正文-汽车设计

1、车辆与交通学院专业设计说明书近几年来，我国的工程车辆工业发展迅猛，而随着汽车工业的崛起也伴随着对于产品的实验与检测手段的落后。尤其是目前，我国制造汽车尚在起始阶段，还不成熟但作为经济发展支柱的汽车工业，必然要在当今技术潮流中疾进，而以后汽车传动系统发展方向是以自动变速器技术（自动 变速器和液压机械转向装置）为核心，所以为了给汽车自动传动产品完善 设计理念、交检产品性能，控制产品的质量，提高汽车的品质，势必对其 零部件提出更高更严格的要求。传动系是汽车实现发动机动力输出到行驶 的必需 系统，变速器是汽车 传动系中一个重要总成,在设计时，应尽量提 高变速器产品结构和零部件的性能、寿命，为产品设计与

2、质量评价提供可靠的科学依据，缩短产品的开发周期和提高产品质量。变速箱的设计需要在整车设计的总体原则下结合变速箱要满足的具体功能展开。因此本着好用、好造、好修的总原则，力求产品通用化、标准化、系列化。变速箱用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使拖拉机获得不同使用工况下合适的牵引力、方向和速度，使发动机在最有利的工况范围下工作；并能在发动机运转时可较长时间的停车。本毕业设计说明书，主要讲述了最终传动的选择设计和方案分析。对最终传动的分类和工作原理进行了深入的对比和分析，选出最优方案来进 行设计，选择合适的机构和零件。这次设计是在以往所学基础和专业课程 的基础上设计的，经过对比其他车型同类装置的

3、设计方案，有选择的借鉴 或创新来进行设计。本次设计是我们在校期间最后一次设计、学习机会，是对所学知识的一次综合运用，也是我们在走向工作岗位之前的一次重要实战演练。通过 这次设计，我们进一步对所学知识加以巩固，进一步提高搜集资料及查阅 资料的能力，进一步提高我们的团队协作精神。总之，这次设计对我们走向工作岗位有着重要的作用。本次设计得到了曹青梅老师的精心指导。在方案确定和画图过程中，曹老师都一直密切关注，提出许多宝贵意见，并对其中的错误及时给予更 正。最后的全部审阅工作也是由曹老师精心完成，对此我表示最衷心的感 谢。由于本书编写时间仓促，编者水平有限，难免有漏洞，诚恳的希望老 师和同学批评指正。

4、36第一章概述变速器是用来改变改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速的，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，可在启动发动机，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。对变速器提出如下要求：1 ）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置，需要是能进行功率输出。5）换档迅速、省力、方便。6）工作可靠。汽车行使过程中，变速器不得跳挡、乱

5、挡及换挡冲击等现象发生。7）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作燥声低。除此之外，变速器还应当轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、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。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式分类。在原有变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动 操作方向发展的趋势。第二章变速器传动机构布置机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等 优点，

6、故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。§2.1传动机构布置方案分析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、档位数及各档的传动比，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。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路 状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应 愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5 ; 般用途的货车和轻型以上的客车为 5.08.0 ;越野车与牵引车为10.020.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。

7、变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性 及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机 械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者 仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于 1( 0.70.8 )的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降 低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料 消耗。但与传动比为 1的直接档比较，

8、采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮 副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件 的制造精度、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器如图 2-1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

9、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。3图2-1 轿车中间轴式四档变速器1 第一轴；2 第二轴；3 中间轴两轴式变速器如图 2-2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%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一 体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发

10、动机横置 时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿 轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多 装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档 的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。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（igI =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。3图2-2两轴式变速器1 第一轴；2 第二轴；3 同步器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

11、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。本次设计采用中间轴式变速器图2-3、图2-4、图2-5分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传 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

12、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。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿 轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。图2

13、-3中间轴式四档变速器传动方案如图2-3中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图2-3a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图2-3c所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。图2-4a所示方案，除一、倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮 合齿轮传动。图2-4b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 2-4d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要 超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。图2-4中间轴式五档变速器传动方案

14、图2-5a所示方案中的一档、倒档和图b所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。图2-5中间轴式六档变速器传动方案以上各种方案中，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。轿车的变速器常采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器 后端加长，如图 2-3a、b所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最 后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮 和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。变速器用图2-4c

15、所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-4c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方 案的特点。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

16、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。TFj-lab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。

17、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。本次设计采用中间轴式方案如图2-4b，但倒档传动方案有所改动，采用2-6f的常啮合倒档传动方案。§2.2零部件结构方案分析一、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。在变速 器中，除倒档和低档齿轮其余的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样 会使常啮合齿轮齿数增加，导致变速器的质量和转动惯量增大。本次设计除 倒档和一档采用直齿圆柱齿轮

18、其余均采用斜齿圆柱齿轮。二、换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套，和同步器换挡三种形式。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挡，会在齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅是齿轮端部磨 损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使承坐舒 适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服 上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外， 采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡 方式结构简单，制造，拆装与维修工作容易，并能减少变速器旋转部分的惯 性力矩，但除一挡，倒挡外已很

19、少使用。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挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数 多，而齿轮又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲 击，仍然要求驾驶员又熟练的操作技术。因此，目前这种换挡方法只在某些 要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比 较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且 与同步器换挡比较还有结构简单，制造容易，能降低制造成本及减少变速器 长度等有点。使用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，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

20、行驶安全性。同上述两种换 挡方法比较，虽然它油结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛的应用。利用同步器或啮合套换挡，其挡位行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，要求换入不同 挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实 现这一点。本次设计采用的换挡机构形式是所有挡均采用同步器换挡。三、变速器轴承作旋转运动的变速器轴支撑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。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受 结构限制并随

21、所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器结构紧凑，尺寸小的特点，采用尺寸大写的轴承受结构限制， 常在布置上油困难。如变速器的第二轴前端支撑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滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第 二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支撑 在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受 径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后不轴承传给变速 器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。由于变速器向轻量化方向发 展的需要，要求减少变速器中心距，这就影响倒轴承外径的尺寸。为了保证 轴承有足够的寿命，可选用能承受

22、一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。 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 当在壳体前端面布置轴承盖由困难时，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 后端米用外圈由挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通 过对轴承预紧能消除轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。圆锥滚 子轴承也有装配后需要调整预紧，使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响 齿轮正确啮合等一些缺点。当采用锥轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体 受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜。导致齿轮不能正确啮合而损坏。 因此。锥轴承不

23、适合用在线性系数比较大的铝合金壳体上。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。轴承的直径根据变速器中心距确定，并保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6-20mm。滚针轴承、滑动轴套主要用在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、经向配合间隙 小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的经向间隙大、 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。第一轴的后端采用深沟球轴承，第二轴中和齿轮配合的轴承采用滚针轴 承，中间轴两端采用

24、圆锥滚子轴承。第三章变速器主要参数的选择§3.1中心距A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为 变速器的中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮的接触 应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的 接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便 和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要 求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距

25、也 要大些。还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴 的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。对于中间轴式初选中心距 A时，可根据下述公式计算A=KA3.Temaxig(3-1)式中，A为中心距(mn) Ka为中心距系数，商用车取 KA = 8.9 9.6 ; Temax为发动机的最大转矩(N.m)； h为变速器一挡传动比；g为变速器传动效率，取96%。分析该车发动机及相关参数：该车为11吨的重型载货汽车，。按下试计算轮胎半径：按最大爬坡度计算rs 0.0254 b(1)(3-2)2其中入=0.10-0.12 ;取入=0.11代入数据得rs 32.83cm其中 Ka = 9.1

26、，Temax = 52.5Nm ，挡传动比：参考同类车型：取主减速器传动比为i。=6.81，取n t =0.9。mg. maxsTemax i。(3-3)试中:m为汽车重质量 m=11000Kg,g为重力加速度 g=9.8N/Kg,Tmax 为发 动机最大转矩 Temax=52.5N.m,i。为主减速器传动比等于 6.81 ,W max为道 路最大阻力系数等于 0.2533 , r s为驱动轮滚动半径，n t为汽车传动系效率。代入数据得ig1 >3.87。根据车轮与路面附着条件确定一档传动比：ig1G2 rsTemaxioT(3-4)G2为汽车满载时静止于水平路面驱动桥给路面的载荷，G2

27、=mg 66.5%=1300 10 66.5%=8645Kg,为道路附着系数，计算时取=0.5-0.8 ，在此取0.8 o代入数据得ig1 6.91所以7.39 ig1 9.695初选一档传动比为ig1 =4.5第五档为直接档传动比为ig5=1 0其他各档传动比按等比数列来分配：则ig2=3.04， ig3=2.35， ig4=1.5把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距：A=9.13 481 8.35 96% =55.5mm圆整后取A=56mm。§3.2齿轮参数的选取一、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。在变速器中心

28、距相同的的条件下，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少模数，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，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方 面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的 意义，因此齿轮的模数应选的小些；表3 1汽车变速器齿轮的法向模数mn车型乘用车的发动机排量V/L货车的取大总质量a /t1.0<V1.661.6<V2.556.0< 叫 14.0ma>14.o模数mn/mm2.25-2.752.75-3.03.5-4

29、.54.5-6.0第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mnmn 0.473Temaxmm(3-5)其中 Temax=52.5Nm，可得出 mn=1.76mm。一档直齿轮的模数mm 0.333 T1max mm(3-6)通过计算 m=1.24mm。由于我们设计的货车的总质量为IIOOOKg,所以参照表3 1 选取 mn=2.5mmm=2.5 mm。二、齿形、压力角 a、螺旋角B和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-2选取。表3-2汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角 a螺旋角卩轿车高齿并修形的齿形14.5 °， 15 °，16 ° 16.5

30、 °25 ° 45 °一般货车GB1356-78规定的标准齿形20 °20 ° 30°重型车同上低档、倒档齿轮22.5 °，25 °小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的 抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对 货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器一档、倒档齿轮压力 角a取25°其余齿轮取 20° ,同步器取30°斜齿轮螺旋角 B取20 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵 消。为此，中间轴

31、上的全部齿轮一律右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿 轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽， 以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m ， mm斜齿 b=(6.08.5)m ， 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。本次设计直齿轮 b=6x2.5=15mm斜齿轮 b=2

32、.5x8 =20mm三、齿轮变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节。采用变位齿轮，除为了避免 齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨 损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。齿轮变位主要有两类：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 到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点使不能同时增加一对 齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。 角度变位即具有高度变位的优点，又避免了其缺点。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各 挡传动比的需

33、要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮由 相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。对于斜齿轮传动，可以通过选择合 适的螺旋角来达到中心距相同的要求。我在齿轮设计中，对需要变位的齿轮采用了角度变位的方法来保证中心距。§3.3各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的挡数、传动比和 传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应尽量不是整数，以使齿面磨损均匀。一档和倒档采用直齿轮，其余采用斜齿。1.确定一档齿轮参数及传动比:一档传动比i乙Z9i gIg乙乙0（3-7）为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和Z :Z2Am（3

34、-8）图3-1五档变速器示意图Z 10(3-9)由已知数据可知Z2/ Z1=1.77Z1igiZ9其中 A =l38mm m =2.5 ； 故有Z =45货车变速器一档直齿轮的最 小齿数为12-14，此处取乙0=13， 则可得出Z9=32。上面根据初选的 A及m计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 3-8 ）看出中心距有了变化, 这时应从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作 为以后计算的依据。这里Z修正为46，则根据式（3-8）反推出 A=56mm2. 确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等A

35、m n (Z(3%2 cos由此可得：2Acos乙 Z2(3-11)n而根据已求得的数据：3= 20 °。(3-10 )与(3-11)联立可得:乙=15.11 取 Z1=18、Z2=27.3 取 Z2=28。根据式(3-7)可算出一档实际传动比为:根据式(3-10 )可算出：3=19.603. 确定其他档位的齿数二档传动比igZ2 Z7i gi =4.28(3-12)而 ig ii =4.91由已知数据可知对于斜齿轮:Z 7/Z8 = 1.954Z 2Acos(3-13)故有：Z7 + Z8 = 46mn(3-12)联立(3-13)得：:Z7 = 28 , Z 8 = 18。 按同样

36、的方法可分别计算出：三档齿轮：Z 5 = 32 , Z6 = 33 ； 四档齿轮：Z 3 = 23， Z4 =424. 确定倒档齿轮的齿数般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比igr取7.5。取中间轴上倒档传动齿轮的齿数而通常情况下，倒档轴齿轮Z13取2123，此处取 乙3=23。由Z1213。iZ11 Z13 Z2i grZ13 Z12 Z1(3-14)可计算出Z11 = 32 。故可得出中间轴与倒档轴的中心距1A - mn(Z11 Z13) 44mm(3-15)而倒档轴与第二轴的中心A''囲Z11Z13)67 mm变速器齿轮参数表3-3齿轮齿轮模数压

37、力角螺旋角齿数12.52019.60 °1822.52019.60 °2832.52019.60 °2342.52019.60 °4252.52019.60 °3262.52019.60 °3372.52019.60 °4182.52019.60 °2492.52532102.52513112.52532122.52513132.52523第四章 变速器的设计与计算§4.1轴的计算与校核,其就当变速器挂一挡时轴受力最大，所以只要一挡时轴的强度满足要求 符合要求只，下面只校核一挡时中间轴的强度。一.中间轴的

38、受力分析中间轴的轴向力基本上已相互抵消可以不予考虑1. Ti Temax 52500 (N.mm)2TiFti=-=1566 (N)d2Ftitq nFri 一 - =926 (N) cosFa1 Ft1tg =816.75 (N)cZ22. T2 Temax =224700 (N)Z1Ft2二 r =15485.7( N)d12 cos 12Fr2 =Ft2ta -=7677(N)Fa2 Ft2 tan 0XZ面受力分析1.(N)(N)代入数据得：Fri ''2.代入数据得：Fr2''三.X 丫面受力分析:1.代入数据得：FR(N)2.代入数据得： FR2&#

39、39;(N)四.作力矩图1. X Z 面2 .X Y面3.合成五.校核计算T=397717mm 3;d332346589 mm ;轴的材料选用20GrMnTi,采用渗碳、淬火、回火处理。在低档工作时ca=400MpaWca279.5Mpaa；验算合格§4.2齿轮的计算与校核一挡齿轮因其承受载荷最大，所以只要它满足要求，其它各挡都满足要求,由于常啮合齿轮一直处于工作状态，因此也要对其进行校核。下面对一挡齿 轮和常啮合齿轮进行校核。齿轮的计算校核公式:1.弯曲应力：直齿,F,k kf2Tgk K fm'ZKcy(4-1)F1k kf2Tgk cos斜齿，w1 fg 3(4-2)b

40、tykmn z&yk式中：F1 圆周力；k 应力集中系数；kC齿面宽系数；t 法向齿距；y齿行系数；k 重合度影响系数； kf 摩擦力影响系数。wbty1 fe 112 .齿面接触应力：j 0.418 j (4-3)V bzb式中：F 齿面上的法向力；E齿轮材料的弹性模量E=210000;b齿轮接触的实际宽度；z, b 主从动齿轮节圆处的曲率半径。二、校核中间轴一挡齿轮：1.弯曲应力：F1k kf2Tgk Kfwbtym3ZKcy其中：k =1.65kf =1.1 k c=8 y= 0.16974 z=13 m=2.5Tg = 397717 Nmm代入数据得：w = 194.4 Mpa

41、许用应力在400-850 Mpa之间，所以合适。2.接触应力:0.4叫牛F仁去=37770N dFiF=cos cos=43072Nb=20mm直齿轮：z rzsi n16.5b rbsi n41.84贝 Uj = 1852.4 Mpa一档和倒档得许用接触应力在1900-2000Mpa之间，所以合适。三、校核第二轴一挡齿轮：1.弯曲应力：八2图4-1 齿形系数图bty2Tgk Kfm3ZKcy其中：k =1.65Tg = 397717 Nmmkf =0.9 kc=8 y= 0.16974z=32 m=2.5代入数据得：W = 536.3 Mpa许用应力在2.接触应力：400-850 Mpa之间

42、，所以合适。0.418F1=2T =12836N dF=cos cos=15431Nb=27则 j =530.1 Mpa一档和倒档得许用接触应力在1900-2000Mpa之间，所以合适。四、校核第一轴常啮合齿轮:1. 弯曲应力：F,k kf 2Tgk cosbtykmn3zkcykk =2 , k c6.0,其中：Tg = 386500 Nmm , k =1.65 , y=0.138 mn=2.5 ,=19.60 ° , z=18 。代入数据得:w = 42.3 Mpa对于货车，当计算载荷取Tg作变速器一轴上的最大转矩时，常啮合齿轮许用弯曲应力为w 100 250Mpa，所以合格。2

43、.接触应力：F1=经=7638.4N dF=8653.5Nb=20cos cosrzsi n2cos=20.5rbsi n2cos=44.32则 j = 346 Mpa当取Tg守时，变速器常啮合齿轮的许用接触应力为1300-1400Mpa,所以合格。五、校核中间轴常啮合齿轮:1.弯曲应力：F“k kf2Tg k coswbtykmn'z&yk其中：T g = 386500 Nmm ,k=1.65 , y=0.138 ,k =2 , k c=6.0mn=4,3=19.60 ° , z=28。代入数据得：w = 57.63 Mpa对于汽车，许用弯曲应力为2.接触应力：当计

44、算载荷取Tg作变速器一轴上的最大转矩时，常啮合持论w 100 250Mpa，所以合格。c,c|fE11i 0.418 j1 bzb2TgFi=丄=3230N dF=Fi=3864Nb=20cos cosrzsi n2cos=20.5rbsi n2cos=44.32则 j = 225 Mpa当取Tg481-518Mpa,所Temax时，变速器常啮合齿轮的许用接触应力为2以合格§4.3轴承的计算与校核校核中间轴右轴承，当挂一挡时其承载最大，所以只要它满足要求，其它 的都满足要求。已知轴承：额定动载荷cr = 102 (KN)额定静载荷 Cor = 76.2 (KN)Fa Fa2 Fa1

45、= 3025 (N)Fr2 . 4522 389322 =39423 (N)Fa=0.072 ,Fr2FaCor0.04099 ,查表得:e=0.37FaFr2e，所以 Por Fr2=39423N ，所以 0.4Fr2 1.6Fa =21527取 Por Fr2=39423N冲击载荷系数fp 1.5P fpF2 = 5986710 ,n=7675,3代入数据得： Lh(C) =543276 (h)(4-4)60n p因为一挡使用率是1 %所以应如下验算其里程：L=n Lh/住=543276 60 7675 0.000001/1%=659754 ( km)对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万km

46、,货车和大客车 25万km,所以满足要求§4.4键的校核计算键主要用于轴和毂的联结以实现周向固定并传递转矩这次设计中间轴和 第一轴一挡均采用键联结，这里只校核第二轴一挡齿轮的花键。一、花键的校核计算 花键应满足挤压强度:(4-5)2T 1000Zhldm式中为载荷分配不均系数这里取0.8 , Z为花键的齿数，L为齿的工作长度,h为花键侧面工作高度，dm为花键平均直径。为花键许用挤压应力取70 Mpa。第一轴花键规格:B为856 62 10，工作长度 L为10mm。p 56 70 Mpa，适合。 所以键的规格满足设计要求。 二、平键的校核计算 普通平键连接的强度条件为:2T 1000k

47、ldp， Nm;(4-6)式中:T为传递的转矩(t Fy f2)，Nm ；k 键与轮毂键槽的接触高度， k 0.5h，此处h为键的高度，mm ；I键的工作长度，mm,圆头平键I Lb，这里的L为键的公称长度,mm ； b为键的宽度， mm ；d 轴的直径，mm ；p键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，此处p100 120Mpa。键 14 63GB1096-79:T=52.5 Nm， k=5.5， l =10， d=20。p =45.2Mpa。同理：键 8 25GB1096-79:T=52.5 Nm, k=6， l =10， d=24。p=93.6Mpa 。第五章同步器的设计同步器有常压式

48、、惯性式和惯性增力式三种，目前得到广泛应用的是惯 性增力式同步器。惯性增力式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角 速度完全相等之前不允许换挡，因而能很好的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。因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，因而主要用于承用车和总质量不大的火车变速器中，这次设计我采用的 都是锁销式同步器。同步过程与锁销式类似，但锁止元件是式个锁销及相配的锁销孔倒角， 另有三个以弹簧及钢球定位的定位销，作为弹性元件的

49、三个弹簧及相应的定 位钢球是装在配合套的钻孔中，使啮合套等在空挡时保持中间位置。摩擦元 件是鉚在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面，其摩擦 锥面径向尺寸大，转矩容量大，广泛用于中、重型货车。一.锁销同步器主要尺寸的确定1. 接近尺寸b:同步器换挡第一阶段中间，摩擦环向摩擦盘作轴向移动，摩擦盘与摩擦环之间的轴向距离b，称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取 b (0.140.2) R。2. 滑块转动距离 c c=8mm二主要参数的确定1. 摩擦因数f同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。 摩擦因数除与选用的材料有

50、关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油类型和温度等因素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮山的锥面部分与齿轮做成一 体，用低碳合金钢制成。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩 擦因数f取为0.1。2. 摩擦环主要尺寸的确定(1) 同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计德窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间德油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强。使磨损加快。通常轴向泄油槽为6- 12个，槽宽3-4mm(2) 锥面半锥角a摩擦锥面半锥角a越小，摩擦力矩就越大。但a过小则摩擦锥面将产生自锁。通常取口=6° - 8°。一般取=7°。(3) 摩擦锥面平均半径R R设

51、计德越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件德尺寸和布置的限制，原则上是在可能的条件下，尽可能使R取大些。(4) 锥面工作长度 b缩短锥面工作长度 b，可使变速器的轴向长度缩 短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。3. 锁止角B锁止角B选的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到 零值才能进行换挡。已有结构的锁止角在26°- 42。范围内变化。4. 同步时间t同步起器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同 步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴、输出轴 的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的

52、轴向力，均对同步时间有影响。对 于承用车变速器，高挡取 0.15 0.30s，低挡取 0.50 0.80s。5. 转动惯量的计算其转动惯量的的计算是：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡位 转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出； 若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按数学公式合成并求 出转动惯量值。第六章变速器操纵机构设计根据汽车的使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和 实现换挡或退到空挡。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换 挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡， 轻便换挡。用于机械

53、式变速器的操纵机构，常见的是有变速杆、拨块、拨叉、变速 叉轴及互锁、自锁和倒挡装置等主要零件组成， 并依靠驾驶员手力完成选挡、 换挡、或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。手动换挡变速器又分为直接操纵手动换挡变速器和远距离操纵手动换挡 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挡功能的手动变速器，称为直接 操纵变速器。这种操纵方案结构简单，已得到广泛应用。变速器距离驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传 动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种变速器称为远距 离操纵手动变速器。这时要求整套系统又足够的刚性，且各连接件之间间隙 不能过大，否则换挡时手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时， 变速杆支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换挡传 动机构、