机械毕业设计（论文）-KD1150型载货汽车变速器总成设计（全套图纸） .pdf

1 kd1150 型载货汽车设计（变速器总成设计）型载货汽车设计（变速器总成设计） 摘摘 要要 汽车诞生于 19 世纪末，至今已有 100 多年的历史,在这期间汽车工业以 惊人的速度发展,写下了人类近代文明史的重要篇章. 汽车已为世界经济的 发展和人类进入现代化生活产生了无法估量的巨大影响.目前,全世界有几亿 辆汽车在陆地上行驶,并且以每年几千万辆的速度增长.可以断言,没有哪种机 械产品像汽车那样对人类社会产生如此广泛而深远的影响.为人类社会的进 步作出了不可磨灭的贡献。 变速器作为汽车的一个重要组成部分，是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和速度。 变速器有机械式手动变速器和机械式无级变速器两种，如果变速器挡位 多其动力性和经济性得到保证，挡位少其操纵方便，本次设计我设计的是重 型货车变速器，本次设计中我对其传动比作了仔细的分析计算并参考相关车 型最终确定了各挡的传动比，针对变速器的传动机构方案的布置作了详细的 分析最终选用 5+1 挡中间轴式变速器，换挡形式采用同步器换挡。结合总体 的要求操纵机构形式选用直接操纵机构形式。本次设计的变速器即满足了汽 车必要的动力性也满足了其经济性的指标。最后通过对齿轮、轴、键、轴承 等的校核，其变速器的尺寸及其部件的强度都满足设计要求。 2 变速器的发展趋势是越来越复杂，自动化程度也越来越高，自动变速器 将是未来的主流。 关键词：变速器，设计，重型货车，传动比 kd1150 truck design (the general desighn of transmission) abstract car birthed in 19th century, and today it has a history of more than 100 years, during the period, the automobile industry has developed with amazing speed, and written an important chapter in the modern human civilization. car for the development of the world economy and human life have access to modern immeasurable tremendous impact. at present, there are hundreds of millions of cars on land in the world, and grow in a speed of ten millions per year. we can assert that there are no mechanical products more than cars so extensive and profound influence to the human. have made an indelible contribution for the progress of human society. transmission as an important component of car is used to change the engine reached the powerwheeles torque and rotational speed, in order to get different power and speed in start, climbing, turning, accelerating, and other case of travel. transmission has two styles of mechanical manule transmission and mechanical devices continues transmission, if the transmissions shift more its power and economic was guaranteed, if fewer its manipulation is convenience, 3 this design i design an heavy truck transmission, this design i determined the peed ratio after careful analys of peed ratio and ultimately the relevant type of the car, i made a careful analysis of the layout of the drive agency programmers against the transmission and finally use the 5+1 block intermediate transmission, the form of shift use a synchronous device. after requested the overall the form of agencies use direct manipulation institutional forms. this designed of transmission meet the dynamic of the necessary power also meet its economic targets. final adoption the degree of gear, axle, keys, bearings, etc. the size of transmission and strength of components are designed to meet the requirements. the development trend of the transmission is more complex, more and more is also high automation degree, automatic transmission is the mainstream of the future. key words: transmission, design, heavy truck, speed ratio. 4 目录 第一章 概述 1 第二章 变速器传动机构布置 2 2.1 传动机构布置方案分析 2 2.2 零部件结构方案分析 8 第三章 变速器主要参数的选择 11 3.1 中心距 a 11 3.2 齿轮参数的选取 12 3.3 各挡齿轮齿数的分配及传动比计算 14 第四章 变速器的设计与计算 18 4.1 轴的计算与校核 18 4.2 齿轮的计算与校核 21 4.3 轴承的计算与校核 24 4.4 键的校核计算 25 第五章 同步器的设计 27 第六章 变速器操纵机构设计 29 结 论 30 参考文献 31 致 谢 32 英文资料 00 5 英文资料译文 00 第一章 概述 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。 6 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。 7 第二章 变速器传动机构布置变速器传动机构布置 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。 8 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。 图 2-1 轿车中间轴式四档变速器 1 第一轴；2第二轴；3中间轴 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。 9 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。 图 2-2 两轴式变速器 1 第一轴；2第二轴；3同步器 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 分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传 10 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，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。 11 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，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 12 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。 1 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。 本设计采用图 2-6f 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 13 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 2-4b，但倒档传动方案有所改动，采用 2-6f 的常啮合倒档传动方案。 2.2 零部件结构方案分析 一、齿轮形式齿轮形式 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。 二、换挡机构形式换挡机构形式 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 14 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所有挡均采用同步器换挡。 三、变速器轴承变速器轴承 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 15 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。 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，中间轴两端采用圆锥滚子轴承。 16 第三章 变速器主要参数的选择 3.1 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。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 a 3 1maxge it (3-1) 式中，a 为中心距（mm） ；k a为中心距系数，商用车取 ka8.99.6； maxe t为发动机的最大转矩（n.m） ； 1 i 为变速器一挡传动比； g 为变速器传动 效率，取 96。 分析该车发动机及相关参数：该车为 15 吨的重型载货汽车， 。 按下试计算轮胎半径： 按最大爬坡度计算一0.0254(1) 2 s d rb=+ (3-2) 其中=0.10-0.12； 取=0.11 代入数据得 s r =50.2666 cm 其中 k a9.5 ， maxe t786nm ， 1g i 7.64 挡传动比： 参考同类车型：取主减速器传动比为 i。=4.89， 取t =0.85。 17 ig1 max max . s t mgr tei 。 (3-3) 试中:m 为汽车重质量 m=15000kg,g 为重力加速度 g=9.8n/kg,tmax 为发 动机最大转矩 temax=786n.m,i。为主减速器传动比等于 4.89，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 1g i 5.525。 根据车轮与路面附着条件确定一档传动比： 2 1 max g grs i tei t 。 (3-4) 2 g 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 2 g =12000kg, 为道路附着系数，计算时取 =0.5-0.8，在此取 0.8。 代入数据得 1g i8.048 其他个档传动比按等比数列来分配：则 g i ii=4.27， g i iii =2.60， g i iv=1.59 g i v=1 。 把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距： a=170.34mm 圆整后取 a=170mm 。 3.2 齿轮参数的选取 一、一、 模数模数 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； 18 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 a m /t 1.014.0 模数 n m/mm 2.25-2.75 2.75-3.0 3.5-4.5 4.5-6.0 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3 max 0.47 ne mtmm= (3- 5) 其中 maxe t=786nm，可得出 mn=4.34mm。 一档直齿轮的模数 m 3 1max 0.33mt=mm (3- 6) 通过计算 m=5.92mm。 由于我们设计的货车的总质量为 15000kg，其 a m 14.0，所以参照表 3 1 选取 mn=4.5mm m=6.0mm 。 二、齿形、压力角齿形、压力角 、螺旋角、螺旋角 和齿宽和齿宽 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 14.5，15，1616.5 2545 一般货车 gb1356-78 规定的 标准齿形 20 2030 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。在本设计中变速器一档、倒档齿轮压力 角 取 25其余齿轮取 20,同步器取 30；斜齿轮螺旋角 取 25。 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 19 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=6x4.50=27mm 斜齿轮 b=6x6.00=36mm 五、齿轮变位系数的选择原则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,对需要变位的齿轮采 用了角度变位的方法来保证中心距。 3.3 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 20 10 9 1 2 z z z z igi= m a z 2 = 9 10 1 2 z z i z z gi = cos2 )( 21 zzm a n + = n m a zz cos2 21 =+ 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。 1.确定一档齿轮参数及传动比：确定一档齿轮参数及传动比： 一档传动比 （3- 7） 为了确定 z9和 z10的齿数， 先求其齿数和 z : （3- 8） 其中 a =170mm、m =6； 故有 z =56.78 货车变速器一档直齿轮的最 小齿数为 12-14，此处取 10 z =13， 则可得出 9 z =44。 图 3-1 五档变速器示意图 上面根据初选的 a 及 m 计算 出的 z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3- 8）看出中心距有了变化， 这时应从 z 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 z 修正为 57，则根据式（3- 8）反推出 a=171mm。 2.确定常啮合齿轮副的齿数 由式（3- 7）求出常啮合齿轮的传动比 （3-9） 由已知数据可知 z2/z1=2.2573 而常啮合齿轮的中心距与 一档齿轮的中心距相等 (3-10) 由此可得： (3-11) 21 8 7 1 2 z z z z ig= n m a z cos2 = 1 2 12 13 13 11 z z z z z z igr= )( 2 1 1312 zzmn+ )( 2 1 1311 zza+= 而根据已求得的数据： = 25。 （3-10）与(3-11)联立可得： 1 z =21.146=21、 2 z =47.733=48。 根据式（3- 7）可算出一档实际传动比为： 1g i =7.74 根据式（3-10）可算出：=24.784 3.确定其他档位的齿数 二档传动比 (3- 12） 而 g i ii=4.27 由已知数据可知:z7/z8 = 1.868 对于斜齿轮： (3- 13） 故有：z7 + z8 = 69 （3- 12）联立（3- 13）得：:z7 = 45 , z8 = 24。 按同样的方法可分别计算出： 三档齿轮: z5 = 38 , z6 = 31； 四档齿轮: z3 = 28 ， z4 =41 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 gr i 取 5.95。取中间轴上倒档传动齿轮的齿数 13 12 =z。 而通常情况下，倒档轴齿轮 13 z 取 2123，此处取 13 z =23。 由 (3-14) 可计算出 z11 = 34 。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距 a= (3-15) =108mm 而倒档轴与第二轴的中心: (3-16) =171mm。 22 变速器齿轮参数表 3-3 齿轮 齿轮模数 压力角 螺旋角 齿数 1 4.5 20 24.784 21 2 4.5 20 24.784 48 3 4.5 20 24.784 28 4 4.5 20 24.784 41 5 4.5 20 24.784 38 6 4.5 20 24.784 31 7 4.5 20 24.784 45 8 4.5 20 24.784 24 9 6 25 44 10 6 25 13 11 6 25 34 12 6 25 13 13 6 25 23 23 第四章 变速器的设计与计算 4.1 轴的计算与校核 当变速器挂一挡时轴受力最大,所以只要一挡时轴的强度满足要求,其就 符合要求只,下面只校核一挡时中间轴的强度。 一一 中间轴的受力分析中间轴的受力分析 中间轴的轴向力基本上已相互抵消可以不予考虑。 1. 1maxtte=786000 (n.mm) 1 t1 2 2t f = d =6605 (n) 1 1 cos tn r f tg f =2648 (n) 11atff tg=3050 (n) 2. 2 2max 1 e z tt z =1796600 (n) 2 t2 12 t f = d =46067 （n） t2 r2 12 f tan f = cos n =21481 （） 22tan 0faft= 二面受力分析面受力分析 24 1. r1“r1r21f(23+303+55)- f (303+55)- f55119=0af+ 代入数据得： 1r f=2492 (n) 2. r2“r1r21f(23+303+55)- f23- f326119=0af 代入数据得： 2r f= 19489 （n） 三y 面受力分析：面受力分析： 1. r1“t12f(23+303+55)+f (303+55)- ft55=0 代入数据得： 1 fr =443.8 （n） 2. r2“t1t2f(23+303+55)+f22- f55=0 代入数据得： 2 fr=39018（n） 四作力矩图作力矩图 1.面 25 1. y 面 3.合成 五校核计算校核计算 1796600tnmm=； 3 3 46589 32 d wmm =； 轴的材料选用 20grmnti,采用渗碳、淬火、回火处理。 22 133.9 ca mt mpa w + = ca ； 验算合格。 26 4.2 齿轮的计算与校核 一挡齿轮因其承受载荷最大， 所以只要它满足要求， 其它各挡都满足要求， 由于常啮合齿轮一直处于工作状态，因此也要对其进行校核。下面对一挡齿 轮和常啮合齿轮进行校核。 一、齿轮的计算校核公式：齿轮的计算校核公式： 1. 弯曲应力： 直齿， 1 3 2 fgf w c fk kt k k btym zk y = (4-1) 斜齿， 1 3 2cos fg w nc fk kt k btykm zk yk = (4-2) 式中： 1 f 圆周力； k 应力集中系数； kc齿面宽系数； t法向齿距； y齿行系数； k重合度影响系数； f k 摩擦力影响系数。 2. 齿面接触应力： += bz j b fe 11 418 . 0 (4-3) 式中： f 齿面上的法向力； e齿轮材料的弹性模量 e=210000； b齿轮接触的实际宽度； bz ,主从动齿轮节圆处的曲率半径。 二、校核中间轴一挡齿轮：校核中间轴一挡齿轮： 1.弯曲应力： 1 3 2 fgf w c fk kt k k btym zk y = 其中： k =1.65 f k =1.1 kc=8 y=0.16974 z=13 m=6 tg = 1796600 nmm 代入数据得： w = 544.4 mpa 许用应力在 400-850 mpa 之间，所以合适。 2.接触应力： 27 j j += bz j b fe 11 418 . 0 g 1 2t f = d =46067n 1f f= coscos =50829n b=36 直齿轮： sin16.48 sin62.125 zz bb r r = = 则 = 1994.4 mpa 一档和倒档得许用接触应力在 1900-2000mpa 之间，所以合适。 三、校核第二轴一挡齿轮：校核第二轴一挡齿轮： 1.弯曲应力： 图 4-1 齿形系数图 1 3 2 fgf w c fk kt k k btym zk y = 其中： k =1.65 f k =0.9 kc=8 y=0.16974 z=13 m=6 tg = 1796600 nmm 代入数据得： w = 445.4 mpa 许用应力在 400-850 mpa 之间，所以合适。 2.接触应力： += bz j b fe 11 418 . 0 g 1 2t f = d =13610n 1f f= coscos =16540n b=36 则 = 1137.7 mpa 一档和倒档得许用接触应力在 1900-2000mpa 之间，所以合适。 28 j 四、校核第一轴常啮合齿轮：校核第一轴常啮合齿轮： 1.弯曲应力： 1 3 2cos fg w nc fk kt k btykm zk yk = 其中：tg = 393000 nmm , k =1.65 , y=0.138 , k=2 , kc=6.0, mn=6 , z=21 。 代入数据得： w = 118.3 mpa 对于货车，当计算载荷取 tg 作变速器一轴上的最大转矩时，常啮合齿轮 许用弯曲应力为100250 w mpa=，所以合格。 2.接触应力： += bz j b fe 11 418 . 0 g 1 2t f