轻型货车(5+1)挡变速器设计（直接操纵、全部采用同步器换挡）【含UG三维图纸、说明书】
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含UG三维图纸、说明书
轻型货车5+1挡变速器设计直接操纵
全部采用同步器换挡
全部采用同步器换挡
货车变速器设计5+1
变速器设计含
采用同步器换挡
设计5+1挡
载货汽车变速器
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I 目 录 绪论 1 第 1 章：方案论证 2 1.1 变速器的类型选择.2 1.1.1 结构工艺性.2 1.1.2 变速器的径向尺寸.3 1.1.3 变速器齿轮的寿命.3 1.1.4 变速器的传动效率.3 1.2 倒挡的型式及布置方案.3 1.3 换挡的结构型式及齿轮的安排.4 1.3.1 换挡的结构型式.4 1.3.2 齿轮的安排.5 第 2 章 齿轮的设计计算 .9 2.1 齿轮的参数确定.9 2.1.1 传动比的选择.9 2.1.2 中心距 A 10 2.1.4 齿轮参数 .11 2.1.5 确定各挡齿数12 2.2 齿轮的强度计算及材料选择20 2.2.1 齿轮损坏的形式20 2.2.2 齿轮强度计算21 2.2.3 齿轮材料选择25 第 3 章 轴的设计计算 27 3.1 轴的功用及设计要求27 3.4 轴的受力分析30 3.5 轴的强度计算和校核32 3.6 轴的刚度校核36 第 4 章 变速器轴承的选择 38 4.1 几种轴承的特点 .38 4.2 轴承类型的选择38 第 5 章同步器的设计 .41 II 5.1 惯性式同步器41 5.2 锁环式同步器工作原理 .41 5.3 主要参数的确定 .42 第 6 章 键的选择 44 6.1 键连接的类型 .44 6.2 键的选择 .44 6.3 轴上花键的选择 .44 第 7 章 操纵机构 45 第 8 章 变速器总成的拆装顺序 .46 8.1 变速器的装配顺序46 8.1.1 领料(包括自制件、外购件和标准件)46 8.1.2 零件清洗46 8.1.3 部件总成装配46 8.2 变速器的拆卸47 8.3 变速器总成装配应注意的问题47 总结 .48 致谢 .49 参考文献 .50 附录 .51 1 绪论 变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。 汽车变速器是通过改变传动比，改变发动机曲轴的转拒，适应在起步、加速、行 驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。 通俗上分为手动变速器 (MT)，自动变速器(AT)，手动/自动变速器，无级式变速器。 按传动比的变化方式划分，变速器可分为有级式、无级式和综合式三种。按操纵方式 划分，变速器可以分为强制操纵式，自动操纵式和半自动操纵式三种。 机械式变速器主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动 比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的 齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿 轮副工作。 变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是 改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传 动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。 变速器的作用有以下几点： 1、改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的 工况下，满足可能的行驶速度要求。 2、实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要。 3、中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出 时，中断向驱动轮的动力传递。 4、实现空档，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。 为保证变速器具有良好的工作性能，达到使用要求，所以变速器的设计必须要满 足以下的使用条件： 1、应该合理的选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性； 2、工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档、脱档和换档冲击现象发生； 3、操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度； 4、传动效力高、噪音小、为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档，此外还有合 理的齿轮型式以及结构参数，提高其制造和安装精度； 5、结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。 2 第 1 章：方案论证 1.1 变速器的类型选择 现代汽车多采用三轴式变速器，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器的传动 比小，则采用二轴式变速器。如图 1-1 和 1-2 分别为两轴式和三轴式变速器的示意图。 在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面： 图 1-1 两轴式变速器示意图 图 1-2 三轴式变速器示意图 1.1.1 结构工艺性 两轴式变速器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 3 可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。 1.1.2 变速器的径向尺寸 两轴式变速器的前进挡均为一堆齿轮副，而三轴式变速器则有两队齿轮副。因此， 对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。 1.1.3 变速器齿轮的寿命 两轴式变速器的低档齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得 多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进档均为常啮合齿轮 传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接档时，齿轮只是空 转，不影响齿轮寿命。 1.1.4 变速器的传动效率 两轴式变速器，虽然可以有等于 1 的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有 功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传 动效率高，磨损小，噪声也较小。 轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器 组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布 置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用得比较多。而中、重型载货汽车则多采用三轴 式变速器。 这次设计的变速器是轻型货车使用，所以采用三轴式变速器 1.2 倒挡的型式及布置方案 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挡，故多数方 案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒档传动，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；也有利用两个联体齿轮的方案。 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，并使倒档 传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案 换入倒档。 常见的倒挡结构方案有以下几种： 方案 1.（如图 1-3a）所示） 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。 4 方案 2.（如图 1-3b）所示） 此方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度， 但换档时要求有两对齿轮同时进入啮合，致使换档困难。某些轻型货车四档变速器采 用此方案。 方案 3.（如图 1-3c）所示） 此方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点是换档程序不合理。 方案 4.（如图 1-3d）所示） 此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用。 方案 5.（如图 1-3e）所示） 此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体，将其齿体、宽加大，因而缩短 了一些长度。 方案 6.（如图 1-3f）所示） 此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便。 方案 7.（如图 1-3g）所示） 为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一档 和倒档得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，一般 3、4、5、6、7 五种方案用于五档变速器。根据需要此次设计用 f 方案。换挡更轻松方 便。 图 1-3 倒挡布置方案 5 1.3 换挡的结构型式及齿轮的安排 1.3.1 换挡的结构型式 变速器换挡结构型式有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种。 1)1) 滑动齿轮换挡滑动齿轮换挡 通常是采用滑动直齿轮换档，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。缺点是换档时齿端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一档和倒档上。 2)2) 啮合套换挡啮合套换挡 用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。用 啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，因此 它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。 此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。 因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因 为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步 器（寿命太短，维修不便） 。 3)3) 同步器换挡同步器换挡 现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、 无噪声换档，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安 全性。同上述两种换档方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、 同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿 命问题已得到基本解决。 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，对于常用的高档位则采用同步器或啮合 套。 本次设计的变速器将采用全部同步器变速器。 1.3.2 齿轮的安排 各齿轮副的相对位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位的安排， 应考虑以下四个方面的要求： 1 1) 整车总布置整车总布置 根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以 及换挡机构提出要求。 2) 驾驶员的使用习惯驾驶员的使用习惯 有人认为人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换挡，如图 1- 6 4b 和 c。但是也有人认为应该将常用档放在中间位置，而将不常用的低档放在两边， 如图 1-5e。 值得注意的是倒挡，虽然它是平常换挡序列之外的一个特殊档位，然而却是决定 序列组合方案的重要环节。例如在四档变速器中采用的基本序列组合方案有三种，见 图 1-4。其中 b 和 c 是倒档与序列不结合的方案，即挂档时，需先换位再挂倒档。五档 变速器采用的基本方案有五种，如图 1-5 所示。其中 a 和 d 是倒档与序列相结合的方 案。 按习惯，倒挡最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒档与一档放在一起较 好。在五档变速器中，倒档与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个 拨叉和一根变速滑杆，见图 1-5a；后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。 图 1-4 四挡变速器挡位序列组合的三种方案 7 图 1-5 五挡变速器挡位序列组合的五种方案 根据以上的要求，本次设计的挡位布置方案如图 1-6 所示。 图 1-6 挡位布置方案 3)3) 提高平均传动效率提高平均传动效率 为提高平均传动效率，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挡。 4)4) 改善齿轮受载状况改善齿轮受载状况 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，以减小轴的变形，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 离两支承较远处较好。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。 本次设计传动方案如图 1-6 传动方案 传动路线： 档：一轴12中间轴12119、11 齿轮间的同步器二轴输出 档：一轴12中间轴875、7 齿轮间的同步器二轴输出 档：一轴12中间轴655、7 齿轮间的同步器二轴输出 档：一轴12中间轴431、3 齿轮间的同步器二轴输出 档：一轴11、3 齿轮间的同步器二轴输出 R 档：一轴12中间轴131099、11 齿轮间的同步器二轴输出 8 图 1-7 传动方案 9 第 2 章 齿轮的设计计算 2.1 齿轮的参数确定 2.1.1 传动比的选择 确定最低档传动比时，要考虑下列的因素：汽车的最大爬坡度、驱动轮与路面的 附着力、汽车最低稳定车速和主传动比等。以下是根据最大爬坡度确定一档的传动比。 汽车在最大上坡路面上行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上 坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故可以忽略空气阻力，此时： （2 maxmaxift FFF 1） 试中：最大驱动力； （2 maxt F r iiT F tg t 1max max 2） 滚动阻力； （2 f F max cosfmgWfFf 3） 最大上坡阻力； (24) maxi F maxmaxmax sinsinmgGFi 将（2-2） 、 （2-3） 、 （2-4）代入（2-1）整理得： （2 iT rfmg i tqmax maxmax 1 sincos 5） 发动机最大转矩； maxtq TmNTtq 220 max 变速器一档传动比； 1 i 主传动器传动比； i125 . 5 i 汽车传动系机械效率； 86 . 0 汽车总质量； mkgm4490 重力加速度； g 2 /8 . 9smg 10 驱动轮滚动半径； rmr367 . 0 滚动阻力系数； f020 . 0 f 汽车最大爬坡度； ，即 max %30 max 7 . 16 max 将以上数据代入（2-5）得，取105 . 5 1 i2 . 5 1 i 由qiiii/ 3221 式中，q 为几何级数的公比，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于 1.7q 1.8。 由中等比性质得： 1 1 n mn m ii 其中，m 为挡位数，取 m 的值为 2、3、4、5；n 为挡数，。5n 444 . 3 2 . 5 4 3 15 25 12 ii 280 . 2 2 . 5 4 2 15 35 13 ii 510 . 1 2 . 5 4 1 15 45 14 ii （直接挡）1 5 i 510 . 1 444 . 3 /2 . 5/ 21 ii 511 . 1 280 . 2 /444 . 3 / 32 ii 510 . 1 510 . 1 /280 . 2 / 43 ii 510 . 1 1/510 . 1 / 54 ii 符合的要求。q 所有取，200 . 5 1 i444 . 3 2 i280 . 2 3 i510 . 1 4 i1 5 i 2.1.2 中心距 A 中心距对变速器的尺寸和质量有着直接的影响，所需选择的中心距应能保证齿轮 的强度，对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距 A。 初选中心矩 A 时，可根据经验公式计： （2 3 1maxgtqA iTKA 11 6） 其中，中心距系数，对轿车，对货车，对多 A K3 . 99 . 8 A K6 . 9-6 . 8 A K 档主变速器，取；11-5 . 9 A K6 . 9 A K 发动机最大转矩； maxtq TMNTtq 220 max 变速器一档传动比； 1 i2 . 5 1 i 变速器传动效率。 g 96 . 0 g 将数据代入（2-6）得， 初取mmA046.99mmA100 2.1.3 变速器的轴向尺寸 变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换挡机构的结构型式等有直接的关系， 设计初可根据中心距 A 的尺寸选择： 货车五档：（2.73.0）A 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图尺寸链确定。 2.1.4 齿轮参数 1 1）模数）模数 决定齿轮模数的因数很多，其中主要的是齿轮的强度、传动噪音和质量。减小模 数，增加齿宽会使噪音降低，反之则能减轻变速器的质量。降低噪音对轿车有很大的 意义，减轻质量对货车比较重要。故齿轮应选择较大的模数。啮合套 8 齿采用同一模 数，其选取范围：轿车及轻、中型货车为 2-3.5，重型货车为 3.5-5。 初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即： mmTKm en 80 . 2 10/220110/ 3 3 max mmiTm ge 35 . 3 10/96. 02 . 52207 . 010/7 . 0 3 3 1max 式中： 高档齿轮 K=1 为斜齿轮法向模数； n m m 为直齿轮模数； 发动机最大扭矩, maxe TMNTe 220 max 变速器传动效率：取； g 96 . 0 g 变速器一档传动比； 1 i20.5 1 i 故斜齿轮法向模数，直齿轮模数去。3 n m5 . 3m 2 2）压力角）压力角 12 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，为重合度以降低噪声，常选用较小的压力角； 对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用较大的压力角。实际上，国家规定的标准压 力角为，所以变速器齿轮普遍采用压力角为。 20 20 3 3）齿轮螺旋角）齿轮螺旋角 为了减少工作噪音和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒档齿轮以 及货车的一档齿轮采用直齿齿轮。选取斜齿轮的螺旋角要选择适宜，太小了发挥不出 斜齿轮的优越性，太大了会使轴向力过大。增大螺旋角是齿轮啮合的重合度增大，工 作平稳，噪音降低，齿轮的强度也相应的提高，但是当时，虽然接触强度会继 30 续提高，而弯曲强度则会骤然下降。货车变速器斜齿轮的螺旋角可选择的范围是： 。初选：，。 2618 25 2, 1 22 4, 3 22 6, 5 22 8 ,7 22 12,11 4)4)齿宽齿宽 b b 选择齿宽时，注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度 和齿轮工作时的受力均衡程度等均有影响。考虑尽可能的缩短变速器的轴向尺寸和减 小质量，应该选用较小的齿宽。然而，齿宽减小，斜齿轮的传动平稳性降低，当采用 增加齿轮螺旋角的方法给予补偿时，轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。选用宽 些的齿轮，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮齿宽方向受力不均匀造成偏载， 导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均。 通常根据齿轮的模数的大小来选定齿宽： mmn 直齿：，为齿宽系数，取；mkb c c k0 . 85 . 4 c k 则：mmb2875.155 . 30 . 85 . 4 ， mmb20 9 mmb25 10 mmb25 13 斜齿：，取， ccm kb 5 . 80 . 6 c k 5 . 25 0 . 1835 . 80 . 6b ，mmb23 1 mmb20 2 mmb22 3 mmb20 4 mmb20 5 mmb23 6 ，。mmb20 7 mmb24 8 mmb20 11 mmb25 12 2.1.5 确定各挡齿数 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， 13 以使齿面磨损均匀。 确定各档齿轮齿数时，应考虑： 1、尽量符合动力性、经济性等对各档传动比的要求； 2、最少齿数不应产生根切。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此 齿轮不应产生根切，而且根圆直径应该大于中间轴直径； 3、相互啮合的齿轮，齿数间不应有公约数，速度高的齿轮更应该注意着一点； 4、齿数多，可以降低齿轮的传动噪音。 图 2-1 三挡啮合齿轮 1 1）确定确定档齿轮的齿数档齿轮的齿数 斜齿：斜齿：，。 n h m A z cos2 22 12,11 ，取812.61 3 22cos1002 h z61 h z 14 计算为整数后，进行大小齿轮的齿数分配，为了使的传动比大 1211 zzzh 1211/ z z 些，尽可能取小些。则，取， 12 z17 12 z 一档大齿轮齿数：441761 1211 zzz h 对中心距对中心距 A A 进行修正进行修正 因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿 h z h z 轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。AA 取，mm zzm A n 686.98 22cos2 )1744(3 cos2 )( 12,11 1211 mmA100 ，009 . 2 44 17 2 . 5 11 12 1 1 2 z z i z z 由得， 取， 2, 1 21 cos2 zzm A n 421.60 3 25cos2100 21 zz61 21 zz 由 得：，取，；61009 . 2 11 zz273.20 009 . 3 61 1 z20 1 z41 2 z 修正修正 1 i ，306 . 5 17 44 20 41 12 11 1 2 1 z z z z i （合格）%5%04 . 2 %10020 . 5 /20 . 5 306 . 5 %i 修正修正 由 得： 2, 1 21 cos2 zzm A n ； 79.23 1002 41203 arccos 2 arccos 21 2, 1 A zzmn 同理：； 79.23 1002 17443 arccos 2 arccos 1211 12,11 A zzmn 2 2）确定）确定档齿轮的齿数档齿轮的齿数 由=， 8 7 z z 680 . 1 41 20 444 . 3 2 1 2 z z i 15 由 得： 8 ,7 87 cos2 zzm A n ，取812.61 3 22cos1002 cos2 8 ,7 87 n m A zz 62 87 zz ， ，取；62680 . 1 88 zz134.23 680 . 2 62 8 z23 8 z392362 7 z 修正修正 2 i 476 . 3 23 39 20 41 8 7 1 2 2 z z z z i （合格）%5%93 . 0 %100444 . 3 /444 . 3 476 . 3 % 2 i 修正修正 8 ,7 , , 56.21 1002 23393 arccos 2 arccos 87 8 ,7 A zzmn 116 . 1 56.21tan 79.23tan tan tan 8 ,7 2, 1 603 . 1 23 39 1 4120 41 1 8 7 21 2 z z zz z ，相差不大，近似满足轴向力平衡的关系。5 . 0487. 0116 . 1 603. 1 3 3）确定档）确定档齿轮的齿数齿轮的齿数 22 6, 5 112 . 1 41 20 280 . 2 2 1 3 6 5 z z i z z 由 得： 6, 5 65 cos2 zzm A n ， 取812.61 3 22cos1002 cos2 6, 5 65 n m A zz 62 65 zz ， 取，；62112 . 1 66 zz356.29 112 . 2 62 6 z29 6 z332962 5 z 修正修正 3 i 332 . 2 29 33 20 41 6 5 1 2 3 z z z z i 16 （合格）%5%28 . 2 %100280 . 2 /280 . 2 332 . 2 % 3 i 修正修正 6, 5 56.21 1002 29333 cos 2 arccos 65 6, 5 aec A zzmn 116 . 1 56.21tan 79.23tan tan tan 6, 5 2, 1 437 . 1 29 33 1 4120 41 1 6 5 21 2 z z zz z ， 相差不大，近似满足轴向力平衡关系。5 . 0321 . 0 116 . 1 437 . 1 4 4）确定）确定档齿轮懂得齿数档齿轮懂得齿数 22 4, 3 737 . 0 41 20 510 . 1 2 1 4 4 3 z z i z z 由 得： 4, 3 43 cos2 zzm A n ，取812.61 3 22cos1002 cos2 4, 3 43 n m A zz 61 43 zz ， ，取 ，61737 . 0 44 zz118.35 737 . 1 61 4 z35 4 z263561 3 z 修正修正 4 i 523 . 1 35 26 20 41 4 3 1 2 4 z z z z i （合格）%5%86 . 0 %100510 . 1 /510 . 1 523 . 1 % 4 i 修正修正 4, 3 79.23 1002 35263 arccos 2 arccos 43 4, 3 A zzmn 00 . 1 79.23tan 79.23tan tan tan 4, 3 2, 1 17 171 . 1 35 26 1 4120 41 1 4 3 21 2 z z zz z ，相差不大，近似满足轴向力平衡关系。5 . 0171 . 0 00 . 1 171 . 1 5 5）确定倒档传动比）确定倒档传动比 倒档齿轮的模数往往与一档相同，倒档齿轮一般在 2133 之间选择。初选 ，初选23 10 z30 . 5 R i 由 得： （2-100 2 1 139 zzmA143.57 5 . 3 10021002 139 n m zz 7） 取60 139 zz 由 得：， （2- 13 9 1 2 z z z z iR585 . 2 41 20 30 . 5 2 1 13 9 z z i z z R 8） 由（2-7） 、 （2-8）得：，60585 . 2 1313 zz ，取 ，则736.16 13 z17 13 z43 9 z 修正修正 R i 185 . 5 17 43 20 41 13 9 1 2 z z z z iR 中间轴与倒挡轴的中心距中间轴与倒挡轴的中心距 A mmzzmA n 70)1723(5 . 3 2 1 )( 2 1 1310 第二轴与倒档轴的中心距第二轴与倒档轴的中心距 A mmzzmA n 5 . 115)2343(5 . 3 2 1 )( 2 1 109 mmmmAA100 5 . 185 5 . 11570 为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 9 和 13 的齿顶圆应保持有 以上的间隙。mm5 . 0 由得：0 . 2/4 139an hzzmA mmmm5 . 042/1417433100 修正后各挡的传动比： 18 ； ； ； ； ；036 . 5 1 i476 . 3 2 i332 . 2 3 i523. 1 4 i1 5 i185 . 5 R i 6 6）齿轮精度的选择）齿轮精度的选择 根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取为 6 级，为 7 级。 41 zz 135 zz 7 7）齿轮螺旋方向）齿轮螺旋方向 斜齿轮传递扭矩时，产生轴向力并且作用到轴承上，设计时，力求使中间轴上同 时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命，且，为使工 艺简单在中间轴的轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的或者仅取为两种螺旋角。 所以，中间轴上的全部齿轮的螺旋方向一律应取为右旋，则第一轴、第二轴上的斜齿 轮应取为左旋。 8 8）齿轮变位系数的计算）齿轮变位系数的计算 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位系数，除了避免齿轮产 生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强 度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别 予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。 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。 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，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。 变速器齿轮是断续工作的,各档使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受 冲击负荷。使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位 系数只要应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。 对于常用的高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，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,应使所选用的变位系数尽 可能取大些,这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应 力。对于低挡齿轮，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小 齿轮的弯曲强度，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，此 时小齿轮的变位系数大于零。为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能 19 降低两齿合齿轮的相对滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。 利用变位系数封闭图分配变位系数是目前较好的一种方法，它比较全面地综合了 各种限制条件和各种传动质量指标。使用该图分配变位系数可不必校核是否干涉、根 切、齿顶变尖以及重合系数过低等情况。 变位系数的计算：已知实际中心距、AmZ 标准中心距 cos2/ 21 zzmA n 端面压力角： t acos/tantan nt a 端面啮合角 : ； t a 2121 /tan2zzaXXinvainva ttttt ttt aainva tan ； tt aaAAcos/cosAaAa tt /cosarccos 整理得： ttttt azzinvainvaXXXtan2/ 2121 根据以上各式计算得： 0 2, 1 X 0 4, 3 X 0 6, 5 X 0 8 ,7 X 0 10, 9 X 0 12,11 X 0 13,12 X 表 2-1 通过软件六艺方圆计算出各个啮合齿轮副分配变位系数 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 11 z 12 z 13 z z20412635332939234417431723 b25202520202522272328161841 427423 427423 633321 633321 427423 0 0 n m (mm) 3.03.03.03.03.03.53.5 t m (mm) 3.2793.2793.2263.2263.7293.53.5 n a 20202020202020 t a 721421 721421 222221 222221 721421 20 20 wt a 21.691 21.691 373.21 373.21 691.21 20 20 v z 26 .1 05 53.5 15 33. 936 45. 683 41. 022 36.0 50 48. 481 28.5 91 57.4 31 22. 189 431723 a h 3.2.253.32.62.23.182.23.752.023.92.623.4.37 20 (mm)75 0 07525800500575593 8 5 f h (mm) 3. 00 0 4.50 0 3.3 75 4.1 25 3.9 30 3.57 0 4.5 00 3.00 0 4.72 5 2.7 75 5.25 0 3. 93 8 3.50 0 d (mm) 65 .5 72 134. 422 85. 243 114 .75 0 106 .44 8 93.5 45 125 .80 2 74.1 91 114. 258 55. 736 150. 500 59 .5 00 80.5 00 a d (mm) 73 .0 72 138. 922 91. 993 120 .00 112 .08 8 99.9 05 130 .30 2 81.6 91 148. 308 63. 686 155. 750 67 .3 75 89.2 50 f d (mm) 59 .5 72 125. 422 78. 493 106 .50 0 98. 588 86.4 05 116 .80 2 68.1 91 134. 808 50. 186 140. 000 51 .6 25 73.5 00 x 0. 25 - 0.25 0.1 25 - 0.1 25 - 0.0 6 0.06 - 0.2 5 0.25 - 0.32 5 0.3 25 - 0.25 0. 25 0.12 5 y 0. 15 0 0.13 3 0.1 53 0.1 42 0.1 42 0.14 1 0.1 31 0.15 2 0.13 0 0.1 55 0.13 6 0. 13 5 0.15 3 直齿圆柱齿轮：直齿圆柱齿轮： 斜齿圆柱齿轮：斜齿圆柱齿轮： 分度圆直径： 端面模数：mzd cos m mt 齿顶高： 分度圆直径： naa xhmh * zmd t 齿根高： 齿顶高： naf xchmh * tata xhmh * 齿顶圆直径： 齿顶圆直径： aa hdd2 aa hdd2 齿根圆直径： 齿根圆直径： ff hdd2 ff hdd2 齿根高系数： 齿高：25 . 0 * n c fa hhh 齿顶高系数： 齿全高：0 . 1 * a h * 2chmh at 21 2.2 齿轮的强度计算及材料选择 2.2.1 齿轮损坏的形式 变速器齿轮的损坏有以下几种形式： 1 1）齿轮折断齿轮折断 齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受集中载荷的作用，可以把齿轮看作是悬臂梁， 齿轮根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有集中应力，故齿轮根部很容易发生断裂，齿 轮折断有由冲击再和造成的和疲劳损坏造成的，变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多。 2 2）齿面磨损齿面磨损 当啮合面间落入磨料性物质时，齿面即被逐渐磨损而报废，这种磨损称为磨料磨 损。 3 3）齿面点蚀齿面点蚀 齿面点蚀是闭式齿轮传动常出现的一种损坏形式，齿轮由于接触应力作用，导致 齿面表层一块块剥落，由此产生齿形误差变大，产生动载荷。 4 4）塑性变形塑性变形 塑性变形属于齿轮永久变形一大类的失效形式，它是由于过大的应力作用下，轮 齿材料处于屈服状态下而产生的齿面或齿体塑性流动而形成的。 5 5）齿面胶合齿面胶合 齿面胶合是齿面间得压力大，瞬时温度高，润滑效果差，当瞬时温度过高时，相 啮合的两齿就会发生粘在一起得现象，由于此时两齿轮又在作相对滑动，相粘合的部 位即被撕裂，于是在齿面上沿相对滑动的方向形成伤痕，即为齿面胶合。 2.2.2 齿轮强度计算 1 1）齿轮接触应力）齿轮接触应力 j bz j b FE 11 418 . 0 式中：齿轮接触应力； j 齿面上的法向力，；F N coscos 1 F F 圆周力，； 1 F N d T F e 2 1 计算载荷； e T 22 节圆直径；dmm 节点处压力角； 齿轮螺旋角； 齿轮材料的弹性模量；取EMPa 6 101 . 2 E 齿轮接触的实际宽；bmm 、主、从动齿轮节点处的曲率半径， z b mm 直齿轮：、；sin zz rsin bb r 斜齿轮：、； 2 cos sin z z r 2 cos sin b b r 、主、从动齿轮的节圆半径。 z r b r 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，常啮合齿轮和高档：2/ maxe T ；一档和倒档：，这里取发动机的最大转矩。 、MPa14001300MPa20001900 maxe T 整理得： 直齿轮： 从动主动 zzzbm ETg j 11 cossin 2 418 . 0 2 max 斜齿轮： 从动主动 zzzbm ETg j 11 cossin cos2 418 . 0 2 3 max 齿轮 1：1400MPa-1300MPa610.717 j 齿轮 2：1400MPa-1300602.526MPa j 齿轮 3：1400MPa-1300642.411MPa j 齿轮 4：1400MPa-1300619.042MPa j 齿轮 5：1400MPa-1300646.051MPa j 齿轮 6：1400MPa-1300616.410MPa j 齿轮 7：1400MPa-1300MPa268.855 j 23 齿轮 8：1400MPa-1300MPa944.876 j 齿轮 9：2000MPa-1900MPa674.306 j 齿轮 10：2000MPa-1900MPa670.385 j 齿轮 11：2000MPa-1900MPa870.675 j 齿轮 12：2000MPa-1900828.011MPa j 齿轮 13：2000MPa-1900MPa864.1701 j 2 2）齿轮弯曲强度计算）齿轮弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力直齿轮弯曲应力 w bty KKF f w 1 式中：弯曲应力； w MPa 圆周力，； 1 F N d T F e 2 1 计算载荷； e TmmN 节圆直径；dmm 应力集中系数，可以近似取; K65 . 1 K 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应 f K 力的影响也不同：主动齿轮，从动齿轮；1 . 1 f K9 . 0 f K 齿宽；bmm 端面齿距，是模数；tmmmtm 齿形系数，如图 2-1 示：y 整理得： zybm KKT fg w 2 max 2 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒档直齿轮的许用弯 e T maxe T 24 曲应力在，货车可以取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的需用MPa850-400 应力应该取下限。 图 2-2 齿形系数图 斜齿轮弯曲应力斜齿轮弯曲应力 w btyK KF w 1 式中：弯曲应力； w MPa 圆周力，； 1 F N d T F e 2 1 计算载荷； e TmmN 节圆直径,，是法向模数， 为齿数，为齿dmmcos/zmd n n mmmz 轮螺旋角； 应力集中系数，； K50 . 1 K 25 齿面宽；bmm 端面齿距，；tmm n mt 齿形系数，可按当量齿数在图 2-1 中查得；y 3 cos/zzn 重合度影响系数， K0 . 2 K 整理得： yKzbm KT n g w 2 maxcos 2 计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和 e T maxe T 高档齿轮，许用应力在范围，对货车为。MPa350-180MPa250100 齿轮 1： MPaMPa w 250100142.4675 齿轮 2：MPaMPa w 25010097.9742 齿轮 3：MPaMPa w 250100107.4416 齿轮 4：MPaMPa w 250100107.4956 齿轮 5：MPaMPa w 250100115.8799 齿轮 6：MPaMPa w 250100106.2388 齿轮 7：MPaMPa w 25010096.6232 齿轮 8：MPaMPa w 25010011
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