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压缩包内含有CAD图纸和说明书,咨询Q 197216396 或 11970985 摘 要本设计是3吨载重跃进货车变速器设计，变速器是由传动机构和操纵机构构成的。绪论部分是本次设计的背景及设计综述。设计部分是本设计说明书的重点部分，第一步要选定变速器传动方案；其次要确定零部件结构方案；之后需要根据任务书中给定的货车各项数据，根据汽车设计丛书选取出压力角、螺旋角、重合系数、弹性模量等系数，并找出算法公式来计算出齿轮的齿数、传动比、轴的尺寸、中心距等数据。最后一步就是校核齿轮的接触和弯曲强度以及轴的刚度和强度。所有的数据都得出后，最后一步是使用制图软件完成零件图和组装图。关键词：货车变速器；零部件；设计参数；校核；VIIAbstractThis design is about the transmission of the Yuejin 3 tons truck. transmission is made up of drive mechanism and operating mechanism. The introduction part is about the background of the design and design review. Design is the key part of the specification design , the first step is to select the transmission scheme; the second is to determine parts structure scheme; Then according to the specification given in the data, select the pressure Angle, helix Angle, overlap coefficient, modulus of elasticity coefficient in automotive design books, and find a algorithm formula to calculate the number of teeth on the gears, transmission ratio, the size of the shaft, center distance and other data. The final step is to check the contact and bending strength of gear and shaft stiffness and strength.Eventually after all the date are obtained ,we need to to use graphics software finish the detail drawing and assembly diagram.Key words: Truck transmission; Components. Design parameters; Check;VIII 目录摘 要IIIAbstractIV1 绪 论11.1 课题研究背景11.2 3吨载重跃进货车设计综述12 传动系方案的确定22.1 变速器的选取22.2 中间轴五挡手动变速器构造分析23 零部件结构方案设计63.1 齿轮的确定63.2 换挡结构形式选择63.3 轴承的选取63.4 操纵机构选择73.5 同步器的选择84 主要参数的选择与计算144.1 确定最大、最小传动比144.2 确定轴向尺寸154.3 挡位数的确定154.4 中心距的确定154.5 轴的直径确定164.6 齿轮参数选择165 设计合理性校核225.1 齿轮材料的选择原则225.2 变速器齿轮弯曲强度校核225.3 轮齿接触应力校核265.4 轴设计计算276 结论35参考文献36致 谢37III1 绪 论1.1 课题研究背景变速器在车辆的传动系中举足轻重，它是通过换挡来协调引擎转速与车轮实时行驶速度以实现发动机最佳性能的，它具有变速增扭、中断汽车传动、实现汽车倒行等功能。变速器在传动系中布置的是否恰当对车辆的动力性和燃油经济性等都有不可忽视的影响。同时变速器技术的发展也是衡量汽车设计程度的一项重要依据。近年来变速器的发展动向如下：节能与环保。如今节能环保是整个时代的课题，在汽车领域，节能环保主要体现在传动系和发动机上，研发出零污染的燃料以及润滑油已经迫在眉睫。应用新型材料。材料工程学是当今科学界关注的新重点。新型材料在变速器中的应用不但能够使车辆技术得到提升，还可以完善车辆的性能。迄今为止，变速器的设计研发主要致力于在控制成本和体积的前提下，提高其性能、精度、效率以及使用年限等。1.2 3吨载重跃进货车设计综述本设计给出的参数有：尺寸参数：外形尺寸：65001960,20502275(mm)货箱尺寸：42301810,1900x370,420(mm)轴距：3600(mm)轮距：15841485(mm)接近角/离去角：25/16（度）最小离地间隙(mm)485发动机参数：最大功率：75(kw) 排量：3856(ml)性能参数及其它参数：最高车速：90(km/h) 轴数：2钢板弹簧片数(前/后)：8/9+3 轮胎规格：7.00-16为保证变速器工作优良，在设计中提出的要求如下：(1)选取合适的变速器挡数和传动比，尽量满足其能与引擎的参数和主减速比达到最优匹配。(2)设计空挡和倒挡，使得在需要的情况下能将引擎与驱动轮长期分离，使车辆可倒退行驶。(3)可以简易、精准、快速、省力操纵，以便缩短加速时间，提高汽车动力性能。(4)工作稳定，在车辆行使期间中不能有跳挡、乱挡和冲击等情况产生，需要时应设置动力输出机构。382 传动系方案的确定2.1 变速器的选取变速器按操纵方式大致分为手动操作和自动操作两类，本设计设计的是前者。手动操作的变速器很普遍驾驶员可以随心所欲的换挡，使用它的好处体现在：其技术最早被研发出来，并且时至今日仍然被广泛使用，没有被淘汰掉，并且技术日益精进，已然发展的非常纯熟，由此可窥见其稳定性和可靠性。纵观变速器市场不难发现，手动挡比自动挡性价比更高，构造也更简单，所以当需要维修时，拆装更方便，而且问题部件也一目了然。驾驶过程中的主观意志性能给司机提供操作乐趣。按传动比改变方式的不同，我们将变速器分为三种，第一种是无级式，因其传动比可在规定区域内做无限多级变化而得名；第二种是综合式，它由液力变矩器和有级变速器构成，被普遍使用；第三种就是我们选取的有级式，它是这三种中使用率最高的，它通过齿轮传动，有许多定值传动比。其传动比在区间内作无级变化。本设计选用的是有极式，因为其结构简单，造价廉价。有极式变速器有固定轴式和旋转轴式两种，我们通常选用前者。固定轴式又主要分为由一对齿轮变速的两轴式和由两对齿轮变速的三轴式手动变速器。其中，两轴式用在引擎后置且后轮驱动或者引擎前置前轮驱动的轿车上。中间轴式用于后轮驱动，引擎前置的轿车以及中、轻型货车上，所以三吨载重货车选用中间轴式。中间轴式变速器动力传输方案都有相同点：第一、第二轴中心线重合，中间轴在它们下方，所以第一，第二轴的各挡齿轮与中间轴对应的齿轮互相啮合。四挡直接挡就是将输入、输出轴直接连接起来传输扭矩的。当挂到四挡时，变速器的齿轮、轴承和中间轴均不承载负荷，但输入、输出轴仍传递扭矩，所以转矩经直接由输入、输出轴输出。此时变速器的传动效率能达到百分之九十几，且噪声低。由于直接挡的使用频率最高，其齿轮和轴承的损耗还少，可以延长变速器的使用期限，这也是中间轴式突出的优势；它另一个优势在于，除直接挡外的前进挡在工作时，动力需要依次通过放置在输入、输出轴和中间轴上的两对齿轮进行传输，所以即使中间轴与输出轴间中心距较小，依旧能够获得较大的一挡传动比。常啮合齿轮传动不受挡位高低限制；大多数情况下一挡之外的挡位和小部分一挡的换挡机构，都选取同步器或啮合套换挡，且大多安装在第二轴上。三轴式还有一个明显缺点，当四挡之外的其他挡工作时，其传动效率会有些许下滑。当挡位数一致的时候，同是三轴式，区别它们的方法就是看它们的常啮合齿轮对数，换挡方法和到传动设计。 2.2 中间轴五挡手动变速器构造分析中间轴式五挡变速器是由五个前进挡和一个倒挡构成的，其中一、二、三挡为减速挡；四挡是直接挡，五挡为增速挡。2.2.1 传动机构布置方案分析 本设计使用的是引擎前置、后轮驱动的布局方法，参见下图，引擎产出的动力顺次通过图中的1、2、3，再传递到主减速器、差速器、半轴上，最终带动汽车行驶，如图2.1。变速器输出轴的前端通过轴承支承在引擎飞轮上,离合器的从动盘通常装置于输入轴的花键上,万向节也是通过花键连接在输出轴的末端上的。使用斜齿轮传动的挡位，既能用同步器，又能用啮合套来换挡。但一旦出现，在同一个传动设计中，这两种换挡方式并存的状况，就必须将同步器放置在高挡，啮合套用在低挡。当三轴式变速器安装在前置后驱的小轿车上时，以使传动轴变短为目的，就需要使输出轴变长，超出段装设于附加的壳体内，同时为了使箱体主体部分体积变小并且使中间轴和输出轴的刚度变高，需要在附加壳体内放置倒挡传动齿轮和换挡机构。2.2.2 倒挡布置方案倒挡相对于其他的挡位来说，使用频率比较低,且都是在车辆停止状态下使用,所以大部分设计使用的都为直齿滑动齿轮方式。为实现倒挡传动的目标，我们可以使用两种方式。第一种是在中间轴与输出轴的齿轮传输路径中添加一个中间传动齿轮，如下图(a)方案所示。第二种方案是使用两个联体齿轮。第一种方法的结构比较简单，不过添加的的轮齿在不良影响最大的正、负交替变换的弯曲应力下运转，通常用于乘用车或轻型货车的四挡变速器中；另一种则运转在良好的单向循环弯曲应力下，且可让倒挡传动比略增。仅有少量的变速器使用构造复杂，高花费的啮合套或同步器换倒挡。图2.2所示为经常使用的的倒挡设计方案。图2.2(b)设计的好处在于使用中间轴一挡齿轮来挂倒挡，中间轴的长度变短了，箱体尺寸也会相应减小；缺点是换挡时有两对齿轮都要进入啮合，换挡过于麻烦，某些四挡的轻型货车用此方案；图2.2(c)设计的优点是其倒挡传动比相对而言很大，不足之处是换挡方式不尽如人意；图2.2(d)设计对c的不足之处做出了弥补，目前已经代替了c，通常在货车变速器中使用；图2.2(e)设计是增长中间轴上一挡和倒挡齿轮齿宽，并将其做成一体，且此设计通常用于所有齿轮都为斜齿圆柱的齿轮，优点是换挡操作很轻省。图2.2（f）设计普遍的使用情况以及优点和e均一致；从充分利用空间，缩减轴长的角度思考，有些货车倒挡传动采用2.2（g）设计，问题主要在于比其他设计多了拨叉轴，使得箱体内的构造变得更加复杂。一般c、d、e、f、g五种方案适用于五挡变速器。图2.2 倒挡布置方案一挡和倒挡由于传动比大，齿轮运转时施加在其上的力也变大，这造成了轴上出现的挠度和转角较大，间接造成工作齿轮啮合不良，最大的影响在于齿轮损坏加剧、工作噪音变大。因此，为了改善上述不良状况，两轴和三轴式变速器的一挡以及倒挡，都应安装在距离轴的后支承近的地方，在放置齿轮时要依据由低到高的挡位次序，此种方法不仅让轴的装配变得简单而且还能确保刚性足够。由于倒挡并不常用，所以尽管倒挡和一挡的传动比差别并不大，有些方案还是把一挡安置在距离轴较近的支承处，然后再安置倒。这种方法带来的缺点体现在倒挡运作过程中齿轮损耗变多，而且产生的噪音也会变大，不过相应的一挡运转时齿轮损耗和噪音都会变小，所以从综合角度来考虑，这种安排还是很合理的。从构造角度分析，倒挡设置在变速器的左侧或右侧均都可以，唯一的差异在于司机挂倒挡时将变速杆拨到那一边。通常我们设定一个克服弹簧所产生的力来提醒司机，防止意外挂入倒挡。所以，综合对比分析下列各设计不难发现，图2.3(b)、(c)、(e)的换挡方案要比(a)、(d)的方案更合理。对换挡不熟练的驾驶员来说，图2.3(a)、(d)的设计不是很人性化，缺点在于挂一挡时也需要克服为防止误挂倒挡而设置的弹簧力。另外，倒挡轴的受力情况也受倒挡中间齿轮在变速器中位置的约束。(a) (b) (c) (d) (e) 图2.3 变速杆换挡位置与顺2.2.3 其它问题由于接触应力过高，常用挡位的齿轮易有表面点蚀损坏。较为合理的设计方案是把高挡放置在离轴距离近的两头支承中间位置，这种布置方案下，由于轴形状改变促使齿轮偏转角小，因此其啮合情况良好，偏载概率降低了、能延长齿轮使用时长。手动变速器的传动效率和其在工作状态下参与运转的齿轮对数、功率、每分钟转速、各零部件的工艺性、润滑系统的有效性等因素都有着一定的关联性。图2.4所示的正是三轴式五挡变速器。其构造突出点在于每挡都使用同步器或滑动齿轮换。二轴设有中间支承，轴的刚度得以加强；为了使拆装齿轮和轴变得简单，变速器壳体需要沿着轴线所在平面分开。1一中间轴； 2一第一轴； 3一第二轴； 4一换挡拨叉； 5一定位钢球3 零部件结构方案设计3.1 齿轮形式的选择我们一般选择直齿和斜齿圆柱齿轮放置在变速器中。斜齿圆柱相对于直齿圆柱来说，使用的时间更长、更静音、运转时更稳定，不过它的加工工艺也更复杂，运转时产生的水平方向上的力会对轴承造成不良影响。所以虽然常啮合齿轮选取斜齿轮会致使变速器重量和转动惯量变大，但是毕竟利大于弊。一般情况下只有一挡和倒挡使用直齿轮。本设计倒挡使用直齿圆柱齿轮，一、二、三、四、五挡用斜齿圆柱齿轮。齿轮模数是影响齿轮强度的第一因素，当齿轮模数确定时，第二轴和中间轴间的中心距为每对齿轮齿数之和与模数乘积的一半。影响齿轮强度的其他因素有材料的质量、啮合率、热处理、齿宽齿形、误差等。3.2 换挡结构形式的确定常用的换挡方式有三种，第一种是直齿滑动齿轮、第二种是同步器、第三种是啮合套。第一种方式缺点很显著，在驾驶过程中，齿轮多样化的角速度会产生施加在齿轮端面上的冲击力，同时还伴有噪音。这使得齿轮端面损耗加速最终提前结束使命，致使司机不能以轻松的心情开车，而且换挡时的噪音减低了汽车的舒适度。只有技术熟练的驾驶员，才能克服上述缺点，但是依旧会影响驾驶安全性。所以即使这种方法结构简单，目前也已使用的很少了【7】。二轴齿轮和中间轴齿轮啮合，因此啮合套换挡也适用。这种方式的优点在于换挡行程短，形成的冲击载荷可作用于更多的结合齿上，并且不需要使用轮齿换挡，延长了其使用的时长。缺点在于，一方面换挡冲击依旧存在，仍需要司机有着优良的驾驶技术，另一方面由于增设了常啮合齿轮和啮合套，旋转部分的惯性力矩变大。因此，一般只有挡位要求较低，或者是大型货车会采用此方法。现在大多数汽车的换挡方案都是同步器。主要原因在于同步器有换挡快、静音、零冲击、新手也能适用等优良性能。这些优点能够使得车辆的驾驶更安全、成本更低而且加速更快。但同步器的缺陷也很明显，相较于前两种，它的制造工艺更繁复精密，而且比较宽，使用的时长还短，不过综合考虑还是利大于弊的。3.3 轴承的确定由于轴支承一直在做旋转运动，所以它与壳体或其它部分以及齿轮与轴不做固定连接处应通过轴承来连接。我们频繁使用的轴承有圆柱、圆锥滚子轴承，滚珠、球以及滚针轴承。过去，滚珠轴承被广泛使用。但是近年来，变速器转递功率与质量之比有越变越大的趋向，且箱体内尺寸变大，性能也更高，所以越来越多的使用圆锥滚柱轴承了。圆锥滚子轴承具有直径小、宽度大、尺寸大且能在高载荷状况下工作，在预紧轴承之后能除去水平方向上的缝隙和窜动的优点，但是它也存在着缺点，预紧使得装配变得复杂，且摩擦损耗后导致轴偏离水平位置，使齿轮无法正确啮合。当轴与齿轮间不固定连接并存在着相对位移时，一般选用滚针轴承和滑动轴套。前者的优点在于其定位和运转精度高、滚动摩擦消耗小、垂直方向上配合间隙小、传动效率高、齿轮啮合性好。后者的优点在于制造容易、成本低，但缺点正与前者的优点相反，而且工作过程中的噪音还很大。轴受到的构造约束和承载特性决定了应在何处采用何类轴承。汽车变速器构造一般都比较紧凑、体积不大，宜使用尺寸小的轴承。举个例子，变速器输出轴的前端支承处于输入轴常啮合齿轮的内腔中，如果内腔大小合适，就放置圆柱滚子轴承，相反就放置滚针轴承。输出后端通常选取球轴承来承受垂直与水平方向上的力。变速器输出轴的支承在飞轮的腔里，有足够大的空间，采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。原则上不管是前还是后轴承都能够承受中间轴齿轮运作时产生的水平方向上的力，不过当壳体前端不能安装轴承盖的时候，此力需要由后轴承承担。此时后端一般选取圆柱滚子轴承或者外圈有挡圈的球轴承。前端用圆柱滚子轴承承受直径方向上的力【6】。输入输出轴后部和中间轴的前、后轴承，按直径系列通常选取中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴径由中心距直接决定，且壳体后壁两轴承孔间的间距不小于620mm【6】。变速器输出轴的斜齿轮与输出轴间多选择滚针轴承，少数选择滚针轴套，因为前者与后者相比较传动效率高，定位精度高有利于齿轮啮合，飞溅润滑能满足要求。3.4 操纵机构的选定操纵机构的原理是通过控制换挡结构件在一定区间内移动不同的距离来获得所需挡位。一挡和倒挡可以使用轴向滑动直齿齿轮换挡，常啮合齿轮可以使用移动啮合套换挡；二挡以上可用同步器换挡。3.4.1 设计时应满足的基本要求：1要有锁止设备，包括自锁、互锁和倒挡锁；2换挡动作要省力，使司机不易产生疲劳感；3驾驶员操作舒适；3.4.2 换挡位置设计操纵机构首先要确定换挡位置。换挡位置的确定主要从换挡方便考虑。为此应该注意以下三点： 1按换挡次序来布置 ；2将常用挡放中间，其它挡放两边；3将倒挡放置在最靠边的位置来避免误挂倒挡，有时于1挡在同排。3.4.3 变速器传动路线的最终选定挡：一轴12中间轴109二轴9、11齿轮间的同步器输出挡：一轴12中间轴875、7齿轮间的同步器二轴输出挡：一轴12中间轴655、7齿轮间同步器二轴输出挡：一轴1、3齿轮间同步器二轴输出挡：一轴12中间轴431、3齿轮间同步器二轴输出R挡：一轴12中间轴121311二轴输出3.5 同步器的选择同步器在变速器中的主要作用是使换挡轻、快、稳、静，且增加齿轮寿命、提高汽车速度和经济性。同步器的种类主要有三种，其中的一种是常压式，还有一种是叫做惯性增力式，最后一种是惯性式，也就是我们这次要选用的。惯性式同步器又有滑块、锁销、锁环等不同构造的，不过这并不影响它们实现对同步器的基本要求。它们的共同点是内部的摩擦、弹性、和锁止元件相同，而且都有着阻止换挡元件在角速度不完全相等前工作的良好能力。综合考虑，锁环式更适合我们的设计。3.5.1 锁环式惯性同步器构造见图3.2，锁环式与其它形式的区别就在于其摩擦元件在锁环和齿轮凸肩部分的锥形斜面上。锁止元件做在锁环上的齿和啮合套上的齿的端部，端部均为斜面故称为锁止面。位于啮合套座两侧的弹簧圈就是弹性元件，其用处是将放在啮合套座花键上，中间呈凸起状的滑块压向啮合套【9】。在不换挡时滑块的凸起嵌在啮合套中部的内环槽里来使换挡零件保持中立。滑块两头卡在锁环缺口中，滑块尺寸要比缺口的窄一个接合齿【8】。3.5.2 重要参数的选取和计算 (1)接近尺寸b就是当同时满足同步器换挡处于初始阶段，滑块侧面压在锁环缺口侧边上，啮合套相对滑块还没有开始作横向移动这三个条件的时候，锁环接合倒角和啮合套接合齿间的横向长度。为正数，。选。 (2)分度尺寸滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，锁环接合齿和啮合套接合齿中心线间的长度就是。接合齿齿距的大小是的四倍。初定。 (3)滑块转动距离见图3.3，分度尺寸大小同滑块在锁环缺口内转动距离有着密不可分的联系。、滑块宽度、缺口宽度尺寸间有着这样的算法公式： 和接合齿齿距间呈正相关，关系式： 这里的是滑块横向移动后的外半径，是接合齿的分度圆半径。图3.3 滑块移动距离 (4)滑块端隙在图3.4中，锁环缺口端面和滑块端面间的缝隙宽度就是，而锁环端面和啮合套端面的缝隙是，而且。本设计选取，【9】。锁环端面与齿轮接合端面间的缝隙指的就是后备行程，的取值区间为，这里选择。 （5）摩擦因数和摩擦锥面角 同步器工作频率很高，因为在驾驶过程中高挡区换挡次数很多。由于同步器工作在在连接齿轮与同步环间有角速度不相等的情况下，因此应该使用耐磨系数高的材料制造同步环同步环以保证足够的使用寿命。摩擦力矩与摩擦锥面角呈负相关。为了防止摩擦面自锁，和的数值必须要满足：。常用。如果选，当锥面粗糙度很高的时候，就会出现粘着和咬住现象【11】。本设计中。 （6）锥面的工作面宽摩擦锥面的工作面宽可以用摩擦表面许用压力来选定。本设计中选取的： （mm） （3-1）式3-1中：摩擦力矩，Nmm，； 摩擦系数，鉴于同步器摩擦副的工作环境，我们选取；摩擦面的平均半径，它其和呈正相关，这里取为； Nmm通过算法31可以算出： （7）锁止角选取合适的后，如果换挡的两部分的角速度值不相等，那么就不能换挡。锁止角的选定要参考受、和锁止面平均半径的值【7】。的选择区间是。此次我们选用。 （8）同步时间与轴向力 轴向力的选取区间为，本设计可以取下限。同步时间选取区间是应在0.10.5s范围内。3.5.4 同步器计算惯性式虽然在布局设置有区别，但运作道理和其他形式的并没有什么差异，都是依靠接合件的惯性力来防止提前挂挡。图3.5是计算模型。在分析计算中，常温条件下假设在同步过程中车速恒定，且忽略润滑油阻力对齿轮转速的影响，在换挡的那一刻，输出端的转速恒定，输入端通过摩擦力实现与输出端达成一致。同步时间： （3-2）算法3-2里：离合器从动盘、第一，第二轴常啮合齿轮连接在一起转动的齿轮的转动惯量；同步器输出端的角速度；同步器的摩擦力矩；发动机曲轴的角速度，；、分别是变速器第和（）挡传动比，；换挡力；同步器摩擦面的摩擦系数；、R摩擦锥面的半锥角和平均半径；发动机转速，从低向高换挡时选用最大功率或最大转矩下的转速。摩擦锥面的滑磨功的算法是： 由32推导出： 因此： 滑磨功与其摩擦面积相除算得的数值就是同步器比：高，低挡的q的要求分别是，0.30.5 。为了防止在提前挂挡，摩擦力矩的数值一定要比脱锁力矩。由资料查得托锁力矩为： 根据得同步器的锁止条件： （3-3）3-3算法里：锁止面的锁止角； 锁止面的平均半径; 能够满足设计要求。 第4章 主要参数选择与计算 4 主要参数的选择与计算变速器设计过程中选取的各主要参数对变速器的各项性能和发动机同其它传动系间的匹配性影响巨大，所以，选择合适的主要参数尤为重要。4.1 确定最大、最小传动比变速箱瞬时输入输出速率的比值就叫做传动比。它的变化区间的大小与工作环境、引擎的参数、汽车的最大行驶速度等有关。轻型货车在56之间。驾驶车辆在最大爬坡路面上移动时，其最大驱动力必须要大于上坡阻力和轮胎与路面间产生的滚动阻力之和。在这种情况下车速不高，所以空气阻力可以忽略，这时： （4-1）式4-1中：最大驱动力；即 Error! No bookmark name given.滚动阻力；即 最大上坡阻力。即 把以上参数代入得： （4-2）4-2式中的各参数如下：发动机最大扭矩，=300Nm；变速器一挡传动比；主传动器传动比，=4.875；汽车总质量，6290kg；道路滚动阻力系数取0.020；传动系机械效率，取0.84；重力加速度；取=9.8；驱动轮滚动半径，取0.32m；汽车最大爬坡度为30，即 4.4,取=5.7 由 式中，各挡之间的公比是常数，其大小应该不超过1.71.8。由中等比性质，得：=1.0(直接挡)=5.7, =3.184, =2.367, =1 。最高挡位为超速挡，其值一般在0.70.8间选取，我们选择=0.72。4.2 确定轴向尺寸变速箱的轴向长度的大小受齿轮参数、挡位数、换挡方式等的约束，它能够依照齿径、倒挡中间齿轮和换挡装置的安排来初步选定。货车变速器的横向长度的选取依据： 四挡 （2.22.7）A五挡 （2.73.0）A 六挡 （3.23.5）A4.3 挡位数的选择变速箱有几个前进挡它的挡数就是几，其挡位数越高其每百公里的油耗就越少，行驶花费的成本就会降低。载重在两吨到三点五吨间的的轻型货车一般都是用三、四、五挡的变速器，挡数选择要求如下：(1)靠在一起的两个挡位的传动比相除得到的结果要小于1.8。(2)随着挡位数的变大，紧靠的两挡传动比比值逐渐变小(如 i4/i5i3/i4 )。 对于本设计中载重为3吨的跃进载重货车，选用5挡手动变速器。4.4 中心距的确定中间轴的中心线到输出轴中心线间的垂直长度就是中心距A。A随齿轮的接触应力的变大而变小，而且接触应力变大带来的不良影响是齿轮使用时长变短。所以，需要在选取能满足齿轮必需接触应力的前提下选择允许的A最小值。此外，齿轮的大小，重量等尺寸的选择也要受中心距约束。 初选中心距可根据经验公式计算14： （4-3）式4-3中：变速器中心距（mm）；发动机最大输出转距为300（Nm）；变速器一挡传动比为5.7；变速器传动效率，取96%。中心距系数，货车范围8.69.6，取9.0=9.0=106.20mm货车的可以在区间80170mm内选取，初步选择=106mm。4.5 轴的直径确定在工作中，轴承必须要有充足的强度和刚度以备承受其上受到的扭矩和弯矩。当不能满足此条件时，轴在载荷施加下，形状容易发生大的改变，这种改变带来的最大问题是使得齿轮传动系不能正常运转，间接缩短其使用时长，而且还会出现大的噪音。在轴的设计过程中，以下几点需要着重思量：轴横向和竖直方向上的大小、强度和刚度、外形构造、花键式样等。轴的构造在考虑加工装配技术的情况下依照变速器布局设置要求来确定。在确定了变速器结构方案的情况下，下一步就是选定轴长了。在选择轴长时必须要放在首要位置上考虑的因素就是刚度，只有在轴的轴径向尺寸符合下式的情形下，才能有足够的刚度：第一轴及中间轴：=0.160.18第二轴： =0.180.21三轴式变速器二轴以及中间轴最大轴径计算公式是： =（0.450.6）（mm） 4.6 齿轮参数选择4.6.1 模数选取 齿轮模数选取的一般原则： 1）通过减小模数和增加齿宽来削弱噪音； 2）通过增大模数和选用窄齿来缩减重量； 3）从加工方便性考虑，所选取的模数应具有一致性； 4）从强度角度思量，所有模数又应该具有差异性。 对于货车，在选取的模数符合国家标准的规定的情况下，应更注重减小质量，所以模数尽量选得大些，齿轮模数范围如表4.1：表4.1 汽车变速器齿轮的法向模数车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表4.2 汽车变速器常用齿轮模数表初选模数时，三吨载重跃进货车总质量6吨多，根据表4.2可选用：所有齿轮的模数均选用m=4，同步器齿轮选用m=3。4.6.2 压力角选取压力角与齿轮刚度、传输动力稳定性、噪音、进出啮合的动载荷、弯曲和接触强度呈正相关，与重合度呈负相关。虽然从理论角度思量，以增大齿轮强度为目的，货车的压力角应选取 22.5或25。但是在实际操作中，大多使用国标20。4.6.3 螺旋角只有斜齿轮有螺旋角。螺旋角的大小直接决定了齿轮工作时的强度、施加于轴承上轴向力的大小和产生的噪音高低。随着螺旋角的加大，齿轮的重合度、工作稳定性、接触弯曲强度也会得到增大和提升，噪声会越来越小。不过大超过30后，弯曲强度会突然猛烈下降。所以一方面从使低挡齿轮的弯曲强度不至于过低的角度来思考，值我们通常在1525的区间内选择；另一方面为了能维持较高的重合度和接触强度，螺旋角的大小又不能取的太小。上段提到的施加在轴承上的轴向力是斜齿轮在工作过程中出现的。在理论上，设计过程中，中间轴上各挡齿轮螺旋角应选取不同大小，目的是让共同运作的两组齿轮产生的轴向力能够达到平衡。这种设计理念的目标是让轴承上承受的载荷变小，轴承的使用期限延长。所以。但实际上，在中间轴轴向力不大的情况下，从使工艺简便角度出发，常取相同螺旋角，或仅取两种螺旋角。对于货车，其斜齿轮螺旋角选用区域：1826，均取24 4.6.4 齿宽选择齿宽时一定要小心谨慎，因为齿轮的工作性能、外观特性、包括和它紧密相连的轴的一些参数也与其息息相关。我们通常选取小的齿宽来达到减轻变速器的重量和宽度的目的，但这种方法的缺点是会让斜齿轮的传输动力的稳定性削弱，为了弥补这个缺陷，我们采用加大的方式，不过任何方法都有利有弊，虽然加大螺旋角弥补了稳定性，但促使轴承承载的轴向力变大，以至于轴承使用时长缩短。如果选取的齿宽过大，轴的形状改变，齿轮不能保持水平，齿宽方向上的力不能均匀施加在齿上，不仅会降低齿轮的使用时长，还减弱了其承受载荷的特性。齿宽b和m之间有着固定的关系式：直齿，齿宽系数，选取区间为，取。斜齿，选取区间为，取=7.0啮合套或同步器接合齿的宽度可在范围（24）毫米内取用。4.6.5 齿轮变位系数 1、采用变位齿轮的原因： （1）配凑中心距； （2）提高齿轮强度和寿命； （3）降低噪声。 2、变位系数的选择原则 ： (1）选择高挡齿轮变位系数时，要最大化满足抗胶合及耐磨损，且确保最大接触强度。(2）为提高小齿轮的齿根强度，在低挡齿轮变位系数的选择上，应根据危险断面齿厚相等的原则。 （3）齿轮齿根抗弯强度随变位系数减小而降低。但吸收冲击振动效果好，噪声小。变位系数: （4-4） 式4-4中，z为要变位齿轮齿数。4.6.6 齿顶高系数齿轮的许多因素都与齿顶高系数有着不可分割的关联性。比如说它与齿轮重合度、弯矩和弯曲应力都呈正相关，与噪声呈负相关。以前齿轮的制造工艺不完善，误差大，而且普遍认为是齿轮的齿顶承受着全部的载荷，也因此选取过的值小于1.00的短齿制齿轮。加工技术精进后，不再采用短齿制齿轮，齿顶高系数标准为1.00。细高齿的值大多数情况下都不小于1.00，它的优势在于齿根强度、齿轮啮合的重合度都较高，而且噪音还小。采用细齿轮时，保证齿顶厚度不小于0.3且齿轮无根切和齿顶干涉。本设计取为1.00。变速器基本参数列入表4.3：表4.3变速器参数表4.6.7 齿轮齿数分配初选了m、A和之后，要依照变速器的挡数、传动比和传动方案确定各挡齿轮的齿数。为了让齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比应尽量不取整。 1、确定一挡齿轮齿数 一挡传动比的算法：要想得到，就要先得到，一挡齿轮是斜齿齿轮。取，。修正初选的的算法是： 取整为。 2、常啮合传动齿轮齿数的选取：其传动比算法为：由式上得=15.37，取整为=15，所以=33。修正：|5.9-5.7|/5.7=0.0350.05(合格)修正：由 (+)/（2cos） 3、二挡齿轮为斜齿轮： 则=19.59，取整得=20 ；=28 修正：4、三挡齿轮为斜齿轮：+=48由式得=23.07 ,取23；=25。5、五挡为斜齿轮：+=由上式得=36.1，取整36；所以=12。修正:6、确定倒挡齿轮齿数：倒挡齿轮、均使用直齿滑动齿轮，的齿数在2123之间选取。初选=23，=12，初选后，和中间轴与倒挡轴的中心距可得出： （4-5）已知：，把数据代入式4-5，齿数取整，解得。为防止想啮合的倒挡齿轮12和11有运动干涉，它们的齿顶圆间应距要大于0.5毫米。 =70mm齿轮11的齿顶圆直径的算法公式是： 代入数据：计算倒挡轴和输出轴间的中心距：倒挡传动比的算法： , 第五章 设计合理性校核 5 设计合理性校核5.1 齿轮材料的选择原则（1） 满足工况的要求。由于工况的差异，齿轮传动目标各异，所以齿轮材料的选择也不一致。通常情况下，齿轮使用硬度高、强度大和耐磨的材料，（2） 合理配对材料。比如对于硬度小于等于350布氏硬度的齿轮，为使大小齿轮使用时长相近，小齿轮硬度应比大齿轮高3050布氏硬度。（3）考虑热处理及加工工艺。大齿轮一般选用铸钢或铸铁；中等及以下尺寸齿轮材料常选用锻钢。要求不高且尺寸较小时，使用圆钢作毛坯。软齿面和硬齿面齿轮都可以选用中碳钢，但前者又能选中碳合金钢，后者还可选用低碳合金钢。软齿面加工方式主要是调质或正火；硬齿轮则是切齿后表面淬火。由于齿轮持续传输动力，受到的冲击载荷大、损耗也大，要求高。经过渗碳和淬火工艺处理的硬齿轮符合要求，齿轮材料都选取20CrMnTi，硬度能达到5862洛氏硬度。5.1.1 齿轮的损坏情形齿轮的损坏情形如下：1轮齿折断齿轮折断的情形有两种：一种是齿轮在啮合时，齿面作用着集中载荷，所以轮根易发生断裂。另一种是在反复受到载荷的情况下，齿根出现疲劳裂缝，裂缝的深度在逐渐加深后极易出现弯曲断裂【6】。2齿面点蚀齿轮在运转过程中，相互啮合且遭受挤压，齿面上细小裂缝中的油温升高，油压变大，裂缝扩张，以至于齿表呈块状剥落而出现小麻点，称为齿面点蚀【6】。3齿面胶合高速运转且负荷大的齿面，在温度高，大的情况下，齿面间的润滑油膜被破坏，以至于金属齿面无缝接触，且高温部分，齿面易被熔焊粘连，使齿面在滑动方向上留下撕痕，称作齿面胶合。5.2 变速器齿轮弯曲强度校核5.2.1满足工作条件的标准 轮齿的渗碳层深度通常按照下述表5.1标准选取：表5.1 齿轮渗碳深度选取表大小渗碳层深度选取范围表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348。 5.2.2轮齿强度求解 1、轮齿弯曲应力求解 （1）直齿轮弯曲强度 （5-1）式5-1中：弯曲应力（M Pa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取； 摩擦力影响系数，主动齿轮的，从动齿轮的；齿宽（mm）；模数；齿形系数，其值可以从下图中查出。图5.1 齿形系数图当的数值取时，直齿轮取值范围是400850MPa。,主动轮：=526.1MPa满足设计要求。从动轮：=295.9MPa=297.33MPa（2）齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (52)式5-2中：圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）；斜齿轮螺旋角；应力集中系数，；齿面宽（mm）；法向齿距，； 齿形系数，斜齿轮按在图51中查取；重合度影响系数，=2.0。 上式可以扩展为： 2、齿轮校核 （1）一挡齿轮校核主动齿轮：已知：，=0.136 =165.34MPa从动齿轮：已知：Nmm，=0.12=205.3MPa （2）二挡齿轮校核主动齿轮：已知：，=0.122 =119.8MPa从动齿轮：已知：Nmm， ，=0.105=153.12MPa （3）三挡齿轮校核主动齿轮：,， ，,=0.118=107.7MPa从动齿轮：,Nmm， ,=0.11=127.02MPa （4）五挡齿轮的校核主动齿轮：,， ,=0.093=87.3MPa从动齿轮：,Nmm， ,=0.148=60.1MPa以上弯曲应力均小于范围100250MPa,所以均合格。5.3 轮齿接触应力的核算 （5-3） 5-3中：轮齿接触应力（M Pa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；压力角，是斜齿轮的螺旋角；齿轮材料的弹性模量（M Pa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；，主、从动齿轮曲率半径（mm），直齿轮：，斜齿轮：，；、 主从动齿轮节圆半径（mm）。当计算载荷的大小等于时，齿轮的范围如表5.2所示。通过计算得到各挡接触应力如下：一挡： 二挡： 三挡： 常啮合：五挡： 倒挡 ： 5.4 轴设计计算5.4.1 轴的设计第一轴的设计:第一轴上花键的直径可根据公式： =（4.04.6） （5-4） 式5-4中：变速器中心距，105mm； 发动机最大转矩，300Nm。d=26.830.8mm取d=28mm中间轴的设计:由汽车设计中有关中间轴中部直径d=(0.450.6)A，得d=47.2563mm,取d=50mm于中间轴d/l=0.160.18 则经计算得l=277.8312.5mm 初选l=310mm。第二轴结构设计:由汽车设计中有关第二轴中部直径d=(0.450.6)A，得取d=48mm对于第二轴d/l=0.180.21则经计算得l=238278mm初选l=278mm。5.4.2轴的刚度验算轴在垂直、水平面内挠度、以及转角可用下列算法求得：轴的全挠度计算公式是。轴在垂直和水平面内挠度的范围是：，。齿轮所在平面内的转角必须要小于等于。二轴弯曲受力示意图见图5.2：图5.2 二轴受力图 1、输入轴常啮合齿轮副与支点间的具体较小，承受的质量小，且挠度小，可忽略计算。 2、二轴的刚度（1）一挡时：NNN=-0.00196rad0.002rad（2）二挡时：NNN=-0.000001rad0.002rad（3）三挡时：NNN（4）五挡时：NNN（5）倒挡时：NNN（6）常啮合： 3、中间轴刚度的校核中间轴的受力图如图5.3所示：图5.3 中间轴受力图（1）一挡时：NNN