变速器设计说明书

1、精选优质文档-倾情为你奉上第一章 概述本设计设计中所采用的相关参数为:主减速比：3.952最高时速：180km/h轮胎型号：205/60R15最大扭矩：180Nm/5000最大功率110kw/6000最高转速：6000r/min 1. 变速器的功用和要求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

2、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

3、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。2. 变速器结构方案的确定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，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

4、围为3.04.5；一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。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

5、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，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

6、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。 1-输入轴 2-轴承 3-接合齿圈 4-同步环 5-输出轴 6-中间轴 7-接合套 8-中间轴常啮合齿轮 图2-1三轴五挡变速器传动简图两轴式变速器如图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

7、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

8、传动比取值的上限（ig=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。 1-输入轴 2-接合套 3-里程表齿轮 4-同步环 5-半轴 6-主减速器被动齿轮 7-差速器壳 8-半轴齿轮 9-行星齿轮 10、11-输出轴 12-主减速器主动齿轮 13-花键毂 图2-2两轴五当变速器传动简图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

9、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

10、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2-3 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，

11、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

12、，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。

13、2.2.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。

14、本设计采用图2-6b所示的传动方案。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。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2-3c，档传动方案采用2-6b的直齿滑动倒档传动方案。3.零部件结构方案分析3.1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

15、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其余均采用斜齿圆柱齿轮。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。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

16、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

17、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

18、倒档一档采用直齿滑动，其他挡采用同步器换挡。3.3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

19、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 后端采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

20、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

21、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。本设计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，中间轴前端采用圆柱滚子轴承，后端采用深沟球轴承承受轴向力。第二章 变速器主要参数的选择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

22、。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=K (3-1)式中，A为中心距（mm）；K为中心距系数，商用车取K8.99.6；为发动机的最大转矩（N.m）；为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96。该车为轻型汽车，轮胎半径为按下试计算轮胎半径：r

23、=205*0.6+15*25.4/2=313.5mm 其中K9.1 ， 186Nm ，3.7挡传动比：参考同类车型：取主减速器传动比为i。=4.058， 取T =0.85。ig1 (3-2)试中:m为汽车重质量m=1830Kg,g为重力加速度g=9.8N/Kg,Tmax为发动机最大转矩Temax=186N.m,i。为主减速器传动比等于4.058，max为道路最大阻力系数等于0.2745，rs为驱动轮滚动半径，T 为汽车传动系效率。代入数据得3.2根据车轮与路面附着条件确定一档传动比： (3-3)为汽车满载时静止于水平路面驱动桥给路面的载荷，参考同类车型=1500Kg, 为道路附着系数，计算时取

24、=0.5-0.8，在此取0.8。代入数据得5.864初选传动比按等比数列：从四档到一档1 1.4 2.2 3.7把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距：A=79.257 圆整后79mm。2. 齿轮参数的选取2.1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

25、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31 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货车的最大总质量/t1.0V1.661.6V2.556.014.0模数/mm2.25-2.752.75-3.03.5-4.54.5-6.0由于我们设计的汽车的总质量为1830Kg，所以参照表31选取三档四档二档为斜齿轮mn=2.75mm 一档倒档为直齿轮m=3mm 。2.2齿形、压力角、螺旋角和齿宽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螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.5，

26、15，1616.52545一般货车 GB1356-78规定的标准齿形202030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。在本设计中变速器各档压力角均取取20；斜齿轮四螺旋角档30其余螺旋角取26。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

27、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=22mm 斜齿轮 第一轴 b=22mm其余为20mm2.3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

28、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

29、采用了角度变位的方法来保证中心距。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。3.1.确定一档齿轮参数及传动比：一档传动比 为了确定Z8和Z7的齿数，先求其齿数和: （3-4） 其中 A =79mm、m =2.75；故有=52.8当轿车三轴式的变速器时，则，此处取Z7=16，则可得出=37。 上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-4）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反

30、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。这里修正为53，则根据式（3-4）反推出A=79.5。3.2.确定常啮合齿轮副的齿数求出常啮合齿轮的传动比 （3-5）由已知数据可知 Z7/Z8=2.3125 而常啮合齿轮的中心距与 一档齿轮的中心距相等 (3-6) 由此可得： (3-7)而根据已求得的数据： = 30。 （3-6）与(3-7)联立可得：=19.2=19、=31。）可算出一档实际传动比为：=3.773根据式（3-6）可算出：=30.1423.3.确定其他档位的齿数二档传动比 (38） 而2=2.2 由已知数据可知:Z2/Z1 =1.6316 对于斜齿轮： (3-9）

31、（3-8）联立（3-9）得：:Z6 = 31 , Z8 = 22。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮: Z3= 28 , Z4 = 25；3.4.确定倒档齿轮的齿数一般情况下，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取4。如方案图所示Z10一般取2123初选为21中间轴与倒档轴中心距A= 1/2*（Z10+Z7） (3-10) =55.5mm De9=2A-De7-1=56 取m=3从而算得Z9=16 而倒档轴与第二轴的中心: (3-11) =79.5mm。通过计算各档齿轮参数见下表齿轮齿轮模数压力角螺旋角 旋向齿数 齿宽12.752030.142 左19 2222.752030.

32、142 右31 2032.752023.556 右28 2042.752023.556 左25 2052.752023.556 右22 2062.752023.556 左31 207320016 228320037 229320016 2210320021 22第三章 变速器的设计与计算 1. 齿轮的损坏原因及形式变速器齿轮损坏的形式主要有：齿轮折断、齿面疲劳剥落、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。 齿轮折断发生在下述几种情况：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；齿轮在重复在和作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹深度扩大，然后垂涎弯曲断裂。前者在变速器中出现较少，后者较多。 齿轮工作时，

33、一对齿轮相符啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面剥落出现小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿轮齿型误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法换一档和倒档，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角度差，换挡瞬间产生冲击载荷并造成损坏。 负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下相互熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器这种破坏形式出现较少。2. 齿轮的强度计算与校核 所选择的齿轮材料为20CrMNTi。2.1齿轮弯曲强度计算直齿轮弯

34、曲应力 = Fr8KKfbty （3-1）式中，-弯曲应力（MPa）；Fr8-一档齿轮8的圆周力（ 其中 F8 =2T/d ，d为节圆直径。 为计算载荷（Nmm） -应力集中系数，可近似取1.65； -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），一档和倒档取22,其它档位取20; t-端面齿距（mm）； y-齿形系数，如图3-1所示。 图3-1 齿形系数图 当处于一档时,中间轴上的计算扭矩为： （3-2） =.632=.68Nmm 故由 F8 =2Tg/d 得出Fr8 =10936N可以得出；再将所得出的数据代入式（3-1）可得 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最

35、大扭矩时，一档直齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。斜齿轮弯曲应力 （3-3）式中 为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（3-1）注释相同，选择齿形系数y时，按当量模数在图（3-1）中查得。二档齿轮圆周力： Fr6 =Fr5=2T/d （3-4）根据斜齿轮参数计算公式可得出：Fr5 =9861.9N齿轮5的当量齿数=33.87，可查表（3-1）得：y5=1.532。同理可得：。依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档： 四档： 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合

36、弯曲强度要求。2.2 齿轮接触应力 （3-5） 式中， -齿轮的接触应力（MPa）； F-齿面上的法向力（N），； -圆周力在（N）， ；(此处的为发动机最大扭矩的一半) -节点处的压力角（）；-齿轮螺旋角（）；E-齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；b-齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮： （3-6） （3-7）斜齿轮： （3-8） （3-9）其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：表3-1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900

37、20009501000常啮合齿轮和高档13001400650700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档二档三档四档对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力均符合要求。第四章 变速器轴的强度计算与校核1.变速器轴的结构和尺寸1.1轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图4-1所示：图4-1 变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿

38、轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示： 一档齿轮 倒档齿轮图4-2 变速器中间轴1.2确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第二轴和中间轴： （4-1）第一轴： d=K （4-2）式中 -发动机的最大扭矩，Nm K为经验系数,K=4.0-4.6;为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取

39、：第一轴和中间轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。2. 轴的校核第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （4-3）式中：-扭转切应力，MPa； T-轴所受的扭矩，Nmm； -轴的抗扭截面系数，； P-轴传递的功率，kw； d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，MPa。其中P =110kw，n =6000r/min,d =26mm；代入上式得： =*110/6000/0.2/26/26/26=49.80由查表可知=55MPa，故，符合强度要求。轴的扭转变形用每米长

40、的扭转角来表示。其计算公式为： （4-4）式中，T -轴所受的扭矩，Nmm； G -轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.1MPa； -轴截面的极惯性矩，； 将已知数据代入上式可得： =5.73*104 * 186/(8.1*10000*44840.77) = 0.25 。对于一般传动轴可取；故符合刚度要求。第二轴的校核计算1）轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： （4-5） （4-6） （4-7）式中 -至计算齿轮的传动比，此处为一档传动比3.773； d -计算齿轮的节圆直径为111； -节点处的压力角，为20； -螺旋角，为23.556； -发

41、动机最大转矩，为Nmm。代入上式可得： ， ，危险截面的受力图为： 图4-1 危险截面受力分析水平面：（160+75）=75 =1625.7N；水平面内所受力矩： 垂直面： （4-8） =6644.2N垂直面所受力矩：。该轴所受扭矩为：Tj=186X3.773=654.5N m。故危险截面所受的合成弯矩为： （4-9） 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: （4-10）将代入上式可得：，在低档工作时=400MPa，因此有： ；符合要求。2）轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算： （4-11） （4-12）式中, -齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等

42、于； -齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于； E-弹性模量（MPa），E =MPa； I-惯性矩（），d为轴的直径（）； a、b-为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）； L-支座之间的距离（）。将数值代入式（4-11）和（4-12）得：mm ,mm 故轴的全挠度为0.20mm，其中=0.05-0.10mm,=0.10-0.15mm符合刚度要求。第五章 变速器同步器的设计1. 同步器的结构同步器有常压式、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

43、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

44、。2同步环主要参数的确定 (1)同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图5-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。图5-3 同步器螺纹槽形式(2)锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条

45、件是tan。一般=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7。(3)摩擦锥面平均半径R R设计得越大，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的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为2030mm。（4)锥面工作长度b缩短锥面工作长度，便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。设计时可根据下式计算确定 （5-1）设计中考虑到降低成本取相同的b取7mm。（6）同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步