十二档手动重卡变速器设计说明书

十二档手动重卡变速器设计说明书1.1汽车变速器概述变速器用于改变发动机曲轴的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下，满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。随着汽车工业的不断发展，今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性，使汽车和发动机有良好的匹配性。1.2课题研究现状、设计的目的和意义1.2.1研究现状重型汽车的装载质量大，使用条件复杂，欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，则必须扩大传动比范围并增多档数。传统结构三轴式变速器的最大容量：档位数一般最多蛤能布置到6个前进档和一个倒档，最大输出扭矩约为8400Nm。近年来重型汽车需要更多档位（8-16个）前进档，需要爬行档（最低档）速比为10-17。显然传统结构变速器远不能满足需求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合机械变速器的组成是在传统变速器（称主箱）后部（或前部）加装一个副变速器（称副箱，一般为两档），将主箱的档位数增加一倍，所增加档位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘积，而齿轮对数小于档位数，因此箱体尺寸大为缩小，轴的长度减短，刚度增大，并且增大了变速器的容量。1.2.2设计目的意义重型货车装载数十吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。大家都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。从我国的具体情况来看，机械式变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是用机械式变速器的，他们对机械式变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。1.3汽车变速器现状和发展趋势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，机械式变速器不能满足人们的需要。而自动变速器技术得到了迅速发展。目前，国内变速器厂商都向着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，而重型多挡位汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。无级变速器又称为连续变速式无级变速器(ContinuouslyVariableTransmission简称"CVT")。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化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CVT在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。在今后，摩擦传动CVT；液力传动；电控机械式自动变速器(AutomatedMechanicalTransmission简称"AMT")；齿轮无级变速器（GearContinuouslyVariableTransmission）是围绕着汽车变速箱四个主要的研究方向。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：传动功率大200KW的传动功率是很容易达到的；传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的；结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的1/10；对汽车而言，提高传动效率，节油20%；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破坏。1.4变速器的特点和设计要求及内容在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计,在给定的发动机最大转矩、转速及最高车速、发动机标定功率等条件下，主要完成变速器机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。在本设计中主要设计是带有主副变速箱的中间轴式十二档变速器。主箱是中间轴式六档的变速器，采用惯性锁环式同步器，最高档位为直接档1。副箱采用一对直接档齿轮传动和一对减速档齿轮传动并采用锁销式同步器来改变传动比。从而使挂入副箱减速档时或得通过减速齿轮后的六个减速档位。对于变速器的要求：（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；设置倒档，使汽车能到推行驶；设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；换挡迅速、省力、方便。工作可靠；汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档以及换挡冲击等现象发生；变速器应当有高的工作效率；变速器的工作噪声要低。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标。1.4.1变速器设计的主要内容：本次设计主要是依据给定的重型货车有关参数，通过对变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动12档变速器。本文主要完成下面一些主要工作：参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配；变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析；变速器轴承的选择及校核；同步器的设计选用和参数选择；变速器操纵机构的设计选用；变速器箱体的结构设计设计。第2章变速器传动机构布置方案2.1.变速器的选择2.1.1结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而当发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。2.1.2变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有二对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。2.1.3变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低挡齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作次数比大齿轮要高的多，因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡，均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。2.1.4变速器的传动效率两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而中间轴式变速器，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，而中、重型载货汽车则多采用中间轴式变速器。因此设计的变速器采用中间轴式[6]。2.2.倒挡布置方案倒挡布置应注意以下几点：倒挡齿轮在非工作位置时，不得与第二轴的齿轮有啮合现象；换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉；倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与与中间轴的齿轮相碰。图2.1为常见的倒挡布置方案。图2.1a方案主要用于小客车上。图2.1b方案用于四挡直齿滑动齿轮的变速器上。(a)小客车常用(b)直齿滑动啮合四挡(c)多数五挡采用(d)c方案的改进(e)前进挡常啮合(f)前进挡常啮合(g)一、倒挡各用一跟拨叉轴图2.1挡布置方案图2.1d方案是对c的修改。图2.1e用于所有前进档都是常啮合的变速器上。图2.1f也是用于所有前进档都是常啮合的变速器上.为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.1g方案；缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器盖中的操纵机构复杂一些。倒档结构方案的选择，应根据其它档布置情况。力求位置合理并缩短变速器的轴向长度。综合以上几种变速器倒挡布置方案，选择图2.1f为变速器的倒挡布置方案[7]。2.3.零、部件结构方案分析2.3.1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；缺点是制造时稍有复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中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数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。一挡、二挡和倒挡齿轮用直齿，其他挡齿轮用斜齿轮。（a）直齿滑动齿轮换挡（b）啮合套换挡（c）同步器换挡图2.2换挡机构形式2.3.2换挡机构形式如图2.2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。直齿滑动齿轮换挡要求驾驶员有熟练的操作技术（如两脚离合器）才能使换挡时齿轮无冲击；换挡行程长，换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡已很少使用。啮合套换挡不能消除换挡冲击，而且要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。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。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，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。2.3.3自动脱挡由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：(a)接合齿位置错开(b)齿厚切薄(c)工作面加工成倒锥角图2.3防止自动脱挡的措施将两接合齿的啮合位置错开，如图2.3a所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的1～3mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3～0.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图2.3b所示。将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2°～3°），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图2.3（c）所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。2.4本章小结本章首先对比了两轴式和中间轴式的优、缺点，由于中间轴式变速器的结构工艺性、变速器径向尺寸、变速器齿轮的寿命、变速器传动效率好于两轴式,因此设计的变速器选择中间轴式；接着本章确定了倒挡布置方案；然后对零部件的结构方案进行了分析，即对齿轮及换挡机构的形式进行了分析；最后对倒挡的布置方案以及防止自动脱挡进行了设计。第3章变速器主要参数的选择及齿数的分配3.1概述满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。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。表3.1尤尼克2764基本参数整备整备质量最大总质量最高车速最大爬坡度最大功率最大扭矩轮胎变速器挡数后桥速比9055kg25000kg90km/h30%1911025N.mR10.0020126.333.2挡数近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4～5个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用4～5个挡或多挡。载质量在2.0～3.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。本设计采用十二挡变速器。3.3传动比范围变速器传动比是指变速器最高挡与最低挡传动比的比值。目前乘用车的传动比范围在3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其他商用车则更大。3.4变速器各挡传动比的确定初选传动比：设12挡为直接挡，则i=1gminU=0.377npr amax iigmin0式中：U—最高车速amaxn—发动机最大功率转速pr—车轮半径i—变速器最小传动比gmini—主减速器传动比0Temax=9549×Pemax（转矩适应系数=1.1～1.3）np所以，n=9549×1.3191=231.32r/min p 171由上述两两式取n=2400r/minpi0=0.377×npr=5.107igminuamax双曲面主减速器，当i≤6时，取=90%0轻型商用车i在5.0~8.0范围，g1=96%，=×=90%×96%=86.4%最传动比i选择①根据汽车行驶方程式 Tii CA duemaxrg0TGf21D.15ua2Gimdt汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为Tiiemaxrg0TGfcosGsin即，iGrfcossing1 Tiemax0T式中：G—作用在汽车上的重力，Gmg，m—汽车质量，g—重力加速度，T—发动机最大转矩，T=1025N.m； emax emaxi—主减速器传动比，i=5.107—传动系效率，=8.4%； T Tr—车轮半径，r=0.508；f—滚动阻力系数，对于货车取f=0.02；—爬坡度，取=16.7°计算得i8.43②Temaxig1i0TFz2·φr在沥青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75即i≤12.38得.43≤i≤12.38；g1传动比大于10取i=11.64其按等比级数原则，式中：q—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：qn1i=1111.64=1.25所以他各挡传动比为：i=11.64，i=9.31，i=7.45，i=5.96，i=4.77， g1 g2 g3 g4 g5i=3.81，i=3.05，i=2.44，i=1.95，i=1.56，g6 g7 g8 g9 g10i=1.25，i=1 g11 g123.5中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式AKA3Temaxig1g因为该变速器为主副箱变速器，需根据主变速器来确定中确定。则：AKA3Temaxig7g式中：A—变速器中心距（mm）；KA—中心距系数，多档变速器：K=9.5～11.0；AT—发动机最大转矩（N.m）；emaxig7—变速器一挡传动比，i=3.05；—变速器传动效率，取6%；gTemax—发动机最大转矩，T=1025N.m。emax则，AK3Ti=136.9～9158.62初选=153mm。3.6齿轮参数3.6.1模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量m在1.8～14.0t的货车为2.0～a3.5mm；总质量m大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。选取较小的模数值可齿数增多，有利于换挡。表3.2汽车变速器齿轮法向模数车型车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量am/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜am≤14.0am＞14.0模数nm/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.00表3.3汽车变速器常用齿轮模数一系列一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50—根据表3.2及3.3，齿轮的模数定为5.0mm。3.6.2压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。3.6.3螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮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。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上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。货车变速器螺旋角：18°～26°初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24°，其余挡斜齿轮螺旋角24°。3.6.4齿宽b直齿bkm，k为齿宽系数，取为4.5～8.0， c c斜齿bkm，k取为6.0～8.5。cn c采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm。3.6.5齿顶高系数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1.00。3.7各挡齿轮齿数的分配图3.1齿轮传动方案如图3.1所示为主变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，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该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。3.7.1确定七档挡齿轮的齿数中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12-17之间选用，最小为12-14，取Z=17，一挡齿轮为斜齿轮。12一挡传动比为iZ2Z11g1Z1Z12为了求，Z,Z的齿数，先求其齿数和Z， 11 12 h斜齿Z2Acos1112h mn=2153cos24=55.90取整5为56即Z=Z-Z=56-17=39 11 h 12对中心距A进行修正因为计算齿数和Z后，经过取整数使中心距有了变化，h所以应根据取定的Z和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心A作为各挡齿轮齿数分配的依据。AmnZh=5（1739）=153.25mm取整为A=154mm。02cos2cos24对七挡齿轮进行角度变位：端面啮合角：ttan=tan/cos=0.398 t n 11-12=21.71t啮合角,：tcos,=Aocos=0.925 tA t,=22.20t变位系数之和z11z12invt,invt n 2tann=0.45查变位系数线图得：0.420.03 12 11 n 12计算精确值：9-10A=mnZh24.62 2cos11-12 1112计算七挡齿轮11、12参数：分度圆直径 dmz/cos =5 × 11 n11 11-1239/cos24.62°=214.52mm dmz/cos =5 ×12 n12 11-1217/cos24.62°=93.51mm齿顶高hhym=3.65mm a11 an 11 n nhhym=5.60mma12 an 12 n n式中：y（AA）/m=（154-153.25）/5=0.15 n 0 nyy=0.45-0.15=0.30nnn齿根高hhcm=6.10mm f11 an 11 nhhcm=4.15mmf12an12n齿全高hhh=9.75mma11 f11齿顶圆直径dd2h=221.82mma11 11 a11dd2h=104.71mm a12 12 a12齿根圆直径dd2h=203.32mmf11 11 f12dd2h=85.21mm f12 12 f123.7.2确定常啮合传动齿轮取2412Z Z2i12 Z g7Z 1 11=3.0517=1.3339常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即AmnZ1Z22cos122Acos ZZ 12 1 2 m n=2154cos245=56.27得Z，Z取整为Z，Z，则：iZ2Z11=2.06≈3.05g7Z1Z12对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距AmnZ1Z2=52432=153.25mmo2cos2cos2412端面压力角tan=tan/cos=0.398 t n 12=21.71°t端面啮合角cos,Aocos=153.25cos21.71tA t 154,22.20t变位系数之和z1z2invt,invt n 2tann=2432inv22.20inv21.712tan20=0.45查变位系数线图得：uz21.330.300.15 z1 1 2计算精确值：12A=mnZh24.62 2cos12 12常啮合齿轮数：分度圆直径dz1mn=132.01mmcos2dz2mn=176.02mmcos2齿顶高hhym=（1+0.30-0.3） a1 an 1 n n×5=5mmhhym=（1+0.15-0.3） a10 an 2 n n×5=4.25mm式中：y（AA）/m=（154-153.25）/5=0.15 n 0 nyy=-0.45-0.15=0.3n n n齿根高hhcm=（1+0.25-0.3） f1 an n 1 n×5=4.75mmhhcm=（1+0.25-0.15） f2 an n 2 n×5=5.5mm齿全高hhh=9.75mma1 f1齿顶圆直径dd2h=142.01mma1 1 a1dd2h=184.52mma22a2齿根圆直径dd2h=122.51mmf1 1 f1dd2h=165.02mm f2 2 f23.7.3确定其他各挡的齿数（1）八挡齿轮为斜齿轮，模数与七挡齿轮相同，初选=18°910iZ2Z9g2Z1Z10Z9iZ1=2.4424=1.83 Z gZ 32 10 2AmnZ9Z102cos910ZZ2Acos910=2154cos18=58.58 9 10 m 5n得Z=37.88，Z=20.7取整为Z=37，Z=21 9 10 9 10则，iZZ=3432=2.35≈i=2.44 8 g8110对八挡齿轮进行角度变位：理论中心距AmnZ9Z10=152.63mm o 2cos910端面压力角tan=tan/cos t n 910=20.96°t端面啮合角cos,Aocos=152.63cos20.96tA t 154,22.25t变位系数之和zzinv,inv 9 10t t n 2tann=0.48查变位系数线图得：uz91.850.48=0.36=0.12z10 n 10 9 n 10计算精确值：78AmnZ9Z10=19.68° 2cos910 910八挡齿轮参数：分度圆直径dz9mn=196.60mm9cos910dz10mn=111.58mm10cos910齿顶高hhym=4.57mm a9 an 9 n nhhym=5.77mma10 an 10 n n式中：y（AA）/m=0.274 n 0 nyy=0.206nnn齿根高hhcm=5.4mm f9 an n 9 nhhcm=4.7mmf10ann10n齿全高hhh=9.97mma9 f9齿顶圆直径dd2h=205.74mma9 9 a9dd2h=123.12mma1010a10齿根圆直径dd2h=185.3mmf9 9 f9dd2h=102.68mm f10 10 f10（2）九挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选=18°78iZ2Z7g9Z1Z8 Z7 Z1=1.9524=1.46i Z g2Z 32 8 2AmnZ7Z82cos78ZZ2Acos78=2154cos28=58.58 7 8 m 5n得Z=34.72，Z=24.13取整为Z=34，Z=247 8 7 8则，iZ2Z7=3432=1.90≈i=1.95 9ZZ 2424 g918对九挡齿轮进行角度变位：理论中心距AmnZ7Z8=152.63mm o 2cos78端面压力角tan=tan/cos t n 78=20.96°t端面啮合角cos,Aocos=152.63cos21.71tA t 154,22.25t变位系数之和zzinv,inv7 8t tn 2tann=0.48查变位系数线图得：uz71.40.48=0.31=0.17 z8 n 8 7 n 8计算精确值：78AmnZ7Z8=19.68° 2cos78 78九挡齿轮参数：分度圆直径dz7mn=180.66mm7cos78dz8mn=127.52mm8cos78齿顶高hhym=4.82mm a7 an 7 n nhhym=5.52mma8 an 8 n n式中：y（AA）/m=0.27 n 0 nyy=0.206nnn齿根高hhcm=5.4mm f7 an n 7 nhhcm=4.7mmf8 an n 8 n齿全高hhh=10.22mma7 f7齿顶圆直径dd2h=190.3mma7 7 a7dd2h=138.56mma88a8齿根圆直径dd2h=169.86mmf7 7 f7dd2h=118.12mm（3）十挡齿轮为斜齿轮，选=0°56Z5iZ1 Z6 10Z2=1.562432=1.17AmnZ5Z62cos56得Z=31.25，Z=26.63 5 6取整Z=31，Z=275 6iZ2Z5g10Z1Z6=32312427=1.53≈i=1.56g10对十挡齿轮进行角度变为：理论中心距AmnZ5Z6=154.25mm o 2cos56端面压力角tan=tan/cos=0.387 t n 56=21.16°t端面啮合角cos,Aocos=154.25cos21.16=0.930tAt154,20.93t变位系数之和zzinv,inv56ttn 2tann=0.2查变位系数线图得：uz51.17=0.12 z6 6=0.48-0.3=0.08算精确值：56AmnZ5Z619.68 2cos56 56十挡齿轮5、6参数：分度圆直径dz5mn=164.72mm5cos56dz6mn=143.46mm6cos56齿顶高hhym=4.15mm a5 an 5 n nhhym=4.35mma6 an 6 n n式中：y（AA）/m=-0.05 n 0 nyy=0.25n n n齿根高hhcm=5.85mm f5 an n 5 nhhcm=5.65mmf6 an n 6 n齿全高hhh=10mma5 f5齿顶圆直径dd2h=173.02mma55a5dd2h=152.16mma6 6 a6齿根圆直径dd2h=153.02mmf55f5dd2h=132.166mm f6 6 f6（4）十一挡齿轮为斜齿轮Z3iZ1 Z4 g4Z2=1.252432=0.94AmnZ3Z42cos34tan13241z221zz43tanzz得Z=27.66，Z=29.4422 3 4取整Z=28，Z=293 4则：iZ2Z3g4Z1Z4=32282429=1.28≈i=1.23g4对十一挡齿轮进行角度变位：理论中心距AmnZ3Z4=153.72mm o 2cos34端面压力角tan=tan/cos=0.392 t n 34=21.43°t端面啮合角cos,Aocos=153.72cos21.43=0.929tAt154,21.69t变位系数之和zzinv,inv3 4t tn 2tann=0.35查变位系数线图得：uz41.00=0.2=-0.22-0.16=0.15 z3 3 4精确值=22.2834十一齿轮3、4参数：分度圆直径dz3mn=151.35mm3cos34dz4mn=156.59mm4cos34齿顶高hhym=4.53mm a3 an 3 n nhhym=4.28mma4 an 4 n n式中：y（AA）/m=0.056 n 0 nyy=0.294nnn齿根高hhcm=5.25mm f3 an n 3 nhhcm=5.5mmf4ann4n齿全高hhh=9.78mma3 f3齿顶圆直径dd2h=160.41mma3 3 a3dd2h=165.15mma44a4齿根圆直径dd2h=140.85mmf3 3 f3dd2h=145.59mm f4 4 f4（5）确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A，。初选Z=16，Z=10，则： 15 14A，1mZZ 2 14 15=1610162=78mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮14和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮13的齿顶圆直径D应为e13De140.5De13A 2 2D2AD1 e13 e14=2×154－6×(10+2)－1=235mmZDe132 n m=235－26=39.1为了保证齿轮13和14的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取Z=38计算倒挡和第二轴的中心距AA,,mz13z152=638162=162mm计算倒挡传动比iz2z15z13倒z1z14z15=321638241016=5.07查表得·0.40，0.40 13 14分度圆直径dzm=38×6=228mm13 13dzm10×6=60mm14 14dzm16×6=96mm 15 15齿顶高hh*m3.6mma13 a 13hh*m=3.6mm a14 a 14hh*m=8.4mm a15 a 15齿根高hhcm=9.9mm f13 a 13hhcm=9.9mm f14 a 14hhcm=5.10mmf15 a 15齿全高hhh=13.5mma13 f13齿顶圆直径dd2h=235.2mm a13 13 a13dd2h=67.2mma14 14 a14dd2h=112.8mma15 15 a15齿根圆直径dd2h=208.2mmf1313f13dd2h=40.2mm f14 f14 f14dd2h=85.8mm f15 f15 f15（6）确定副变速箱低速挡齿轮的齿数取Z=17，齿轮为斜齿轮。19低速档传动比为iZ17Z18副Z16Z19为了求Z，Z的齿数，先求其齿数和Z，初选=25°18 19 h 1819斜齿Z2Acos1819 h mn=2154cos25=55.8取6整为56即Z=Z-Z=56-17=39 18 h 19对齿轮进行角度变位：端面啮合角：ttan=tan/cos=0.402 t n 18-19=21.89t啮合角,：tcos,=Aocos=0.931 tA t,=21.39t变位系数之和z18z19invt,invtn 2tann=0.28查变位系数线图得：uz182.290.400.12 z19 19 18 n 19计算精确值：18-19A=mnZh24.62 2cos18-19 1819计算一挡齿轮18、19参数：分度圆直径d18mnz18/cos18-1939/cos24.62°=214.52mm=5×dmz/cos=5× 19 n19 18-1913/cos24.62°=93.51mm齿顶高hhym=2.45mm a18 an 18 n nhhym=5.05mma19 an 19 n n式中：y（AA）/m=（154-154.53）/5=-0.11 n 0 nyy=0.28+0.11=0.39nnn齿根高hhcm=6.85mm f18 an 18 nhhcm=4.25mmf19an19n齿全高hhh=9.30mma18 f18齿顶圆直径dd2h=219.42mma18 18 a18dd2h=103.61mma1919a19齿根圆直径dd2h=200.82mmf18 18 f18dd2h=85.01mm（7）确轮的齿数（=25）16-17求出常啮合传动齿轮的传动比Z17iZ19 Z16 副Z18=3.8117=1.6639常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即AmnZ16Z172cos1617ZZ2Acos1617 16 17 mn=2154cos255=55.8得Z，Z取整为Z，Z，则：iZZ=3539=3.82≈3.81 g副 1919161817ZZ1721对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距AmnZ16Z17=154.53mm o 2cos1617端面压力角tan=tan/cos=0.407 t n 1617=21.89°t端面啮合角cos,Aocos tA t,21.39t变位系数之和z16z17invt,invtn 2tann=2135inv21.39inv21.892tan20=0.28查变位系数线图得：0.30.280.30.0217计算精确值24.621617常啮合齿轮参数：分度圆直径dz16mn=115.51mm16cos1617dz17mn=192.52mmcos1617齿顶高 hhym = a16 an 16 n n（1+0.31+0.29）×5=4.55mmhhym=（1-0.67+0.29） a17 an 17 n n×5=2.95mm式中：y（AA）/m=（96-96.28）/5=-0.07 n 0 nyy=-0.36+0.07=-0.29n n n齿根高 hhcm = f16 an n 16 n（1+0.25-0.31）×5=4.75mmhhcm=（1+0.25+0.67）f17ann17n×5=6.35mm齿全高hhh=9.30mma16 f16齿顶圆直径dd2h=124.61mma16 16 a16dd2h=198.42mma1717a17齿根圆直径dd2h=106.01mmf16 16 f16dd2h=179.82mm f17 17 f173.8本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。第第4章齿轮校核4.1齿轮材料的选择原则满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。合理选择材料配对如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：m3.5时渗碳层深度0.8～1.2法m3.5时渗碳层深度0.9～1.3法m5时渗碳层深度1.0～1.3面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。4.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为1025N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。第一轴：T=T=1025×98%×96%=964.32N.m1 emax离承中间轴：T=T1承齿i21=964.32×96%×99%×32/24=1221.299N.m第二轴：T=Ti=1221.99×0.96×0.99×39/17=2664.34N.m2承齿1112T=Ti=1221.99×0.96×0.99×37/21=202承齿91046.24N.mT=Ti=1221.99×0.96×0.99×34/24=162承齿7845.29N.mT=Ti=1221.99×0.96×0.99×31/27=13 310 2承齿5633.44N.mT=Ti=1221.99×0.96×0.99×28/29=11 311 2承齿3421.33N.mT=T=1221.99×0.96=1173.11N.m 312 2承第二轴是主变速器输出轴也是副变速器输入轴。第二中间轴轴：T=Ti=2664.34×0.96×0.99×35/21=422 51 37承齿16170.31N.mT=Ti=2046.24×0.96×0.99×35/21=324 52 38承齿16171.56N.mT=T39承齿i1617=1645.29×0.96×0.99×35/21=260536.14N.mT=Ti=1333.44×0.96×0.99×35/21=21 54 310承齿161712.17N.mT=Ti=1121.33×0.96×0.99×35/21=17 55 311承齿161776.19N.mT=Ti=1173.11×0.96×0.99×35/21=18 56 312承齿161758.21N.m第三轴：T=Ti=4220.31×0.96×0.99×39/17=9200.28N.m51承齿1819T=Ti=3241.56×0.96×0.99×39/17=7052承齿181966.6N.mT=Ti=2606.14×0.96×0.99×39/17=5653承齿181981.39N.mT=Ti=2112.17×0.96×0.99×39/17=4654承齿181904.53N.mT=Ti=1776.19×0.96×0.99×39/17=3855承齿181972.09N.mT=Ti=1858.21×0.96×0.99×39/17=4056承齿181950.90N.m倒档轴：T=Ti=1221.99×0.96×0.99×16/10=1858.21N.m7 2承齿14154.3轮齿强度计算4.3.1．轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力w图4.1齿形系数图2TgKKfwm3zKyc式中：—弯曲应力（MPa）；T—计载荷（N.mm）；gK—应力集中系数，可近似取K=1.65； K—摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮K=1.1，f从动齿轮K=0.9；b—齿宽（m）；m—模数；y—齿形系数，如上图4.1当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮13，14，15的弯曲应力z=38，z=10，z=16，y=0.161，y=0.141，y=0.11， 13 14 15 13 14 15T=1858.21N.m，T=1221.99N.m 倒 22T倒KKfw11m3z13Kcy1321858.211.650.910363387.00.161=418.96MPa<400～850MPa2T2KKfw12m3z14Kcy14=21221.991.651.110363107.00.141.=681.09MPa<400～850MPa（2T2Z15/Z14）KKfw13m3z15Kcy15=2（1221.9916/10）1.650.910363167.00.11=714.30MPa<400～850MPa2、斜齿轮弯曲应力w2TgcosKwzmn3yKcK式中：T—计算载荷（N·mm）；m—向模数（mm）；nz—齿数；—斜齿轮螺旋角（°）；K—应力集中系数，K=1.50；y—齿形系数，可按当齿数zzcos3在图中查得；nKc—齿宽系数K=7.0K—重合度影系数，K=2.0。当计算载荷Tg取作用到变速第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。（1）计算七挡齿轮11，12的弯曲应力，z=39，z=17，，y=0.118，y=0.155，T664.4N.m， 11 12 11 12 37T=1221.99N.m，=24.62°，K=7.0 2 1112 c2T37cos1112Kw11zm3yKKn11c=22664.34cos24.62。1.5010339530.1187.02.0=204.13MPa<100～250MPa2T2cos1112Kw12zm3yKKn12c=21221.99cos24.62。1.5010317530.1557.02.0=198.65MPa<100～250MPa（2）计算八挡齿轮9，10的弯曲应力，z=37，z=21，y=0.18，y=0.15，T2046.4N.m， 9 10 9 10 38T=1221.99N.m，=19.68°，K=7.0 2 910 c2T38cos910Kw9zm3yKKn9c=22046.24cos19.68。1.5010337530.187.02.0=179.35MPa<100～250MPa2T2cos910Kw10zm3yKKn10c=21221.99cos19.68。1.5010317530.157.02.0=214.65MPa<100～250MPa（3）计算九挡齿轮7，8的弯曲应力z=34，z=24，y=0.141，y=0.142，T=1645.29N.m， 7 8 7 8 39T=1221.99N.m，=19.68°，K=7.078 c2T39cos78Kw7zm3yKKn7c=21645.29cos19.68。1.5010334530.1417.02.0=158.71MPa<100～250MPa2T2cos78Kw8zm3yKKn8c=21221.99cos19.68。1.5010324530.1427.02.0=165.82MPa<100～250MPa（4）计算十挡齿轮5，6的弯曲应力z=31，z=27，y=0.150，y=0.157，T=1333.44N.m， 5 6 5 6 310T=1221.99N.m，=19.68°，K=7.0 2 56 c2T310cos56Kw5zm3yKKn5c=21333.44cos19.68。1.5010331530.1507.02.0=117.92MPa<100～250MPa2T2cos56Kw6zm3yKKn6c=21221.99cos19.68。1.5010327530.1577.02.0=118.54MPa<100～250MPa（5）计算十一挡齿轮3，4的弯曲应力z=28，z=29，y=0.142，y=0.118，T=1121.33N.m，4 3 4 311T=1221.99N.m，=22.28°，K=7.034 c2T311cos34Kw3zm3yKKn3c=21121.33cos22.28。1.5010328530.1427.02.0=97.82MPa<100～250MPa2T2cos34Kw4zm3yKKn4c=21221.99cos22.28。1.5010329530.1187.02.0=123.66MPa<100～250MPa（6）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力z=24，z=32，y=0.153，y=0.113，T=964.32N.m， 1 2 1 2 1T=1221.99N.m，=24.62°，K=6.02 12 c2T1cos12Kw1zm3yKKn1c=2964.32cos24.62。1.5010324530.1536.02.0=103.63MPa<100～250MPa2TcosK 2 12w2zm3yKKn2 c=21221.99cos24.62。1.5010332530.1536.02.0=133.35MPa<100～250MPa4.3.2轮齿接触应力j j0.418bdcosTgE 1z1b（4.3）cos式中：—轮齿的接触应力（MPa）；jT—计算载荷（N.mm）；gd—节圆直径(mm)；—节点处压力角（°），—齿轮螺旋角（°）；E—齿轮材料的弹性模量（MPa）；b—齿轮接触的实际宽度(mm)；、—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮z brsin、brbsin，斜齿轮zrzsincos2、brbsincos2；r—主、从动齿轮节圆半径(mm)。z b将作用在变速器第一轴上的载荷T/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表.1。弹性模量E=20.6×104N·mm，齿宽bKm表4.1变速器齿轮的许用接触力齿齿轮MPaj渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900～2000950～1000常啮合齿轮和高挡1300～1400650～700计算七挡齿轮11，12的接触应力T=2664.34N.m，T=1221.99N.m，z39，z17， 37 2 11 1224.6211