毕业设计（论文）-中型货车变速器设计（5+1档）.doc

全套图纸加扣3012250582 前 言汽车作为商品在世界各地都有广阔的市场，又因为生产批量大个给企业带来丰厚的利润。汽车的多样性可以满足各种生产生活的需求，而更重要的是，汽车工业的发展带动了许多相关产业的发展，比如钢铁、石油、橡胶、塑料、机床、道路、汽车销售、运输、交通管理、金融业等等一系列产业的发展，解决了大批人员的就业问题。汽车作为我国的支柱产业，其重要性不言而喻，而变速器作为汽车的核心部件之一，在很大程度上决定了汽车的性能，因此设计出一款结构合理、制造成本适中、轮廓尺寸和质量尽可能小的变速器也就是重中之重。本次的毕业设计主要是考察我们即将毕业的大学生在这四年里所学的专业知识，同时也是将所有的科目进行一次综合性的考核，可以让我们清楚的知道自己在大学中到底学到了多少知识，以及对各科目知识的运用能力，这些对我们以后走上工作岗位都是有着积极的意义。本人的设计题目是： 中型货车变速器设计（51）档设计工作量:1、集资料、进行方案论证、结构分析，确定合理的结构方案。2、选择正确的参数，对变速器的强度及刚度进行校核计算。3、三维建模，变速器结构图；绘CAD图（A1）一张。4、设计中的计算要求编程，上机计算，打印程序、结果。5、英译中大于5000字符（折合中文约大于3000字）。 6、设计说明书应包括：目录、中、英文摘要、设计说明、方案论证、计算过程、结论、毕业设计完成情况的自我评价及其它说明。要求大于1.2万字。设计参数:发动机最大扭矩：355（N.m）; 一档传动比：6.28 ; 主减速器减速比：5.6。要求：1、 方案合理，结构正确，满足变速器的功用；2、 设计计算准确，达到强度、刚度、寿命及其它指标；3、 运用编程计算，计算机绘图；4、 说明书内容完整，图纸表达清楚，英文翻译文理通畅。最后，由于本人的设计经验和知识水平有限，在设计中出现的问题敬请各位老师和同学的指正。 编者：陈鹏 2012.5第1章 变速器的功用和要求 现代汽车采用的活塞式内燃发动机转矩变化范围较小，不能适应汽车在各种条件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要。而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒车；还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。变速器的功用：（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。因此变速器通常还设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空挡，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输出。为保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的使用条件和基本要求：（1）应该合理地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；此外，还不允许出现误挂倒档的现象；（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。此外合理地齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。 （5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。（6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；（7）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；（8）需要时应设置动力输出装置。 第2章 变速器的方案论证2.1 变速器类型选择及传动方案设计变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。现代汽车大多都采用三轴式变速器或者两轴式。对发动机前置前轮驱动的轿车，如变速器传动比小，则常采用两轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：2.1.1、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。2.1.2、变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。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。2.1.3、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。2.1.4、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。综上，世上没有最好的方案，而只有最想对最适合的方案，显然.两轴式很适合用在轿车上，而三轴式则适合用在货车上，所以在这里我选择三轴式作为最终的方案。 2.2 变速器传动机构的分析根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各档数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换档方案和倒档传动方案。2.2.1、换档结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换档结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种。（1）滑动齿轮换档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）啮合套换档用啮合套换档，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）同步器换档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.本次设计方案二、三、四、五档采用同步器换档，一档和倒档使用输出轴上滑动直齿轮换档。2.2.2、倒档形式及布置方案倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，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。图2.1常见的倒档结构方案有以下几种：方案1.（如图2.1a）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。方案2.（如图2.1b）所示）此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，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2.1c）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2.1d）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2.1e）所示）此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。方案6.（如图2.1f）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2.1g）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。综合考虑，本次设计采用输出轴上直齿滑动换入倒档换档方式。其优点是：结构简单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低。但换档时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。2.3 变速器操纵机构方案分析变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求（1）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;（2）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;（3）应使驾驶员得到必要的手感。变速杆的布置 操纵机构按变速杆相对于变速器的位置可分为直接操纵与远距离操纵，现在对这两种操纵形式进行分析并确定本次设计/的方案。 （1）直接操纵手动换档：是最简单的操纵方案，在各种类型的汽车得到了广泛的应用。其传统的布置方法是将变速杆安装在变速器盖上并由驾驶座椅旁的地板伸出，以便司机可直接用手操纵变速杆进行换档。只有当变速器布置在驾驶座位附近时直接操纵才能实现。起优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵结构简化，但它要求各档换档行程相等。 （2）远距离操纵手动换档：用于当变速器不止得离驾驶座椅较远时，这时需要通过杆系等换档传动机构操纵变速器。这种杆系传动机构应该有足够的刚性，且各连接件间的间隙应尽量小，否则换档手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速杆支座应固定在受车架变形，汽车振动影响比较小的地方，最好将换档传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利的影响。 比较直接操纵和远距离操纵的特点和优劣，本次设计优先采用直接操纵手动换档。换档位置设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：（1）按换档次序来排列 ；（2）将常用档放在中间位置，其它档放在两边；（3）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于1档组成一排。2.4 变速器传动方案的设计各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排，应考虑以下四个方面的要求：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档机构提出要求。比如说是该车是采用发动机前置前驱动还是发动机前置后驱动等等，这些问题都牵连着变速器的设计方案。驾驶员的使用习惯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档，如下图b和c。值得注意的是倒档，虽然它是平常换档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2.2。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。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，后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。按习惯，倒档最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒档与一档放在一起较好。 图 2.2 根据以上的要求，本次设计的档位布置方案为如图2.3所示： 图 2.3图2.4 操纵机构总览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置成直接档。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2.5所示传动路线：档：一轴12中间轴109二轴输出档：一轴12中间轴875和7间的同步器二轴输出档：一轴12中间轴655和7间的同步器二轴输出档：一轴12中间轴431和3间的同步器二轴输出档：一轴1和3间的同步器5和7间的同步器二轴输出R档：一轴12中间轴1011129二轴输出 图2.5 第3章 变速器设计计算3.1 变速器主要参数的选择3.1.1、传动比的选择实际上变速器的各档传动比之间的比值并不是正好相等的，也就是说不是按照等比技术来进行分配。主要考虑到汽车大部分时间都是用高档位行驶。额中型货车的1，2,3档的总利用率仅仅为百分之十到百分之十五.这次我采用3,4.5档之间的比值较小的传动比分配方案,如下：=1.0， =;1.3=1.93 ;=3.48;=6.28 3.1.2、中心矩A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，可根据经验公式计算A=Ka(Memaxi1g)1/3 (汽车设计第四版P90) Ka 中心矩系数：Ka=8.69.6,取9.1； 变速器一档传动比=5.86； 变速器传动效率：取g96；Memax 发动机的最大输出转矩，Memax=378单位为（Nm）；A116mm初取A=116mm3.1.3、齿轮参数选择（1）模数的选择影响齿轮模数的选取因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：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，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。对货车，减少质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数=4.0；直齿轮模数取.=4.5。啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器中的结合齿模数相同。其取用范围是：=2.03.5mm；选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。（2）压力角的选择压力角较小时，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，应采用14.5，15，16，16.5等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5或25等大些的压力角，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。（3）螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿合重合度增加，工作平稳，噪声低。随着增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30时，抗弯强度急剧下降。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：18-26。初选，（4）齿宽b 齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿强度和齿轮工作时受力的均匀程度。通常根据模数m（mn）来选择齿宽：直齿：b=Kcm, Kc为齿宽系数，取4.58.0斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.08.5； *直齿 初选b9=26mm, b10=26mm, b11=26mm b12=26mm*斜齿 b1=24mm, b2=24mm, b3=24mm, b4=24mmb5=24mm, b6=24mm, b7=24mm, b8=24mm而最终的齿宽由齿轮强度校核时确定3.1.4各档齿轮齿数的确定档齿轮的齿数确定（=25）（1）、直齿=2A/m=2116/4.5= 51.55由=+进行大小齿轮齿数分配，为使/的传动比更大些，货车可在1217之间取。所以取=14 ； =-=51-14=37 （2）、对A进行修正A=*m/2=51*4.5/2=114.75取A=115mm（3）、确定常啮合传动齿轮副的齿数/6.26*14/37=2.3686 （3-1）由A=(+)/2cos25=115可得+=2Acos25/=2115cos25/4.0=52.11 （3-2）根据上述两式可求出 =15.47；=36.64圆整后取 =15；=37图3.1 Z1图3.2 Z2（4）、修正 = （）/（） = 37*37/15/14 = 6.519=（6.519-6.28）/6.28*100%=3.8%5% （合格）（5）、修正螺旋角由(+)/（2cos） 得arccos(+)/（2A）=25.2641图3.3 Z9图3.4 Z10档齿轮的齿数确定（=20） （1）、二档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同，因此有/=/ 3.48*15/37=1.4108 （3-3）而 A=（+）/（2cos）可得 + =（2cosA）/ =（2cos20115）/4.0=54.68 （3-4）解上述两个方程式可求出 =31.99 =22.68圆整后取 =31； =23（2）、修正=（）/（） =37*31/15/23=3.3246=（3.48-3.3246）/3.48100%=4.4 5（合格）（3）、修正arccos (+)/（2A） = arccos 4.0（31+23）/（2115）=20.093967 从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：tg/tg=/(+)（1/）tg/tg=1.290034/(+)（1/）=1.120 |1.290034-1.120|=0.1700.5两者相差不大，近似认为轴向力平衡。图3.5 Z7图3.6 Z8档齿轮的齿数确定（=20 ） （1）/=/ =1.93*15/37 =0.78243 （3-5） 而 A=（）/（2cos）可得=(2cosA）/=54.68 （3-6）解上述两个方程式可求出 =24 ； =30.68圆整后取 =23 ； =31（2）修正=/=37*23/15/31=1.83011=（1.93-1.83011）/1.93100%=0.49 5（合格）（3）修正arccos (+)/（2A） = arccos 4.0（31+23）/（2115）=20.093967 从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：tg/tg=/(+)（1/）tg/tg=1.29/(+)（1/）=1.239 |1.291.239|=0.050.5两者相差不大，近似认为轴向力平衡。图3.7 Z5图3.8 Z6档齿轮的齿数确定（=20） （1）/=/ =1.315/37 =0.527 （3-7）而 A=（）/（2cos）可得=(2cosA）/=54.68 （3-8）解上述两个方程式可求出 =18.86 ； =35.8圆整后取 =19 ； =35（2）修正=/=37*19/15/35=1.34=（1.34-1.30）/1.30100%=3.1 5（合格）（3）修正arccos (+)/（2A）=20.093967从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：tg/tg=/(+)（1/）tg/tg=1.29/(+)（1/）=1.098 |1.290.098|=0.190.5两者相差不大，近似认为轴向力平衡。图3.9 Z3图3.10 Z4确定倒档传动比倒档齿轮的模数往往与一档相似，倒档齿轮齿数一般在2123之间选择，初选21 。可计算出中间轴与倒档轴的中间距A A=m（）/2 =4.5（14+21）/2=78.75 mm初选倒档传动比 =7.0又有 =()/()所以可求出 =()/() =（37*37*21）/(15*14*7)=19.557圆整 =20图3.11 Z11 Z12第二轴与倒档轴之间的中心矩 A=m(+)/2=4.5（37+20）/2=128.25 确定倒档传动比 =()/() =（37*37*21）/（15*14*20）=6.845修正后各档的传动比为： =6.52, =3.32, =1.83, =1.34, =1.00 ，=6.85螺旋方向 由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。关于螺旋角的方向，第一、二轴齿轮采用左旋，这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。中间轴齿轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。齿轮材料现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的齿轮的材料选用20CrMnTi 。齿轮变位系数的选择和计算采用变位系数，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。对实际中心距等于已知中心距时，采用高度变位，反之采用角度变位。由于角度变位可获得良好的齿合性能及传动质量,故较多被采用.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。变位系数的计算:已知： 各齿轮齿数，法面模数，实际中心距，螺旋角，压力角求变位系数的步骤如下：（1）求标准中心距 1）直齿轮 2）斜齿轮 （2）求啮合角 得 （3）求渐开线函数及（4）求变位系数和由得以上就是变位系数的计算公式，显然这样的计算过于繁琐，在这里我使用小程序六艺方圆进行计算， 结果在下表列出。Z153719352331b24192520252025155120538205384.04.04.04.424.264.2621552321113211135.3012.7035.0003.0004.5003.5003.6996.2974.0006.0004.5005.50066.346163.65480.926149.07497.963132.03776.946169.05490.926155.074106.963139.03758.146150.25472.926137.07488.963121.037x0.3250.3250.250 0.2500.125-0.125Zv20.2850.032342 27.737.4y0.1560.1350.1530.1290.1530.140 Z312337142120b18232020252620538004.04.54.54.262111320203.5004.5003.2386.0104.3404.9075.5004.5006.8854.1136.0325.465132.03797.963166.50063.0009450090.000139.037106.963172.97775019103.18099.815121.03788.963152.73154.77382.43579.070x0.1250.125-0.2800.336-0.0910.036Zv27.737.437142120y0.1400.1530.1290.1520.1200.131 表3.1 注：直齿圆柱齿轮： 斜齿圆柱齿轮：齿顶高=； 端面模数=/；齿根高=（+）； 分度圆直径=； 齿顶高系数=1.0； 顶隙系数=0.25； 齿顶圆直径=+2； 齿根圆直径=-2；分度圆直径= 齿高=+（机械设计基础 第三版 P79页）3.2、齿轮的强度校核3.2.1、齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏有以下几种形式：轮齿折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。 为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。齿面点蚀 齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。 提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。齿面胶合 高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。3.2.2、圆柱齿轮强度的简化计算 （1）轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力： - （3-9） 式中，弯曲应力（MPa）；F1圆周力（N），F1=2Tg/d，为计算载荷（），为节圆直径（）；应力集中系数，=1.65 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，被动齿轮=0.9；b齿宽（mm）t端面齿距，t=m, m为模数；y齿形系数，查汽车设计（第四版）图3-19可得齿宽系数（斜齿取为4.58.0）因为节圆直径，式中为齿数，将上述有关参数代入上式后得： 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850 MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。根据以上公式计算得：=143.93 MPa, =359.42 MPa, =273.3 MPa =378.19 MPa 斜齿轮弯曲应力： -（3-10）F1圆周力（N），F1=2Tg/d，为计算载荷（），为节圆直径（），为法面模数（mm）；为齿数；螺旋角（）应力集中系数，=1.50为法面齿距 ，齿形系数，可按当量齿数查图得齿宽系数（斜齿取为6.08.5）重合度影响系数，=2.0将上述有关参数代入式（3-10）后得当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对货车常啮合齿轮和高挡齿轮许用应力在100250。根据上式计算得：= 155.83 MPa =58.05 MPa =123.33 MPa =73.33 MPa =100.73 MPa = 83.36 MPa =89.36 MPa =93.05 MPa（2）轮齿接触强度计算轮齿接触应力为： -（3-11）式中：齿轮的接触应力F齿面上的法向力（N），F=/() ；为圆周力（N），；为计算转矩（Nmm）；为节圆直径（mm）；为节点处压力角（）；为齿轮螺旋角（）；轮齿材料的弹性模量（MPa），取=2.1 MPa； 齿轮接触的实际宽度（mm）；、主、被动齿轮节点处的曲率半径（mm）； 直齿轮：；斜齿轮： 斜齿轮： 、为主、从动齿轮节圆半径将上述参数代入（3-11）后得直齿轮：=斜齿轮：=计算转矩=时的许用应力为： 常啮合和高档齿轮：13001400 N/mm2 一档和倒档齿轮：19002000 N/mm2（为发动机最大转矩）。根据上两式计算得：直齿：=620.37 MPa =914.21 MPa =891.19 MPa =936.92 MPa 斜齿：=903.03 MPa =527.68 MPa =755.03 MPa =555.11 MPa =660.87 MPa =605.24 MPa =605.59 MPa 第4章 变速器轴的设计计算4.1、轴的功用及设计要求 变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的的刚度和强度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器轴时主要考虑以下问题：轴的结构形状，轴的直径、长度、轴的刚度和强度、轴上花键形式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。4.2、初选轴的直径（1）轴的长度对轴的刚度影响很大，为满足刚度要求，轴的长度必须和直径保持一定的协调关系。轴的直径d与支承跨度长之间的关系可按下式选取： 第一轴及中间轴：d/L0.160.18 第二轴： d/L0.180.21（2）轴的直径与轴传递转矩有关，因而与变速器中心矩有一定关系，可按下列公式初选轴的直径：中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部轴径： （0.40.5)A(mm) （0.40.5)117=46.858.5（mm） 第一轴花键部分直径d可选为： 其中： A变速器中心距，为117mm；K经验系数，K4.04.6，取K4.0；发动机最大转矩所以 第一轴花键部分直径d=32.54mm, 取d=33mm 与中间轴齿轮常啮合的第二轴齿轮，常装在青铜衬套或滚针轴承上，也有的直接装在轴上，这就能够增大轴的直径因而增加轴的刚度。 轴的尺寸还与齿轮、花键、轴承有一定联系，要根据具体情况，按其标准进修正。以下是轴的计算尺寸： 第二轴各轴段最小轴径：= 因为 T=9.55 可得=T/9.55其中： P轴传递的功率，； 轴的转速，； T轴所受的扭矩 可查机械设计（第八版）表15-3，取=100所以计算得第二轴各轴段最小轴径齿轮1处：=100（3.781.00/9.55）1/ 334.08 mm;齿轮3处：=100（3.781.56/9.55）1/ 339.53 mm;齿轮5处：=100（3.782.44/9.55）1/ 345.88 mm;齿轮7处：=100（3.783.92/9.55）1/ 353.74 mm;齿轮9处：=100（3.786.57/9.55）1/ 363.83 mm;当轴截面上开着键槽时，应增大轴径以考虑对轴的强度减弱，同步器花键增加5，中间轴有两键槽且直径小于100mm，增加10 。修正后，轴径如下：二轴： 齿轮1处：d=34.08（1+5）35齿轮3处：d=39.53（1+5）42齿轮5处：d=45.88（1+5）48齿轮7处：d=53.74（1+5）58齿轮9处：d=63.83（1+5）68与档同步器轴径：d小径39与档同步器轴径：d小径52中间轴：齿轮2处：d=38mm;齿轮4处：d=45mm.齿轮6处：d=52mm 4.3、轴的结构形状 轴的结构形状应保证齿轮、同步器及轴承等的安装、固定。并与工艺要求有密切关系。 除前置发动机前轮驱动、后置发动机后轮驱动的汽车变速器采用两个轴外，绝大多数汽车变速器都是三轴式。 在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴承内径确定。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定。确定第一轴后轴径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，以便于装拆第一轴。 第二轴前轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键时以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承，衬套（滑动轴承）还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于0.8，表面硬度不应低于HRC5863。在一般情况下轴上应开螺旋油槽，以保证充分润滑。在低档的滑动挂档齿轮处，轴上花键采用矩形花键，因为挂档时，齿轮须轴向滑动，要求定心好，滑动灵活。所以除要求定心的外径磨削外，一般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。 第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸要避免相当悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴折断。轻型汽车变速器各档齿轮常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面油相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的，因此只在轻型汽车变速器中采用。 变速器中间轴有旋转式和固定式两种。 固定式中间轴是根光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承或长、短圆柱滚子轴承。轴常轻压于壳体中。固定式中间