法士特12JS90t重型卡车12档汽车变速器设计论文

哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 1- 第 1 章 绪 论 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 汽车变速器设计的目的和意义 现代汽车上广泛采用 往复活塞式 内燃机作为动力源， 它具有相当多的优点，如体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等。但 其转矩和转速的变化范围很小，而复杂的使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化 。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将达到现代汽车极限速度的数倍。 为解决这一矛盾， 在传动系统中设置了变速器， 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 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 2- 和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度应能在很大范围内变化。内燃机曲轴转速变化范围都较小，远远满足不了车速应在很大范围内变化地要求，所以变速器应在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小， 以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使 在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断 动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。 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 (Continuously Variable Transmission 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 (Automated Mechanical Transmission 简称 AMT)； 齿轮无级变速器（ Gear Continuously Variable Transmission）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（ Gear Continuously Variable Transmission）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 (Gear Continuously Variable Transmission 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。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 3- 齿轮无级变速器的优势表现为 ： (1) 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 综合 参考了 三轴式 六档变速器 和法士特 公司 12JS90T 类型的重型货车的变速 器。主要设计 是 带有主副变速箱的三轴式 十二 档变速 器 。，主箱 是三轴式 六档 的变速器，齿轮全部为斜齿轮，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 。 （ 3） 设置倒档，使汽车能到推行驶。 （ 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。工作可靠。 （ 6） 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。 (7) 变速器应当有高的工作效率。 (8) 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。 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： 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 4- 1、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； 2、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； 3、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； 4、变速器轴承的选择及校核； 5、同步器的设计选用和参数选择； 6、变速器操纵机构的设计选用； 7、变速器箱体的 结构设计 设计。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 5- 第 2 章 变速 器结构方案的确定 2.1 汽车 主要技术参数 型号 法士特 12JS90t 发动机额定功率 (kw) 180 外廓尺寸 (mm)(长 宽 高 ) 8295 2500 9000 发动机最大扭矩 (N.m) (3000 3500r/min) 540 轮距 (前 )(mm) 2025 满载轴荷 前 (kg) 10000 轮距 (后 )(mm) 1870 后 (kg) 15000 轴距 (mm) 前 -中（ 3900） 中 -后（ 1300） 主减速器减速比 7.15. 最高车速 (km/h) 85 载质量 (kg) 15000 最大爬坡度 (%) 17 整车整备质量 (kg) 10000 轮胎规格 315/80R 22.5 满载总重 (kg) 25000 2.2 变速器传动机构分析和 方案的设计 目前，汽车上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。 机械式变速器具有结构简单、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应用。 机械式 变速器，具有高的传动效率（ =0.96 0.98），因此在 各类车上得到广泛的应用 。 通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡位数多大 6 16 个甚至 20 个。变速器挡位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但挡位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。 某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于 1（约为 0.7 0.8）的超速挡，可充分地利用发动 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 6- 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 的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。 机械式 变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副 的 数目、齿轮的 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。 综上所述，由于 本次设计的为重型货车变速器 ， 布置形式采用发动机 前置后轮驱动， 变速器 布置的 空间较 大 ，对变速器的 结构 要求较高，要求运行时 噪声 要 小， 故选用 三 轴 十 二档 变速 档，并且六档为直接档 1 2.2.1 两轴式变速器 和 中间轴式 变速器的特点分析 机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴 式变速器和 中间轴式变速器。 其 中 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体 ，发动机纵置时直接输出动力。 而中间轴式变速器多用于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。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。 对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发 挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低 了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成 本 。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 2.2.2 倒挡布置方案分析 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 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 7- 倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。 与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下 实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。 图 2-2 倒挡布置方案 Figure 2 -2 reverse gear layout program 图 2-2 为常见的倒挡布置方案。图 2-2b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 2-2c 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 2-2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-2c所示方案。图 2-2e 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 2-2f 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 2-2g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。 综上所述本次设计选择第 6 种倒挡布置方案。 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，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 8- 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，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工 作时齿轮的磨损与噪声有所减少。 除此以外，倒 挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，与此同时 为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意 2.2.3 传动机构布置 其他问题 的分析 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。 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档位设计成直接档。 能够更充分的利用发动机的功率，使汽车行驶 时 所需发动机曲轴的总转数减少，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。 2.3 变速器 零部件结构方案 的 分析 2.3.1 齿轮形式 变速器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，工作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力。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 变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡 。 在本次设计中由于是十二档位的多挡变速器，考虑到斜齿轮的工作可靠和其他优点所以全部齿轮采用斜齿轮传动。 变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。 齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度 b （图 2.3）影响齿轮强度 6。要求尺寸 b 应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮 毂部分的宽度尺寸 C ， 在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求 ： 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 9- 2)4.12.1( dC （ 2.1） 式中： 2d 花键内径。 为了减小质量，轮辐处厚度 应在满足强度条件下设计得薄些。图 2.3 中的尺寸 1D 可取为花键内径的 1.25 1.40倍。 图 2.3 变速器齿轮尺寸控制图 齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在 40.080.0aa RRm 范围内选用。 由于采用花键连接会降低齿轮的 强度，同时影响齿轮在轴上的窜动引起齿轮的定位不准。所以本次设计对于中间轴采用与齿轮制成一体以防止齿轮因轴向力而产生的窜动。 要求齿轮制造精度不低于 7 级 2.3.2 变速器轴 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。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。 2.3.3 变速器轴承的选择 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 10- 变速器轴承常采用 深沟球轴承、 圆柱滚子轴 承 圆锥滚子轴承、 滚针轴承、滑动轴套等等。 滚针轴承、滑动轴承套主要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 5。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因 而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。由于本设计的变速器为 三轴式 变速器， 变速器的第二轴前端支承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 深沟球轴承 ，用来承受轴向力和径向力。 根据载货汽车的轴承承受高扭矩和高负荷且有一定轴向力故 中间轴 前、后轴承，按直径系列一般选用 圆柱滚子轴承 或圆锥滚子轴承 。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6 20mm9。 2.3.4 换档机构 目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种： 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，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在倒档上。 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 1-2 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。 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。其缺点是零件增多，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。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 11- 对于常用的档位则采用同步器或啮合套。 2.3.5 防止自动脱挡的结构 设计 自动脱挡是变速器的主要故障之一。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： 1、 将两接合齿的啮合位置错开，如图 2.4a 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。 2、 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 2.4b所示。 3、 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 2.4c 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。 图 2-1防止自动脱挡的机构措施 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 12- 图 2-2防止自动脱挡的机构措施 图 2-3防止自动脱挡的机构措施 2.4 本章小结 本章 首先先确定了设计变速器所需的汽车主要参数以及 传动机构形式的选择并 依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的 倒挡机构布置方案， 阐述了各种方案的优缺点并对倒档布置形式做出了选择 。在 变速器 零部件的 结构 选择部分 中 ，对变速器齿轮、 轴、 换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了本设 计的传动机构布置方案和零、部件的结构形式，作为以后 变速器 设计的基础。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 13- 第 3 章 变速器 齿轮参数选择及 齿数分配 3.1 变速器 挡数和 传动比的确定 3.11 主减速比的确定 0377.0 iirnuga （ 3.1） 式中： au 汽车行驶速度 （ km/h）； n 发动机转速 （ r/min）； r 车轮滚动半径 （ m）； gi 变速器传动比 ； 0i 主减速器传动比。 已知：最高车速maxau=maxav=190 km/h；最高档为超速档，传动比gi=0.85；车轮滚动半径由所选用 的轮胎规格 185/60R14S 得到 r =29(mm)； 发动机转速n = pn =5800（ r/min）；由公式（ 3.1） 得到主减速器传动比计算公式 ： 15.7185 3000538.0377.0377.00 ag uinri 3.1.2 变速器最低挡传动比的确定 在选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、 汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑 来 确定。 汽车爬坡时车速 不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力 10。故有 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 14- m axm axm ax01m ax s i nc o s mgfmgr iiTrTge 则由最大爬坡度要求的变速器 1 挡传动比为 ： Terg iT rfmgi 0m a xm a xm a x1 )s inc o s( (3.1) 式中： m 汽车总质量 ， 25000m Kg； g 重力加速度 ， 8.9g m/s2； f 道路附着系数 ， 02.0f ； r 驱动车轮的滚动半径 ， 538rr mm； maxeT 发动机最大转矩 ， 540max eTNm 0i 主减速比 ， 15.70 i； T 汽车传动系的传动效率 ， 96.0T 。 将各数据代入式 (3.1)中得 ： 67.496.015.7540538.0)17s in17c o s6.0(8.92 5 0 0 0)s inc o s(0m a xm a xm a x1Terg iTrfmgi 根据驱动车轮与路面的附着条件 ： 201m ax Gr iiTrTge 可求得变速器一挡传动比为 ： Terg iT rGi 0max21 (3.2) 式中 ： 2G 汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷， 150002 G Kg； 道路的附着系数，计算时取 5.0 6.0 ； 其他参数同式 (3.1)。 将各数据代入式 (3.2)得 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 15- 6.1396.015.7540538.06.08.91 5 0 0 00m a x21Terg iTrGi 通过以上计算可得到 4.671gi 13.6， 在本设计中，取 836.71 gi。 3.1.3 变速器挡数和传动比范围的确定 变速器的档位数根据不 同种类车的用途以及 为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 4 5 个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个档。商用车变速器采用 4 5 个档或多档。载质量在2.0 3.5t 的货车采用五档变速器，载质量在 4.0 8.0t 的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 档数选择的要求： 1、相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下。 2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此， 本次 设计的 重型货车 变速器为 12 档变速器。 3.1.4 变速器其他 各挡传动比的确定 变速器的挡为直接挡，其传动比为 1.0，中间挡的传动比理论上按公比1 11m inm a x ngngnggiiiiq (其中 n 为挡位数 )的几何级数排列，实际上与理论值略有出入。将各数代入式中得 ： 509.11836.7 q 则变速器其他各挡的传动比为 281.2509.1836.7441.3509.1836.7192.5509.1836.73314221312qiiqiiqiigggggg 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 16- 1509.1836.7511.1509.1836.755164415qiiqiigggg 由 于副变速箱减速档齿轮的传动比为主箱五档传动比 1.511 所以其余六档传动比为： 19.5511.1836.7845.7511.1836.784.11511.1836.7987gggiii 5 1 1.15 1 1.18 3 6.728.25 1 1.18 3 6.744.35 1 1.18 3 6.7121110gggiii 3.2 中心距的确定 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A ；它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。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。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方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。还有，变速器中心 距 取得过小，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 11。 中间轴式变速器的中心距 A (mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选，经验公式为 31m ax ggeA iTKA (3.3) 式中 ： AK 中心距系数，乘用车 ： 3.99.8 K A ， 商用车： 6.96.8 K A ； maxeT 发动机的最大转矩 (Nm) ； 1gi 变速器一挡传动比； g 变速器的传动效率，取 96%。 将各数代入式 (3.3)中得 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 17- 33 1m ax96.0836.75406.96.8 iTKA ggeA =137.22153.2mm 故可初选中心距 153A mm。 3.3 变速器齿轮参数的选择 3.3.1 模数 和齿宽选择 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；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；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。 变速器齿轮法向 模数 由下表给出 车 型 轿车 货车 微型轿车 中级轿车 中型货车 重 型货车 模数nm/mm 2.25 2.75 2.75 3.00 3.50 4.50 4.50 6.00 本次设计的为重型货车故选取模数为 m=4 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证轮齿的强度及工作平稳性的要求。通常可以根据齿轮模数来选择齿宽 b。 ncmkb 式中：ck 齿宽系数，直齿轮取 0.74.4 kc ， 斜齿轮取 6.80.7 kc ； nm 法面模数 。 3.3.2 齿形、压力角及螺旋角 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。变速器齿轮用 20, 啮合套或同步器的接合齿压力角用 30 。 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。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 18- 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，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 3.1 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 111 tan na FF ；222 tan na FF （ 4-1） 由于 T=2211 rFrF nn ， 为使两轴向力平衡，必须满足 2121tantan rr （ 4-2） 式中， Fa1， Fa2 为轴向力， Fn1， Fn2 为圆周力 ， r1， r2 为节圆半径； T 为中间轴传递的转矩。 图 3.1 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 34 货车变速器： 18 34 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 19- 汽车变速器的齿形、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 5.14 ， 15 ， 16 ， 5.16 25 45 一般货车 GB1356-78 规定的标准齿形 20 18 26 重型车 GB1356-78 规定的标准齿形 低挡、倒挡齿轮 5.22 ，25 小螺旋角 3.3.3 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.75 0.80 的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为 1.00。 3.3.4 齿 轮的修正 为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种： 1.加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位； 2.改变刀具的原始齿廓参数； 3 改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。 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。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 20- 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，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度 越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。 3.4 变速器外形尺寸的初选 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。 影响变速器壳体轴向尺寸的有变速器的挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。实际初可根据中心距离 A 的尺寸参照下列关系初选。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸为 A 4.30.3 。 商用车变速器的轴向尺寸为 ： 四挡 A 7.22.2 ：五挡 A 0.37.2 ；六挡 A 5.32.3 。 本设计主变速器轴向尺为 5.5356.489153)5.32.3()5.32.3( A mm。 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。 3.5 变速器各挡齿轮齿数的分配 在初选了变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。所设计的变速 器的传动简图如图 3.3 所示。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 21- 图 3-3 中间轴式六档变速器传动方案 3.5.1 确定一挡齿轮的齿数 初选螺旋角 221211 已知一挡传动比1gi，且 1211121 zzzzig 为了 确定 的齿数，先求齿数和z 直齿轮： mAz 2 (3.4) 斜齿轮： nmAz 1211cos2 (3.5) 由于一挡齿轮为斜齿轮，故可用式 (3.5)计算。代入数据后得 714 22c o s1532c o s2 1211 nmAz 计算后应取z为整数，然后再进行大、小齿轮齿数的分配，中间轴上小齿轮的最小齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸和齿轮齿数要统一考虑。为避免根切、增加强度，一挡小齿轮应为变位齿 轮。货车中间轴式变速器一挡 齿轮最小齿数为 1217； 轿车 传动比8.35.31 ig 时， 中间轴上一挡齿轮的齿数可在 171512 z 之间选取 。小齿轮选定后可求得大齿轮齿数。选择齿轮的齿数时应注意最好不是相配齿轮和为 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 22- 偶数，以减小大，小齿轮的齿数公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 则可取 ： 71z 取一挡小齿轮齿数 1411z 3.5.2 对中心距进行修正 因为计算齿数和z后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的z和齿轮变位系数重新计算中心距 A ， 再以修正后的中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据，故中心距变为 15.15322c o s2471c o s2 12111211 nmzzAmm 对中 心距进行取整，取中心距 153A mm。 由于调整后中心距发生了变化，所以需对一挡齿轮进行变位。中心距变动系数为 ： 04.0 m AAy 啮合角为 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 查变位系数线图得 ： 变位系数之和为 ： 0x 而齿轮齿数比为 ： 41457 u 故可以分配变位系数得 16.011 x ， 16.012 x 。 根据所确定的齿数， 一挡 齿轮精确的螺旋角的值为 5714711112 zzz 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 23- 22153245714a r c c o s2a r c c o s 12111211 Amzz n 3.5.3 确定常啮合齿轮的齿数 由式1211121 zzzzig 得 1211112 zzizz g 因常啮合齿轮副与 1 挡齿轮副以及其它各挡齿轮副的中心距相同，故由式 (3.5)可得 nmAzz 2121c o s2 71422c o s1532c o s2924.15714836.721211211112ngmAzzzzizz 联立求解并将 1z 、 2z 取整数后得 ： 241 z ， 472 z 836.71457244787121 zzzzi g 11 gg ii 故齿轮齿数不需调整。 15.15322c o s2471c o s2 2121 nmzzAmm 由于调整后中心距发生了变化，所以需对 常啮合 齿轮进行角度变 位。中心距变动系数为 ： 04.0 m AAy 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 24- 啮合角为 ： 938.020c o s153 15.153c o sc o s AA 20 查变位系数线图得 ： 变位系数之和为 ： 0x 而齿轮齿数比为 ： 958.12447 u 故可以分配变位系数得 12.01 x ， 12.02 x 。 22153244724a r c c o s2a r c c o s 2121 Amzz n 3.5.4 确定其他各挡齿轮的齿数 （ 1）确定 二挡齿轮为斜齿轮，则有 ： 65.24724192.5212109 zzizz g 71422c o s1532c o s2 109109 nmAzz 联立求解，并对齿数取整后得 ： 209 z ， 5010 z 由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力 10921 2109 21 1ta nta n zzzz z 中心距为 ： 15.15322c o s245120c o s2 109109 nmzzA mm 由于调整后中心距发生了变化，所以需对 二 挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为 ： 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 25- 04.04 15315.153 nmAAy 啮合角为 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 变位系数之和为 ： 0x 齿轮齿数比为 ： 55.22051 u 变位系数可分配为 ： 1.09 x， 1.010 x。 （ 2） 确定三挡齿轮的齿 ： 三挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有 ： 21387 zzizz g nmAzz 8787c o s2 由平衡中间轴上两 工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式 ： 8721 287 21 1ta nta n zzzz z 求解上述三式，取整得 ： 267 z， 458 z， 2287。 441.34526244787123 zzzzi g 33 gg ii 故齿轮齿数不需调整。 15.15322c o s2471c o s2 4343 nmzzAmm 由于调整后中心距发生了变化，所以需对三挡齿轮进行角度变位。中心距变 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 26- 动系数为 ： 04.0 m AAy 啮合角为 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 查变位系数线图得 ： 变位系数之和为 ： 0x 而齿轮齿数比为 ： 73.12645 u 故可以分配变位系数得 ： 15.03 x， 15.04 x 。 （ 3） 确定 四 挡齿轮的齿数 五 挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有 21565 zzizz g nmAzz 6565c o s2 由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式 6521 265 21 1ta nta n zzzz z 求解上述三式，取整得 335 z， 386 z， 2265。 28.233382447109124 zzzzi g 44 gg ii 故齿轮齿数不需调整。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 27- 15.15322c o s2471c o s2 6565 nmzzAmm 由于调整后中心距发生了变化，所以需对五挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为 ： 04.0 m AAy 啮合角为 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 查变位系数线图得 ： 变位系数之和为 ： 0x 而齿轮齿数比为 ： 15.13338 u 故可以分配变位系数得 ： 25.09 x， 25.010 x。 （ 4） 确定五挡齿轮的齿数 五挡齿轮为斜齿轮，当其螺旋角与常啮合齿轮不同时，则有 21543 zzizz g nmAzz 4343c o s2 由平衡中间轴上两工作齿轮的轴向力的要求出发，要平衡轴向力，要求满足下式 ： 4321 243 21 1ta nta n zzzz z 求解上述三式，取整得 ： 403 z， 314 z ， 2243。 511.14031244743125 zzzzi g 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 28- 55 gg ii 故齿轮齿数不需调整。 15.15322c o s2471c o s2 4343 nmzzAmm 由于调整后中心距发生了变化，所以需对五挡齿轮进行角度变位。中心距变动系数为 04.0 m AAy 啮合角为 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 查变位系数线图得 ： 变位系数之和为 ： 0x 而齿轮齿数比为 ： 775.04031 u 故可以分配变位系数得 : 05.09 x， 05.010 x。 （ 5） 倒挡齿轮的设计和齿数确定 通常 1挡与倒挡齿轮选用同一模数，故倒挡齿轮的模数可以取为 2.25。取倒挡中间齿轮 13的齿数取 2314 z 。中间轴倒挡齿轮的齿数取为 1315 z，倒挡时的传动比为 97.7Ri 。 98.71415151612 zzzzzzi R 第二轴倒挡齿轮的齿数为 : 5316 z。 倒挡轴与中间轴的中心距为 : 75.63225.2331321514 nmzzA mm 倒挡轴与第二轴的中心距为 : 16424532321615 nmzzAmm 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 29- 3.6 本章小结 本章主要 是对 各档挡数传动比进行设计，并对 齿轮齿数进行分配、确定中心距 ，修正中心距 。在确定完传动 方案后，开始进行齿轮各参数的选择以及齿轮齿形和齿数的计算，为 后续章节的 设计打下基础。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 30- 第 4 章 变速器轴和轴承的设计计算 4.1 变速器轴的轴径和轴长 设计计算 变速器在工作时承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计变速器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。 变速器第二轴与中间轴的最大直径 d 可根据中心距按以下公式初选 Ad 60.045.0 则 15360.045.0 60.045.0 Ad =68.85 91.8mm 故可取第二轴的最大直径max2d=70mm， 中间轴的最大直径max中d=70mm。 第一轴花键部分的直径可根据发动机的最大转矩maxeT(Nm) 按下式初选 ： 3m ax6.44 eTd 则 33 m a x5406.446.44 eTd =32.25 37.45mm 故可取第一轴花键部分的直径为 36mm。 变速器的最大直径和支承间的距离可按下列关系初选： 中间轴 18.016.0 ld 389438l mm 故中间轴可初选为 438mm。 第二轴 21.016.0m ax2 ld 333438l mm 故第二轴的长度可初选为 438mm 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 31- 轴径 的选择 还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的刚度和强度验算结果进行修正。 4.2 计算变速器各轴的扭矩和转速 已知发动机的最 大 的转矩为 540Nm ，转速为 12001400r/min；离合器的传动效率为 0.98，齿轮传动效率为 0.99，轴承 的传动效率为 0.96。通过计算可得到各轴的转矩和转速。 一轴 2.52998.0540m ax1 离eTT Nm 14001 nn r/min 中间轴 9.98424/4799.096.02.5292112 iTT 齿承 Nm 8.71447/241 4 0 02112 inn r/min 二轴 （ 1）挂 1挡时 05.381114/5799.096.09.9848723 iTT 齿承 Nm 56.17557/148.7148723 innr/min （ 2）挂 2挡时 92.238620/5199.096.09.9846523 iTT 齿承 Nm 3.28050/208.7146523 innr/min （ 3）挂 3挡时 08.162026/4599.096.09.9844323 iTT 齿承 Nm 9.41245/268.7144323 innr/min （ 4）挂 4挡时 87.10773 TNm 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 32- 74.6203 nr/min （ 5）挂 5挡时 43.72540/3199.096.09.98410923 iTT 齿承 Nm 32.92231/408.71410923 innr/min （ 5）挂 6挡时 2.52924/4799.096.09.98410923 iTT 齿承 Nm 140031/408.71410923 innr/min 4.3 变速器轴的强度计算 如图 5.1 所示，根据轴的受力，取第一轴装轴承处的直径为 25mm，第二轴装轴承处的直径为 35mm，中间轴装轴承处的直径 为 55mm； 2001 a mm，351b mm， 353 a mm， 1253 b mm， 3504 a mm， 1254 b mm， 360c mm。 图 5.1 齿轮和轴上的受力简图 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 33- 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： 4.3.1 齿轮和轴上的受力计算 根据受力简图 5.1，可计算出变速器的齿轮和轴上的作用力 。 第一轴 ： 9.10176104 10002.52922111 dTF tN 399522c o s104100020t a n2.5292c o st a n2111 d TF rN 7.4111104100022t a n2.5292t a n2111 dTF a N 中间轴 ： 9703203 10009.98422222 dTF t 2.423322c o s203 100022t a n9.9842c o st a n2222 d TF rN 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 34- 3920203100022t a n9.9842t a n2222 dTF a N 3 2 8 3 060 1 0 0 09.98422333 dTF tN 7.1289422c o s60100020t a n9.9842c o st a n2333 d TF rN 6.221060100022t a n9.9842t a n2333 dTF a N 第二轴 ： 1.30984246 100005.381122444 dTF tN 6.1216722c o s246100020t a n05.38112c o st a n2444 d TF rN 4.12518246100022t a n05.38112t a n2444 dTF a N 4.3.2 轴的强度计算 在进行轴的强度和刚度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力。应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机的最大转矩maxeT。 1、求第二轴支反力 （ 1）在垂直平面内的支反力 由 0 AM 得 022 44441144144 dFbaBdFbaFbF acarr 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 35-1 2 5 1 821047.411113035039951306.1 2 1 6 72244441144144badFdFbaFbFBaarrc =4527.9N 由 0Z 得 9.452739956.1 2 1 6 7 14 crrc BFFA =11631.7N （ 2）在水平面内的支反力 由 0 AM 得 04444144 baBbaFbF stt 1303501303509.1 0 1 7 61301.3 0 9 8 44444144babaFbFB tts = 1785.3N 3.17859.101761.30984 14 stts BFFA =19021.9N 2、求第一轴支反力 041 rrcc FFAC 7.116316.121673995 41 crrc AFFC =3459.1N 041 ttss FFAC 1.3 0 9 8 49.1 0 1 7 69.1 9 0 2 1 41 ttss FFAC 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 36- =-1785.3N 3、求中间轴的支反力 （ 1）在水平面内的支反力 0323333 cbFbcaEbF tst 12536035125328303601259730333332bcabFcbFE tts =1932.98N 973098.193232830 23 tsts FEFF =25032.98N （ 2）在垂直平面内的支反力 02 22333233 dFcbaEbcFbF acrr 12536035220339201253602.42331257.1 2 8 9 4233223233bcadFbcFbFEarrc =2527N 2 5 2 77.1 2 8 9 42.4 2 3 3 32 crrc EFFF =14600.9N 4、验算轴的强度 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。在求取支 点的垂直面和水平面内的反力后，计算相应 的垂向弯矩cM、 水平弯矩sM。 则轴在转矩gT和弯矩的同时作用下，其应力为 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 37- 332 dMWM 式中 : 222gsc TMMM (MPa)； d 为轴的直径 (mm)，花键处取内径； W 为抗弯截面系数 (mm3)，在低挡工作时， 400MPa 。 下面计算各轴在弯矩和转矩作用下的轴应力。 （ 1）第一轴的轴应力计算 在垂直方向的弯矩为 21047.4 1 1 1351.3 4 5 92111 dFbCM acc =-92740MPa 在水平方向的弯矩为 353.1785 1 bCM ss =62485.5MPa 则在弯矩和转矩的联合作用下 2222225292005.6248592740 gsc TMMM =531994.1528MPa 故一轴的轴应力为 333614.31528.5319943232dM =116MPa 400MPa 所以第一轴的强度合格 。 （ 2）第二轴轴应力计算 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 38- 在垂直面内的弯矩为 44 bAaBM ccc 1 3 07.1 1 6 3 13 5 09.4 5 2 7 =72644MPa 在水平面内的弯矩为 44 bAaBM sss 1309.1 9 0 2 13503.1785 =-3097702MPa 则在弯矩和转矩的联合作用下 22222205.3 8 1 13 0 9 7 7 0 27 2 6 4 4 gsc TMMM =3098386.6MPa 故第二轴的轴应力为 336014.36.30983863232dM =146.18MPa 400MPa 所以第二轴的强度合格。 （ 3）中间轴的应力计算 在垂直方向 a5.20762343852527220339204102.42331259.146002 22223MPcaEdFcFbFM carcc 在水 平方向 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 39- 350973038598.193212598.25032 223 cFcaEbFM tsss =-28996.1MPa 在弯矩和转矩的联合作用下 2222229.9841.289965.2 0 7 6 2 3 4 gsc TMMM =2076053.9MPa 故中间轴上的轴应力为 332dM 33514.39.207605332 49.35MPa 400MPa 所以中间轴强度合格。 4.3.3 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，符合较小，挠度值不大。 对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴在水平面内的转角，前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合；后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀，如图 5.2 所示，其中 a 是在垂直平面内的变形，b 为轴在水平面内的变形。 计算时，仅计算齿轮所在位置处的挠度和转角。变速器齿轮在轴上的位置 如图 5.3 所示时 ，若轴在垂直面内挠度为cf，在水平面内挠度为sf和转角为 ，可分别按下式计算： EILbaFf rc 322 (5.1) 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 40- EILbaFf ts 322 (5.2) EIL ababF r 3 (5.3) 式中 rF 齿轮齿宽中间平面上的径向力 (N)； tF齿轮齿宽中间平面上的圆周力 (N)； E 弹性模量 (MPa)， 5101.2 E MPa； I 惯性矩 (mm4)，对于实心轴， 644dI ； d 轴的直径 (mm)，花键处按平均直径计算； a ， b 齿轮上的作用力到支座 A 、 B 的距离 (mm)； L 支座间的距离 (mm)。 轴的全挠度为 2.022 sc fffmm。轴在垂直面和水平面内挠度 的允许值为 10.005.0 fc mm， 15.010.0 fs mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 图 4.3 变速器轴的挠度和转角 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 41- 图 4.2 变速器轴的变形简图 1、 第二轴的挠度和角的计算 （ 1）第二轴挠度的计算 由式 (5.1)得第二轴在垂直平面内的挠度为 EILbaFf rc 322 而惯性矩 I为 41.7 3 6 2 4643514.364 44 dI mm4 故在垂直面内的挠度为 48041.73624101.231303506.12167352222E ILbaFf rc =0.001259mm 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 42- 由式 (5.2)得在水平面内的挠度为 48041.73624101.231303501.30984352222E ILbaFf ts =0.0032mm 故轴的合成挠度为 22220 0 3 2.00 0 1 2 5 9.0 sc fff =0.0034mm 0.2mm 所以第二轴的挠度符合要求。 （ 2）第二轴转角的校核 由式 (5.3)得 EIL ababF r 3 48041.73624101.23 1303101303506.12167 5 =0.0006089rad 0.002rad 所以第二轴转角符合要求。 2、 中间轴刚度的校核 （ 1） 中间轴挠度的计算和校核 由式 (5.1)得中间轴在垂直面内的挠度为 51041.7 3 6 2 4101.231253857.1 2 8 9 451041.7 3 6 2 4101.23475352.4233335225222322323222E I LbcaFE I LbcaFf rrc =0.00175mm 由式 (5.2)得中间轴在水平面内的挠度为 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 43- 51041.7 3 6 2 4101.23125385973051041.7 3 6 2 4101.23475353 2 8 3 0335225222322323222E I LbcaFE I LbcaFf tts =0.0098mm 故轴的全挠度为 ： 2222098.000175.0 sc fff =0.097mm 0.2mm 所以中间轴的挠度合格。 （ 2）中间轴转角的校核 由式 (5.3)得中间轴的转角为 17541.73624101.23)12535350(1253857.1289451041.73624101.23)35475(475352.423333552332323322E I LacbbcaFE I LacbbcaF rr =0.0019rad 0.002rad 故中间轴的转角合格。 4.4 变速器轴承的选择和校核 一般是根据布置并 考虑轴的受力情况 ，按国家规定 轴承 的 标准选定，再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受 的 动载荷是其工作的基本特征。 4.4.1 第 二 轴轴承的选择和 校核 第 二 轴装轴承处的直径为 60mm，按 GB/T276-1994 的规定，选择轴承 6312，其基本额定动载荷 81800rC N，极限转速为 6300r/min。 滚动轴承的实际的载荷条件常与确定基本额定动载荷时不同。在进行轴承寿命计算时，必须将实际载荷转换为与确定基本额定动载荷时的载荷条件相一致的假想载荷，在其作用下的轴承寿命与其实际载荷作用下的相同，这一假想载荷成为当量动载荷，用 P 表示，因此，轴承的寿命计算必须想求出当量动载 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 44- 荷。 当量动载荷的计算公式为 arP YFXFfP 式中： X ， Y 径向、轴向载荷系数； 56.0X ， 71.1Y 。 pf考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，pf取 1.4。 4.1 2 5 1 815.16.1 2 1 6 756.04.1 arP YFXFfP = 2822.264N 对汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万 Km，货车和大客车 25 万 Km。则轴承的使用预期使用寿命可按汽车以平均车速amv行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算 ： amh vSL 式中的汽车平均车速可取max6.0 aam vv 。 所以轴承失效前汽车行驶的时间为 amh vSL 9.4901856.0250000 h 而轴承寿命的计算公式为 pCnL rh 60106 式中： 寿命系数，对滚 动 轴承， 3 ； n 轴承转速。 将参数代入公式后得 3662 6 4.2 8 2 2 08 1 8 0 056.1 7 560106010pCnL h 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 45- =5541h hL 所以第 二 轴轴承的使用寿命符合要求。 4.4.2 中间轴轴承的选择和校核 中间轴装轴承处的直径为 55mm，由 GB/T297-1994 得，选择轴承的型号为 30311，其基本额定动载荷为 153000rC N， 极限转速为 4500r/min。 求中间轴轴承的当量动载荷 arP YFXFfP 9.1 7 1 2 77.1 2 8 9 42.4 2 3 332 rrr FFF N 4.17096.2210392032 aaa FFFN 而径向、轴向载荷系数为 ： 56.0X 15.1Y 故中间轴轴承的当量动载荷为 arP YFXFfP 4.170915.19.1712756.04.1 =16180.374N 中间轴轴承的寿命为 ： 3663 7 4.1 6 1 8 01 5 3 0 0 09.9 8 460106010pCnL h =19702h hL 所以中间轴轴承的寿命符合要求。 4.5 本章小结 本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算，达到正确的装配关系 ，在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核，以满足设计 的需要 。 哈尔滨工业大学 华德应 用技术学院 毕业设计（论文） 46- 第 5 章 变速器齿轮的设计 计算 5.1 齿轮的强度计算和材料选择 5.1.1 齿轮损坏的原因和形式 齿轮在啮合过程中 ， 最常见的断裂 是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后所产 生的折断，其疲劳断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面 14。变速器低挡小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。 齿面点蚀是常用的高挡齿轮齿面接触疲劳强度的形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上产生大量的扇形小麻点，即是所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部 齿面出的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。 对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高、接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式成为齿面胶合。在一般汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。 增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可 提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理方法和镀层等，是防止齿