轻型货车变速器设计

1、河北工业大学2014届毕业设计说明书河 北 工 业 大 学毕业设计说明书(论文) 作 者： 李熙 学 号： 100264 学 院： 机械工程学院 系(专业)： 车辆工程 题 目： 轻型货车变速器设计 指导者： 刘芳 副教授 (姓 名) (专业技术职务)评阅者： (姓 名) (专业技术职务)2012 年 5 月 20 日毕业设计（论文）中文摘要轻型货车变速器设计摘要:此次毕业设计是：汽车行驶速度最高为85/h，汽车的整车整备质量是2200kg，最大爬坡度大于等于30%，发动机转矩最大为160Nm，车轮滚动半径为0.42m，主减速比为4.5。变速器设计为四档加一倒档。在此次设计中采用了中间轴式变速

2、器，其优点是：为了使传递扭矩效率高，最高档采用直接档，齿轮和轴承的噪声小，磨损也小，因为其它档动力的传递要连续经过两对齿轮才能达到效果，故在中心距较小的情况下，各档仍然有较小的传动比；其缺点是：中间档的传动效率低。设计的时候是以轻型货车变速器为设计目的，着重对变速器的各个轴、各个齿轮、各个轴承进行了设计；为了提高传动的效率，减小噪音，将平行轴斜齿轮用于各前进档，将平行轴直齿轮用于倒档位置；将角接触球轴承用在第二、第一轴后轴承，用来承受轴向力，将外圈有挡边圆柱滚子轴承用在中间轴各轴承。在换挡方式设计上，将第二轴可移动齿轮换挡方式应用于倒档，将锁环式惯性同步器换档应用在其它各档，以达到换挡迅速、省

3、力、无噪声、无冲击，且与操作熟练程度无关的目的，从而使汽车的加速性、行驶安全和经济性得到了提高。关键词：汽车 轻型货车 变速器 设计参数 毕业设计（论文）外文摘要Title LIGHT GOODS VEHICLE TRANSMISSION DESIGNAbstract The technical requirements for vehicle maximum speed "is inside 85 /h, total quality of the bus 2200kg, Max gradient is greater than or equal to 30%, the maximu

4、m engine torque is 160Nm, the wheel rolling radius is 0.42m, the final drive ratio is 4.5 under the conditions of design five speed transmission with 1 reverse gear. The intermediate shaft transmission in this design, its advantage is: the most upscale by direct file, high torque transmission effici

5、ency, small noise, wear the gear and bearing; another gear power transmission to continuous through two pairs of gears, therefore, in the center distance is smaller, the file still has a smaller transmission ratio; its disadvantages are: low middle gear transmission efficiency. Design to design of l

6、ight truck transmission for the purpose, focus on the design of the transmission of the shaft, the gear, the bearings; the forward gear of each gear with parallel axis gear, in order to improve the transmission efficiency, reduce noise, reverse gear with parallel axis gear: first, second shaft beari

7、ngs with angular contact ball bearing, to bear the axial force, the intermediate shaft bearings with outer ring with a flange cylindrical roller bearing. In addition to reverse shift mode by using second axis movable gear shift, all other files using lock ring type inertial synchronizer gear, ensure

8、 rapid, labor saving, no shock, no noise shift, has nothing to do with proficiency, which improves the car's acceleration, economy and driving safety. Operating mechanism adopts the indirect control type manual shift mechanism, the shift fork shaft design with a self-locking and interlocking dev

9、ice, ensure the vehicle without jump file, which disorder gear and gear shifting impact, reliable work.Keywords： automobile，pick up truck，transmission，design parameter目 录1 绪论-11.1 选题的背景及意义-11.2 国内为发展概况-12 变速器功用与结构-32.1 功用（工作原理）及设计要求-32.2 形式选择与结构分析-42.21两轴式变速器的特点和传动方案-42.22中间轴式变速器的特点和传动方案-52.3倒档布置方案-

10、73 零构件结构分析-103.1齿轮形式-103.2换挡机构形式-103.3自动脱档-103.4变速轴承-113.5轴的结构与分析-124 变速器主要参数计算-124.1传动比的选择-134.2中心距的确定-144.3外形尺寸-144.4齿轮参数-154.5齿形、压力角、螺旋角-154.6尺宽-164.7各档齿轮齿数的分配-164.8变速器轴-185 强度校核-195.1齿轮的强度校核-195.1.1齿轮材料的选择原则-195.1.2齿轮的接触强度计算-195.1.3齿轮的弯曲强度计算-205.2轴的刚度校核-225.3轴的强度校核-236轴承的选择与校核-256.1一轴轴承的选择与校核-25

11、6.2中间轴轴承的选择与校核-267同步器的设计-277.1同步器的结构及工作原理-277.2锁环式同步器主要尺寸的确定-287.3锁环式同步器主要参数的确定-28结论-31参考文献-32致谢-331.绪论1.1 选题的背景及意义1885年，是汽车行业具有里程碑意义的一年，在这年，德国工程师卡尔本茨制作成功了世界上第一辆三轮车，从那时算起，汽车行业已经有了100多年的发展史。近年来，国内轻型载货汽车市场出现迅猛增长的势头。汽车已经成为我们生活中必不可少的一部分。作为一个集资金密集，技术密集，人才密集，经济效益高，综合性强等特点于一身的产业，汽车的制造和设计水平代表了一个国家甚至整个地区的工业发

12、展水平。像美国、德国等世界上的发达国家，没有一个不是把汽车行业看成国内的重要产业。而汽车的研发，生产，销售，营运等又和国民的生活息息相关，所以汽车产业对一个国家的经济、科技等都有很大的推动作用。 1849年，一个法国工程师设计出了变速器，并成功的装在了一辆汽车装上，到今天，变速器也发展了100多年。变速器是汽车的重要组成部分，所以在设计要求上比较高。此背景之下，我们把变速器的设计作为研究的重要课题进行深入探讨分析，在已有的变速器的基础之上，我们吸取精华对其进行部分或整体改进得到更加安全高效的变速系统。1.2国内外发展概况（1） 汽车变速器的发展概况 1956年，我国第一汽车制造厂生产出了第一辆

13、解放4吨载货汽车。1983年，上海汽车厂组装成功了第一辆桑塔纳牌轿车。从21世纪开始，我国汽车行业蓬勃发展，在2004年实现总产量突破500万大关。到2010年，中国汽年总量已超过7000万辆。在汽车变速器上最早使用的是手动变速器，东风解放就是这样的，但是手动变速器不是没有发展。以前的变速器是没有带同步器的，换挡的时候得凭借经验来判断汽车速度和发动机转速是否同步才能进行，油离配合的要求是不一样在降档和升档的时候。虽然世界上目前应用最广泛的变速器还是手动的，但是自动变速已经成为一个新的发展方向。对于轻型货车来说，应用最广泛的变速器是机械式变速器。它优点很多，如传动效率高，工作可靠，寿命长，制造工

14、艺成熟和成本低等，但是也存在很多缺陷，如换档冲击大，体积大，操纵方式复杂等。所以，如果把上述这些机械式变速器的缺点进行优化，使其得到改善，机械式变速器还是能有很大的发展的。想要解决这些问题，可以从在减小体积、提高传动平稳性两方面入手做一些研究。（2）未来发展趋势目前人们对轻型载货车变速器的要求日趋提高，同时变速器对于发动机性能也有很大提高，未来高端轻型货车变速器的发展方向将会是轻量化、多挡化、自动化、短程多锥化、小质扭比化、模块化和集成化等七个方面。1.轻量化当今，无论是国际还是国内都出台了许多政策，鼓励对汽车排放标准的提升以及“低碳化”，这迫使我们必须找到对策，使高端轻型载货车轻量化。除了壳

15、盖、拨叉类零件开始采用铝合金材料逐步替代了铸铁，附件材料也由钢质材料逐步向尼龙转变，对总成结构进行优化设计也是大势所趋，如采用小中心距、齿轮修形、紧凑化设计等，使产品在保证质量的合理范围内尽可能的达到轻量化。2.多挡化目前大多采用五挡变速器作为轻型货车变速器，为了适应燃油经济性和换挡平顺性的要求，现行产品将逐步被六挡、七挡变速器所替代。3.自动化在现在的北美市场上，有些轻型载货汽车变速器已经开始运用自动变速器，在我国，美国的卡特彼勒和FAST公司联合成立双特自动箱公司，在我国推行商用车AMT国产化。在欧洲市场，DCT产品也初见雏形，AMT也广泛应用于高端轻型载货汽车上。4.短程多锥化同步器是汽

16、车变速器组成的重要部分，同步器的性能对缩短换挡时间，减小换挡力有重要意义，并且它还可以降低换挡结合的噪声和冲击，同时能够提高换挡的平顺性和变速器的寿命。多锥同步器可以在很大程度上优化换挡品质，大幅度的提高同步容量。短程同步器有明显的优势，当把同步器齿套行程缩短，可为整车杠杆比腾出40%的调整空间，使其更省力。5.小质扭比化在我国有些轻型货车会出现“小马拉大车”的现象，超载的现象也一直都有。轻型载货汽车变速器的发展趋势为从小型化向中型化、大型化发展，现有的产品中，最大的中心距可以达到130mm，最大可匹配160PS发动机，变速器额定输入转矩160700N·m，如日产柴MLD6Q额定转矩

17、可达668N·m。6.模块化降低成本，增加开发效率可以加速其发展，这已经成为发展的趋势。比如我们设计了一个五挡变速器，要想到以后怎样可以快速的把它拓展为六挡、七挡的多挡化产品。这样，我们引入模块化设计。把五档变速器端增加一个挡位就变成六档。这样一来，开发周期大大缩短，平台达到共用，不必要的试验认证也可以有效减少，同时产品性能也可以得到保证，更加稳定。7.集成化集成化对总成强量化的作用十分明显，主要体现在其可以有效减少变速器零部件的数量和品种。集成化中的壳体集成化因采用两段筒式设计结构可有效提高总成的刚性和密封性。其中的换挡机构集成化因采用操纵器联动设计，可以有效减少公差累计，从而在一

18、定程度上提高换挡性能。2.变速器功用与结构2.1功用（工作原理）及设计要求 发动机是汽车的动力源泉，传动系统作为传递动力的媒介，使驱动车轮转动。变速器是传动系统的重要零部件。发动机产生的转速以及转矩的范围有限，而汽车要求的变化范围却很广，因此传动系统一定需要设置变速器。变速器的用处是： （1）改变变速器的传动比，汽车的转矩及转速范围变大，使汽车可以适应各种复杂工况变化，如起步、爬坡、转弯、加速、怠速等。 （2）在发动机转矩方向不变的情况下，可以实现倒退行驶。 （3）需要设置空挡，以便于启动发动机或者是在汽车滑行或停车时，使发动机的动力无法传递到驱动车轮。 通过分析变速的作用得出如下几点变速器的

19、设计要求： （1）保证汽车需要的动力性、经济性。 （2）设置空挡，用来阻断发动机动力传递给驱动车轮。 （3）设置倒档，保证汽车可以向后行驶。 （4）设置动力输出装置，必要时进行动力输出。 （5）换挡迅速、省力、方便，且降低成本、拆装方便等。 （6）工作可靠。 （7）变速器的工作效率高。 （8）变速器拥有较低工作噪声。 除了这些以外，汽车变速器还必须达到拥有合适的轮廓尺寸、较小的质量、较低的制作成本、维修方便、拆装容易等要求。为使汽车的动力性和经济性都可以得到满足，要求变速器的传动比范围、档数和各挡传动比合理化。变速器传动比范围的大小与汽车的比功率小大以及汽车工作条件复杂与否成反比。2.2型式选

20、择与结构分析目前我国在汽车制造上追求较高的传动效率和较低的成本。因机械式变速器的各项优点符合我国汽车制造的发展趋势，故机械式变速器应用广泛，尤其是固定轴式变速器。固定轴式变速器可分为中间轴式变速器和两轴式变速器。2.2.1两轴式变速器的特点和传动方案（1） 主减速主动齿轮安装在输出轴上（2） 各前进挡齿轮用常啮合齿轮传动（3） 在输出轴上安装同步器（4） 各前进挡均经过一对齿轮传递动力（5） 只有两个轴两轴式变速器的优点是噪音低，结构简单，轮廓尺寸小，中间档位传动效率高，布置方便等。但是由于两轴式变速器不能设置直接档，导致其不可能设计的很大的一档速比。图2换挡方式图3四档变速器传动方案（中间轴

21、式） 图3为中间轴式四档变速器传动方案。图3a、b所示方案有四对常啮合齿轮倒档用直齿滑动齿轮换挡，图3c所示的一、倒档用直齿滑动齿轮换挡。而二、三、四常用啮合齿轮传动。图4变速器五档传动方案（中间轴式） 图4的传动方案为中间轴式五档变速器，图4a所示方案除一、倒档用支持滑动齿轮换挡外，其余各档均用常啮合齿轮传动。图4b、c、d所示方案的各前进挡，均使用常啮合齿轮传动；图4d所示的倒档和超速档安装在副箱体内，从而达到提高轴的刚度，降低噪声，减少齿轮磨损的目的。图5中间轴式变速器六档传动方案图5为中间轴式六档变武器传动方案。图a所示的一档、倒档和图b所示倒档用直齿滑动齿轮换挡，其余档位均为常啮合齿

22、轮换挡。据上文得出结论，因为任务书的要求是汽车驱动形式：4×2前驱；发动机位置：前置。所以本设计轻型货车变速器应采用中间轴式变速器，档位选择选择四档变速器。并对其进行研究设计。2.3倒档布置方案倒档都是在停止状态下完成的，并且，平常使用中不多，故方案大多数采用采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，可以在中间轴和输出轴的传动中再加入一个倒档齿轮，有时也可以使用两个联体齿轮。第一个方案特点是具有简单的结构，但是中间传动齿轮所受的弯曲应力正、负交替对称变化，然而第二个方案所受的弯曲应力单向循环，并倒档传动比也有所加大。 (a) (b) (c) (d) (e) (f)(g)图6 倒档布

23、置方案图6为常见的倒挡布置方案。图6(b)方案的优点是第三轴上的一挡齿轮可同时应用到前进挡及倒档中，可以减小中间轴的轴向尺寸。缺点是换挡时要确保两对齿轮一起啮合，造成换挡困难。图6(c)所示方案能倒挡传动比范围得到扩展，但是会出现换挡程序不合理。图6(d)所示方案针对前者的缺点进行改进，因而（c）方案逐渐被取代。图6(e)所示方案可以将中间轴上的一、倒挡齿轮加工成一个整体，齿的宽度也要加大。如果全部齿轮副都是常啮合齿轮，可以利用（f）方案，优点是换挡更为省力轻便。为了减小变速器体积，减小变速器轴向尺寸，有些货车倒挡布置选用图6(g)方案。其缺点要使用两根变速器拨叉轴分别实现一档和倒档的变换，得

24、使操纵机构复杂化。(a)(b)图7 倒档轴位置与受力分析其中图7（a）适用于中大型货车，图7（b）适用于小型车。3.零部件结构方案分析3.1齿轮形式变速器的齿轮形式大体可以分为两种：直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮对于直齿圆柱齿轮来说，有优点也有缺点，优点是：工作时噪声低，寿命长，缺点是：工作时有轴向力，在制造时程序比较复杂复杂。根据两种齿轮的优缺点，直齿圆柱齿轮仅用于变速器中的低档和倒挡，而其他档位均采用斜齿圆柱齿轮。况下，这种差别就更为突出。为方便使用，换挡时的变速杆行程换入不同挡位时能够达到一致。3.3自动脱档变速器有很多故障，其中自动脱档是其主要故障之一。为使这一难题得到解决，

25、可以在工艺上采取一定的措施，此外在结构可采取以下几种有效措施：图8防止自动脱档的结构措施1）如图8-1所示，可以错开两接合齿的位置。采取这种办法，可以使这两个位置错开约13mm。在使用过程中接触部分容易出现挤压和磨损现象，这样就会在接合齿端部形成凸肩，就避免了造成自动脱档现象的出现。2）如图8-2所示，其操作是切薄啮合套齿座上前齿圈的齿厚（切下0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，自动脱档就不会再出现。3）如图8-3所示，是把接触面加工成斜面，增大摩擦力防止脱档。3.4变速器轴承轴承有很多种，对于变速器一般会用到圆柱滚子轴承，深沟球轴承以及滚针轴承，圆锥滚子轴承等

26、。对于轴承的选型，受到多因素的限制，如结构限制和承受的载荷特点。输入轴前轴承选择向心球轴承；后轴承选择向心球轴承并且带有可以安装弹性挡圈的止动槽，因为它受力复杂（径向力和轴向力）。为使输入轴的拆装方便，输入轴齿轮的齿顶圆直径小于后轴承的座孔直径。输出轴多采用滚针轴承或球轴承，后端会受到齿轮传来的轴向力，可以选择向心球轴承。中间轴会受到径向力，因此前端选择圆柱滚子轴承，而后端选择球轴承或是圆柱滚子轴承。斜齿轮工作时会产生轴向力，可以由前轴承或者是后轴承支撑，但是轴承盖的布置上有困难，必须由后端轴承承受轴向力， 所以本次论文中，一轴后轴承采用深沟球轴承，中间轴轴承采用单列圆锥滚子轴承，输出轴轴承采

27、用深沟球轴承。3.5轴的结构与分析工作室承受转矩及弯矩的手动变速器中轴的变形将影响齿轮的正常啮合，会使其寿命降低并且致使产生噪音。轴的结构形式以及同步器及轴承的安装都与其加工工艺有密不可分的关系。第一轴长度决定于离合器总成的轴向尺寸，因此通常与齿轮做成一体。在设计时我们要考虑花键尺寸，其尺寸与离合器从动盘、从动盘毂的内花键统一考虑，在本设计中我们采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴为了齿轮便于安装以及受力及其采莲，我们把它制成阶梯轴。各截面尺寸半径应相差不多。因此在本设计中，一轴设计成齿轮轴，输出轴设计成带矩形花键的阶梯轴，中间轴设计成带齿轮轴的阶梯轴。4.变速器主要参数计算为了本

28、次设计我们应该数量掌握AutoCAD软件，并且用其建立模型，同时要具有整体布置图形的能力。这样就大大加快了我们绘制图形。制动系统设计计算制动系统主要参数数值主要技术参数：汽车驱动形式：4×2前驱发动机位置：前置主减速比：4.5最高时速：100km/h发动机最大转矩：160Nm汽车总质量：2200kg车轮滚动半径：0.42m最大爬坡度：30%驱动轮上反作用法向力：F2=1300Kg4.1传动比的选择我们把变速器最低档传动比的比值称为变速器传动比。汽车在最大爬坡路面上行使的时候，因为在汽车上坡时车速不会太高所以我们设计时应该让最大驱动力可以克服轮胎与路面之间滚动阻力及上坡阻力就可以。因此

29、：其中为最大驱动力，为滚动阻力，为最大上坡阻力，其中为发动机最大扭矩，；为变速器一档传动比；为主传动器传动比，；为汽车总质量；为道路阻力系数，；为传动器机械效率，；为重力加速度，2；为驱动轮滚动半径，；为汽车最大爬坡度为30%，； 取由得（其中q为常数，一般q不大于）为档位数，取，为档数，；（直接档）符合q要求。所以 。14.2中心距确定中间轴式变速器的中心距是中间轴与第二轴线之间的距离。中心距的大小不仅能够到变速器的外形尺寸，质量和体积，而且会影响到齿轮的接触强度。考虑到上述最主要的方面，中心距的大小，影响到齿轮的接触应力间接影响齿轮的寿命。所以中心距的确定要根据齿轮的寿命来确定。初选中心距

30、A时，可根据公式来确定。为变速器中心距（mm）；为中心距系数，为；为变速器一档传动比；为变速器传动效率，取96%；发动机最大转矩。取4.3外形尺寸如果是商用车，查找资料可知其变速器壳体的轴向尺寸：四档 （2.22.7）A五档 （2.73.0）A六档 （3.23.5）A中心距系数K的确定是根据变速器的常啮合齿轮对数以及同步器个数确定的，如果其越多则取上限值。出于检测方便考虑，A取整数。4.4齿轮参数(1) 模数齿轮模数的选取影响到齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等，所以在选取时要考虑到这几个方面。为了增加齿轮的齿数和齿宽以及其啮合强度还有减小其噪声，如果这时候变速器中心距相同，应使其模数较小；如

31、果增加模数同时减小尺宽，这样就会使其质量减小，所以在模数选取时要综合考虑，对于轻型货车变速器而言，减小噪声比质量更次要一些，所以在选取时应选较大模数。根据公式计算 高档齿轮 一档齿轮其中为齿轮法相模数为直齿轮模数为发动机最大转矩为变速器一档传动比为变速器传动效率设计时选取同一模数4.5齿形、压力角、螺旋角表1为汽车手动变速器齿轮齿形、压力角、螺旋角选取的原则。一般都是根据此原则来选取的。表1汽车手动变速器齿轮齿形、压力角、螺旋角初选4.6齿宽直齿，取4.58.0斜齿, 取为6.08.5直齿斜齿4.7各档齿轮齿数的分配下图9为四档变速器的传动方案，为了使齿面磨损均匀我们应该使齿轮齿数比尽可能不是

32、整数。（1）一档齿轮的齿数1）斜齿轮的传动比为 取我们把一档的传动比定为3.53.8，中间轴上一档齿轮齿数选取范围为1518，货车的选取范围为1218。取。图9四档变速器传动方案2）中心距修正取89mm3） 齿轮的传动比为4) 确定其他档的齿数5) 修正传动比（合格）6） 修正由得（2）确定其他档的齿数同理可得1）二档齿数2） 三档齿数（3） 倒档传动比和齿数的确定倒档选用模数时应该参照一档，如图9所示，倒档齿轮的齿数选取范围为21-23，初选,修正倒档传动比取在运动中为了使倒档齿轮的啮合不产生干涉，齿轮9和齿轮10的齿顶圆的范围应该是0.5mm以上,所以因此在修正后的各个档的传动比为：4.8

33、变速器轴 变速器轴在工作时，齿轮上受到的力有圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力，致使变速器的轴需要承受转矩和弯矩。这要求变速器轴有足够的刚度和强度。已知中心距，第二轴和中间轴的中间尺寸，轴的最大直径与支撑跨距的关系：第一轴和中间轴：第二轴：初选第一轴花键部分直径可按下式初选：经验系数，；发动机的最大转矩。取5.强度校核5.1齿轮强度校核5.1.1齿轮材料的选择原则（1）达到工作条件的要求。对进行动力传递的齿轮，要求它的材料强度和耐磨性要足够大，且保证齿面硬，同时齿芯软。（2）合理选择材料配合为保证两结合齿轮的寿命接近，应满足大齿轮的硬度小于小齿轮的硬度，且两齿轮的硬度之差保证在3050HBS左右。

34、（3）考虑加工工艺和热处理的工艺5.1.2齿轮的接触强度计算式中-法面内基圆切向力，-端面内分度圆切向力-计算机转矩-为节圆直径-为节圆压力角-螺旋角-轮齿材料的弹性模量-齿轮接触的实际宽度-主被动齿轮节圆处齿廓曲率半径-主被动齿轮节圆半径如果使用在变速器第一轴上的载荷Tmax/2作为计算载荷时，那么变速器齿轮的许用接触应力见下表表2变速器齿轮的许用接触应力将一档齿轮的每个参数带入面的式中可得一档齿轮的接触应力为775MPa，用相同的方法可得二档齿轮的接触应力为837MPa，三档齿轮的接触应力为685MPa，四档齿轮的接触应力为636MPa，五档齿轮的接触应力为602MPa，倒档齿轮的接触应力

35、为741MPa。通过分析比较可知，符合设计标准。5.1.3 齿轮的弯曲强度计算(1) 直齿轮弯曲应力 是弯曲应力，单位是；F1是圆周力，单位是N，；是计算载荷，单位是N.mm；d是圆直径，单位是mm；代表应力集中系数，按经验近似取为1.65；是摩擦力影响系数，主动齿轮，从动齿轮；b是齿宽，单位是mm；t是端面齿距，单位是mm，,m是模数；y是齿形系数，如图所示。图13 齿形系数齿轮节圆直径的计算式为，式中z代表齿数，将以上相关参数代入式中可得 货车一档和倒档的直齿轮的许用弯曲应力应该取其大值，如果倒档齿轮承受双向交变载荷作用，那么许用应力应取下限。一档主动齿轮 一档从动齿轮 倒档齿轮 (2)

36、斜齿轮弯曲应力 倒档齿轮使用上述方法可以算出二档齿轮的弯曲应力162MPa，三档齿轮的弯曲应力112MPa，四档齿轮的弯曲应力134MPa，五档齿轮的弯曲应力154MPa。经过计算可以得出各档齿轮的应力满足设计要求。5.2轴的刚度校核变速器齿轮在轴上的位置如下图所示时，若轴在垂直面内的挠度为fc ，在水平面内挠度为fs 和转角 d ，可分别用下式计算： 齿轮宽度中间平面上的径向力（N）；齿轮宽度中间平面上的圆周力（N）;E弹性模量（MPa）；E=2.1×100000MPa;I惯性矩（），对于实心轴，；d轴的直径（mm）；a、b齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）；L支座间的距离（

37、mm）。图14变速器轴的挠度和转角轴的全挠度。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc=0.050.10mm，fs=0.100.15mm。对中间轴上进行受力分析（图14）各啮合齿轮的圆周力 径向力 轴向力 以第三档为例进行计算 最终检验得出其均小于许用值。用同样的方法计算可以得出各档的刚度挠度以及转角，都在许用值范围之内。5.3 轴的强度校核齿轮上受到的力会导致齿轮轴在垂直面以及水平面内的弯曲变形。因此还需要知道支点处的垂在直面内的支撑反力FC以及水平面内的支撑反力FS，以此就可以求得两个弯矩了。在两个力矩的同时作用下，其应力为式中，d是轴的直径，单位是mm，若是花键处，则取内径；W是抗弯截面系

38、数，单位是mm3。因为汽车在一档工作时齿轮受到的力以及弯矩最大，所以仅验算低档工作时轴的应力。一般情况下吗，在低档工作时。图15轴的受力和弯矩图（1）计算H面的支反力及其弯矩 （2）求V面支反力及其弯矩由以上两式可得 6.轴承的选择与校核轴承的使用寿命按标准规则为按汽车正常行驶直到第一次大修前的总行驶里程S来计算，标准规定汽车轴承寿命，轿车需要行驶至少30万公里，货车和大货车需要行驶至少25万公里。 6.1 一轴轴承的选择与校核（1）初选轴承型号可以依据安装轴承处直径选择6208型号的轴承，查机械设计手册得：Cr=29.5KN，Co=18KN（2）计算轴承的当量动载荷P变速器在一档工作时，可以

39、计算得出轴承受到的力分别是 Fr1=2779.42N，Fa1=3347.56N，BC=3278.23N，。查机械原理与设计可知。当量动载荷计算得出，取。经过查阅相关资料，得出轴承寿命计算公式 将参数代入后为 表3五档变速器各档位相对工作使用率 326.14>3788×1=37.88，所以选择的轴承符合设计要求。6.2 中间轴轴承的选择及校核（1）初选第三轴的轴承型号，可以依据第三轴装轴承处轴的直径选择32207型号轴承，查得Cr=70.5KN,Co=89.5KN,e=0.37，Y=1.6。轴承处受力为Fr2=3118.37N, Fr1=2779.42， 轴承内部受力为 ，假设左

40、侧为1，右侧为2 ，S2=972.94N所以 ，左侧 ，则x=1, y=0。带入式中 比较所以，满足设计要求。 用同样的方法可以校核验证得出第二轴轴承和中间轴右侧同样满足设计要求。7.同步器的设计7.1同步器的结构及工作原理图10锁环式同步器结构图1、4锁环；2滑块；3弹簧圈；5啮合套座；6啮合套图11锁环式同步器工作原理7.2锁环式同步器主要尺寸的确定（1）分度尺寸a如果同步器啮合套移动时，滑块侧面和同步器锁环缺口的侧面相接触了，那么锁环结合齿中心线与啮合套结合齿之间会有一段距离，称作做分度尺寸。该尺寸a应等于0.25倍的结合齿齿距。A=0.25p=0.25m，代入相关数据得2.355。（2

41、）接近尺寸b使用同步器在拨动换挡的过程中，滑块侧面会压在锁环缺口侧面上，但是啮合套不能相对滑块做轴向移动，锁环结合齿倒角和结合套结合齿之间的轴向距离，称为接近尺寸，尺寸b应大于零，取b=0.20.3mm。3）滑块转动距离c分度尺寸a受到滑块在锁环缺口内转动距离c的影响。滑块转动距离c、滑块宽度d与缺口宽度尺寸E之间存在如下关系：结合齿齿距t与滑块转动距离c有如下关系：式中 滑块轴向移动后的外半径；结合齿分度圆半径。4）滑块间隙滑块端面与锁环端面缺口端面之间的间隙称为滑块间隙，同时，啮合套端面与锁环端面的间隙用表示，要求，通常取。且齿轮结合齿端面与锁环端面应留有间隙，用表示，应取1.22.0。7

42、.3锁环式同步器主要参数的确定1）摩擦因数f同步环与连接齿之间的摩擦副是由黄铜合金与钢材构成的，摩擦因数在油中工作取0.1。2）同步环主要尺寸的确定同步环锥面上的螺纹槽对的影响很大的是螺纹的齿顶宽，磨损越大，越低，就越不容易换挡，所以齿顶宽不要太大。图a给出的尺寸适用于轻中型汽车；图b则适用于重型汽车。一般来说的话轴向泄油槽取612个，宽度为34mm。本次设计中取10个图a所示螺纹槽，螺纹槽的宽为3mm。图12同步环螺纹槽形式锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。如果太小的话摩擦锥面将产生自锁现象，为了避免自锁，应使。锥面半锥角取。摩擦锥面平均半径R半径越大，摩擦力矩越大。但是R会受结构限制。在可能的条件下可能取得大些。取一二档平均半径,取四档处的平均半径。锥面工作长度二三档的，取=16.5mm。结 论经历了一段时间的努力，终于完成了这次的的轻型货车变速器设计。通过对轻型货车变速器的深入了解，和一系列的分析计算，终于设计出了自己的方案，完成了设计目的，通过老师给的设计任务分析，加以对比后最终确定轻型货车变速器的结构方案和各种参数，在此基础之上利用所学过的AutoCad软件绘制了