254L排量轻卡手动变速器设计

1、2. 54l排量轻卡手动变速器设计摘要:木设计的任务是设计一台用于轻型卡车上的三轴式五档手动变速器。汽车传动 系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传 至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。木设计在给定发动机功率、输出转矩、转速及 总传动比、整车总质量等条件下，结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识， 着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算，并对变速器的传动方 案和结构形式进行设计，从而提高汽车整体性能。关键词：变速器，齿轮，三轴式the design of manual gearbox for light truck with 2.54l e

2、missionabstract： the design is to devise a three-axis type 5 block manual gearbox. automobile transmission system is the key part of the automobile. its task is to regulate the transformation engine performance, dynamic and effective economy is transmitted to the driving wheel, to meet the use of ca

3、rs. this design is in a situation with given engine power, torque, speed and the transmission ratio, vehicle quality conditions, combined with the automobile design, automobile theory, knowledge of mechanical design, focusing on the design and calculation of structural parameters of transmission gea

4、r, shaft structure and size, and the design of transmission scheme and structure style of gearbox and the design of the operating mechanism and the synchronizer structure, so as to improve the overall performance of the ca匚key words: transmission; gear; three-axis type前言11变速器的总体方案设计31. 1. 1固定轴式变速器41

5、.2.3传动方案的最终设计813变速器零、部件结构方案分析101.3. 1齿轮形式101.3.2换挡机构形式101.3.3变速器轴承102变速器主要参数的选择和计算122.1本设计的数据准备122. 2挡数和传动比范围122.2. 1 挡数122. 2.2传动比范围122.3主要参数的计算122. 3. 1最小传动比的确定122.3.2最大传动比的确定142. 3.3档位数的确定152.4中心距a162.5外形尺寸173变速器各挡齿轮的设计及计算183. 1齿轮参数的选择183. 11模数183. 1.2压力角q183. 1.3螺旋角193. 1.5齿轮变位系数的选择原则193. 1.6齿顶高

6、系数203.2各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算203. 2. 1 一档齿数及传动比的确定203.2.2确定常啮合齿轮副的齿数213.2.3二档齿数及传动比的确定223. 2.4倒档齿轮齿数及传动比的确定223. 3变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整233. 3. 1 一挡齿轮的变位233. 3.2倒挡齿轮的变位253.3.3齿轮螺旋角的调整263.4总结各挡齿轮参数274变速器齿轮的校核294. 1齿轮材料的选择原则294.2变速器齿轮弯曲强度校核294. 2. 1直齿轮弯曲应力久294.2.2斜齿轮弯曲应力314.3变速器齿轮接触强度校核334. 3. 1轮齿接触应力j334. 3.2各挡齿

7、轮接触强度校核345变速器轴的设计与校核375. 1轴的结构和尺寸设计385. 1. 1轴的结构385. 1.2轴的尺寸395.2轴的强度验算395. 2. 1第一轴的强度与刚度校核395.3中间轴的刚度校核405. 3. 1轴的刚度验算425.3.2中间轴的强度计算436变速器同步器与操纵机构的设计476.1同步器设计476. 1.1同步器的功用及分类476. 1.2锁环式同步器476. 1.3主要参数的确定506.2操纵机构设计516. 2.1变速器操纵机构设计要求516. 2.2换档位置设计526.3变速器壳体537设计与总结54参考文献55致谢56如今汽车工业迅速发展，汽车发展的趋势是

8、，车型的多样化和个性化。而变速 器的设计是汽车设计中的一个重要环节。近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛 发展，给手动变速器带来很人的冲击，但手动变速器已经应用相当长的吋间，经过反 复改进试验，制造的技术变得成熟，与其它类型的变速器相比，具有以下优点：1. 手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器省油。2. 手动变速器结构简单，工艺成熟，市场需求大，且生产成本低。3. 维修方便。4. 可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。随着我国汽车工业持续的发展，以及汽车行业发展的速度，如何设计岀经济实惠, 工作可靠，性能良好，且符合我国国情的汽车，对设计者来说，成为了所面临的问题。 我们同时面临着机

9、遇与挑战，所以，我们更加应该为我国的汽车行业做岀力所能及的 应有贡献。经过这四年的努力学习，我掌握了一些基础知识和专业知识。在大学即将毕业的 时候，而我也将走向工作岗位，按照国家教委和学校的要求，我进行了对轿车五档变 速器的设计。毕业设计是我们对学过的知识的实际应用，充分体现了我们对学过的知 识的掌握程度和创新思维。通过本次的设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际 应用能力，并为以后的工作打下良好的基础。汽车变速箱已经发展了一百多年，经历了从手动变速器到自动变速器的发展过 程。目前世界上使用最多的汽车变速器共有五种形式：无级变速器、手动变速器、手 自一体变速器、自动变速器和双离合变速器。随着

10、汽车工业快速发展的今天，随着油价上升和汽配技术的成熟应用，变速器发 展面临以下问题：1. 如何能设计出更加环保经济的变速器。2. 如何能设计出既操纵方便快捷口还能满足驾驶员乐趣的手动变速器。3. 如何克服难关，设计出具有结构简单、高效传动、车速平稳以及驾驶舒适的 变速器。总而言之，变速器是各类汽车的主要装置之一，随着汽车技术的不断发展和人量 的市场需要，变速器行业将会在发展过程中取得巨大的成就。针对着变速器行业市场 的需求，向着操作简单、舒适方便、高效率、低油耗且节能环保等方向发展，以达到 汽车爱好者的要求及变速器市场的需求。1变速器的总体方案设计汽车传动系是汽车的核心组成部分，其任务是调节、

11、变换发动机的性能，将动力 有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重 要部件。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 速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济 性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工 业的发展，增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能是轿 车变速器的设计趋势囿。1.1变速器设计的基本要求变速器设计的基本要求为：1）保证汽车有必耍的动力性和经济性。2）设置空

12、挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。6）变速器应有高的工作效率。7）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器述应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等 要求。1. 1变速器传动机构的布置方案1.1.1固定轴式变速器机械式变速器的传动机构布置方案分为两种：两轴式变速器和（三轴式）中间轴 式变速器。中间轴式变速器，如图1.1所示，主要应用在发动机前置后轮驱动汽车和发动机 后置后轮驱动的汽车上。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、第二轴直接连接起來传递扭矩则

13、称 为直接档。并且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。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。输入辅3扌当 w皓斜齿轮输入轴 常喑斜齿轮03因定离合器4扌当.r扌当离合2s血出输3抬中间轴i扌当 常聒斜齿轮周合永2?当离合as根合套擒出轴4宿 常略斜齿轮倒皓轴r扌当齿轮输出轴席轄斜齿轮h9i齿轮倫岀轴2扌当齿轮中间轴籌斜齿轮中词紬2扌当 常聒斜齿轮图1. 1中间轴式变速器而两轴式变速器，如图l 2所示，多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。它具有轴和轴承数少，结构简单、易布置等优点。此外，各屮间档因为只经一对齿轮传动， 故传动效率高，同吋噪声小。但两轴式变速

14、器不能设置直接档，工作噪声增大且易损 坏。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）夕卜，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；各 个档的同步器大都装在第二轴上，因为一档的主动齿轮尺寸较小，比较难安装同步器;3图1.2两轴式变速器1轴一；2轴二；3同步器综上所述，由于此次设计的2.54l轻卡变速器的驱动形式属于发动机前置，后轮 驱动，且口j布置变速器的空间较小对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车 速高，故选用三轴式变速器。选择五档变速器，并且五档为超速档。图1. 3为中间轴式五挡变速器传动方案。图1. 3a所示方案，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图1.3b、所示方案的各前进挡

15、，均用常啮合齿轮传动。b)ja)c)d)图1.3中间轴式五挡变速器传动方案图1.3c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图13d所示的方案中 倒扌当和超速描安装在副箱体里，可提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作的噪声。一般采有常啮合齿轮传动的挡位，换挡方式可以用同步器或者啮合套来实现。同 一变速器中，挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。1. 2. 2倒挡布置方案常见的倒档结构方案有以下几种：图14。为常见的倒挡布置方案。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器中。图l4

16、b所示方案的长处是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，从而缩短了中 间轴的长度。但是换挡时有两对齿轮一起进入啮合，使换挡变得困难。某些轻型货车 四档变速器采用此方案。图14c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l4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。图l4e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l4f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2.4g所示 方案。其缺点为倒挡时候须各用一根变速器拨叉轴，导致变速器上盖中的操纵机构变 得相对复杂。综合考虑，本次设

17、计采用图1.4f所示方案的倒档换档方式。图1.4倒挡布置方案1. 2. 3传动方案的最终设计通过对变速器型式和传动机构方案的分析与选择，确定的传动方案如图2. 5所示。 各档的同步器装在输出轴上，方便布置，倒挡齿轮副采用常啮合齿轮，使换挡更为轻 便。其传动路线为：1档：一轴一1->2->中间轴一10-9-9、11间同步器一二轴一输岀2档：一轴-屮间轴一87-5、7间同步器一二轴->输出3档：一轴一1->2->中间轴->6->5->5> 7间同步器一二轴->输出4档：为直接档，即一轴一1-1、3间同步器一二轴一输出5档：一轴一12中间轴

18、一4->3->k 3间同步器一二轴一输岀倒档：一轴一1 2->中间轴->1213-11-9、11间同步器一二轴->输出1.3变速器零、部件结构方案分析变速器的设计方案必需满足以下要求：使用性能、制造条件、维护方便。在确定 变速器结构方案时，也要考虑齿以下因素：轮形式、换档机构形式、轴承型式。1. 3. 1齿轮形式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。有级变速器结构发展的趋势是增加常啮合齿轮副的数目，因此可采用斜齿轮，相 比直齿圆柱齿轮，斜齿圆柱齿轮的优点是使用寿命长，工作时噪声较小；缺点是制造 时复杂，工作吋产生轴向力。变速器中的常啮合齿轮都采用斜齿圆柱齿轮，这样

19、会使 常啮合齿轮数增加，并致使变速器的转动惯量变大。因此，在本设计中除一档外，均 采用斜齿轮传动。1. 3. 2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。采用同步器换档的方法可以使齿轮在换档时不受冲击，充分发挥齿轮强度，同时, 操纵轻便，缩短换档时间，此外，该种型式还方便实现操纵自动化。缺点是结构复杂, 制造精度要求高，轴向尺寸增加，铜质同步环的寿命较短。目前，同步器广泛应用于 各式变速器中。本设计所釆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。它可以 从结构上保证接合套与待啮合齿圈在达到同步z前不可能接触，避免齿间冲击和发生噪声。1. 3. 3变速器轴承

20、变速器轴承常采用球轴承、圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、滚针轴承、滑动轴套 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。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。变速器中采用圆锥滚子轴承的优点是直径较小、宽度较宽、可受高负荷，缺点是 需要调整预紧、磨损后轴而影响齿轮正确啮合。在木设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚 针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴 承。屮间轴前、后轴承采用圆锥滚子轴承。2变速器主要参数的选择和计算2. 1本设计

21、的数据准备本设计的相关数据见表2.1表2.1整车主要技术参数2. 2挡数和传动比范参数名称数据单位整车总质量2160kg总传动比4. 7最大马力90ps发动机功率67kw最大功率转速3000rpm最大扭矩220nem最大扭矩转速1800-2100rpm轮胎规格6. 5016lt2. 2. 1挡数增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性。变速器的结构复杂和档数成正比，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。挡数选择的要求：1.相邻扌肖位之间的传动比比值在1. 8以下。2高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。目前，轿车一般用45个挡位变速器，货车变速器采用45

22、个挡或多挡，多 挡变速器多用于重型货车和越野汽车。因此，本次设计的轻卡变速器为5档变速器。2.2.2传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接 档，传动比为10；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。目前乘用车的 传动比范围在3.04. 5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则 更大。本设计初选最高档传动比为0. 75o2. 3主要参数的计算2. 3.1最小传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：ua = (0.3力 0.472 )竺(2.1)式屮：ua汽车行驶速度(km/h)；n发动机转速(r/min)；r 车轮滚

23、动半径(m)；z；变速器传动比；2。主减速器传动比。已知：总传动比z°=4.7；最高档为超速档，传动比仏二0.75；车轮滚动半径由所 选用的轮胎规格6. 5016lt得到r=364. 25(mm)；发动机转速=3000 (r/min)； 由公式(3.1)得到主减速器传动比计算公式：0.75x4.7叫祁=(0.377 0.472)工=(0.377 0.472)x 3000x36425x10 ' = 116.87 146.322. 3.2最大传动比的确定按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角 e吨坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加

24、速阻力为零，空气 阻力忽略不计）。公式如下：心 "» gf cos % + g sin 仏（2.2）r式中：g车辆总重量（n）；f 坡道面滚动阻力系数（对沥青路面/ = 0.01-0.02,取0.015）;发动机最大扭矩（n m）；主减速器传动比;变速器传动比;传动效率;r 车轮滚动半径；0唤最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约167）由公式（3.2）得：(2.3)己知:ma = 2160kg ； f = 0.015 ； amax = 16.7° ； r = 0.36425m ； 7；max = 220 n m；=4.7； g=9.8m/s2； 7t =

25、 95%x96%x98% = 89.4% ,把以上数据代入(3.3)式:= 2.52> (2160x9.8x0015xcosl6.7°+2160x98xsinl6.7°)x0.36425_220x4.7x0.894w g2(p同时，一扌当传动比还应满足附着条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产 牛滑转现象。公式表示如下：(2.4)式屮：g驱动轮的地面法向反力；对于ff轿车，空载时前轴负荷为56% - 66% , 即平均前轴负荷为汽车总重的61%o(p 驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面©可取0.7 - 0.8 z 间。由公式(3.4)得：(2

26、.5)已知：g2 =2160x9.8x0.61 = 12612.48/v ； 0 = 0.8； r = 0.36425m : 7；max = 220 : % =4.7；几=0.894,扌巴以上数据代入(3.4)式得:./ 12912.48x0.8x0.36425,心咕 <=4.07220x4.7x0.894所以，一档转动比的选择范围是：2.52 </；, <4.07初选一档传动比为3.85o2. 3. 3档位数的确定超速档的的传动比一般为0.70.8,木设计取五档传动比ig5=0.75o 中间档的传动比理论上按公比为：的等比数列，实际与理论略有差别，因齿数为整数且常用档位间的

27、公比宜小些,根据上式可得出：9 = 1.51。故有：l=255、心=169、小=112 （修正为1）。满足相邻挡位之间的传动比比值在18以下，若邻档传动比比值大，则挡数少， 结构简单；若邻档传动比比值大于18,则换档困难。因此，各挡传动比与一挡传动比的关系为：5= 3.85, 入=2.55, =1.69,:二10, 入"兀2. 4中心距a对三轴式变速器，将变速器屮间轴与第二轴轴线z间的距离称为变速器屮心距a。 中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。从布置轴承的可能与方便和不影响壳 体的强度考虑，要求中心距取大些。初选屮心距a时，可根据下述经验公式：a =兀冷陰3几（2.6）式中：

28、a_变速器中心距（mm）；©中心距系数，商用车：k八=8.6 9.6；。杯发动机最大转矩（nm）, t =22o7v-m；讥变速器一挡传动比，加二3. 85 ；x 变速器传动效率，取96% ；则，a= （8.69.6） xv220x3.85x0.96 =80.3-89.6mm对两轴式变速器，是将输入轴与输出轴之间的距离成为变速器中心距.中心距越 小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有 必要的接触强度来确定。轿车变速器的中心距在6580mm范阖内变化，货车的变速器中心距在80 170mm 范围内变化。原则上总质量小的汽车中心距小。故初取a=85mm.

29、2. 5外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档屮间齿轮和换档机构的布置 初步确定。档数、换档机构形式以及齿轮形式都可影响变速器壳体轴向的尺寸。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：l = (2.7 3.0)a = (2.7 3.0)x85 = 229.5 255 mm初选长度为240mmo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变速器各挡齿轮的设计及计算3. 1齿轮参数的选择3. 1. 1模数选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：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；从工艺方而考虑，各档齿轮应 该选用一种模数

30、；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。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。轿车和轻型货车取235,选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 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。mn 二 kijtemajlo =2.80高档齿轮 k=1加二07乂心為久/10 =3.35一档齿轮表3. 2汽车变速器常用齿轮模数第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根据表3.2, 档齿轮的模数定为3. 5nui),

31、二、三、四、五档及倒挡的模数定为3. 00mm,啮合套和同步器的模数定为3. 5mm3. 1.2压力角a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° o啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。 木变速器为了加工方便，除需变位齿轮外，全部选用标准压力角20。3. 1. 3螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的

32、强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角 时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。货车变速器斜齿螺旋角0的选择范围：1&26。本设计初选螺旋角全部为22。3. 1.4齿宽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。通常根据齿轮模数m （他）的人小來选定齿宽b：直齿：b = kcm ,为齿宽系数，取为4.58.0斜齿:b = kcmn, &取为 6.0-8.5,啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（24） mmo初取直齿ke =8,斜齿kc =7o因一对齿轮啮合时小齿轮应做到宽一些，既能保证 实际啮合齿宽，又是节省材料，降

33、低重量的最佳选择，故各齿轮齿宽应在后续设计屮 做进一步调整。3. 1. 5齿轮变位系数的选择原则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。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）对于高描齿轮，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）对于低扌当齿轮，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

34、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、二描以外的其它各挡齿轮的总变位系数要 选用较小一些的数值。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。木设计应在后续设计中考虑是否存在对齿轮进行变位的需要。3. 1.6齿顶高系数齿顶高系数对齿轮本身以及其工作有着很大的影响。而在齿轮加工精度提高以 后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为l.ooo所以木设计的齿顶高系数取l.ooo3.2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。同时，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面 磨损均匀。根

35、据图2.5确定各档齿轮齿数和传动比。3. 2.1 一档齿数及传动比的确定一档传动比为:/, =1.a = 3.85(3.1)zi ziozl = = 48.6 = 49(3.2)m已知：a=85mm; 0 = 22。；加= 3.5,将数据带人(3.1), (3.2)两式，齿数取整, 选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮的 齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。则取z二49。当轿车三轴式 的变速器a ='5 3.9时，则轻型货车可在1517之间选取，此处取乙。二16,则可 得出厶二33。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

36、整数后,从式(3. 2) 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 正后的屮心距作为以后计算的依据。这里z修正为49,则根据式(3.2)反推出/i二85. 75mm。3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数由式(3.1)求出常啮合齿轮的传动比(3.3)由已知数据可得：玉= 1.87而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，口斜齿轮中心距(34)a 二叫(z + z?)2 cos/?由此可得:2acos0z|+z2=(3.5)根据己知数据可计算出：zi+z2=53o联立方程式可得：z产19、z2=34o则根据式(4.1)可计算出一档实际传动比为a “693. 2.3二

37、档齿数及传动比的确定二档传动比.=空空(3.6)z z8而i2 = 2.55故有：z7/z8 = 1.425,对于斜齿轮:“畑0(3.7)叫故有:z7 + z8 = 53联立方程式得：z7 =3k z8 = 22 o按同样的方法可分别计算出：三档齿轮z5=26. z6=27 ；五档齿轮z3 = 16、z4 = 37 o3.2.4倒档齿轮齿数及传动比的确定倒挡轴上的倒挡齿轮引的齿数，一般在2123之间，初选zi3=23,廟=玉玉.玉；=385(3.8)z3 zi2 zl为了保证齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，如 + 如+ 0.5" =86(3.9)2 2心=(引

38、+2/?：加(3.10)(3.11) 已知:叫=3.0, a = 86, /< = 1,把数据代入式(3.8), (3.9), (3.10, (3.11),齿 数取整，解得：z=36,z2=17,则倒档传动比为：九2=(z、2 + 2h：)mzh z13 z236 23 34z|3 z|2 z|23 17 193.79中间轴l倒档轴之间的距离:mh -(z13 + z12) _ 3.0x(23 + 17)2cos02 cos 227=64.7 mm取 a =65mmo输岀轴与倒档轴之间的距离:人"二他.(zh+zii)2cos03.0x(23 + 36) w u =95.5 m

39、m2cos 22°取 a =96mim3. 3变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整3. 3. 1 一挡齿轮的变位由一挡齿轮齿数的计算结果， =16,小于不产生根切的最小齿数17,因此， 为了避免产生根切，提高轮齿的抗弯强度，提高传动重合度，应对一挡齿轮进行变位。对一挡齿轮进行角度变位：啮合角：acos6t =cos6t =85.7586xcos 20(32)a = 20.45°计算变位系数和:（3.13）_（zo + z9）0w_ma102 tan a由渐开线函数加皿火=taiq -匕得：则，加辺0。=0.014904 , znv20.45° =0.01597708

40、 ,xz = 0.07223slu2呦2m3沁加30ismanjbttlllviniwal.vllmb 7 1%少3|匕匕|1»5_ siaiiisiiibi一 巴2二筍1匕7事 /nnii ilwmepssibi!?-"5"1 皿兰三！ bk mwg=wbfl mw雯®|*比402心？ u!：*沁图3.1变位系数分配曲线图由图3.1,根据变位系数分配曲线图对齿轮齿数进行合理分配，以保证齿轮不发 生根切，并使齿轮弯曲疲劳强度得到提高。xi0 = 0.372, x9 = 0.3中心距变动系数（34）=g= 86-85.75 二0 074m3.5齿顶高降低系

41、数y =（兀1（）+兀9）一） =0.0010(35)3. 3. 2倒挡齿轮的变位由倒挡齿轮齿数的计算结果，知=17 517,同样，对倒挡齿轮进行变位。(3.16)对倒挡齿轮进行角度变位: 分度圆压力角：tan at = tan an / cos (3已知：an = 20°0 = 22°,则匕=21.43°。端面啮合角:(3.17)acos% =cos6& acosaj =4cos6tz = cos21.43°h a 165cos a打=2 cos ar =-cos 21.43°a 19622.18°= 22.09°

42、外啮合圆柱齿轮传动变位系数的选择中，斜齿轮的变位系数可按直齿轮的选择7方法选择，但要用当量齿数j代替z,求得的是法向变位系数x。cos' 3cos3 0cos3 22°z13 23cos3 pcos3 22。z11 36cos'0cos3 22°zzvll-45=29zvi3zv12己知倒挡轴和屮间轴的中心距a =65 ,倒挡轴和第二轴的屮心距4” =96,计算变位系数和xn2 + xn3z、，12 + z“3)c“eii”e)2 tan ahxn + xn3zdi+ zynnva -invat2 tan an(3.18)(3.19)已知:zvll=45,

43、zvl2 = 22 , zvl3 = 29 , znv21.43° =0.01848, mv22.09° = 0.0203 , mv22.18° =0.0206.则兀 11 +西3 = 0.216，xn +知=0.127同样，由图3，根据变位系数分配曲线图对齿轮齿数进行合理分配，以保证齿 轮不发生根切，并使齿轮弯曲疲劳强度得到提高。xh = 0.3,xi2 = 0.2中心距变动系数a -a 65-64.7 小.儿严=0叫3.0a a 96 95.5 n(3.20)(3.21)齿顶高降低系数儿 1 =(“3+兀 12)一 x =0°27人儿2 =（几+耳）

44、一）2 =°°49(3.22)(3.23)齿轮13既要与齿轮11啮合，又要与齿轮12啮合，所以齿轮齿轮13的齿顶高降 低系数应取）,人旳中较大者，以保证所需的顶隙。3. 3.3齿轮螺旋角的调整斜齿轮可以通过改变螺旋角凑中心距，以达到标准中心距耍求。二挡齿轮螺旋角修正:cos 02(z7 + z8)加” _ (31 + 22)x3.02a _2x86即 0 = 22.42° o三挡齿轮螺旋角修正:cos 0?=(z5 + z6)叫2a(27 + 36)x3.02x86即 0 = 22.42° o五挡齿轮螺旋角修止:cos0、(z3 + z4)m/z _ (

45、16 + 37)x3.02a _2x86即 0 = 22.42° o34总结各挡齿轮参数根据以上计算所得数据，各挡齿轮参数总结如下表3.3o表3. 3各挡齿轮参数常啮齿轮五挡齿轮三挡齿轮二挡齿轮一挡齿轮倒挡齿轮齿号z1z2z3z4z5z627z8zgz】oz11知z13齿数19341637272631223316361723分度 圆直 径62110521208884.5100.571.5115.556116.55574.5齿顶高3.03.03.03.03.03.03.03.02.454.83.93.62.7齿根高3.753.753.753.753.753.753.753.755.45

46、3.12.853.154.05全齿高6.756.756.756.756.756.756.756.757.97.96.756.756.75齿顶圆直径68116581269690.5106.577.5120.465.6124.372.280齿根圆直径54.5102.544.5112.580.5779364104.649.8110.84&76&4齿轮模数33333.53螺旋角22.42°22.42°22.42°22.42°0°22°传动比0.771.722.523.693.794变速器齿轮的校核4. 1齿轮材料的选择原则(1

47、) 满足工作环境的要求。在不同的工作环境中，对齿轮传动的要求也不同，所 以对齿轮材料的要求也不同。(2) 配对齿轮也应该选择合适的材料，这样能提高齿轮的强度及使用寿命。(3) 加工齿轮时应考虑加工工艺和热处理工艺。不同尺寸的齿轮加工工艺和热处 理工艺也不同。本次设计的汽车变速器，其中的齿轮用低碳合金制造，其表面采用渗碳淬火热处 理。而齿轮一直在参与传动考虑到其磨损较大，对强度要求较高，所以选用硬齿面齿 轮组合且均选用20crmnti渗碳后表而淬火处理，硬度为5863hrc,精度至少为7 级叫4.2变速器齿轮弯曲强度校核4. 2. 1直齿轮弯曲应力久(4.1)式中：久弯曲应力(mpa)；frl0

48、 圆周力(n), f迪= 2tjd ,其中7；为计算载荷(n-mm), d为节圆直径;k”一应力集中系数，可近似取1.65；k/摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1,从动齿轮取0.9；b 齿宽(mm), b = kcm , k(.为齿宽系数；t 一端面齿距(mm), t = mi, m为模数；y 齿形系数，如图4.1所示。图4.1齿形系数因为齿轮节圆直径d = mz,式屮z为齿数，所以将上述有关参数代入式（4.1） 后得(4.2)2咛/7d1t zkcy当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：734t = t in.,x = 220x = 394n m g emdx 召19此时，直齿轮许用弯曲应力在4

49、00850mp一挡齿轮弯曲强度校核：中间轴一挡齿轮:已知：7；=394xl03 n-min； 心=1.65； 匕二1.1； rn = 3.5mm；z10=16 ；2皿匕7uit'zkeykc = 8.0 ；心=0.37,查齿形系数图4.1得:y=0.15,把以上数据代入（4.2）式，得:= 553mpgv400 850mpg2x394x1.65x1.1龙 x3.5'xl6x8x05第二轴一扌肖齿轮:已知：t? - 394x10' n-mm； ka - 1.65 ； kf =0.9 ；加= 3.5mm； z = 33 ； kc - &0 ；%=-0.3,查齿形系数

50、图4.1得:y=0.124,把以上数据代入(4.2)式，得:2肾儿=2x?94xl.65x0.9= 265 850咖mn zkcy x3.5? x33x8.0x0.1244. 2.2斜齿轮弯曲应力久(4.3)式中:f、圆周力（n）,片二岂dd节圆直径（mm）, d = m,z ，叫为法向模数（mm）；cos pz齿数；0 斜齿轮螺旋角（°）;k。应力集中系数，=1.50；b齿面宽（mm）, b = kcm , k（.为齿宽系数；法向齿距，t = mnn ；y 齿形系数，可按当量齿数在图4.1中查得; cos pke重合度影响系数，心二2.0。将上述有关参数代入式（4.3）,整理后得到

51、斜齿轮弯曲应力为(4.4)27； cos 0心 7izmykcke当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对倒档齿轮，许用应力在 180350匕范围内。（1）倒挡齿轮弯曲强度校核中间轴倒挡齿轮：已知：tg = 394x10' n-mm； 0 = 22° ； ka = 1.5 ； mn 3.0 mm； kc = 8.0 ； x12 = 0.2 ；717,k = 2.0； z” = = = 22 ,查齿形系数图4.1得：y二0.146,把以上数据cos p cos 22代入（4.4）式，得:2x394xl()3xcos 22*1.5龙x 17x3.0“ x0.14 6x8x2=3

52、25.3mpa <180- 35ompa倒档轴倒挡齿轮:已知:tg = 394xlo3n-mm； 0 = 22° ； ka =1.5； mn =3.0mm； kc =8.0 ； x13 =-0.1 ；7/ ake = 2.0； =29,查齿形系数图4.1得：y=0.133,把以上数据cos p cos 22'代入（4.4）式，得:久厂2弋兀：%3叫贰匚二 2 x 394 x 10； x cos 22 x 1.5 = 1mmpa <180 350mpa >tx23x3.03x033x8x2依据计算倒档齿轮的方法可以得岀其他档位齿轮的弯曲应力，其估算结果如下:常

53、啮合：s、aw2 < aj二档：久7、久8 三档：久5、五档:sv3 ' w4 因此，上述对直齿轮和斜齿轮的计算结果均符合弯曲强度要求。4. 3变速器齿轮接触强度校核4. 3. 1轮齿接触应力jjff 11(+ )(4.5)b pz ph式中：j 轮齿接触应力(mpa)；f 齿面上的法向力(n), f =©cosocos0片圆周力（n）, f、=十 ； /为计算载荷（n nini）； d为节圆直径（mm）；q 一节点处压力角，0为齿轮螺旋角;e 齿轮材料的弹性模量（mpa）； e = 2.m05mpab 齿轮接触的实际宽度（mm）；亿,pb主从动齿轮节点处的曲率半径（mm）,直齿轮o = r, sin a , pb=rb