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NJ130系列低速载货汽车三轴五档变速器设计【汽车类】【20张CAD图纸】【优秀】

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A4第二轴后轴承盖衬垫.dwg---(点击预览)

A4第二轴后轴承挡油圈.dwg---(点击预览)

A4第一轴轴承盖衬垫.dwg---(点击预览)

A4第一轴轴承挡油圈.dwg---(点击预览)

A4取力孔盖衬垫.dwg---(点击预览)

A4倒档齿轮轴锁片.dwg---(点击预览)

A4中间轴轴承隔套.dwg---(点击预览)

A3第二轴后轴承盖.dwg---(点击预览)

A3第二轴凸缘.dwg---(点击预览)

A3第二轴.dwg---(点击预览)

A3第一轴轴承盖.dwg---(点击预览)

A3取力孔盖.dwg---(点击预览)

A3倒档齿轮轴.dwg---(点击预览)

A3中间轴.dwg---(点击预览)

A2第二轴三、四档齿轮.dwg---(点击预览)

A2第二轴一、二档齿轮.dwg---(点击预览)

A2第一轴.dwg---(点击预览)

A2倒档齿轮.dwg---(点击预览)

A2中间轴齿轮体.dwg---(点击预览)

A0变速器总成.dwg---(点击预览)

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关键词：: NJ130系列低速载货汽车五档变速器设计 cad图纸

资源描述：

NJ130系列低速载货汽车三轴五档变速器设计

71页 16000字数+说明书+外文翻译+开题报告+20张CAD图纸

A0变速器总成.dwg

A2中间轴齿轮体.dwg

A2倒档齿轮.dwg

A2第一轴.dwg

A2第二轴一、二档齿轮.dwg

A2第二轴三、四档齿轮.dwg

A3中间轴.dwg

A3倒档齿轮轴.dwg

A3取力孔盖.dwg

A3第一轴轴承盖.dwg

A3第二轴.dwg

A3第二轴凸缘.dwg

A3第二轴后轴承盖.dwg

A4中间轴轴承隔套.dwg

A4倒档齿轮轴锁片.dwg

A4取力孔盖衬垫.dwg

A4第一轴轴承挡油圈.dwg

A4第一轴轴承盖衬垫.dwg

A4第二轴后轴承挡油圈.dwg

A4第二轴后轴承盖衬垫.dwg

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摘要

课题来源于生产实际，依据《机动车安全技术条件》和《汽车机械变速器总成技术条件》，针对低速载货汽车的运行特点而设计。参与了汽车的总体设计，确定了汽车的质量参数，选择了合适的发动机，并且计算出汽车的最高速度。

　　　关于变速器的设计，首先选择标准的齿轮模数，在总档位和一档速比确定后，合理分配变速器各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定了齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图。根据经验公式初步计算出轴的尺寸，然后对每个档位下轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构和尺寸，绘制出各根轴的零件图。根据结构布置和参考同类车型的相应轴承后，按国家标准选择合适的轴承，然后对轴承进行使用寿命的验算，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。

　　　此变速器的齿轮都为标准齿轮，档位数和传动比与发动机参数匹配，保证了汽车具有良好的动力性和经济性。该变速器具有操纵简单、方便、传动效率高、制造容易、成本低廉、维修方便的特点，适合低速载货汽车的使用。

关键词：低速载货汽车；变速器；设计

Abstract

　　The topic comes from the production reality, which is based on the safety specifications for power driven vehicles operating on roads and the specifications for the automobile mechanical transmission. It designs the low-speed truck’s movement characteristic. The automobile quality parameters are determined, according to the automobile system design, choosing the appropriate engine, and calculating the maximum speed.

　　When design the transmission, first, we choose the standard gear modulus and determine all speed’s proportions after we choose the number of the transmission’s gears and the first gear, then calculate the gear’s parameter and the center distance, and the gear needs the intensity checking calculation. We determine gear’s structure, then complete drawing of the gears’ component. According to the empirical formula, we preliminary carry on the checking calculation to each gear’s rigidity and the intensity to determine the axis’ structure and size, and thus draw up various axis’ component drawing. After arranged structure and compared with the similar type of vehicle’s bearing, according to the national standard, we select the appropriate bearings, and then calculate the service life of the bearings. Finally drawing of the component and the assembly of the transmission are completed.

　　Because the transmission gear is the standard gear and the number of gears and speed’s proportions match to the engine conditions, which ensure the necessary power and economy. This transmission has many merits of simple operation, efficient, easy manufacturing, low cost, and convenient.

Key words: Low-speed Truck；Transmission；Design

前言1

1 低速载货汽车主要参数的确定4

1.1 质量参数的确定4

1.2 发动机的选型5

1.3 车速的确定6

2 变速器方案的设计与主要参数的确定8

2.1 设计方案的确定8

2.1.1 两轴式8

2.1.2 三轴式8

2.1.3 液力机械式9

2.1.4 确定方案9

2.2 零部件的结构分析10

2.3 基本参数的确定12

2.3.1 变速器的档位数和传动比12

2.3.2 中心距15

2.3.3 变速器的轴向尺寸16

2.3.4 齿轮参数17

2.3.5 各档齿轮齿数的分配21

3 齿轮的设计计算26

3.1 几何尺寸计算26

3.2 齿轮的材料及热处理27

3.3 齿轮的弯曲强度28

3.4 齿轮的接触强度30

4 轴的设计与轴承的选择35

4.1 轴的设计与校核35

4.1.1 校核第二轴在各档位下的的强度与刚度38

4.1.2 校核中间轴在各档位下的强度与刚度44

4.1.3 校核倒档轴的强度与刚度48

4.2 轴承的选择52

5 变速器的操纵机构62

5.1变速器的操纵机构62

6 结论63

参考文献64

致谢66

改革开放以来,中国汽车工业的发展驶入了快车道，汽车产量不断飙升,1971年、1988年、1992年和 2000年分别突破10万辆、50万辆、100万辆和 500万辆，己成功跻身世界汽车四强之列。随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分。

　　　载货车市场的运行情况，既是反映国民经济走势的一面镜子，又是判断市场需求变迁的重要依据。近年以来载货车在市场上表现出强劲的开拓力，尤其以重卡最为亮点，深层原因得益于中央扩大内需的拉动。中央政府为确保国民经济持续快速发展，采取了一系列财政、货币政策，并加大对基础设施建设的投资力度，为载货车创造了趁势而上的市场环境，提供了难得的发展机遇。

我国货车工业发展始于50年代。1950年，济南汽车制造厂仿捷克“斯柯达”生产出第一辆“黄河”牌8 吨货车；1965年后，基于国防建设的需要，国家先后投资4 亿元在四川和陕西建设了两个军用越野车生产基地。各地在仿制黄河车的基础上，也生产了许多种不同型号的重卡产品。

　　　低速载货汽车是一种特殊的货车,特殊在于它以前叫农用运输车，GB7258-2004[1]将“四轮农用运输车”更名为“低速货车”，明确“农用运输车”实质上是汽车的一类。GB18320-2001[2]规定以柴油机为动力装置，中小吨位、中低速度，从事道路运输的机动车辆，包括三轮农用运输车和四轮农用运输车等，但不包括轮式拖拉机车组、手扶拖拉机车组和手扶变型运输机。农用运输车最高设计车速不大于70km/h，最大设计总质量不大于4500kg，长小于6m、宽不大于2m和高不大于2.5m。

　　　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。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质量分为4个等级，包括1.5t、1.0t、O.75t和0.5t级。

　　　在传动系统中设置了变速器，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。

　　　本次设计的课题为低速载货汽车变速器的设计，该课题来源于结合生产实际。

　　　本次课题研究的主要内容是：

　　　a.参与汽车的总体设计；

　　　b.变速器结构型式分析和主要参数的确定；

　　　c.变速器结构设计。

　　　本说明书以设计低速载货汽车变速器的传动机构为主线。第2章着重介绍了在参与总体设计当中，如何确定低速载货汽车参数，进而明确变速器应满足的条件及其所受的限制。第3章则重点介绍低速载货汽车变速器的传动机构的设计说明。在参与总体设计当中，首先是对低速载货汽车的产品技术规范和标准进行分析，然后确定低速载货汽车的总质量，以此来选择合适的发动机。根据发动机的功率以及汽车的总质量确定该车的最高速度（满足低速载货汽车安全技术条件）。关于变速器的设计，首先选择合适的变速器确定其档位数，接着对工况进行分析，拟订变速器的各档位的传动比和中心距，然后计算出齿轮参数以选择合适的齿轮并且对其进行校核，接着是初选变速器轴与轴承并且完成对轴和轴承的校核，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。

　　　本课题所设计出的变速器可以解决如下问题：

　　　a.正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；

　　　b.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶；

　　　c.操纵简单、方便、迅速、省力；

　　　d.传动效率高，工作平稳、无噪声；

　　　e.体小、质轻、承载能力强，工作可靠；

　　　f.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；

　　　g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规

5 变速器的操纵机构

5.1变速器的操纵机构

　　　设计变速器操纵机构[6]时，应满足以下要求：

1.换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式如下图所示。

　　　2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足[9]时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图6-4所示）。

　　　3.汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。倒档锁的结构见本设计装配图中67、68、69所示图6-1 变速器自锁与互锁结构

1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖 4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴

6 结论

　　　本课题是针对低速载货汽车而设计的变速器，基于经济实用的考虑，变速器采用手动机械变速，三轴式传动机构布置方案，有四个前进档和一个倒档。

　　　典型轻型货车NJ130系列的变速器齿轮大多采用非标准齿轮，本次设计的变速器齿轮等零部件贯彻了国家或行业的最新标准，具有较好的加工和使用性能，结构紧凑、使用维修方便，并可附装取力机构供用户的特殊需要。

　　　对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5+1档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用结合套，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。但是，在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究变速器技术，以求其设计更加合理和经济。

　　　紧张忙碌的毕业设计已经接近尾声，这次设计是对我大学四年来的学习的一次最综合的检验，也更是一次综合的学习过程。毕业设计不仅使我学习和巩固了专业课知识而且了解了不少相关专业的知识，个人能力得到很大提高。同时也锻炼了与人协作的精神，为以后我踏入社会工作打下了良好的基础。

参考文献

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[7] 余志生.汽车理论[M].北京：机械工业出版社，2004.

[8] QC/T580-1999，汽车变速器安装尺寸[S].

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[15] 侯洪生，王秀英.机械工程图学.北京：科学出版社，2001：225～333

A0变速器总成.gif

A2倒档齿轮.gif

A2第二轴三、四档齿轮.gif

A2第一轴.gif

A2中间轴齿轮体.gif

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A3第二轴后轴承盖.gif

A3第二轴凸缘.gif

A3第一轴轴承盖.gif

A3取力孔盖.gif

A3中间轴.gif

A4中间轴轴承隔套.gif

内容简介：: 河南理工大学万方科技学院本科毕业设计（论文）开题报告题目名称汽车变速器设计学生姓名专业班级07机械制造二班学号一选题的目的和意义：AMT用先进的电子技术改造传统的手动变速器,既保留了原手动变速器齿轮传动的效率高、成本低、结构简单、易制造的长处，且具有液力自动变速器自动变速的优点。并且弥补了手动变速器不足（换挡冲击.熄火.换挡复杂驾驶疲劳等缺点），它以特有的经济、方便、安全、舒适性而备受驾驶者的欢迎,成为汽车变速器研究的热点之一，是一款非常适合我国国情的机电液一体化自动变速器，且具有很高的性价比。同时，易于驾驶、省油和降低排放的因素促进了AMT变速器在车辆上的应用，拥挤的交通、非专业驾驶员对“驾驶员友好”型设备的需求等使AMT变速器具有广阔的发展前景。AMT 实际上是由一个机器人系统来完成纵离合器和选档两个动作，其核心技术是控制。驾驶员通过加速踏板和操纵杆向电子控制单元（ECU）传递控制信号；电子控制单元采集发动机转速传感器、车速传感器等信号，时刻掌握着车辆的行驶状态；电子控制单元（ECU）根据这些信号按存储于其中的最佳程序，最佳换档规律、离合器模糊控制规律、发动机供油自适应调节规律等，对发动机供油、离合器的分离与结合、变速器换档三者的动作与时序实现最佳匹配。从而获得优良的燃油经济性和动力性，实现平稳起步和迅速换档，以达到驾驶员所期望的结果。通常AMT包括以下三个部分：1、执行机构：包括电动机（步进电动机和直流电动机）、电磁阀（普通电磁阀和高速电磁阀）、液压缸（离合器作动缸和选、换档油缸）等；2、传感器：包括速度传感器 (发动机转速传感器、输入轴转速传感器、车速传感器)；油门开度传感器、档位传感器等；3、电控单元（ECU）：包括 CPU、ROM、RAM、I/ O 接口等。将自动变速控制系统中要直接控制的对象：油门、离合器以及选换档装置的动作采取电动机带动的方式。相对于电控液动AMT而言，电控电动AMT在以下几个方面具有进一步的优势：取消了液压系统，从而使整个控制系统的结构更加简单，重量更轻。由于直接采用易于控制、精度更高的电动机取代液压执行元件，减少了液压元件动作的误差，使得系统的控制方法简单，控制精度进一步提高，反应动作更加准确。在原有的电控液动的基础上，只须对软件和硬件以及控制方法上作少许的改动就能对电控电动AMT系统进行控制。在电控电动AMT中的执行电动机的特点是：可控性好、精度高、反应快、可靠性强、并且对环境的适应性好。电控电动AMT主要是电控离合器、电控发动机和电控选换档三大部分。电子控制单元（ECU）根车辆行驶工况（车速、加速度、档位）和驾驶员的驾驶意图（加速踏板、换档控制杆）按照设定的换档规律，选择合适的档位和换档时机，控制换档执行机构模拟熟练驾驶员的换档动作（包括对离合器、变速箱和发动机的联合控制）进行选档和换档。当然，全电式AMT的这些动作是靠电动机的旋转而实现的。换档系统的能源是整个控制系统各机构的动力源。三种形式的选换档系统都需要控制电路所需的直流电流，但执行机构的动力源不同。全电式选换档系统采用电动机（直流电动机、步进电动机）作为动力源；自动换档系统的自调性能很重要，但还必须同时配有相适应的它调系统，才称得上是最理想的控制系统。它调是为驾驶员提供干预自动换档系统的可能性。换档范围选择的作用是限制自动换档的排档范围。三种选换档形式的AMT均可使用旋钮或控制杆作为档位指示器。自动换档是按控制参数的变化才实现换档的，故必须有反映该参数的信号发生系统。车辆的控制参数有三类：单参数多为车速；两参数多为车速和发动机油门开度；三参数为车速、发动机油门开度和加速度。动态三参数控制是最理想的控制。测车速用电磁转速传感器，油门开度用油门电位器测量。测加速度用加速度传感器。换档控制器接受换档范围与换档规律选择机构和控制参数信号发生器传来的信号，进行比较和处理，并按照预定的换档规律选择档位和换档时刻，同时发出相应的换档指令给换档执行机构进行选换档，是系统的核心部分，在全电式AMT中主要是电子控制单元ECU和电动机的驱动电路。换档执行机构接受换档控制器的指令，完成变速器中档位的变换。包括选档和换档两部分。换档品质控制机构的作用是控制换档过程平稳、无冲击，防止产生大的动载荷。电控电动系统主要是增加档位传感器检测换档行程，由ECU控制选换档动作，从而减少同步器超越和换档冲击，提高换档品质。全电式AMT具有价格低、结构简单、性能价格比高、生产继承性好等优点；其硬件开发与软件研制对各种车型汽车都适合。我国不仅有自主知识产权，而且在“动态三参数最佳换档规律”、“动态闭环控制技术”、“自适应控制技术”、模糊控制技术”等自动变速理论方面在排在世界前列。由于AMT没有变矩器，因此换档时发动机扭矩变动很容易传给司机。在换档时能控制马达吸收扭矩的变动，就能更平衡地进行变速。使马达通过减速装置与AMT终端传动直接相连的单马达式并行混合系统，避免换挡冲击等等。因而，有针对性地开展高档轿车AMT半自动变速器设计具有重要意义。二国内外研究现状简述：由于汽车自动变速器的广泛应用,对其的研究开发日益重要。为合理、实用的试验项目,目前还有待研究。中国汽车变速器市场正处于快速发展变化的时期。我国的汽车的变速器的质量和性能上和发达国家存在一定的差距，主要原因就是设计手段落后。发达国家早已进入分析设计阶段，他们利用计算机辅助设计技术，将现代设计方法，如有限元分析，优化设计，可靠性设计等应用到产品设计中，采用机械CAD系统在计算机上进行建模，分析，仿真，干涉检查，实现三维设计，大大提高了产品设计的一次成功率，减少了费用，缩短了产品的更新周期。而我们的设计手段仍处于以经验设计为主的二维设计阶段，设计完成以后再投产中往往要进行很大的改动，使得产品开发的周期很长，性能质量低等。为改变我国车辆零部件的生产和设计手段的落后状况，缩短新产品的开发周期，提高市场的竞争力，有必要开发一些适合中国国情的汽车零部件的CAD系统，对以开发的系统需进一步提高和完善。2009年汽车变速器行业研究报告，全面总结汽车变速器概况；深入分析了我国汽车变速器行业需求和供给市场态势，分析了行业内国内外品牌竞争格局以及中国主要汽车变速器生产企业经营状况；并对中国汽车变速器产业发展趋势及投资形势进行了预测。是汽车变速器行业相关企业单位和个人等准确了解目前行业市场动态，把握行业发展趋势，制作市场策略的不可多得的决策参考。美国的CAD 技术一直处于领先地位，其主要目标就是建立完善的CAD/CAM集成系统。国外的这些汽车公司已有CAD程序，但涉及各公司的标准和规范及实验都保密。与国外相比，我国的汽车工业在CAD方面起步较晚，发展较慢。目前一些高校和大中型企业已经开始进行CAD方面的研究。在产品的改进设计方面取得了一些效果，但总的来讲国内工厂多数是依赖传统的设计方法如经验类比法，对引进产品主要是绘仿制，难以满足现代汽车行业的客观需求。采用现代设计方法，是提高自行设计消化吸收和国产化的重要手段。三、毕业设计（论文）所采用的研究方法和手段：在文献调研及资料收集的基础上，掌握通用典型结构及工作原理，在此基础上利用机械原理、理论力学及材料力学等所学专业基础知识，进行变速器结构设计与相关的强度计算。利用机械制图的相关知识，以及P to-E CAD等工具完成图纸工作。四、主要参考文献与资料获得情况：1 陈伟;张洪坤;葛安林;电机换挡的结构设计J. 电机, 2008.062 李志强.ATM电控机械式自动变速汽车换挡智能控制D重庆大学, 20033 丁俊,王灵犀. ATM车辆综合性换挡规律的研究J. 沈阳理工大学学报, 2008, (04)4 孟庆勇.电控电动机械式自动变速器无选档换挡系统的研究D吉林大学, 2005 .5 A Research on the Synthetical Shifting Gear Schedule of the AMT Automobiles 6 孔慧芳,马磊,杨波. ATM 系统中机械式变速箱的自动化设计A中国仪器仪表学会第九届青年学术会议论文集C, 2007 .7 Research and Developmnet of Hydraulic Actuator for the Heavy Vehicle with AMT7 何忠波,席军强,陈慧岩,电机驱动式自动离合器起步控制实验研究农业机械学报 2003 .8 Fast Optimization and Experimental Research of AMT Gear Position Sensors8 吉林大学王望予主编.汽车设计(第四版).北京:机械工业出版社，20049 吉林大学陈家瑞主编.汽车构造(下册).北京:机械工业出版社，200510 邱宣怀主编.机械设计.北京：高等教育出版社，1997五、毕业设计（论文）进度安排（按周说明）1、2010-2011-2学期第5，6周：资料收集、调研，完成开题报告；2、2010-2011-2学期第7，8 ，9周：初步方案设计，草图绘制，必要的初步设计计算；3、2010-2011-2学期第10，11周：完成结构改进设计方案，主要图纸工作和设计计算工作：4、2010-2011-2学期第12，13，14周：完成正式图纸及设计说明明书撰写工作：6、2010-2011-2学期第15，16周：整理、形成论文正稿，准备答辩。六、指导教师审批意见（对选题的可行性、研究方法、进度安排作出评价，对是否开题作出决定）：指导教师：（签名）年月日河南理工大学万方科技学院本科毕业论文I摘要课题来源于生产实际，依据机动车安全技术条件和汽车机械变速器总成技术条件，针对低速载货汽车的运行特点而设计。参与了汽车的总体设计，确定了汽车的质量参数，选择了合适的发动机，并且计算出汽车的最高速度。关于变速器的设计，首先选择标准的齿轮模数，在总档位和一档速比确定后，合理分配变速器各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定了齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图。根据经验公式初步计算出轴的尺寸，然后对每个档位下轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构和尺寸，绘制出各根轴的零件图。根据结构布置和参考同类车型的相应轴承后，按国家标准选择合适的轴承，然后对轴承进行使用寿命的验算，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。此变速器的齿轮都为标准齿轮，档位数和传动比与发动机参数匹配，保证了汽车具有良好的动力性和经济性。该变速器具有操纵简单、方便、传动效率高、制造容易、成本低廉、维修方便的特点，适合低速载货汽车的使用。关键词：低速载货汽车；变速器；设计河南理工大学万方科技学院本科毕业论文IIAbstractThe topic comes from the production reality, which is based on the safety specifications for power driven vehicles operating on roads and the specifications for the automobile mechanical transmission. It designs the low-speed trucks movement characteristic. The automobile quality parameters are determined, according to the automobile system design, choosing the appropriate engine, and calculating the maximum speed. When design the transmission, first, we choose the standard gear modulus and determine all speeds proportions after we choose the number of the transmissions gears and the first gear, then calculate the gears parameter and the center distance, and the gear needs the intensity checking calculation. We determine gears structure, then complete drawing of the gears component. According to the empirical formula, we preliminary carry on the checking calculation to each gears rigidity and the intensity to determine the axis structure and size, and thus draw up various axis component drawing. After arranged structure and compared with the similar type of vehicles bearing, according to the national standard, we select the appropriate bearings, and then calculate the service life of the bearings. Finally drawing of the component and the assembly of the transmission are completed. Because the transmission gear is the standard gear and the number of gears and speeds proportions match to the engine conditions, which ensure the necessary power and economy. This transmission has many merits of simple operation, efficient, easy manufacturing, low cost, and convenient.河南理工大学万方科技学院本科毕业论文IIIKey words: Low-speed Truck；Transmission；Design河南理工大学万方科技学院本科毕业论文目录前言.11 低速载货汽车主要参数的确定.41.1 质量参数的确定 .41.2 发动机的选型 .51.3 车速的确定 .62 变速器方案的设计与主要参数的确定.82.1 设计方案的确定 .82.1.1 两轴式.82.1.2 三轴式.82.1.3 液力机械式.92.1.4 确定方案.92.2 零部件的结构分析 .102.3 基本参数的确定 .122.3.1 变速器的档位数和传动比.122.3.2 中心距.152.3.3 变速器的轴向尺寸.162.3.4 齿轮参数.172.3.5 各档齿轮齿数的分配.213 齿轮的设计计算.263.1 几何尺寸计算 .263.2 齿轮的材料及热处理 .273.3 齿轮的弯曲强度 .283.4 齿轮的接触强度 .304 轴的设计与轴承的选择.354.1 轴的设计与校核 .354.1.1 校核第二轴在各档位下的的强度与刚度.384.1.2 校核中间轴在各档位下的强度与刚度.444.1.3 校核倒档轴的强度与刚度.484.2 轴承的选择 .525 变速器的操纵机构.62河南理工大学万方科技学院本科毕业论文i5.1 变速器的操纵机构 .626 结论.63参考文献.64致谢.66河南理工大学万方科技学院本毕业论文0前前言言改革开放以来,中国汽车工业的发展驶入了快车道，汽车产量不断飙升,1971 年、1988 年、1992 年和 2000 年分别突破 10 万辆、50 万辆、100万辆和 500 万辆，己成功跻身世界汽车四强之列。随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分。载货车市场的运行情况，既是反映国民经济走势的一面镜子，又是判断市场需求变迁的重要依据。近年以来载货车在市场上表现出强劲的开拓力，尤其以重卡最为亮点，深层原因得益于中央扩大内需的拉动。中央政府为确保国民经济持续快速发展，采取了一系列财政、货币政策，并加大对基础设施建设的投资力度，为载货车创造了趁势而上的市场环境，提供了难得的发展机遇。我国货车工业发展始于 50 年代。1950 年，济南汽车制造厂仿捷克“斯柯达”生产出第一辆“黄河”牌 8 吨货车；1965 年后，基于国防建设的需要，国家先后投资 4 亿元在四川和陕西建设了两个军用越野车生产基地。各地在仿制黄河车的基础上，也生产了许多种不同型号的重卡产品。低速载货汽车是一种特殊的货车,特殊在于它以前叫农用运输车，GB7258-20041将“四轮农用运输车”更名为“低速货车”，明确“农用运输车”实质上是汽车的一类。GB18320-20012规定以柴油机为动力装置，中小吨位、中低速度，从事道路运输的机动车辆，包括三轮农用运输车和四轮农用运输车等，但不包括轮式拖拉机车组、手扶拖拉机车河南理工大学万方科技学院本科毕业论文1组和手扶变型运输机。农用运输车最高设计车速不大于70km/h，最大设计总质量不大于4500kg，长小于6m、宽不大于2m和高不大于2.5m。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。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质量分为4个等级，包括1.5t、1.0t、O.75t和0.5t级。在传动系统中设置了变速器，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。本次设计的课题为低速载货汽车变速器的设计，该课题来源于结合生产实际。本次课题研究的主要内容是：a.参与汽车的总体设计；b.变速器结构型式分析和主要参数的确定；c.变速器结构设计。本说明书以设计低速载货汽车变速器的传动机构为主线。第 2 章着重介绍了在参与总体设计当中，如何确定低速载货汽车参数，进而明确变速器应满足的条件及其所受的限制。第 3 章则重点介绍低速载货汽车变速器的传动机构的设计说明。在参与总体设计当中，首先是对低速载货汽车的产品技术规范和标准进行分析，然后确定低速载货汽车的总质量，以此来选择合适的发动机。根据发动机的功率以及汽车的总质量确定该车的最高速度（满足低速载货汽车安全技术条件）。关于变速器的河南理工大学万方科技学院本科毕业论文2设计，首先选择合适的变速器确定其档位数，接着对工况进行分析，拟订变速器的各档位的传动比和中心距，然后计算出齿轮参数以选择合适的齿轮并且对其进行校核，接着是初选变速器轴与轴承并且完成对轴和轴承的校核，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。本课题所设计出的变速器可以解决如下问题：a.正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；b.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶；c.操纵简单、方便、迅速、省力；d.传动效率高，工作平稳、无噪声；e.体小、质轻、承载能力强，工作可靠；f.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规河南理工大学万方科技学院本毕业论文31 1 低速载货汽车低速载货汽车主要参数主要参数的确定的确定1.11.1 质量参数的确定质量参数的确定汽车的整备质量利用系数：0m 00mmem（2-1）式中汽车的载质量；em 整车整备质量。0m表2-1 货车的质量系数om参数车型总质量tma/0m1.86.0am0.801.106.014.0am1.201.35货车14.0am1.301.70 装柴油机的货车为0.801.00。汽车总质量：am商用货车的总质量ma由整备质量m0、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 kgnmmmea651（2-2）河南理工大学万方科技学院本科毕业论文4式中，为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。1n此低速载货汽车是柴油机，查表2-1得质量利用系数为0.801.10，其载质量是=1.5103kg, 由公式（2-1）得：em 0 . 18 . 0150000mmma=15001875kg因为此车设计为单排室,所以=2,由公式（2-2）得:1nkgnmmmea6510=（15001875）+1500+265=31303505kg本课题选用ma=3500kg。1.21.2 发动机的选型发动机的选型根据现在低速载货汽车选用发动机的情况，参照2815系列四轮农用运输车，针对本次设计任务选用达到欧排放标准的YD480柴油机。表 2-2 YD480 柴油机技术参数YD480型号干式气缸套型式直喷式行程（mm）90缸心距100河南理工大学万方科技学院本科毕业论文51 小时功率/转速（kW/r/min）29/3000外特性最低燃油消耗率（g/kWh）250.2最大扭矩（Nm）104压缩比18排量（L）1.809喷油压力（kPa）220.5外形尺寸（长宽高） mmmmmm687494628净质量（kg）1951.31.3 车速的确定车速的确定 3maxmaxmax7614036001VACVgfmPDaTe（2-3）式中发动机最大功率，kW；maxeP传动系的传动效率，对单级主减速器驱动桥的 42 式汽T车取0.9；T汽车总质量，kg；am重力加速度，ms2；g滚动阻力系数，对载货汽车取 0.02，对矿用自卸汽车取 0.03，f河南理工大学万方科技学院本科毕业论文6对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取0.0165+0.0001（Va-f50）；最高车速，kmh；maxVCD空气阻力系数，轿车取 0.40.6，客车取 0.60.7，货车取 0.81.0A汽车正面投影面积，若无测量数据，可按前轮距 B1、汽车总高 H、汽车总宽 B 等尺寸近似计算：对轿车 A0.78BH，对载货汽车 AB1 H。由公式（2-3）得：3maxmaxmax7614036001VACVgfmPDaTe 3maxmax7614059 . 0360002. 08 . 935009 . 0129VV算出 Vmax62.3km/h, 因为低速载货汽车最高设计车速不大于70km/h，所以该车满足要求。河南理工大学万方科技学院本毕业论文72 2 变速器方案的设计变速器方案的设计与与主要参数的确定主要参数的确定2.12.1 设计方案设计方案的确定的确定低速载货汽车变速器一般选用机械式变速器，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。有轴线固定式变速器（普通齿轮变速器）和轴线旋转式变速器（行星齿轮变速器）两种。采用这种变速器的低速载货汽车通常有 35 个前进档和一个倒档。最近几年液力机械变速器和机械式无级变速器在汽车上的应用越来越广泛5,根据目前广泛使用变速器的种类，以及应用的范围，初步拟定三种设计方案。2.1.12.1.1 两轴式两轴式两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高。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曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档位均采用常啮合齿轮（斜齿圆柱齿轮）传动,但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，因而噪声较大，也增加了磨损。这种结构适用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车和微、轻型货车上，其特点是输入轴和输出轴平行，无中间轴。2.1.22.1.2 三轴式三轴式三轴式变速器的第一轴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、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、河南理工大学万方科技学院本科毕业论文8二轴也仅传递转矩因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小, 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，但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。 2.1.32.1.3 液力机械式液力机械式由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成,其特点是传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，但结构复杂，造价高，传动效率低。2.1.42.1.4 确定方案确定方案由于低速载货汽车一般是传统的发动机前置，后轮驱动的布置形式，同时考虑到制造成本以及便于用户维护等因素，再结合变速器的特点和任务书的要求，现选用三轴式变速器（见图 3-1）。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文9图 3-1 三轴式变速器与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式倒档。变速器的一档或倒档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，一档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，本课题采用如下方案（见图 3-2）。图 3-2 倒档布置2.22.2 零部件的结构分析零部件的结构分析a.齿轮型式考虑到本课题采用三轴式变速器，而且该型只有一对常啮合齿轮副，没有采用同步器换档，故选用直齿圆柱齿轮用来换档。b.轴的结构分析6变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文10第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。刚度主要由支承于其上的连体齿轮（宝塔齿轮）的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。c.轴承型式6变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽河南理工大学万方科技学院本科毕业论文11的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮）。2.32.3 基本参数的确定基本参数的确定2.3.12.3.1 变速器的档位数和传动比变速器的档位数和传动比不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小（约为 34），过去常用 3 个或 4 个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用 5 个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为 56，其他货车为 7 以上，其中总质量在3.5t 以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加 1 个超速档；总质量为 3.5l0t 多用五档变速器；大于 l0t 的多用 6 个前进档或更多的档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。a.根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服河南理工大学万方科技学院本科毕业论文12轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： maxmaxmax0max)sincos(mgfmgriiTrtge（3-1）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： temaxrgiTmgri0max（3-2）式中汽车总质量；m重力加速度；g道路阻力系数；f max道路最大阻力系数；最大爬坡要求；max 驱动车轮的滚动半径；rr发动机最大转矩；maxeT主减速比；0i汽车传动系的传动效率。t主减速比i0的确定： ghaprivnrimax0)472. 0377. 0(（3-3）河南理工大学万方科技学院本科毕业论文13式中 rr车轮的滚动半径，m； np发动机转速，r/min； igh变速器最高档传动比； vamax最高车速，km/h。本课题变速器igh=1，一般货车的最大爬坡度约为 30%7，即=16.7，f=0.02max由公式（3-3）得：3 .62425. 0)472. 0377. 0(max0prghaprnrivnri由公式（3-2）得：max=0.02cos16.7+sin16.7=0.30648. 59 . 03000425. 01043 .62306. 08 . 935000maxtemaxrgiTmgrib.根据驱动车轮与路面的附着条件确定变速器档传动比为： tergiTrGi0max2（3-4）式中汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；2G 道路的附着系数，计算时取=0.50.6。因为货车 42 后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为 60%68%4，所以G2=35009.868=23324N河南理工大学万方科技学院本科毕业论文14由公式（3-3）和公式（3-4）得：31. 71193403 .626 . 0233240max2tergiTrGi综合 a 和 b 条件得： 5.48ig7.31，取ig=（5.48+7.31）/26.40变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为 11ngngiiq（其中 n 为档位数）的几何级数排列。因为，所以ig=q=1.875, ig= 875. 1140. 6311ngngiiqigq=3.516实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。2.3.22.3.2 中心距中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选6： 3maxATKA （3-5）式中中心距系数。对轿车取 8.99.3；对货车取 8.69.6；AK河南理工大学万方科技学院本科毕业论文15对多档主变速器，取 9.511；变速器处于档时的输出转矩，； maxTggeiTTmaxmax（3-6）发动机最大转矩，Nm；maxeT变速器的档传动比；gi变速器的传动效率，取 0.96。g由公式（3-6）得：=1046.40.96=638.976NmggeiTTmaxmax由公式（3-5）得:mm686.8207.74976.638)6 . 96 . 8(33maxTKAA初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出4： 3maxeAeTKA （3-7）式中按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿AeK车取 14.516.0，对货车取 17.019.5。由公式（3-7）得:mm7 .9195.79104)5 .190 .17(33maxTKAeAe商用车变速器的中心距约在 80170mm 范围内变化,初选 A=100mm2.3.32.3.3 变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都河南理工大学万方科技学院本科毕业论文16有直接关系，设计初可根据中心距 A 的尺寸参用下列关系初选。货车变速器壳体的轴向尺寸6：四档（2.42.8）A五档（2.73.0）A六档（3.23.5）A初选轴向尺寸:（2.42.8）A=（2.42.8）100=240280mm变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定8。2.3.42.3.4 齿轮参数齿轮参数a.齿轮模数4齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数 m 与弯曲应力之间有如下关系：w直齿轮模数 32wcfjyzKKKTm（3-8）式中计算载荷，Nmm；jT 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65；K 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9；fK河南理工大学万方科技学院本科毕业论文17 齿轮齿数；z 齿宽系数，直齿齿轮取 4.47.0；cK齿形系数，见图 3-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时：yf，；205 .1479. 0yy205 .1789. 0yy205 .221 . 1 yy202523. 1yy压力角相同、齿高系数为 0.8 时，；18 . 014. 1ffyy轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力wmaxejTT MPa。850400w图 3-3 齿形系数 y（当载荷作用在齿顶,=20,f0=1.0）根据参考同类车型，初选第一轴的轴齿轮的齿数 z=17，查图 3-3得 y=0.12。由公式（3-8）得：河南理工大学万方科技学院本科毕业论文18333)850400(12. 04 . 41714. 31 . 165. 11010422yzKKKTmwcfj2.53.22从轮齿应力的合理性及强度考虑,每对齿轮应有各自的模数,但出于工艺考虑，模数应尽量统一,多采用折衷方案。表 3-1 给出了汽车变速器齿轮模数范围。表 3-1 汽车变速器齿轮的法向模数mn车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车mn2.252.752.7533.504.54.506设计时所选模数应符合国标 GB1357-78 规定（表 3-2）并满足强度要求。表 3-2 汽车变速器常用齿轮模数（mm）11.251.5-2-2.5-3-1.75-2.25-2.75-4-5-6-3.253.53.75-4.5-5.5-3.25由表 3-1 和表 3-2 并且参照同类车型选取 m=3.5。b.齿形、压力角和螺旋角3汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角按下表取值。表 3-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角河南理工大学万方科技学院本科毕业论文19 项目车型齿形压力角（度）螺旋角（度）轿车高齿并修形14.5、15、16、16.52545一般货车标准齿轮GB1356-78202030重型车标准齿轮GB1356-78低档、倒档22.5、25小螺旋角齿形压力角较小时，重合度较大，并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明对于直齿轮压力角为 28时强度最高，超过 28强度增加不多；实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。本课题的所有齿轮选用标准齿轮。c.齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b4： ncmKb （3-9）式中齿宽系数，直齿齿轮取 4.47.0，斜齿轮取 7.08.6；cK法面模数。nm第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和河南理工大学万方科技学院本科毕业论文20齿轮寿命。由公式（3-9）得：b=（4.47.0）3.5=15.424.5mm,可以确定各挡的齿轮的齿宽。常啮合齿轮副：中间轴上的齿轮 b=16mm,第一轴轴齿轮 b=18mm；档：中间轴上齿轮 b=21mm,对应的一档齿轮 b=21mm；档：中间轴上齿轮 b=19mm, 对应的二档齿轮 b=19mm；档：中间轴上齿轮 b=21mm, 对应的三档齿轮 b=21mm；倒档：b=21mm,b=19mm。d.齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被使用，包括我国在内，规定齿轮的齿顶高系数f01.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于 1 的“高齿齿轮” （或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮），因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善，但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖（齿顶厚小于 0.3）等问m题3。本课题的齿顶高系数f01.0。2.3.52.3.5 各档齿轮齿数的分配各档齿轮齿数的分配在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文2112345678910 图 3-4 本课题变速器结构简图a.确定档齿轮的齿数已知档传动比，且gi 8172zzzzig（3-10）为了确定 z7、z8的齿数，先求其齿数和：z直齿齿轮： mAz2（3-11）先取齿数和为整数，然后分配给 z7、z8。为了使 z7/z8尽量大一些，应将 z8取得尽量小一些，这样，在ig已定的条件下 z2/z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。z8的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此 z8的选定河南理工大学万方科技学院本科毕业论文22应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的档直齿轮的最小齿数为 1214，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。由公式（3-11）得：14.575 . 310022mAz取=60，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于z17），故取 z8=17，得出 z7=60-17=43。b.修正中心距 A若计算所得的 z7、z8不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距A，修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。由公式（3-11）得：A=（3.560）/2=105mmc.确定常啮合传动齿轮副的齿数 7812zzizzg（3-12）确定了 z7、z8后由公式（3-11）和（3-12）联立方程求解 z1、z2 , 故 z1=17 ；z2=43605 . 310522)(53. 243174 . 6217812mAzzzzizzg河南理工大学万方科技学院本科毕业论文23d.确定其他档位的齿轮齿数档齿轮副：（3-6152zzzzig13）由公式（3-11）和（3-13）联立方程求解 z5、z6。因为 ig= igq=3.516 ，所以先试凑 z5、z6。试凑出 z5=33、z6=27，此时ig=3.09。档齿轮副： 4132zzzzig（3-14）由公式（3-11）和（3-14）联立方程求解 z5、z6。因为 ig=q=1.875 ，所以先试凑 z3、z4。605 . 310522174343434132mAzzzzzzzzig试凑出 z3=24、z4=36，此时ig=1.69。e.确定倒档齿轮副的齿数通常档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数 z10=2123。则中间轴与倒档轴之间的中心距为： 2/ )(108zzmA河南理工大学万方科技学院本科毕业论文24（3-15）初选 z10=22,由公式（3-15）得: mm25.682/ )2217(5 . 32/ )(108zzmA为了避免干涉，齿轮 8 与齿轮 9 的齿顶圆之间应有不小于 0.5mm 的间隙，则: （3-16）5 . 02/2/98Addaa由公式（3-16）得: mm69125 . 35 . 31725.6821289aadAdd9=da9-2ha=69-23.5=62mm根据 d9选择齿数，取z9=17。最后计算倒档与第二轴的中心距：（3-17）2/ )(97zzmA由公式（3-17）得: mm1052/17435 . 32/ )(97）（zzmA8.281717174322439817102zzzzzzig倒档综合上述计算修正一下各档的传动比（见下表）。表 3-4 各档速比档位倒档速比6.40:13.09:11.69:11:18.28:1河南理工大学万方科技学院本毕业论文253 3 齿轮的设计计算齿轮的设计计算3.1 几何尺寸计算常啮合齿轮副：Z1=17 d=mz=3.517=59.5 da=d+2ha=59.25+23.5=66.5 df=d-2hf=59.5-23.51.25=50.75 Z1=43 d=mz=3.543=150.5 da=d+2ha=150.5+23.5=157.5 df=d-2hf=150.5-23.51.25=141.75档齿轮副： Z8=17 d=mz=3.517=59.5 da=d+2ha=59.25+23.5=66.5 df=d-2hf=59.5-23.51.25=50.75 Z7=43 d=mz=3.543=150.5 da=d+2ha=150.5+23.5=157.5 df=d-2hf=150.5-23.51.25=141.75档齿轮副： Z6=27 d=mz=3.527=94.5 da=d+2ha=94.5+23.5=101.5 df=d-2hf=94.5-23.51.25=85.75 Z5=33 d=mz=3.533=115.5 da=d+2ha=115.5+23.5=122.5 df=d-2hf=115.5-23.51.25=106.75档齿轮副： Z4=36 d=mz=3.536=126 da=d+2ha=126+23.5=133 df=d-2hf=126-23.51.25=117.25河南理工大学万方科技学院本科毕业论文26 Z3=24 d=mz=3.524=84 da=d+2ha=84+23.5=91 df=d-2hf=84-23.51.25=75.25倒档齿轮： Z10=22 d=mz=3.522=77 da=d+2ha=77+23.5=84 df=d-2hf=77-23.51.25=68.25 Z9=17 d=mz=3.517=59.5 da=d+2ha=59.25+23.5=66.5 df=d-2hf=59.5-23.51.25=50.75见图 3-4（单位：mm）。3.2 齿轮的材料及热处理现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造,使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合,以大大提高其接触强度,弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本6，9。国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB 的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下4：mn3.5 渗碳深度 0.81.2mm3.5mn5 渗碳深度 0.91.3mmmn5 渗碳深度 1.01.6mm渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 HRC5863，心部硬度为 HRC3348。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文27本课题变速器齿轮选用材料是 20CrMnTi。3.33.3 齿轮的弯曲强度齿轮的弯曲强度3.05NMc=N1a=683.05（193-32）1.1105Nmm在水平平面内: N2=Ft 倒档b/l=11443.46（32/193）1.9103N Ms=N2a=1.9103（193-32）3.06105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi倒档=1048.28=861.12Nm 直齿齿轮弯曲应力：w （3-18）yzKmKKTcfjw32式中计算载荷，Nmm；jT 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65；K 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9；fK 齿轮模数；m 齿轮齿数；z 齿宽系数，直齿齿轮取 4.47.0；cK齿形系数，见图 3-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时：yf，；205 .1479. 0yy205 .1789. 0yy205 .221 . 1 yy202523. 1yy压力角相同、齿高系数为 0.8 时，；18 . 014. 1ffyy河南理工大学万方科技学院本科毕业论文28轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力wmaxejTT MPa。850400w因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位齿轮。故分别计算档、倒档齿轮的弯曲强度。a.档齿轮副：主动齿轮 z8=17,从动齿轮 z7=43档主动齿轮的计算载荷 Tj=Temaxi12=10443/17263.06Nm由公式（3-18）得: 主动齿轮 z8的弯曲强度：MPayzKmKKTcfjw2 .7907 .49612. 0)74 . 4(175 . 314. 310001 . 165. 106.2632233档从动齿轮的计算载荷 Tj=Temaxig=1046.40=665.6 Nm从动齿轮 z7的弯曲强度：MPayzKmKKTcfjw75.64653.40612. 0)74 . 4(435 . 314. 310009 . 065. 16 .6652233b.倒档齿轮副:因为倒档齿轮相当于一个惰轮,所以主动齿轮是Z8=17，从动齿轮是 Z10=22。通过惰轮后主动齿轮是 Z9=17，从动轮是Z7=43。惰轮的计算载荷 Tj=Temaxi12i810=104（43/17）（22/17）340.43Nm通过惰轮前，Z10=22 的弯曲强度由公式（3-18）得: MPayzKmKKTcfjw54.64640.40612. 0)74 . 4(225 . 314. 310009 . 065. 143.3402233河南理工大学万方科技学院本科毕业论文29通过惰轮后主动轮是 Z9=17，从动轮是 Z7=43。Z9的计算载荷 Tj=Temaxi12i810=104（43/17）（22/17）340.43NmMPayzKmKKTcfjw63.102279.64212. 0)74 . 4(175 . 314. 310001 . 165. 143.3402233Z7的计算载荷 Tj=Temaxi倒档=1048.28=861.12 NmMPayzKmKKTcfjw73.83694.52512. 0)74 . 4(435 . 314. 310009 . 065. 112.8612233以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。3.43.4 齿轮的接触强度齿轮的接触强度齿轮的接触应力按下式计算：（3-19）)11(418. 021bFEj式中 F法向内基圆周切向力即齿面法向力，N；（3-20）coscostFF Ft端面内分度圆切向力即圆周力，N；（3-21）dTFjt2 Tj计算载荷，Nmm； d节圆直径，mm；节点处压力角；河南理工大学万方科技学院本科毕业论文30 螺旋角；E齿轮材料的弹性模量，钢取 2.1105MPa； b齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为 b/cos代替，mm；主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm；直齿齿轮：21,，；斜齿齿轮：sin11rsin22r，；211cos/sinr222cos/sinr r1，r2分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm。当计算载荷为许用接触应力见表 3-5。max5 . 0ejTT 表 3-5 变速器齿轮的许用接触应力/MPaj齿轮渗碳齿轮氰化齿轮一档及倒档190020009501000常啮合及高档13001400650700常啮合齿轮副：当计算载荷为=0.5104=52Nm,max5 . 0ejTT 由公式（3-21）和（3-20）得: NdTFjt9 .17475 . 31710005222 NFFt01.186020cos9 .1747coscosmm 2 .102/ )20sin5 . 317(sin11rmm7 .252/ )20sin5 . 343(sin22r河南理工大学万方科技学院本科毕业论文31由公式（3-19）得:MPabFEj40.764)7 .2512 .101(16101 . 201.1860418. 0)11(418. 0521档: 计算载荷为i=0.51046.40=332.8Nm,max5 . 0ejTT 由公式（3-21）和（3-20）得: NdTFjt6 .44225 . 34310008 .33222 NFFt4 .470620cos6 .4422coscosmm2 .102/ )20sin5 . 317(sin11rmm7 .252/ )20sin5 . 343(sin22r由公式（3-19）得:MPabFEj4 .1061)7 .2512 .101(21101 . 24 .4706418. 0)11(418. 0521档：计算载荷为I=0.51043.09=160.68Nm,max5 . 0ejTT 由公式（3-21）和（3-20）得: NdTFjt34.27825 . 333100068.16022 NFFt94.295920cos34.2782coscosmm 16.162/ )20sin5 . 327(sin11r mm 75.192/ )20sin5 . 333(sin22r河南理工大学万方科技学院本科毕业论文32由公式（3-19）得:MPabFEj69.803)75.19116.161(19101 . 294.2959418. 0)11(418. 0521档：计算载荷为i=0.51041.6987.88Nm,max5 . 0ejTT 由公式（3-21）和（3-20）得: NdTFjt38.20925 . 324100088.8722 NFFt94.222520cos38.2092coscos mm55.212/ )20sin5 . 336(sin11r mm36.142/ )20sin5 . 324(sin22r由公式（3-19）得:MPabFEj78.671)36.14155.211(21101 . 294.2225418. 0)11(418. 0521 倒档:计算载荷为i12=0.510443/17=131.53Nm,max5 . 0ejTT 由公式（3-21）和（3-20）得: NdTFjt18.44215 . 317100053.13122 NFFt88.470420cos18.4421coscos mm2 .102/ )20sin5 . 317(sin11r mm17.132/ )20sin5 . 322(sin22r河南理工大学万方科技学院本科毕业论文33由公式（3-19）得: MPabFEj74.1195)17.1312 .101(21101 . 288.4704418. 0)11(418. 0521计算载荷为i倒档=0.51048.28=430.56Nm,max5 . 0ejTT 由公式（3-21）和（3-20）得: NdTFjt73.57215 . 343100056.43022NFFt89.608820cos73.5721coscos mm17.102/ )20sin5 . 317(sin11r mm7 .252/ )20sin5 . 343(sin22r由公式（3-19）得:MPabFEj88.1206)7 .25117.101(21101 . 289.6088418. 0)11(418. 0521以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求（见表 3-5）。河南理工大学万方科技学院本毕业论文344 4 轴的设计与轴承轴的设计与轴承的选择的选择变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。4.14.1 轴轴的设计的设计与校核与校核轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径d与支承间的距离 l 可按下列关系式初选4：对第一轴及中间轴：18. 016. 0ld对第二轴：（3-22）21. 018. 0ld 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A（mm）按下式初选：（3-23）Ad)60. 045. 0(由公式（3-23）得：=（0.450.60）105=47.2563mmAd)60. 045. 0(由公式（3-22）得：第二轴：l=d/（0.180.21）=225350mm；中间轴：l=d/（0.160.18）=262.5393.75mm；第一轴：l=d/（0.160.18）=104.4135.13mm。第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩Temax （Nm）按下式初选：（3-24）3max)6 . 44(eTd河南理工大学万方科技学院本科毕业论文35由公式（3-24）得：mmTde62.218 .18104)6 . 44()6 . 44(33max初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁，作用在第一轴上的转矩应取Temax。齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr、及轴向力Fa可按下式求出4：（3-25）diTFdiTFdiTFeaeret/tan2)cos/(tan2/2maxmaxmax式中 i至计算齿轮的传动比；d计算齿轮的节圆直径，mm；节点处压力角；螺旋角；发动机最大转矩，Nmm。maxeT在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）为4：（3-26）323dMWM 222jscTMMM（3-27）式中 W弯曲截面系数，mm3；河南理工大学万方科技学院本科毕业论文36d轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm； Mc在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm； Ms在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；许用应力，在低档工作时取 400MPa。变速器轴与齿轮的制造材料相同，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图 3-5 所示时，若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为，可分别用下式计算3：AFfxB图3-5 变速器轴的挠度和转角（3-28）EILababFEILbaFfEILbaFfrtSrc3)(332222式中 E弹性模量，MPa，E=2.1105MPa； I惯性矩，对实心轴I=d4/64，mm4； d轴的直径，mm，花键处按平均直径来计算； a,b齿轮上的作用力矩支座 A、B 的距离，mm；河南理工大学万方科技学院本科毕业论文37 L支座间的距离，mm。在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的 1.1 倍。轴断面的转角不应大于 0.002rad（弧度）。轴的垂向挠度的容许值fc0.050.10mm；轴的水平挠度的容许值fs0.100.15mm。轴的合成挠度应小于 0.20mm。4.1.14.1.1 校核第二轴在各档位下的的强度与刚度校核第二轴在各档位下的的强度与刚度档：此时第二轴受到齿轮 Z7的作用力由公式（3-5）得：NdiTFNdiTFeret27.3184435 . 3/20tan40. 6101042/tan218.8845435 . 3/40. 6101042/23max3max）（）（水平平面:垂直平面:N2FtN1FrN2N1图 3-6 第二轴在档时的受力情况在垂直平面内：N1=Fr1b/l=3184.2732/193527.96NMc=N1a=527.96（193-32）8.5104Nmm在水平平面内：Ms=Ftba/l=8845.18（32/193）（193-32）2.4105Nmm由公式（3-27）得：河南理工大学万方科技学院本科毕业论文38Tj=Temaxi=1046.40=665.6Nm232524222106 .665104 . 2105 . 8）（）（）（jscTMMM7.12105Nmm由公式（3-26）得:MPadMWM57.2433114. 31012. 73232353刚度校核：花键轴的计算直径取其花键内径的 1.1 倍,dh=1.131=34.1mm，I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。由公式（3-28）得：radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc455222252222106 . 219374.66338101 . 23129323219327.31843)(029. 019374.66338101 . 23323219318.8845301. 019374.66338101 . 23323219327.31843）（）（）（轴的合成挠度mm。03. 0029. 001. 02222scfff以上数据满足要求。档：此时第二轴受到齿轮 Z5的作用力由公式（3-5）得：NdiTFNdiTFeret28.2003435 . 3/20tan09. 3101042/tan268.5564335 . 3/09. 3101042/23max3max）（）（河南理工大学万方科技学院本科毕业论文39水平平面:垂直平面:FtN2N1N2FrN1图 3-7 第二轴在档时的受力情况在垂直平面内: N2=Fra/l=2003.2891/193=944.55NMc=N2b=944.5（193-91）9.6104Nmm在水平平面内: N2=Fta/l=5564.68（91/193）2.62103N Ms=N2b=2.62103（193-91）2.7105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi=1043.09=321.36Nm2325242221036.321107 . 2106 . 9）（）（）（jscTMMM 4.3105Nmm由公式（3-26）得:MPadMWM10.1473114. 3103 . 43232353刚度校核：dh=1.131=34.1mm，I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。由公式（3-28）得：河南理工大学万方科技学院本科毕业论文40radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc5552222522221054. 219374.66338101 . 2311)91193(9128.20033)(06. 019374.66338101 . 23)91193(9168.5564302. 019374.66338101 . 23)91193(9128.20033轴的合成挠度mm063. 006. 002. 02222scfff档：此时第二轴受到齿轮 Z3的作用力由公式（3-5）得：NdiTFNdiTFeret51.1506245 . 3/20tan69. 1101042/tan276.4184245 . 3/69. 1101042/23max3max）（）（水平平面:垂直平面:N2FtN1FrN2N1图 3-8 第二轴在档时的受力情况在垂直平面内:N2=Fra/l=1506.5165/193507.37NMc=N2b=507.37（193-65）6.5104Nmm在水平平面内: N2=Fta/l=4184.76（65/193）1.41103N Ms=N2b=1.41103（193-65）1.8105Nmm河南理工大学万方科技学院本科毕业论文41由公式（3-27）得：Tj=Temaxi=1041.69=175.76Nm2325242221076.175108 . 1105 . 6）（）（）（jscTMMM2.6105Nmm由公式（3-26）得:MPadMWM94.883114. 3106 . 23232353刚度校核：dh=1.131=34.1mm，I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。由公式（3-28）得：radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc555222252222108 . 919374.66338101 . 2363)65193(6551.15063)(036. 019374.66338101 . 23)65193(6576.41843013. 019374.66338101 . 23)65193(6551.15063轴的合成挠度mm038. 0036. 0013. 02222scfff倒档：此时第二轴受到齿轮 Z7的作用力由公式（3-5）得：NdiTFNdiTFeret64.4119435 . 3/20tan28. 8101042/tan246.11443435 . 3/28. 8101042/23max3max）（）（倒档倒档河南理工大学万方科技学院本科毕业论文42水平平面:垂直平面:Ft倒挡N2N1N2Fr倒挡N1图 3-9 第二轴在倒档时的受力情况在垂直平面内: N1=Fr 倒档b/l=4119.6432/193682325252221012.861109 . 21004. 1）（）（）（jscTMMM9.14105Nmm由公式（3-26）得:MPadMWM67.3123114. 31014. 83232353刚度校核：dh=1.131=34.1mm，I=dh4/64=3.1434.14/64 66338.74mm4。由公式（3-28）得：radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc455222252222104 . 319374.66338101 . 23129)32193(3264.41193)(038. 019374.66338101 . 23)32193(3246.114433014. 019374.66338101 . 23)32193(3264.41193轴的合成挠度mm04. 0038. 0014. 02222scfff河南理工大学万方科技学院本科毕业论文434.1.24.1.2 校核中间轴在各档位下的强度与刚度校核中间轴在各档位下的强度与刚度档：此时中间轴受到齿轮 Z8的作用力，因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。Ft=8845.18N；Fr=3184.27N垂直平面:FrN2N1水平平面:N1FtN2图 3-10 中间轴在档时的受力情况在垂直平面内: N1=Frb/l=3184.2732/203501.95NMc=N2a=501.95（203-32）8.58104Nmm在水平平面内: N2=Ftb/l=8845.18（32/203）1394.31N Ms=N2a=1394.31（203-32）2.4105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi12=10443/17263Nm23252422210263104 . 21058. 8）（）（）（jscTMMM3.66105Nmm由公式（3-26）得:河南理工大学万方科技学院本科毕业论文44MPadMWM72.2382514. 31066. 33232353刚度校核： I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 由公式（3-28）得：radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc455222252222108 . 920304.19165101 . 23139)32203(3227.31843)(11. 020304.19165101 . 23)32203(3218.88453039. 020304.19165101 . 23)32203(3227.31843轴的合成挠度mm12. 011. 0039. 02222scfff档：此时中间轴受到齿轮 Z6的作用力，因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。Ft=5564.68N；Fr=2003.28NN2FrN1垂直平面:水平平面:N1FtN2图 3-11 中间轴在档时的受力情况在垂直平面内: N2=Fra/l=2003.28100/203986.84NMc=N2b=986.84（203-100）1.02105Nmm河南理工大学万方科技学院本科毕业论文45在水平平面内: N2=Fta/l=5564.6（100/203）2741.18NMs=N2b=2741.18（203-100）2.8105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi12=10443/17263Nm23252522210263108 . 21002. 1）（）（）（jscTMMM3.97105Nmm由公式（3-26）得:MPadMWM94.2582514. 31097. 33232353刚度校核： I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 由公式（3-28）得：radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc555222252222105 . 220304.19165101 . 233)100203(10028.20033)(24. 020304.19165101 . 23)100203(10068.55643087. 020304.19165101 . 23)100203(10028.20033轴的合成挠度mm0.2mm26. 024. 0087. 02222scfff由于第二轴上采用联体齿轮,并且中间轴上套有隔套,故相当于增大轴的直径,因而轴的刚度增加,且满足允许值范围。档：此时中间轴受到齿轮 Z4的作用力，因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力得到中间轴上齿轮所受的力。Ft=4184.76N；Fr=1506.51N河南理工大学万方科技学院本科毕业论文46水平平面:垂直平面:FtN1N2FrN1图 3-12 中间轴在档时的受力情况在垂直平面内: N2=Fra/l=1506.5173/203541.75N Mc=N2b=541.75（203-73）7.04104Nmm在水平平面内: N2=Fta/l=4184.76（73/203）1504.86N Ms=N2b=1504.86（203-73）1.96105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi12=10443/17263Nm232524222102631096. 11004. 7）（）（）（jscTMMM3.36105Nmm由公式（3-26）得:MPadMWM15.2192514. 31036. 33232353刚度校核： I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 由公式（3-28）得：河南理工大学万方科技学院本科毕业论文47radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc455222252222103 . 320304.19165101 . 2357)73203(7351.15063)(15. 020304.19165101 . 23)73203(7376.41843055. 020304.19165101 . 23)73203(7351.15063轴的合成挠度mm16. 015. 0055. 02222scfff由于第二轴上采用联体齿轮,并且中间轴上套有隔套,故相当于增大轴的直径,因而轴的刚度增加,且满足允许值范围。4.1.34.1.3 校核倒档轴的强度与刚度校核倒档轴的强度与刚度当 Z8和 Z10啮合时：NdiTFNdiTFeret23.318320tan3 .8842/tan23 .8842225 . 3/ )17/22()17/43(101042/2max3max倒档倒档）（水平平面:垂直平面:N2Ft倒挡N1N2Fr倒挡N1图 3-13 中间轴在倒档时 Z8和 Z10啮合时的受力情况在垂直平面内：N1=Fr 倒档b/l=3183.2343/1021341.95N河南理工大学万方科技学院本科毕业论文48Mc=N1a=1341.95（102-43）7.9104Nmm在水平平面内：Ms=Ft 倒档ba/l=8842.3（43/102）（102-43）2.2105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi =104（43/17）（22/17）340.43Nm2325242221043.340102 . 2109 . 7）（）（）（jscTMMM4.13105Nmm由公式（3-26）得:MPadMWM37.2692514. 31013. 43232353刚度校核： I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 由公式（3-28）得：radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc4552222522221005. 110204.19165101 . 2316434310223.31833)(046. 010204.19165101 . 2343431023 .88423017. 010204.19165101 . 23434310223.31833）（）（）（轴的合成挠度mm049. 0046. 0017. 02222scfff当 Z7和 Z9啮合时：NdiTFNdiTFeret33max43max101 . 4435 . 3/20tan28. 8101042/tan21014. 1435 . 3/28. 8101042/2）（）（倒档倒档河南理工大学万方科技学院本科毕业论文49水平平面:垂直平面:N2Ft倒挡N1N2Fr倒挡N1图 3-14 中间轴在倒档时 Z7和 Z9啮合时的受力情况在垂直平面内：N1=Fr 倒档b/l=410066/1022652.94NMc=N1a=2652.94（102-66）9.6104Nmm在水平平面内：Ms=Ft 倒档ba/l=1.14104（66/102）（102-66）2.66105Nmm由公式（3-27）得：Tj=Temaxi =104（43/17）（22/17）340.43Nm2325242221043.3401066. 2106 . 9）（）（）（jscTMMM4.43105Nmm由公式（3-26）得:MPadMWM94.2882514. 31043. 43232353刚度校核： I=d4/64=3.14254/64 19165.04mm4 由公式（3-28）得：河南理工大学万方科技学院本科毕业论文50radEILababFmmEILbaFfmmEILbaFfrtSrc4552242252222104 . 210204.19165101 . 2330666610241003)(05. 010204.19165101 . 2366661021014. 13019. 010204.19165101 . 23666610241003）（）（）（轴的合成挠度mm053. 005. 0019. 02222scfff长的轴应进行扭转刚度的验算，使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为0.2500.350 度。在转矩 T 的作用下，长为 L 的轴的扭转角为4：（3-29）pGJTL3 .57式中 T转矩，Nmm；L轴长，mm；Jp轴横截面的极惯性矩，mm4：对实心轴；对空心轴324dJp；)(1 3244dddJipG轴材料的剪切弹性模量，对于钢材 G=8104MPa。对第一轴进行扭转刚度的验算:已知 L=170mm，T=104Nmm，。52.102891323214. 33244dJp由公式（3-29）得: 12. 052.102891108170101043 .573 .5743pGJTL故第一轴满足使用条件。河南理工大学万方科技学院本科毕业论文514.24.2 轴承轴承的选择的选择一般是根据结构布置并参考同类车型的相应轴承以后13,按国家规定的轴承标准选定,再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征4,9。轴承的名义寿命 L（以 106转为单位）: （3-30）PCL式中 C轴承的额定载荷或承载容量，N，根据选定的轴承型号查轴承手册；P轴承的当量动载荷，N；轴承寿命指数，对球轴承 =3；对圆柱滚子轴承取=10/3。轴承的使用寿命也可按汽车以平均车速vam行驶至大修前的总行驶里程 S 来计算：，h （3-31）amvSLh式中的汽车的平均车速可取vam0.6va max。对汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万 km，货车和大客车 25 万 km。L与Lh之间的换算关系为L=60nLh/106 （3-32）式中 n轴承的转数，r/min。径向和径向止推球轴承的当量动载荷，可按下式对每个档位进行计河南理工大学万方科技学院本科毕业论文52算：（3-33）eYFFkkVFPeYFFkkYFXVFPraTrraTar当当)(式中 X，Y径向系数和轴向系数，按轴承标准规定由轴承手册查出； V考虑轴承内圈或外圈旋转的系数，内圈旋转取V=1.0,外圈旋转取 V=1.2;Fr，Fa径向和轴向载荷，N，根据计算转矩Tj计算各档的支承反力后求得； k考虑路面不平度引起的动载荷的影响系数，对于变速器轴承可取k=1.0；kT温度系数；e轴向加载参数，由轴承手册查得。第一轴后轴承采用深沟球轴承，第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承，后端采用深沟球轴承。参考同类车型，初选第一轴后轴承为 6209 轴承,第二轴后轴承为 6307 轴承。由公式（3-31）得：=25104/（62.30.6）6688.07hamvSLh由公式（3-32）得：L=60nLh/106 =600.630006688.07/106722.31根据汽车传动系的载荷强度绘制了行驶状况系数 Kx随计算牵引力 Ftj与河南理工大学万方科技学院本科毕业论文53平均牵引力 Fta的比值（Ftj/Fta）变化而改变的曲线图（见图 3-15）。12345Ftj/Fta0.000010.000040.000010.000040.0010.0040.010.040.10.4KxjKxw图 3-15 行驶状况系数 Kxj、Kxw与（Ftj/Fta）之关系曲线计算牵引力 Ftj与平均牵引力 Fta应根据变速器第一轴的计算转矩 Tj,按各档传动比进行计算4，即（3- /riiT Fr0gjtj34） Fta=Fa+Fwa+Fja （3-35）式中 Fa平均道路阻力，见表 3-6； Fwa平均空气阻力，按表 3-6 给出的公式计算；Fja平均加速阻力，按表 3-6 给出的公式计算。表 3-6 载货汽车的平均比阻力车型平均比阻力Fa/GaFwa/GaFja/Ga载货汽车0.0302.5v2m/Ga0.3（Ftj- Fa - Fwa）/ Ga河南理工大学万方科技学院本科毕业论文54说明：Ga为汽车总重（N）；vm为平均车速（km/h）。由公式（3-34）和（3-35）得：Tj=104K=104KAKvKK=1041.251.111.15164.5Nm3366.3ig /62.30.425niT /riiT Fpgjr0gjtjFa=0.03Ga=0.033.51039.8=1029NFwa=2.5v2m=2.537.7823493.16Nvam0.6va max=0.662.3=37.38km/h分别计算出各档的牵引力 Ftj与平均牵引力 Fta,以此来查出行驶状况系数 Kx档: Ftj=3366.3ig=3366.36.421544.32N Fja=0.3（Ftj- Fa - Fwa）=0.3（21544.32-1029-3493.16）=5106.65NFta=Fa+Fwa+Fja=1029+3493.16+5106.65=9628.81N档: Ftj=3366.3ig=3366.33.0910401.87NFja=0.3（Ftj- Fa - Fwa）=0.3（10401.87-1029-3493.16）1763.91NFta=Fa+Fwa+Fja=1029+3493.16+1763.91=6286.07N 档: Ftj=3366.3ig=3366.31.695689.05NFja=0.3（Ftj- Fa - Fwa）=0.3（5689.05-1029-3493.16）350.07NFta=Fa+Fwa+Fja=1029+3493.16+350.07=4872.23N 档: Fta=Fa+Fwa+Fja=1029+3493.16-1054.687=3467.29NFtj=3366.3ig=3366.31=3366.3N河南理工大学万方科技学院本科毕业论文55档：Ftj/Fta=21544.32/9628.812.24档：Ftj/Fta=10401.87/6286.071.65档：Ftj/Fta=5689.05/4872.231.2档：Ftj/Fta=3467.29/3366.31.03查图 3-15 可得：档：Kxj=0.2 ；档：Kxj=0.39 ；档：Kxj =0.41 ；档：Kxj=0.45。应对每个档计算轴承的当量循环次数，第i档的为：（3-36）61060ixjigihinKfLL 轴承的实际循环次数为：（3-37）61060igihinfLL 式中 ni第i档的轴承旋转次数，为第一轴的旋转iMiunn/Mn次数（以汽车的平均速度vam计算）ui为由第一轴至计算轴的传动比；fgi变速器处于第i档时的相对工作时间，即变速器第i档的使用率（），见表 3-7；Kxji第i档的行驶状况系数，见图 3-5。表 3-7 载货汽车变速器各档的相对工作时间或使用率fgifgi/变速器档位车型档位数最高档传动比载货汽41132175河南理工大学万方科技学院本科毕业论文56车41143560先计算第二轴后轴承在每个档轴承的实际循环次数：档：；Kxj=0.2；查表 3-7 得25.2814 . 66 . 03000/Munnfg=1由公式（3-37）得：13. 110281.25%107.668860106066ghnfLL由公式（3-36）得: 23. 013. 12 . 010606xjixjghLKnKfLL档：；Kxj=0.39；查表 3-7 得52.58209. 36 . 03000/Munnfg=3由公式（3-37）得：01. 710582.52%307.668860106066ghnfLL由公式（3-36）得: 73. 201. 739. 010606xjxjghLKnKfLL档：；Kxj=0.45；查表 3-7 得09.106569. 16 . 03000/Munnfg=21由公式（3-37）得：75.89101065.09%2107.668860106066ghnfLL由公式（3-36）得: 8 .3675.8941. 010606xjxjghLKnKfLL河南理工大学万方科技学院本科毕业论文57档：；Kxj=0.4；查表 3-7

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