中型载货汽车(5+1)变速器三维设计（直接操纵， 锁环式同步器， 全同步器换挡）

摘要本次中型货车变速器的设计，主要目的是检验大学四年的学习成果以及为将来的工作打下坚实的基础。文中阐述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了了大量的调查研究，并进行了初步的方案论证，根据设计要求决定选用了三轴式五档变速器，中间轴采用旋转式，倒档的换档方式采用二轴上滑动齿轮换档，其他档位采用同步器换档，根据轻型货车的要求，操纵机构选用远距离操纵。说明并论证了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表、齿轮材料的选择、齿轮的强度计算、强度校核，轴的设计及强度刚度校核，轴的材料选择，轴承的选择，花键的选择和校核。并简单介绍了变速器的拆装顺序，以及对本次设计做出总结。整个毕业设计历时两个多月，在老师的悉心指导和同学的热心帮助下得以顺利完成。最后感谢在毕业设计期间给予我帮助的老师和同学。本次设计，计算机绘制1张A0号图纸，翻译外文资料一份，编写MATLAB语言程序1份，以及编辑说明书一份关键词：变速器，设计，三轴式，倒档轴ABSTRACTThe design of this light truck transmission, the main purpose is to test the results of four years of study in the university and lay a solid foundation for the future work.This design explained the function of the transmission and design requirements, had the transmission a large number of surveys and studies, and conducted a preliminary studies program. According to the design requirement to choose a three-axis 4th speed transmission and the fixed middle shaft, the reverse stall used to shift the gear on the reverse gear shaft, the other stalls used Synchronizer shift, according to the design requirements of the light truck,the manipulation agencies use remote control. Noted and demonstrated that the transmission parameters, the calculations and the list of gear geometry parameters,the gear material selection,gear strength and strength check, the design of the shaft and stiffness and strength check,shaft material selection, bearing selection,spline options and check.And briefly introduce the transmission disassembly sequence, as well as a summary of this design.The whole graduation design lasts three months, and it is completed under the teachers leading and the help of the classmate smoothly. Finally thanks to the teachers and classmates who give me much help during the graduation design.This design, includes 1 No.0 diagram papers and 2 copies of three-dimensional graph by computer and manual drawing, translating a foreign information, preparing four MATLAB Programming Language, and edit a manual.Keyword: transmission, design, three-axis, the reverse gear shaft 目 录绪 论1第1章 变速器的概述2第2章 变速器的方案论证42.1 变速器类型选择及传动方案设计42.1.1 结构工艺性42.1.2 变速器的径向尺寸42.1.3 变速器齿轮的寿命42.1.4 变速器的传动效率52.2变速器传动机构的分析52.2.1 换挡结构形式的选择52.2.2倒挡的形式及布置方案62.3 变速器操纵机构方案分析72.3.1变速器操纵机构的功用72.3.2 设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求：72.3.3换挡位置72.4 齿轮形式的分析确定72.5 齿轮副安排的分析确定72.5.1 整车总布置82.5.2 驾驶员的使用习惯82.5.3 提高平均传动效率92.5.4改善齿轮受载状况9第3章 变速器的设计与计算113.1 变速器主要参数的选择113.1.1 挡数113.1.2.各档传动比的确定与选择113.1.3 中心距A133.2 齿轮参数133.2.1 模数的确定133.2.2压力角的确定153.2.3斜齿轮螺旋角的确定153.2.4齿宽b的确定153.2.5各档齿轮齿数的确定173.2.6齿轮精度的选择213.2.7 螺旋方向213.2.8齿轮变位系数的选择和计算223.2.9变位系数的计算:223.2.10 计算所得齿轮参数223.3 变速器齿轮的校核243.3.1 齿轮的损坏形式243.3.2轮齿强度计算253.4变速器轴的设计计算283.4.1轴的功用及设计要求283.4.2初选轴的直径283.4.3 轴的结构形式303.4.4 轴的受力分析313.4.5 各轴各挡齿轮作用截面的合成应力343.4.6 轴的刚度校核363.4.7轴上花键的设计计算373.5 轴承的选择383.5.1 变速器轴承形式的选择383.5.2几种轴承的特点393.6.3 轴承类型的选择39第4章 变速器同步器的选择414.1 同步器的功用及工作原理414.2 同步器类型的选择414.3主要参数的确定414.3.1摩擦因数f414.3.2 同步环主要尺寸的确定414.3.3 锁止角434.3.4 同步时间t434.3.5 转动惯量的计算43第5章 键的选择445.1 键连接的类型445.2 键的选择44第6章 变速器总成的拆装顺序456.1 变速器的装配顺序456.1.1 领料(包括自制件、外购件和标准件)456.1.2 零件清洗456.1.3 部件总成装配456.2 变速器的拆卸456.3 变速器总成装配应注意的问题46毕业设计总结47致 谢48参考文献49附录 校核程序和结果50绪 论 随着汽车工业的不断发展，汽车作为商品在全球都有广阔的市场，因其生产批量大，带给企业丰厚的利润，具有很大的发展潜力。随着我国国民经济的迅猛发展，人民生活水平的不断提高，汽车进入普通家庭已经是很普遍的事情了。 中国汽车工业的发展水平与当今汽车工业大国相比确实有很大差距，但在中国汽车市场具有巨大的发展前景。加入WTO，这对我们国家来说既是一个机遇，又是一个挑战，尤其是对汽车业。因此，如何设计出经济实惠、工作可靠、性能优良、适合广大消费者口味且适合中国国情的汽车已经成为汽车设计者亟待解决的问题。作为新世纪的汽车工程本科毕业生，我们肩负重任。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委的要求，进行这次毕业设计。毕业设计是对大学四年学习成果的一次检验，能够充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。毕业设计总体质量的好坏也直接体现了毕业生的独立创造设计能力。本文主要介绍了中型货车变速器的设计过程。由于此次毕业设计具有特殊的意义，我查阅了大量的专业资料，虚心向老师请教，在老师的指导下，获得了许多设计方面的经验，并将老师的设计方法运用到自己的设计中。 此次设计的课程名称：中型载货汽车变速器零部件设计。 设计参数：发动机最大扭矩：450Nm； 汽车总质量12t；最高车速99km;车轮规格8.25-20（0.46m)； 主减速器减速比：5.86。 设计要求:采用中间轴式、全同步器换挡，对各挡齿轮的接触强度、弯曲应力及轴的强度、刚度进行校核计算。 设计工作量： 1、收集资料、进行方案论证、结构分析，确定合理的结构方案。 2、选择正确的参数，对变速器的强度及刚度进行校核计算。 3、三维建模，变速器部分零件结构图（A1）一张。 4、设计中的计算要求编程，上机计算，打印程序、结果。 5、英译中大于5000字符（折合中文约大于3000字）。 6、设计说明书应包括：目录、中、英文摘要、设计说明、方案论证、计算过程、 结论、毕业设计完成情况的自我评价及其它说明。要求大于1.2万字。第1章 变速器的概述 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速的部件，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工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时变速器还有动力输出功能。 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求： 1. 正确选择变速器的挡位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具 有良好的动力性与经济性。 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；设置倒挡使汽车可以倒退行驶。 3. 换挡迅速、方便、省力。 4. 传动效率高，工作平稳、工作噪声低。 5. 体积小、质量轻、承载能力强，工作可靠。 6. 制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长。 7. 贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。 8. 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。除此以外，变速器还应当满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 按传动比变化方式的不同，变速器可分为有级式、无级式和综合式三种： 1. 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，有轴线固定式变速器（普通齿轮变速器）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个前进挡和一个倒挡；在重型货车用的组合式变速器中，则有更多挡位。所谓变速器挡数，均指前进挡位数。 2. 无级式变速器的传动比在一定的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。电力式变速器在传动系统中也有广泛采用的趋势，其变速器部件为直流串励电动机。液力式变速器的传动部件是液力变矩器。 3. 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，其传动比可咋最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，目前应用较多。 按操纵方式不同，变速器又可分为强制操纵式、自动操纵式和半自动操纵式三种： 1. 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。2. 自动操纵式变速器的传动比选择（换挡）是自动进行的。驾驶员只需操纵加速踏板，即可控制车速。 3. 半自动操纵式变速器有两种形式。一种是常用的几个挡位自动操纵，其余挡位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定挡位，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挡。第2章 变速器的方案论证2.1 变速器类型选择及传动方案设计 变速器的种类很多，按其传动比变化方式不同可以分为有级式、无级式和综合式三种。有级式变速器根据前进挡数的不同，可以分为三、四、五挡和多挡变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。 现代汽车大多都采用三轴式变速器。对发动机前置前轮驱动的轿车，如变速器传动比小，则常采用两轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：2.1.1 结构工艺性 两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。2.1.2 变速器的径向尺寸 两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。 图2-1 二轴式变速器示意图 图2-2 三轴式变速器示意图2.1.3 变速器齿轮的寿命 两轴式变速器的低挡齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进挡均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接挡时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。2.1.4 变速器的传动效率 两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率高，磨损小，噪声也较小。 轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用得比较多。而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。这次设计的变速器是中型货车使用，所以采用三轴式变速器。2.2变速器传动机构的分析 根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各挡数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换挡方案和倒挡传动方案。2.2.1 换挡结构形式的选择 目前，汽车上的机械式变速器的换挡结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。1）滑动齿轮换挡 通常是采用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用在一挡和倒挡上。2）啮合套换挡 用啮合套换挡，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换挡冲击，所以仍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，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，要求换挡手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命太短，维修不便）。3）同步器换挡 现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。 上述三种换挡方案，可同时用在同一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。 本次设计方案四个前进挡和倒档采用全同步器换挡。2.2.2倒挡的形式及布置方案 倒挡使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒挡。为实现传动有些利用在前进挡的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。图2-3常见的倒挡结构方案有以下几种：方案1.（如图2-3a示） 在前进挡的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四挡全同步器式变速器中。方案2.（如图2-3b所示） 此方案的优点是可以利用中间轴上一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换挡时两对齿轮必须同时啮合，致使换挡困难。某些轻型货车四挡变速器采用此方案。方案3.（如图2-3c所示） 此方案能获得较大的倒挡传动比，突出的缺点是换挡程序不合理。方案4.（如图2-3d所示） 此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用。方案5.（如图2-3e所示） 此方案中，将中间轴上一挡和倒挡齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。方案6.（如图2-3f所示） 此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡方便。方案7.（如图2-3g所示） 为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一挡和倒挡得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些，一般3、4、5、6、7这五种方案用于五挡变速器。 综合考虑，本次设计采用一挡和倒挡共用一个同步器换挡。2.3 变速器操纵机构方案分析2.3.1变速器操纵机构的功用 变速器操纵机构的功用是保证各挡齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的挡位，而且又不允许同时挂入两个挡位。2.3.2 设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求： 1. 要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒挡锁； 2. 要使换挡动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度； 3. 应使驾驶员得到必要的手感。2.3.3换挡位置 设计操纵机构首先要确定换挡位置。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此应该注意以下三点： 1. 按换挡次序来排列 ； 2. 将常用挡位放在中间位置，其它挡位放在两边； 3. 为了避免误挂倒挡，往往将倒挡安排在最靠边的位置，有时于1挡组成一排。2.4 齿轮形式的分析确定 斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工复杂些，但仍以其运转平稳噪声低寿命长的突出优点得到变速器的普遍采用。本次设计一档，倒挡采用直齿轮，其它各挡均采用斜齿轮。2.5 齿轮副安排的分析确定 各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各挡位置的安排，应考虑以下四个方面的要求：2.5.1 整车总布置 根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换挡机构提出要求。比如说是该车是采用发动机前置前驱动还是发动机前置后驱动等等，这些问题都牵连着变速器的设计方案。2.5.2 驾驶员的使用习惯 人们习惯于按挡的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换挡，如下图b和c。值得注意的是倒挡，虽然它是平常换挡序列之外的一个特殊挡位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。例如在四挡变速器中采用的基本序列组合方案有三种，见图2.2。其中b和c是倒挡与序列不结合的方案，即挂挡时，需先换位再挂倒挡。倒挡与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。 按习惯，倒挡最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒挡与一挡放在一起较好。图2-4 根据以上的要求，本次设计的挡位布置方案如图2.5所示：图 2.52.5.3 提高平均传动效率 为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接挡的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的挡位实际成直接挡。2.5.4改善齿轮受载状况 各挡齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低挡齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高挡齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。本次设计传动方案如图2.6所示传动路线：挡：一轴12中间轴1099和11间的同步器二轴输出挡：一轴12中间轴875和7间的同步器二轴输出挡：一轴12中间轴655和7间的同步器二轴输出挡：一轴12中间轴431和3间的同步器二轴输出挡：一轴1和3间的同步器二轴输出R挡：一轴12中间轴121413119和11间的同步器二轴输出 图2.6(注：第一轴后端为齿轮1，第二轴从左往右依次为齿轮3、5、7、9、11，中间轴从左往右依次为齿轮2、4、6、8、10、12，倒挡轴上位齿轮13,14)第3章 变速器的设计与计算3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 挡数 变速器的挡数可在320个挡位范围内变化。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，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，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。 在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比抵挡区相邻挡位之间的传动比比值小。 近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用45个挡或多挡。总质量为3.5t以下的货车采用四挡变速器，总质量在3.510.0t的货车采用五挡变速器，总质量大于10.0t的多采用六挡变速器。特殊用途的车辆可用组合变速器形成更多挡位。所以本次采用的五档变速器。3.1.2.各档传动比的确定与选择 汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： + 式中：最大驱动力；即 = / Error! No bookmark name given. 滚动阻力；即 = 最大上坡阻力。即 =sin 把以上参数代入（3-1）得：=+）/以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：发动机最大扭矩，=450 Nm；变速器一档传动比；主传动器传动比，=5.86；汽车总质量，12000kg；道路滚动阻力系数取0.020；传动系机械效率，取0.90；重力加速度；取=9.8；驱动轮滚动半径，取0.48 m；汽车最大爬坡度为30%，即代入数据计算得 6.979 取=7.31 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常是指直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8。目前在国产汽车中，轿车的传动比变化范围是34，轻型货车的约为56，其它货车的就在7以上。两种变速器传动比变化范围相同时，若邻挡传动比比值小，则挡数多；邻挡传动比比值大，则挡数少，结构简单。但邻挡传动比比值若大于1.8，则换挡困难。 已知=7.31，取五挡为直接挡=1.00，则： = = =1.64q 为几何级数的公比， ，则： =1.000*1.64=1.64 ； =1.64*1.64=2.70 ； =2.70*1.64=4.43 ；3.1.3 中心距A 对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。初选中心矩A时，可根据经验公式计算： （3-1） (汽车设计第四版P90)式中： A变速器中心距（mm）；中心距系数，=8.69.6，取8.6； 变速器一挡传动比；变速器传动效率，取96%；发动机最大扭矩（Nm）。已知=450Nm， =7.31，则126.17mm为了检测方便，中心距A最好取为整数，初取A=126mm。3.2 齿轮参数3.2.1 模数的确定 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是： 1.为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽。 2.为使质量小些，应增加模数，同时减小齿宽。 3.从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应该有不同的模数。 4.对货车，减少质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。 5.变速器抵挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选用另一种模数。变速器用齿轮的范围见表3-1 车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总重量/t1.0V 1.61.6V 2.56.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，见表3-2。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.753.253.53.754.505.50 表3-2 汽车变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T13571987） 初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即 3.56 （3-2） 高挡齿轮K=1 4.77 一挡和倒挡齿轮式中： 为斜齿轮法向模数； 为一挡和倒挡齿轮模数； 发动机最大扭矩；=450Nm 变速器一挡传动比； =7.31 变速器传动效率：取96； 根据上述对经验公式的计算和对表3-1及表3-2的参考，并且货车变速器更应该注重减小质量，因此，齿轮应该选用大些的模数；变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。故本次设计的一挡和倒挡齿轮模数取m=4.5，其它高挡斜齿轮法向模数=4.0。3.2.2压力角的确定 齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于较低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。理论上对于乘用车，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5,15，16，16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮的承载能力，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的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角为20、25、30，但普遍采用30压力角。 因此，本次设计，变速器齿轮采用压力角为20，同步器接合齿压力角为30。3.2.3斜齿轮螺旋角的确定 选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿合重合度增加，工作平稳，噪声低。实验证明：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，抗弯强度急剧下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高抵挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选较大的螺旋角。其中，货车变速器斜齿螺旋角的选择范围为：18 26。初选斜齿轮螺旋角如下:=25, =20, =20, =20.3.2.4齿宽b的确定 在选择齿宽的时，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的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少质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴相力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿轮，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。齿宽可根据齿轮模数 初选：直齿： =,为齿宽系数，取4.58.0斜齿:=，取为6.08.5； 1）直齿 =(4.58.0)4.5=20.2536 (mm) = 26mm, =30mm, =26mm, =30mm =30mm b14=30mm2） 斜齿 b=(6.08.5)4.0=2434（mm） =30mm, =26mm, =30mm, =26mm , =30mm , = 26mm, =26mm, =30mm. 其中上述各表达式中b的下标1、2、3、4、5、6、7、8、9、10、11、12、13代表图2.4中的各个齿轮，如表示齿轮1的齿宽。 图3-13.2.5各档齿轮齿数的确定 1）档齿轮的齿数确定( 1,2=25) 1、直齿=2A/m=2126/4.5=56，圆整取=55由=Z9 + Z10进行大小齿轮齿数分配，为使Z9/Z10的传动比更大些，取Z9=38；Z10=17 2、对中心距A进行修正 A=(m)/2=(3817)4.5/2=123.5mm取A=126mm 3、确定常啮合传动齿轮副的齿数7.3117/38=3.270由A=(+)/2cos25=126mm,+=2Acos25/=2126cos25/4.0=56.10根据上述两式可求出 =13.137 =42.96取Z1=13 Z2=44 4、修正 = （Z9）/（Z10） = 4438/（1713） =7.56=（7.56-7.31）/7.31100%=3.4975（合格） 5、修正螺旋角1,2由(+)/（2cos） 得(+)/（2A） 4.0（1344）/（2126）=25.21 2）档齿轮的齿数确定（ 7,8=20） 1、二档齿轮是斜齿轮，螺旋角 7, 8与常啮合齿轮的不同，因此有Z7/Z8=/ =4.4313/44=1.309而 A=（Z7+Z8）/（27, 8）可得 Z7+Z8 =（27, 8A）/ =（2cos20126）/4.0=59.20求得 Z7=33.56 Z8=25.64圆整后取得 Z7=33 Z8=26 2、修正=（ Z7 ）/（Z8 ） =（4033）/（1926） =4.296=4.296-4.43/4.43100%=3.0285（合格） 3、修正7, 8 7, 8 = ( Z7 +Z8)/（2A） =4.0（3326）/（2126） =20.53取从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：/ =/(+)（1Z7/Z8）=44/（44+13）*（1+33/26）=1.751固有， / =1.257|2.7511.257|=0.4940.5两者相差不大，近似认为轴向力平衡。 3)档齿轮的齿数确定（ 5,6 =20） 1、Z5/Z6=/ =2.7013/44 =0.797而 A=（）/（25,6）可得：Z5 Z6 =(25,6 A）/ =(2cos20126)/4.0= 59.20解上述两个方程式可求出 Z5=26.26 Z6 =32.93圆整后取 Z5=26 Z6 =33 2、修正= Z5 /Z6 =4426/1333 =2.67=（2.70-2.67）/2.70100%=1.234% 5（合格） 3、修正5,6 5,6 ( Z5+ Z6 )/（2A） = 4.0（2633）/（2126） =20.53从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：/ =/(+)（1 Z5 / Z6 ）=1.380/ =1.257/(+)（1 Z5 / Z6 ）= 44/（13+44）*（1+26/33）=1.380 |1.5581.177|=0.1220.5 两者相差不大，近似认为轴向力平衡。 4）、档齿轮的齿数确定（ 3,4 =20） 1、 Z3/ Z4=/ =1.6413/44 =0.480而 A=（ Z3Z4）/（23,4）可得 Z5=(2A）/=(2cos20126)/4.0=59.20解上述两个方程式可求出 Z3= 19.322 Z4=39.88圆整后取 Z3=19 Z4=40 2、修正= Z3/*Z4 =4419/（1340） =1.608 % =（1.64-1.608）/1.64100%=1.97 5（合格） 3、修正3,4 3,4 ( Z3 + Z4 )/（2A） =4.0（1940）/（2126）=20.53从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：/ =/(+)（1 Z3/Z4 )/ =1.257/(+)（1Z3 /Z4 ）=44/（13+44）（1+19/40）=1.138 |1.257-1.138|=0.1190.5 5）倒挡齿轮齿数的确定 一般倒挡传动比和一挡的传动比相近，故初选倒挡传动比 =7.7，而中间轴上倒挡齿轮一般比齿轮略小，则取=15。倒挡齿轮一般在2123之间选择，初选=21，（注，齿轮13和齿轮14是做成一体的两个相同的齿轮），故 34.125，圆整=34可计算出中间轴与倒挡轴的中间距A81mm倒挡轴与第二轴的中心距A=123.75mm校核倒挡传动比=7.67修正后各挡的传动比为： =7.56, =4.296, =2.67, =1.608 =1.00，=7.673.2.6齿轮精度的选择 根据推荐，提高高挡位齿轮的性能，取为6级，为7级。3.2.7 螺旋方向 由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，设计时应力求使中间轴上同时工作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，中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的），而此时第二轴没有轴向力作用。3.2.8齿轮变位系数的选择和计算 采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不同挡位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。 对实际中心距等于已知中心距时，采用高度变位，反之采用角度变位。由于角度变位可获得良好的齿合性能及传动质量,故较多被采用. 变速器齿轮是断续工作的,各挡使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受冲击负荷。使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位系数只要应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。对于常用的高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度,应使所选用的变位系数尽可能取大些,这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小齿轮的弯曲强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能降低两齿合齿轮的相对滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。利用变位系数封闭图分配变位系数是目前较好的一种方法，它比较全面地综合了各种限制条件和各种传动质量指标。使用该图分配变位系数可不必校核是否干涉，根切，齿顶变尖以及重合系数过低等情况。3.2.9变位系数的计算: 通过软件六艺方圆计算出个啮合齿轮副分配系数。 分配变位系数：X1 =0.4 X2 =0.04 X3 =0.25 X4 =0.25 X5 =0.125 X6 =-0.125 X7 =-0.125 X8 =-0.125 X9 =0.325X10 =0.325 X11 =-0.25 X12 =0.125 X13 =