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CA1091货车变速器传动机构设计.doc

CA1091货车变速器传动机构设计【三轴六档】【全套CAD图纸+毕业论文】【原创资料】

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定单417-CA1091货车变速器传动机构设计【最终】

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一档从动齿轮-A3.dwg

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摘要1

Abstract2

1 绪论3

1.1 选题的背景及意义3

1.2 变速器的功用和要求3

1.3 国内外研究状况4

1.4 部分已知的主要参数6

2 变速器方案的确定7

2.1 结构方案的确定7

2.1.1 传动机构的结构分析与型式选择7

2.1.2 倒挡传动方案9

2.2 主要零件结构方案的分析10

2.2.1 齿轮型式11

2.2.2 换挡机构型式11

3 变速器主要参数的选择12

3.1挡数和传动比12

3.2 中心距14

3.3 轴向尺寸15

4零件的设计与校核16

4.1 各档齿轮的设计与校核16

4.1.1 齿轮参数选择16

4.1.2齿轮齿数的确定18

4.1.3齿轮的强度计算与材料的选择20

4.2轴的设计与校核24

4.2.1轴的结构和尺寸24

4.2.2 轴的校核26

4.3 轴承的选择与校核29

4.3.1 轴承的选择29

4.3.2 轴承的校核30

4.4 变速器同步器的设计37

4.4.1 同步器的结构37

4.4.2 同步环主要参数的确定39

4.5操纵机构设计42

结论43

致谢44

参考文献45

摘要

变速器是汽车传动系统中重要的部件，主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。

本次设计题目是解放CA1091型汽车变速器设计，根据给定参数进行结构方案分析，要求完成变速器的动力匹配、机械设计、强度计算、结构设计与设计图纸绘制。

设计部分是本说明书的重点，它主要包括结构分析、方案论证、计算和校核。结构分析是对所选结构中各主要零部件进行设计计算，其中包括机械式变速器中心矩、齿轮参数、传动比的设计计算，还有输入轴中间轴和输出轴的设计。校核计算则是对经设计计算的主要零部件进行校核。它在各零部件设计计算之后直接给出。

关键词：变速器分析计算校核

Abstract

Transmission is important automotive driveline components, spread mainly used to change the engine torque and speed on wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car.

This topic is designed to liberate CA1091-type auto transmission design, according to the given parameters of structural analysis programs require the completion of the transmission of power to match, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn.

Design is the key part of the specification, which includes structural analysis, demonstration program, calculation and verification. Structural analysis is the structure of the major components of the selected design calculations, including the central moment of mechanical transmission, gear parameters, the transmission ratio of the design calculations, as well as the input shaft and the output shaft of the intermediate shaft design. Check Calculation of the main components is performed by checking design calculations. It is given directly after each component design calculations.

key words：Transmission Analysis Calculation Checking

CA1091货车变速器传动机构设计

×××××

1 绪论

1.1 选题的背景及意义

汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。

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内容简介：: 上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 I 目录摘要 . 1 Abstract . 2 1 绪论 . 3 1.1 选题的背景及意义 . 3 1.2 变速器的功用和要求 . 3 1.3 国内外研究状况 . 4 1.4 部分已知的主要参数 . 6 2 变速器方案的确定 . 7 2.1 结构方案的确定 . 7 2.1.1 传动机构的结构分析与型式选择 . 7 2.1.2 倒挡传动方案 . 9 2.2 主要零件结构方案的分析 . 10 2.2.1 齿轮型式 . 11 2.2.2 换挡机构型式 . 11 3 变速器主要参数的选择 . 12 3.1 挡数和传动比 . 12 3.2 中心距 . 14 3.3 轴向尺寸 . 15 4 零件的设计与校核 . 16 4.1 各档齿轮的设计与校核 . 16 nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 II 4.1.1 齿轮参数选择 . 16 4.1.2 齿轮齿数的确定 . 18 4.1.3 齿轮的强度计算与材料的选择 . 20 4.2 轴的设计与校核 . 24 4.2.1 轴的结构和尺寸 . 24 4.2.2 轴的校核 . 26 4.3 轴承的选择与校核 . 29 4.3.1 轴承的选择 . 29 4.3.2 轴承的校核 . 30 4.4 变速器同步器的设计 . 37 4.4.1 同步器的结构 . 37 4.4.2 同步环主要参数的确定 . 39 4.5 操纵机构设计 . 42 结论 . 43 致谢 . 44 参考文献 . 45 nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 1 摘要变速器是汽车传动系统中重要的部件，主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。本次设计题目是解放 CA1091 型汽车变速器设计，根据给定参数进行结构方案分析，要求完成变速器的动力匹配、机械设计、强度计算、结构设计与设计图纸绘制。设计部分是本说明书的重点，它主要包括结构分析、方案论证、计算和校核。结构分析是对所选结构中各主要零部件进行设计计算，其中包括机械式变速器中心矩、齿轮参数、传动比的设计计算，还有输入轴中间轴和输出轴的设计。校核计算则是对经设计计算的主要零部件进行校核。它在各零部件设计计算之后直接给出。关键词：变速器分析计算校核 nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 2 Abstract Transmission is important automotive driveline components, spread mainly used to change the engine torque and speed on wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car. This topic is designed to liberate CA1091-type auto transmission design, according to the given parameters of structural analysis programs require the completion of the transmission of power to match, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn. Design is the key part of the specification, which includes structural analysis, demonstration program, calculation and verification. Structural analysis is the structure of the major components of the selected design calculations, including the central moment of mechanical transmission, gear parameters, the transmission ratio of the design calculations, as well as the input shaft and the output shaft of the intermediate shaft design. Check Calculation of the main components is performed by checking design calculations. It is given directly after each component design calculations. key words： Transmission Analysis Calculation Checking nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 3 CA1091 货车变速器传动机构设计 1 绪论 1.1 选题的背景及意义汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。 1.2 变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是： nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 4 （ 1）应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器挡数及传动比，来满足这一要求。（ 2）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡、乱挡、换挡冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换挡或自动、半自动换挡来实现。（ 3）重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。（ 4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接挡。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。（ 5）噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。 1.3 国内外研究状况 20 世纪 90 年代以来，科学技术的急速发展和市场竞争的日益加剧，促使汽车工业发生了根本性的变革，其生产组织方式从传统的大批量、少品种的刚性生产结构向着多品种、中小批量的柔性生产结构转变。以CAD/CAE 等为代表的现代汽车设计方法正逐渐代替传统的设计方法。许多大型应用软件也应运而生，如文件处理、绘图软件、数学分析软件、数据库管理软件、加上计算机网络的建立，以及基于这些通用软件的专业应用软件的诞生，使 “无纸化设计 ”在一些发达国家的机械制造企业中得以实nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 5 现。目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。传统的设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后验算其强度，传动质量指标等，如果不符合要求则根据经验改变某些参数，继续验算，直至符合所有的条件与要求。这种设计方法计算量较大，得到的答案仅仅是符合要求的一个解，而一般的经验公式又较保守，对于不符合要求时改变的参数有一定的局限性，导致结果过于保证安全性。产品笨重，而许多性能未必很好甚至变的较差。在当今轿车市场日益竞争激烈，国际市场已趋于饱和，而国内市场正在蓬勃发展的同时，又是各主要厂家占领市场的良好机会。那么凭什么来吸引大量客户呢？只有良好的性能价格比，尽量在降低成本的基础上提高性能，才是所有产品打开市场的根本所在。当前对轿车设计中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零部件的限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式已经无法满足新型变速器设计的要求。而总结新的经验公式又需要丰富的设计经验与知识，是一个长期的过程。当今科技日新月异，轿车生产的手段方法与目标也不断在改变。大量使用的经验公式已不具备长期生存实用的必要性和可能性。综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 6 势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。 1.4 部分已知的主要参数本设计主要对解放 CA1091 型汽车变速器六档机械式变速器设计，包括齿轮传动部分、操纵机构部分等，并进行相关的计算与校核。图 1-1 解放 CA1091 型汽车设计中所采用的相关参数如下：发动机最大功率 /转速： 99 kw/3000rpm 发动机最大转矩 /转速： 373N.m/1300rpm 最大总质量： 9550kg 最高车速： 85km/h 变速器前进挡数： 6，最高档为直接档 nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 7 2 变速器方案的确定 2.1 结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。 2.1.1 传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（ =0.960.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低挡传动比与高挡传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为 3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为 5.08.0；越野车与牵引车为 10.020.0。通常，有级变速器具有 4、 5、 6 个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多挡变速器，其前进挡位数多达 616 个甚至 20 个。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于 6 个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为 6 挡。多于5 个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 8 挡。采用传动比小于 1（ 0.70.8）的超速挡，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。根据设计要求，本次设计的解放 CA1091 型汽车变速器六档机械式变速器采用 6 档变速，且最高档为直接档。因此选定的传动结构方案如下图2-1 所示：图 2-1 解放 CA1091 变速器结构简图图中所标示的为一档传动路线，各传动路线如下：一档：一二挡同步器接合套右移， 1 轴 1 常齿中常齿 38 3nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 9 轴 30 2 轴一齿 22一圈 21 一二套 20一二毂 28 2 轴 26；二档：一二挡同步器接合套左移， 1 轴 1 常齿中常齿 38 3轴 30 3 轴二齿 34 2 轴二齿 17二圈 18一二套 20一二毂 28 2 轴26；三档：三四挡同步器接合套右移， 1 轴 1 常齿中常齿 38 3轴 30 3 轴三齿 35 2 轴三齿 16三圈 15三四套 12三四毂 13 2 轴26；四档：三四挡同步器接合套左移， 1 轴 1 常齿中常齿 38 3轴 30 3 轴四齿 36 2 轴四齿 9四圈 10三四套 12三四毂 13 2 轴26；五档：五六挡同步器接合套右移， 1 轴 1 常齿中常齿 38 3轴 30 3 轴五齿 37 2 轴五齿 8五圈 7五六套 5五六毂 40 2 轴 26；六档：五六挡同步器接合套左移， 1 轴 1 常齿六圈 3五六套 5 五六毂 40 2 轴 26 倒档：倒档接合套右移， 1 轴 1 常齿中常齿 38 3 轴 30 3轴倒齿 32 2 轴倒齿 8倒圈 24倒套 23倒毂 27 2 轴 26； 2.1.2 倒挡传动方案图 2-6 为常见的倒挡布置方案。图 2-6b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 2-6c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2-6d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2-6c 所示方案。图 2-6e 所示方案是将中间轴上的一，nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 10 倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2-6f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2-6g 所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图 2-6f 所示的传动方案。图 2-6 变速器倒挡传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。 2.2 主要零件结构方案的分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 11 承型式、润滑和密封等因素。 2.2.1 齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。但是，在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。 2.2.2 换挡机构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，除一挡、倒挡外很少采用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。因此，目前这种换挡方nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 12 法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 2-9 所示：图 2-9 锁环式同步器 l、 4-同步环 ;2-同步器齿鼓 ;3-接合套 ;5-弹簧 ;6滑块 ; 7-止动球 ;8-卡环 ;9输出轴 ;10、 11-齿轮 3 变速器主要参数的选择 3.1 挡数和传动比根据设计要求本次设计采用六档变速器，且最高档为直接档。选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 13 力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、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 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I TrT i i m g f m gr 则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为： m axm ax 0rgemg ri Ti 式中， m-汽车总质量 (kg)； g-重力加速度 (m/s2 )； max-道路最大阻力系数； rr-驱动轮的滚动半径 (m)； Temax-发动机最大转矩 (N.m)； i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件： m a x2e gI TrTi Gr 求得的变速器 I 挡传动比为： 2m a x 0rgIeTGri Ti 式中， G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -路面的附着系数，计算时取 =0.50.6。由已知条件：总质量 9550kg； rr=365mm； nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 14 Te max=373Nm； =0.95。主减速比 i0 的确定： ghaprivnrim a x0 )472.0377.0(式中 r 车轮的滚动半径， 0.365m； pn 发动机转速， 3000r/min； gni 变速器最高档传动比； maxva 最高车速， 85km/h。根据公式（ 3-1）（ 3-2）可得： 5.29 igI 6.78 由于本货车变速器为六档变速器，且无超速档，故一档传动比初选 6 本设计取最高档为直接档，传动比为 1。中间挡的传动比理论上按公比为： max1mingngiqi的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出： 5 6 1 .4 31q 故有： ig1=6； ig2=4.182； ig3=2.924； ig4=2.05； ig5=1.43； ig6=1 3.2 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： 3 maxA TKA nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 15 式中 AK 中心距系数。对轿车取 8.9 9.3；对货车取 8.6 9.6；对多档主变速器，取 9.5 11； maxT 变速器处于档时的输出转矩， gge iTT m axm ax maxeT 发动机最大转矩， 373Nm； gi 变速器的档传动比； g 变速器的传动效率，取 0.95。由公式（ 3.6）得： gge iTT m a xm a x =37360.95=2126.1Nm 由公式（ 3.5）得 : 44.12358.1101.2126)6.96.8( 33 m a x TKA A mm 一般汽车变速器的中心距约在 80 170mm 范围内变化 ,初选A=112mm。 3.3 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关：五挡 (2.73.0)A 六挡 (3.23.5)A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数的上限。为检测方便， A 取整。 nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 16 本次设计采用 6+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.2 112mm=358.4mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 4 零件的设计与校核 4.1 各档齿轮的设计与校核 4.1.1 齿轮参数选择（ 1）齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 JB111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3 m a x0 . 4 7nem T m m 其中 maxeT =373Nm，可得出 mn=3.38，取 3.5。一挡直齿轮的模数 m 3 1 m a x0 .3 3mT mm 通过计算 m=2.38，取 3.5。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，中型货车取 2.54。本设计取3。（ 2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 2-1 选取。表 3-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 17 项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形 14.5， 15， 1616.5 2545 一般货车 GB1356-78 规定的标准齿形 20 2030 重型车同上低挡、倒挡齿轮22.5， 25 小螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取 20,啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角取 30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力， b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m， mm 斜齿 b=(6.08.5)m， mm 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 18 接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 4.1.2 齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。（ 1）确定各挡齿轮的齿数（ a）一挡传动比 1 1 112 1 2gzzizz为了确定 Z11 和 Z12 的齿数，先求其齿数和 Z : 2hAz m 其中 A=112， m=3.5，故有 Z =64，取 64 货车范围内选择可在 171212Z ，此处取 12Z =16，则可得出 11Z =48。上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 3-8）看出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里 Z 修正为 64，则根据式（ 3-8）反推出 A=112mm。（ b）确定常啮合齿轮副的齿数由式（ 3-7）求出常啮合齿轮的传动比 111212 ZZiZZ gI 由已经得出的数据可确定 : 0.212 ZZ nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 19 而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等 cos2 )( 21 ZZmA n 由此可得：nmAZZ co s221 而根据已求得的数据可计算出： 6021 ZZ 与联立可得： 1Z =20、 2Z =40。则根据式（ 3-7）可计算出一挡实际传动比为： 1 6gi （ c）确定其他挡位的齿数二挡传动比 10912 ZZZZig 182.4gi 故有 091.2109 ZZ 对于斜齿轮nmAZ cos2故有： 60109 ZZ 联立得： 1941 109 ZZ 、。按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮 2436 87 ZZ 、；四挡齿轮 3030 65 ZZ 、五档齿轮： 3525 43 ZZ 、综上所述各档实际传动比为 : 61 gi ; 316.42 gi ; 33 gi ; 24 gi ; 428.15 gi ; 16 gi （ 3）确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中倒挡传nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 20 动比 gri 取 4.0。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮 11 略小，取1414 Z 。而通常情况下，倒挡轴齿轮 15Z 取 2123，此处取 15Z =23。由1214151513 ZZZZZZi gr 可计算出 2813 Z 。故可得出中间轴与倒挡轴的中心距 74)2314(421)(21 1514 zzmA n ，取整 74mm。而倒挡轴与第二轴的中心 : mmzzmA n 102)2328(421)(21 1513 因此： 0.42328142320401513141512 zzzzzzi R 4.1.3 齿轮的强度计算与材料的选择（ 1）齿轮的材料选择与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于 7 级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为 40Cr。（ 2）齿轮的强度计算与校核（ a）齿轮弯曲强度计算 nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 21 直齿轮弯曲应力 W 10tfW F K Kb ty 式中， W -弯曲应力（ MPa）； 10tF -一挡齿轮 10 的圆周力（ N）， 10 2/tgF T d ；其中gT为计算载荷（ Nmm）， d 为节圆直径。 K -应力集中系数，可近似取 1.65； fK -摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，从动齿轮取 0.9； b-齿宽（ mm），取 20 t-端面齿距（ mm）； y-齿形系数当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为： 1 1 2m a x1 2 1geZZTT ZZ =373 3 2=2238Nm 故由122 gTFd可以得出 12tF ；再将所得出的数据代入式（ 3-17）可得 12 6 5 1 .3w M P a 11 5 3 3 . 0 1w M P a 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩 maxeT 时，一挡直齿轮的弯曲应力在 400850MPa 之间。斜齿轮弯曲应力 1w FKbtyK 式中 K 为重合度影响系数，取 2.0；其他参数均与式（ 3-17）注释相nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 22 同， 1.50K ，选择齿形系数 y 时，按当量模数 3/ co snzz 在图（ 3-17）中查得。二挡齿轮圆周力：1 0 982 gttTFFd根据斜齿轮参数计算公式可得出： 10 9ttFF =6798.8N 齿轮 10 的当量齿数 3/ co snzz =47.7，可查表（ 3-17）得： 10 0.153y 。故10 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a 同理可得： 9 2 3 1 . 9 9w M P a 。依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三挡： 782 7 6 . 2 ; 2 6 6 . 4wwM P a M P a 四挡： 562 1 1 . 5 ; 1 9 7 . 4wwM P a M P a 五挡： 342 1 8 . 8 ; 2 1 6 . 9 8wwM P a M P a 六挡： M P aM P aM P a www 93.4 6 9;11.4 9 4;03.4 4 5 151413 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180550MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（ b）齿轮接触应力 110 . 4 1 8jzbFEb 式中， j -齿轮的接触应力（ MPa）； F-齿面上的法向力（ N）， 1 /(cos cos )FF ； 1F -圆周力在（ N）， 1 2/gF T d ； nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 23 -节点处的压力角（）； -齿轮螺旋角（）； E-齿轮材料的弹性模量（ MPa），查资料可取31 9 0 1 0E M P a ； b-齿轮接触的实际宽度， 20mm； zb、 -主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm）；直齿轮： s i n ; s i nz z b brr 斜齿轮： 22s i n / c o s ; s i n c o sz z b brr 其中，zbrr、分别为主从动齿轮节圆半径（ mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷 maxeT 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力 j 见下表：表 3-2 变速器齿轮的许用接触应力齿轮 j /MPa 渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡 19002000 9501000 常啮合齿轮和高挡 13001400 650700 整理可得：直齿： )s i n1s i n1(c o sc o s2418.0 bzcgj rrmdkT 斜齿： )s i nc o ss i nc o s(c o sc o s2418.0 22 bzncgj rrmdkT 通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下：一挡： 1 1 1 21 9 9 8 . 6 1 ; 1 3 2 5 . 1 7jjM P a M P a nts上海工程技术大学毕业设计（论文） CA1091 货车变速器传动机构设计 24 二挡： 9 1 01 2 3 3 . 1 ; 1 2 0 8 . 5jjM P a M P a 三挡： 781 0 1 5 . 7 8 ; 1 9 0 4

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