解放CA1091型变速器设计—汽车制造专业毕业设计

1、1合肥工业大学合肥工业大学毕业设计课题名称课题名称 解放解放 ca1091ca1091 型变速器设计型变速器设计 姓姓 名名 专专 业业 汽车制造汽车制造 班班 级级 指导老师指导老师 20142014 年年 3 3 月月 2目录摘要 .2abstract .31 绪论.41.1 前言 .41.2 汽车变速器的功用和要求 .41.3 毕业设计有关任务及要求.41.4 设计工作量 .52 变速器的方案论证.52.1 变速器类型选择及传动方案设计.52.2 变速器传动机构的分析 .62.3 变速器操纵机构方案分析 .82.4 具体零部件方案确定.92.5 变速器的操纵机构 .103 变速器设计计算

2、.103.1 变速器主要参数的选择.103.2 变速器的拆装.354 结论.36致谢 .37参考文献 .38附录 .393摘要回顾变速器技术的发展可以清楚地知道, 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。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如果说发动机是汽车的心脏，那么变速器就是汽车的灵魂。本次设计题目是解放 ca1091 型汽车变速器六档机械式变速器设计，根据给定参数进行结构方案分析，要求完成变速器的动力匹配、机械设计、强度计算、结构设计与设计图纸绘制

3、。序言部分是本次设计的任务及具体要求的详细介绍。设计部分是本说明书的重点，它主要包括结构分析、方案论证、计算和校核。结构分析是对所选结构中各主要零部件进行设计计算，其中包括机械式变速器中心矩、齿轮参数、传动比的设计计算，还有输入轴中间轴和输出轴的设计。校核计算则是对经设计计算的主要零部件进行校核。它在各零部件设计计算之后直接给出。关键词：变速器 分析 计算 校核4abstractrecalling the development of transmission technology can be clearly aware that the total transmission as a mo

4、tor drive system are integral parts of its technology, is a measure of the level of automotive technology to be a general basis. century, energy and environment, advanced manufacturing technology, new materials technology, information and control technology is an important field of science and techn

5、ology development, scientific and technological progress in these areas contributed to the development of transmission technology is the vehicle if the heart of the engine, then the transmission is the car soul. this designing issue is 1120 six-speed transmission. according to the given structural p

6、arameters, we are required to complete the analysis of power matching, mechanical design, strength calculation, structural design, program analysis and design drawings. preamble is the introduction for this task and the specific requirements in detail. design part is the focus of this thesis, which

7、includes structural analysis, program demonstration, calculation and verification. structural analysis of the selected structure signify the calculation of major components, including the central moments of mechanical transmission, gear parameters, designing and calculation of transmission ratio as

8、well as the input shaft ,intermediate shaft and output shaft. checking calculation is made after the designing and calculation of the main components and conclusion is given after the designing is done. key words： transmission analysis calculation checking51 绪论1.1 前言变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶

9、以及克服各种道路障碍等不同条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。变速器在汽车中起着重要的作用，它能使汽车以非常低且稳定的车速行驶，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。随着汽车工业的不断壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出更经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题，也是我们作为汽车工程本科毕业生，必须肩负的重任。在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。经过四年的刻苦学习，我掌握了四十多门基础知识和专业知识，阅读了大量的专业书籍，为从事汽车行业的工作打下了坚实的基础。在大学毕业，即将走向工作岗位

10、之际，按国家教委的要求，进行了这次设计。毕业设计是对我们在大学期间所学知识的一次检阅，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。由于毕业设计具有特殊的重要意义，在两个多月的毕业设计时间里我们到单位实习，并阅读了大量的汽车资料，虚心向老师请教，且在老师的指导下，将老师传授的设计方法运用到自己的设计中，使本次毕业设计得以顺利完成。1.2 汽车变速器的功用和要求变速器的功用：1 改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；2 在发动机旋转方向不变的前提下，使

11、汽车能倒退行驶；3 利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。因此变速器通常还设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空挡，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。为保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的使用条件和基本要求：1 应该合理地选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；2 工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档、脱档和换档冲击现象发生；此外，还不允许出现误挂倒档的现象；3 操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；64 传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档

12、。此外合理地齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。 5 结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。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 需要时应设置动力输出装置。1.3 毕业设计有关任务及要求尺寸参数：外形尺寸(mm) 717524702795 车箱内部尺寸(mm) 48002294550轴距(mm) 3950 轮距(mm)19001800接近角/离去角(度)25/18最小离地间隙(mm) 250发动机参数：最大功率(kw) 118 最大扭矩(n.m) 550缸径/冲

13、程(mm)102 /120排量(ml)5883性能参数及其它参数：最高车速(km/h)90 最大爬坡度(%) 30制动距离(m)8最小转弯直径(m)16百公里油耗(l/100km) 19 轴数2钢板弹簧片数(前/后) 8/10+7 轮胎规格9.00-20 16pr变速器：变速箱描述： 倒档5.045 一挡5.606 二档3.627 三档2.313四档1.487 五档1.000六档0.789七档1.4 设计工作量1、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、绘制变速器总装图 1 张（0 号图） 、二轴图 0.5 张（1 号图）

14、、中间轴图 0.5 张（1 号图） 、齿轮零件图折合 1 张（0 号图） 。总图量为 2.5 张 0 号图。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。2 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，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有7级变速器根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺

15、旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。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档均为一对齿轮副，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

16、速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。2.1.3 变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低档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档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。在直接档时，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，得到直接档，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

17、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轻型货车使用，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，在各档数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换档方案和倒档传动方案。2.2.1 换档结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换档结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种。1 滑动齿轮换档通常是采用滑动直齿轮换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲

18、击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在一档和倒档上。2 啮合套换档8用啮合套换档，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。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，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，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，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 同步器换档现在大多数汽车

19、的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，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。同上述两种换档方法相比，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。上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上，一般倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高档位则采用同步器或啮合套.本次设计方案一、二档和三、四档采用同步器换档，倒档使用倒档轴上滑动直齿轮换档。2.2.2 倒档的形式及布置方案倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换

20、入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，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 2-1 常见的倒档结构方案常见的倒档结构方案有以下几种：方案 1.（如图 2.1a）所示）在前进档的传动路线中，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档全同步器式变速9器中。方案 2.（如图 2.1b）所示）此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。方案 3.（如图 2.1c）所示）此方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点

21、是换档程序不合理。方案 4.（如图 2.1d）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 2.1e）所示）此方案中，将中间轴上一档和倒档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 2.1f）所示）此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便。方案 7.（如图 2.1g）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，其缺点是一档和倒档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 五种方案用于五档变速器。综合考虑，本次设计采用输出轴上直齿滑动换入倒档换档方式。其优点是：结构简单，

22、直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低。但换档时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。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档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。2.3.2 设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;应使驾驶员得到必要的手感。2.3.3 换档位置设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：按换档次序来排列 ；将常用档放在中间位置，其它档放在两边；为了避免误挂倒

23、档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于 1 档组成一排。本次设计传动方案如图 2-2 所示2.3.4 结构原理图和传动路线10档：一轴12中间轴1211二轴9、11 齿轮间的同步器输出档：一轴12中间轴1099、11 齿轮间的同步器二轴输出档：一轴12中间轴875、7 齿轮间同步器二轴输出档：一轴12中间轴655、7 齿轮间同步器二轴输出档：一轴1、3 齿轮间同步器二轴输出档：一轴12中间轴431、3 齿轮间同步器二轴输出r 档：一轴12中间轴141513二轴输出2.4 具体零部件方案确定下面就同步器的具体形式、轴承的选择、变速器壳体的形式及挡位的设置问题分别讨论：2.4.1 同步器的选择同

24、步器是在接合套换挡机构基础上发展起来的，其中除有前面已述及的接合套、花键毂、对应齿轮上的接合齿圈外，还增设了使接合套与对应接合齿圈的圆周速度迅速达到并保持一致的机构，以及阻止二者在达到同步之前接合以防止冲击的结构。同步器一般有常压式、惯性式、和自行增力式几种，其中惯性式同步器较为常用。1.常压式同步器图 2.2 传动方案11应用常压式同步器换挡与用接合套换挡相比较，在工作过程上的区别，主要在于前者的摩擦作用能使需接合的两花键齿圈迅速达到并保持同步，并且由于带弹簧的定位销对接合套的阻力，使两齿圈在达到同步之前暂不接合。但是，在这种同步器，对接合套的轴向阻力是由弹簧压力造成的，故其大小有限。如果驾

25、驶员用力过猛，则可能在未达到同步前，接合套便克服弹簧压力，压下定位销而与齿轮的接合齿圈接触，此时齿间仍将产生冲击。因此，常压式同步器工作不可靠，目前较少采用。2.惯性式同步器惯性式同步器与常压式同步器一样，都是依靠摩擦作用实现同步的。但是它可以从结构上保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以避免齿间冲击和发生噪声。惯性式同步器又分为：锁销式、锁环式、滑块式、多片式、多锥式等几种：惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换挡，因而能完善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

26、它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。滑块式同步器 其本质上是锁环式同步器，它工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制转矩容量不大。而且锁止面在同步锥环的接合齿上。齿面磨损大，易失效。它主要用于轿车和轻型的变速器上，故而从汽车安全性方面考虑不宜采用。锁环式同步器 这种同步器的锁止面在同步锥环和啮合套的倒锥面上，省去了同步锥环的接合齿。这样可使轴向尺寸变小。目前这种形式的同步器达到了广泛的应用。考虑到结构布置上的合理性、紧凑性及锥面产生的摩擦力矩的大小等因素，本次设计中各档换挡机构均采用这种结构形式。锁销式同步器 此种形式的同步器优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径大，转矩容量得到提

27、高，多用于中、重型汽车的变速器中。2.4.2 轴承形式变速器要求增长传递功率与质量之比，而且要求工作轴承的可靠性高，容量大，性能好、寿命长，故轴承的选择比较重要。一轴和二轴由于转速较高，承受载荷中等，且多为径向载荷，只有很小的轴向载荷，但要求支撑刚度高，故从以上方面考虑，选用深沟球轴承，二轴前端通过滚针轴承支撑在一轴后段内腔中。中间轴由于跨度大，直径大，质量大，而且有相当大的轴向力，同时考虑到轴承盖的布置问题，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圈有挡圈的圆柱滚子轴承。二轴齿轮通过滚针轴承空套在二轴上，倒挡齿轮由于利用率低，且转速也不高，可直接套在倒挡轴上。

28、2.4.3 轴的结构设计变速器中的轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声、降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装，固定它与加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮作成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，本次设计采用矩形花键。第二轴制成阶梯式，以便于各齿轮的安装，从受力及合理利用材料来看也是必须的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴的断裂。第二轴安装同步器齿座的花键采用矩形花键且以小径定心更为合理。因为矩形12花键定心精度易从工艺上

29、得到保证，定心精度高。固定式中间轴为齿轮轴。2.5 变速器的操纵机构变速器的操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒挡安全装置等组合与变速器盖上。变速器的操纵机构应满足以下要求：安全可靠（每次只能挂入一个挡，不误挂倒挡、不自动脱挡） ，挂挡准确（换挡后应使齿轮在全齿长啮合） 、结构简单、操纵轻便、挡位清晰、变速杆的换挡位置合理等。按动作原理，变速器操纵机构有机械式、液压式、气动式、电控式，以及它们之间的组合，其中最常用的是机械式。按变速杆相对于变速器的位置，机械式又可分为直接操纵与远距离操纵。直接操纵是最简单的操纵方案，在各类汽车上得到广泛应用。依靠手力换挡的变速器称为手动变速器。而

30、驾驶员手力只通过变速器外部一根杠杆直接完成换挡功能的手动变速器，又称为直接换挡变速器。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且各挡用同一组自锁装置，因而使操纵机构结构简化，但它要求换挡行程相等。远距离操纵，受布局限制，有些车辆变速器距驾驶员座椅较远，此时换挡手力需要通过转化机构才能完成换挡的功能，这种手动换挡变速器称为远距离操纵变速器。这时整套机构应有足够的刚度，且各连接件间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。本次设计中，采用手动换挡直接操纵变速器。3 变速器设计计算3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 轴的直径3.1.1.1 轴的功用及设计要求变速器轴

31、在工作时承受转矩，弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上花键型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺而最后确定。在变速器结构方案确定以后，变数器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大。为满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。轴的直径d与支承跨度长度l之间关系可按下式选取：第一轴及中间轴：ld=0.160.1813第二轴： ld=0.180.21 轴直

32、径与轴传递转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式初选轴直径：中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大轴径： d=（0.450.6）a（mm） （3-1）3.1.1.2 第一轴的设计第一轴花键部分直径d(d为 mm)可按下式初选： d=（4.04.6）3maxem （3-2）式中：a变速器中心距，mm； maxem发动机最大转矩，nm。取 d=40mm轴的尺寸还与齿轮、花键、轴承有一定联系，要根据具体情况，按其标准进行修正。3.1.1.3 中间轴的设计由汽车设计中有关中间轴中部直径 d=(0.450.6)a,得d=61.281.6mm,取 d=70.0mm于中间轴 d/l=0.160.1

33、8 则经计算得 l=389438mm 初选 l=414mm。3.1.1.4 第二轴结构设计由汽车设计中有关第二轴中部直径 d=(0.450.6)a，得取 d=70.0mm对于第二轴 d/l=0.180.21 则经计算得 l=334389mm 初选l=362mm。3.1.2 传动比的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： maxmaxifkfff （3-3）式中：maxkf最大驱动力；即 maxkf= maxet1i0i/0r ff滚动阻力；即 ff=fmgcosmax maxif最大上坡阻力。即

34、 maxif=mgsinmax 把以上参数代入（3-3）得：14 1i0max0maxmax)sincos(itrfgme （3-4）以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：maxet发动机最大扭矩，maxet=550 nm；1i变速器一档传动比；0i主传动器传动比，0i=4.5；m汽车总质量，m12495kg；f道路滚动阻力系数取 0.020；传动系机械效率，取 0.84；g重力加速度；取g=9.82sm；0r驱动轮滚动半径，取 0.42 m；max汽车最大爬坡度为 30，即max7 .16 取1i=5.6 由 qiiii3221/ 式中，q为常数，也就是各档之间的公比，一般认为q不宜大于

35、 1.71.8。 由中等比性质，得：5i=1.0(直接档)q=5.61/4=1.5381i=5.6, 2i=3.641, 3i=2.367, 4i=1.538, 5i=1.000, 6i=0.789。3.1.3 中心矩 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 a=31maxgeaitk (3-5)ak 中心距系数：ak=8.69.6,取 9.0；1i 变速器一档传动比；g 变速器传动效率：取g96；15maxet 发动机的最大输出转矩，单位为（nm） ；a=9.0(5505.60.96)1/3取a=129.22mm3.1.4

36、 齿轮参数选择3.1.4.1 模数的选择影响齿轮模数选取的因素很多，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：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。对货车，减轻质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。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：m=4式中： nm 为斜齿轮法向模数； m 为直齿轮模数； maxet发动机最大扭矩；maxet=550 nm 1i 变速器一档传动比； g 变速器传动效率：取

37、g96；该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数取nm=4；直齿轮模数取m=43.1.4.2 压力角 的选择压力角较小时，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；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5或 25等大些的压力。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。3.1.4.3 螺旋角 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，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。随

38、着 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，会使轴向力及轴承载荷过大。货车变速器斜齿螺旋角 的选择范围：1826。初选2, 1=25，4, 3=6, 5=8 ,7=10, 9=12,11=203.1.4.4 齿宽 b齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿16强度和齿轮工作时受力的均匀程度。通常根据模数m（nm）来选择齿宽：直齿：b=ckm,ck为齿宽系数，取 4.58.0斜齿：b=cknm，ck取为 6.08.5； 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约 510，所以有1、直齿 b=(4.58.0)4=1832(mm)9b=30mm, 10b=3

39、2mm, 11b=30mm2、斜齿 b=(6.08.0)4=2432(mm) 因为本设计中间轴上预定用宝塔齿轮，所以取:1b=30mm, 2b=30mm, 3b=30mm, 4b=30mm5b=20mm, 6b=30mm, 7b=20mm, 8b=30mm3.1.4.5 各档齿数 z齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。1 一档齿轮齿数 斜齿 hz=2anmcos (3-6)选取12,1120，hz=2129.22cos20/4=64.41 取hz=64由hz=11z+12z进行大小齿轮齿数分配，为使的动比更大些，取11z=46,12z=18；a=nm(11z+1

40、2z)/(2cos8 ,7)=4(4618)/(2 cos20)=136.21mm取a136mm；2z/1z1i12z/11z =5.618/46=2.194；a= nm(1z+2z)/(2cos2, 1) 171z+2z2136cos25/4=61.62取1z=19，2z=42（圆整） ；修正1i1i=2z11z/(1z12z) =4246/（1918）=5.65i%=|5.65-5.6|/5.606=0.78%5% (合格)；修正由 anm(1z+2z)/（2cos2, 1） (3-7)得2, 1arccosnm(1z+2z)/（2a） = 26.2225同理12,112arccosnm(

41、11z+12z)/（2a） = 19.7492 确定二档齿轮齿数（取10, 920）9z/10z=2i1z/2z =3.64119/42=1.64719z+10z=2acos10, 9/nm =2136cos20/4 = 63.89取9z=40, 10z=24(圆整)；修正2i2i2z9z/（1z10z） 4240/（1924）3.68i%|3.68-3.641|/3.641100%1.071%5% (合格)；修正10, 910, 9arccosnm(9z+6z)/（2a） =19.749 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：18tg2, 1 /tg10, 9=2z/(1

42、z+2z)(1+9z/10z)tg2, 1 /tg10, 9=1.37192z/(1z+2z)(1+9z/10z)=1.8361|1.8361 -1.3719|=0.46420.5 两者相差不大，近似认为轴向力平衡。3 确定三档齿轮齿数（8 ,720）7z/8z3i1z/2z 2.36719/42 1.071由anm(7z+8z)/2cos8 ,7 取8 ,720,得7z8z2acos8 ,7/nm =2136cos20/4=63.89取7z33，8z31（圆整） ；修正3i3i=2z7z/（1z8z） =4233/（1931）=2.353i%=|2.353-2.367|/2.367100%=

43、0.59%5%(合格)修正8 ,78 ,7arccosnm(7z+8z)/（2a） =19.749;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：tg2, 1/tg8 ,7=2z/(1z+2z)(1+7z/8z)tg2, 1/tg8 ,7=1.37192z/(1z+2z)(1+7z/8z)=1.421|1.421-1.3719|=0.0490.5两者相差不大，近似满足轴向力的平衡条件。194 确定四档齿轮齿数（6, 520）5z/6z4i1z/2z 1.53819/42 0.696由anm(5z+6z)/2cos6, 5 取6, 520,得3z4z2acos6, 5/nm =213

44、6cos20/4=63.89取5z26，6z38（圆整） ；修正3i3i=2z5z/（1z6z） =4226/（1938）=1.512i%=|1.512-1.538|/1.538100%=0.17%5%(合格)修正6, 56, 5arccosnm(5z+6z)/（2a） =19.749;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：tg2, 1/tg6, 5=2z/(1z+2z)(1+5z/6z)tg2, 1/tg6, 5=1.37192z/(1z+2z)(1+5z/6z)=1.159|1.159-1.3719|=0.2120.5两者相差不大，近似满足轴向力的平衡条件。5 确定六档

45、齿轮齿数（4, 320）3z/4z6i1z/2z 0.78919/42 0.357由anm(3z+4z)/2cos4, 3 20取4, 320,得3z4z2acos4, 3/nm =2136cos20/4=63.89取3z17，4z47（圆整） ；修正3i6i=2z3z/（1z4z） =4217/（1947）=0.799i%=|0.799-0.789|/0.789100%=1.34%5%(合格)修正4, 34, 3arccosnm(3z+4z)/（2a） =19.749;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：tg2, 1/tg4, 3=2z/(1z+2z)(1+3z/4z)

46、tg2, 1/tg4, 3=1.37192z/(1z+2z)(1+3z/4z)=1.159|0.9376-1.3719|=0.381a=134mm齿轮 9 和齿轮 10 的齿顶圆之间的间隙 x=136-4(42+18)/2.0/ cos-214 =0.71470.5 所以齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。修正后各档的传动比为：1i =5.65, 2i =3.68, 3i =2.353, 4i =1.512, 5i =1，6i =0.799，gri =5.8517 齿轮精度的选择根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取1z8z为 6 级，9z15z为 7 级。8 螺旋方向由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力

47、，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。关于螺旋角的方向，第一、二轴齿轮采用左旋，这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。中间轴齿轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。9 材料选择现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的齿轮的材料选用 40cr。3.1.5 齿轮的强度校核3.1.5.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏有以下几种形式：1 轮齿折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮

48、看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。22为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。2 齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形

49、式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。3 齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂

50、的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。3.1.5.2 圆柱齿轮强度的简化计算方法1 齿轮弯曲强度计算 a.直齿轮弯曲应力 =ybpkkftft (3-7)式中，为弯曲应力（n/mm2）tf 为圆周力 （n） tf=dte2et为计算载荷 d 为节圆直径 k为应力集中系数，可近似取k=1.65fk为摩擦力影响系数，主动齿轮kf=1.1，从动齿轮kf=0.9b 为尺宽 （mm）t 为端面齿距 （mm） ，t=y 为齿形系数，可由汽车设计中图 3.14 查得23当计算载荷et取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxet 时，一、倒

51、挡直齿轮许用弯曲应力在 400850 n/mm2。b.斜齿轮弯曲应力w =ykbpkftnt (3-8)式中，tf 为圆周力 （n） tf=dte2et为计算载荷 d 为节圆直径 k为应力集中系数，可近似取k=1.65fk为摩擦力影响系数，主动齿轮fk=1.1，从动齿轮fk=0.9b 为尺宽 （mm）t 为法面齿距 （mm） ，t=y 为齿形系数k为应力集中系数，可近似取k=1.5k为重合度影响系数，k=2当计算载荷et取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxet 时，各挡斜齿轮许用弯曲应力在 100250 n/mm2。而本设计所选材料 20crmnti 许用弯曲应力可达到 450 n/mm2。

52、2 齿轮接触应力计算齿轮的接触应力按下式计算： )11(418. 021befbnj (3-9)式中：bnf法面内基圆周切向力，bnf=coscostf；tf端面内分度圆切向力，tf=dt2；24t计算转矩，nmm；d节圆直径；节圆压力角；螺旋角；e轮齿材料的弹性模量；b齿轮接触的实际宽度；1、2主、被动齿轮节圆处齿廓曲率半径；1=21cossinr，2=22cossinr；1r、2r主、被动齿轮节圆半径；计算转矩t=21maxet时的许用应力为；这里maxet是发动机最大转矩。将作用在变速器第一轴上的载荷maxet/2 作为计算载荷时，一挡和倒挡齿轮的许用接触应力为 19002000 n/m

53、m2，常啮合齿轮和高挡齿轮的许用接触应力为 13001400 n/mm2下面对本设计中的各对齿轮副进行强度计算及校核3 计算各轴的转矩已知发动机最大扭矩为 550n.m,齿轮传动的效率为 99%，离合器传动效率为 99%，轴承传动效率为 96%。i 轴 1t=承离maxet=522.72n.m中间轴 2t=2, 11it齿承=1098.17n.mii 轴 一档 31t=12,112it齿承=2667.23n.m二档 32t=10, 92it齿承=1739.5n.m三档 33t=8 ,72it齿承=1111.04n.m四档 34t=6, 52it齿承=714.11n.m五档 35t= 齿承1t

54、=496.79n.m25六档 34t=4, 32it齿承=377.51n.m倒档 倒t=14,1322it）（齿承=2684.05n.m4 一挡齿轮的强度校核a. 弯曲强度校核已知11d=195.1708mm，12d=76.3712mm，31t=2667.23n.m，2t=1098.17n.m，tf=dte2 k=1.5，k=2，12y=0.128，11y=0.152，ck=7.5b=ckm代入公式：=ykbpkftnt11=357.74mpa450mpa，12=446.98mpa450mpa故齿轮满足强度强度要求b. 接触强度校核已知 11d=195.1708mm，12d=76.3712mm

55、 ， et =1098.17n.m， 1f=dte2，e=21.0410mpaf=coscos1f，ck=7.5，b=ckm，z=2cossinzr，b=2cossinbr代入公式：)11(418. 0bzjbef=1028.455n/mm21900n/mm2故齿轮满足接触强度要求5 二挡齿轮的强度校核a. 弯曲强度校核已知9d=169.7138mm，10d=101.8283mm，32t=1739.5n.m，2t=1098.17n.m 26tf=dte2 k=1.5，k=2，9y=0.14，10y=0.128，ck=7.5 b=ckm代入公式：=ykbpkftnt 9=291.2993mpa4

56、50mpa，10=317.8539mpa450mpa故此齿轮满足强度强度要求b. 接触强度校核已知9d=169.7138mm，10d=101.8283mm， et =1098.17n.m， 1f=dte2，e=21.0410mpaf=coscos1f，ck=7.5，b=ckm，z=2cossinzr，b=2cossinbr代入公式：)11(418. 0bzjbef= 955.2352n/mm21400n/mm2故此齿轮满足接触强度要求6 三挡齿轮的强度校核a. 弯曲强度校核已知7d= 140.0139mm，8d= 131.5282mm，33t=1111.04n.m，2t=1098.17n.m

57、tf=dte2 k=1.5，k=2，7y=0.141，8y=0.143，ck=7.5 b=ckm27代入公式：=ykbpkftnt 7=223.9235mpa450mpa，8=232.3137mpa450mpa故此齿轮满足强度强度要求b. 接触强度校核已知7d= 140.0139mm，8d= 131.5282mm， et =1098.17n.m， 1f=dte2，e=21.0410mpaf=coscos1f，ck=7.5，b=ckm，z=2cossinzr，b=2cossinbr代入公式：)11(418. 0bzjbef= 925.5113n/mm21400n/mm2故此齿轮满足接触强度要求7

58、 四挡齿轮的强度校核a. 弯曲强度校核已知5d= 110.314mm，6d= 131.5282mm，34t=714.11n.m，2t=1098.17n.m tf=dte2 k=1.5，k=2，5y=0.135，6y=0.148，ck=7.5 b=ckm代入公式：=ykbpkftnt 9=190.7924mpa450mpa，10=183.1164mpa450mpa故此齿轮满足强度强度要求28b. 接触强度校核已知5d= 110.314mm，6d= 131.5282mm， et =1098.17n.m， 1f=dte2，e=21.0410mpaf=coscos1f，ck=7.5，b=ckm，z=2

59、cossinzr，b=2cossinbr代入公式：)11(418. 0bzjbef= 942.0075n/mm21400n/mm2故此齿轮满足接触强度要求8 六挡齿轮的强度校核a. 弯曲强度校核已知3d= 140.0139mm，4d= 131.5282mm，36t=377.51n.m，2t=1098.17n.m tf=dte2 k=1.5，k=2，3y=0.125，4y=0.152，ck=7.5 b=ckm代入公式：=ykbpkftnt 3=166.5991mpa450mpa，4=144.1555mpa450mpa故此齿轮满足强度强度要求b. 接触强度校核已知= 140.0139mm，= 13

60、1.5282mm， =1098.17n.m， 3d4det=，e=21.0mpa1fdte2410=，fcoscos1f29=7.5，b=m，ckck=，=z2cossinzrb2cossinbr代入公式：= 1048.194n/mm21400n/mm2)11(418. 0bzjbef故此齿轮满足接触强度要求9 常啮合齿轮的强度校核a. 弯曲强度校核已知1d=84.72067mm，2d=187.2773mm，t1=522.72n.m,t2=1098.17n.m 1f=dte2 k=1.5，k=2，1y=0.135，2y=0.152，ck=7.5 b=ckm代入公式：=ykbpkftnt得到1=