中型货车变速器设计三轴式

1、中型货车变速器设计（三轴式）摘要三轴式变速器由于具有体积小、原理简单、工作可靠、操纵方便等优点，故在大多数汽车中广泛应用。本次设计的目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握，同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科知识，对三轴式变速器的各部件进行设计。首先，本文将概述汽车变速器的现状和发展趋势，介绍变速器领域的最新发展状况。其次，本文将对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。再次，本文重点对变速器的两种重要部件一轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核计算，以及为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。最后，本文将对变速器换档过程

2、中的重要部件一同步器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、设计方法以及重要参数。在附录中，本文还将给出进行计算的必要公式、表格及图形，供参考之用。关键词：变速器，同步器，轴，齿轮DesignThree-shaftTransmissionforMedium-dutyTruckAuthor:LiBijunTutor:LeiZhengbaoAbstractThree-shafttransmissioniswidelyusedmostvehicleforitsparticularadvantages,suchassmalldimension,simplytheory,goodstabili

3、ty,convenientlyoperation.Thepurposeofmypaperisbasedontheskillfulofusingmechanictheory,mechanicdesign,AutoCAD.Meanwhile,mypaperisincorporatedstructureofvehicle,designofvehicle,mechanicofmaterials,andsurveyofinterchangeability.Iwilldesignthepartsofthree-shafttransmission.Atfirst,Iwillgiveasummaryofthe

4、currentsituationandthetendencyofdevelopmentofthevehicletransmission,andintroducethelatestdevelopmentstateinthefieldofthetransmission.Thesecond,Iwillcomparethetransmittingschemeofdifferenttransmission,andchooseabetterstructurescheme.Next,Iwilldosomemechanicanalyses,strength,stiffnesscheckoftheshaftsa

5、ndgears,whicharetheimportantpartsofthetransmission,andchooseappropriatematerialsandheattreatment.Atlast,Iwillintroducetheoperationmechanismandthesynchronizer,whichplaysanimportantroleinchanginggear.Iwillgiveanaccountofthetype,operation,designprocedureandmajorparameterofthesynchronizer.Atthesupplemen

6、t,Iwillwritesomethinglikeformula,tableaugraphandsoon.Itmaybehelpfulforthefuturedesign.Keywords:Transmission,Synchronizer,Shaft,Gear目录1 绪论11.1 变速器的设计意义及背景11.2 变速器的现状及发展趋势21.3 变速器的设计方法和研究内容52变速器结构方案的设计62.1 两轴式和三轴式变速器62.2 齿轮安排72.3 换档结构方式82.4 倒档的结构方案及倒档轴的位置.83变速器轴的设计.103.1 轴的设计.103.2 轴的受力分析与校核计算.134变速器齿

7、轮的设计.214.1 齿轮传动的失效形式.214.2 变速器齿轮设计步骤224.3 各档齿轮齿数的分配.264.4 齿轮的材料及其选择原则314.5 圆柱齿轮强度的简化计算方法.335同步器设计.395.1 惯性式同步器.395.2 同步器工作原理.425.3 同步器的主要参数的确定.426变速器操纵机构.466.1 操纵机构的功用.466.2 换档位置图466.3 变速杆的布置.466.4 锁止装置.47结论.51致谢.52参考文献.53附录.541绪论1.1 变速器的设计背景及目的现代汽车的动力设置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车

8、的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。大家知道，汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。即使在平坦的柏油路上，汽车以低速等速直线行驶，也需要克服约占汽车总质量1.5%的滚动阻力。例如，NJ130汽车，满载时总质量为5360kg,其滚动阻力为800N左右。若需要满载汽车在坡度为9%的道路上等速上坡行驶，仅上坡阻力就达4824N。如果用发动机直接带动汽车驱动轮，则发动机需要发出2050Nm.的扭矩。而NJ130汽车发动机的最大扭矩只有205Nm,此时，所产生的最大牵引力为482N,和上坡阻力相差10倍之多。显然，如此小的牵引力，不仅不能上坡行驶，即使在平坦的道路上也不能行驶。另一方面

9、，NJ130汽车发动机，最大功率为51.5kW,此时曲轴的转速为2800r/min。如发动机和车轮直接相连，则对应于该转速所换算的汽车速度，竟达到458km/h.o显然，这样高的车速是不能实现的。上述发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。为此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器。既可使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。止匕外，汽车的使用条件颇为复杂，变化很大。如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以及适应使用的需要。当汽车在平坦的道

10、路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速档；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的要求。例如，汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行时，往往可挂入较高的变速器档位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，可是发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。一般变速器具有四个或更多的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小。汽车在某些情况下，如进出停车场或车库，或在较窄的路上掉头等需要倒向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器设立倒

11、档。止匕外，变速器还设有空档，可中断动力传递，以满足汽车暂时停止行驶和对发动机检查调整的1W-0对变速器的要求。除一般便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点：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 ）设置倒档，使汽车能倒退行驶。4 ）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5）换挡迅速，省力，方便。6 ）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。7 ）变速器应当有高的工作效率。8 ）变速器的工作噪声低。1.2国内外研究状况及成果现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器

12、不能满足人们的需要。从40年代初，美国成功研制出两挡的液力-机械变速器以来，自动变速器技术得到了迅速发展。80年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。1983年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速器相比，具有许多不可比拟的优势：提高发动机和传动系的使用寿命；提高汽车的通过性；具有良好的自适应性；操纵更加方便。目前，国内变速器厂商都朝无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。汽

13、车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速(ContinuouslyVariableTransmission简称"CVT")。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是，人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力，各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVTft汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。围绕汽车变速箱

14、四个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。1 .摩擦传动CVT金属带式无级变速箱(VDT-CVT)的传动功率已能达到轿车实用的要求，装备金属带式无级变速箱的轿车已达100多万辆。据报道：大排量6缸内燃机(2.8L)的奥迪A6轿车上装备的金属带式无级变速箱MultitronicCVT,能传动142kw(193bhp)功率，280Nm扭矩。这是真正意义的无级变速器。另一种摩擦传动CVT岱为ExtroidCVT)是滚轮转盘式。日产把它装在概念车XVL±首次于去年东京车展展示，新款公爵(Cedric)车也装用这种CVT可与3L以上排量的大马力内燃机(XVL的引擎输出为330Nm/19

15、4kw)搭配使用，可谓汽车变速箱发展史上又一重要进步。从V形橡胶带CVT?JV型金属带CVT再到滚轮转盘式CVT摩擦传动CVT的研究已持续了整整一个世纪，尽管摩擦传动无级变速器的发展已经达到很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题：(1)无级变速(CVT是汽车变速箱始终追逐的目标。(2)摩擦传动CVT实现大功率的无级变速传动是极为困难的。(3)摩擦传动CVT专动效率低是必然的。(4)摩擦传动CVT勺效率，功率无法与齿轮变速相比。2 .液力传动人们经常把液力自动变速器(AT)和无级变速器(CVT两个概念混为一谈。实际上这两种变速器工作原理

16、完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档和脚踩离合器踏板的频繁操作，使开车变得简单、省力。但是，液力自动变速器(AD不是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。从原始橡胶带无级变速箱到现代金属链无级变速箱、滚轮转盘式CVT百年大回转说明：无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。3 .电控机械式自动变速器电控机械式自动变速器(AutomatedMechanicalTransmission简称"AMT")和液力自动变速器(AD一样，不是无级变速器，是有级变速器的自动换档控制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级

17、变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。4 .齿轮无级变速器齿轮无级变速器(GearContinuouslyVariableTransmission)这是一种全新的设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。据最新消息：一种"齿轮无级变速装置"(GearContinuouslyVariableTransmission简称"G-CVT")已经试制成功，并已经进行了多次样机试验。"齿轮无级变速装置”结构相当简单，只有不足20种非标零件，51个零件，生产成本甚至低于手动变速箱。预计今年进行装车试验。齿轮无级变速器的优势表现为：(1

18、)传动功率大，200KW的传动功率是很容易达到的；(2)传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的；(3)结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的1/10;(4)对汽车而言，提高传动效率，节油20%;(5)发动机在理想状态下工作，燃料燃烧完全，排放干净，极大的减少了对环境的污染。1.3变速器的设计方法和研究内容在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计，我们在设计中参考了东风汽车有限公司生产的EQ1090E和一汽集团的CA10两种类型的中型货车的变速器，采用了锁环式同步器与锁销式同步器相结合的换档方式。在设计中，我们除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、

19、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件一轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。在设计的初期，我们专门去东风公司的特约维修站参观汽车的整体构造尤其是变速器的各部件的功用；在设计的第二阶段，通过参考以上提及的两种类型的变速器，对变速器进行整体结构布置，校核轴和齿轮的强度、刚度，选择材料和热处理方法；在第三阶段的主要任务是绘制变速器的装配图和重要的零件图，确定个零件的精度等级及其它参数；最后，是对整体论文的编写整理整个设计过程中的各种资料，以及对前期设计中的错误做出修改。2变速器结构方案的设计目前，汽车上

20、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使用、制造、修理等条件不同，也是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。各种机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，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 两轴式和三轴式变速器现代汽车大多数采用三轴式变速器。两轴式变速器只用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪种形式，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下三个方面：2.1.1 变速器的径向尺

21、寸两轴式变速器的前进档均由一对齿轮传递动力。当需要大的传动比时，需将主动齿轮做得小些，而将从动齿轮做得大些，因此两轴的中心距和变速器壳体的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器由两对齿轮传递动力，在同样传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。2.1.2 变速器的寿命两轴式变速器的低档齿轮幅大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮的寿命比大齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档（除直接档），均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和寿命也比较接近，用直齿轮工作时，因第一轴与第二轴直接连接在一起，齿轮只是空转，并不传递

22、动力，故不影响齿轮的寿命。2.1.3 变速器的效率两轴式变速器虽然可以由等于1的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此用功率损失。而三轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，这种动力传递方式几乎无功率损失，且噪声较小。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的比较多。2.2 齿轮安排各档位各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响置的安排应考虑以下四个方面：2.2.1 整车总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和

23、变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。2.2.2 驾驶员的使用习惯有人认为人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档。但是也有人认为应该将常用档位放在中间位置。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。否则，从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。在五档变速其中，倒档与序列接合与不接合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者的布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。2.2.3 提高平均传动效率为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的

24、档位设计成直接档。2.2.4 改善齿轮受载状况各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。2.3 换档结构方式目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种：2.3.1 滑动齿轮换档通常是采用滑动直齿轮进行换档，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。缺点是换档使齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿

25、轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在倒档上。2.3.2 啮合套换档用接合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的结合齿，用来与啮合套向啮合。这种结构具有斜齿轮的传动优点，同时克服了滑动齿轮换档时冲击力集中在12个轮齿上的缺陷。因为在换档时，有啮合套以及相啮合的结合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和结合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。2.3.3 同步器换档现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济

26、性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行使的安全性。具缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来由于同步器的广泛使用，受命问题已解决。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。一般考虑原则是不常用的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。对于常用的档位则采用同步器或啮合套。2.4 倒档的结构方案及倒档轴的位置倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。在结构布置上，要注意在不挂入倒档时，不能与第二轴齿轮有啮合情况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。在轿车和其它轻型汽车中，经常

27、只采用一个倒档齿轮，结构较简单。载货汽车由于需要较大的倒档传动比，则多采用由两个齿轮组成的齿轮组。为缩短变速器的轴向尺寸充分利用空间。但一档和倒档需各用一根变速滑杆，这比通常的换档机构多用一根变速滑杆和拨叉，使变速器的上盖结构变得复杂。倒档齿轮安排在变速器的左侧或右侧，关系到操纵杆拨动的方向和倒档轴的受力状况。挂倒档时，操纵杆向左侧拨动，比较符合习惯要求。但此时倒档齿轮需安排在右侧，这是倒档轴的轴向承受较大的作用力。反之，操纵杆向右侧，虽不符合习惯，但可以减轻倒档轴的负荷。3变速器轴的设计3.1 轴的设计3.1.1 轴的功用及其设计要求变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度

28、。轴的钢的不足，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。这一点很重要，与其它零件的设计不同。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。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。3.1.2 轴的尺寸轴的直径d与支承跨度长度l之间关系可按下式选取:d第一轴及中间轴：一二0.160.18(3-1)l第二轴：一二0.180.21(3-2)l第二轴及中间轴最大轴径：d=(0.40.5)A(mm)(3-3)第一轴最细处：d：1.0583Memax(mm)(3-4)

29、第一轴花键部分直径:d/(4.04.6)§Memax(mm)(3-5)式中：Memax发动机最大扭矩，NmA变速器中心距，mm有相关手册查得：Memax=353Nm中心距经验公式：A=(1417)3/Memax(mm)取中心距A=126.2mm3.1.3 轴的结构设计轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定。并与工艺要求有密切关系。在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其直径根据前轴承内径确定。公差一般选f6。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总称轴向尺寸确定。确定第一轴后径时，希望轴承外径比第一轴

30、上常啮合齿圈外径大，便于装拆第一轴。第二轴前颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键是以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承、衬套还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于0.8。表面硬度不应低于HRC5863。在一般情况下轴上还应开螺旋油槽，以保证充分润滑。在低档时，齿轮须轴向滑动挂挡（有些变速器）

31、齿轮处，轴上花键采用矩形花键，因为挂挡时，齿轮须轴向滑动，要求定中心好滑动灵活。所以除要求定中心的外径磨削外，一般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸要避免相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴折断。轻型汽车变速器各档位常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面有相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的。因此只在轻型汽车上采用。第二轴尾端螺纹不应淬硬。轻型汽车（尤其是轿车）为了缩短传动轴的长度，常常将第二轴做得很长，在长的后体设有

32、辅助支承。有些变速器低档、倒档或超速档传动往往不只在后体上。变速器中间轴有旋转式和固定式两种：固定式中间轴是根光轴，近期支撑作用，具刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承、或短圆柱滚子轴承。轴常轻压于壳体中。因此光轴有两种配合公差的轴径。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车的中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖。因而多采用固定式中间轴。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常和轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。如结构尺寸允许，应尽量用旋转式中

33、间轴而不用固定式中间轴。我这次设计的中型货车的变速器就是采用的旋转式中间轴。中间轴的前轴承运用圆柱滚子轴承，从前之后依次是常啮合齿轮，四档齿轮，三档齿轮，二档齿轮，一档齿轮由于尺寸较小，就与中间轴制成一体，并且中间轴一档也和倒档齿轮啮合，后轴承使用球轴承，轴后端用螺纹锁紧，再加后轴承改其定位密封作用。3.1.4 接合器设计设计接合器时主要考虑三个问题：接合器强度、尺寸；换档方便，不允许自行脱档等。接合器参数选择，接合器采用渐开线齿线，齿形参数应尽量按渐开线花键标准选取。花键模数依使用条件、传递的最大扭矩与同类汽车比较选取。近似公式如下：ms¥M十（3-6）式中：ms-接合齿模数，mm

34、Z-接合齿圈齿数M十-接合齿圈传递最大扭矩，Nm当啮合套工作宽度b=1116nlm时，系数c取0.19-0.34;b=47nlm时，c取0.13-0.19。计算的模数最后按标准确定。一般推荐，对轿车和轻型、中型货车模数为2-3.5,重型货车为3.5-5.00考虑到加工工艺，各档接合器齿的模数应相同。齿面工作宽度初选可等于模数的2-5倍。一轴取模数为3.5,齿数为24。二轴锁销式同步器模数4,齿数24。3.2 轴的受力分析与校核计算3.2.1 轴的受力分析计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮上的作用力。不同档位时，轴所受到的力及支承反力是不同的，须分别计

35、算。齿轮上的作用力认为在有效齿面宽的中点。轴承上的支撑反力作用点，对于向心轴承取款度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点。3.1第二轴受力分析3.2第一轴受力分析3.3中间轴受力分析求支撑反力，先从第二轴开始，然后依次计算中间轴、第一轴。计算公式如下表若计算结果为正数，表示实际力的方向与图示方向相同，若计算结果为负数,表示实际力的方向与图示方向相反。表3-1轴的支撑力计算轴支点水平向内支承反力垂直向内支承反力二轴C-PxmxCi二l-PxmxQxrxC2=-lDc-cPxnxDi=Px-CilPxnx+

36、QxrxD2=l中问轴EL1-，Ei=-PcbPxexl-1一一，一，E2=-Rcb+Rxex+Qxrx-QxrclFl1-，F2=jPxcx-Pca-1一，一，一，一一E2=,Qcrc-Qxrx+RxCx+Rca一轴B1±±B1=-C1(g+k)Pc(h+g)g1.,B2=-R(g+h)+C2(k+g)-QcrcgA1-A1=一CkPchg1.,A1=-C2k+RchQcrcg3.2.2轴的强度计算由变速器结构布置并考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算。出不同档位时的各支反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩：M弯=Px（3-7）式中

37、：x一支撑中心至计算断面距离。确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和扭矩最大值（因为各档时弯矩图不同）计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。弯曲应力C-w=MwWw扭转应力.n=MnWn式中：Ww轴截面抗弯截面模数；Wn轴截面抗扭截面模数。圆截面：Ww=d353/2一轴与中间轴啮合时的圆周力Ft=2T/d=h=4468.355N7910一轴与中间轴啮合时的径向力Fr=Fttanan/cosB=4468.355后n207cos25=1794.5N一轴与中间轴啮合时的轴向力Fa=Fttan=4468.355Xan20=1626.5N,Wn="d3,花键轴按小径计算。3216当发动机最大扭矩计

38、算轴的强度时，其安全系数（按金属材料的屈服极限计算）在510范围内选取。第一轴取上限，中间轴和第二轴取下限。具体计算如下表：表3-2齿轮受计算表斜齿轮直齿轮法向力FnFn=Ft/(co®ncos。)Fn=Ft/cosa圆周力FtFt=2T/dFt=2T/d径向力FrFr=Fttan«n/cosPFr=Fttan«轴向力FaFa=FttanP0一档时中间轴的扭矩T=Ftxd/2=4468.355：0.1734/2=387.4N.m=387400N.mm一档时中间轴与二轴啮合的圆周力Ft=2T/d=387.4)2X1000/58.5=13244.65N一档时中间轴与二

39、轴啮合的径向力Fr=13244.65桧n20=4820.65N因为一档时中间轴与二轴啮合是直齿轮，故轴向力为零。一档时二轴的扭矩Mn=Ftd/2=13244.65193.9/2=12840695mmC-Ia""n""!T2H公:IM密冷3.4一档时二轴受力分析二轴C截面合成应力一档时二轴的水平弯矩M水平=132.4465X88.15X286.13=892.545Nm88.15+28613一档时二轴的垂直弯矩M垂直=4820.6"193.78/2乂286.13=357.07Nm88.15+28613合成弯矩Mw=jM2水平+M2垂直=J892.5

40、452+357.072=961.32Nm=961320N.mm轴截面模数Ww=d3=0.0623=0.000023385935m3=23385.935mm3323233331616弯曲应力Mw-961320w=Ww23385.935=41.1MPaWn-d3=-0.0623=0.00004677187m3=46771.87mm3扭转应力合成应力n鸡=40=27.5MPaWn46771.87:二-、=w4n2=.41.12427.52=68.6MPa选用40Mn调质加表面淬火处理中间轴上B截面合成应力M水平=21.79363.82(13244.65259.11-4468.35521.79)88.

41、15=762140.5N.mm88.1521.79363.82(1794.521.794820.65259.111626.5173.4/2)=326713.1N.mmMw=.M2水平M2垂直=.762140.52326713.12=829216.5N.mm轴截面模数Ww=d3=473=10187.6mm33232二13,333Wn=d=47=5093.8mm31616弯曲应力Mw_829216.5Ww-10187.6=81.4MPa扭转应力_Mn=387400一Wn-5093.8=76MPa合成应力二-二:w24n2=.81.424762=173.7MPa选用35SiMn调质加表面淬火处理3.

42、2.3轴的刚度计算变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更为重要。变速器第二轴的刚度最小，第二轴齿轮处轴截面的总挠度f总不得大于0.130.15mm。（对于低档齿轮处轴截面的总挠度，又于低档工作时间较短，又接近轴的支撑点，因此允许不得大于0.150.25mm。）齿轮所在平面的转角不应超过0.0012弧度；两轴的分离不超过0.2mm。斜齿轮对轴和支撑的变形较直齿轮敏感。变速器刚度试验表明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于周的变形，而且取决于支撑和壳体的变形。计算中间轴时，通常只计算与第二轴上齿轮相啮合的齿轮处的轴截面的挠度。常啮合齿轮副的挠度不必计算，因为距离支撑点较近，符合

43、较小，挠度值不大。二轴C截面转角及挠度、44)=875796mm4冗I=一(64Dedi4,二,6862)=I=一(2642水平面内转角Pab(b-a)_3EIL=3.1>10-<0.001213244.65286.1388.15(88.15-286.13)ZTT432110875796385.61水平面内挠度_22Pab丫水-3EIL_213244.65286.1388.15321104875796385.61=3.95X10-mm垂直面内挠度L)Pa321104574610385.61+4468.355父21.793父(385.61259.11)2+363.8222父385.6

44、11363.822321104574610385.61=3.35x104rad水平面内挠度2-P1ab1P2a2(l-a1)yb水=-3EIl23EIl一一一一2一2一一一一一一一一2二13244.65259.11188.154468.355父21.79M(385.61259.11)321104574610385.612321104574610385.61b2aM。，2a2+(-3a3EIL3EIL_22_13244.65286.1388.15=Z432110875796385.611284069286.132+4(-3286.13+2286.13/385.61385.61)321104875

45、7962=0.75M0mm丫合=Jy27K+y2垂=J(3.95710-2)2+(0.75父10-2)2=4.0¥0/mm<0.13mm,符合要求。中间轴B截面转角及挠度4：-44I=-d4=58.54=574610mm46464水平面内转角,b_-P1a1b1(b1-a1)P2a23(la1)2b222lb23EIl23EIl-13244.65259.1188.15(88.15-259.11)2=4.95X10-mm垂直面内挠度-Piai*2bi2b垂二+3EI1aiM03EI(-3ai2ai2/11)22_p2a2(1-ai)21b2-b2-(1-ai)gai=2.6X0m

46、m/3a(213a22/1)ai-3a226EI16EI-_22_-i3244.65259.ii88.i5-32ii0yb=Jyb垂2+yb水2=、.,(4.95-i0-2)2+(2.6-i0-2)2=5.59Xi0mm5746i0385.6i387400259.ii(-3259.ii2259.ii2/385.6i385.6i)232ii045746i0385.6i_2_2385.6i363.82-363.82-(385.6i-259.ii)4468.3552i.79(385.6i-259.ii)62ii045746i0385.6i387400259.ii3/385.6i-32i.792(23

47、85.6i363.8232i.792/385.6i)259.ii-32i.794变速器齿轮的设计4.1 齿轮传动的失效形式汽车变速器的齿轮都是装载经过精确加工而且封闭严密的变速箱里，属于闭式齿轮传动。它与开式或半开式齿轮传动相比，润滑及防护等条件都要好得多。一般地说，齿轮传动的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又是多种多样的，较为常见的有轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合等形式。至于齿轮的其它部分（如齿圈、轮辐、轮毂等），除了对齿轮的质量大小需要严格限制外，通常指按经验设计，所定的尺寸对强度及刚度来说均较富裕，实践中也极少失效。4.1.1 齿轮折断轮齿折断有多种形式，在正常工况下，主要是齿根弯曲

48、疲劳折断，因为轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复收载后，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断。止匕外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿经过严重磨损后齿后过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断。在斜齿轮传动中，轮齿工作面上的接触线为一斜线，轮齿受载后，如有载荷集中时，就会发生局部折断。如制造及安装不良或轴的弯曲变形过大，轮齿局部受载过大时，即使是直齿轮，也会发生局部折断。为了提高轮齿的抗折断能力，可采取下列措施：1）用增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根应力集中；2）增

49、大轴及支撑的刚度，使轮齿接触线上受载较为均匀；3）采用合适的热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性；4）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。4.1.2 齿面点蚀点蚀是齿面疲劳损伤的现象之一。在润滑良好的闭式齿轮传动中，常见的失效形式多为点蚀。所谓点蚀就是齿面材料在变化着的接触应力作用下，由于疲劳而产生的麻点状损伤现象。齿面上最初出现的点蚀仅为针状大小的麻点，如工作条件未加改善，麻点就会逐步扩大，甚至数点连成一片，最后形成了明显的齿面损伤。轮齿在啮合过程中，齿面间的相对滑动起着形成润滑膜的作用，而且相对滑动速度越高，润滑也就越好。当轮齿在靠近接线处啮合时，由于相对滑动速度低，形成油膜的条

50、件差，润滑不良，摩擦力较大，特别是直齿轮传动中，通常这时只有一对齿啮合，轮齿受力也最大，因此，点时也就首先出现在靠近节线的齿根面上，然后再向其它部位扩展。从相对意义上来说，也就是靠近节线处的齿根面抵抗点蚀的能力最差。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，如采用需用应力大的钢材等。4.1.3 齿面胶合对于高速重载的齿轮传中，齿面间的压力大，瞬时温度高，润滑效果差，当瞬时温度过高时，相啮合的两齿面就会粘在一起，由于此时两齿面又在相对运动，向粘结的部位即使撕破，于是在齿面上演相对滑动的方向形成伤痕，成为胶合。加强润滑措施，采用抗胶合能力强的润滑油，在润

51、滑油中加入极压添加剂等，均可防止或减轻齿面的胶合。4.2 变速器齿轮设计步骤齿轮设计主要是对齿轮参数的选取4.2.1 模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减小模数，增加齿宽；为使质量小，增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。选取较

52、小的模数值可使齿数增多，有利换档。4.2.2 压力角压力角较小时，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。变速器齿轮用20。，啮合套或同步器的接合齿压力角用3004.2.3 螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。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，以减少轴承负荷，

53、提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的），而此时第二轴则没有轴向力作用。根据图4.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件Fai=Fnitan冏；Fa2=Fn2tan?2（4-1）由于T=Fniri=Fn22,为使两轴向力平衡，必须满足一/（4-2）tan22

54、式中，Fai,Fa2为轴向力，Fn1,Fn2为圆周力1,2为节圆半径；T为中间轴传递的转矩。图4.1中间轴轴向力的平衡最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：两轴式变速器为20°30°中间轴式变速器为22°340货车变速器：18°34°4.2.4 齿宽b应注意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均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使

55、工作应力增加。使用宽些的齿宽，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。通常跟据齿轮模数m的大小来选定齿宽。直齿：b=KCm,KC为齿宽系数，取为4.58.0斜齿：b=KCmn,KC取6.08.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。4.2.5 变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。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，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。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

56、轮的变位系数的和为零。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想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是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。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此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。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根