CL01-235@解放CA10B手动变速箱结构设计
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机械毕业设计车辆工程
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CL01-235@解放CA10B手动变速箱结构设计,机械毕业设计车辆工程
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- 1 - 前 言 手动 变速箱采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值 (也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是 3.85,二档是 2.55,再到五档的 0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有 5个值 (即有 5级 )，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久会被淘汰，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，我认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从车的特性上来说，手 动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历较深的司机都是“手动”驾车 的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在汽车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型车最为合适，手动变速器以其自身的性价nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 2 - 比配套于经济 型车厂家，而且经济适用型车的销量一直在车市名列前茅。它们的变速器全是五档手动变速器 . nts - 3 - 第 1 章 变速器的结构与原理 1.1 变速器的分类 从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（ MT）、自动变速器（ AT）、手动 /自动变速器（ AMT）、无级变速器（ CVT）。 手动变速器 (MT) 手动变速器（ Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值 (也就是所谓的“级” )。比如 ，一档变速比是 3.85,二档是 2.55,再到五档的 0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有 5个值 (即有 5级 )，所以说它是有级变速器。 自动变速器（ AT） 自动变速器（ AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。 在中档车的市场上，自动变速器有着一 片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 4 - 决的是路况问题，现在的路况状况 不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。 手动 /自动变速器（ AMT） 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动 /自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂 911车型上首先推出，称为 Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“ +”、“ -”选择档位。在 D 档时，可自由变换降档 (-)或加档 (+)，如同手动档一样。 自动 手动变速系统向人们提供两种驾驶方式 为了驾驶乐趣 使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体 ,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度 1.3L CVT 两厢、南京菲亚特 2004派力奥 1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那 Speedgear EL 这些“二合一”的车型价格均在 10 万元左右，这个价格层面还比较低的。 所以，手动 /自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。 无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（ VanDoorne s）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用nts - 5 - 两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比 可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有 2 7个档。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。本次我设计的主要是五速手动变速器。 1.2 变速箱的功用、结构与原理 1.2.1变速箱的功用 汽车行驶 条件是比较复杂的，行驶速度和行驶阻力的变化非常大，这就要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化，而汽车上普遍采用的动力装置是汽油或柴油发动机，其转矩与转速变化范围都较小，因此在汽车传动系中设置了变速器来解决这一矛盾。 1.2.2手动变速箱功用： （ 1）改变传动比： 扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种行驶条件下所需的牵引力和合适的行驶速度，并使发动机经常能够在动力性和经济性比较有利的工况下工作。 （ 2）实现倒车：利用倒挡，改变驱动轮的旋转方向，从而实现汽车倒向行驶。 (3）中断动力： 利用空挡，切断离合器与传动轴之间的动力传递，以便发动机起动及怠速运转。 1.2.3结构与原理 手动变速器通常采用平行轴式，由齿轮传动的原理可知，一对齿数不nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 6 - 同的齿轮啮合传动时可以变速变矩（如图 2-1）。 图 1-1 变速类型 根据主要轴的数目可分为两轴式和三轴式变速器。 两轴式变速器 ： 两轴式变速器多应用在发动机前置前轮驱动（轿车）或发动机后置后轮驱动（客车）的汽车上，其特点是结构比较紧凑。 三轴式变速器： 三轴式变速器除有第一轴、第二轴外，还增设了中间轴。其特点是空间布置比较灵活，传动比 的范围大，可设有直接挡传动。 1.2.4 变速箱惯性同步器 惯性同步器有锁环式和锁销式等形式。 （ 1）锁环式同步器 ： 锁环式惯性同步器的构造（如图 1-2）；它由锁环滑块、弹簧圈、花 键毂及接合套等组成。 nts - 7 - 图 1-2 变速器类型 锁环式惯性同步器工作过程：当接合套刚从 4 挡退出到空挡位置时（如图 1-3a），接合套压下弹簧圈继续左移与锁环的花键齿进入 接合图（如图 1-3b）。 如果此时接合套花键齿与接合齿圈的花键齿发生抵触（如图 1-3c）。接合套与接合齿圈的花键齿圈进入接合（如图 1-3d所示），最后完成了换入 5挡的全过程。 nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 8 - 图 1-3锁环式惯性同步器工作过程 （ 2）锁销式惯性同步器 ： 为了改变锁环惯性式同步器摩擦力矩不大的缺点， 有的货车上采用了锁销式惯性同步器。 如图 1-4所示为锁销式惯性同步器结构图。 图 1-4锁销式惯性同步器 1.3 变速器的设计要求 汽车的使用条件颇为复杂，如汽车的载货量，道路坡度，路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高 速行驶时，挂入变速器高档；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃油经济性的要求。 nts - 9 - 汽车在某些情况下，需要倒向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器内设有倒档。此外，变速器还设有空挡，可中断动力传递，以满足汽车暂时停驶和对发动机检查调整的需要。对变速器的要求，除一般便于制造，使用和维护以及质量轻，尺寸紧凑外，主要还有一下几点 : 一、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，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。 二、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档、乱档、换档冲击等现象的发生。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档或自动、半自动换档来实现。 三、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。 四、传动效率高 为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。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。 五、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。 nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 10 - 第 2 章 变速器的主要参数及设计 2.1 变速器的结构分析与型式选择 变速器是由传动机构与操纵机构组成的。目前，汽车上采用的变速器是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也由于各种类型汽车的使用要求不同所决定。尽管如此，一般变速器的机构型式，仍具有很多的共同点。 2.1.1 变速器的型式 有级变速 器与无级相比，起结构简单、造价低廉，具有高的传动效率，因此在各种类型的汽车上得到广泛的应用。设计时首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档传动比，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。 2.1.2 两轴式和三轴式变速器 现代汽车大多数都采用三轴式变速器。两轴式变速器只用与发动机的前置、前轮驱动或者发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪一种形式，除了汽车的总布置的要求外，主要考虑以下三个方面： 1 变速器的径向尺寸 两轴式变速器，它的前进档均由一对齿 轮传递动力，当需要大的传动比时，需将主动齿轮做的小些，而将从动轮做的很大，因此两种的中心距和变速器壳的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器，由两对齿轮传递动力，在同样的传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做的小些，因此中心距及变速器的相关尺寸均可减小。 2. 变速器的寿命 两轴式的变速器的低档齿轮副，大小悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高的多。因此小齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档，均为常啮nts - 11 - 合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和齿轮寿命也比较接近。用直接档工作时，因第一轴与第 二轴直接连在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮寿命。 3变速器的效率 两轴式变速器，虽然可以有等于 1的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此有功率损失。而三轴式变速器，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档。这种动力传递方式，几乎无功率损失，且噪声较小。 2.1.3 齿轮安排 各档齿轮副的相对安装位置，对于整个变速器的结构布置很大的影响。各档位置安排应考虑以下四个方面的要求： 1 整车的总布置 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。 2驾驶员的使用习惯 有人认为人们习惯与按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档，但也有人认为应该将常用档放在中间位置，而将不常用的低档放在两边。 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。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教好。 3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计成直接档。 nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 12 - 4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，一般安排在离轴较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是应接触力过高而造成表面电蚀损坏，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的齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。 2.1.4换档结构形式 目前汽车上的机械式变速器采用的换档形式有三种： 1滑动齿轮换档 采用滑动斜齿轮换档，虽工作平稳，承载能力大、噪音小的优点。但它的换档仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进档采用滑动齿轮换档的已甚为少见。 2啮 合套换档 用啮合套换档，这种结构既有斜齿轮传动的优点，同时啮合套和结合齿的齿轮所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。 3同步器换档 现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行驶的安全性。缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。 本设计中采用同步器换档方案。 nts - 13 - 2.2 基本参数 2.2.1设计解放牌 CA10B载重汽车变速箱。 参数： 1、发动机最大功率为 95KW/2800rpm 2、最大转矩为 310Nm/1100rpm 3各档速比 ig1=6.240ig2=3.320,ig3=1.900,ig4=1,ig5=0.81,ig6=6.7 选用五档机械式变速器 2.3 确定各档传动比 2.3.1从最大爬坡度考虑： 汽车在最大坡道上行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面问滚 动阻力 及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时： maxmax itt FFF 式中 maxtF 最大驱动力； tF滚动阻力； maxiF 最大坡道阻力； 又riiTF get 01ma xma xm axcos gfmF af nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 14 - maxmax sin gmF ai 将式 带入式 中得 ： gmfgmriiTaage )s inc o s(m a xm a x01m a x由 得 0max1 iTrgmieagmaxeT发动机最大输出转矩； 310 1gi变速器一档传动比； 6.24 0i主减速比； 7.68 汽车传动系总 传动效率； 0.96 am汽车总质量； 7800 g 重力加速度； 9.8 道路最大阻力系数； r 驱动轮滚动半径； 0.42 f 滚动阻力系数； max 道 路最大上坡角。 其中 %)30(7.16m ax onts - 15 - 020.0018.0f 此处取 20.0f 为滚动阻力系数。 解得： ig1 6.7 综上所述 取 ig1=6.24 ig4=1 2.3.2传动系档数与各档传动比的选择 传动系档数增加可以改善汽车的动力性和燃油经济性。但过多又影响换档操作，造成换档困难考虑到轻型载货汽车车速一般都不高，不同类型的变速器其档位数也不尽相同，轿车变速箱传 动比范围较小约为 3-4，但是近年来，提高其动力性能尤其是燃料的经济型，多采用五个前进档。轻型货车变速箱的传动比范围为 5-6 其他货车为七以上，其中总质量在 3.5 吨以下多采用四档变速器，总质量在 3.5-10吨的多采用五档变速器，大于 10吨的采用 6个前进档或更多档位。参考同类车型，本设计设置 5个前进档，1个倒档。则又上述已知， 1gi=6.24， 传动系变速器各档传动比按等比级数分配，器优点在于： 换档过程中，发动机总在同一速度范围内工作； 可以充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性 按等比级数分配传动比的变速器，还便于和副变速器结合构成 更多档位的变速器。 传动系变速器各档之间的公比 q 为 解的 q=1.695 因为齿数为整数，故实际传动比与计算出的理论值略有出入。 nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 16 - 另外，在换档过程中，由于空气和道路阻 力，空档的一瞬间车速 下降，且车速高时速度下降更多。为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作，靠近于高档的邻档公比应比靠近低档的小。取 ig1=6.240 ig2=3.320, ig3=1.900, ig4=1, ig5=0.81, ig6=6.7 此时邻档传动比比值： ig1/ig2=1.87 ig2/ig3=1.73 ig3/ig4=1.5 ig4/ig5=1.442 ig5/ig6=0.12 2.3.3初选中心距 变速器齿轮的 中心距对变速器的整体尺寸、体积及质量有直 接影响，所选中心距应能满足保证齿轮强度。通常根据经验公式中 心距 A。 A=AeK 3 maxeTAeK对货车取 17.019.0 取 KA=19.0，所以中心距 A=129mm. 由经验取 A=133 2.3.4轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中 间齿轮 和换档机构的布置初步确定。轿车四档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档数有关： 四档 (2.22.7)A 五档 (2.73.0)A 六档 (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nts - 17 - 出系数的上限。为检测方便， A取整。 本次设计采用 5+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3 133mm=399mm 2.3.5齿轮参数的选择 (1)齿轮模数 齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。选择模数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。载货汽车应重视减小其质量。 (2)齿形、压力角及螺旋角 选择 GB1356-78规定的标准齿形，压力角 =20 ,螺旋角 =2030。 (3)齿宽 齿宽的选择既要考虑变速 器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常根据齿轮模数来确定齿宽 b： b=KCm 式中 KC 齿宽系数，直齿轮取 KC=4.4 7.0;斜齿轮取 KC=7.0 8.6。 m 法面模数 本设计中齿轮 KC选取 6-8。 (4)齿顶高系数 本设计中选取齿顶高系数 f0=1.0。 nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 18 - 图 2-1为变速器布置的总体形式： (5)各档齿轮齿速的分配 确定一档齿轮齿数 已知 I档齿轮的传动比 ig1， 且 ig1=291 10ZZZZ，为了确定 Z9和 Z10齿数，先其齿数和 Zh。 直齿 Zh=2Am斜齿 2 cosnAm nts - 19 - 表 1 一档采用直齿轮，故 Zh=63 mn=4.2。 Zh取整数 Zh=57。 Zh分配给 Z9、 Z10 为使 Z9/Z10尽量大一些，应将 Z10尽量取得小一些，在 ig1一定的条件下， Z2/Z1 的传动比可分配下些。于是第一轴常啮合齿轮可分配更多齿数，以便在其内腔设置第二轴轴承。货车中间轴 I档直齿轮的最小齿数为 12 4之间选取。 本设计中选择 Z10=14，则 Z9=63-14=49。 （ 6）修正中心距 A=10 9()2Z Z m=130.2mm 实际中取 A=133mm （ 7）确定常啮合传动齿轮副的齿轮 由 2 11 gZ iZ 109ZZ 可得 A= 12()2 cosnm Z Z 取 mn=3.75, Z1=23 由以上可得 Z2=41 则精确 1-2=25 51 24 （ 8） 确定其他各档齿轮 二档齿轮副：其中 mn=4.2, Z8=22 由72218gZZi ZZ A= 7878()2cosnm Z Z 所以 Z7=41 7-8=25 51 24 三档齿轮副： mn=3.75, Z6=31 由 ig3=12ZZ 65ZZ A=6-5)65n cos2m ZZ （ nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 20 - 由以上可得 Z5=33 5-6=22 51 24 五档齿轮副： mn=3.75， Z4=20 由 ig5= 12ZZ 43ZZ A=4-3)43n cos2m ZZ （ 由上可得 Z3=44 3-4=25 51 24 倒档齿轮副 取 m=4.2 Z13=16 Z11=14 ig6=12ZZ 1112ZZ 139ZZ 解得 Z13=27 齿轮 11和齿轮 12是常啮合的 （ 9）确定倒档中心轴距 通常 I档与倒档选用同一模数，初选 Z11后，可计算出中间轴 与倒档的中心距 A。即选取 Z13=16，则中心距 A A =(1/2)m*(Z13+Z14)=72.7 实际取 91 再求出道档轴与第二轴的中心距 A A =1/2 m（ 19+45） =132mm 实际取 150 （ 10)变速器齿轮的几何尺寸的计算。 直齿论圆柱齿轮参数计算所用公式： 分度圆直径 d=zm 齿顶高 ha=(f+x)m 齿根高 hf=(f+c-x)m nts - 21 - 齿全高 h=(2f+c)m 齿顶圆直径 da=d+2ha 齿根圆直径 df=d-2hf 中心距 a=a0=(z1+z2)m/2 斜齿圆柱齿轮参数的计算 端面模数 mt=mn/cos 分度圆直径 d=zmt 齿顶高 ha=f0mn 齿全高 h=(2f0+c)mn 齿顶高直径 da=d+2ha 中心距 a=a0=（ z1+z2） mt/2 齿根圆直径 df=d-2hf 齿根高 hf=(f+c-x)m 其各档齿轮参数计算结果如下： 档 位 齿数 法向模数 端面模数 压力角 分度圆直径 齿顶圆直径 常啮 主 23 3.75 4.32 20 95.846 103.35 从 41 3.75 4.32 20 170.854 178.35 五 档 主 20 3.75 4.34 20 83.344 92.45 从 44 3.75 4.34 20 183.355 189.3 三 档 主 33 3.75 4.847 20 137.518 145 nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 22 - 从 31 3.75 4.847 20 129.182 136.7 二 档 主 22 4.2 4.83 20 91.133 100.7 从 41 4.2 4.83 20 173.565 178.7 一 档 主 14 4.2 20 59.267 68.2 从 49 4.2 20 207.433 211.2 倒档1 主 16 4.2 20 67.733 75.5 从 27 4.2 20 114.3 119.2 倒档 2 主 22 4.2 20 93.133 102.1 从 49 4.2 20 207.433 211.2 续表： 档 位 齿根圆直径 齿顶高 齿全高 齿根高 螺旋角 螺旋方向 中心距的名义尺寸 常啮 主 86.45 3.75 8.45 4.7 25 5124 左 133 从 161.45 3.75 8.45 4.7 25 5124 右 133 nts - 23 - 五档 主 75.55 3.75 8.45 4.7 25 5124 左 133 从 172.4 3.75 8.45 4.7 25 5124 右 133 三档 主 128.1 3.75 8.45 4.7 25 5124 左 133 从 119.8 3.75 8.45 4.7 25 5124 右 133 二档 主 85.46 3.78 7.62 3.84 133 从 163.46 2.57 7.62 5.05 133 一档 主 52.96 4.475 7.62 3.145 133 从 195.96 1.875 7.62 5.745 133 倒档1 主 60.26 3.875 7.62 3.745 91 从 103.96 2.475 7.62 5.145 91 倒主 86.86 4.475 7.62 3.145 150 nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 24 - 档2 从 195.96 1.875 7.62 5.745 150 表 2 2.4 齿轮的校核 2.4.1变速器齿轮的损坏有以下几种： （ 1）齿轮折断 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，故齿轮根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。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后，齿轮突然折断。这种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面，在突然断裂部分呈粗粒 状表面。变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多数。 为了避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿弯曲应力，即提高轮齿弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿弯曲强度；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；提高材料许用应力，如采用优质钢材等。 （ 2）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。因闭式齿轮传动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。而裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于 齿面相互挤压，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nts - 25 - 落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把轮齿分为根部及顶部两段，则靠近节圆的根部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重，两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。 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。 （ 3）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，接触压力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高互相熔焊粘联，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：一方面采用粘度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。 2.4.2齿轮的校核计算 齿轮强度计算 接触强度：用以下公式计算接触应力 12110 . 4 1 8 ( ) / c o sbnHFEb （ N/mm2） 式中 Fbn 法面内基圆切向力， Fbn=Ft/cos cos nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 26 - M 计算扭矩， N.m d 节圆直径 节圆压力角 螺旋角 b 齿轮接触实际宽度 E 齿轮材料弹性模量 查资料可取 31 9 0 1 0E M P a 12, 主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径 11 2sincos 22 2sincos 12,为主动及被动节圆半径 计算扭矩 M=12Memax时，许用应力为 H接 =1300 1400N/mm2 常啮合及高档 =1900 2000N/mm2 一档及倒档 其中 Memax为发动机最大转矩。 弯曲强度：直齿轮用以下公式计算弯曲应力： tfFtF K KbP y （ N/mm2） 斜齿轮用以下公式计算： tFtnFKbP yK 式中： Ft 圆周力 max2 et MF dN； Me max=T igI =0.96 F 应力集中系数，直齿轮取 1.65，斜齿轮取 1.5； Kf 摩擦力影响系数；主动齿轮取 1.1；斜齿轮取 0.9； nts - 27 - Pt 端面周节， Pt= m; Ptn 法面周节， Ptn= mn K 重合度影响系数， K =2 选择齿形系数 y 时，按当量模数 3/ co snzz 在图（ 3-4-1）中查得 许用应力为 400 850N/mm2（直齿轮）； 100 250N/mm2（斜齿轮）。 图 2-2齿形系数 2.1一档齿轮校核 接触强度：用以下公式计算接触应力 nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 28 - 12110 . 4 1 8 ( ) / c o sbnHFEb Fbn=Ft/cos cos b 齿轮接触实际宽度 b=KCm kc 取 6.66 m=4.2 b=28 解得 H1=900N/mm2 式中 Ft 圆周力， max2 et MF dN； F 应力集中系数，直齿轮取 1.65； Kf 摩擦力影响系数；主动齿轮取 1.1；从动齿轮取 0.9 Pt 端面周节， Pt= m; 许用应力为 400 850N/mm2（直齿轮）； 100 250N/mm2（斜齿轮）。 解的 F1（主） =742N/mm2 F1（从） =135N/mm2 二档齿轮校核 接触强度：用以下公式计算接触应力 12110 . 4 1 8 ( ) / c o sbnHFEb （ N/mm2） Fbn=Ft/cos cos nts - 29 - b 齿轮接触实际宽度 b=KCm kc取 6.19 m=4.2 得 b=26 解得 H2=508N/mm2 式中 Ft 圆周力， max2 et MF dN； F 应力集中系数，直齿 轮取 1.65， Kf 摩擦力影响系数；主动齿轮取 1.1；从动齿轮取 0.9； Pt 端面周节， Pt= m 许用应力为 400 850N/mm2（直齿轮）； 100 250N/mm2（斜齿轮）。 解的 F2（主 )=235N/mm2 F2(从） = 102.3N/mm2 三档齿轮校核 接触强度：用以下公式计算接触应力 12110 . 4 1 8 ( ) / c o sbnHFEb （ N/mm2） Fbn=Ft/cos cos b 齿轮接触实际宽度 b=KCm kc取 8 m=3.75 得 b=30 解得 H3=297N/mm2 式中： Ft 圆周力， max2 et MF dN； F 应力集中系数，斜齿轮取 1.5； Ptn 法面周节， Ptn= mn K 重合度影响系数， K =2 许用应力为 400 850N/mm2（直齿轮）； 100 250N/mm2（斜齿轮）。 解的 F3（主） =142N/mm2 F3（从） =117N/mm2 五档齿轮校核 接触强度：用以下公式计算接触应力 12110 . 4 1 8 ( ) / c o sbnHFEb （ N/mm2） Fbn=Ft/cos cos b 齿轮接触实际宽度 b=KCm kc取 6.66 m=4.2 得 b=28 解得 H5=299 式中： Ft 圆周力， max2 et MF dN； F 应力集中系数，斜齿轮取 1.5； Ptn 法面周节， Ptn= mn K 重合度影响系数， K =2 许用应力为 400 850N/mm2（直齿轮）； 100 250N/mm2（斜齿轮） 解的 F5（主） =115N/mm2 F5(从） = 136N/mm2 常啮合齿轮 接触强度：用以下公式计算接触应力 12110 . 4 1 8 ( ) / c o sbnHFEb （ N/mm2） Fbn=Ft/cos cos b 齿轮接触实际宽度 b=KCm kc取 8 m=3.75 得 b=30 解得 H1=356N/mm2 nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 32 - 式中： Ft 圆周力， max2 et MF dN； F 应力集中系数，直齿轮取 1.65，斜齿轮取 1.5； Ptn 法面周节， Ptn= mn K 重合度影响系数， K =2 许用应力为 400 850N/mm2（直齿轮）； 100 250N/mm2（斜齿轮） 解的 F常（主） =176N/mm2 F常（从） =94.5N/mm 倒档 1齿轮校核 接触强度：用以下公式计算接触应力 12110 . 4 1 8 ( ) / c o sbnHFEb （ N/mm2） Fbn=Ft/cos cos b 齿轮接触实际宽度 b=KCm kc取 5.8 m=4.2 得 b=24 解得 H倒 1=723 nts - 33 - 式中 Ft 圆周力， max2 et MF dN； F 应力集中系数，直齿轮取 1.65， Kf 摩擦力影响系数；主动齿轮取 1.1；斜齿轮取 0.9； Pt 端面周节， Pt= m 许用应力为 400 850N/mm2（直齿轮）； 100 250N/mm2（斜齿轮） 解的 F倒 1（主） =740 N/mm2 F倒 1(从） = 435N/mm倒档 2齿轮校核 接触强度：用 以下公式计算接触应力 12110 . 4 1 8 ( ) / c o sbnHFEb （ N/mm2） Fbn=Ft/cos cos b 齿轮接触实际宽度 b=KCm kc取 6.19 m=4.2 得 b=26 解得 H倒 2=440N/mm2 式中： Ft 圆周力， max2 et MF dN； F 应力集中系数，直齿轮取 1.65； Kf 摩擦力影响系数；主动齿轮取 1.1； Pt 端面周节， Pt= m; nts 解放 CA10B手动变速箱结构设计 - 34 - 许用应力为 400 850N/mm2（直齿轮）； 100 250N/mm2（斜齿轮） 解的 F倒 2（主） =549 N/mm2 F倒 2（从） =164N/mm2 所以齿轮全部合格 2.5 轴的设计与计算 2.5.1轴的尺寸 变速器轴在工作时承受转矩和弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足会产生过大的变形，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。 在变速器的结构方案确定以后，轴的长度可以初步选定。轴的长度对刚度影响很大，为满足刚度要求，轴径 d 与支撑跨度之间的关系可按下式选取： 中间轴： d/l=0.16 0.18 第二轴： d/l=0.18 0.21 轴的直径与轴传递的转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，轴径可按下式初选： 第二轴和中间轴 的最大直径 (mm)： d=（ 0.4 0.5） A 第一轴花键部分直径 d(mm)： d=（ 4.0 4.6） 3 maxMe 轴的具体参数见零件图。 2.5.2 轴的校核 由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强nts - 35 - 395500000 . 2TTTPT nWd 45 . 7 3 1 0PTGI 度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂 ，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。 1. 第一轴的强度与刚度校核 因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 式中：T-扭转切应力， MPa； T-轴所受的扭矩， N mm； TW-轴的抗扭截面系数， 3mm ； P-轴传递的功率， kw； d-计算截面处轴的直径， mm； T-许用扭转切应力， MPa。 其中 P =
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