轻型货车用手动变速器设计—毕业论文.doc

轻型货车用手动变速器设计轻型货车用手动变速器设计 摘摘 要要 随着科学技术的日益发展，汽车的各项性能也日臻完善。现代汽车已成为世界各 国国民经济和社会生活中不可缺少的交通工具。现代汽车除了装有性能优良的发动机 外还应该有性能优异的传动系与之匹配才能将汽车的性能淋漓尽致的发挥出来，因此 汽车变速器的设计显得尤为重要。分析了为保证变速器具有良好的工作性能，对变速 器应提出的设计要求。详细介绍了变速器机构方案的确定，变速器主要参数的选择， 变速器的设计计算，同步器设计计算等在变速器设计过程中的关键步骤。 关键词关键词: 变速器，轻型货车，设计计算 毕业设计（说明书） 第 i 页 目目 录录 摘摘 要要 i i 1 1 绪论绪论 1 1 1.1 概述.1 2 2 变速器机构方案的确定变速器机构方案的确定 3 3 2.1 传动机构布置方案分析 3 2.1.1 固定轴式变速器 4 2.1.2 倒档布置方案 5 2.1.3 其它问题.7 2.2 零、部件结构方案分析.8 2.2.1 齿轮形式.8 2.2.2 换档机构形式.8 2.2.3 自动脱档.9 2.2.4 变速器轴承.9 3 3 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 1010 3.1 变速器的传动比范围、档位数及各档传动比10 3.1.1 档数10 3.1.2 传动比范围11 3.1.3 各档传动比13 3.2.变速器中心距 a 的确定 .14 3.3 外型尺寸的确定14 3.4.1 模数15 3.4.2 压力角15 3.4.3 螺旋角15 3.4.4 齿宽17 3.5 各档齿轮齿数的分配17 3.5.1 确定一档齿轮的齿数 .18 3.5.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数19 3.5.3 确定其它各档的齿数20 3.5.4 确定倒档齿轮齿数21 4 4 变速器的设计计算变速器的设计计算 2222 4.1 轮齿设计计算22 4.1.1 齿轮弯曲强度计算23 4.1.2 轮齿接触应力25 4.2 轴的设计计算26 5 5 同步器设计计算同步器设计计算 3434 5.1 锁环式惯性同步器结构34 5.2 锁环式同步器主要尺寸的确定35 毕业设计（说明书） 第 ii 页 5.3 主要参数的确定36 5.4 同步器计算38 结结 论论 4141 参考文献参考文献 4242 毕业设计（说明书） 第 1 页 1 绪 论 1.1 概述 自 1886 年世界上第一辆汽车诞生以来，汽车已经历了近 120 年的发展。随着科学 技术的日益发展，汽车的各项性能也日臻完善。现代汽车已成为世界各国国民经济和 社会生活中不可缺少的交通工具。现代汽车除了装有性能优良的发动机外还应该有性 能优异的传动系与之匹配才能将汽车的性能淋漓尽致的发挥出来，因此汽车变速器的 设计显得尤为重要。 变速器在发动机和汽车之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比，可以 使发动机在最有利的工况范围内工作。 变速器通常还设有到档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设 有空档，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输出。 手动变速器基本上是由齿轮、轴、轴承、同步器等动力传动部件组成。 变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳 定转速是难以达到的。变速器的倒档使汽车可以倒退行驶；其空档使汽车在启动发动 机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离。 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据需要，还可以加装动力输出器。 按传动比变化方式，变速器可以分为有级式、无级式和综合式三种。 有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用 轮系形式不同，有轴线固定式（普通变速器）和轴线旋转式变速器（行星齿轮变速器） 两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有 35 个前进档和一个倒档， 在重型货车用的组合变速器中，则有更多档位。所谓变速器档数即指其前进档位数。 无级式变速器的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化，常见的有电力式 和液力式（动液式）两种。电力式无级变速器的变速传动部件为直流串激电动机，除 在无轨电车上应用外，在超重型自卸车传动系中也有广泛采用的趋势。动液式无级变 速器的传动部件是液力变矩器。 综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器， 其传动比可在最大值与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化，目前应用较多。 毕业设计（说明书） 第 2 页 强制操纵式变速器靠驾驶员直接操纵变速杆换挡，为大多数汽车所采用。 半自动操纵式变速器有两种型式。一种是常用的几个档位自动操纵，其余档位则 由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩下离合器踏板 或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换档。 在多轴驱动汽车上，变速器之后还装有分动器，以便把转矩分别输送给各驱动桥。 除此之外，变速器还应当满足拆装容易和维修方便等要求。变速器由变速器传动 机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进档数或轴的形式不同分类。具体分类如 下： 变 速 器 三 档 变 速 器 四 档 变 速 器 五 档 变 速 器 多 档 变 速 器 固 定 轴 式 旋 转 轴 式 多 中 间 轴 式 双 中 间 轴 式 中 间 轴 式 两 轴 式 图图 1.11.1 变速器的具体分类变速器的具体分类 变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换档操纵的可靠性与轻便性，传动 的平稳性与效率性等都有直的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及发 动机的参数作优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、 倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程咬合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿 侧）等措施，以及其它结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒 档；采用同步器可使换档轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可 使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的 毕业设计（说明书） 第 3 页 关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双及三中间轴变速器，后置常啮合传动 齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换档机构等新结构 也相继问世。 变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴等。 变速器都装有单向的通气阀，以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底的放 油塞多置磁铁，以吸附油中铁屑。涉水车需有防水措施。 变速器的设计系列按输出转矩分级，供各种车型选用，也可根据具体车型的使用 寿命要求进行设计。可根据同类型在典型路段上实测的随机载荷，用统计分析法组成 载荷谱，进行变速器的疲劳寿命计算。这种可靠性设计方法比较符合实际，如果再以 油画设计方法选择有关设计参数作最佳匹配，则可得到以最小零部件尺寸满足设计所 要求的寿命和性能的设计方案。有时亦可辅以有限元分析。 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下的设计要求。 1、正确地选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比作优化匹配， 以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。 2、设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；使汽车可以倒退 行驶。 3、体积小、质量小、承载能力强、使用寿命长、工作可靠。 4、操纵简单、准确、轻便、迅速。 5、传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。 6、制造工艺性好、造价低廉、维修方便。 7、贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等要求，遵守有关标准和法规。 8、需要时应设置动力输出装置。 毕业设计（说明书） 第 4 页 2 变速器机构方案的确定 2.1 传动机构布置方案分析 本设计应用在现今使用广泛的发动机前置、后轮驱动的 42 总体布置方案，发动 机发出的动力依次经过离合器、变速器、万向传动装置（万向节和传动轴） 、主减速器、 差速器、半轴，传到驱动轮，如图 2.1 所示 1.离合器； 2.变速器； 3.万向传动装置； 4.驱动桥 图图 2.12.1 发动机前置后轮驱动汽车传动系发动机前置后轮驱动汽车传动系 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 根据前进档数的不同，变速器有三、四、五和多档几种。根据轴的不同类型，分 为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、三轴式和多中间轴式变速器。 2.1.1 固定轴式变速器 1、两轴式变速器 固定轴式中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式 变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。 与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴承数少，所以有结构简单、轮廓尺寸 小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同 时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载， 不仅工作噪声增大，而且易损坏。还有，受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可 毕业设计（说明书） 第 5 页 能设计得很大。对于前进档，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相 反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。 本设计主要针对的是一吨级货车或旅行车，所以两轴式变速器不适用于本设计。 2、中间轴式变速器 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。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的 花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。各传动方案的 共同特点是：变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二 轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将 它们连接后可得到直接档。是直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动 机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器传动效率高，可达 90%以上，噪 声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其它档位，因而提高了变 速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、 中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心 距）不太大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动， 档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档外 的其它档位换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或 啮合齿套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。在除直接档外的 其它档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同 的条件下，各中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数、轴的支承方式、换档方式和倒 档传动方案以及档位布置顺序上有差别。由于本设计针对的是轻型汽车，中间轴式五 档和六档变速器体积和质量显得过于庞大，而且传动比大不适用于本设计，因此，选 用中间轴式三轴四档变速器设计方案。 凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一 变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用 同步器换档，档位低的用啮合套换档。 发动机前置后轮驱动的乘用车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，将第二 轴加长，置于附加的壳体内。如果在附加壳体内布置倒档传动齿轮和换档机构，还能 减小变速器主体部分的外形尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度。因此，这种方案比较 适合本设计，但需要加以改进。 毕业设计（说明书） 第 6 页 2.1.2 倒档布置方案 与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现倒档，故多次数 方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，有些方案利用中间轴和第二 轴上的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。 前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿是在最不利的正、负交替变化的弯曲应 力状态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动 比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入 倒档。 图图 2.22.2 倒档布置方案倒档布置方案 图 2.2 为常见的倒档布置方案。图 2.2(a)所示方案的优点是换倒档时利用了中间 轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度；但换档时要求有两对齿轮同时进入啮合， 使换档困难。图 2.2(b)所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。 图 2.2(c)所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.2(d) 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档更为轻便。 综上所述，方案(c)较为适合本设计 变速器的一档或倒档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力增大，并导致变速器 轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工 作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一档与倒档，都应当 布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从抵档到高档的顺序布置 各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒档的传动比虽然 与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发有些方案将一档布 置在靠近轴的支承处，然后再布置倒档。此时在倒档工作时，轮齿磨损与噪声在短时 间内略有增加，而在一档工作时轮齿的磨损与噪声有所减少。 倒档设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒档时驾驶 (a)(b)(c) (d) 毕业设计（说明书） 第 7 页 员移动变速杆的方向改变了。为防止意外挂入倒档，一般在挂倒档时设有一个挂倒档 时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。从这一点来考虑，图 2.3(a)、(b)的 换档方案比图 2.3(c)的方案更合理。图 2.3(c)所示方案在挂一档时也需克服用来防止 误挂倒档所产生的力，这对换档不熟练的驾驶员是不利的。除此之外，倒档的中间齿 轮位于变速器的左侧或右侧对倒档轴的受力情况有影响。 4 3倒 1231 24倒倒24 31 2.1.3 其它问题 常用档位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。将高档布置在靠近轴的 两端支承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可 保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高、齿轮寿命。 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状 态的齿轮对数、每分钟转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮和壳体等零件的 制造精度等。 图图 2.42.4 四档变速器结构方案四档变速器结构方案 图 2.4 为中间轴式四档变速器结构简图。其结构特点是：前进档全部采用常啮合 齿轮传动，用同步器换档，同步器装在第二轴上；本设计就是选择的这种方案并在其 (a)(b)(c) 图图 2.32.3 变速杆换档位置与顺序变速杆换档位置与顺序 毕业设计（说明书） 第 8 页 基础上进行局部改进优化设计的。 2.2 零、部件结构方案分析 2.2.1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优 点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮 均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导变速器的质量和转动惯 量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档，本设计为一档和倒档采用直齿圆柱齿轮， 二、三、四档常啮合齿轮采用斜齿圆柱齿轮。 2.2.2 换档机构形式 变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。 汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮 方式换档，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早 损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换档产生的噪声又使乘坐舒适性降低。除此之外， 采用直齿滑动齿轮换档时，换档行程长也是它的缺点。因此现在已很少在轻型汽车的 变速器中使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移 动啮合套换档。这时，不仅换档行程短，同时因承受换档冲击的接合齿齿数多，而轮 齿又不参与换档，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换档冲击，仍然要求驾驶 员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总 惯性力矩增大。因此，目前这种换档方法只在某些要求不高档位及重型货车变速器上 应用。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术程度无关，从而提 高了汽车 的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种方法比较，虽然它有结构 复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。本设计的全部前 进档位均采用同步器换档。 毕业设计（说明书） 第 9 页 2.2.3 自动脱档 自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振 动等原因都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构 上采取措施行之有效的方案有：将两接合齿的啮合齿位置错开;将啮合齿套齿座上前齿 圈的齿厚切薄；将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角等等一些措施可以 有效防止脱档现象的发生。 2.2.4 变速器轴承 作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接 处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱辊子轴承、球轴承、滚针轴承圆锥辊子轴承、 滑动轴套等。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特 点不同而不同的。 汽车变速器结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承受限制，常在布置上 有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时 可布置圆柱辊子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。本设计主要针对的是轻型汽车， 故内腔空间比较狭小，只能采用滚针轴承，而第二轴后端采用球轴承，用来承受轴向 力和径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳 体，此处用轴承外圈有挡圈的球轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由 前或后轴承来承受都可以，但在壳体前端面布置轴承盖有困难，必须由后端轴承承受 轴向力，前端采用圆柱辊子轴承来承受径向力，而后端采用外圈有挡圈的球轴承或圆 柱辊子轴承，本设计两端均采用有挡圈的球轴承。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按之直径系列一般 选用中系列球轴承或圆柱辊子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证后 壁两轴承孔之间的距离不小于 620mm。 滚针轴承、滑动轴承主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的 地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度 高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大、易磨损、间隙增大后影响 齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易、成本低，但 毕业设计（说明书） 第 10 页 为了设计的整体质量，在设计中只采用滚针轴承。 3 变速器主要参数的选择 3.1 变速器的传动比范围、档位数及各档传动比 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各 档传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。 3.1.1 档数 变速器的档数可在 320 个档位范围内变化，通常变速器的档数在 6 档以下。增 加变速器的档数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。档数越多，变 速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，因此，需要设 计者综合考虑设计要求来选取合适的档位。 在最近档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档 之间的传动比比值小，换档工作容易进行，一般要求相邻档位之间的传动比值在 1.8 以下。 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45 个档位的变速器。商用车变速器采用 45 个档或多档。载荷质量在 2.03.5 吨的货 车采用五档变速器，载质量在 4.08.0 吨的货车采用六档变速器。本设计主要应用在 旅行车和一吨级轻型货车上，所以采用四档变速器。 3.1.2 传动比范围 变速器传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值。本设计最高 档位是四档，传动比为 1.0。影响最低档传动比的选取的因素有:发动机的最大转矩和 最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱 动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶的车速等。目前乘用车的传动比范围 在 3.04.5 之间，轻型商用车的传动比在 3.05.5 之间。本设计的一些重要技术参 数见表 3.1 毕业设计（说明书） 第 11 页 表表 3.13.1 变速器设计原始参数表变速器设计原始参数表 发动机最大扭矩 (2600r/min) 196nm 发动机最大功率 (4500r/min) 59kw 空载整车质量1470kg 满载整车质量2470kg 满载时前轴轴荷985kg 满载时后轴轴荷1389kg 设计最高时速 最大爬坡度 主减速比 15 105km/h 6.17 车轮滚动半径325mm 项目参数 考虑到汽车在平坦硬路面上行驶时的燃油经济性，变速器的最高档位多为直接档 （传动比为 1）或超速档（传动比小于 1） 。这时汽车的动力性及燃油经济性由发动机 及驱动桥减速比决定。变速器低档（一档，有时还有爬坡档）的传动比则决定了汽车 的最大爬坡度。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附 着力、汽车的最低稳定车速，以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑。 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，查文献1可知： maxmaxmax 01max sincos mgfmg r iit r tge （3.1） 式中：汽车总质量；m 毕业设计（说明书） 第 12 页 重力加速度；g 道路最大阻力系数； max 驱动车轮的滚动半径； r r 发动机最大转矩； maxe t 主减速比； 0 i 汽车传动系的传动效率； t 最大爬坡度； max 滚动阻力系数；f 变速器一档传动比。 1g i 则由最大爬坡度要求的变速器一档传动比查文献1可知： te r g it rmg i 0max max 1 （3.2） 9 . 017 . 6 196 325 . 0 278 . 0 8 . 92470 =2.0094 根据驱动车轮与路面的附着条件有： 2 01max g r iit r tge （3.3） 式中：汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 2 g 道路的附着系数，计算时取。6 . 05 . 0 求得的变速器一档传动比查文献1可知： te r g it rg i 0max 2 1 毕业设计（说明书） 第 13 页 （3.4） 9 . 017 . 6 196 325 . 0 8 . 5 2 . 3612 =4.2778 根据本设计要求的具体情况和上述条件可以初选一档传动比。825 . 3 1g i 3.1.3 各档传动比 变速器最高档的传动比与最低档的传动比确定以后，中间各档的传动比理论上是 gn i 1g i 按公比查文献1可知： 1 1 n gn g i i q （3.5） 的几何级数排列，式中为档位数（） ，四档传动比。n4n00 . 1 gn i 1 1 n gn g i i q 14 00 . 1 279 . 4 =1.6234 00 . 1 622 . 1 6234 . 1 279 . 1 635 . 2 6234 . 1 279 . 4 4 22 1 3 1 2 i q i i q i i 实际上各档传动比之间的排列与几何级数排列略有出入，因齿数为整数且常用档 位间的公比医小些，以便于换档。另外还要考虑与发动机参数的合理配合。因此初选 各档传动比： i1=4.279 i2=2.635 i3=1.622 i4=1.00 毕业设计（说明书） 第 14 页 3.2.变速器中心距 a 的确定 对三轴式变速器而言，其中心距系指第一、第二中心线与中间轴中心线之间的距离。 变速器的中心距对其尺寸及质量的大小有直接影响，它也代表着变速器的承载能力。 三轴式变速器的中心距 a，可根据对已有变速器的统计数据而得出经验公式进行初选， 查文献1可知： 3 1maxgge itka （3.6） 式中： 中心距系数，轿车取 k=8.99.3，货车取 k=8.69.6，多档变速器取k k=9.511； 发动机最大转矩，nm； maxe t 变速器一档传动比； 1g i 变速器的传动效率，取。 g 9 . 0 g 本设计变速器的中心距为： 3 1maxgge itka 9 . 0279 . 4 1960 . 9 3 =82mm 3.3 外型尺寸的确定 变速器的横向外型尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过度）齿轮和换档机构 的布置初步确定。 影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为(3.03.4)。a 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档a)7 . 22 . 2( 五档a)0 . 37 . 2( 毕业设计（说明书） 第 15 页 六档a)5 . 32 . 3( 3.43.4 齿轮参数齿轮参数 3.4.1 模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、 噪声、工艺要求等。 应该指出的，选取齿轮模数时一般遵守的原则是： 在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时 增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减 小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面 考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数； 变速器 低档齿轮应选用大些的模数，其它档位选用另一种模数。结合本设计的具体情况查文 献2可知.模数初选 2mm。 3.4.2 压力角 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和退 出啮合的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角大时，可提高轮齿的抗弯强 度和表面接触强度。因此，理论上对于乘用车为加大重合度以降低噪声应取用 14.5、 15、1616.5等小些的压力角；对商用车为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。 实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为 20。本设计从实际出发，为满足各项技术要求和工艺性要求查文献2可知：压力角 。 20 3.4.3 螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛用。选取斜齿轮的螺旋角，因该注意它对齿轮工作噪 声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度 毕业设计（说明书） 第 16 页 增加，因而工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应 提高。不过当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因 此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，以 1525宜；结合本设计技术要求初选螺旋 角。 20 图图 3.13.1 中间轴轴向力平衡中间轴轴向力平衡 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力要求使中间轴上同 时作用的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间 轴上不同档位齿轮的螺旋角因该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时， 可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。 根据图 3.1 可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件 221 111 tan tan na na ff ff 由于，为使两轴向力平衡，查文献2可知必须满足： 2211 rfrft nn （3.7） 2 1 2 1 tan tan r r 式中，、为作用在中间轴齿轮 1、2 上的轴向力；、为作用在中间齿轮 1a f 2a f 1n f 2n f 1、2 上的圆周力；、的节圆半径；为中间轴传递的转矩。 1 r 2 rt 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 毕业设计（说明书） 第 17 页 乘用车变速器： 两轴式变速器为 2025； 中间轴式变速器为 2234； 3.4.4 齿宽 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳、齿轮 强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方 面，齿宽减小时斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方 法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：)( n mm 直齿，为齿宽系数，取为 4.58.0，=6.0mkb c c k c k mm160 . 20 . 8b 斜齿，取为 6.08.5，=8. ncm kb c k c k mm140 . 20 . 7b 3.5 各档齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方 案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数， 以使齿面磨损均匀。图 3.2 为本设计传动方案结构简图。 毕业设计（说明书） 第 18 页 图图 3.23.2 四档变速器传动方案简图四档变速器传动方案简图 3.5.1 确定一档齿轮的齿数 一档传动比，查文献2可知： 81 72 1 zz zz i （3.8） 如果和的齿数确定了, 则与的传动比可求出. 为了求和的齿数, 先 7 z 8 z 2 z 1 z 7 z 8 z 求其齿数合，查文献2可知： h z n m m 2acos z 2a z h h （3.9） 计算后取为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的 h z 齿数尽可能取少些，以便使的传动比大些，在一定的条件下，的传动比 87 z/z 1 i 12 z/z 可分配小些，使第一轴常啮齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承保证 轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴承孔的限制和装配的可能性，该齿轮齿 数又不易取多。乘用车中间轴式变速器一档传动比 =3.53.8 时，中间轴上一档齿数 1 i 直齿 斜齿 毕业设计（说明书） 第 19 页 可在=1517 之间选取，货车可在 1217 之间选用。一档大齿轮齿数用计 8 z 87 zzz h 算求得。 由公式（3.9）得： m a zh 2 82 2 822 初选=27，则=82-27=55 8 z 87 zzz h 3.5.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数 由公式（3.9）求出常啮合传动齿轮的传动比 （3.10） 7 8 1 1 2 z z i z z 而常啮合传动齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，查文献2可知： （3.11） cos2 )( 21 zzm a n 解方程式（3.10）和式（3.11）求与，、都应取整数；然后核算一档传动比， 1 z 2 z 1 z 2 z 最后根据所确定的齿数，按式（3.11）算出精确的螺旋角。 联立公式（3.10）和公式（3.11）得： cos2 )( 21 7 8 1 1 2 zzm a z z i z z n 解方程组 20cos2 )(2 82 55 27 279 . 4 21 1 2 zz z z 77 945 . 1 21 1 2 zz z z 毕业设计（说明书） 第 20 页 解得： 52 25 2 1 z z 3.5.3 确定其它各档的齿数 二档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，查文献2可知： 6 2 （3.12） 2 1 2 6 5 z z i z z 而 （3.13） 6 65 cos2 )( zzm a n 初选，由公式（3.12）和公式（3.13）得： 20 6 6 65 2 1 2 6 5 cos2 )( zzm a z z i z z n 解方程组 20cos2 )(2 82 52 25 635 . 2 65 6 5 zz z z 77 266 . 1 65 6 5 zz z z 解得： 22 39 6 5 z z 三档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，查文献2可知： 4 2 （3.15） 2 1 3 4 3 z z i z z 而 （3.16） 6 65 cos2 )( zzm a n 查文献2可知：，由公式（3.15）和式（3.16）得： 26 4 毕业设计（说明书） 第 21 页 4 43 2 1 3 4 3 cos2 )( zzm a z z i z z n 解方程组 20cos2 )(2 81 52 25 622 . 1 43 4 3 zz z z 77 779. 0 43 4 3 zz z z 解得： 34 43 4 3 z z 3.5.4 确定倒档齿轮齿数 本设计倒档齿轮选用的模数与一档相同。倒档传动比与一挡相近，初选 4.326，查 文献2可知： cos2 )( 109 10 9 1 1 2 zzm a z z i z z n 解方程组 20cos2 )(2 82 55 27 279 . 4 109 10 9 zz z z 77 079 . 2 21 10 9 zz z z 解得： 25 52 10 9 z z 毕业设计（说明书） 第 22 页 326 . 4 25 52 25 52 10 9 1 2 z z z z ir 确定各档齿数后重新计算各档传动比 一档 279 . 4 2725 5552 8 7 1 2 1 z z z z i 二档 635 . 2 4525 3252 6 5 1 2 2 z z z z i 三档 622 . 1 3425 4352 4 3 1 2 3 z z z z i 四档 00 . 1 4 i 倒档 326 . 4 25 52 25 52 10 9 1 2 z z z z ir 4 变速器的设计计算 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） 、移动换档齿轮 端部破坏以及齿面胶合。变速器在工作时，齿轮受到较大的冲击载荷作用；一对齿轮 相互啮合，齿面相互挤压造成齿面点蚀；换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷。 所以 需要对齿轮进行计算和校荷。 毕业设计（说明书） 第 23 页 4.1 轮齿设计计算 与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。 此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基 本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采 用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式 更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。 4.1.1 齿轮弯曲强度计算 （1）一档直齿轮弯曲应力，查文献2可知： w （4.1） bty kkf f w 1 式中： 弯曲应力（mpa） ； w 圆周力（n） ，；为计算载荷（nmm） ；为节圆直径（mm） ； t f d t f g 2 1 g td 应力集中系数， =1.65； k k 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； f k f k f k 齿宽(mm)；b 端面齿距，；tmt 齿形系数，=0.46 因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数带入式（4.1）后mzd z 得 c fg w zkm kkt 3 2 （4.2） 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，一、倒档直齿轮许用 g t maxe t 毕业设计（说明书） 第 24 页 弯曲应力在 400800mpa, 查文献2可知，=600 mpa。 w 由公式（4.2）得： c fg w zkm kkt 3 2 = 46 . 0 2552 9 . 065 . 1 101962 3 3 =457.97mpa w 满足设计要求。 （2）二档斜齿轮弯曲应力，查文献2可知： w kbt kf w 1 （4.3） 弯曲应力（mpa） ； w 圆周力（n） ，；为计算载荷（nmm） ；为节圆直径（mm） ； t f d t f g 2 1 g td ；coszmd n 斜齿轮螺旋角( )，=20； 应力集中系数， =1.50； k k 齿宽(mm)；b 法向齿距，；t n mt 齿形系数，=0.47 重合度影响系数，=2.0。 k k 将上述有关参数带入公式（4.3） ，整理后得到斜齿轮弯曲应力为： kmz kt n g w 3 cos2 （4.4） 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，斜齿轮许用弯曲应力 g t maxe t 毕业设计（说明书） 第 25 页 在 180350mpa, 查文献2可知， =320 mpa。 w 由公式（4.4）得： kmz kt n g w 3 cos2 = 0 . 247 . 0 245 50 . 1 20cos101962 3 3 =299.62mpa w 满足设计要求。 4.1.2 轮齿接触应力 bz j b fe 11 418 . 0 （4.5） 式中： 轮齿的接触应力（mpa） ； j 齿面上的法向力（n） ，；为圆周力；fcoscos 1 ff 1 f 斜齿轮螺旋角( )； 齿轮材料的弹性模量（mpa）, empae 5 101 . 2 齿轮接触的实际宽度(mm)；b 主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮， z sin zz r 斜齿轮； 2 cossin zz r 从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮， b sin bb r 斜齿轮； 2 cossin bb r 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触2 maxe t 应力查文献2可知，见表 4.1 j 毕业设计（说明书） 第 26 页 表表 4.14.1 变速器齿轮的许用接触应力变速器齿轮的许用接触应力(mpa)(mpa) j 计算二轴一档直齿轮接触应力 j n 5 . 1657 25.118 101965 . 02 2 3 1 d t f g n87.1763 20cos 5 . 1657 cos 1 f f mm465 . 8 20sin75.24sin zz r mm223.2020sin125.59sin bb r 由公式(4.5)得： bz j b fe 11 418 . 0 223.20 1 465 . 8 1 18 101 . 287.1763 418 . 0 5 =145.73 mpa j 满足设计要求。 本设计变速器齿轮材料采用 20crmnti，并进行渗碳处理，大大提高齿轮的耐磨性 及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。 4.2 轴的设计计算 变速器在工作时，由于齿轮上的圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要受转 矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形， 结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因 此，在设计变速器时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。 齿 轮液体碳氮共渗齿 轮 9501000 常啮合齿轮和高档齿轮 一档和倒档齿轮19002000 渗 碳 齿 轮 13001400650700 毕业设计（说明书） 第 27 页 （1）初选轴的直径 在已知中间轴式变速器的中心距时，第二轴和中间轴中部直径，三轴aad45 . 0 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。da （mm）ad)60 . 0 45 . 0 ( 初选二轴中部直径，圆整至。mmd368245 . 0 mmd36 （2）按弯扭合成强度条件计算 计算二轴一档齿轮啮合的圆周力、径向力和轴向力。查文献2可知： t f r f a f d it f e t max 2 （4.6） cos tan2 max d it f e r （4.7） d it f e a tan2 max （4.8） 式中： 至计算齿轮的传动比；i 计算齿轮的节圆直径，mm；d 节点处压力角； 螺旋角。 因为二轴一档齿轮是直齿轮，所以，轴向力。00 a f 图 4.1 为变速器二轴