【毕业论文】皮卡车变速器设计【2014年汽车机械专业答辩资料】

哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -I- 摘要 本课题是取材于汽车中比较实用的皮卡汽车，皮卡车在载货或在雨、雪路面上行驶时，动力强劲，越野性能出色。它既有轿车的操控性、舒适性，同时也有载货车的通过性和载货能力。目前，大部分驾校都使用皮卡作为教练车，教练车一般都有两套操纵机构，除常用的 5+1 档位外，还设有快慢档位，即学员练车使用低速范围的 5+1 档位，教练则使用高速的 5+1 档位。为了实现这种功能可以通过安装分动器、主减速器高低传动比变换和采用组合式变速器来实现。此设计通过采用组合式变速器来实现皮卡车高低档位的变换，同时也改善了汽车的动力性和燃油 经济性。 本设计根据给定皮卡车的车型参数，来设计皮卡车组合式变速系统，通过对组合式变速器的组合布置形式的分析和相关计算，尽量满足皮卡教练车对变速器的要求，包括各档位组合方案的确定、传动比的选择、齿轮参数的选择、二轴及中间轴的选择计算、轴承的选择等。 关键词 组合式变速器；中间轴；锁环式同步器；齿轮；传动比 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -II- Abstract This issue is taken from the car in comparison practical pickup truck, pickup in Laden or in rain, snow on roads, powerful, and excellent off-road performance.It has both a cars handling, comfort, and also the adoption of a truck and cargo capacity.At present, most of the driver card using the skin, as on generally packaged on transmission, in order to provide safe and comfortable driving learning conditions, Deputy transmission consists of two stalls (high-speed rail and low-speed gear).In short, in order to meet consumers pica various performance requirements, the performance requirements of the transmission is also higher. This subject according to given parameters pickup models to design pickup combined transmission system, through a combination of a combined transmission layout analysis and related terms, try to meet the Pickup on demand for transmission, including the combination of various stalls plan for, select, gear transmission ratio of the choice of parameters, the second axis and the selection and calculation of intermediate shaft, bearing selection, etc. Key words modular transmissionin；termediate shaft；lock ring Synchronizer； gear；transmission ratio 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -III- 目录 摘要 I Abstract II 目录 III 第 1 章 绪论 1 1.1 概述 1 1.2 汽车变速器的类型 2 1.2.1 手动变速器（ MT） 2 1.2.2 自动变速器（ AT） 3 1.2.3 手动 /自动变速器（ AMT） 3 1.2.4 无级变速器 4 第 2 章 变速器结构方案的确定 5 2.1 变速器传动形式的选择 5 2.1.1 两轴式变速器 5 2.1.2 三轴式变速器 6 2.2 变速器传动机构布置方案 7 2.3 多档变速器的组合方案 8 2.3.1 倍档组合式机械变速器 8 2.3.2 半档组合式变速器 9 2.3.3 组合式多档变速器传动比的搭配方式 11 2.4 倒档传动方案 11 2.5 变速器主要零件结构的方案分析 12 2.5.1 齿轮型式 13 2.5.2 换档结构形式 13 2.5.3 变速器轴承的选择 14 本章小结 15 第 3 章 变速器主要参数的选择 16 3.1 挡数的选择 16 3.2 传动比的确定 17 3.2.1 最低档传动比计算 17 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -IV- 3.2.2 其他各挡传动比初选 18 3.3 中心距 A 的确定 18 3.4 外形尺寸的初选 19 3.5 变速器各齿轮基本参数的选择 19 3.5.1 组合式变速器齿轮的设计准则 19 3.5.2 模数 20 3.5.3 压力角 21 3.5.4 螺旋角 21 3.5.5 尺宽 b 22 3.6 各挡齿轮齿数的分配 23 3.6.1 确定一档齿轮的齿数 24 3.6.2 对中心距 A 进行修正 24 3.6.3 确定常啮合齿轮的齿数 25 3.6.4 二档齿数的确定 25 3.6.5 其他档位齿轮齿数的确定 26 3.6.6 倒档齿轮齿数的确定 26 3.6.7 副变 速器超速档常啮合齿轮齿数的确定 27 3.7 变速器齿轮的变位 27 本章小结 30 第 4 章 齿轮与轴的设计与校核 31 4.1 齿轮设计与计算 31 4.1.1 齿轮材料的选择原则 31 4.1.2 各轴转矩的计算 32 4.1.3 齿轮强度的校核 33 4.2.1 轴的工艺要求 37 4.2.2 初选轴的直径 38 4.2.3 轴的强度验算 39 本章小结 40 第 5 章 同 步器的设计 41 5.1 同步器的结构 41 5.2 同步环主要参数的确定 42 本章小结 44 结论 45 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -V- 致谢 46 参考文献 47 附录 1 48 附录 2 50 全套图纸 。加 扣扣 414951605 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -1- 第 1 章 绪论 1.1 概述 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的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档，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。 1894 年变速器由法国人路易斯 .雷纳、本 .哈特和埃米尔 .拉瓦索推广在汽车上使用，从此变速器在汽车上就得到广泛的运用。经过 100 多年的发展，汽车变速器的技术达到了空前的高度，尤 其在近几十年，汽车工业在各个国家的高速发展，更加带动了变速器的进步。随着各个领域的科学技术的发展，在未来变速器主要发展方向： （ 1）节能与环境保护：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：各种新材料的使用推动汽车技术的发展和性能的提高。 （ 3）高性能，低成本，微型化：对变速器进行机构创新的研究，探索变速器的新类型；对 传动副的材料和机理进行研究，提高寿命，减小质量；进行变速器的动力学特性和振动研究，以求提高特性，降低噪声；采用先进的制造技术提高变速器的性能和降低成本。 （ 4）智能化，集成化：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，使发动机工作在最佳状态。 本次设计取材于汽车中比较实用的皮卡汽车，皮卡车在载货或在雨、雪路面上行驶时，动力强劲，越野性能出色。它既有轿车的操控性、舒适性，同时也有载货车的通过性和载货能力。此设计通过采用组合式变速器来满足驾校教练皮卡车对变速系统 的要求，为了给学员提供安全舒适的驾驶学习条件，副变速器分两个档位（高速档和低速档）。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -2- 1.2 汽车变速器的类型 1.2.1 手动变速器（ MT） 手动变速器采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值 (也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是 3.85,二档是 2.55,再到五档的 0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有 5 个值(即有 5 级 )，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话 确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手 动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水 平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -3- 1.2.2 自动变速器（ AT） 自动变速器利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。 在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类 车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优 势。 1.2.3 手动 /自动变速器（ AMT） 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动 /自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂 911 车型上首先推出，称为 Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“ +”、“ -”选择档位。在 D 档时，可自由变换降档 (-)或加档 (+)，如同手动档一样。 自动 手动变速系统向人们提供两种驾驶方式：为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动 档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体 ,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -4- 1.2.4 无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（ VanDoorne s）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿 轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，一般自动变速器有 2 7 个档。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -5- 第 2 章 变速器结构方案的确定 目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由 于各国汽车的便用、制造等条件不同，也由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种结构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计人员应深入实际、收集资料、调查研究并对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。 2.1 变速器传动形式的选择 2.1.1 两轴式变速器 两轴式变速器如图 2-1 所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置 发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力 -传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低 6%10%。对于前进挡，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；而中间轴变速器的第一轴与输出轴转动方向相同。 两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（ ig =4.04.5）也受到较大限制 ,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -6- 图 2-1 两轴式变速器 1-第一轴； 2-第二轴； 3-同步器 2.1.2 三轴式变速器 三轴式变速器如图 2.2 所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的 情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -7- 图 2-2 轿车中间轴式四档变速器 1-第一轴； 2-第二轴； 3-中间轴 有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。 由于所设计的汽车是 发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。 2.2 变速器传动机构布置方案 图 2-3 分别示出了几种中间轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，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，此时变速器的传动效率高，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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -8- 间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，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以外的其他档位的换档机构，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。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。 图 2-3 中间轴式 5 档变速器传动方案 2.3 多档变速器 的组合方案 组合式机械变速器一般分为倍档（分段式配档）组合式机械变速器和半档（插入式配档）组合式机械变速器。 2.3.1 倍档组合式机械变速器 倍档组合式变速器是在主变速器后部串联安装一个 2 档（高档和低档）副变速器，是主变速器的档位数增加 1 倍，所增加的档位传动比数值等于主变速器传动比和副变速器传动比的乘积，而且齿轮对数少于档位数，因此箱 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -9- 体尺寸缩短，轴的长度减短，刚度增大，所以增大了变速器的容量。例如在一个 5 档组变速器后端，串联安装一个具有高、低 2 档的副吧变速器，即可组成 10 档（或 9 档）倍档组合式机械 变速器 ,如图 2-4b)、 c）、 d）所示。增加倍档组合式变速器最大输入扭矩和最低档传动比的技术难点是副变速器齿轮强度容量不足，超出齿轮轮齿的承载能力。解决的办法将有一个齿轮承受的载荷分流给几个齿轮来承受。这样，输入齿轮扭矩不变，每个齿轮的负荷将等于同时接触齿轮的平均数值。 倍档组合式变速器的副变速器功率分流方法有两种：一种是采用形象齿轮系的传动方法，如图 2-4c）所示。这种结构非常紧凑，体积小而扭矩容量大，直到现在仍广泛应用；另一种方法是采用双中间轴传动结构，如图 2-4d）所示。双中间轴传动最大工艺难点是保证 主传动齿轮能和所啮合的双中间轴齿轮的轮齿同时接触问题，解决的办法是用浮动主传动齿轮的方法来消除齿轴对位的制造误差，确保齿轮同时接触，达到功率分流的目的。与此相适应的换挡同步器也要有一定的浮动量。 2.3.2 半档组合式变速器 半档组合式变速器是将副变速器传动比均匀的插入传动比间隔大的主变速器各档传动比之间，式变速器的档位数增加 1 倍，如图 2-4a）所示。半档副变速器串联在主变速器前部，它只有一对齿轮副和同步器。早起的半档副变速器由单独的一个箱子组成，近年来发展成将半档齿轮副直接放到变速器之内，既缩短 变速器长度由简化半档结构。半档副变速器由一对类似一轴常啮合齿轮副组成，齿圈套在动力输入轴上自由转动，当动力输入轴上的齿圈与住变速器一轴结合时，各档传动比均由主变速器一轴齿轮副组成。当齿圈与动力输入轴上的结合齿轮的齿圈连接时，常啮合齿轮与主变速器上的中间轴连接，因此主变速器中间轴也旋转，由此组成的各档传动比均匀地插入主变速器各档位传动比之间。 因为半档组合式变速器的长度小于倍档组合式变速器，而且他的结构简单、成本低、维修保养容易深受用户青睐。国外货车采用组合式变速器的情况是：发动机的功率在 200kw 以下的汽车 基本上采用半档组合式变速器；发动机功率在 200kw 以上的多采用倍档（或倍档加半档）组合式变速器 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -10- 图 2-4 多档变速器组合方案 由于本次设计的变速器为皮卡组合式变速器，输入功率相当于小型货车，且设有高、低速档故采用组合式变速器。 前置式副变速器常做成具有超速档的传动形式，这样可以减轻主变速器的负荷；而传动比大的副变速器则多装在主变速器之后 ，这有利于减小主变速器的质量和尺寸。传动比小的副变速器，放在主变速器前后均可，视总体布置的情况而定。也可兼有前置和后置副变速器。 因为所设计的变速器一轴输入扭矩在 200N.m 以下，考虑到强度可以满足 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -11- 的原因，故选择前置副变速箱的设计方法。副变速器有两个档位可供选择，一个直接档和一个超速档。 2.3.3 组合式多档变速器传动比的搭配方式 （ 1）插入式：变速器档位间公比较大，副变速器的传动比均匀地插入主变速器各档传动比之间，两者交替换挡，共同组成了一个传动比序列如图2-5a）所示副变速器有两个档。 （ 2）分段式：组变速器档位间公比较小，副变速器传动比范围较大时，副变速器高、低档传动比分别与主变速器各档搭配，组成高、低传动比两段范围如图 2-5b）所示主变速器有 5 个档，副变速器有两个档位。 （ 3）综合式：插入式和分段式的结合，使传动比范围进一步扩大如图 2-5c）所示。 图 2-5 多档变速器传动比搭配方式 2.4 倒档传动方案 图 2-6 为常见的倒挡布置方案。图 2-6b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 2-6c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -12- 是换挡程序不合理。图 2-6d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-6c 所示方案。图 2-6e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2-6f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2-6g 所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 本设计采用图 2-6f 所示的传动方案。 图 2-6 变速器倒档传动方案 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。 2.5 变速器主要零件结构的方案分析 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等 要 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -13- 求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。 2.5.1 齿轮型式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用直齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除倒档外，均采用斜齿轮传动。 2.5.2 换档结构形式 换档结构分为直齿滑 动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，初一档、倒档外很少采用。 啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。 采用同步器换档可 保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 2-7 所示： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -14- 图 2-7 锁环式同步器 l、 4-同步环 ；2-同步器齿鼓 ；3-接合套 ；5-弹簧； 6-滑块 ；7-止动球 ；8-卡环 ；9-输出轴 ；10、 11-齿轮 2.5.3 变速器轴承的选择 做旋转运动的变速器轴支撑在壳体或者其他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滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。至于何处应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。 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；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，一轴用圆锥滚子轴承，一轴和中间轴的中间支撑选用圆锥滚子轴承。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -15- 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；对组合式变速器的组合方案进行了选取与分析，选择半档组合式变速器；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。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -16- 第 3 章 变速器主要参数的选择 本次设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的皮卡整车主要技术参数如表 3.1 所示。 表 3.1 皮卡车整车主要技术参 数 发动机最大功率 78kw 车轮型号 7.50-R16 发动机最大转矩 198N.m 主减速器传动比 5.13 最大转矩时转速 2800r/min 最高车速 160km/h 整备质量 1565kg 满载质量 2370kg 3.1 挡数的选择 变速器的挡数可在 3 20 个档位范围内变化。通常变速器的挡数在 6 档以下，档数超过 6 档以后，可在 6 档以下的住变速器基础上，再行配置副变速，通过两者的组合获得多档变速器。 增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性以及平均车速。档数越多，变速器的结构越 复杂，使轮廓尺寸和质量加大，同是操纵复杂，而且在使用时换档频率也增高，增加了换挡难度。 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。 本设计结合皮卡车在驾校的应用，主变速部分选用 5 个档位， 副变速部分选用 2 各档位，最高档传动比为 0.75。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -17- 3.2 传动比的确定 变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，本设计最高档为超速档，传动比初选为 0.75。 3.2.1 最低档传动比计算 影响最低档传动比的选取因素有：发动机的最大转矩和最低稳定车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形式车速等。目前乘用车的传动比范围是 3.04.5 之间，总质量轻些的商用车在 5.08.0 之间，其他商用车则更大。 rtge r iiT 0max maxmg （ 3-1） terg iT rmgi 0m axm ax1 （ 3-2） 式中 maxgT 最大转矩， 3max 10198 eTN.mm； r 车轮半径，由已知轮胎规格 R14 可知， 43.434rr mm； 0i 主减速器传动比， 13.50 i； t 传动系传动效率 8 3 1.0%98%96%95 t； mg 汽车重力， mg=2370 9.8， 代入公式 （ 3-2） 得到 ： 83.013.5101 9 8 43.4 3 43.08.92 3 7 0 3 gi=4.05 根据车轮与路面的附着条件则 ： 201m ax Gr iiTrtge （ 3-3） Terg iT rGi 0max21 （ 3-4） 在 0.50.6 之间取 0.55。 代入式 （ 3-3） 得到 ： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -18- 66.5,53.4,62.3,90.2,32.2,85.1,48.1,19.1,1,75.010987654321 iiiii iiiii8.583.013.510198 43.43455.023700 31 gi 所以： 4.05 1ig 5.8 由于本设计为组合式变速器有超速档，一档初选传动比取 5.66。 3.2.2 其他各挡传动比初选 各档传动比为等比分配 ， 则： 25.191011m inm a x iiiiq ngg 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。 3 1m a x ggA iTKA （ 3-5） 式中 A 变速器中心距（ mm）； AK 中心距系数，商用车ak=9.511.0； maxeT 发动机最大转距 =198（ N.m）； 1i 变速器一档传动比为 5.66； g 变速器传动效率，取 96%。 将各参数代入式（ 3-5）得到 ： A （ 9.511.0） 3 96.066.5198 =（ 9.511.0） 10.25=97.375112.75mm 组合式 变速器中心距在 97.375112.75mm 范围内变化，初取 A=106mm。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -19- 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齿轮和换档机构的布置初步确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档 (2.22.7)A 五档 (2.73.0)A 六档 (3.23.5)A 为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为 3.5A=371mm。 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 3.5 变速器各齿轮基本参数的选择 3.5.1 组合式变速器齿轮的设计准则 由于汽车变速器各档齿轮的工作情况是不同的，所以齿轮按齿轮受力、转速、噪声要求等情况，应该将他们分为高档工作区和低档工作区两大类。齿轮的变位系数、模数、压力角、螺旋角、和齿顶高系数等都应该按这两个工作区进行不同的选择。 高档工作区：通常 是指六、七、八档齿轮，他们摘这个区内的工作特点是行车利用率高，因为他们是汽车的经济性档位。在高档工作区内的齿轮转速都比较高，因此容易产生较大的噪声，特别是增速传动，但是他们的受力却很小。强度应力都比较低，所以强度余量较大，即使削弱一些小齿轮的强度，齿轮匹配寿命也在使用的范围之内。因此，在高档工作区内齿轮的设计要求是降低噪声和保证其传动平稳，而强度只是第二位因素。 低档工作区：通常指一、二、倒档齿轮，他们在这个区内的工作特点是行车利用率低，工作时间短，而且他们的转速比较低，因此由于转速而产生的噪声比较 小。但是他们所传递的力矩却比较大，齿轮的应力值比较高。所以低速区齿轮的主要设计要求是提高强度，而降低噪声却是次要的。 在高档工作区，通过选用较小的模数、较小的压力角、较大的螺旋角、 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -20- 及较小小的正角度变位系数和较大的齿高系数。通过控制滑动比的噪声指标和控制摩擦力的噪声指标以及合理的选用总重合度系数、合理分配齿面重合度和轴向重合度，以满足现代变速器的设计要求，达到降低噪音、传动平稳的最佳效果。而低档工作区，通过选用较大的模数、较大的压力角、较小的螺旋角、以及较大的正角度变位系数和较小的齿高系数，来增大低档齿轮的弯 曲强度，以满足汽车变速器低档齿轮的低速大扭矩的强度要求。 3.5.2 模数 齿轮模数选取的一般原则：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，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；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。 微型、普通级轿车： 2.25 2.75； 中级轿车： 2.75 3.00； 中型货车： 3.5 4.5； 重 型货车： 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 3.2 为国标 GB/T1357 1987，可参考表 3.2 进行变速器模数的选择。 表 3.2 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） 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -21- 第一轴常啮合斜齿轮和一档齿轮的法向模数nm 3m a x0 . 4 7nem T m m （ 3-6） 其中maxeT=198Nm，可得出nm=3.0。 综合考虑文中设计由于组合式变速器，变速器一档、倒档、副变速箱常两对啮合齿轮模数取 3.0mm；其他各档为 2.5mm。 3.5.3 压力角 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。必须指出的是，齿轮采用小压力角和小模数时，除必须采用大的齿高系数外，还应采用大圆弧齿根，这样可以提高齿轮的强度在 30%以上。 3.5.4 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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度提高，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： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -22- 图 3.1 中间轴轴向力的平 衡 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 （ 3-7） 222 tan Aa FF （ 3-8） 为使两轴向力平衡，必须满足 ： 2121tantan rr （ 3-9） 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。 3.5.5 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -23- 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, ncmKb 式中 cK 齿宽系数，斜齿为 6.0 8.5。 直齿： b=(4.58.0)m， mm 斜齿： b=(6.08.5)nm， mm 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 3.6 各挡齿轮齿数的分配 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。变速器的传动及各部件如图 3.2 所示： 图 3.2 半档组合式变 速器传动示意图 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -24- cos2 hnzmA 39.640.3 1 0 625c o s2 xxz h3.6.1 确定一档齿轮的齿数 一档传动比为： 66.5101921 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， nh mAz 2 （ 3-10） 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29z可在 12 17之间选取，本设计取10z=15，初选 2510， 0.3nm， 代入公式（ 3-10）得到： 取整得 64，则 4915649 z。 3.6.2 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。 （ 3-11） 将各已知条件代入式（ 3-11）得到： mmA 21.1 0 625c o s2 643 取整为 106mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -25- 3.6.3 确 定常啮合齿轮的齿数 101921 zz zzig （ 3-12） 而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即： 2121cos2 )(zzmA n （ 3-13） 已知各参数如下： mmAzzm n 1 0 6,15,49,25,3 10921 代入式（ 3.12）得到： 221 z 取整 ： 40,22 21 zz ， 69.515402249102191 zzzzi g 3.6.4 二档齿数的确定 已知： 62.3,1 0 6,5.2 2 gn iAm 18272 zzzzig （ 3-14） 21287 zzizz g （ 3-15） 8787cos2 )( zzmA n （ 3-16） 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 ： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -26- )1(t a nt a n8782212 zzzz z （ 3-17） 由上述 （ 3-13），（ 3-14），（ 3-15） 三个方程式组 ，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下： 27,53,20 8787 zz ， 56.31553274987122 zzzzi g 3.6.5 其他档位齿轮齿数的确定 同上述计算三档齿轮齿数： 28.2,35,44,2236565 gizz 四档齿轮齿数： 43.1,43,34,2544343 gizz 3.6.6 倒档齿轮齿数的确定 倒档齿轮的模数： 0.3nm 初选 2313 z （ 22-23）之间， 12z 小于10z取为 13， 66.5Ri 中间轴与倒档轴之间的距离的确定 ： 60,6.59co s2 )(13121312 AzzmA n 取整 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 mmDell 92.129 41z,32.41 1111 取整z 二轴与倒档轴之间的距离确定 ： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -27- 1 0 9,3.1 0 9co s2 )(13111311 AmmzzmA n 取整 mm 3.6.7 副变速器超速档常啮合齿轮齿数的确定 75.025.111101921 qzz zzi g (3-18) 而 副变速器超速档 常啮合齿轮的中心距与一档相等，即 ： cos2)(2121zzmA n （ 3-19） 已知各参数如下 ： 1 0 6,15,49,25,3 109109 Azzm n 代入式 （ 3-18） 得到 ： 261 z 36,26 21 zz ， 34.415362649 102191 zzzzig 常啮合齿轮精确螺旋角： 8.29,106c os2 620.3c os2 )( 21212121 zzmA n 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。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -28- 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。 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。 3.7.1 常啮合齿轮的变位 mma 106 理论中心距离： mmzzma n 62.106c os2 21 21 中心距变动系数： 01.0 nn maay 端面压力角： 35.22；4 1 7 4.0.0c o st a nt a n20 tntn ； 端面齿合角： 4022；923.0c osc os ttt aa 总变位系数 ： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -29- ttnn invinvzzX 21t a n2 (3-20) 查机械设计手册表 16.2-9 得： 0 2 1 7 6 5.0；0 2 2 0 1 8.0 tt i n vi n v 代入式 3.13： 022.0nX 查变位系数线形图得： 12.0,01.0；8 1 2.12240 2112 XXzzU 齿顶高变动系数： 012.001.0022.0 nnn yXy 分度圆直径： mmmzdmmmzdnn60.137c o s,68.75c o s21222111 齿顶圆直径： mmmyXhddmmmyXhddnananana46.143255.8122122221111 齿根圆直径： mmmXchddmmmXchddnnanfnnanf03.1 3 0212.682222111 3.7.2 其他档位齿轮的变位 其他齿轮的计算过程同 上计算结果见表 3.3： 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -30- 表 3-3 各齿轮主要参数 零件名称 齿数 模数 螺旋角/ 变位系数 分度圆直径 /mm 齿顶圆直径 /mm 齿根圆直径 /mm Z1 22 3.0 29.3 -0.01 75.68 81.548 68.12 Z2 40 3.0 29.3 -0.012 137.60 143.46 130.03 Z3 34 2.5 25.1 0.244 93.79 98.31 87.84 Z4 43 2.5 25.1 0.264 118.61 123.23 113.38 Z5 44 2.5 22.3 0.21 118.64 123.37 113.44 Z6 35 2.5 22.3 0.14 94.37 99.97 88.82 Z7 53 2.5 20.6 0.063 141.01 146.22 135.07 Z8 27 2.5 20.6 0.037 71.83 76.92 65.77 Z9 49 3.0 25 163.59 169.59 156.09 Z10 15 30. 25 49.65 55.65 42.15 Z11 41 3.0 20.2 0.046 130.906 136.91 123.406 Z12 13 3.0 20.2 0.309 41.51 47.51 34.01 Z13 23 3.0 20.2 -0.22 73.43 79.43 65.93 Z1 26 3.0 29.8 -0.15 90.07 94.96 83.86 Z2 36 3.0 29.8 -0.1 124.7 129.17 118.95 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。在选定参数后，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。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -31- 第 4 章 齿轮与轴的设计与校核 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 11。 （ 3）考虑加工、工艺及热处理工艺 大尺寸的齿轮一般采用铸造的方法来制造毛坯，毛坯的材料可以选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸，并且要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，其材料可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作为毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经过正火或调质处理以后 ，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度 350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。 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。大齿轮用 40Cr 调质后表面淬火，硬度为 48 55HRC；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 40Cr 调质后表面淬火， 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -32- 硬度为 46 55HRC；其余各档小齿轮均采用 40Cr 调质后表面淬火，硬度为48 55HRC，大齿轮用 45 钢调质后表面淬火，硬度为 40 50HRC。 4.1.2 各轴转矩的计算 一轴转距 ： mNTTe .28.18696.098.0198.m a x1 轴承离合 ； 中间轴转矩： mNiTT .64.318224098.096.028.186. 121 齿轮轴承中 ； 二轴各档转距： 一档齿轮 ： 73.1 7 0 52112 iTT 齿轮轴承中 Nm； 二档齿轮 ： 19.108522 T Nm； 三档齿轮 ： 49.68332 TNm； 四档齿轮 ： 68.42842 T Nm； 五档齿轮： 78.29952 TNm 倒档轴： 3.529132398.096.0318. 1213 iTT 齿轮轴承中倒 N.m； 二轴倒档齿轮： 69.887234198.096.03.5291311 iTT 齿轮轴承倒倒档二轴 N.m。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -33- KyKzmKTcngw3c o s24.1.3 齿轮强度的校核 1.斜齿齿轮弯曲强度的计算： btyKKFw 1 （ 4-1） 式中 1F 圆周力（ N）； gT 计算载荷（ N mm）； d 节圆直径（ mm）； nm 法向模数（ mm） ； 为斜齿轮螺旋角（）； K 应力集中系数，K=1.50； b 齿面宽（ mm）； t 法向齿距，nmt ； y 齿形系数，可按当量齿数 3cos/zzn 在齿形系数图 4.1 中 K 重合度影响系数，K=2.0。 将上述有关参数代入（ 4.1），整理得到： （ 4-2） 图 4-1 齿形系数图 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -34- )11(418.0bzj bFE 当计算载荷gT取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxgT时，一档和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。 （ 1）一档齿轮弯曲强度的校核： 已知参数 ： 8,3 cn Km 8 1 5.0,15,49 109 zz 28.1861 T Nm, 64.318中T Nm 查齿形系数图 4.1 得 ：186.0195.0109 yy ； 代入公式 （ 4.2） 得 ： 46.2 2 31 9 5.0285.34914.3 5.11064.3 1 82 3 31 w MPa 15.2 3 61 8 6.0285.31514.3 5.11064.3 1 82 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。 （ 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 副常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮 齿轮代号 1Z 2Z 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 弯曲应力 MPa 228.58 199.16 225.2 196.31 236.12 253.48 231.90 222.00 248.19 230.30 各齿轮的弯曲应力 均小于 250MPa，所以满足设计要求。 2.斜齿齿轮轮齿接 触应力 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -35- （ 4-3） 式中 j 轮齿接触应力（ MPa）； F 齿面上的法向力（ N），)cos(cos1 FF ； F1 圆周力（ N）， dTF g21 ； Tg 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）； z ， b 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 2c o s)s in( zz r ， 2c o s)s in( bb r ； zrbr 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 ： 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 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -36- （ 1）一档齿轮接触应力校核 已知条件： 8,3,20 cn Km ， 15,49 109 zz 69.5101 9 8 39 gT Nmm, 154969.51019 8 310 gT Nmm c os2c os2zmTdTFngg 53.1 6 3 1 320c o s490.3 69.5101 9 82 310 F N, 58.3 05 9 420c os150.3 1549101 982 39 F N 48.2625c o s 38c o s nc mKb mm 97.3325c o s220s i n490.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n87.925c o s220s i n150.3c o s2s i nc o s2s i nc o ss i n331723332923zmdrzmdrnbbnzz 1 3 0 7 4.097.33 187.9 111 bz 将已知数据代入公式 （ 4-3） 得 ： M p abFEbzj 71.166413074.048.262101.258.30594418.0)11(418.0 59 M p abFEbzj 60.121513074.048.262101.253.16313418.0)11(418.0 59 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， 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -37- 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 副常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮 接触应力（ MPa） 1Z 2Z 1Z 2Z 7Z 8Z 5Z 6Z 3Z 4Z 894.05 894.05 884.28 883.22 1074.67 1072.25 991.55 999.77 915.16 921.77 各齿轮的接 触应力 均小于 1300 1400 MPa，所以满足设计要求。 4.2 轴的设计与计算 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。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。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度；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。 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -38- 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 （ 4-4） 式中 K 经验系数 K=4.0-4.6； maxeT 发动机最大转距（ Nmm） 。 第二轴和中间轴中部直径 ： mmAd 481 0 645.045.0 l 的取值： 中间轴长度初选： 18.016.0 ld 3 0 02 6 718.016.0 48 l mm 280l mm 第二轴长度初选： 21.018.0 ld 26722921.018.0 48 l mm 250l mm 第一轴长度初选： 44.2532.2353.5)6.40.4(1986.40.4 33 m a x eTKd mm 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -39- 24d mm 18.016.0 ld mm 15013318.016.0 dl mm mml 150 4.2.3 轴的强度验算 1.轴的刚度验算 初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速 器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取maxeT。 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： EILbaFfc 3221 （ 4-5） EILbaFfs 3222 （ 4-6） EIL ababF 31 （ 4-7） 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 =2.1 105 MPa； I 惯性矩（ mm），对于实心轴， ； d 轴的直径（ mm），花键处按平均直径计算； b、a 为齿轮上的作用644dI 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计（论文） -40- 2.022 sc fff力距支座 A 、 B 的距 离（ mm）； L 支座间的距离（ mm）。 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。 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。 2.轴的强度计算 作用在齿轮上的径向力合轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形，在求取点的垂直面和水平面内的支反力sc FF和之后，计算相应的弯矩sMMc、。轴在转矩nT和弯矩的同时作用下，其应力为： 332dMWM （ 4-8） 式中 M 转矩， 222nsc TMMM (N.mm)； d 轴的直径（ mm），花键初内径； W 抗弯界面系数（ 3mm ）。 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