低速载货汽车变速器的设计毕业论文

编号： 毕业设计说明书题 目：低速载货汽车变速器的设计学 院： 机电工程学院 专 业： 机械电子工程 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称： 题目类型：理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发2013年 5月26 日桂林电子科技大学毕业设计（论文）报告用纸摘 要随着国内高级公路的快速发展，货车专用变速器的开发已迫在眉睫。变速器是汽车传动系统中一个非常关键的部件，它的好坏直接影响着汽车的性能和安全性。本次关于低速载货汽车变速器的设计是以现有企业生产的现有汽车变速器作为设计原型，独立设计出了符合要求的中间轴式五档变速器。中间轴式变速器也称三轴式变速器，它是前进档的动力传递采用三根轴来实现的变速器，它的特点是动力的输入轴和输出轴有共同的轴线。设计中主要完成了对各档位传动比的选择确定、齿轮参数的选择、第一轴第二轴及中间轴的选择计算、轴的结构设计、轴承的选择等；对变速器的主要参数进行了验证，包括齿轮强度的校核、轴的强度和刚度的校核、轴承寿命的验算等；对齿轮和轴的运动和受力分析；对同步器及操纵机构的选择等。变速器的三维仿真结果表明，中间轴式五档变速器的方案是可行的，其相关参数的选择计算及校核结果表明整体性能满足要求。关键词：变速器；中间轴式；五档；齿轮Abstract With the rapid development of the domestic high-road, truck-specific transmission development is imminent. Automotive Transmission Transmission is a very critical component, it will have a direct impact on the cars performance and safety. The truck speed transmission on the design based on the existing production of existing auto transmission as a design prototype, designed to meet the requirements independent intermediate shaft five-speed transmission. The intermediate shaft transmission is also known as the three shaft-type transmission, which is forward-speed power transmission of the three axes to achieve the transmission power which is characterized by an input shaft and the output shaft have a common axis. Completed the design of the main transmission ratio of the gear selection determination, the gear selection of parameters, the first intermediate shaft and the second shaft axis selection and calculation, structural design of the shaft, the bearing selection; the main parameters of the transmission authentication, including check gear strength, shaft strength and stiffness of checking, such as checking the bearing life; the gear and shaft movement and stress analysis; synchronizer and control mechanism for the choice. Transmission of three-dimensional simulation results show that the five-speed gearbox intermediate shaft is feasible, its associated parameter selection and checking calculation results show that the overall performance to meet the requirements.Key words: Transmission; intermediate shaft; fifth gear; gear目 录引言11 绪论2 1.1 课题研究的背景和意义2 1.2 国内外研究状况及成果3 1.3 变速器的设计方法和研究内容42 变速器的方案设计4 2.1 传动机构的方案确定4 2.2 倒档布置方案5 2.3 零部件结构方案设计6 2.3.1齿轮设计6 2.3.2换档机构6 2.3.3变速器轴承的选择63 变速器主要参数的设计与计算7 3.1 档数的选择7 3.2 传动比的确定7 3.2.1最低档传动比计算8 3.2.2其他各档传动比初选8 3.3 中心距的确定9 3.4 外形尺寸的初选9 3.5 齿数参数的选择9 3.5.1模数9 3.5.2压力角10 3.5.3螺旋角10 3.5.4齿宽11 3.6 各档齿轮齿数分配12 3.6.1最低档传动比计算12 3.6.2对中心距进行校正12 3.6.3齿轮齿数的确定12 3.7 变速器齿轮的变位16 3.7.1一档齿轮的变位17 3.7.2其他齿轮的变位174 变速器的齿轮与轴的设计计算及校核17 4.1 齿轮的设计与计算17 4.1.1常用的齿轮材料18 4.1.2齿轮材料的选用原则18 4.1.3各轴的转矩计算18 4.1.4齿轮强度计算19 4.2 轴的设计与计算24 4.2.1轴的结构设计24 4.2.2轴的工艺要求25 4.2.3初选轴的直径26 4.2.4轴最小直径的确定26 4.2.5轴的强度计算27 4.3 轴承的选择与校核32 4.3.1第一轴轴承的选择与校核32 4.3.2中间轴轴承的选择与校核345 变速器同步器及操纵机构的选择35 5.1 同步器的选择35 5.1.1同步器工作原理35 5.1.2惯性同步器35 5.2 操纵机构的选择37 5.2.1概述37 5.2.2典型操纵机构37 5.2.3互锁装置的原理386 变速器壳体的设计397 工艺过程分析40 7.1 齿轮加工工艺分析40 7.2 变速器装配过程工艺分析418 结论42谢辞43参考文献44附录45 第 47 页 共 45 页桂林电子科技大学毕业设计（论文）报告用纸引言低速载货汽车（原四轮农用运输车）：与三轮汽车是C3驾驶证规定的驾驶车型。指以柴油机为动力，最高设计车速小于或等于70km/h，最大设计总质量小于或等于4500kg，长小于或等于6m，宽小于或等于2m，高小于或等于2.5m，具有四个轮的货车。农用运输车的载质量一般不超过1.5t，当前四轮农用运输车载货质量分为4个等级，包括1.5t、1.0t、0.75t和0.5t级。我国农用运输车诞生于20世纪80年代初。我国农村运输的特点是运量小、运距短、货物分散、道路条件差。由于同吨位的柴油车较汽油车运载能力强，燃油价格低，且柴油保管无须特殊设备，又为广大农民所熟悉，所以，农用运输车均选用柴油机为动力。低速载货汽车主要从事城市市区或农村间中短途距离运输的交通工具，具有机动灵活、快捷方便的优势，特别是在运输吨位不大且距离又比较近时，低速载货汽车便发挥出了巨大优势。近几年来随着我国城市规模的不断扩大，城市市区间越来越需要低速载货汽车。变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，是汽车的重要部件之一。因此本课题关于低速载货汽车变速器的研究对于我们国家农业的发展，城镇化的实施有着一定的促进作用，还对我们国家现代化建设和可持续发展战略的实施和推进，具有十分重要的意义。1 绪论1.1 课题研究的背景和意义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，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.。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。此外，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档。此外，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需要。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，变速器不得有跳档，乱档以及换档冲击等现象发生； （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变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上；旋转轴式主要用于液力机械式变速器；目前自动变速器得到广泛的应用。变速器技术的发展动向如下： （1）节能与环境保护：变速器的节能与环境保护既包括传动系本身的节能与环境保护，也包括发动机的节能与保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行； （2）应用新型材料：材料科学与技术是21世纪重点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高； （3）高性能、低成本、微型化：高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向； （4）智能化、集成化：变速器智能化、集成化是信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。将变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上。这样的汽车可以依据驾车者的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。变速器的发展使汽车好像有了人的智慧它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车自动变速器会越来越多的得到使用。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低速载货汽车YK4015P宇康牌的变速器，采用了锁环式同步器换档方式。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、机械原理、机械设计等知识，对变速器的轴和齿轮进行了受力分析，对轴的强度和刚度校核，对齿轮的选择计算及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。在设计的第一阶段，通过在网上找资料，图书馆查看相关书籍，对变速器有了一个大概的了解；在设计的第二阶段，通过参考低速载货汽车的变速器，对变速器进行整体结构布置，确定了最终方案；在设计的第三阶段，对齿轮和轴的选择计算及校核，对同步器和操纵机构的选择；在设计的第四阶段，主要任务是绘制变速器的装配图和重要的零件图，确定零件的精度等级及其它参数；最后，是对整体论文的编写和整理，以及对前期设计中的错误做出修改。2 变速器的方案设计2.1 传动机构的方案确定目前手动档变速器的传动机构主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。两轴式变速器的特点：（1）结构简单；（2）变速箱体尺寸小；（3）零件布置方便；（4）中间档位传动效率高和工作噪音低等优点；但是，两轴式变速器不能设置直接档，一档速比不可能设计得很大。中间轴式变速器的特点：（1）一档传动比很大；（2）设置有直接档；（3）高档位的齿轮使用常啮合齿轮传动，低档位齿轮可以用也可以不用常啮合齿轮；（4）除一档和倒档外，其他档位采用同步器或啮合套换挡。综合考虑，本次关于低速载货汽车变速器的设计选用中间轴式变速器。中间轴式五档变速器的传动示意图如图2.1所示：变速器的三根轴分别为第一轴1（输入轴），第二轴2（输出轴），第三轴3（中间轴）。 图0.1变速器传动示意图 第一轴常啮合齿轮；中间轴常啮合齿轮；第二轴四档齿轮； 中间轴四档齿轮；第二轴三档齿轮；中间轴三档齿轮； 第二轴二档齿轮；中间轴二档齿轮；第二轴一档齿轮； 中间轴一档齿轮；第二轴倒档齿轮；倒档轴倒档齿轮； 中间轴倒档齿轮；2.2 倒档布置方案图2.2为常见的倒档布置方案：图2.2（a）方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度，但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图2.2(c)方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2.2(d)方案对2.2(c)的缺点做了修改；图2.2(e)所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2.2(f)所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，档换更为轻便；为了缩短变速器轴向长度，倒档传动采用图2.2(g)所示方案，缺点是一、倒档各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。综合考虑，结合到实际生产与运用，本次设计已经选用了中间轴式变速器，从输出轴的弯曲应力、换档的轻便性、操纵机构的复杂性等出发，选用图2.2（f）的方案进行倒档布置。 图2.2倒档布置方案2.3 零部件结构方案设计2.3.1齿轮设计变速器用的齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮仅用于一档和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本次设计倒档选用直齿轮，其他档均选用斜齿轮。 2.3.2换档机构 变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，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，除一档、倒档外已很少使用；常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用；使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，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。同上述两种换档方法比较，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。利用同步器或啮合套换挡，其换档行程要比滑动齿轮换挡行程小。综合考虑，结合实际运用，本次设计所有档均选用同步器换档。2.3.3变速器轴承的选择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。本次设计中间轴选用圆锥滚子轴承，第二轴左侧选用滚针轴承，第二轴右侧选用圆锥滚子轴承，第一轴用球轴承。 3 变速器主要参数的设计与计算根据相关要求，为了便于计算，参考了YK4015P宇康牌整车的一些参数，对低速载货汽车的主要技术参数进行了一些设定，具体参数如下： 表3.1低速载货汽车主要技术参数发动机功率45.6kw总质量4000kg发动机转矩240N.m 主减速器传动比4.12转矩转速1800r/min最高车速69.2km/h3.1 档数的选择 增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。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；目前，轿车一般用45个档位变速器，货车变速器采用45个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。出于对变速器的综合考虑，并结合实际，中间轴式变速器选用五档变速器，本课题是关于低速载货汽车变速器的设计，不需要设置超速档，直接把最高档五档设置为直接档，五档传动比为1，即=1。3.2 传动比的确定变速器的传动比是指变速器最低档的传动比与最高档的传动比的比值。3.2.1最低档传动比计算 一档传动比应满足最大驱动力能够克服汽车轮胎与路面的滚动阻力及最大爬坡阻力： （3-1） 由上述公式可得： （3-2）式中：最大转矩，；车轮半径,选用轮胎规格7.5R16（8级）则：；主减速器传动比，；传动系传动效率；汽车重力，；代入公式（3-2）可得：=3.695根据车轮与路面的附着条件： （3-3） （3-4）在0.50.6之间取0.55，=31899N；代入公式（3-3）可得：=5.513所以的取值范围为：；由于本车为低速载货汽车且没有超速档，故初选一档齿轮传动比取4.0。3.2.2其他各档传动比初选将各档的传动比为等比分配 ，则： ；。3.3 中心距的确定由于变速器为中间轴式五档变速器，初选中心距时可根据以下的经验公式计算： （3-5） 式中： 变速器中心距（）； 中心距系数，低速载货汽车；发动机最大转距； 变速器一档传动比为； 变速器传动效率，取；将各参数代入公式（3-5）可得： 货车的变速器中心距在83.67893.408范围内变化，初取：。3.4 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档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器的壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。低速载货汽车变速器壳体的轴向尺寸可参考表3.2数据选用： 表3.2 货车变速器壳体的轴向尺寸四档（2.22.7）五档（2.73.0）六档（3.23.5）为了减小变速器的尺寸，横向外形尺寸初选为：3A=264mm。3.5 齿数参数的选择3.5.1模数齿轮模数选取的一般原则：（1） 为了减轻质量，应该在增加模数的同时，减少齿宽；（2）为了减少噪声，应该在减小模数的同时，增加齿宽；（3）考虑到强度方面，各档齿轮应该选用不同的模数；（4）考虑到工艺方面，各档齿轮应该选用相同的模数。 对于汽车而言，应该尽量减少工作时候产生的噪声，所以模数在可能的情况下应该尽量取小点。而对于货车而言，其作用主要是货运，应该尽量减少质量，所以模数在可能的情况下应该尽量取大点。变速器齿轮模数的取值范围如表3.3所示： 表3.3 变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车中级轿车中型货车 重型货车2.252.752.753.003.54.54.56.0根据表中数据可以大致确定齿轮模数的取值在2.83.5之间。再根据国家标准的规定来取模数值，如下表3.4所示：表3.4 变速器常用的齿轮模数第一系列1.001.251.502.002.503.00第二系列 1.752.252.753.253.50 在选择变速器齿轮的模数时，优先选用第一系列。综合考虑本次设计由于是关于低速载货汽车的变速器的设计，所以本次设计的变速器所有档齿轮的模数均取3.0mm；3.5.2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，可提高轮齿的抗弯曲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；对于货车，为提高齿轮的弯曲强度和表面接触强度，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。根据汽车变速器的新技术关于压力角的选择，本次设计中的变速器应该在保证齿轮的强度要求之下，尽量减小模数，从而可以提高齿轮的重合度，可以减小冲击载荷和降低噪声,所以压力角选择20。3.5.3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；而从提高高档位齿轮的接触强度来着眼，应当选用较大的螺旋角值。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。如图3.1所示： 图3.1 中间轴轴向力的平衡要使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，必须满足下述条件： （3-6） （3-7） 两轴向力平衡,则： （3-8）式中：作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；作用在中间轴承齿轮1、2上的圆周力；齿轮1、2的节圆半径。所以货车变速器的螺旋角取值为：1826，取=233.5.4齿宽 箱体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,式中：齿宽系数，斜齿为6.08.5，取=6.0;直齿为4.58.5，取=6.0。3.6 各档齿轮齿数分配 通过对中心距、齿轮模数、压力角和螺旋角的初步确定，可以根据传动方案、变速器的档数和初定的传动比来分配变速器各档齿轮的齿数。3.6.1最低档传动比计算 一档齿轮的传动比为： 如果一档齿轮的齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比也可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和： 直齿轮： 斜齿轮： （3-9）式中：一档齿数和；中心距；模数；中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴的轴向尺寸限制，即受轴的刚度限制。在选用时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车可在1217之间选取，本次设计取：=14；初选螺旋角；模数。代入公式（3-9）可得：取整可得：，则：。3.6.2对中心距进行校正通过对齿数和的计算，所得结果不是整数而是通过取整所得，这样就导致了中心距的变化，所以要根据算出的齿数对中心距进行重新计算，再用修正后所得的中心距对其他档齿轮的齿数进行计算，以达到齿轮齿数的合理分配。 （3-10）将已知参数代入公式（3-10）可得：，取整可得：。3.6.3齿轮齿数的确定1、常啮合齿轮齿数的确定： （3-11）而常啮合齿轮的中心距与一档的中心距相等，即： （3-12）已知各参数如下：；代入公式 （3-11）、（3-12）可得：，取整可得：；而，取整可得：常啮合齿轮的传动比为：即常啮合齿轮的齿数为22、32；传动比为1.45。 查资料得：；分度圆直径：；齿顶高：；齿根高：。2、校正后的一档齿轮齿数的确定： 即一档齿轮的齿数为40、14；传动比为4.16。分度圆直径：；齿顶高：；齿根高：。3、二档齿轮齿数的确定：已知各参数如下： ； 由公式： （3-13）可得： （3-14） （3-15）此外，从减少或者抵消中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： （3-16）联解上述（3-14）、（3-15）和（3-16）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。求解结果如下：； 即二档齿轮的齿数为36、18；传动比为2.91。分度圆直径：；齿顶高：；齿根高：。4、三档齿轮齿数的确定：已知各参数如下： ；由公式： （3-17） （3-18） （3-19）联解上式（3-17）、（3-18）和（3-19）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，求解结果如下： ； 即三档齿轮的齿数为31、23；传动比为1.96。 分度圆直径：；齿顶高：；齿根高：。 5、四档齿轮齿数的确定：已知各参数如下： ；由公式： （3-20） （3-21） （3-22）联解上述（3-20）、（3-21）和（3-22）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，求解结果如下：；即四档齿轮的齿数为27、27；传动比为1.45。分度圆直径：；齿顶高：齿根高：6、倒档齿轮齿数的确定已知各参数如下： ； 中间轴上的倒档齿轮的齿数一般略小于中间轴上一档齿轮的齿数，即：，取，查阅资料可得，一般倒档轴上齿轮的齿数取之间，取，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，应该满足以下公式： 求解得：；倒档的传动比：即倒档齿轮的齿数为41、23、13；传动比为4.59。分度圆直径：； ；齿顶高：；齿根高：。第二轴与倒档轴之间的距离确定：，取：中间轴与倒档轴之间的距离确定：，取整可得：3.7 变速器齿轮的变位采用变位齿轮是因为以下几点： （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）对于高档齿轮，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）对于低档齿轮，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、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值；一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大；一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。结合实际，本次设计采用角度变位来调整中心距。3.7.1一档齿轮的变位已知各参数如下：；代入计算公式，可得：查机械设计手册的齿轮变位系数表可得： 3.7.2其他齿轮的变位通过计算一档齿轮变位的方法，同理可得：常啮合齿轮的变位系数为：；二档齿轮的变位系数为：；三档齿轮的变位系数为：；四档齿轮的变位系数为：；倒档齿轮的变位系数为：。将求得的齿轮变位系数汇总如下表3.5所示：表3.5 变速器各齿轮的变位系数 一档齿轮 二档齿轮三档齿轮四档齿轮倒档齿轮变位系数1.210.310.020.010.020.01-0.10-0.080.050.31-0.224 变速器的齿轮与轴的设计计算及校核4.1 齿轮的设计与计算一般齿轮的失效形式有轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、齿面胶合、塑性变形等，而对于变速器的齿轮而言，其损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为了防止齿轮的损坏需要对其进行强度校核，以满足齿根弯曲疲劳强度及齿面接触疲劳强度的设计准则。4.1.1常用的齿轮材料1、 钢钢的韧性比较好，耐冲击，可通过热处理或化学处理的方法来改善其力学性能及提高齿面硬度，故是制造齿轮最常用的材料。2、铸铁灰铸铁性质较脆，抗冲击及耐磨性均较差，但抗胶合及抗点蚀的能力较好。灰铸铁齿轮常用于工作平稳，速度较低，功率不大的场合。3、非金属材料对于高速、轻载及精度不高的齿轮传动，为了降低噪声，常用非金属材料（日夹布塑胶、尼龙等）作小齿轮，大齿轮仍用钢或铸铁制造。为使大齿轮具有足够的抗磨损及抗点蚀的能力，齿面的硬度应在250350 HBS之间。4.1.2齿轮材料的选用原则1、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。2、合理选择材料进行配对如对硬度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3050HBS之间。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工、工艺及热处理工艺常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用20CrMnTi材料渗碳后淬火，硬度在5862HRC之间。大齿轮用40Cr调质后表面淬火，硬度在4855HRC之间。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20CrMNTi渗碳后淬火，硬度在5662HRC之间，大齿轮40Cr调质后表面淬火，硬度在4655HRC之间；其余各档小齿轮均采用40Cr调质后表面淬火，硬度在4855HRC之间，大齿轮用45钢调质后表面淬火，硬度在4050HRC之间。4.1.3各轴的转矩计算第一轴的转距： ；中间轴的转矩： ；第二轴各档齿轮的转距：一档齿轮：；二档齿轮：；三档齿轮：；四档齿轮：；倒档轴： ；第二轴倒档齿轮： ；4.1.4齿轮强度计算 1、斜齿轮弯曲强度的计算及校核： （4-1） 式中： 圆周力（），； 计算载荷（）； 节圆直径（）； 法向模数（）； 为斜齿轮螺旋角（）； 应力集中系数，；齿面宽（）； 法向齿距，；齿形系数，可按当量齿数；齿宽系数，； 齿形系数图如下图4.1所示： 图4.1 齿形系数图 重合度影响系数，查图可得：；将上述有关参数代入公式（4-1），整理得到： （4-2） 如果当计算载荷作用到变速器输入轴上的最大转矩时，倒档直齿轮的许用弯曲应力在400850MPa之间，对于货车而言，倒档齿轮承受双向交变载荷作用的许用应力应该取下限；而对于其他档的斜齿轮的许用弯曲应力在100250MPa之间。 （1）对一档齿轮的弯曲强度进行校核：已知各参数如下：； 通过查齿形系数图4.1可得：代入公式（4-2）可得：；对于货车而言，当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力应该小于250Mpa，而，均小于250Mpa，所以满足弯曲强度要求。 （2）对常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮的弯曲强度进行校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮的弯曲强度校正方法相同，同理可得，其计算结果见表4.1：表4.1其他各档齿轮的弯曲强度校核常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮弯曲应力MPa131.680100.52680.471164.01690.530135.492228.19107.459 显然，其他各齿轮的弯曲应力均小于250MPa，所以满足弯曲强度要求。 2、对倒档齿轮的弯曲强度进行校核： （4-3）式中： 弯曲应力；应力集中系数，；计算载荷（）； 节圆直径（）；齿宽系数，；摩擦力影响系数，主动