轻型货车变速器设计-中间轴式三轴五档 整备2吨 总4.13吨【6张CAD图纸和文档所见所得】【YC系列】
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轻型货车变速器设计-中间轴式三轴五档
整备2吨
总4.13吨【6张CAD图纸和文档所见所得】【YC系列】
轻型
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中间
轴式三轴
五档
整备
4.13
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手 册 目 录毕业设计(论文)任务及指导书1毕业设计(论文)过程检查记录2毕业设计(论文)过程检查记录（续）3毕业设计(论文)指导教师评价表4毕业设计(论文)评阅教师评价表5毕业设计(论文)答辩申请表6毕业设计(论文)答辩记录表7答 辩 委 员 会 决 议 书84毕业设计(论文)任务及指导书题 目某轻型货车变速器设计题 目 来 源实际工程项目 科研课题 教学模拟题目 其它题 目 类 型工程设计型 科学研究型 调研综述型 其它类型一、毕业设计（论文）任务（包括对工程图纸的具体要求）及设计参数任务：开题报告一份约5000字，设计说明书一份约15000字，专题论文一篇不少于3000字，外文翻译一篇不少于3000字。设计图纸按需求。1. 变速器传动机构布置方案分析与选择2. 变速器主要参数的确定3. 变速器的设计与计算4. 同步器的设计与计算5. 变速器操纵机构的确定6. 制动器主要结构元件参数的确定整车参数整车总质量：4130(Kg)整备质量：2000(Kg) 最高车速：95(km/h)最大功率：88KW 最大扭矩：343N.m手动5挡变速器 排量：3.85L轴数：2 前后轮距：1650/1620(mm) 轴距：2800轮胎规格：7.50R15LT布置方式：FRCAD图要求 装配图+变速器的3个轴+齿轮 共6幅图二、专题部分要求根据设计中已知参数并结合理论知识，分析并计算得到变速器的基本结构参数，然后利用相关经验公式对变速器的重要部件进行强度校核，校核的结果不符合国家相关要求则需要重新计算，当结果满足要求的时候，可确定其相关几何尺寸并完成图纸的绘制，结束本论文的设计工作。三、本题目的重点和难点以及与同组其它学生所做题目的关系本题目的重点是：变速器与同步器主要参数的选择与计算载荷的确定难点：变速器各齿轮、轴承与轴的载荷计算和强度校核四、可行方案的筛选方法提要五、指导方式和工作进度要求指导方式：每周2次工作进度：1、毕业设计资料搜集阶段； 452、设计方案确定及论证阶段； 6103、设计和编写计算说明书阶段； 11174、评审及答辩阶段。 18六、与本设计题目相关的理论知识（包括新知识）提要1理论力学2材料力学3结构力学4汽车构造5汽车设计6CAD相关知识七、建议参考资料及使用方法1汽车设计王望予：机械工业出版社，20042离合器及机械变速器,张毅,化学工业出版社，20053汽车工程手册基础篇,人民交通出版社，20014最新汽车设计使用手册,林秉华黑龙江人民出版社，20055国产微型汽车车型及配件目录,中国物质出版社，19906汽车计算机辅助开发技术,张朴,北京理工大学出版社，19997汽车构造第三版,陈家瑞,机械工业出版社，20008机械制图,刘小年,机械工业出版社，19999机械零件设计手册,冶金出版社，199210汽车百科全书,机械工业出版社，1989八、答辩之前学生应作的准备工作提要1、完成设计说明书2、外文翻译；3、专题论文4、设计图纸5、实习报告6、设计手册7、提交各种设计资料，准备各种与设计有关的基础知识并了解这些知识之间的联系注：本表内容可根据题目特点和要求选取，表格可续页指导教师签字： 任务下达时间 年 月 日 学生签字：XXXXX毕业设计(论文) 某轻型货车变速器设计学 号：姓 名：专 业：系 别：指导教师：二一五年六月目 录摘 要IIIAbstractIV第1章 绪论11.1研究背景及意义11.2国内外研究状况11.3设计参数及要求2第2章 传动及零部件结构方案选定32.1变速器的基本设计要求32.2变速器传动机构布置方案32.2.1 倒档布置方案32.2.2 零部件结构方案分析4第3章 主要参数的选择与计算73.1挡位数确定73.2传动比的确定73.2.1最低档传动比计算73.2.2其他各挡传动比初选93.3中心距A的确定93.4外形尺寸的初选93.5齿轮参数选择103.5.1模数103.5.2压力角103.5.3 螺旋角113.5.4尺宽b123.6各挡齿轮齿数分配123.6.1一档齿数的确定133.6.2二档齿数的确定143.6.3三档齿数的确定143.6.4四档齿数的确定153.6.5倒档齿数的确定153.7变速器齿轮的变位16第4章 齿轮的设计与校核184.1齿轮材料的选择184.2各轴的转矩计算184.3齿轮强度校核194.3.1斜齿齿轮轮齿弯曲强度校核194.3.2倒档齿轮轮齿弯曲强度校核214.3.3斜齿齿轮接触应力校核214.3.4直齿倒档齿轮接触应力校核23第5章 轴及轴承的设计与校核255.1轴的结构尺寸计算255.1.1轴的工艺要求255.1.2初选轴的直径255.1.3轴最小直径的确定265.2轴的强度校核275.3轴承的选择与校核305.3.1一轴轴承的选择与校核305.3.2中间轴轴承的选择与校核32第6章 同步器及操纵机构的设计336.1同步器的设计336.1.1同步器的结构336.1.2 同步环主要参数的确定346.2操纵机构的选择366.2.1操纵机构设计要求366.2.2典型操纵换档机构376.3变速器壳体的设计37总 结39参考文献40致 谢41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。本次设计题目是某轻型货车变速器设计，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，齿轮，轴，设计，校核AbstractTransmission is an important automotive driveline components, mainly used to change the engine torque and speed transmitted to the drive wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car.The design subject is a light truck transmission design, according to the given parameters dynamic structural analysis program, required to complete the transmission of matches, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn.Design is the key part of this specification, which includes structural analysis, program verification, calculation and check. Structural analysis is the structure of the main components of the selected design calculations, including mechanical transmission central moments, the gear parameters, design and calculation of the gear ratio, as well as the input intermediate shaft and output shaft designs. Calculation method is the main component design calculations to be checked. It is given directly after each component design calculations.Keywords: Transmission, Gears, Shafts, Design, Verification43第1章 绪论1.1研究背景及意义轻型货车主要从事城市市区或农村间中短途距离运输的交通工具，具有机动灵活、快捷方便的优势，特别是在运输吨位不大且距离又比较近时，轻型货车便发挥出巨大优势。近几年来随着我国城市规模的不断扩大，城市市区间越来越需要轻型货车。变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，是汽车的重要部件之一。本设计是在给定发动机输出转矩、功率、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的三轴式五档式变速器。其中本设计的重点部分是档位传动比的选择及计算依据、齿轮参数的选择计算及校核、二轴及中间轴的强度校核等。1.2国内外研究状况变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。目前自动变速器得到广泛的应用。1.3设计参数及要求本次设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的整车主要技术参数如下：整车总质量：4130(Kg)整备质量：2000(Kg) 最高车速：95(km/h)最大功率：88KW 最大扭矩：343N.m手动5挡变速器 排量：3.85L轴数：2 前后轮距：1650/1620(mm)轴距：2800轮胎规格：7.50R15LT布置方式：FR第2章 传动及零部件结构方案选定2.1变速器的基本设计要求变速器在汽车底盘中具有很重要的作用，它的好坏直接决定汽车的使用寿命和经济性，因此变速器的设计必须满足以下要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性；（2）设置空档，用来切断发动机的动力传输；（3）设置倒档，使汽车能倒退行驶；（4）设置动力输出装置；（5）换档迅速、省力、方便；（6）工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生；（7）变速器应有高的工作效率；（8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。2.2变速器传动机构布置方案2.2.1 倒档布置方案图2.1为常见的倒档布置方案。图2.1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图2.1c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图2.1d方案对2.1c的缺点做了修改。图2.1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，档换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒档传动采用图2.1g所示方案。缺点是一、倒档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。本设计结合实际车型，在给定的任务书中已经确定是中间轴式变速器，全部齿轮为常啮合齿轮，所以综合考虑，本身设计选择图2.1（b）形式进行设计图2.1 倒档布置方案2.2.2 零部件结构方案分析（1）齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮仅用于一档和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计倒挡选用直齿轮，其他挡选用斜齿轮。（2）轴的形式及布置该变速器采用三轴式布置，既一轴、二轴为同心轴，二轴前端支承在一轴后端内腔中，中间轴与二轴在同一纵向平面内，相互平行，倒档轴在、轴侧面，具体结构（如图2.1、2.2）所示：图2.2变速器轴布置及传动示意图（3）换挡机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换挡，其换档行程要比滑动齿轮换挡行程小。通过比较本设计所有挡选用同步器换档。（4）操纵机构及其互锁装置定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。图2.3为典型的操纵机构图对于平头驾驶室汽车，轻型载重汽车或小客车所采用的远距离操纵机构（操纵杆在方向盘下），要加上一套联动机构。这种机构应有足够的刚性，并保证各连接件在灵活转动情况下，其间隙不能过大，否则会使换档手感不明显。为改善操纵轻便性，在小客车或重型载重汽车上的采用电磁、电力和液力控制，因其结构复杂并需要气源或液压源，在载重汽车上一般很少采用。本次设计采用互锁销式互锁装置。（5）变速器轴承的选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。本设计中间轴选用圆锥滚子轴承，二轴左端采用滚针轴承，二轴右侧用圆锥滚子轴承，一轴用球轴承。第3章 主要参数的选择与计算3.1挡位数确定变速器的挡数可在320个挡位范围内变化，通常变速器的挡数在6挡以下，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。增加变速器的挡数，能够改变汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高档区相邻挡位之间的传动比比值，要比低档区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用45 个挡或多挡。载质量在2.04.0t的货车多采用5个挡。本次设计的变速器采用5个前进挡位，1个倒挡位。3.2传动比的确定传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。文中设计结合实际，变速器选用5档变速器，最高档传动比为1。速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。3.2.1最低档传动比计算一档传动比应该满足最大驱动力能够克服汽车轮胎与路面的滚动阻力及最大爬坡阻力， （3.1） （3.2）式中：最大转矩，车轮半径,由已知轮胎规格7.50R15（8级）可知道为381mm；主减速器传动比，取传动系传动效率mg汽车重力，mg=41309.8；主减速比i0的确定：式中 车轮的滚动半径，0.381m； 发动机转速，3000r/min； 变速器最高档传动比，取1； 最高车速，95km/h。则有：，取进行后续计算代入公式（3.2）得到：=3.021根据车轮与路面的附着条件则： （3.3） （3.4）在0,50.6之间取0.55，因为汽车后轴的轴荷分配范围为60%68%，所以=30355.5N代入式（3.3）得到：=4.153所以由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比取4.0。3.2.2其他各挡传动比初选各档传动比为等比分配 6 ，则： 故：，（直接档）3.3中心距A的确定由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式（3.5）计算。 （3.5）式中： 变速器中心距（mm）； 中心距系数，=8.6-9.6；发动机最大转距=343（N.m）； 变速器一档传动比为4.0； 变速器传动效率，取89.3%。将各参数代入式（3.4）得到：（8.69.6）=（8.69.6）10.7=92.02102.7mm货车的变速器中心距在92102.7mm范围内变化，初取A=96mm。3.4外形尺寸的初选变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器的壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。变速器壳体的轴向尺寸可参考表3.2数据选用：表3.2 变速器壳体的轴向尺寸四档（2.22.7）五档（2.73.0）六档（3.23.5）为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为2.9A=278.4mm。3.5齿轮参数选择3.5.1模数齿轮模数选取的一般原则：（1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；（2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；（3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；（4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数范围大致表3.3：表3.3 变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车2.252.752.753.003.54.54.56.0选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表3.4为国标GB/T13571987，可参考表3.4进行变速器模数的选择。表3.4 变速器常用的齿轮模数 表中数据摘自（GB/T13571987）第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5综合考虑文中设计由于是轻型车，变速器倒档模数取3.5mm；其他各档为3.0mm。3.5.2压力角压力角较小时，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，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器是采取了重要轻型汽车变速器的新技术主要内容是，在保证齿轮的强度要求之下，尽量将模数减小。这样就明显提高了齿轮的重合度，从而减小了冲击载荷和噪声。3.5.3 螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档位齿轮的接触强度来着眼，应当选用较大的螺旋角值。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图3.1所示：图3.1 中间轴轴向力的平衡欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： （3.6） （3.7） 为使两轴向力平衡，必须满足： （3.8）式中：作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；齿轮1、2的节圆半径；T中间轴传递的转矩。货车变速器的螺旋角为：1826，一档齿轮的螺旋角取下限3.5.4尺宽b 齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m（）的大小来选定齿宽b,式中：齿宽系数，斜齿为6.08.5。3.6各挡齿轮齿数分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图3.2所示：图3.2变速器传动结构示意图1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-第二轴四挡齿轮 4-中间轴四挡齿轮 5-第二轴三挡齿轮 6-中间轴三挡齿轮 7-第二轴二挡齿轮 8-中间轴二挡齿轮 9-第二轴一挡齿轮 10-中间轴一挡齿轮11-第二轴倒挡齿轮 12-中间轴倒挡齿轮 13-惰轮3.6.1一档齿数的确定（1）最低档传动比计算一档传动比为：如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和，一档齿数和，直齿 斜齿 （3.9）中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车可在1217之间选取，本设计取=16，初选，代入公式（3.6）得到：取整得59，则。（2）对中心距A进行修正因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。 （3.10）将各已知条件代入式（3.10）得到：mm，取整为96mm。（3）常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 （3.11）而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即： （3.12）已知各参数如下：代入式（3.12）得到：取整：，3.6.2二档齿数的确定已知：由式子： （3.13） （3.14） （3.15）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： （3.16）联解上述（3.13），（3.14），（3.15）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下：，3.6.3三档齿数的确定已知：由式子 （3.17） （3.18） （3.19）联解上式（3.17），（3.18），（3.19）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得： 3.6.4四档齿数的确定已知：由式子 （3.20） （3.21） （3.22）联解上述（3.20），（3.21），（3.22）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得：3.6.5倒档齿数的确定已知：；初选 （22-23）之间，小于取为14，中间轴与倒档轴之间的距离的确定：，取整63mm。为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮11和齿轮顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙。则齿轮11的齿顶圆直径De11为：De11=129.92mmZ11=35.12取整为Z11=35二轴与倒档轴之间的距离确定：mm取整100mm。3.7变速器齿轮的变位（1）采用变位齿轮的原因：（a）配凑中心距；（b）提高齿轮的强度和使用寿命；（c）降低齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。（2）变位系数的选择原则：（a）对于高档齿轮，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；（b）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，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；（c）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。（3）一档齿轮的变位已知条件：，由计算公式，代入得到：查机械设计手册齿轮变位系数表得到： （4）其余齿轮的变位，计算过程同上，计算结果见表3.5表3.5 变速器各齿轮的变位系数常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮倒档齿轮变位系数0.10.130.0230.0090.0210.011-0.103-0.0830.0460.309-0.22第4章 齿轮的设计与校核变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。4.1齿轮材料的选择（1）满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工、工艺及热处理工艺常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用20GrMnTi材料渗碳后淬火，硬度为5862HRC。大齿轮用40Gr调质后表面淬火，硬度为4855HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20GrMNTi渗碳后淬火，硬度为5662HRC，大齿轮40Gr调质后表面淬火，硬度为4655HRC；其余各档小齿轮均采用40Gr调质后表面淬火，硬度为4855HRC，大齿轮用45钢调质后表面淬火，硬度为4050HRC。4.2各轴的转矩计算一轴转距 中间轴转矩 二轴各档转距：一档齿轮Nm；二档齿轮Nm；三档齿轮Nm；四档齿轮Nm；倒档轴： 二轴倒档齿轮： 4.3齿轮强度校核4.3.1斜齿齿轮轮齿弯曲强度校核 （4.1）式中： 圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，； 齿面宽（mm）； 法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图（图4.1）中查得；重合度影响系数，将上述有关参数代入（4.1），整理得到： （4.2） 图4.1 齿型系数图当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对货车为100200MPa。（1）一档齿轮弯曲强度校核 已知参数：Nm,Nm查齿形系数图4.1得：；代入公式（4.2）得：MPaMPa对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于250Mpa，均小于250Mpa，所以满足设计要求。（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果见表4.1：表4.1各档齿轮的弯曲强度校核常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮弯曲应力MPa218.58198.71232.1233.48221.90222.00228.19230.00各齿轮的弯曲应力均小于250MPa，所以满足设计要求。4.3.2倒档齿轮轮齿弯曲强度校核 （4.3） 式中： 弯曲应力；应力集中系数，为1.5；计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）；摩擦力影响系数，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9； 齿宽（mm）； 端面齿数（mm），为模数； 齿形系数；查齿形系数图4.1得：；代入公式（4.3）得：MPa当计算载荷取作用在变速器第一轴上的最大转距时，倒档直齿轮的许用弯曲应力在400-850之间，在许用范围内，所以满足设计要求。4.3.3斜齿齿轮接触应力校核 （4.4）式中： 轮齿接触应力（MPa）；F 齿面上的法向力（N），；F1 圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 节点处压力角； 齿轮螺旋角；E 齿轮材料的弹性模量（MPa）； 齿轮接触的实际宽度（mm）；主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮；主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表4.2 ：表4.2 变速器的许用接触应力齿轮MPa渗碳齿轮液体渗氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700一档齿轮接触应力校核 已知条件：，Nmm,NmmN,Nmm将已知数据代入公式（4.4）得：，均小于1900 MPa，所以满足设计要求。（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表4.3：表4.3各齿轮的接触应力常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮接触应力（MPa）894.05894.051073.671072.13983.55999.785915.157922.77各齿轮的接触应力均小于13001400 MPa，所以满足设计要求。4.3.4直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件：Nm将已知数据代入公式（4.4）得到：NNNMPaMPaMPa，均小于1900 MPa，所以满足设计要求。第5章 轴及轴承的设计与校核变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。5.1轴的结构尺寸计算5.1.1轴的工艺要求第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC5863，表面光粗糙度不能过低。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。5.1.2初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d为0.45A，轴的最大直径d和支承间距离的比值：对中间轴，对第二轴，。第一轴花键部分直径d可按下式初选： （4.5）式中： K经验系数K=4.0-4.6；发动机最大转距（Nmm）。第二轴和中间轴中部直径=0.45mm的取值：中间轴长度初选：mm取mm第二轴长度初选：mm取mm第一轴长度初选：mm取mmmmmm取170mm。5.1.3轴最小直径的确定按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算，对实心轴，其强度条件为： （4.6） 轴传递的转矩Nmm，=343Nm；轴的抗扭截面模量(mm3)； 轴传递的功率（kw），=88kw； 轴的转速，=3600；轴的许用扭转剪应力（MPa），见4.3表：表4.3 轴常用集中材料的及A值轴的材料Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo3Cr12,20CrMnTi/MPa15-2520-3525-4535-55A149-126135-112126-103112-97由式4.5得到轴直径的计算公式： （4.7）对中间轴为合金钢则A查表得为100；P为88kw；。代入式（4.7）得取为35mm。二轴为查表得为110；P为88kw；代入式（4.6）得mm取为45mm。5.2轴的强度校核轴的受力如图5.1所示： 图5.1 变速器受力图（1）轴的挠度验算轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。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4-3所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： （4.8） （4.9） （4.10）式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105 MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用 力距支座A、B的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承装在轴上，这就能增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。第二轴轴上受力分析如图5.2 所示。图5.2 变速器的挠度和转角（2）变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析如图4.5所示。NNN 中间轴轴上受力分析如图4.5所示。 NNNNNNNNN（3）二轴轴刚度校核：将各已知参数代入公式（4.8）得到：N,mm,mm,mm,mm各已知参数代入公式（4.9），（4.10）得到：mmmmrad所以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。同理：变速器在一档时中间轴符合刚度要求 变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。 变速器在二档时中间轴符合刚度要求。 变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。 变速器在三档时中间轴符合刚度要求。 变速器二轴在四档工作时满足刚度要求。5.3轴承的选择与校核轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。，式子中，h5.3.1一轴轴承的选择与校核（1）初选轴承型号根据轴承处直径选择6208型号轴承，查得：KN，KN（2）计算轴承当量动载荷P当变速器在一档工作时轴承受到的力分别为：N，N，N， 查机械原理与设计得到，查机械原理与设计得到，当量动载荷计算 （4.12）将各已知参数代入式（4.12）：在1.2到1.8之间取，取为1.3，轴承寿命计算公式为： （4.13）将个已知参数代入式（4.13）得到：h对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。，式子中，h。 如表5.4所示，变速器各档位相对工作使用率为：表5.4 五档变速器各档位相对工作使用率车型档位数最高档传动比/%变速器档位货车5113516755113126420所以所选轴承满足设计要求。当变速器在四档工作时轴承受到的力分别为：N，N查机械原理与设计得到，查表机械原理与设计得到当量动载荷计算代入式（4.12）：在1.2到1.8之间取，取为1.3，将个已知参数代入式（4.13）得到：对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。本设计为货车，式子中，h。=606.08所以轴承符合要求。5.3.2中间轴轴承的选择与校核初选轴承型号根据中间轴装轴承处轴直径选择32207型号轴承，查得KN，KN，轴承受力为：N，N，N，N轴承内部轴向力为：N，N，假设左侧为1，右侧为2，N，N，所以：N，N左侧，则代入式（4.12）得：在1.2到1.8之间取，取为1.3， 代入式（4.13）得到：h=606.08所以满足使用要求。同理：中间轴右侧和二轴轴承同样满足使用要求。第6章 同步器及操纵机构的设计6.1同步器的设计6.1.1同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：图6.1 锁环式同步器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-结合套如图（6.2），此类同步器的工作原理是：换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换挡的第一阶段结束。换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换挡力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图6.2d），完成同步换挡。图6.2 锁环同步器工作原理6.1.2 同步环主要参数的确定（1）同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图6.3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图6.3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。图6.3 同步器螺纹槽形式（2） 锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan。一般=68。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7。（3） 摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为5060mm。（4） 锥面工作长度b缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。（5） 同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.30.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。（6） 锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在2646范围内变化。本次设计锁止角取。（7） 同步时间t同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高挡取0.150.30s，低挡取0.500.80s；对货车变速器高挡取0.300.80s，低挡取1.001.50s。6.2操纵机构的选择6.2.1操纵机构设计要求根据汽车使用条件，驾驶员需要利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换档十只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：（1）只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如右图所示：图6.4 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(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。6.2.2典型操纵换档机构（1）直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。（2）远距离操纵手动换档变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。这时要求整套系统有足够的刚性，切各连接件之间间隙不能过大，否则换档手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速器支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，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。（3）电动自动换档变速器尽管有级式机械变速器应用广泛，但是它有换档工作复杂、对驾驶员操纵技术要求高并使驾驶员容易疲劳等缺点。20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档时刻的判断，接着自动实现收油门、离合器分离、选档、换档、离合器接合和回油门等一系列动作，使汽车动力性、燃油经济性有所提高，简化操纵并减轻了驾驶员的劳动强度。结合本设计的实际情况，并综合各种设计的优缺点，决定选用直接操纵式手动换挡机构。6.3变速器壳体的设计变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证
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