JX1030DS轻型载货汽车变速器设计毕业论文.doc

河北工业大学 2014 届本科毕业论文 河 北 工 业 大 学 设 计 说 明 书 作 者： 高耸 学 号： 100251 学 院： 机械工程学院 系(专业)： 车辆工程 题 目： JX1030DS 轻型载货汽车变速器设计 指导者： 张小俊 副教授 评阅者： 2014 年 5 月 25 日 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 毕业 设计（ 论文 ） 中文摘要 题题 目目 JX1030DS 轻型载货汽车变速器设计 摘要：摘要： 自从汽车问世以后,汽车变速器就作为传动系统的重要部件起着很大作用。 现在的汽车上广泛采用活塞式内燃机,内燃机本身只能产生范围较小的转矩及转 速,然而汽车的复杂工况却要求汽车具有可以广泛变化的车速及牵引力。通过换 挡，可以实现速比的转换，可以改变发动机输出的转矩，就可以满足对驱动车轮 的牵引力以及汽车速度在大范围内变化的要求，以适应各种复杂工况，如怠速、 起步、减速、加速及克服各种道路阻碍如爬坡等。 随着科技的高速发展,人们对汽车的性能要求越来越严苛,汽车的舒适性、操 纵稳定性、经济性、动力性及安全性等在很大程度上取决于变速器的性能,因此 必须重视对变速器的研究。 本文首先介绍了变速器的结构、工作原理、传动方案的分析。通过对设计任 务书的理解进行了方案的确定，对变速器传动比通过 Mat lab 软件进行了优化， 并且对涉及到的零部件（齿轮、轴、轴承）的结构及强度进行设计及校核，以及 输出轴的模态分析。 关键字 变速器 传动比 优化设计 模态分析 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 毕业 设计（ 论文 ） 外文摘要 TitleTitle The Design Of JX1030DS Light Truck Transmission AbstractAbstract Born from the car, automotive transmission plays a vital role in the automotive driveline. Automotive piston type internal combustion engine is widely used on cars, which has a small range of variation of torque and speed. Because of the use of complex conditions, vehicle traction and the vehicle speed should be varied within a relatively wide range. By changing the gear ratio, the engine crankshaft torque can be changed, adapting the start, acceleration, driving and other different driving conditions which need to overcome a variety of roads ,which the drive wheel traction and speed of different requirements. With the rapid development of technology, people are increasingly demanding high performance cars, car performance, service life, energy consumption, noise and vibration, etc. depends largely on the performance of the transmission, it is necessary to attach importance to the study of the transmission. This paper describes the transmissions working principle, structure, transmission programs. It has determined the program through the understanding of the design task. The transmission ratio has been optimized by Mat lab software, and on the involved parts (gears, shafts, bearings) structural design and checking. KeywordsKeywords： Transmission Drive ratio Optimized design Modal analysis 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 目目 录录 1 绪论.1 1.1 概述.1 1.2 变速器的发展现状及发展趋势1 2 变速器的传动方案及零部件的结构分析.2 2.1 变速器的设计要求.2 2.2 传动机构布置方案.2 2.3 倒档布置方案.4 2.4 零部件的结构方案分析.7 3 变速器主要参数的选择.8 3.1 MATLAB 介绍 9 3.2 MATLAB 优化过程 .11 3.3 中心距的选择14 3.4 外形尺寸14 3.5 档数的选择14 3.6 齿轮参数15 4 齿轮的强度校核19 4.1 齿轮材料的选择原则19 4.2 齿轮的弯曲强度计算19 4.3 齿轮的接触强度计算21 5 轴的设计与计算21 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 5.1 变速器轴径初选.22 5.2 轴的刚度校核22 5.3 轴的强度校核24 5.4 轴的模态分析26 6 轴承的选择与校核28 6.1 一轴轴承的选择与校核.29 6.2 中间轴和二轴轴承的选择及校核29 7 同步器的设计31 7.1 同步器的结构及工作原理31 7.2 锁环式同步器主要尺寸的确定32 7.3 锁环式同步器主要参数的确定32 7.4 同步器的计算34 结 论.36 参 考 文 献38 致 谢.39 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 1 - 1 1 绪论绪论 1.11.1 概述概述 近年来，国内轻型载货汽车市场出现迅猛增长的势头。受排放、安全、舒适等 很多法律法规的影响，轻型载货汽车正转变得更加专业化、高端化，包括发动机、 变速器、离合器、制动系统等在内的核心零部件在技术上及工艺上有所创新。轻型 载货汽车变速器越来越高端化，按照用户要求，需要变速器换挡平顺、燃油经济性 好、载重量大、噪声小、性能稳定及使用时间长1。因此变速器进行了一系列变革， 在成本允许范围内进行优化设计，用以提高产品性价比。在轻量化、多档化、自动 化、模块化和集成化的发展趋势下，会出现更多的技术创新，未来前景非常乐观。 1.21.2 变速器的发展现状及发展趋势变速器的发展现状及发展趋势 变速器技术起始于手动变速器（MT） ，之后发展成为自动变速器（AT） ，两者技 术的结合出现了手自一体变速器（AMT） ，技术上的创新继而出现无级变速器（CVT） 以及后来的双离合变速器（DCT） ，往往关键的发明技术能使得变速器更快更顺利的 更新换代。根据调查统计，传统机械式手动变速器的市场保有量最大2。虽然它有 很多缺点，比如尺寸大、换挡过程麻烦、换挡有冲击等；同时，它也有很多优点， 比如结构紧凑、瞬时传动比为常数、传动效率高达 98%、齿轮传动的工作可靠、维 修方便、成本低等。如果能改善以上的缺点，它还是有很大发展空间的。所以人们 仍花费时间及精力进行手动变速器的研究。 虽然自动变速器在未来的日子里市场份额会不断增加，但是由于手动变速器的 燃油经济性、超强动力性、高度成熟的技术以及手动变速器使用过程中驾驶者体验 到的全方位的驾驶乐趣决定了手动变速器在市场上的地位。 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 2 - 2 2 变速器的传动方案及零部件的结构分析变速器的传动方案及零部件的结构分析 2.12.1 变速器的设计要求变速器的设计要求 发动机是汽车的动力源泉，传动系统作为传递动力的媒介，使驱动车轮转动。 变速器是传动系统的重要零部件。发动机产生的转速以及转矩的范围有限，而汽车 要求的变化范围却很广，因此传动系统一定需要设置变速器。变速器的用处是： （1）改变变速器的传动比，汽车的转矩及转速范围变大，使汽车可以适应各种 复杂工况变化，如起步、爬坡、转弯、加速、怠速等。 （2）在发动机转矩方向不变的情况下，可以实现倒退行驶。 （3）需要设置空挡，以便于启动发动机或者是在汽车滑行或停车时，使发动机 的动力无法传递到驱动车轮。 通过分析变速的作用得出如下几点变速器的设计要求3： （1）保证汽车需要的动力性、经济性。 （2）设置空挡，用来阻断发动机动力传递给驱动车轮。 （3）设置倒档，保证汽车可以向后行驶。 （4）设置动力输出装置，必要时进行动力输出。 （5）换挡迅速、省力、方便，且降低成本、拆装方便等。 2.22.2 传动机构布置方案传动机构布置方案 本设计任务书要求该变速器为中间轴式五档变速器。发动机飞轮处的轴承上支 撑有输入轴，输入轴上的花键可以安装离合器的从动盘，而输出轴的末端和万向节 通过花键连接。中间轴式变速器的特点是：在同一直线上的变速器输入轴和输出轴 的中心线，经啮合套的连接可以得到直接挡。汽车使用直接挡，变速器不经过齿轮 的啮合以及中间轴传递动力，发动机转矩经变速器输入轴和输出轴直接输出，这个 时候变速器的传递效率更高，甚至可高达 90%及其以上，产生的噪音低，减少齿轮 和轴承的磨擦及磨损4。因为直接档比其它挡位的利用率多很多，变速器的使用寿 命大大的提高了；当换入其他档位时，中间轴式变速器传递的动力必须经过两对啮 合的齿轮，并且这两对齿轮设置在输入轴，中间轴和输出轴上，因此在变速器中间 轴与输出轴之间的距离比较小时，一档的传动比也可以很大。它的缺点是，因为中 间轴变速器要经过两对齿轮的啮合，因此传递效率有所下降。如果档位数相同，那 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 3 - 么中间轴式变速器仍有很多形式，如常啮合齿轮对数不同，倒档传动方案的差异以 及换挡方式有区别。 (a) (b) (c) (d) 图 1 中间式五档变速器的传动方案 图 1(a)所示方案，换挡方式有两种，一档和倒挡用直齿滑动齿轮，其他前进档 位使用常啮合齿轮传动。图 1(b)(c)(d)三个方案的各个前进档，一律使用常啮合齿 轮传动；图 1(d)所示方案，变速器后部的副箱体内安装有倒挡和超速挡，可以减小 轴的变形，提高齿轮寿命，对降噪也有重要意义，如果在行驶中不需要超速档，还 可以轻易变成一个四档的变速器。图 1(a)方案中的一挡以及倒挡和图 1(b)方案中的 倒挡使用直齿滑动齿轮换挡，其余各档位的换挡机构是常啮合齿轮5。 一般中间轴式变速器应用在前置后驱的轿车上，如果将传动轴的长度减少，应 加长变速器后端，如图 1(a)(b)所示。一般将伸长后的输出轴装在三个支承上，而 该支承位于加长的附加壳体上。为了减少变速器主体部分的外形尺寸，可以将倒档 齿轮以及换挡机构布置在附加壳体内。 变速器用图 1(c)所示方案为多支承结构，能将轴的刚度加大。如果将该方案用 在轴平面上可剖分的壳体，装配轴和齿轮就更加方便了。图 1(c)所示方案的特点是 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 4 - 在中间跨距布置一档和倒档齿轮，并且将同步器布置在中间轴上。 2.32.3 倒档布置方案倒档布置方案 倒档都是在停止状态下完成的，并且，平常使用中不多，故方案大多数采用采 用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，可以在中间轴和输出轴的传动中再 加入一个倒档齿轮，有时也可以使用两个联体齿轮。第一个方案特点是具有简单的 结构，但是中间传动齿轮所受的弯曲应力正、负交替对称变化，然而第二个方案所 受的弯曲应力单向循环，并倒档传动比也有所加大。 (a) (b) (c) (d) (e) (f) 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 5 - (g) 图 2 倒档布置方案 图 2 为常见的倒挡布置方案。图 2(b)方案的优点是第三轴上的一挡齿轮可同时 应用到前进挡及倒档中，可以减小中间轴的轴向尺寸。缺点是换挡时要确保两对齿 轮一起啮合，造成换挡困难。图 2(c)所示方案能倒挡传动比范围得到扩展，但是会 出现换挡程序不合理。图 2(d)所示方案针对前者的缺点进行改进，因而（c）方案 逐渐被取代。图 2(e)所示方案可以将中间轴上的一、倒挡齿轮加工成一个整体，齿 的宽度也要加大。如果全部齿轮副都是常啮合齿轮，可以利用（f）方案，优点是换 挡更为省力轻便。为了减小变速器体积，减小变速器轴向尺寸，有些货车倒挡布置 选用图 2(g)方案。其缺点要使用两根变速器拨叉轴分别实现一档和倒档的变换，得 使操纵机构复杂化6。 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 6 - (a) (b) 图 3 倒档轴位置与受力分析 其中图 3（a）适用于中大型货车，图 3（b）适用于小型车。 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 7 - 2.42.4 零部件的结构方案分析零部件的结构方案分析 2.4.1 齿轮形式 变速器中的齿轮有两种7：直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮与直 齿圆柱齿轮比较，优点是寿命长，工作时只有较小的噪声等；缺点是复杂的制造工 艺，并且工作会产生轴向力。斜齿圆柱齿轮应用在变速器中的常啮合齿轮，虽然选 用这种形式会增加常啮合齿轮数，并增大变速器的转动惯量。一般直齿圆柱齿轮只 用在低档和倒挡中。 2.4.2 换挡机构形式 有以下三个方式可以实现变速器的换挡，结构简单的直齿滑动齿轮换挡、性能 良好的啮合套换挡以及同步器换挡。汽车行驶时每个档的齿轮有不同的角速度，因 此选择滑动直齿齿轮这一方式换挡，不仅会产生换挡冲击，影响驾驶员的注意力， 而且伴随有工作噪声的产生。这加快齿轮磨损并影响齿轮寿命，同时使司机高度紧 张易疲惫，而换挡产生的冲击噪声又降低乘客舒适性。 ，要想克服以上不足，要求用 户具有熟练的操作技术如两脚离合器，齿轮换挡时不会产生冲击。但是该瞬间分散 司机注意力，会降低行驶安全性。因此，这种简单的换挡方式，大多只用在一档和 倒档中了。 由于变速器第二轴齿轮与第三轴之间为常啮合齿轮，所以可以选择啮合套换挡。 这时，因整个结合齿圈都会承受换挡时产生的冲击，齿轮在换挡时不移动，齿轮不 会早早报废，但换挡冲击不能被消除，所以仍需要司机的操作技术要熟练。除此之 外，因为中间轴式变速器增加了可移动的啮合套和常啮合齿轮，所以会增大旋转惯 性矩。 因此，使用啮合套换挡只应用在重型货车上。因为它们各个档位间的公比较小，需 要连接的旋转件之间的角速度差也比较小，而且使用这一换挡方式，不仅能降低成 本还可以减少尺寸。 如果选择同步器或者啮合套这些换挡方式，那么很明显换挡行程会减小。如果 滑动齿轮很宽，优势会更突出。另外要求换档时，换挡杆的行程要一致。 2.4.3 变速器轴承 轴承有很多种，对于变速器一般会用到圆柱滚子轴承，深沟球轴承以及滚针轴 承，圆锥滚子轴承等。对于轴承的选型，受到多因素的限制，如结构限制和承受的 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 8 - 载荷特点8。 输入轴前轴承选择向心球轴承；后轴承选择向心球轴承并且带有可以安装弹性 挡圈的止动槽，因为它受力复杂（径向力和轴向力） 。为使输入轴的拆装方便，输入 轴齿轮的齿顶圆直径小于后轴承的座孔直径。 输出轴多采用滚针轴承或球轴承，后端会受到齿轮传来的轴向力，可以选择向 心球轴承。 中间轴会受到径向力，因此前端选择圆柱滚子轴承，而后端选择球轴承或是圆 柱滚子轴承。斜齿轮工作时会产生轴向力，可以由前轴承或者是后轴承支撑，但是 轴承盖的布置上有困难，必须由后端轴承承受轴向力， 所以本次论文中，一轴后轴承采用深沟球轴承，中间轴轴承采用单列圆锥滚子 轴承，输出轴轴承采用深沟球轴承。 2.4.4 变速器轴的结构及分析 机械式变速器在工作时同时受到转矩及弯矩的作用，由于轴的明显变形，齿轮 正常啮合受到干扰，伴随工作噪声加强，进而使用寿命降低。应保证轴有足够的强 度和刚度，还要注意各个零部件，如齿轮、同步器、轴承的安装、固定，并且为节 约成本，应考虑加工工艺9。 有时输入轴为齿轮轴，即轴和齿轮称为整体，离合器这一结构在变速器前方， 其总成的尺寸会影响到输入轴的尺寸。当要确定输入轴的花键尺寸时，也应考虑到 离合器这一结构总成的从动盘以及从动盘毂的内花键，应用最为广泛的是矩形花键， 因此为齿侧定心，而且在两个键齿之间还应注意选择为动配合。 输出轴可以制成阶梯轴，这样不仅方便齿轮的安装，而且可以节约利用材料， 受力也更加合理。需要保证各相邻截面的尺寸不应相差很大。本文选用弹性挡圈来 对各档齿轮进行定位，优点是结构简单，缺点也比较明显，如拆装费时费力，并且 与旋转件（如轴承）端面有滑摩，同时弹性挡圈只能承受较小的轴向力，因此弹性 挡圈的用途范围有限，仅用于轻型及以下的汽车变速器。 故在本文中，一轴设计成齿轮轴，中间轴设计成带齿轮轴的阶梯轴，输出轴设 计成带矩形花键的阶梯轴。 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 9 - 3 3 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 已知的数据：整车整备质量（kg）：1680；最大爬坡度（%）：28.6；最大额定 功率（KW/rpm）：50.4/3600；最大额定扭矩（Nm/rpm）：152/2000；最高车速 （km/h）：102；主减速比：4.875；各档传动比约为：一档 5.089，二档 2.789， 三档 1.639， 四档 1.000，五档 0.772，倒档 4.782。 影响手动变速器工作性能的参数有很多，但是主要参数有变速器的档数、传动 比的范围、齿轮的模数、压力角、螺旋角等。 3.13.1 MATLABMATLAB 介绍介绍 3.1.1 MATLAB 概述 MATLAB 来源于美国，Math Works 公司开发研制了该软件。初始版本出现在 20 世纪 70 年代，当时使用 FORTRAN 这一汇编语言编写，时代的背景意义是可以实现程 序库的接口功能。自 1990 年起，MATLAB 不断发展，逐步被世界公认，此外本软件 还有着数值计算的功能，此时，MATLAB 使用 C 语言这一汇编语言进行编写，而且在 数据的可视化功能上也有很大提高。现在，MATLAB 仍然在不断完善着，他目前拥有 功能强大的软件包，而且帮助系统可以使人们方便的查询和使用，因此可以应用到 各个专业领域，给人们的工作带来便利10。 到目前来看，MATLAB 已经发展成熟，作为数值计算软件，其综合性能很好。现 在的 MATLAB，将高性能的数值计算和以及人们所必须的可视化融合在一起，其内部 配有大量的函数，被广泛采用，而且由于 MATLAB 产品具有开放式的结构这一特点， 用户可以根据自己的工作需要对 MATLAB 的功能进行特定的扩充，因此随着对问题的 深化理解的同时，也提高了 MATLAB 产品的强大的竞争力。 人们根据自己需要，可以查阅相关函数的使用方法，并根据详实的帮助系统介 绍的方法进行使用，如果感觉不完善，还可以进行修改。目前，MATLAB 提供的优化 工具箱有 40 多个，而且还在继续扩充中，本次设计课题有帮助的是科学计算、数字 图像处理。 Simulink 作为仿真软件，对动态系统进行一系列的模型及数据的处理，起到模 拟、仿真及分析的作用，广泛应用于各个领域，例如通信系统、船舶、及汽车等， 当然，在每个领域也有精彩的使用成功案例。 3.1.2 MATLAB 的特点 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 10 - 开发环境：MATLAB 的工作界面非常具有人性化，使用者可以根据自己的使用情 况以及习惯对工作环境进行修改和操作，而且还可以自己定义快捷键的操作，大 大提高了便利性。 代码开发：MATLAB 不仅仅只是支持一种编写的函数，不仅涵盖利用 M 脚本语言 编写的函数，而且涵盖匿名函数编写的内嵌函数等。 数值处理：具有强大的数值处理功能，可以解决矩阵代数，微分方程等多种问题。 数据可视化：在 MATLAB 中有更新的绘图界面，使用者可以通过直接输入图形就 可以创建和编辑图形。而且，如果版本比较低级，用户也可以以利用 M 文件进行 图形处理。 文件 I/O：MATLAB 的输入输出功能特别强大，可以完成多种文件格式之间的交互， 有很好的灵活性及兼容性11。 3.1.3 MATLAB 的运行环境 图 4 MATLAB 运行界面 （1） 命令窗口:作为 MATLAB 最主要的窗口。用户可以在命令提示符下输入各种命 令、函数、表达式，而且运算过程以及相应的结果回想时在该窗口，但是， 如果是图形结果，则会在其他窗口显示出来。 （2） 历史命令窗口：用户在这个窗口中能查到曾经使用过的函数、表达式、命令 和注释等。 （3） 当前目录浏览器窗口：一般情况下，该窗口处于后台，它可以显示当前工作 目录下了 M 文件、MDL 文件等。在当前目录浏览器窗口可以导入。复制。编 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 11 - 辑 M 文件。 （4） 工作空间浏览器窗口：用户可以在这个窗口中看到命令窗口中应用到的变量 的各种信息，如变量名称，变量所占的字节数。而且，还可以对变量进行编 辑。 （5） 帮助导航/浏览器：该窗口一般情况下在后台运行，只有当用户选择使用帮助 文件时才会弹出12。 3.23.2 MATLABMATLAB 优化过程优化过程 评价汽车的指标有很多，其中动力性和燃油经济性是比较常见的。而且汽车动 力传动系匹配是否合理,极大地影响着汽车的动力性和燃油经济性。本设计可以运用 mat lab 软件的优化工具箱对任务书定的变速器传动比进行优化。下面就来研究运 用该软件如何选择合适的变速器传动比来使得发动机和传动系达到一个较好的匹配。 3.2.1 设计变量 要对传动系进行最优化设计,就必须选取所有与动力性,经济性相关的参数, 设 计变量 X=x1,x2,x3,x4,x5=i1,i2,i3,i4,i5 i1,i2,i3,i4,i5 分别为变速器的五个档位的变速比。 3.2.2 目标函数 以连续换挡加速时间和燃油经济性为目标对传动系统进行优化。 (1)连续换挡加速时间为分目标 12 1 12 0 ()() vv vv v tfwtfw mm Tdd FFFFFF 345 234 354 ()()() vvv vvv vvv tfwtfwtfw mmm ddd FFFFFFFFF 2035.9 22 020 12 1574.81237.8 1561143.70.03151651143.70.0315 vv dd iviv 61100 22 35.961 33 1155.71128.6 1651143.70.03151651143.70.0315 vv dd iviv (3-1) 129 2 100 3 1110.8 1651143.70.0315 v d iv (2)燃油经济性为分目标 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 12 - 我国国家标准 GB/T12545 一 1990 汽车燃料消耗量试验方法 6 中对汽车百公里燃 油消耗量测试方法的规定是:汽车用常用档位等速行驶,车速从 20km/h(最小稳定车 速高于 20km/h 时,从 30km/h)开始,以车速的 10km/h 的整数倍均匀选取车速,直到行 驶至最大车速的 90%,测出以每个车速通过 500m 测试路段的燃料消耗量,再折算成百 公里燃料消耗量13。 这款汽车使用的发动机型号为 JX493ZQ3 或 JX493Q1B，查阅相关资料可知发 动机的外特性曲线表达式为 23 ( )278.61286.7()593.9()83.5() 100010001000 tq nnn Tn 万有特性的曲面表达式为 223 42626354 7382293104 67.883.341.030.020.00320.0055 3.35 103.19 101.16 101.285 10 5.89 103.76 101.33 101.47 10 eeeee eee eee bpnpp nnp p np nnp p np np nn 开始 输入测试车速 根据车速选择档位 计算发动机需提供的转速、转矩 确定燃油消耗率 计算固定时间间隔的燃油消耗量 折算成百公里燃油消耗量 结束 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 13 - 图 5 型货车等速百公里燃油消耗量计算流程图 100 S Q Q s 2342 222233 88.356.916.11.66160.2130.9iiiiii (3-2) 34234 334444 64.25.881.769.926.43.62134iiiiii (3)优化目标函数的建立 F（x）=T+Q (3-3) 3.2.3 约束条件 （1）为了能克服道路与轮胎间的滚动阻力以及最大坡道阻力，因此一档最大传动比 应满足如下表达式 (3-4) 1 0 (cossin)mgr f i Ti (2）地面附着条件,汽车即使在最大驱动力的作用下车轮仍然不可以滑转 (3-5) 1 0 Ti i mg r (3）传动比的范围 一般情况下商用车的传动比范围大约在 45,由于汽车的行驶工况很复杂,各档 的工作时间以及使用的频率也有不同点,经研究发现汽车利用较高档位行驶的情况多,速 比阶越小燃油经济性越好,换挡操作时也轻便省力,所以相邻的两较高档位之间间隔 的取值应当小一些,经验来看高档公比较小,在 1.31.45,其余各档的比值应小于 1.71.8,大于等于 1.5,否则会造成换挡困难。 (3-6) 321 432 1.51.8 iii iii (3-7) 4 5 1.31.45 i i (4) 满足任务书的汽车最高车速要求,最高车速大于等于 102km/h,由车速和传动比 关系有如下约束 (3-8) 5 05 0.358 3600 0.3770.377102 4.875 nr i ii (5)如果传动比设计得不好，将会使得换挡时动力可能中断,司机在驾驶车辆换挡时 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 14 - 会感觉到尖锐的加速以及减速。为防止动力传递中断,应满足以下条件 max1 21 0 nn ii max1 32 0 nn ii max1 43 0 nn ii max1 54 0 nn ii 其中 n1 为发动机产生最大转矩时对应的转速，nmax为发动机最大转速 1 2000n 。 max 3600n 3.1.3 优化结果 在 Mat lab 软件中利用其优化工具箱中的 fmincon 函数对含有约束的目标函数 进行求解。 1 4.97i 2 2.75i 3 1.60i 4 1i 5 0.78i 3.33.3 中心距的选择中心距的选择 作为基本参数中心距，其大小对变速器的外形尺寸、质量和体积有直接影响， 而且对齿轮的接触强度也有一定影响。中心距愈大，齿轮的接触应力就愈小，齿轮 寿命就愈长。所以要用齿轮的接触强度来确定中心距的最小许用值。变速器轴经轴 承安装在壳体上，为了方便布置轴承和不会因为同一垂直面上两轴承孔间的距离太 小从而削弱壳体的强度来考虑，需要对壳体的中心距加大。此外，受规定影响，一 档的小齿轮齿数（z）不能过少，由此算得中心距也会比较大。在此如果变速器的径 向尺寸太小，变速器的轴向尺寸就会相应增大，并因此而削弱轴的刚度，而且还会 到影响齿轮的啮合状态7。 确定中心距 A 时，可以按经验依据以下公式求出 （3- 3 max 1Aeg AKTi 9） 3 (8.6 9.6)1524.990.9677.4 86.4Amm 作为中心距系数，商用车的取值范围大概 8.69.6； Temax取做最大转矩 A K （Nm） ；i1表示变速器的一挡传动比； 是变速器的传动效率，可以取值为 g 0.96。 3.43.4 外形尺寸外形尺寸 确定变速器壳体的轴向尺寸时，对于商用车而言，一般按经验可根据以下数据 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 15 - 选择，对于五档变速器的外形尺寸 （2.73.0）A。 进行变速器的设计时，如果常啮合齿轮的对数以及使用到的同步器的个数较多 的时候， （3-9）式中的中心距系数 K 取上限。如果考虑到检测方便，A 一般会取做 整数。 3.53.5 档数的选择档数的选择 目前已普遍认识到档位数越多，则汽车的动力性和燃油经济性越好。然而档数 变多，会有很多缺点，如结构复杂，尺寸轮廓和质量会变大，致使操纵机构复杂， 而且在使用时驾驶员需要换挡频率也会明显增高。 近年来，提倡环保型社会，为了降低油耗，变速器的档数的趋势是变多的。应 任务书要求本设计选用的是 5 挡变速器。 3.63.6 齿轮参数齿轮参数 3.6.1 模数 齿轮模数的选取遵循以下原则4： （1）为了使噪声降低应适当的减小模数，这时候需要增加尺宽；（2）为减小质量， 应该增加模数，并且减小；（3）考虑到工艺的因素，各档齿轮的模数应当取一样的 数值；（4）考虑强度方面，各档齿轮的模数应当不相同。 对于货车，减小质量和降低噪声相比，质量减少尤为重要，所以模数可以取大值。 初步确定： 3 ()(0.4 0.6) ng m mT 3 (0.4 0.6)1522.1 3.2mmm 表 1 给出了不同车型的齿轮模数的，设计时所选模数取值范围，要求不仅能满 足强度要求，而且还要符合国家标准。 车型 微型、轻型轿车 中型轿车 中型货车 重型汽车 m(mm) 2.252.75 2.753 3.54.5 4.56 表 1 汽车手动变速器齿轮的法向模数 因此，一档和倒档齿轮的模数为 3mm，其他档位斜齿轮的模数可以选取为 2.5mm。 3.6.2 齿形、压力角和螺旋角 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 16 - 变速器齿轮其他重要参数，按车型的不同可以按下表选择。 轿车 一般货车 重型车 项目 车型齿形 高齿并修型的齿形 GB135678 规定的标准 齿形 GB135678 规定的标准 齿形 压力角 14.5 15 1616.5 20 低倒档 22.525 螺旋角 2545 2030 小螺旋角 表 2 汽车机械变速器齿轮齿形、压力角、螺旋角 国家规定标准压力角为 20 度。压力角如果增大，会提高齿轮的弯曲强度以及接 触强度，使得齿轮不根切的最少齿数减少，但缺点是重合度会减少，增大工作的噪 声。增大螺旋角会增大齿轮啮合的重合系数，会获得较好的平稳性、较小的噪声， 相应的齿的强度也会提高，但当螺旋角大于 30时，接触强度会接着变大，而弯曲 强度则会猛然变小。所以在本论文中的一档和倒档齿轮的压力角选用 20，螺旋角 在 1826中选，此处选 23。 斜齿轮工作时，产生的轴向力最终会传递到轴承上，要求中间轴上传递转矩的 两对齿轮产生的轴向力需要被平衡掉，用来降低轴承负荷，以便提高轴承的使用寿 命。因此，中间轴上各个齿轮螺旋角也不可以相等。为简便工艺，如果中间轴轴向 力较小，可设计成相同的，或者仅取为两个不同的螺旋角。中间齿轮的螺旋方向相 同且取为右旋，所以输入轴和输出轴上斜齿轮的螺旋方向是向左。 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 17 - 图6 中间轴轴向力的平衡图 图中为第三轴的轴向力平衡图，由图可知，为了达到中间轴两斜齿轮的轴向力 相互抵消的目的，必要的条件是，而, ,由于中间轴 34 FF 311 tanFF 422 tanFF 的转矩，因此最终的平衡条件为： 1 12 2 TFrF r (3-10) 11 22 tan tan r r 式中，第三轴上两个工作齿轮的螺旋角； 1 2 ，第三轴上两个工作齿轮的节圆半径。 1 r 2 r 3.6.3 齿宽 如果是直齿，计算式 b=km, k 是齿宽系数，取为 4.58.0，取 7.0； 如果是斜齿，计算式 b=km, k 是 6.08.5，取 7.0。 3.6.4 各档齿轮齿数的分配 经过前边论述分析，在选定方案以及相关参数后，可以依据机械变速器的档位 数、各档传动比来确定每个档位的齿轮的齿数。五档变速器的传动方案如图所示， 应注意的是，各档齿轮的齿数比尽量不是整数，从而齿面磨损才会均匀。 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 18 - 图 7 五档变速器传动 （1）一档齿轮的齿数 一档直齿轮的传动比是 2 10 1 1 9 z z i z z 如果和的齿数确定了，则和的传动比就能被算出。为了求和， 9 z 10 z 2 z 1 z 9 z 10 z 先求出它们的齿数和： ，带入后,取整后是 55。 h z 2 h A z m 22 81.5 54.3 3 h A z m 三轴式变速器一档传动比是 3.53.8 时，第三轴上的一档齿轮，它的齿数： 1517，货车取值：1217。可以初步选定=13，则 。 10 z 910 55 1342 h zzz 对中心距要进一步修正，A 为 82.5。 （2）确定常啮合传动齿轮副的齿数 如果常啮合齿轮是斜齿，那么常啮合齿轮的传动比和齿数的关系式如下 。结构要求需要时常啮合的两齿轮以及一档相啮合的两 102 1 19 13 5.0891.56 42 zz i zz 齿轮的中心距数值相同，即，初选 23，斜齿轮的法向模数取为 12 () 2cos n m zz A =3，算得=19.77，=30.85。取整后=20，=31。进一步修正后的螺旋角 n m 1 z 2 z 1 z 2 z 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 19 - 20.174。 （3）确定其他档的齿数 二档齿轮是斜齿轮，必须满足下面的两个方程式： (3-11) 27 2 1 8 z z i z z (3-12) 78 8 () 2cos n m zz A 当螺旋角不同于常啮合齿轮的螺旋角，还需要满足下列的方程式： 8 2 (3-13) 722 8128 tan (1) tan() zz zzz 联立求解上面的三个方程式得=39.05，=21.7 。取整后 7 z 8 z =39，=22。 7 z 8 z 用相同的方法算得其它档位的齿数： 三档 = 31 =30 5 z 6 z 五档 =20 =40 3 z 4 z （4）确定倒档齿轮的齿数 倒档齿轮的模数一般来说要一档齿轮保持相同，图中倒档齿轮的齿数可以 12 z 在 2122 之间，一般首次选择=21，依据倒档的传动比就能求出=20。进而计 12 z 11 z 算得出第三轴与倒档轴之间的距离为为 49.5。 1011 1 () 2 Am zz 4 4 齿轮的强度校核齿轮的强度校核 变速器齿轮的损坏形式一般有轮齿折断、点蚀、端部损坏和胶合等等。为防止 齿轮过早损坏要对齿轮进行校核。 4.14.1 齿轮材料的选择原则齿轮材料的选择原则 （1）达到工作条件的要求。对进行动力传递的齿轮，要求它的材料强度和耐磨 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 20 - 性要足够大，且保证齿面硬，同时齿芯软。 （2）合理选择材料配合 为保证两结合齿轮的寿命接近，两齿轮的硬度应该是大齿轮小于小齿轮，且两 齿轮的硬度之差保证在 3050HBS 左右。 （3）考虑加工工艺和热处理的工艺 常啮合齿轮因为它传递的转矩较大，而且始终参与传动，因此磨损较大，要选 硬齿面齿轮组合，小齿轮用 20CrMnTi，材料需要的热加工工艺为渗碳后淬火。大齿 轮用 40Cr 调质后表面淬火。一档设计时传动比较大，齿轮也受到较大的冲击载荷， 所以需要较高的抗弯强度，一档小齿轮用 20CrMnTi，材料需要渗碳后淬火。大齿轮 用 40Cr 调质后表面淬火。其余各档小齿轮均用 40Cr，热加工工艺为调质后表面淬 火，大齿轮用 45 钢，热加工工艺调质后表面淬火5。 4.2 齿轮的弯曲强度计算齿轮的弯曲强度计算 4.2.1 直齿轮弯曲应力 (4-1) 1f w F K K bty 是弯曲应力，单位是 MPa；F1是圆周力，单位是 N，F1=2Tg/d；Tg是计算载荷， w 单位是 Nmm；d 是节圆直径，单位是 mm；是应力集中系数，按经验取值 1.65；K 是摩擦力影响系数，因为主、从动齿轮在啮合点上有不同的摩擦力方向，因此对 f K 弯曲应力也有不同的影响：主动齿轮的摩擦力影响系数是 1.1，从动齿轮的摩擦力 影响系数是 0.9；b 是齿宽，单位是 mm；t 是端面齿距，单位是 mm，,m 是模tm 数；y 是齿形系数，如图所示。 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 21 - 图 7 齿形系数 因为齿轮节圆直径计算式是 d=mz，式中 z 是齿数，所以将以上相关参数代入后 得 (4-2) 3 2 gf w c T K K m zK y 当计算载荷 Tg取在变速器第一轴上的最大转矩 Tmax时，按设计经验，一档以及 倒档的直齿轮的最大的弯曲应力取值范围是 400850Mpa，对于轻型货车应该取大 值，倒档齿轮工作时承受的载荷正负交替，那么许用应力应该取小一些。 一档主动齿轮 1 3 2 143 1.65 1.1 1000 172 3.14313 720.195 w MPa 一档从动齿轮 2 3 2 143 1.650.9 1000 45.8 3.14342720.186 w MPa 倒档齿轮 12 3 2 143 1.65 1.1 1000 107 3.14321 720.195 w MPa 4.2.2 斜齿轮弯曲应力 (4-3) 3 2cos g w c T K m zK yK 使用上述方法可以算出二档齿轮的弯曲应力 162MPa，三档齿轮的弯曲应力 112MPa，四档齿轮的弯曲应力 134MPa，五档齿轮的弯曲应力 154MPa。 各档齿轮的应力都在许用应力范围里边，因此满足设计要求。 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 22 - 4.3 齿轮的接触强度计算齿轮的接触强度计算 (4-4) 11 0.418() j zb FE b 是齿面上的法向力，；F1是圆周力，单位是 N，F 1 / (coscos)FF ，是节圆直径，是节圆处压力角，是齿轮螺旋角；E 表示弹性模 1 2/ g FTdd 量，单位是 MPa；是两齿轮啮合时的实际宽度；、是主、从动齿轮节点处的b z b 曲率半径，直齿轮、，斜齿轮、sin zz rsin bb r 2 (sin) / cos zz r ，、为主、从动齿轮的节圆处的半径6。 2 (sin) / cos bb r z r b r 如果计算载荷按照变速器第一轴上的载荷 Tmax/2 时，按规定许用应力在下面范 围内取值 表 3 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 19002000MPa 9501000MPa 常啮合齿轮和高档 13001400MPa 650700MPa 将一档齿轮的每个参数带入上面的式中可得一档齿轮的接触应力为 775MPa，用 相同的方法可得二档齿轮的接触应力为 837MPa，三档齿轮的接触应力为 685MPa，四 档齿轮的接触应力为 636MPa，五档齿轮的接触应力为 602MPa，倒档齿轮的接触应力 为 741MPa。 通过分析比较可知，各档齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，故符合 设计标准。 5 轴的设计与计算轴的设计与计算 变速器传递扭矩的主要部件是变速器的轴，它的结构设计以及强度的大小能够 影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上会作用有三个力，分别为圆 周力以及径向力还有轴向力，变速器的轴也要承受弯矩和转矩这些复杂的力矩。要 河北工业大学 2014 届本科毕业论文 - 23 - 求变速器的轴的强度和刚度要足够大。 变速器的轴的选材可以和齿轮相同，因此轴的材料也选择 20CrMnTi，查阅轴的 常用材料及其主要机械性能表可以得出其机械性能： 、1080 B MPa 、。835 S MPa277MPa 5.15.1 变速器轴径初选变速器轴径初选 变速器轴在平时工作时，齿轮的受到三个力作用很复杂，变速器的轴因此也要 承受转矩和弯矩这些力矩。因此要保证变速器轴的刚度和强度要足够大。 已经算得中心距 A=82.5mm，输出轴和第三轴的中间尺寸 d=0.45A=37.125mm，因此一 般变速器轴的最大直径支撑跨距 L 的关系如下： 第一轴和第三轴：0.16 0.18 d L 第二轴：0.18 0.21 d L L 初选 400mm，则第一轴和第三轴的最大直径处的取值 d=（0.160.18） L=6472mm，第二轴最大轴径处的取值 d=(0.180.21)L=7284mm。 第一轴花键部分直径 d 可以依据下面的式子初选： 3 maxe dK T K经验系