2.54L排量4×2型轻卡5挡手动变速器设计

任务书设计题目：2.54L排量4X2轻型卡车5档手动变速器设计1设计的主要任务及目标根据轿车的车型特点和性能要求，设计一款5挡手动变速器。具体内容：变速器传动机构布置方案；零、部件结构方案；变速器主要参数的选择；变速器的设计与计算。原始参数如下（江淮康铃）：原始参数如下：整机质量：2160kg总传动比：4.7最大马力：90PS最大功率：67kW最大功率转速：3000rpm最大扭矩：220Nm最大扭矩转速：1800-2100rpm设计方法：比拟设计、经验核算、图纸绘制2设计的基本要求和内容1.设计图纸不少于2张A0图；1毕业设计论文一份，字数不少于20000字；3主要参考文献1王望予.汽车设计M.北京：机械工业出版社，20122陈家瑞.汽车构造M.北京：机械工业出版社，20003成大先.机械设计手册M.北京：化学工业出版社，2004.54其他网络检索到的相关资料4进度安排设计（论文）各阶段名称起止日期1进行调查研究，查阅资料，完成开题报告2014.02.152014.03.082了解变速器的工作原理及工作步骤2014.03.92014.04.0123确定总体方案，完成原理方案设计2014.04.132014.04.224计算设计绘图2014.04.232014.05.235撰写并编制论文、打印，准备毕业答辩资料2014.05.252014.06.52.54L排量4X2型轻型卡车5档手动变速器设计摘要:本设计的任务是设计一台用于轻型卡车上的五档手动变速器。汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。本设计在给定发动机功率、输出转矩、转速及总传动比、整车总质量等条件下，结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算，并对变速器的传动方案和结构形式进行设计，从而提高汽车整体性能。关键词：变速器，齿轮，三轴式Thedesignof5blockmanualgearboxat42carwith2.54LemissionAbstract：Thedesignaimstodeviseathree-axistype5blockmanualgearboxsoastorealizethecomprehensiveimprovementofautomobilespowerperformance,fueleconomy,reliabilityandportabilityofoperationoftheshift,stabilityoftransmissionandefficiency.Thisdesignisinasituationwithgivenenginepower,torque,speedandthetransmissionratio,vehiclequalityconditions,combinedwiththeautomobiledesign,automobiletheory,knowledgeofmechanicaldesign,focusingonthedesignandcalculationofstructuralparametersoftransmissiongear,shaftstructureandsize,andthedesignoftransmissionschemeandstructurestyleofgearboxandthedesignoftheoperatingmechanismandthesynchronizerstructure,soastoimprovetheoverallperformanceofthecar.KeyWords:Transmission;Gear;Three-axistype目录1绪论.-1-1.1本次设计的目的和意义.-1-1.2变速器的发展现状.-1-1.3变速器设计面临的主要问题.-2-2变速器的总体方案设计.-3-2.1变速器设计的基本要求.-3-2.2变速器传动机构的布置方案.-4-2.2.1固定轴式变速器.-4-2.2.2倒档布置方案.-6-2.2.3传动方案的最终设计.-8-2.3变速器零、部件结构方案分析.-9-2.3.1齿轮形式.-9-2.3.2换挡机构形式.-9-2.3.3变速器轴承.-10-3变速器主要参数的选择和计算.-11-3.1本设计的数据准备.-11-3.2挡数和传动比范围.-11-3.2.1挡数.-11-3.2.2传动比范围.-12-3.3主要参数的计算.-12-3.3.1最小传动比的确定.-12-3.3.2最大传动比的确定-13-3.3.3档位数的确定.-14-3.4中心距A.-15-3.5外形尺寸.-16-4变速器各挡齿轮的设计及计算.-17-4.1齿轮参数的选择.-17-I4.1.1模数.-17-II4.1.2压力角.-18-4.1.3螺旋角.-18-4.1.4齿宽.-18-4.1.5齿轮变位系数的选择原则.-19-4.1.6齿顶高系数.-20-4.2各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算.-20-4.2.1一档齿数及传动比的确定.-20-4.2.2对中心距A进行修正.-21-4.2.3二档齿轮齿数及传动比的确定.-21-4.2.4倒档齿轮齿数及传动比的确定.-22-4.3变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整.-23-4.3.1一挡齿轮的变位.-23-4.3.2倒挡齿轮的变位.-24-4.3.3齿轮螺旋角的调整.-26-4.4总结各挡齿轮参数.-27-5变速器齿轮的校核.-29-5.1齿轮材料的选择原则.-29-5.2变速器齿轮弯曲强度校核.-29-5.2.1直齿轮弯曲应力.-29-w5.2.2斜齿轮弯曲应力.-31-5.3变速器齿轮接触强度校核.-33-5.3.1轮齿接触应力.-33-j5.3.2各挡齿轮接触强度校核.-34-6变速器轴的设计与校核.-38-6.1轴的结构和尺寸设计.-38-6.1.1轴的结构.-38-6.1.2轴的尺寸-39-6.2轴的强度验算.-39-6.2.1第一轴的强度与刚度校核.-40-III6.3中间轴的刚度验算.-41-6.3.1轴的刚度计算.-42-6.3.2中间轴的刚度计算.-43-7变速器同步器与操纵机构的设计.-47-7.1同步器设计.-47-7.1.1同步器的功用及分类.-47-7.1.2锁环式同步器.-47-7.1.3主要参数的确定.-50-7.2操纵机构设计.-53-7.2.1变速器操纵机构设计要求.-53-7.2.2换档位置设计.-54-7.3变速器壳体.-54-结论与感言.-56-参考文献.-57-致谢.-58-0-1绪论1.1本次设计的目的和意义随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期，经过反复改进，成为现在的形式，制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：1.手动变速器技术已经发展了几十年,长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，已经相当成熟。2.手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。3.手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。4.维修方便，维修成本低。5.可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有的机遇的同时，不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还有一定的差距，所以我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。经过这几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委和学校的要求，我进行了对轿车五档变速器的设计。毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际运用能力，并为以后参加工作打下良好的基础。1.2变速器的发展现状在汽车变速箱100多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手自一体变-1-速器（AMT）、无级变速器（CVT）、双离合变速器（DCT）五种型式。它们各有优缺点：MT的节能效果最好、经济性娱乐性强，但对驾驶技术要求高；AT的节能效果差一些，但是操作简单、舒适性好、元器件可靠性高；AMT具备前两者的优点，但在换挡时会有短暂的中断，舒适性差一些；CVT结构简单、效率高、功率大、车速变化平稳，但它的传动带容易损坏，无法承受较大的载荷；DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。从现代汽车变速器的市场状况和发展来看，全世界的各大广商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极，汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而，因无级变速器技术难度很大，发展相对较慢，从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种，并具有各自优势，但其中金属带式无级变速器前景看好。总之,变速器是汽车除发动机外的主要装置之一，伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展，汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。1.3变速器设计面临的主要问题在汽车工业高速发展的今天，随着世界燃油价格的日益上涨和运用在汽车各种配件上的技术日趋成熟，变速器发展面临的主要问题如下：1如何设计出更加节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的一个巨大问题。2自动变速器之所以发展如此迅速是因为它操纵起来简单方便，但同时也减少了驾车的乐趣。因此，在不减少驾车娱乐性的同时，又能使操纵更加方便快捷，也是变速器设计时要考虑的一个重要问题。3如何设计出结构更简单、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒适性更高的变速器，则一直都是变速器设计所要攻克的技术难关。-2-2变速器的总体方案设计汽车传动系是汽车的核心组成部分，其任务是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。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。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。2.1变速器设计的基本要求变速器设计的基本要求为：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。6）工作可靠。变速器不得有跳挡、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)变速器的工作噪声低。除此之外，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。-3-2.2变速器传动机构的布置方案2.2.1固定轴式变速器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（三轴式）中间轴式变速器。中间轴式变速器，如图2.1所示，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：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。-4-图2.1中间轴式变速器而两轴式变速器，如图2.2所示，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。两轴式变速器的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；各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。图2.2两轴式变速器1轴一；2轴二；3同步器综上所述，由于此次设计的2.54L轻卡变速器的驱动形式属于发动机前置，后轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用三轴式变速器。选择五档变速器，并且五档为超速档。-5-图2.3为中间轴式五挡变速器传动方案。图2.3a所示方案，除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图2.3b、所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动。图2.3中间轴式五挡变速器传动方案图2.3c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图2.3d所示方案中的倒挡和超速挡安装在副箱体内，可以提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声。凡采有常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。-6-2.2.2倒挡布置方案常见的倒档结构方案有以下几种：图2.4a为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。图2.4b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。某些轻型货车四档变速器采用此方案。图2.4c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2.4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。图2.4e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2.4f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2.4g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。综合考虑，本次设计采用图2.4f所示方案的倒档换档方式。-7-图2.4倒挡布置方案2.2.3传动方案的最终设计通过对变速器型式、传动机构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图2.5所示。各档的同步器装在输出轴上，方便布置，倒挡齿轮副采用常啮合齿轮，使换挡更为轻便。-8-图2.5传动方案其传动路线为：1档：一轴12中间轴1099、11间同步器二轴输出2档：一轴12中间轴875、7间同步器二轴输出3档：一轴12中间轴655、7间同步器二轴输出4档：为直接档，即一轴11、3间同步器二轴输出5档：一轴12中间轴431、3间同步器二轴输出倒档：一轴12中间轴1213119、11间同步器二轴输出-9-2.3变速器零、部件结构方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮形式、换档机构形式、轴承型式等因素。2.3.1齿轮形式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。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。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；缺点是制造时稍复杂，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。因此，在本设计中除一档外，均采用斜齿轮传动。2.3.2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。采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。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。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。本设计所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。它可-10-以从结构上保证接合套与待啮合齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。2.3.3变速器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。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。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。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。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、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。在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴承采用圆锥滚子轴承。3变速器主要参数的选择和计算3.1本设计的数据准备本设计的相关数据见表3.1表3.1整车主要技术参数-11-3.2挡数和传动比范围3.2.1挡数增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。挡数选择的要求：1.相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下。2.高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小。目前，轿车一般用45个挡位变速器，货车变速器采用45个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。因此，本次设计的轻卡变速器为5档变速器。3.2.2传动比范围参数名称数据单位整车总质量2160kg总传动比4.7最大马力90PS发动机功率67kW最大功率转速3000rpm最大扭矩220Nm最大扭矩转速1800-2100rpm轮胎规格6.5016LT-12-变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其它商用车则更大。本设计初选最高档传动比为0.75。3.3主要参数的计算3.3.1最小传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：(3.1)0)472.3.0(irnuga式中：汽车行驶速度（km/h）；au发动机转速（r/min）；n车轮滚动半径（m）；r变速器传动比；gi主减速器传动比。0已知：总传动比=4.7；最高档为超速档，传动比=0.75；车轮滚动半径由所0i5gi选用的轮胎规格6.5016LT得到=364.25(mm)；发动机转速=3000（r/min）；rnp由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：32.14687.7.4501236)472.03.()472.03.(30max5inugp-13-3.3.2最大传动比的确定按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空max气阻力忽略不计）。用公式表示如下：maxmax0maxsincoGfriTtge（3.2）式中：车辆总重量(N)；G坡道面滚动阻力系数(对沥青路面，取0.015);f02.1.f发动机最大扭矩(Nm)；maxeT主减速器传动比；0i变速器传动比；g传动效率；t车轮滚动半径；r最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）max7.16由公式（3.2）得：tegiTrGfi0maxax1)snco(（3.3）已知：；Nm；kgma2160015.f7.6maxr36425.020maxeT7.40ig=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：%899%t52.4.07236.)7.1sin81.cos.8(1gi-14-同时，一挡传动比还应满足附着条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：210maxGriTtge（3.4）式中：驱动轮的地面法向反力；对于FF轿车，空载时前轴负荷为，2G%65即平均前轴负荷为汽车总重的61%。驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可取之8.07间。由公式（3.4）得：（3.5）tegiTrGi0max21已知：；NG48.6.089216.m36425.20axeT；，把以上数据代入（3.4）式得：7.40i4.t07.894.0723625.1gi所以，一档转动比的选择范围是：.5.1gi初选一档传动比为3.85。3.3.3档位数的确定超速档的的传动比一般为0.70.8，本设计取五档传动比ig5=0.75。中间档的传动比理论上按公比为：1minaxgq的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜-15-小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得出：=1.51。q故有：、（修正为1）。5.2gi69.13gi12.4gi满足相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，若邻档传动比比值大，则挡数少，结构简单；若邻档传动比比值大于1.8，则换档困难。因此，各挡传动比与一挡传动比的关系为：75.0,.1,69.1,5.2,85.35431gggggiiiii3.4中心距A对三轴式变速器，将变速器中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A。其大小不仅对变速器的外形尺寸,体积和质量大小,而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。初选中心距A时，可根据下述经验公式：（3.6）31maxgeAiTK式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：；AK6.98A发动机最大转矩（），；maxeTmNmNTe20ax变速器一挡传动比，=3.85；1i1gi变速器传动效率，取96%；g则，（8.69.6）=80.389.6mmA396.0852对两轴式变速器,是将输入轴与输出轴之间的距离成为变速器中心距.它是一个-16-基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、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。轿车变速器的中心距在6580mm变化范围，货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。原则上总质量小的汽车中心距小。故初取A=85mm.3.5外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：25.985)0.372()0.372(ALmm初选长度为240mm。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。-17-4.变速器各挡齿轮的设计及计算4.1齿轮参数的选择4.1.1模数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。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。轿车和轻型货车取23.5，选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，见表4.2。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。=2.80高档齿轮K=13max10enTK=3.35一档齿轮7.gi表4.2汽车变速器常用齿轮模数根据表4.2，一档齿轮的模数定为3.5mm，二、三、四、五档及倒挡的模数定为3.00mm，啮合套和同步器的模数定为3.5mm。第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50-18-4.1.2压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，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，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器为了加工方便，除需变位齿轮外，全部选用标准压力角20。4.1.3螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并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，应当选用较大的螺旋角。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：。本设计初选螺旋角全部为。261824.1.4齿宽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等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮-19-传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，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。通常根据齿轮模数m（）的大小来选定齿宽b：n直齿：，为齿宽系数，取为4.58.0kbcc斜齿：，取为6.08.5，n啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（24）mm。初取直齿=8，斜齿=7。因一对齿轮啮合时小齿轮应做到宽一些，既能保证ckck实际啮合齿宽，又是节省材料，降低重量的最佳选择，故各齿轮齿宽应在后续设计中做进一步调整。4.1.5齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声。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接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。变位系数的选择原则：1）对于高挡齿轮，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。2）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。-20-一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。本设计应在后续设计中考虑是否存在对齿轮进行变位的需要。4.1.6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0.750.80的短齿制齿轮。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。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。本设计取为1.00。4.2各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。根据图2.5确定各档齿轮齿数和传动比。4.2.1一档齿数及传动比的确定一档传动比为：（4.1）85.310921zi（4.2）46.mA已知：A=85mm;,将数据带人（4.1），（4.2）两式，齿数取整，25.3选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮-21-69.31i的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。则取=49。当轿车三轴Z式的变速器时，则轻型货车可在1517之间选取，此处取=16，9.351i10z10则可得出=33。9Z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Z（4.2）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距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49，则根据式（4.2）反推出A=85.75mm。Z4.2.2确定常啮合齿轮副的齿数由式（4.1）求出常啮合齿轮的传动比（4.3）91012zi由已知数据可得：87.12z而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距（4.4）cos2)(1zmAn由此可得：（4.5）nmAzcos21根据已知数据可计算出：。5321Z联立方程式可得：=19、=34。则根据式（4.1）可计算出一档实际传动比为4.2.3二档齿数及传动比的确定-22-二档传动比（4.6）8712zi而故有：，对于斜齿轮：5.2i425.1/87z（4.7）nmAzcos故有：5387Z联立方程式得：。2187、按同样的方法可分别计算出：三档齿轮；五档齿轮2765Z、。31643Z、4.2.4倒档齿轮齿数及传动比的确定倒挡轴上的倒挡齿轮的齿数，一般在2123之间，初选=23，13z13z（4.8）85.31213izi倒为了保证齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，（4.9）865.021Ada(4.10)mhzaa)(*1(4.11)d2已知：，把数据代入式（4.8），（4.9），(4.10，(4.11)，0.3nm86A*ah齿数取整，解得：，17,21zz则倒档传动比为：-23-79.3142361231ziR中间轴与倒档轴之间的距离：mm7.642cos)(0.cos2)(123zmAn取=65mm。A输出轴与倒档轴之间的距离：mm5.92cos)36(0.cos2)(13zAn取mm。964.3变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整4.3.1一挡齿轮的变位由一挡齿轮齿数的计算结果，小于不产生根切的最小齿数17，因此，160z为了避免产生根切，提高轮齿的抗弯强度，提高传动重合度，应对一挡齿轮进行变位。对一挡齿轮进行角度变位：啮合角：=(4.12)coss,a20cos8675.即4.计算变位系数和：（4.13）tan2,910910ivizx由渐开线函数得：kkinvta-24-则，0149.2inv015978.4.2inv073x图4.1变位系数分配曲线图由图4.1，根据变位系数分配曲线图对齿轮齿数进行合理分配，以保证齿轮不发生根切，并使齿轮弯曲疲劳强度得到提高。3.0,372.091xx中心距变动系数714.5.386may（4.14）齿顶高降低系数（4.15）01.)(910yxy-25-4.3.2倒挡齿轮的变位由倒挡齿轮齿数的计算结果，同样，对倒挡齿轮进行变位。1712z对倒挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角：（4.16）cos/tant已知：，则。20n43.21t端面啮合角：(4.17)ttacoss,即43.21cos657.,1tt.9.coscs,2tta0.,1t18.2,t外啮合圆柱齿轮传动变位系数的选择中，斜齿轮的变位系数可按直齿轮的选择方法选择，但要用当量齿数代替z，求得的是法向变位系数x。3coszv2cs173312v9o331zv452cs6331v已知倒挡轴和中间轴的中心距，倒挡轴和第二轴的中心距，5A96A计算变位系数和nttvnivizxa2113132（4.18）-26-ntvnivizxta213132（4.19）已知：，451vz21vz913vz0184.3.2inv023.9.inv.068.in则127.0216.0331xx，同样，由图4.1，根据变位系数分配曲线图对齿轮齿数进行合理分配，以保证齿轮不发生根切，并使齿轮弯曲疲劳强度得到提高。2.01.3.01xxx，中心距变动系数（4.20）1.0.376451nmay（4.21）.92n齿顶高降低系数（4.22）027.)(1213yxyn（4.23）492齿轮13既要与齿轮11啮合，又要与齿轮12啮合，所以齿轮齿轮13的齿顶高降低系数应取，中较大者，以保证所需的顶隙。1y24.3.3齿轮螺旋角的调整斜齿轮可以通过改变螺旋角凑中心距，以达到标准中心距要求。-27-二挡齿轮螺旋角修正：8620.3)1(2)(cos87Amzn即。42.三挡齿