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东风 EQ1090E 货车 变速器 总成 设计 CAD

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目 录摘 要IIAbstractIII1 绪 论11.1 变速器的简介11.2 变速器的种类及优缺点12 变速器传动机构布置方案33 变速器设计方案初步确定43.1 变速器的传动比43.2 变速器中心距的确定53.3 齿轮参数的设计53.4变速器齿轮的设计计算114 变速器各档齿轮的校核134.1 齿轮弯曲应力的计算134.2 齿轮的接触强度145 变速器第二轴的校核175.1 轴的直径的初步确定175.2 变速器轴的校核176 变速器同步器的设计及操纵机构226.1 同步器的设计226.2 同步环主要参数和设计方案的确定236.3 变速器的操纵机构247 结 论26参考文献27致 谢28I东风 EQ1090E 型货车变速器总成的设计摘 要变速器是汽车传动系统的核心零部件之一。变速传动机构和变速操纵机构共同组成了 一个完整的变速器。所谓换挡就是操纵机构控制传动机构，从而改变传动比的这一过程。 大体上变速器可以分为机械式手动变速器和机械式无级变速器两种。变速器档位越多，动 力划分越详细，在合适的时候挂对应的档位，大大省油；但是挡位少也有它的优点，比如 操纵方便。这一次设计的是东风 EQ1090E 型汽车变速器，通过对东风 EQ1090E 型汽车主要技术 特性的分析，根据货车的动力输出方式，这次设计中选择中间轴式变速器。通过汽车爬坡 度计算出传动比，换挡的方案中选择锁销式同步器。通过传动比计算出齿轮的齿数、齿轮 中心距，再设计出齿轮轴的轴长和直径。通过校核方案中计算出的齿轮、轴等数据，使它 满足东风 EQ1090E 的使用要求。考虑换挡轻便等问题，直接操纵机构在本次设计中无疑是 最好的选择。关键词：变速器；齿轮；轴；同步器IIDesign of Transmission Assembly for Dongfeng EQ1090E Freight carAbstractTransmission is one of the core parts of automobile transmission system. The gearshift transmission mechanism and the gearshift control mechanism constitute a complete transmission. The so-called shift is the process of controlling the transmission mechanism and changing the transmission ratio. In general, the transmission can be divided into mechanical manual transmission and mechanical stepless transmission. The more transmission gear, the more detailed power division, when the appropriate time to hang the corresponding gear, greatly save fuel, but less gear also has its advantages, such as convenient operation.This time the design of the Dongfeng EQ1090E type vehicle transmission, through the Dongfeng EQ1090E model of the main technology According to the power output mode of the freight car, the intermediate shaft transmission is selected in this design. The transmission ratio is calculated by the climbing gradient of the vehicle, and the lock pin synchronizer is chosen in the shift scheme. The gear tooth number and gear center distance are calculated by transmission ratio, and the shaft length and diameter of gear shaft are designed. By checking the data of gears and shafts, it can meet the requirements of Dongfeng EQ1090E. Considering shift portability, direct control mechanism is undoubtedly the best choice in this design.Key words: transmission; ratio; gear; synchronizer；III1 绪 论1.1 变速器的简介虽然在现在的使用中，变速器是汽车不可或缺的一部分，但是变速器并不是和汽车一 起诞生的，直到 20 世纪初，滑动齿轮变速器才被大众认可，并且大量投入使用，这一现 象标志着汽车传动系统的一次重大改革，变速器开始被认可并开始被广泛使用。变速器不是伴随发动机诞生的，它只是为了解决发动机的一些不足，随着发动机的进 步，可能在不久的未来就会退出历史的舞台。它仅仅是发动机在完善过程中的替代品。在 过去到现在的一百年间，发动机是怎么驱动的呢，毫无疑问，它是由燃料的燃烧驱动的。 不管它们使用的是汽油还是柴油，不管它们的运动形式是什么，它们都有一个统一的名字内燃机，燃料在它们内部被点燃，之后在气缸内膨胀，推动活塞输入动力。但是不管 是燃烧还是膨胀，都不是一瞬间能完成的，所以内燃机一直不能达到理想中完美的状态。 在汽车起步的时候，静摩擦力最大，所以需要很大的扭矩才能推动汽车运动起来，但是转 速只要很小的一点；但是在高速公路上行驶的时候，由于汽车速度很快，主要依靠惯性， 一点点扭矩就能保持运动；但是，如果你想超车，仅依靠一点点的扭矩只够保持运动，而 汽车运动很快，这时候就要一个非常大的扭矩来加速才行。发动机的功率说白了就是扭矩 和转速两部分加起来，这样子，我们不难想到，发动机的输出功率随着汽车运动速度的增 大而增大，由于发动机的转速有极限，所以输出功率也有上限；同样的发动机的输出功率 也有底线，那就是不能低于汽车怠速时的功率。1.2 变速器的种类及优缺点1手动变速器-MT它的年龄最大，出现的最为普遍，手动变速箱优点和缺点一目了然，它的传动效率非 常的高，不单构造简单，而且不容易损坏，维修起来也非常方便。但是操作难度大，很难 上手，而且非常耗体力。但是最简单的也是最可靠的，只要发动机的根本问题没有解决， 变速器不被淘汰，手动变速箱也不会被淘汰，因为带给驾驶员的操作感是不可替代的，那 种机械美学对于每个人来说都是永不过时的。优点：结构不复杂、性能稳定、制造成本低、维护方便、传动效率高、换挡流畅驾 驶感无可比拟；缺点：操作有难度，上手难度较高，而且在挡位切换不顺畅，驾驶员在城市拥堵路 段很有可能因为紧张而操作熄火引发交通事故。2自动变速器-AT自动变速器的动力传播是通过液力变矩器以及行星齿轮传递给发动机，传动过程中能 量浪费严重，成本很高不经济，于此同时行星齿轮不简单，损坏之后维修困难。但是自动 变速的优点是手动变速器不能比的，它让汽车操纵更方便，不需要操作也能驾驭汽车，降1低人们学车的难度。特点：自动变速器，通过行星齿轮机构进行变速，他可以通过感知油门的踩踏情况 了解车速的变化，自动换挡，不再需要手动踩离合。驾驶员只需要擦油门就够了，真正解 放你的脚。优点：操作简单，入手容易。你可以更流畅地切换档位而不需要考虑什么时候踩离 合的问题，使驾驶更加简单，它能根据路面状况自动变速换挡，驾驶员只需要观察路面 车况就行，大大降低了事故发生的概率；缺点：传动效率低造成大量能源的浪费，经济性不好；同时结构繁琐不利于维修。 3无级变速器-CVT 通常我们称它为无级变速箱，它比传统的自动变速箱拥有更简洁的机构布置。它通过锥轮组和金属链代替齿轮传递动力，真正意义上的实现了持续的动力输出，让发动机一直 保持在理想工作状态。但是由于锥轮组和金属链不像齿轮那样刚性连接，金属链打滑就成 了它的先天不足，一部分传动量被消耗在打滑上。优点：操控简单，动力输出流畅，开起来更加舒服，由于自动换挡，使汽车大部分 时间都处于理想工作状态，油耗大大降低；缺点：由于不是刚性连接，比一般的手动变速器能承受的扭矩小，只能应用在中小 型车型上。4电子无级变速器-E-CVT可以说是目前最先进的技术之一，它通过电机调整转速，让发动机一直处于理想工作 状态；优点：变速器传动效能高，燃油经济性好。由于发动机不与车轮轴直接传动转矩， 所以震动很低，驾驶员操作起来很平顺；缺点：从原理和结构上来说，电机作为核心一旦出故障，整个系统就瘫痪的，电机 不可替代，在极端工作条件下不耐用。5手自一体变速器-AMT同时拥有自动变速器和手动变速器的优点。它比自动挡的传动效率高，燃油经济性好， 唯一的缺点就是驾驶中可能会颠簸，不太舒适，所以国内暂时只在一些低端车型上安装。优点：成本不高经济性好、结构简单易于维修、传动时能量利用率高；缺点：换挡卡顿。6双离合变速器-DCT手动变速箱的升级版，不仅传动效率高，而且换挡更快，两套动力传动路线使得他在 传动过程中选择性更强。优点：传动能量利用率高、在理想工作状态下换挡速度极快；缺点：经济性差，入手难度大，需要一定的操作，如果选择干式的离合，那么在传 动过程中会产生大量热量；而选择湿式的离合，摩擦力又会不够。62 变速器传动机构布置方案变速器方案确定时要考虑很多因素，只有充分考虑齿轮的形式带来的影响，轴的布置 造成的传动问题，才能设计出最佳方案。（1）固定轴式变速器主要分为两种：两轴式变速器和三轴式变速器。第一挡第二挡 直接连接起来传递转矩的挡位就是直接挡，这时候主、被动齿轮的齿数比是 1：1。三轴式 变速器的优点就是直接挡在传递过程中的损耗很小，由于是直接连接，所以齿轮的磨损也 很小，同时噪声也小。除了直接挡，其他前进挡都需要通过两对齿轮的传递才能输出转矩。 所以，如果选择三轴式变速器，那么就算中心距小一点依旧不影响我们获得一挡的传动比。 没有完美的东西，他也存在许多问题，虽然直接挡的传动效率很高，但是这也造成了其他 档位的效率会损失一部分。（2）挡位：汽车的挡数直接影响到汽车的动力性、经济性、排放性等1。由于本次设 计为中型货车，挡数选择为五个前进挡加一个倒挡。（3）齿轮形式：变速器的齿轮通常分为两种：斜齿轮和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿 轮的缺点就是制造复杂，由于齿轮螺旋角不为 0，工作时会产生一个轴向力。但它的一个 优点带来的好处可以让我们无视那些缺点，那就是使用寿命长，噪声小，所以仍然被广泛 应用。一挡和倒挡通常使用直齿圆柱齿轮。（4）换挡形式：轴向滑动直齿齿轮换挡时磨损严重，大大降低了齿轮使用寿命，而 且噪声不断。所以，除一挡、倒挡外很少使用滑动齿轮换挡。啮合套换挡时，承受冲击载 荷的啮合齿数多，接触面积大，所以单个齿轮受到的扭矩小，使用寿命大大提高。但是由 于不能消除换挡时的冲击，所以啮合套依旧不完美。同步器一般分为常压式同步器、惯性 式同步器和自行增力式同步器。考虑到惯性式变速器在各个方面的综合性能比较好，所以 一般采用惯性式，它同时还是锁环式同步器，使换挡流畅迅速、同时解决换挡时的冲击问 题、环保性好，所以被应用在各个领域。但它并不是没有缺点，结构繁琐不利于维修、制 做精度要求严格，经济性差。轴向尺寸太大，所以小型汽车基本不能安装只能在轿车和轻 型货车上使用。（5）圆锥滚子轴承在各个应用中表现优异，特别是使用寿命长，所以应用最广。它 通过提高接触面积，提高了齿轮啮合时的强度，提高轴和齿轮的使用寿命，完美解决了变 速器发生脱挡的问题。所以几乎没有缺点的圆锥滚子轴承理所当然的被选择在各个领域（6）变速器的控制机构由可变叉轴、自锁钢球、联锁钢球和联锁圆柱销、变速叉、 反向块、自锁弹簧在变速箱内按照一定的布置组成。汽车在运动过程中切换倒档的问题也 通过安装带弹簧的安全止杆的方法解决了。根据以上分析，最终我们的方案确定为：中间轴变速器，档位根据汽车爬坡度计算， 同步器选择锁销式同步器。3 变速器设计方案初步确定3.1 变速器的传动比3.1.1 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轮胎与路面间的滚 动阻力及爬坡阻力。故有1：Temaxigi0htrr mg( f cosamax+ sin amax) = mgYmax（3.1）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为：i mgrrmax（3.2）gTi hemax 0 t式中： m 汽车总质量（kg）；g 重力加速度（m/s2）；f 阻力系数；max道路最大阻力系数；a max 最大爬坡要求；rr 驱动车轮的滚动半径（m）； Temax 发动机最大转矩（Nm）； i0 主减速比；ht 汽车传动系的传动效率。 主减速比 i0 的确定：i0 = (0.377 0.472)rr np vamaxigh（3.3）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）。根据东风 EQ1090E 货车特性参数可知，本课题变速器 igh=1，最大爬坡度约为 28%， 即a max =15.6，f=0.02。由公式（3.3）得：取系数为 0.472，则：rr = 90i0 3000 0.472由公式（3.2）得：max=0.02cos15.6+sin15.6=0.288igmgrrmax Temaxi0ht= 9290 9.8 0.288 90 i0353 0.472 3000 0.9 i0 4.913.1.2 根据驱动车轮与路面的附着条件确定变速器档传动比为：i G2rrj（3.4）g Ti hemax 0 t式中： G2 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；j 道路的附着系数，计算时取j =0.50.6。 由公式（3.3）和公式（3.4）得：igG2rrj Temaxi0ht=9290 9.8 0.6 90 i0353 0.9 3000 0.472 i0 10.93综合 1 和 2 条件得：4.91ig10.93，取 ig=（4.91+10.93）/27.92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ii速档。中间档的传动比理论上按公比为 q = n-1 g1gn（其中 n 为档位数）的几何级数排列。因为 q = n-1 ig1= 4ign7.92 1.68 ，1所以 ig=7.79；ig=4.74；ig= 2.82；ig=1.68；ig=1计算出的传动比与给出的传动比相差不大，这里选择给出的传动比。3.2 变速器中心距的确定由于计算出的传动比和给出的传动比差距不大，这里选择给出的传动比 i1=7.31， i2=4.31，i3=2.45，i4=1.54，i5=1，iR=7.66。发动机的最大转矩 Temax = 353N m 。 通过已知数据可初步计算中心距，可用下面的公式计算初选中心矩A = KA 3Temax i1 hg（3.5）式中： KA 中心距系数，货车 KA 的取值范围为 8.6 - 9.6Temax 发动机的最大转矩， Temax = 353N mi1 变速器在一挡时的传动比， i1 = 7.31hg 变速器的传动效率，hg = 0.96把已知数据带进式（3.1）可以计算出 A=122mm。3.3 齿轮参数的设计3.3.1 齿轮模数本次设计选择 KA = 9齿轮模数的大小取决于轮齿的弯曲疲劳强度或者最大载荷作用下的静强度。在选择模 数时，选择较大的齿宽会导致模数减小，这样会减小变速器工作时产生的噪声，通过增大 模数可以有效减小齿轮齿宽从而降低中心距，这样大大降低了变速器的质量。高档轿车的 衡量标准之一就是低噪声，但是对载货汽车而言，相对于车身质量，噪声的大小反而不是 很重要。对于载货汽车，需要选择比较大的模数，以提高齿轮的承载能力2。根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出以下关系式3：2Tj K Km = 3fpzKc ys w（3.6）式中：m齿轮模数；s w 弯曲应力；Tj 计算载荷（Nmm）；K 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65；K f 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9；z 齿轮齿数；Kc 齿宽系数，直齿齿轮取 4.47.0；14.520y 齿形系数，见图 3.1。齿高系数 f 相同4、节点处压力角不同， y 0.79 y ，y17.5 0.89 y20 ，y22.5 1.1y20 ，y25 1.23y20 ；压力角相同、齿高系数为 0.8 时 y f =0.8 1.14 y f =1 ；图 3.1 齿形系数 y（当载荷作用在齿顶,=20,f0=1.0）= 3 2Tj K K f pzKc ys w= 3 2 430 10 3 1.65 1.1 3.14 19 4.5 0.12 (400850)根据其他相近车型的选择，第一轴的轴齿轮齿数暂定为 z=15，查图 3.1 得 y=0.125。 由公式（3.2）得：m取 m=43.854.9423斜齿轮法面模数公式6：m =2Tj Kcosbn3pzKc Ke ys w式中： K 应力集中系数，斜齿轮取 K = 1.5 ；斜齿轮的螺旋角；Kc 齿宽系数，斜齿轮取 Kc = 7.0 - 8.6 ，这里我们取 Kc=7；（3.7）y 齿形系数，按当量齿数 Zn= z/cos3b 由图 3.1 查得 y = 0.11 ；w 弯曲应力（单位 MPa），货车斜齿轮的弯曲应力取100 250 MPa； 由公式（3.7）5得：3j mn = 2T K cosb 2 430 10 3 1.5 0.93 = 3= 3.07 5.07pzKc Ke ys w3.14 19 7 2 0.11（100 250）如果需要齿轮选择的更合理，强度更满足要求，应该对每个齿轮都选择一个合适的模 数。但这样无疑会加到制造成本和制造难度，所以各个齿轮的模式应该尽量统一。所以这 里按照表 3.1 表 3.2 对直齿轮和斜齿轮各取一个模数。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4。表 3.2 汽车变速器常用齿轮模数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最终选择直齿轮模数 m = 4 ，斜齿轮模数 m = 3.53.3.2 齿轮压力角 的选择压力角直接影响货车的承载能力，为了提高货车的承载能力，压力角应该选择 22.5或 25，但是按照国家标准压力角为 20，所以本次方案中齿轮压力角选择 20。3.3.3 螺旋角 的确定斜齿轮相较于直齿轮具有更多的优点，所以一般除了在倒挡和一挡时，其他地方大多 选择斜齿轮传动。但是斜齿轮也有不少缺点，在选择斜齿轮时螺旋角应该注意以下问题6： 当螺旋角较大时，齿轮啮合的重合度增加，带来的好处就是齿轮工作平稳，噪声减小。而且齿轮强度会随着螺旋角的增大不断提高，但是物极必反。当螺旋角高于 30 时，他抗 弯强度会像抛物线一样骤然下降7，奇怪的是接触强度缺不受影响继续上升。所以为了保 住一定的弯曲强度与接触强度，螺旋角不能太大也不能太小。与此同时，为把斜齿轮传动 的轴向力造成的影响降到最低，齿轮在中间轴上应该选择右旋，在第一轴和第二轴上应选 择左旋，轴向力由轴承承受8。考虑到计算问题，这里我们选用标准齿轮，压力角a = 20 ，螺旋角 b = 25 3.3.4 齿宽在选择齿宽时，为了保证满足齿轮的强度需求，保证变速器正常工作，通常根据以下 公式确定齿宽 b ：b = Kc mn（3.8）式中： Kc 齿宽系数，直齿齿轮的齿宽系数取值范围为 4.4 7.0 ，斜齿轮的齿宽取值范围 为 7.0 8.6 ；mn 法面模数。 由公式（3.8）得：直齿轮：取 Kc = 7 ，则 b = 7 4 = 28 mm； 斜齿轮：取 Kc = 8 ，则 b = 8 3.5 = 28 mm。3.3.5 齿顶高系数在一般汽车的变速器中，变速器齿轮的齿顶高系数为 f0 = 1.0 。现代汽车变速器采用“高 档次齿轮”(或长齿齿轮)，它的最大系数大于 1(相对于短齿轮来说)，因为它不仅可使齿轮 重合度增大，而且相对于正常齿高的齿轮4，高档次齿轮有助于解决在强度、噪声、动载荷和振动等方面的问题，提高齿轮性能。但是缺点也很明显，就是相对滑动速度大，很可 能发生轮齿根切或齿顶变尖（齿顶厚度小于 0.3m）等问题。在这次设计中，选用一般的齿 顶高系数 f0 = 1.0 。3.3.6 各挡齿轮齿数的分配方案确定在确定了中心距和齿轮螺旋角度以后9，根据已知的东风 EQ1090E 型汽车的变速器挡 数，给出的传动比和确定的传动方案来，接下来就是齿轮齿数的分配，各档位分配如图 3.2 所示。一挡的传动比确定：图 3.2 变速器的传动方案图1i = Z 1 Z 10Z2Z9因为一挡选择了直齿齿轮，则 Z S = 2 A =61。m中间轴一挡的齿轮数受中间轴的刚度限制，所以不能随意取，而货车的齿数取值范围 是12 17 ，这里我们暂定 Z10 为 14 个齿，则 Z9 =61-14=47。确定了 Z10，Z 9 ，接下来我们根据下面的公式对中心距进行修正：A=mZ/2=122按照以下公式确定常啮合齿轮 Z1Z 2 的齿数：1Z2 = Z10 i =7.31 14 =2.18（3.9）Z1Z947A = mn (Z1 + Z2 )2 cos b因为这次方案中所有齿轮都选择标准齿轮，所以 b 取 25。 由（3.9）式(3.10)两个公式联立求得 Z1 = 17.40 ，取整后 Z1 = 18 ；Z2 = 37.88 ，取整后 Z 2 = 38 。Z 2 Z 9 = 38 47 =（3.10）求得传动比 i= Z1Z1018147.09传动比误差：=（7.09-7.31）/7.31=3%5%，满足要求。 二挡的齿轮齿数 Z 7 Z 8 的确定：Z2Z7 = Z1 i Z82=4.3118 =2.0438A = mn (Z7 + Z8 )2 cos b联立求得： Z8 = 20.77 ，取整后 Z 8 = 21Z 7 = 42.41，取整后 Z 7 = 43i = Z2 . Z7 =4338/（2118）=4.32Z1 Z8传动比误差：=（4.32-4.31）/4.31=0.23%5%，满足要求，取值符合。 三挡齿轮齿数 Z5Z6 的确定：3Z5 = Z1 i=2.45 18 =1.16Z6Z238A = mn (Z5 + Z6 )2 cos b两式联立求得： Z6 = 29.24 ，取整为 Z6=30Z5 = 33.94 ，取整为 Z 5 = 34i = Z2 . Z5= 38 34/18 30= 2.39Z1 Z6传动比误差： = 2.39 - 2.45 /2.45= 2.4% 5% ，满足要求。 四挡齿轮齿数 Z 3Z 4 的确定：Z2Z11= Z1 Z12 i4=1.54 18 = 0.7338A = mn (Z3 + Z4 )2 cos b两式联立求得： Z4 = 36.53 ，取整后 Z4 = 37Z3 = 26.65 ，取整后 Z3 = 27i = Z2 . Z3 = 38 27/18 37= 1.541Z1 Z4传动比误差：=（1.541-1.54 ）/1.54 = 0.06% 5% ，满足使用要求。 倒挡齿轮齿数 Z11Z12Z13 的确定：根据已经确定的数据，倒挡齿轮模数为 4，倒挡齿轮的齿数的取值范围为 21- 23 ，因 为只是范围，先取 Z13 =22，那么中间轴与倒挡轴的中心距可以根据以下公式计算：A = 1 m(Z1213+ Z12) mm取 Z13 = 22 ， Z12 = 15 带入公式中：iR =Z2 Z1Z11 Z13 Z13 Z12Z11 = 54.43 ，取整后 Z11 = 55在已知了 Z11Z12Z13 ，可以根据公式计算出倒挡轴到中间轴的中心距：A = 1 m(Z1213+ Z12) = 74 mm3.4 变速器齿轮的设计计算3.4.1 几何尺寸计算表 3.3 渐开线圆柱齿轮的几何尺寸计算用表(mm)计 算 项 目直齿斜齿变位系数1=2=01=2=0端面模数_mt = mn / cos b端面压力角_tanat = tanan / cos b分度圆直径d=mzd=zmt齿顶高ha=（fo+）mha=（fo+）mn齿根高hf=（fo+c-）mhf=（fo+c-）mn齿全高h=（2fo+c）mh=（2fo+c）mn齿顶圆直径da=d+2hada=d+2ha齿根圆直径df=d-2hfdf=d-2hf中心距A=Ao=（z1+z2）m/2A=Ao=（z1+z2）mt/2周节p=m基节/法向基节Pb=mcosPbn=mncosn基圆直径db=dcosdb=dcost当量齿数_zn=z/cos3分度圆弧齿厚s = 1 pm + 2xm tan a 2_法面分度圆弧齿厚_s = 1 pmn + 2xmn tanan 2根据表 3.3 计算各齿轮尺寸得到下表 3.4。表 3.4 各齿轮尺寸参数常啮合传动齿轮副档档档档倒档齿形斜齿直齿斜齿斜齿斜齿直齿模数（m）3.543.53.53.54压力角（）202020202020齿数（z）Z1=18 Z2=38Z9=47 Z10=14Z7=43 Z8=21Z5=34 Z6=30Z3=27 Z4=37Z11=55 Z12=15Z13=22传动比（ig）ig=1ig=7.31ig=4.31ig=2.45ig=1.54ig=7.66分度圆直径(d)d1=69.513 d2=146.749d9=188 d10=56d7=166.058 d8=81.098d5=131.302 d6=115.855d3=104.269 d4=142.887d11=220d12=60 d13=88齿顶圆直径(da)da1=76.513 da2=153.749da9=196 da10=64da7=173.058 da8=88.098da5=138.302 da6=122.855da3=111.269 da4=149.887da11=228 da12=68 da13=96齿根圆直径(df)df1=62.513 df2=139.749df9=180 df10=48df7=158.058 df8=74.098df5=124.302 df6=108.855df3=97.269 df4=135.887df11=212 df12=52 df13=80中心距(A)12212212212212274齿宽(B)B1=28B2=28B9=28B10=28B7=28B8=28B5=28B6=28B3=28B4=28B11=28 B12=28B13=283.4.2 齿轮的材料及热处理在制造汽车变速器齿轮时大多采用渗碳合金钢,这种材料的优点是齿轮表面硬度高，内 部韧性好。在对渗碳钢材料进行热处理时，不能只满足变速器的强度刚度，还有考虑齿轮 结构是否繁琐，加工难度怎么样，制造成本如何。国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi ，20Mn2TiB,20MnVB 。这些低碳合金钢 是不能直接使用的。它们需要进行一些热处理，比如渗碳、淬火。而通过回火可以强化齿 轮的表面硬度，消除材料内部的应力10。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下：mn 3.53.5 mn 5mn 5渗碳层深度取值范围 0.81.2 mm 渗碳层深度取值范围 0.91.3 mm 渗碳层深度取值范围1.01.6 mm渗碳齿轮在进行淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 5863HRC，芯部硬度为 33 48HRC。这次设计中，变速器齿轮选用 20CrMnTi 渗碳钢。4 变速器各档齿轮的校核4.1 齿轮弯曲应力的计算直齿：nces= 2Tg Ks K f斜齿：wpm3 zK yK2T cos bKs=gsncewpm3 zK yK(4.1)(4.2)2式中：s w 弯曲应力（ N / mm ）；T g 计算载荷（Nmm）； K c 齿宽系数；K s 应力集中系数，直齿轮 K s =1.65 ，斜齿轮 K s =1.5 ；K f 重合度影响系数，主动齿轮的重合度影响系数 K f =1.1从动齿轮的重合度影 响系数 K f =0.9；K e 重合度影响系数，K e =2； y齿形系数。因为本次东风 EQ1090E 货车变速器设计中所有的齿轮都选取一样的材料，所以只需要 校核受力最大，最可能发生事故的档位所使用的齿轮就行了。而在变速器中档受力最大， 所以只需要计算档齿轮的弯曲疲劳强度就够了。档齿轮副：主动齿轮 z10=14，从动齿轮 z9=47；T g= Tmax = 353N m ；m = 4 ；Z 9 = 47 ；Kc = 5 ；y = 0.19 ；Ks = 1.65 ；K f = 1.1；g s f 2T K K2 353 1.65 1.1 s =100022ncwpm3 zK y3.14 43 47 5 0.19=142.8N/mm s = 100 - 250 N/mm所以 Z 9 的弯曲疲劳强度满足使用要求。 档齿轮副满足弯曲强度的要求，其他各档均能满足要求。4.2 齿轮的接触强度齿轮的接触应力按下式计算：sj = 0.418FE ( 1 + 1 )（4.3）br1r2式中： F 法向内基圆周切向力即齿面法向力（N）；E 齿轮材料的弹性模量，取 2.110 5 Mpa；b 齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为 b/cos b 代替（mm）；r1 , r2 主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径（mm）；直齿齿轮： r1 = r1 sina ，r2 = r2 sin a ；斜齿齿轮： r1= r sina / cos2 b ， r= r2sina / cos2 b ；12r1，r2分别为主、被动齿轮的节圆半径（mm）。F =Ftcosa cos b（4.4）式中：Ft端面内分度圆切向力即圆周力（N）；a 节点处压力角；b 螺旋角。Ft =2Tjd（4.5）式中 Tj计算载荷（Nmm）； d节圆直径（mm）。当计算载荷为 Tj= 0.5Te max 许用接触应力见表 4.1。表 4.1 变速器齿轮的许用接触应力sj /MPa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 Tj由公式（4.4）和（4.5）得：= 0.5Te max = 0.5 353 = 176.5N.m2T2 176.5 1000F =j =2654NtdF =Ft38 3.5=2654 3116Ncosa cos bcos 20 cos25r1 = r1 sin a = (14 3.5sin 20) / 2 8.38 mm由公式（4.3）得:r2 = r2 sin a = (38 3.5sin 20) / 2 22.74 mmsj = 0.418FE ( 1 +1 ) = 0.4183116 2.11051(+1) 816.60MPabr1r2288.3822.74档：计算载荷为 Tj = 0.5Temax i1 = 0.5 353 7.31 = 1290.22N由公式（4.4）和（4.5）得：2T2 1290.22 1000F =j =13726Ntd47 4F =Ftcosa cos b= 13726 14607Ncos 20r1 = r1 sin a = (14 4 sin 20) / 2 9.6 mm由公式（4.3）得:r2 = r2 sin a = (47 4 sin 20) / 2 32.1 mmsj = 0.418FE ( 1 +1 ) = 0.41814607 2.11051(+1 ) 1609.4MPabr1r2289.632.1档：计算载荷为 Tj = 0.5Te max I=0.53534.31=760.7Nm由公式（4.4）和（4.5）得:2T2 760.7 1000F =j =10109Ntd43 3.5F =Ftcosa cos b=10109cos 20cos25 12307N由公式（4.3）得:r1 = r1 sin a = (21 3.5 sin 20) / 2 12.56 mmr2 = r2 sin a = (43 3.5sin 20) / 2 25.74 mmsj = 0.418FE ( 1 +1 ) = 0.41812307 2.11051(+1) 1382.24MPabr1r22812.5625.74档：计算载荷为 Tj = 0.5Te max i=0.53532.54448.31Nm由公式（3.22）和（3.21）得:2T2 448.311000F =j =7535Ntd34 3.5由公式（3.20）得：r1 = r1 sin a = (34 3.5sin 20) / 2 20.35 mmr2 = r2 sin a = (30 3.5 sin 20) / 2 17.96 mms j = 0.418FE ( 1 +1 ) = 0.4188847 2.11051(+1) 1102MPabr1r22820.3517.96F =Ftcosa cos b=7535cos 20cos25 8847N倒档：计算载荷为 Tj = 0.5Te max i12=0.535347/14=592.5Nm由公式（4.4）和（4.5）得：2T2 592.5 1000F =j =19750Ntd15 4F =Ftcosa cos b= 19750 21018Ncos 20r1 = r1 sin a = (15 4 sin 20) / 2 10.26 mmr2 = r2 sin a = (22 4 sin 20) / 2 15.05 mm由公式（4.3）得：sj= 0.418FE ( 1 +1 ) = 0.41821018 2.11051(+1) 1895.6MPabr1r22810.2615.05以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求。5 变速器第二轴的校核5.1 轴的直径的初步确定变速器的轴一定要同时满足刚度和强度的要求。由于轴在工作时既要传递转矩，又要 承受来自齿轮的径向力，由于斜齿轮具有一定的螺旋角，所以这个径向力就给了斜齿轮一 个力，当这些力超过轴的许用应力时，轴就会出现形变，阻止齿轮的正确啮合，造成齿轮 的强度下降和耐磨性变差，还会发出更大的噪声。在中心距已知的情况下，中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部的直径可以近似取 d 0.45A。其中 d 为轴的直径，A 为中心距。对中间轴而言，轴的最大直径 d 和支承间距离 L 的比值为 d 0.16 - 0.18 ,对第二轴 dL与 L 的关系式为 d 0.18 - 0.21 11。L第一轴花键部分直径可按下式初选：D = K 3Temax(5.1)式中： K 经验系数， K = 4.0 - 4.6 ，取 K = 4.3Temax 发动机最大转矩， Temax = 353N m ， D1 = K 3 Te max=31mm式中： K 经验系数， K = 4.0 - 4.6 ，取 K = 4.4 ； Te max = 353 Nm第一轴： d =0.17， L = 183mmLD2 = D中 = 0.45122 = 55mm中间轴： d =0.17， L = 324mmL二轴： d =0.18，LL = 306mm5.2 变速器轴的校核轴的校核是检验轴有没有满足变速器的强度、刚度要求的过程，它是设计过程中不可 替代的一部分，它的主要目的是对设计的数据进行校核，判断设计数据是否满足使用要求。因为变速器第二轴支撑点的比较长，受到的弯曲应力最大，最有可能出现损伤或者断 裂，所以中间轴校核结果满足要求，那么其他轴也满足要求可不用再校核。轴的刚度和强度并不是一次就恰好满足要求，在校核修正的过程中，第一轴的支点反 力是一个重要参数，它可以通过与第二轴的支承反力的关系式求出。所以在校核轴时可以 把轴看作铰接支承的梁，作用在第一轴上的计算转矩就是发动机的最大转矩 。计算用的齿轮啮合的圆周力 Ft、径向力 Fr、及轴向力 Fa 可按公式（5.2）式求出12：Ft = 2Temaxi / dFr = 2Temaxi tana /(d cos b )（5.2）Fa = 2Temaxi tan b / d式中 i至计算齿轮的传动比； d计算齿轮的节圆直径（mm）；a 节点处压力角；b 斜齿轮螺旋角；Temax 发动机的最大转矩（Nmm）。轴需要同时满足弯矩的要求和转矩的强度要求。轴在垂直平面受到齿轮的轴向力 和径向力的共同作用，发生形变从而产生了垂向挠度 f c；而圆周力 F t 使轴在水平面内受 到圆周力作用发生曲折产生水平挠度 f s。根据以下公式可求出轴在弯矩和转矩共同作用下 受到的轴应力s （MPa）的大小13：s = MW= 32Mpd 3 s （5.3）222M =M c + M s+ Tj（5.4）式中： T j计算转矩（Nmm）；W w弯曲截面系数（mm3）； d轴在计算断面处的直径，花键处取内径（mm）； M c在计算断面处轴的垂向弯矩（Nmm）；M s在计算断面处轴的水平弯矩（Nmm）；s 许用应力，在低档工作时s = 400 MPa。 根据本次设计方案，变速器的齿轮和轴都选择 20CrMnTi 渗碳钢制作，最影响齿轮在运转的因素是轴的垂直挠度 f c 和水平面内轴断面的转角14。考虑第一轴距离支承点距离 近、受到的运动载荷不大，通常可以忽略不计。变速器齿轮在轴上的位置如图 5.1 所示时：图 5.1 变速器轴的挠度与转角根据式（5.5）可求出变速器轴的挠度和转角：fc =fS =F a2b2r3EILtF a2b23EIL（5.5）d = Fr ab(b - a) 3EIL式中： E 弹性模量（MPa），E = 2.1 105MPa；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)； L支座间的距离(mm)；fc 轴在垂直面内挠度，fs轴在水平面内挠度， 轴的转角。 在上面的计算过程中，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 0.002 rad（弧度）。轴的垂向挠度的容许值 f c 0.05 0.10 mm；轴的水平挠度 的容许值 f s 0.10 0.15 mm15。因为变速器结构布置时是根据加工和装配时的难易程度来决定的轴的尺寸的，所以只 要强度是满足的，只需要对它的危险断面完成校核就好了。因为在低档出的传动扭矩比较 大，所以只要低档处校核通过，其它挡也满足要求。考虑到第二轴在变速器轴中最为复杂， 所以这里只需要对第二轴进行校核，如果第二轴的强度刚度满足要求，那么其它轴也满足。1、校核变速器第二轴在各个档位下的强度与刚度是否满足要求： 在档处，受到齿轮 Z9 的作用力由公式（5.2）得：Ft= 2Temaxi / d = 2 353103 7.31（/4 47） 27451NFr= 2Temaxi tan a / d = 2 353103 7.31 tan 20（/4 47） 9991.5N在垂直平面内：N1 = Fr1b/l = 9991.5130/306 4245N1c在水平平面内：M = N a = 4245 306 -130 74.7 104 N mmtsM = F ba/l = 27451130/306 306 -130 20.5105 N mm由公式（5,.4）得：Tj = Temaxi = 353 7.31 = 2580N m2224 25 23 2M =M c + M s+ Tj= （74.7 10 ）+（20.510 ）+（2580 10 ）33.8105Nmm由公式（5.3）得:s = MW= 32Mpd 332 33.8 10 5= 207MPa3.14 553刚度校核：花键轴的计算直径取其花键内径的 1.1 倍，dh=1.155=61mm，I=dh4/64=3.14614/64 679312mm4。由公式（5.5）得：2 222 fc= Fr a b3EIL= 9991.5 （306 -130）130 3 2.1105 679312 306 0.04mm2 222f=tF a b S3EIL= 27451（307 -130）130 3 2.1105 679312 3060.11mm = Fr ab(b - a) = 9991.5 （306 -130）130 （176 -130）0.810-4 radd3EIL3 2.1105 679312 306f 2c + f 2 s0.042 + 0.112轴的合成挠度 f =以上数据满足要求。 0.117 mm0.2mm档：此时第二轴受到齿轮 Z7 的作用力 由公式（5.2）得：3Ft = 2Te maxi / d = 2 35310 4.31（/33.5 43） 20218NFr = 2Te maxi tan a / d = 2 35310 4.31 tan 20（/3.5 43） 7359N在垂直平面内:N1 = Fra/l = 7359153/306 = 3680N2cM = N b = 3680 306 -153 56.3104 N m在水平平面内:N = Fa/l = 20218153/306 10.11103 N2t2sM = N b = 10.11103 306 -153 15.47 105 N mm由公式（5.4）得：Tj = Temaxi = 353 4.31 = 1521.4N m2224 25 23 2M =M c + M s+ Tj= （56.310 ）+（15.47 10 ）+（1521.4 10 ）22.4105Nmm由公式（5.3）得:s = MW= 32Mpd 332 22.4 10 5= 182.6MPa3.14 5034刚度校核： dh = 1.1 50 = 55mm ， I = dh 4/64 = 3.14 554/64 448953mm 。 由公式（5.5）得：2 222 fc= Fr a b3EILF a2b2= 7359 153 (306 -153) 3 2.1105 448953 306202181532 (306 -153)20.046mm t fS =3EIL=3 2.1105 448953 306 0.128mm = Fr ab(b - a) = 7359 153 (306 -153) 12 10-7 radd3EIL 3 2.1105 448953 306f 2c + f 2 s0.0462 + 0.1282轴的合成挠度 f = 0.136 mm0.2mm满足要求，符合。在档处受到齿轮 Z5 的作用力由公式（5.2）得：Ft= 2Te maxi / d = 2 353103 2.45（/3.5 34） 14535NFr= 2Te maxi tan a / d = 2 353103 2.45 tan 20（/3.5 34） 5290N在垂直平面内的力和扭矩:N1 = Fr a/l = 5290102/306 1763N2cM = N b = 1763 306 -102 3.6105 N mm在水平平面内:N2 = Ft a/l = 14535102/306 4845N2sM = N b = 4845 306 -1027 9.9105 N mm由公式（5.4）得：Tj = Temaxi= 353 2.45 = 864.85N.m2225 25 23 2M =M c + M s+ Tj= （3.6 10 ）+（9.9 10 ）+（864.8510 ）13.6105Nmm由公式（5.3）得:s = MW= 32Mpd 332 13.6 10 5= 152MPa3.14 453刚度校核：dh=1.145=50mm，I=dh4/64=3.14504/64 306640mm4。 由公式（5.5）得：2 222 fc= Fr a b3EIL= 5290 102 (306 -102) 3 2.1105 306640 3060.039mm2 222f=tF a b S3EIL= 14535 102 (306 -102) 3 2.1105 306640 3060.106mm = Fr ab(b - a) = 5290 102 (306 -102) 1029.510-5 radd3EIL3 2.1105 306640 306f 2c + f 2s0.0392 + 0.1062轴的合成挠度 f = 0.113mm 0.2mm满足通过上面的计算可知第二轴强度刚度满足要求。6 变速器同步器的设计及操纵机构6.1 同步器的设计同步器的使用改善了变速器换挡时的笨重、迟缓、冲压、噪声问题，延长了齿轮的使 用寿命，加速更流畅且燃油经济性好，所以广泛应用于轿车变速器除倒档、货车除档、 倒档之外的其他档位，要求其转矩容量较大，性能稳定、耐用16。同步器类型有：锁环式同步器，锁销式同步器，多锥式同步器与多片式同步器，惯性 增力式同步器。综合考虑，在这里选用锁环式同步器。它的结构如图 6.1 所示1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环）5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套 图 6.1 锁环式同步器如图 6.2 所示，锁环式同步器的工作原理是依靠摩擦力实现换挡，总的来说，同步器 工作重要分为三个步骤。第一步，我们通过操纵变速杆使得同步器的结合套逐渐向齿轮滑 动，在滑动的过程中，结合套开始与花键毂啮合；第二步，我们通过操纵变速杆推动结合 套，进而推动滑块，使得滑块把锁环压在齿轮的锥面上；第三步，我们在操纵同步环完与 齿轮的锥面产生摩擦作用，在摩擦力的作用下，齿轮与同步环同步运动，完成同步17。最 后，我们操纵结合套在齿轮上移动，完成同步，并把齿轮和同步器的其它零件固定在第二 轴上。图 6.2 锁环同步器工作原理6.2 同步环主要参数和设计方案的确定6.2.1 同步的螺纹槽槽数和槽宽如果我们在设计时把螺纹槽的槽顶宽度设计小一点，这时候为了增强同步器的性能， 最好是去掉锥面之间的油膜。但过犹不及，槽顶宽度不能太小，当宽度太窄时会增大接触 面压强，加快零件的损坏18。试验还指出：摩擦因数受螺纹的齿顶宽的影响很大，齿顶的 磨损严重会降低摩擦系数，造成换挡困难，所以齿顶宽要取的合理。螺纹槽设计得小了， 可以防止被螺纹间隙中填满刮下来的油中，而且螺距减小了，齿轮之间能更好的啮合，这 样很好的解决了齿轮的磨损。如图 6.3a 中给出的同步器螺纹槽尺寸主要用于小型汽车或者 中型货车；图 6.3b 则适用重型汽车。因为这次设计的东风 EQ1090E 货车属于中型货车， 所以选择图 6.3a 的尺寸设计。轴向泄油槽取值范围为 612 个，螺纹槽槽宽的取值范围为 34mm。6.2.2 锥面半锥角 图 6.3 同步器螺纹槽形式摩擦力矩会随着同步器与齿轮锥面的半锥角的减小而增大。但是当锥面半锥角太小，sina 无限接近 0，锥面摩擦力矩根据公式会趋近于正无穷，同步器就会自锁，只有当 tan a f 时，同步器才能正常工作，所以一般a 一般取 68。a =6时，虽然摩擦力矩 会大一点，但是如果表面粗糙度不够的话，摩擦力矩会过大，可能会发生同步器完成同步工作后无法脱离齿轮；当a =7，摩擦力矩不会过大发生这种问题，所以这次设计中的锥角 都为取 7。6.2.3 摩擦锥面平均半径 R摩擦力矩不单单受半锥角的影响，还会随着锥面半径的减小而减小。所以为了获得较 大的摩擦力矩，需要取较大的锥面半径，但是 R 也不能取过大，过大会导致同步环径向力 变小。所以一般 R 的取值范围为 5060mm。这里我们取 R = 60mm6.2.4 锥面工作长度 b变速器的轴向长度会随着锥面工作长度的减小而减小，导致锥面的工作面积减小，这 就使得单位压力增大加速零件的磨损。设计时可根据下式计算确定：28b =Mm2p pfR2（6.1）参考经验公式选择 b： 对锁环式同步器b (0.25 0.4)R本设计中用锁环式，并考虑到降低成本取相同的 b 均取 15mm。6.2.5 同步环径向厚度同样的，同步环的径向厚度要受变速器的轴向长度的限制，特别是锥面平均半径和布 置上的限制，所以径向厚度不能取太大，但也不能小到强度不够，所以这个取值要适中19。货车同步环厚度比轿车大些，可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料。在同步环锥 面上镀