4-10）
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）
—彈性模量（MPa）,MPa;
—慣性矩(mm)，對于實心軸，；
—軸的直徑，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）；
—支座間的距離（mm）。
圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角
由文獻[2]可知，軸的合成撓度為：
（4-11）
計算慣性矩：
mm
將數(shù)值代入式(4-9)(4-10)得：
故軸的全撓度為，符合剛度要求。
5 同步器設(shè)計計算
5.1 同步器簡介
同步器--常壓式、慣性式和慣性增力式，其中，慣性式同步器是最受歡迎的。慣性同步器換擋有自己的要求---只有換擋時機合適時，即即將換擋的兩元件的角速度達到同步才換擋，否則就不能換擋。
慣性式同步器有很多種分類，例如鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式等等。這些分類的結(jié)構(gòu)可能不同，但是它們還有些相同點，不如說一些元器件是一樣的，力如摩擦元件、彈性元件等。本設(shè)計所采用的是鎖銷式同步器。
5.2 同步器主要參數(shù)
5.2.1 摩擦系數(shù)
同步器工作的次數(shù)很多，在高檔區(qū)進行傳動比的切換，磨損消耗會比較大，所以它要求很耐磨，來保持壽命。選擇的材料很重要，為了獲取良好的摩擦因數(shù)。大的摩擦因數(shù)，會省力，縮短時間；小的摩擦因數(shù)，會失去換擋同步。
5.2.2 同步環(huán)主要尺寸的確定
（1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽
接觸的表面的寬度窄的頂部會影響壓力，磨損更快。大螺紋槽設(shè)，有很多好處，方便存油，在間隙中，但也有些壞的結(jié)果，會使損耗速度增加，使零件的壽命變短。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。
（2） 錐面半錐角 α
越小的摩擦錐面半錐角，會產(chǎn)生大的摩擦力矩。但過小將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tanα≥ f 。一般取α=6°～8°。α=6°時，會出現(xiàn)咬住，粘著的現(xiàn)象；在α=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。
（3）摩擦錐面平均半徑R
R越大，則產(chǎn)生大的摩擦力矩。原則上是盡可能將R取大些。
（4）錐面工作長度b
錐面工作長度b小一些，可以減小傳輸裝置軸向長度，也會帶來負(fù)面影響，工作面積錐面少了使單位面積受的力增加，表面損耗增加。
（5）同步環(huán)徑向厚度
同步環(huán)徑向厚度受到外界條件（結(jié)構(gòu)布置等）的限制，厚度不能太厚。為保證同步環(huán)有充足的強度，必須選取合適的厚度。
5.2.3 鎖止角β
鎖止角的選擇很值得關(guān)注，選的角度越恰當(dāng)，換擋成功幾率越大。上述值都會影響鎖止角的選擇。
5.2.4 同步時間t
同步時間是一個很關(guān)鍵的概念。它的取值會影響換擋時機，當(dāng)在最短的時間，使兩個傳動零件同步，使換擋更迅速，方便。諸多因數(shù)會影響其值的大小。例如同步器的結(jié)構(gòu)尺寸，轉(zhuǎn)動慣量，所受軸向力等等，除了這些之外，車的外貌形狀也會產(chǎn)生影響。比如說，高檔貨車變速器同步時間的值取得小一些，在0.30~0.80s之間，貨車低檔值大一些，大概在1.00~1.50s之間.
5.2.5 轉(zhuǎn)動慣量的計算
轉(zhuǎn)動慣量的計算得視情況而定，。對現(xiàn)在已經(jīng)存在的零件，其轉(zhuǎn)動慣量值通常用扭擺法測出;對不存在的,重新設(shè)計創(chuàng)造發(fā)明的，先經(jīng)過仔細(xì)分析,觀察，然后用數(shù)學(xué)公式求出。
6 傳動軸的設(shè)計計算
6.1 傳動軸的概述
萬向傳動軸是一個很普通的傳動部件，但它肩負(fù)著很重要的任務(wù)，動力傳遞，改變轉(zhuǎn)矩等。它的結(jié)構(gòu)很簡單，由萬向節(jié)，花鍵，套管等簡單的零部件構(gòu)成。當(dāng)遇到車型很長的貨車時，中間支撐也是必要的。
萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求：
(1) 能可靠而穩(wěn)定地傳遞動力。
(2) 保證所連接的兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。
(3) 肩負(fù)著動力傳遞，保證動力的最高效利用，傳遞過程損失要少
（4）傳動軸很普通，但很重要，要使用周期盡量長久一些
（5）結(jié)構(gòu)簡單，制造容易，維修方便等。
萬向傳動軸在汽車上廣泛應(yīng)用，有很多種分類。大類主要分為剛性和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)又分為不等速，準(zhǔn)等速，等速萬向節(jié)。不等速萬向節(jié)包含有十字軸式萬向節(jié)。本次采用的是十字軸萬向節(jié)，結(jié)構(gòu)如下圖。
圖 6.1萬向傳動軸—花鍵軸結(jié)構(gòu)簡圖
1-蓋子；2-蓋板；3-蓋墊；4-萬向節(jié)叉；5-加油嘴；6-伸縮套；7-滑動花鍵槽； 8-油封；9-油封蓋；10-傳動軸管
6.2 萬向傳動軸的載荷計算
傳動力的計算一般有三種算法：
(1) 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比來確定；
(2) 按驅(qū)動輪找滑來確定；
(3) 按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定。
本次傳動軸傳運力的計算采用第一種算法：
(6-1)
其中： 為發(fā)動機最大扭矩；為1檔傳動比；η為從發(fā)動機到傳動軸的傳動效率；kd為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)。
T=kdTemaxηi1=1*373*90%*7.31=2454 N.m
6.3 十字軸萬向節(jié)設(shè)計
十字軸萬向節(jié)是個重要的零部件，必須注意對其保護，以免其受到損壞。它經(jīng)常運動，就會產(chǎn)生磨損，當(dāng)受到重壓，會產(chǎn)生深深的痕跡，甚至表面的物質(zhì)被去除。這些損壞多多出現(xiàn)在軸頸和滾針軸承表面處。通常，十字軸萬向節(jié)應(yīng)該被更換，當(dāng)出現(xiàn)的磨損或壓痕超過0.15mm。十字軸軸頸的根部很脆弱，經(jīng)不起損壞，容易斷裂，所以要重視十字軸軸頸的抵抗彎曲的能力。
(a) (b)
圖6.2 萬向節(jié)叉危險截面示意圖
(a) 十字軸 （b）萬向節(jié)叉
設(shè)各滾針軸承對十字軸軸徑的作用的合力為F，則
(6-2)
其中： 為萬向傳動軸的計算載荷，=min（）；
r為合力作用線到十字軸中心的距離；
為主、從動叉的最大夾角。
十字軸軸徑根部彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力應(yīng)滿足
(6-3)
(6-4)
式中： 為十字軸軸徑直徑（mm）；本次取32mm。
為十字軸油道孔直徑（mm）；本次取4mm
s為合力F作用線到軸頸根部矩離（mm），本次取20mm
為彎曲應(yīng)力的許用值，為250～350MPa；
[]為許用的切應(yīng)力，為80～120Mpa
≤[σw]
滾針軸承的直徑有需求，不能小于1.6mm，以免粉碎。大小差異要小，否則針會增加不均勻性之間的負(fù)載分配。一般控制0.003毫米內(nèi)。滾針軸承徑向間隙也要控制的合理，一般也有特殊要求，合適的間隙為0.009～0.095mm .滾針軸承得軸向總間隙以0.08～0.30mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度。使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針得軸向間隙一般不超過0.2～0.4mm。
滾針軸承的接觸應(yīng)力為
(6-5)
式中： ——滾針直徑(mm)；
——滾針工作長度(mm)
——(N)，由下式?jīng)Q定：
(6-6)
滾針和十字軸軸頸表面硬度有要求，不同的硬度值，對應(yīng)的許用接觸應(yīng)力也不同。當(dāng)硬度在58HRC以上時，許用接觸應(yīng)力[]取值范圍在3000～3200Mpa之間。
本次取i=1 ， Z=27 ，d0=4mm
萬向節(jié)叉與十字軸軸承整體的連接，軸承受力F，孔軸中心線截面產(chǎn)生的反作用力，在45度的B-B截面，承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，這個過程產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力應(yīng)滿足
(6-7)
(6-8)
式中，W、分別為截面B-B處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù)，矩形截面系數(shù)，矩形截面：，；橢圓形截面：，，h、b分別為矩形截面的高和寬或橢圓形截面的長軸和短軸；k是h/b有關(guān)的系數(shù)，按表選取，e、a如圖 所示；彎曲應(yīng)力的許用值 [] 為50～80Mpa，扭應(yīng)力的許用值[]為80～160Mpa。
表2 系數(shù)k的選取
h/b
1.0
1.5
1.75
2.0
2.5
3.0
4.0
10
k
0.208
0.231
0.239
0.246
0.258
0.267
0.292
0.312
本次取，，，，。
十字軸萬向節(jié)的傳動效率受很多因素影響，具體可以從（6-9）看出。當(dāng)25O 時，可按下式計算
(6-9)
是十字軸萬向節(jié)傳動效率；是軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù)，滑動軸承：=0.15～0.20，滾針軸承：=0.05～0.10；其它符號意義同前。
通常情況下，十字軸萬向節(jié)的傳動效率約為97%～99%。
符合要求。
十字軸適用的材料一般是低碳合金鋼，例如20CrMnTi、20Cr、20MnVB、12CrNi3A等等，為了軸頸表面高硬度和高耐磨強度，滲碳淬火工藝是必須的。經(jīng)過滲碳處理，使得滲碳層深度達到0.8～1.2mm，并改變其表面硬度，大約在58～64HRC,使軸頸端面硬度≥55HRC，心部硬度為33～48HRC。萬向節(jié)叉可以使用的材料是中碳鋼或中碳合金鋼，為了獲取更好地硬度，需要進一步的處理，經(jīng)過特殊加工，所能達到的硬度在18～33HRC之間,滾針軸承碗材料一般采用GCr15.
綜合以上結(jié)果，十字軸相關(guān)參數(shù)如下：
表3十字軸相關(guān)參數(shù)
6.4 傳動軸結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計
傳動軸中的滑動花鍵能夠伸縮，進而能改變傳動的距離。當(dāng)傳遞轉(zhuǎn)矩的花健伸縮時，產(chǎn)生的軸向阻力
(6-10)
式中，為傳動軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩；r為滑動花鍵齒側(cè)工作表面的中徑；為摩擦因數(shù)。
以減小軸向滑動花鍵滑動阻力和磨損，有時花鍵齒磷酸鹽處理或噴涂尼龍層，而其他的放滾針，滾子或球軸承，以便滾動元件的滾動摩擦而不是滑動摩擦，從而提高了傳輸效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，成本較高。有時對于有嚴(yán)重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸?；ㄦI軸應(yīng)進行潤滑，并在花鍵和鍵槽間隙的防塵措施不宜過大，應(yīng)與標(biāo)記裝配，以避免安裝錯誤，均衡驅(qū)動軸總成以免損壞。
汽車的總體布置影響了傳動軸的長度的變化范圍。在一個特定的長度，具有驅(qū)動軸的截面尺寸驅(qū)動軸應(yīng)確保足夠的強度和足夠高的臨界速度。臨界速度就是接近其運行速度軸彎曲固有頻率，共振現(xiàn)象出現(xiàn)時，急劇增加幅度的所造成的驅(qū)動軸破損時速度，它決定于傳動軸的長度，形態(tài)和支撐情況，傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為
(6-11)
式中，為傳動軸的臨轉(zhuǎn)速（r/min）；
—傳動軸的兩萬向節(jié)中心之間的距離；
和分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑（mm）。
在設(shè)計時，安全系數(shù)取值范圍是1.2～2.0；為傳動軸的的最高轉(zhuǎn)速（r/min）。
初選,則，進而求得115，又因3-6，故可選得，。
為了值以及總體的放置位置合格，當(dāng)傳動軸長度超過時，要增設(shè)中間支撐，一般會打斷傳動軸成23段，選3或4個萬向節(jié)。
除管段的驅(qū)動軸軸線的尺寸應(yīng)滿足的臨界速度的要求，而且要確保有足夠的抗扭強度。軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（MPa）應(yīng)滿足
(6-12)
計算轉(zhuǎn)矩（N·mm）；[]為許用扭應(yīng)力，[]=300Mpa；其余符號同前。
對于傳動軸上的花鍵軸，扭轉(zhuǎn)應(yīng)力（Mpa）通常以底徑計算，公式如下
(6-13)
（-計算轉(zhuǎn)矩，單位N.m;花鍵的內(nèi)徑，單位mm）
傳動花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力（Mpa）應(yīng)滿足
(6-14)
式中：為傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩（N·mm）；
為花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。=1.3～1.4 ；
為花鍵外徑（mm）；
為花鍵內(nèi)徑（mm）；
為花鍵的有效工作長度（mm）；
為花鍵齒數(shù)；
花鍵的齒面硬度有要求，取不同的值域，會有不同的選擇結(jié)果。當(dāng)選他的值高于35HRC時，會產(chǎn)生兩個不同的許用擠壓應(yīng)力，其一:=25～50MPa,其二：[]=50～100Mpa
所選擇數(shù)據(jù)均符合要求。
設(shè)計總結(jié)
本次設(shè)計是GD1091型商用車的變速器、傳動軸部分。
汽車零部件設(shè)計是汽車設(shè)計工作的主要內(nèi)容之一，汽車變速器是在汽車使用中比較容易損壞的一個部件，本次設(shè)計通過對其結(jié)構(gòu)進行分析，初步進行結(jié)構(gòu)方案設(shè)計，達到提高變速器工作性能的目的，并與合適的傳動軸結(jié)構(gòu)相匹配。
然而在設(shè)計過程中也發(fā)現(xiàn)了許多不足，平時在課堂上學(xué)到的理論知識不能很好的運用在實際的工作中。對具體的設(shè)計步驟也不是很了解，特別是機械中的一些知識更需要學(xué)習(xí)。這些缺點都需要在日后的學(xué)習(xí)和實際工作中改善。
我通過這次設(shè)計不僅加深了對專業(yè)知識的理解，也提高了自己獨立思考解決實際問題的能力，并對產(chǎn)品的實際設(shè)計過程有了更深入、更徹底的了解。
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致 謝
轉(zhuǎn)眼間，大學(xué)四年很快就要結(jié)束了。而作為大學(xué)生活的最后一個環(huán)節(jié)—畢業(yè)設(shè)計，也將接近尾聲。在這次設(shè)計過程中，指導(dǎo)老師馬冬梅老師給了我很大的幫助，并給我提出很多好的意見和建議，同時也對我提出了嚴(yán)格的要求。我之所以能很順利地完成畢業(yè)設(shè)計任務(wù)，這與老師的指導(dǎo)是分不開的。在此，我對馬冬梅老師表示衷心的感謝。
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