轻型货车变速器设计【毕业论文】【汽车专业】

I 轻型货车变速器设计 摘要 汽车变速器是汽车传动系统的主要组成部分，主要作用是将发动机的矩经过改变后传递给主减速器。改变传动比扩大驱动轮转矩和转速范围，来适应不同的行驶条件。设置空档用来中断动力传递，设置倒档，使汽车能够倒退行驶。 文中阐述轻型 货 车 HD1050 的变速器设计，是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设 原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的中间轴式五档变速器。其中本设计的主要内容是根据已知参数进行各档位传动比的选择确定、齿轮参数的选择、二轴及中间轴的选择计算、轴承的选择等。 文中对变速器的主要参数进行了验证，包括齿轮强度的校核、变速器轴度和刚度的校核、轴承寿命的验算等。计算结果表明整体性能满足要求。 关键词 : 变速器；中间轴；设计；传动比；齿轮 II LGV transmission design Author Tutor Abstract Auto transmission is the main component of the transmission agent, its main effect is to transfer the torque from engine to the primary retarder, and in which process the torque is changed, is to expand the scope and speed to adapt different driving conditions by changing gear ratio. We set up the neutral position to interrupt the power transmission, set up the reverse position, so the vehicle can drive back. This paper elaborates on the transmission design of Light Truck CA1050, Which use the existing production as a design prototype. It have finished an independent design to meet the requirements of the three-axle five positioned transmission, in the condition of given engine output torque and rotate speed.,vehicle maximum speed and highest gradient. In the design, the major content is the choice and determine of every position ratio, the choice of gear parameters, the choice and the calculate of the intermediate axle and the output axle, the choice of bearings, basing on the known parameters. The main parameters of transmission have been checked, including the strength of geares, the transmission shafts strength and stiffness , bearing life. The results show that the whole performance meet the requirement Key words Transmission； Intermediate Axle； Design ；Gear ratio； Gear 目 录 摘要 . I Abstract . II 第 1 章 绪论 . 1 1.1 概述 . 1 1.2 国内外研究状况和发展方向 . 1 第 2 章 传动方案及零部件结构分析 . 4 2.1 变速器的基本设计要求 . 4 2.2 变速器传动机构布置方案 . 4 2.2.1 倒档布置方案 . 4 2.2.2 零部件结构方案分析 . 5 2.3 本章小结 . 8 第 3 章 变速器主要参数的选择与计算 . 9 3.1 挡数的选择 . 9 3.2 传动比的确 定 . 9 3.3 中心距 A的确定 . 11 3.4 外形尺寸的初选 . 11 3.5 齿轮参数选择 . 12 3.5.1 模数 . 12 3.5.2 压力角 . 12 3.5.3 螺旋角 . 13 3.5.4 尺宽 b . 14 3.6 各挡齿轮齿数分配 . 14 3.7 变速器齿轮的变位 . 19 3.8 本章小结 . 20 第 4 章 齿轮与轴的设计计算 . 21 4.1 齿轮设计与计算 . 21 4.1.1 齿轮材料的 选择原则 . 21 4.1.2 各轴的转矩计算 . 21 4.1.3 齿轮强度计算 . 22 4.2 轴的设计与计算 . 27 4.2.1 轴的工艺要求 . 28 4.2.2 初选轴的直径 . 28 4.2.3 轴最小直径的确定 . 29 4.2.4 轴的强度计算 . 30 4.3 轴承的选择与校核 . 33 4.3.1 一轴轴承的选择与校核 . 33 4.3.2 中间轴轴承的选择与校核 . 35 4.4 本章小结 . 36 第 5 章 变速器同步器及操纵机构的选择 . 37 5.1 同步器 . 37 5.1.1 同步器工作原理 . 37 5.1.2 惯性同步器 . 37 5.2 操纵机构的选择 . 39 5.2.1 概述 . 39 5.2.2 典型操纵换档机构 . 40 5.3 变速器壳体的设计 . 41 5.4 本章小结 . 42 结 论 . 43 致 谢 . 44 参考文献 . 45 1 第 1 章 绪论 1.1 概述 轻型货车主要从事城市市区或农村间中短途距离运输的交通工具，具有机动灵活、快捷方便的优势，特别是在运输吨位不大且距离又比较近时，轻型货车便发挥出巨大优势。近几年来随着我国城市规模的不断扩大，城市市区间越来越需要轻型货车。变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，是汽车的重要部件之一。 本设计是依据现有生产 企业在生产车型的变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的中间轴式五档变速器。其中本设计的重点部分是档位传动比的选择及计算依据、齿轮参数的选择计算及校核、二轴及中间轴的强度校核等。 通过查阅图书馆电子资源和馆藏图书，了解变速器研究领域的最新发展动向；阅读关于变速器设计方面的书籍，学习变速器设计的过程、步骤、方法和经验教训，解决设计过程中遇到的自己不能解决的问题；去实验室动手拆装此类型的变速器，了解变速器的结构与工作原理进行变速器的设计和计算 。 此次轻型货车的变速器设计将基本满足轻型货车的使用要求，通过对变速器的分析、方案选择、设计计算和整理，能达到了预期的效果，完成此次毕业设计。毕业设计是对自己大学四年所学知识进行系统的综合运用，通过此次设计，了解了变速器设计的基本过程和在设计过程中应该注意的问题，学会了设计的过程和方法。 1.2 国内外研究状况和发展方向 变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。 21 世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重 要领域 1 ，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向 2 发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。 21 世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。 根据 前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。 根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。目前自动变速器得到广泛的应用。 变速器技术的发展动向如下： （ 1）节能与环境保护。变速器的节能与环境保护既包括传动系本身的节能与环境保护，也包括发动机 的节能与保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行； （ 2）应用新型材料。材料科学与技术是 21 世纪重点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高。 （ 3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向； （ 4）智能化、集成化。变速器 智能化、集成化是信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作 3 在最佳状态。将变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上 2 。这样的汽车可以依据驾车者的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。变速器的发展使汽车好像有了人的智慧它根据外界路面的变 化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。 随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车自动变速器会越来越多的得到使用。 4 第 2 章 传动方案及零部件结构分析 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。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。变速器设有空档，可在发动机起动、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮工作。 2.1 变速器的基本设计要求 变速器在汽车底盘中具有很重要的作用，它 的好坏直接决定汽车的使用寿命和经济性，因此变速器的设计必须满足以下要求： （ 1）保证汽车有必要的动力性和经济性； （ 2）设置空档，用来切断发动机的动力传输； （ 3）设置倒档，使汽车能倒退行驶； （ 4）设置动力输出装置； （ 5）换档迅速、省力、方便； （ 6）工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生； （ 7）变速器应有高的工作效率； （ 8）变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 2.2 变速器传动机构布置方案 2.2.1 倒档布置方案 图 2.1 为常见的倒档布置方案。图 2.1b 方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图 2.1c 方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图 2.1d 方案对 2.1c 的缺点做了修改。图 2.1e 所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其 5 齿宽加长。图 2.1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，档换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒档传动采用图 2.1g 所示方案。缺点是一、倒档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。 本 设计结合实际车型，在给定的任务书中已经确定是中间轴式变速器，全部齿轮为常啮合齿轮，所以综合考虑，本身设计选择图 2.1（ b）形式进行设计 。 图 2.1 倒档布置方案 2.2.2 零部件结构方案分析 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 3 。直齿圆柱齿轮仅用于一档和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计倒挡选用直齿轮，其他挡选用斜齿 轮。 2、换挡机构 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。 采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。 常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些 6 要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。 使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全 性。同上述两种换挡方法比较，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。利用同步器或啮合套换挡，其换档行程要比滑动齿轮换挡行程小。 通过比较本设计所有挡选用同步器换档。 3、典型的操纵机构及其互锁装置 图 2.5 为典型的操纵机构图 定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。 互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速叉轴互被锁住，下面介绍几种常见的机构： （ 1）互锁销式 图 2.7 是汽车上 用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。 图 2.6， a 为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图 2.6， b,c,d 为某一叉轴在工作位置，而其他叉轴被锁住。 7 图 2.6 互锁销式工作原理 （ 2）摆动锁块式 图 2.7 为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分 A 档住其他两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 （ 3）转动钳口式 图 2.9 为与上述锁块机构原理相似 的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕 A 轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。上海 SH-130 型载重汽车的变速器互锁机构就采用这种型式。 图 2.7 摆动锁块式互锁机构 图 2.8 转动钳口式互锁机构 上述操纵机构用于长头驾驶室时期车上，为操纵杆由驾驶一室底板伸出的直接操纵机构。 对于平头驾驶室汽车，轻型载重汽车或小客车所采用的远距离操纵机构（操纵杆在方向盘下），要加上一套联动机构。这种机构应 有足够的刚性，并保证各连接件在灵活转动情况下，其间隙不能过大，否则会使换档手感不明显。 8 为改善操纵轻便性，在小客车或重型载重汽车上的采用电磁、电力和液力控制，因其结构复杂并需要气源或液压源，在载重汽车上一般很少采用。 本次设计采用互锁销式互锁装置。 4、变速器轴承的选择 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等。 第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承 4 。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。 滚针轴承、滑动轴承套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。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 本设计中间轴选用圆锥滚子轴承，二轴左端采用滚针轴承，二轴右侧用圆锥滚子轴承，一轴用球轴承。 2.3 本章小结 本章主要 是对变速器传动方案进行选取和分析，选择中间轴式变速器为设计对象并且对零部件的结构进行分析和选取，选择合适的齿轮形式、换档机构和轴承进行变速器的设计。本章主要是从总体上进行变速器传动方案及零部件结构分析确定。 9 第 3 章 变速器主要参数的选择与计算 本次设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的CA1051K26L4 整车主要技术参数如表 3.1 所示。 表 3.1 CA1051K26L4 整车主要技术参数 发动机最大功率 88kw 车轮型号 7.50-R16 发动机最大转矩 300N.m 主减速器传动 比 5.43 最大转矩时转速 2100r/min 最高车速 90km/h 总质量 5000kg 后轴载荷 3255kg 3.1 挡数的选择 增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。 在最低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减小，使换档工作容易进行。 档数选择的要求： （ 1）相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下； （ 2）高档区相邻档 位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 目前，轿车一般用 4 5 个档位变速器，货车变速器采用 4 5 个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车 5 。 传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在 3 4 之间，轻型货车在 5 6 之间，其它货车则更大。 文中设计结合实际，变速器选用 5 档变速器，最高档传动比为 1。 3.2 传动比的确定 速器的传 动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。 10 1、最低档传动比计算 一档传动比应该满足最大驱动力能够克服汽车轮胎与路面的滚动阻力及最大爬坡阻力， m ax0m ax mgriiTrtge （ 3.1） terg iT rmgi 0maxmax1 （ 3.2） 式中： 最大转矩 ， mmNTe .103 0 0 3m ax 车轮半径 ,由已知轮胎规格 R16（ 8 级）可知道为 320.47mm； 主减速器传动比， 43.50 i 传 动系传动效率 893.0%98%96%95 t mg 汽车重力， mg=5455 9.8； 代入公式（ 3.2）得到 ： 83.043.510300 47.3203.08.95455 3 gi=3.103 根据车轮与路面的附着条件则 ： 201ma x GriiTrtge （ 3.3） Terg iT Gi 0max21 （ 3.4） 在 0,50.6 之间取 0.55， 2G =31899N 代入式（ 3.3）得到 ：83.043.510300 47.32055.03 1 8 9 9 31 gi=4.5298 所以 5298.4103.31 gi 由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比取 4.2。 2、 其他各挡传动比初选 各档传动比为等比分配 6 ， 则： qiiiiiiii 54433221 43.12.44451 iiq 11 43.1,05.2,93.2432 iii 3.3 中心距 A 的确定 由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式（ 3.5）计算 7 。 3 1m ax geA iTKA （ 3.5） 式中 ： A 变速器中心距（ mm）； AK 中心距系数， AK =8.6-9.6； maxeT 发动机最大转距 =300（ N.m） ； 1i 变速器一档传动比为 4.2； g 变速器传动效率，取 96%。 将各参数代入式（ 3.4）得到 ： A （ 8.69.6） 3 96.02.4300 =（ 8.69.6） 10.7=92.02102.7mm 货车的变速器中心距在 92 102.7mm范围内变化，初取 A=96mm。 3.4 外形尺寸的初选 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。 影响变速器的壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 变速器壳体的轴向尺寸可参考表 3.2 数据选用： 12 表 3.2 变速器壳体的轴向尺寸 四档 （ 2.2 2.7） A 五档 （ 2.7 3.0） A 六档 （ 3.2 3.5） A 为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为 2.9=278.4mm。 3.5 齿轮参数选择 3.5.1 模数 齿轮模数选取的一般原则： （ 1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； （ 2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； （ 3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数； （ 4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因 此模数应选得小些。 对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数范围大致表 3.3： 表 3.3 变速器齿轮 的法向 模数 微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车 2.25 2.75 2.75 3.00 3.5 4.5 4.5 6.0 选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表 3.4 为国标GB/T1357 1987，可参考表 3.4 进行变速器模数的选择。 表 3.4 变速器常用的齿轮模数 第一系列 1 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 第二系列 1.75 2.25 2.75 （ 3.25） 3.5 表中数据摘自（ GB/T1357 1987） 综合考虑文中设计由于是轻型车，变速器倒档模数取 3.5mm；其他各档为3.0mm。 3.5.2 压力角 13 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选 用 22.5或 25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30压力角。 本变速器是采取了重要轻型汽车变速器的新技术主要内容是，在保证齿轮的强度要求之下，尽量将模数减小。这样就明显提高了齿轮的重合度，从而减小了冲击载荷和噪声。 3.5.3 螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低 8 。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 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，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档位齿轮的接触强度来着眼，应当选用较大的螺旋角值。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图 3.1 所示： 图 3.1 中间轴轴向力的平衡 14 欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满 足下述条件： 111 tan na FF （ 3.6） 222 tanAa FF （ 3.7） 为使两轴向力平衡，必须满足： 2121tantan rr （ 3.8） 式中 ： 21 aa FF 作用在中间轴承齿轮 1、 2 上的轴向力； 21 nn FF 作用在中间轴上齿轮 1、 2 上的圆周力； 21rr 齿轮 1、 2 的节圆半径； T 中间轴传递的转矩。 货车变速器的螺旋角为： 18 26，一档齿轮的螺旋角取下限 3.5.4 尺宽 b 齿宽对变速器的轴向尺寸、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。 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。 选用 较大的齿宽，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并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数 m（nm）的大小来选定齿宽 b,nc mkb 式中： ck 齿宽系数，斜齿为 6.0 8.5。 3.6 各挡齿轮齿数分配 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。变速器的传动及各部件如图 3.2 所示： 15 图 3.2 CA10501K26L4 变速器传动示意图 1 一轴常啮合齿轮 2 中间轴常啮合齿轮 3 第二轴四挡齿轮 4 中间轴四挡齿轮 5 第二轴三挡齿轮 6 中间轴三挡齿轮 7 第二轴二挡齿轮 8 中间轴二挡齿轮 9 第二轴一挡齿轮 10 中间轴一挡齿轮 11 第二轴倒挡齿轮 12 中间轴倒挡齿轮 13 惰轮 1、最低档传动比计算 一档传动比为： 2.4101921 zz zzi g 如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和hz， hz 一档齿数和，直齿mAzh 2 斜齿 nh mAz 2 （ 3.9） 中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车 10z 可在 12 17 16 之间选取，本设计取10z=16，初选 2312 ， 0.3nm， 代入公式（ 3.6）得到： 43.580.3 13.9623c o s2 hz 取整得 58，则 4216589 z。 2、对中心距 A 进行修正 因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距 A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据 9 。 cos2 hnzmA （ 3.10） 将各已知条件代入式（ 3.10）得到： 13.9623c o s2 583 A mm， 取整为 96mm。 3、常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 101921 zz zzig （ 3.11） 而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即 ： 2121cos2 )(zzmA n （ 3.12） 已知各参数如下 ： 96,16,42,23,3 109109 Azzm n 代入式 （ 3.12） 得到 ： 13.231 z 取整 ： 37,23 21 zz ， 19.416372342102191 zzzzi g 4、二档齿数的确定 已知 ： 93.2,96,32 gn iAm 17 由式子 ： 18272 zzzzig （ 3.13） 21287 zzizz g （ 3.14） 8787cos2 )( zzmA n （ 3.15） 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： )1(ta nta n8782212 zzzz z （ 3.16） 联解上述（ 3.13），（ 3.14），（ 3.15）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下： 21,39,36.208787 zz， 89.22139233787122 zzzzi g 5、三档齿数的确定 已知： 05.2,96,3 3 gn iAm 由式子 21365 zzizz g （ 3.17） 8765cos2 )( zzmA n （ 3.18） )1(t a nt a n 6562 212 zzzz z （ 3.19） 联解上式（ 3.17），（ 3.18），（ 3.19）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得： 26,34,36.206565 zz 103.22634233765123 zzzzi g 6、 四档齿数的确定 已知： 18 43.1,96,3 4 gn iAm 由式子 21443 zzizz g （ 3.20） 4343cos2 )( zzmA n （ 3.21） )1(ta nta n 4342 212 zzzz z （ 3.22） 联解上述（ 3.20），（ 3.21），（ 3.22）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得： 322836.204343zz 408.13228233743124 zzzzi g 7、 倒档齿数的确定 5.3m 初选 2213z （ 22-23）之间， 12z 小于10z取为 14， 09.4Ri 中间轴与倒档轴之间的距离的确定 ： 63)2214(5.321)(21 1312 zzmA n 取整 63mm。 为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮 11 和齿轮顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙。则齿轮 11 的齿顶圆直径 De11 为： ADeDe 2125.02 11 De11=129.92mm Z11=35.12 取整为 Z11=35 二轴与倒档轴之间的距离确定 ： 75.99)2235(5.321)(21 1311 zzmA n mm 取整 100mm。 19 3.7 变速器齿轮的变位 采用变位齿轮的原因： （ 1）配凑中心距； （ 2）提高齿轮的强度和使用寿命； （ 3）降低齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有 两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多 10 。 变位系数的选择原则： （ 1）对于高档齿轮，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； （ 2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，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； （ 3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。 1、一档齿轮的变位 已知条件： 96 a ， 5.1012 5.3)1642( a 由计算公式nt maay ，Htz zyy 2 代入得到： 0629.05025714.125714.15.35.10196Htzntzyymaay 查机械设计手册齿轮变位系数表得到 ： 20 31.021.1109 zzxx 1、 其余齿轮的变位，计算过程同上，计算结果见表 3.5 表 3.5 变速器各齿轮的变位系数 常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮 倒档齿轮 变位系数 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 11Z 12Z 13Z 0.1 0.13 0.023 0.009 0.021 0.011 -0.103 -0.083 0.046 0.309 -0.22 3.8 本章小结 本章主要是对变速器齿轮各参数进行选取，包括模数、压力角、螺旋角、齿宽等。在选定合适的参数条件下进行变速器齿轮齿数的设计计算，计算出常啮合齿轮的齿数、中心距、各前进档的齿轮齿数及倒档齿数等，使其达到本次设计的设计要求。对变速器齿轮进行变位计算以便为下一步的变速器齿轮强度校核提供数据。 21 第 4 章 齿轮与轴的设计计算 4.1 齿轮设计与计算 变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。 4.1.1 齿轮材料的选择原则 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对 如对硬度 350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 30 50HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料 。 3、考虑加工、工艺及热处理工艺 常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一 直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用 20GrMnTi 材料渗碳后淬火，硬度为 5862HRC 12 。大齿轮用 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 48 55HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20GrMNTi 渗碳后淬火，硬度为 56 62HRC，大齿轮 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 46 55HRC；其余各档小齿轮均采用 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 4855HRC，大齿轮用 45 钢调质后表面淬火，硬度为 40 50HRC。 4.1.2 各轴的转矩计算 一轴转距 mTTe N2.12856.908.90300m ax1 轴承离合 中间轴转矩 mNiTT 92.435233798.096.012.285121 齿轮轴承中 22 二轴各档转距： 一档齿轮 53.108712 TNm； 二档齿轮 41.76912 TNm； 三档齿轮 77.54132 TNm； 四档齿轮 51.36242 TNm； 倒档轴： mNiT 46.644142298.096.092.435T 1312齿轮轴承中倒 二轴倒档齿轮： mNiT 37.984223598.096.046.644T 1211齿轮轴承倒倒挡二轴 4.1.3 齿轮强度计算 1、 斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 btyKKFIw （ 4.1） 式中： IF 圆周力（ N），dTF g21 ； gT 计算载荷（ N mm）； 节圆直径（ mm）cos zmd n； nm 法向模数（ mm） ； 为斜齿轮螺旋角 )( ； K 应力集中系数， 50.1K； b 齿面宽（ mm）； t 法向齿距，nmt ； y 齿形系数，可按当量齿数3coszz n 在齿形系数图（图 4.1）中查得； K 重合度影响系数， 0.2K 23 将上述有关参数代入 （ 4.1） ，整理得到 ： KyKzmKTcngw3c o s2 （ 4.2） 图 4.1 齿型系数图 当计算载荷gT取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxeT时，倒档直齿轮许用弯曲应力在 400 850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对货车为 100 200MPa 13 。 （ 1） 一档齿轮弯曲强度校核 已知参数： 7,3 cn Km 815.0,16,42 109 zz 24.2821 T Nm, 84.283中T Nm 查齿形系数图 4.1 得 ：186.0195.0109 yy ； 代入公式（ 4.2）得： 39.194195.0275.31614.3 5.11012.2852 3 31 w MPa 75.209186.0275.34214.3 5.11012.2852 3 32 w MPa 对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于 250Mpa， 1w ， 2w 均小于 250Mpa，所以满足 设计要求。 24 （ 2） 常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核 常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果见表 4.1： 表 4.1 各档齿轮的弯曲强度校核 常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 弯曲应力 MPa 218.58 198.71 232.1 233.48 221.90 222.00 228.19 230.00 各齿轮的弯曲应力均小于 250MPa，所以满足设计要求。 2、倒档齿轮轮齿弯曲强度计算 yzKmKKTcfgw32 （ 4.3） 式中 ： w 弯曲应力； K 应力集中系数，为 1.5； gT 计算载荷（ Nmm）； d 节圆直径（ mm）； fK 摩擦力影响系数，主动齿轮为 1.1，从动齿轮为 0.9； b 齿宽（ mm）； t 端面齿数（ mm）， mt ， m 为模数； y 齿形系数； 查齿形系数图 4.1 得 ： 18.012 y ； 代入公式 （ 4.3） 得： 48.68518.08225.314.3 65.11.137.9852 311 w MPa 当计算载荷gT取作用在变速器第一轴上的最大转距时，倒档直齿轮的许用弯曲应力在 400-850 之间， 11w 在许用范围内，所以满足设计要求。 3、斜齿齿轮轮齿接触应力 25 )11(418.0bzj bFE （ 4.4） 式中 ： j 轮齿接触应力（ MPa）； F 齿面上的法向力（ N），)cos(cos 1 FF ； F1 圆周力（ N）， dTF g21 ； gT 计算载荷（ Nmm）； d 节圆直径（ mm）； 节点处压力角； 齿轮螺旋角； E 齿轮材料的弹性模量 5101.2 （ MPa）； b 齿轮接触的实际宽度（ mm）； bz , 主从动齿轮节点处的曲率半径（ mm ）， 直 齿 轮 s in,s in bbzz rr ，斜齿轮 22 c o s)s in(,c o s)s in( bbzz rr ； zr br 主从动齿轮节圆半径（ mm）。 将作用在变速器第一轴上的载荷 2maxeT 作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见下表 4.2 14 ： 表 4.2 变速器的许用接触应力 齿轮 jMPa 渗碳齿轮 液体渗氮共渗齿轮 一档和倒档 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高档 1300 1400 650 700 （ 1） 一档齿轮接触应力校核 已知条件： 7,3,17 cn Km ， 16,42 109 zz 26 2.410300 39 gT Nmm, 164210300 310 gT Nmm c o s2c o s2zmTdTFngg 86.2091217c o s420.3 2.4103002 310 F N, 48.3 4 3 1 117c o s160.3 1642103002 39 F N 09.2623c o s 37c o s nc mKb mm 358.2423c o s217s i n420.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n439.1023c o s217s i n160.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n331723332923zmdrzmdrnbbnzz 13685.0358.24 1439.10 111 bz 将已知数据代入公式（ 4.4）得： )(74.122413685.009.262101.248.34311418.0)11(418.059MP abFEbzj )(5.121413685.009.262101.286.20912418.0)11(418.0510MP abFEbzj 9j，10j均小于 1900 MPa，所以满足设计要求。 （ 2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核 常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表 4.3： 表 4.3 各齿轮的接触应力 常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 27 各齿轮的接触应力均小于 1300 1400 MPa，所以满足设计要求。 4、直齿倒档齿轮接触应力校核 已知条件： 14,7,17,5.3 12 zKm c 92.435中T Nm 将已知数据代入公式（ 4.4）得到： 207.1860517c o s145.3 92.4352c o s2c o s21212 mz Tmz TF g 中N 22.1183917c o s225.3 92.4352c o s2c o s21313 mz Tmz TF g 中N 43.2 1 5 1 117c o s355.3 2.4103002c o s2c o s2 3111111 mzTmzTF gg N 5.245.37 mKb c1266.005063.007594.0752.191168.1311119524.007594.01193.0168.131379.8111752.1917s i n2355.317s i n2s i n2168.1317s i n2225.317s i n2s i n2379.817s i n2145.317s i n2s i n222111121312121bzbzbbzzmzdmzdmzd 99.156119524.0242 101.2207.18605418.0)11(418.0 513 bzj bFEMPa72.12571266.0242 101.222.1 1 8 3 9418.0)11(418.0 513 bzj bFEMPa99.156119524.0242 101.243.21511418.0)11(418.0 511 bzj bFEMPa 12j，13j，11j均小于 1900 MPa，所以满足设计要求。 4.2 轴的设计与计算 接触应力（ MPa） 894.05 894.05 1073.67 1072.13 983.55 999.785 915.157 922.77 28 变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度 15 。因为刚度不足轴会产 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。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。 4.2.1 轴的工艺要求 第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在 HRC58 63，表面光粗糙度不能过低。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺 简单，阶梯应尽可能少。 本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴 ,材料与齿轮一样为 20CrMnTi。 4.2.2 初选轴的直径 在已知中间轴式变速器中心距 A时，第二轴和中间轴中部直径 d为 0.45A，轴的最大直径 d 和支承间距离 l 的比值：对中间轴， 18.016.0 ld 对第二轴，21.018.0 ld 。第一轴花键部分直径 d可按下式初选： 3maxeTKd （ 4.5） 式中 ： K 经验系数 K=4.0-4.6； maxeT 发动机最大转距（ N mm）。 第二轴和中间轴中部直径 Ad 45.0 =0.45 2.4396 mm l 的取值： 中间轴长度初选： 18.016.0 ld 2 7 02 4 018.016.0 2.43 l mm 260l mm 29 第二轴长度初选： 21.018.0 ld 24071.20521.018.0 dl mm 240l mm 第一轴长度初选： 774.3078.2669.6)6.40.4(3006.40.4 33 m a x eTKd mm 27d mm 18.016.0 ld mm 75.16815018.016.0 dl mm l 取 160mm。 4.2.3 轴最小直径的确定 按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算 16 ，对实心轴，其强度条件为： 2.0109 5 5 033 d nPWTT （ 4.6） T 轴传递的转矩 N mm， T =300N m； TW 轴的抗扭截面模量 (mm3)； P 轴传递的功率（ kw）， P =88kw； n 轴的转速 )min(r ， n =3600 )min(r ； 轴的许用扭转剪应力（ MPa），见 4.3 表： 30 表 4.3 轴常用集中材料的 及 A 值 轴的材料 Q235-A， 20 Q237， 35 （ 1C,18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi /MPa 15-25 20-35 25-45 35-55 A 149-126 135-112 126-103 112-97 由式 4.5 得 到轴直径的计算公式： 33332.0109550nPAnPd （ 4.7） 对中间轴为合金钢 CrMnTi20 则 A查表得为 100； P为 88kw；。 代入式（ 4.7）得 mmd 36.34 取为 35mm。 二轴为 CrMnTi20 查表得为 110； P 为 88kw；代入式（ 4.6）得 mm 取为 45mm。 4.2.4 轴的强度计算 轴的受力如图 4.2 所示： 图 4.2 变速器受力图 1、 轴的挠度验算 轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的 位置如图 4-3 31 所示时，若轴在垂直面内挠度为cf，在水平面内挠度为sf和转角为，可分别用下式计算： EILbaFf c 3221 （ 4.8） EILbaFf s 3222 （ 4.9） EIL ababF 31 （ 4.10） 式中 ： 1F 齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）； 2F 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N）； E 弹性模量（ MPa）， E =2.1105 MPa； I 惯性矩（ mm4），对于实心轴， 644dI ； d 轴的直径（ mm），花键处按平均直径计算； a 、 b 为齿轮上的作用 力距支座 A、 B 的距离（ mm）； L 支座间的距离（ mm）。 轴的全挠 度为 mmfffsc 2.022 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 cf=0.05 0.10mm， sf=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad 18 。 与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的 齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承装在轴上，这就能增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。 第二轴轴上受力分析如图 4.5 所示。 32 图 4.5 变速器的挠度和转角 （ 1） 变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析如图 4.5 所示。 52.6863160.323c o s103002c o s22 31111 zmTd TFngt N 42.277923c o s 17t a n52.6863c o st a n11 ntr FFN 56.334723t a n52.6863t a n11 ta FFN 中间轴轴上受力分析如图 4.5 所示 。 52.6863420.3164223c o s103002c o s22 32222 zmTdTFngtN 42.2779co st a n 122 rntr FFF N 56.3347ta n 122 ata FFF N 58.15908160.323c o s16421030022 3333 dTFtN 59.608823c o s 17t a n58.15908c o st a n33 ntr FF N 01.516923t a n58.15908t a n33 ta FF N 27.1590837350.3 2337164223c o s103002c o s22 34444 zmTdTFngtN 82.6088co st a n 344 rntr FFF N 24.5139ta n 344 ata FFF N 二轴轴刚度校核： 将各已知参数代入公式 （ 4.8） 得到： LdE baFE I L baFf rrc 42242243 643 85.60884 rF N, 189a mm, 97b mm, 286L mm, 50d mm 10.005.0037.02865014.3101.23 649718985.6088 45 22 cc ff 各已知参数代入公式（ 4.9），（ 4.10）得到： 33 09678.02865014.3101.23 649718972.159093 643 45 224224224 LdE baFE I L baFf tts 15.01.009678.0 sf mm 2.01036.00 9 6 7 8.0037.0 2222 sc fff mm 002.00 0 0 0 0 2 9 0 4.02865014.3101.23 64)97189(9718985.60883 )( 454 EI L ababF r rad 所以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。 同理：变速器在一档时中间轴符合刚度要求 变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。 变速器在二档时中间轴符合刚度要求。 变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。 变速器在三档时中间轴符合刚度要求。 变速器二轴在四档工作时满足刚度要求。 4.3 轴承的选择与校核 轴承的使用寿命 可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车 30万公里，货车和大客车 25 万公里。 amvSL ，式子中 1106.06.0 m a x aam vv ， 37881106.0 1025 4 L h 4.3.1 一轴轴承的选择与校核 （ 1）初选轴承型号根据轴承处直径选择 6208 型号轴承 15 ，查得： 5.29rC KN， 18orC KN （ 2） 计算轴承当量动载荷 P 当变速器在一档工作时轴承受到的力分别为： 42.27791 rF N， 56.33471 aF N， 23.3278BC N， 1 8 5.01 8 0 0 0 56.3 3 4 7 oraCF 查机械原理与设计得到 36.0e ， eFFra 55.0 ，查机械原理与设计得到 21.1y ， 56.0x ， 当量动载荷计算 )(arp yFxFfP （ 4.12） 34 将各已知参数代入式 （ 4.12）： )( arp yFxFfP pf在 1.2 到 1.8 之间取，取pf为 1.3， 9 6 7 5 3 6 7)56.334721.165.605756.0(3.1 p 轴承寿命计算公式为： )(60106PCnL h （ 4.13） 将个已知参数代入式 （ 4.13） 得到： 14.326)67.9675 105.29(210060 10)(6010 310366 PCnL h h 对于汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万公里，货车和大客车 25 万公里。 amvSL ，式子中 1106.06.0 max aam vv ， 37881106.0 1025 4 L h 17 。 如表 4.14 所示，变速器各档位相对工作使用率为： 表 4.14 五档变速器各档位相对工作使用率 车型 档 位 数 最高档 传动比 gif/% 变速器档位 货车 5 1 1 3 5 16 75 5 1 1 3 12 64 20 ,88.37%1378814.326 h 所以所选轴承满足设计要求。 当变速器在四档工作时轴承受到的力分别为： 65.6057rF N， 56.3347aF N 185.01018 56.3 3 4 7 30raCF 查机械原理与设计得到 36.0e ， eFFba 55.0，查表机械原理 与设计得到 21.1,56.0 yx 当量动载荷计算代入式（ 4.12）： )( arp yFxFfP 35 pf在 1.2 到 1.8 之间取，取pf为 1.3， 58.7 4 8 8)56.3 3 4 721.183.3 0 4 956.0(3.1 p 将个已知参数代入式（ 4.13）得到： hPCnL h 366.766)58.7488 105.29(210060 10)(6010 310366 对于汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万公里，货车和大客车 25 万公里。本设计为货车，amvsL ，式子中 1106.06.0 amam vv ， 37881106.0 1025 4 L h。 %163 7 8 8366.766 =606.08 所以轴承符合 要求。 4.3.2 中间轴轴承的选择与校核 （ 1） 初选轴承型号根据中间轴装轴承处轴直径选择 32207 型号轴承，查得 5.89orC KN， 5.70rC KN， 37.0e ， 6.1Y 轴承受力为 ： 37.31182 rF N， 42.27791 rF N， 79.5 8 9 737.3 1 1 842.2 7 7 9 rF N， 08.13248.320956.3341 AF N 轴承内部轴向力为： 49.9746.12 37.31182 22 YFS r N， 56.8686.12 42.2 7 7 92 11 YFS r N， 假设左侧为 1，右侧为 2， 65.1 0 0 009.13256.8681 AFS N， 49.9742 S N， 21 SFS A 所以： 56.86811 SF a N， 65.100008.13256.86812 Aa FSF N 左侧 6.179.589756.8681 eFFra ，则 01yx 代入式 （ 4.12） 得： )( arp yFxFfP pf在 1.2 到 1.8 之间取，取pf为 1.3， 127.7 6 6 779.5 8 9 713.1 p 代入式 （ 4.13） 得到： 36 2 7 0 0 0 0)127.7667 102.75(462221006010)(6010 310366 PCnL hh 00163 7 8 82 7 0 0 0 0 h =606.08 所以满足使用要求。 同理：中间轴右侧和二轴轴承同样 满足使用要求。 4.4 本章小结 本章主要是对变速器的齿轮和轴进行材料的选择。据不同档位，不同扭矩的条件下进行齿轮的接触强度和弯曲强度的校核，以及各轴在不同扭矩作用下刚度和强度的校核，次还对各轴的轴承进行了选取和寿命计算，使齿轮，轴和轴承满足使用要求。本章设计是变速器设计环节中计算量最大的一部分，涉及到许多的专业基础知识，而且变速器的能不能满足许用要求也必修进行强度校核这一关键步骤。 37 第 5 章 变速器同步器及操纵机构的选择 5.1 同步器 同步器是变速器换档机构的主要部件，能保证汽车稳定换档，防止齿轮的 撞击损坏。同步器有常压式、惯性式和增力式三种。现在得到最广泛的是惯性式同步器。 5.1.1 同步器工作原理 目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。 同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。 惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而 能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。 按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。本设计考虑到所设计的为轻型货车选用锁环式同步器作为设计对象 22 。 5.1.2 惯性同步器 惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。 按结构分，惯 性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。 本设计选择锁环式同步器。 38 1、锁环式同步器结构 如图 5-1 所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环 4或 7 和齿轮 1 或 9 凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环 4 或 7 上的齿和做在啮合套 10 上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中 ，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿。 2、 锁环式同步器工作原理 换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差 w ，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图 5-2a），使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图 5-2b），完成同步换档。 锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩 容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。 39 4、 7 锁环 ； 3、 8 接合齿圈； 2 滚针轴承； 6 滑块 ； 5 弹簧圈 ； 1、 9 齿轮 ； 10 啮合套座 ； 11 啮合套 图 5.1 锁环式同步器 a)同步器锁止位置 b)同步器换档位置 1 锁环 ； 2 啮合套 ； 3 啮合套上的接合齿 ； 4 滑快 图 5.2 锁环式同步器工作原理 5.2 操纵机构的选择 5.2.1 概述 根据汽车使用条件，驾驶员 需要利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。 变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换档十只能挂入一个档位，换 40 档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。 变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。 变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。 用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变 速器。 5.2.2 典型操纵换档机构 1、直接操纵式手动换档变速器 当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。 2、远距离操纵手动换档变速器 平头