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機電工程學院
畢業(yè)設計說明書
設計題目: GD1091型商用車變速器、傳動軸設計
學生姓名：
學 號：
專業(yè)班級：
指導教師：
年 月 日
目錄
1 概述…………………………………………………………………………2
2 變速器結構方案的確定………………………………………………………………2
2.1傳動機構的布置方案……………………………………………………………2
2.2零部件結構方案設計………………………………………………………………3
3 變速器主要參數的選擇…………………………………………………………4
3.1變速器的傳動比范圍、檔位數及各檔傳動比………………………………………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……………………………………………………………………………6
3.5各檔齒輪齒數的分配………………………………………………………………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軸的設計………………………………………………………………………14
5 同步器設計計算…………………………………………………………………19
5.1同步器簡介…………………………………………………………………………19
5.2同步器主要參數……………………………………………………………19
6傳動軸的設計計算……………………………………………………………………21
6.1傳動軸的簡介……………………………………………………………………21
6.2萬向傳動軸的設計計算…………………………………………………………21
6.3十字軸萬向節(jié)的設計……………………………………………………………22
6.4傳動軸結構分析與設計……………………………………………………………25
設計總結…………………………………………………………………………………29
參考文獻…………………………………………………………………………………30
致謝………………………………………………………………………………………31
1 概述
隨著現在科學技術的發(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,轉變不平穩(wěn),振動,是再好的匹配引擎也是徒勞的。因此設計好的變速器很重要。對變速器的設計有以下基本要求:
（1）保證汽車有要求的經濟性和動力性；
（2）汽車的變速器需要有很好的工作 效率；
（3）應該安置P擋(空檔)，用來阻止發(fā)動機和驅動輪之間的動力傳輸；
（4）應安置R檔（倒檔），使汽車能夠向后倒退運動；
（5）應該把功率輸出裝置，用于輸出功率需要；
（6）換擋迅速，便捷，輕快 ，準確；
（7）變速器工作時，應當噪聲很低；
2 變速器結構方案的確定
2.1 傳動機構布置方案
變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。
根據前進檔數的不同，變速器有三、四、五和多檔幾種；依據軸的類型分為固定軸式和旋轉軸式。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，能看出兩軸式內部的不復雜，且零件之間布置間隙很緊密，此外它的工作效率也比較高，傳動產生聲音小，它多用在RR布置中。經過綜合對比后，此次設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，本設計選擇方案(d)較為適合。
2.2 零、部件結構方案設計
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，運轉工況，產生噪音方面都優(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 換檔機構形式
換擋機構形式很多，有些頻繁應用，有些只在少數位置得到使用。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構，而且比較方便維修的優(yōu)勢。但這種轉變將影響齒面,噪音大,造成齒輪磨損和損傷,轉變時間很長。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，而輪齒又不參與換檔，進而延長輪齒壽命；但換擋會產生殘余沖擊，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,能提高汽車的加速度,燃油經濟性和駕駛安全，得到廣泛應用。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，結構相對復雜的缺點，但在綜合對比分析的時候考慮到以上所述的具體優(yōu)點和在實際中的應用方便性，在實際中應用依然較大。通過對同步器的具體結構作具體的了解和分析，并加以認識和揣摩，最終決定本次設計選用同步器換擋形式。
3 變速器主要參數的選擇
3.1 變速器的傳動比范圍、檔位數及各檔傳動比
3.1.1 檔數
3～20個檔位通常是變速器的檔數變化范圍，變速器的檔數一般在6檔以下。變速器擋數的變化，使汽車更省油，跑得更快，馬力更大。檔數越多，變速器的結構越復雜，并且使輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構復雜，因此，需要設計者綜合考慮設計要求來選取合適的檔位，本次設計采用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。總質量范圍中型商用車的齒輪比目前，介于5.0至8.0。
所選用的技術參數如下：
整車整備質量
最高車速
爬坡度
最大總質量
主減速器的傳動比
3500Kg
80Km/h
30%
9000Kg
6.25
發(fā)動機的額定功率
額定轉速
最大扭矩
最大扭矩轉速
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到驅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：—汽車總質量；
—重力加速度；
—道路最大阻力系數；
—驅動車輪的滾動半徑；
—發(fā)動機最大轉矩；
—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；
—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
根據驅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，計算時取。
查文獻[1],一檔傳動比可知：
（3-4）
=12.3
根據本設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）
的幾何級數排列，式中為檔位數（n=5），五檔傳動比?！ ?
由于齒的數量是整數，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，尤其是在尺寸和質量方面。中心距A可根據下列公式進行選?。ú槲墨I[1]）：
（3-6）
式中： —中心距系數，貨車（=8.6~9.6）；
—發(fā)動機最大轉矩，N·m；
—變速器1檔傳動比；
—變速器的傳動效率，取。
本設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的直徑來初步確定。傳動檔數的多少，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
3.4.1 模數
在相同條件下的傳輸的中心距，選擇較小的彈性模量可以增加齒的數目，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降低模量，選取合理數，同時增加齒寬;較小的質量，應增加模量，同時減少齒寬;從工藝方面的考慮，各種齒輪，應使用一個模數，并從強度的觀點來看，每個齒輪應不同的模量;
第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數mn
(3-7)
其中=357.2N·m，可得出mn=3.33。
一檔直齒輪的模數m
mm (3-8)
通過計算
本次設計取
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，一個傳輸機構中的接合套模數取相同，總質量在的貨車取。
本次設計取模數為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已經被寫入國家規(guī)定的設計標準。所以本設計變速器齒輪采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的結合齒壓力角有20、25、30等。此次設計選用30壓力角。
當壓力角小,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齒輪的承重負荷時穩(wěn)定運轉能力。
3.4.3 螺旋角
螺旋角數值的選擇很重要，它的變化會帶倆意想不到的結果，隨著值增加，輪齒的抵抗彎曲的能力增加。此外，螺旋角數值的變化，還會影響兩齒輪間的嚙合，以及產生噪音的大小。實驗得證：螺旋角的增大，會相應提高齒的強度。當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；結合本設計技術要求初選螺旋角。
圖3.1 中間軸軸向力平衡
根據圖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，齒寬的大小對質量，齒輪的工作穩(wěn)定性，齒輪強度等有影響。
通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：
直齒，為齒寬系數，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，齒輪的齒可以根據檔數，變速比和傳輸方案來分配的。當分配盡可能使各傳動比的齒數不是整數，均勻磨損輪齒表面。本設計傳動方案結構簡圖如右圖。
3.5.1 確定一檔齒輪的齒數
一檔
圖3.2 五檔變速器示意圖
為了確定Z9和Z10的齒數，先求其齒數和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
由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比
由已經得出的數據可確定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)
而根據已求得的數據可計算出：Z1+Z2=61 。 ②
① 與②聯立可得：Z1=17、Z2=44。
則根據式（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
二檔傳動比
（3-11）
Z7/Z8=1.66 ③
Z7+Z8=61 ④
③ 聯立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
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7.31，中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪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 齒輪變位系數的選擇
為了防止產生根切、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生的噪聲。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。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。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量指標,被最多使用。齒輪傳動裝置工作頻繁,經常在循環(huán)荷載作用下,也在沖擊荷載作用下。根據實際齒輪損壞統計，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，主要著眼于提高齒面耐磨性和強度。
總的來說，總變位系數的取值應該謹慎，不能取得過大，會產生不利后果，酌情可以取小一些的值。其中，一檔主動齒輪10的齒數Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。
變位系數
（3-15）
式中 Z為要變位的齒輪齒數。
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的很少，后者出現的多。
4.2 齒輪的計算與校核
4.2.1 齒輪彎曲強度計算
（1）一檔直齒輪彎曲應力，查文獻[2]可知：
（4-1）
式中：
—彎曲應力（MPa）；
—圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；
—應力集中系數， =1.65；
—摩擦力影響系數，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；
—齒寬(mm)；
—端面齒距，；
—齒形系數，=0.46
因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數，所以將上述有關參數帶入式（4-1）后得
（4-2）
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉距時，一檔和倒檔直齒輪可以允許使用彎曲應力取值范圍在400～800MPa之間。
由公式（4-2）得：
=416MPa<[]
設計很合理。
（2）二檔斜齒輪彎曲應力，查文獻[2]可知：
（4-3）
—彎曲應力（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°；
—應力集中系數， =1.50；
—齒寬(mm)；
—法向齒距，；
—齒形系數，=0.47
—重合度影響系數，=2.0。
將上述有關參數帶入公式（4-3），整理后得到斜齒輪彎曲應力為：
（4-4）
當計算載荷取為時，斜齒輪許用彎曲應力在。
由公式（4-4）得：
=
設計很合理。
4.2.2 輪齒接觸應力
（4-5）
式中：
—輪齒的接觸應力（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
計算所得結果分別如下：
一檔：
二檔：
三檔：
四檔：
五檔：
倒檔：
所以設計齒輪是合格的。
本設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 軸的參數設計
變速器中有很多的傳動機構，且大部分都是齒輪機構，齒輪機構在傳遞動力過程中，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，會產生彎矩和扭矩，使軸發(fā)生變形。所以選擇承載齒輪的軸應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為變速器二軸結構簡圖
圖4.1變速器二軸結構簡圖
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：
計算轉矩： N·mm
力和在軸鉛垂面內彎曲變形并產生垂向撓度；而使軸在水平面內彎曲變形并產生水平撓度。在求得各支點的鉛垂反力和水平反力后，計算相應垂向彎矩和水平彎矩。則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸向應力：
（MPa） （4-8）
式中：
—計算轉矩，N·mm;
—軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內徑，mm；
—彎曲截面系數，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，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，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角
由文獻[2]可知，軸的合成撓度為：
（4-11）
計算慣性矩：
mm
將數值代入式(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。這些分類的結構可能不同，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。本設計所采用的是鎖銷式同步器。
5.2 同步器主要參數
5.2.1 摩擦系數
同步器工作的次數很多，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。大的摩擦因數，會省力，縮短時間；小的摩擦因數，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，有很多好處，方便存油，在間隙中，但也有些壞的結果，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，會產生大的摩擦力矩。但過小將產生自鎖現象，避免自鎖的條件是tanα≥ f 。一般取α=6°～8°。α=6°時，會出現咬住，粘著的現象；在α=7°時就很少出現咬住現象。
（3）摩擦錐面平均半徑R
R越大，則產生大的摩擦力矩。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（結構布置等）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注，選的角度越恰當，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鍵的概念。它的取值會影響換擋時機，當在最短的時間，使兩個傳動零件同步，使換擋更迅速，方便。諸多因數會影響其值的大小。例如同步器的結構尺寸，轉動慣量，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 轉動慣量的計算
轉動慣量的計算得視情況而定，。對現在已經存在的零件，其轉動慣量值通常用扭擺法測出;對不存在的,重新設計創(chuàng)造發(fā)明的，先經過仔細分析,觀察，然后用數學公式求出。
6 傳動軸的設計計算
6.1 傳動軸的概述
萬向傳動軸是一個很普通的傳動部件，但它肩負著很重要的任務，動力傳遞，改變轉矩等。它的結構很簡單，由萬向節(jié)，花鍵，套管等簡單的零部件構成。當遇到車型很長的貨車時，中間支撐也是必要的。
萬向傳動軸設計應滿足如下基本要求：
(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。
(3) 肩負著動力傳遞，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）結構簡單，制造容易，維修方便等。
萬向傳動軸在汽車上廣泛應用，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)，結構如下圖。
圖 6.1萬向傳動軸—花鍵軸結構簡圖
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)動機最大轉矩和一擋傳動比來確定；
(2) 按驅動輪找滑來確定；
(3) 按日常平均使用轉矩來確定。
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為猛接離合器所產生的動載系數。
T=kdTemaxηi1=1*373*90%*7.31=2454 N.m
6.3 十字軸萬向節(jié)設計
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。它經常運動，就會產生磨損，當受到重壓，會產生深深的痕跡，甚至表面的物質被去除。這些損壞多多出現在軸頸和滾針軸承表面處。通常，十字軸萬向節(jié)應該被更換，當出現的磨損或壓痕超過0.15mm。十字軸軸頸的根部很脆弱，經不起損壞，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力和切應力應滿足
(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
為彎曲應力的許用值，為250～350MPa；
[]為許用的切應力，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載分配。一般控制0.003毫米內。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。
滾針軸承的接觸應力為
(6-5)
式中： ——滾針直徑(mm)；
——滾針工作長度(mm)
——(N)，由下式決定：
(6-6)
滾針和十字軸軸頸表面硬度有要求，不同的硬度值，對應的許用接觸應力也不同。當硬度在58HRC以上時，許用接觸應力[]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，孔軸中心線截面產生的反作用力，在45度的B-B截面，承受彎曲和扭轉載荷，這個過程產生的彎曲應力和扭轉應力應滿足
(6-7)
(6-8)
式中，W、分別為截面B-B處的抗彎截面系數和抗扭截面系數，矩形截面系數，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有關的系數，按表選取，e、a如圖 所示；彎曲應力的許用值 [] 為50～80Mpa，扭應力的許用值[]為80～160Mpa。
表2 系數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，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.
綜合以上結果，十字軸相關參數如下：
表3十字軸相關參數
6.4 傳動軸結構分析與設計
傳動軸中的滑動花鍵能夠伸縮，進而能改變傳動的距離。當傳遞轉矩的花健伸縮時，產生的軸向阻力
(6-10)
式中，為傳動軸所傳遞的轉矩；r為滑動花鍵齒側工作表面的中徑；為摩擦因數。
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。但這種結構較復雜，成本較高。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動，還采用具有彈性的傳動軸?；ㄦI軸應進行潤滑，并在花鍵和鍵槽間隙的防塵措施不宜過大，應與標記裝配，以避免安裝錯誤，均衡驅動軸總成以免損壞。
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，具有驅動軸的截面尺寸驅動軸應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，共振現象出現時，急劇增加幅度的所造成的驅動軸破損時速度，它決定于傳動軸的長度，形態(tài)和支撐情況，傳動軸的臨界轉速為
(6-11)
式中，為傳動軸的臨轉速（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、外徑（mm）。
在設計時，安全系數取值范圍是1.2～2.0；為傳動軸的的最高轉速（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，當傳動軸長度超過時，要增設中間支撐，一般會打斷傳動軸成23段，選3或4個萬向節(jié)。
除管段的驅動軸軸線的尺寸應滿足的臨界速度的要求，而且要確保有足夠的抗扭強度。軸管的扭轉應力（MPa）應滿足
(6-12)
計算轉矩（N·mm）；[]為許用扭應力，[]=300Mpa；其余符號同前。
對于傳動軸上的花鍵軸，扭轉應力（Mpa）通常以底徑計算，公式如下
(6-13)
（-計算轉矩，單位N.m;花鍵的內徑，單位mm）
傳動花鍵的齒側擠壓應力（Mpa）應滿足
(6-14)
式中：為傳動軸的計算轉矩（N·mm）；
為花鍵處轉矩分布不均勻系數。=1.3～1.4 ；
為花鍵外徑（mm）；
為花鍵內徑（mm）；
為花鍵的有效工作長度（mm）；
為花鍵齒數；
花鍵的齒面硬度有要求，取不同的值域，會有不同的選擇結果。當選他的值高于35HRC時，會產生兩個不同的許用擠壓應力，其一:=25～50MPa,其二：[]=50～100Mpa
所選擇數據均符合要求。
設計總結
本次設計是GD1091型商用車的變速器、傳動軸部分。
汽車零部件設計是汽車設計工作的主要內容之一，汽車變速器是在汽車使用中比較容易損壞的一個部件，本次設計通過對其結構進行分析，初步進行結構方案設計，達到提高變速器工作性能的目的，并與合適的傳動軸結構相匹配。
然而在設計過程中也發(fā)現了許多不足，平時在課堂上學到的理論知識不能很好的運用在實際的工作中。對具體的設計步驟也不是很了解，特別是機械中的一些知識更需要學習。這些缺點都需要在日后的學習和實際工作中改善。
我通過這次設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，并對產品的實際設計過程有了更深入、更徹底的了解。
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致 謝
轉眼間，大學四年很快就要結束了。而作為大學生活的最后一個環(huán)節(jié)—畢業(yè)設計，也將接近尾聲。在這次設計過程中，指導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格的要求。我之所以能很順利地完成畢業(yè)設計任務，這與老師的指導是分不開的。在此，我對馬冬梅老師表示衷心的感謝。
附錄：中英文文獻翻譯名稱——基于支持向量機的現代汽油發(fā)動機性能模型
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