毕业设计（论文）-三轴五档轻型货车汽车变速器总成设计(含全套CAD图纸)

优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763摘要汽车变速器是汽车传动系统的主要组成部分，主要作用是将发动机的矩经过改变后传递给主减速器。改变传动比扩大驱动轮转矩和转速范围，来适应不同的行驶条件。设置空档用来中断动力传递，设置倒档，使汽车能够倒退行驶。文中阐述轻型货车变速器设计，在给定发动机输出转矩、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中间轴式五档变速器。其中本设计的主要内容是根据已知参数进行各档位传动比的选择确定、齿轮参数的选择、二轴及中间轴的选择计算、轴承的选择等。文中对变速器的主要参数进行了验证，包括齿轮强度的校核、变速器轴度和刚度的校核、轴承寿命的验算等。计算结果表明整体性能满足要求。关键词变速器；中间轴；传动比；齿轮重庆科技学院本科生毕业设计英文摘要需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763ABSTRACTAUTOMOTIVETRANSMISSIONISAMAJORCOMPONENTOFAUTOMOTIVEDRIVELINE,THEMAINROLEISTOCHANGETHEENGINEMOMENTSAFTERAPASSTOTHEFINALDRIVETRANSMISSIONRATIOCHANGINGSPEEDRANGETORQUEANDTHEDRIVEWHEELTOEXPANDTOACCOMMODATEDIFFERENTDRIVINGCONDITIONSPROVIDEDTOINTERRUPTTHEPOWERTRANSMISSIONINNEUTRAL,REVERSEGEARSETSOTHATTHECARCANTRAVELINREVERSETHISPAPERDESCRIBESTHEDESIGNLGVTRANSMISSIONATAGIVENENGINEOUTPUTTORQUE,SPEEDANDMAXIMUMSPEED,MAXIMUMGRADEABILITYANDOTHERCONDITIONS,TODESIGNTHEIROWNINDEPENDENTFIVESPEEDGEARBOXINTERMEDIATESHAFTTOMEETTHEREQUIREMENTSTHEMAINCONTENTSOFTHEPRESENTDESIGNISPERFORMEDTODETERMINETHESELECTIONOFGEARRATIOS,GEARSELECTIONPARAMETERS,ANDSELECTTHESECONDINTERMEDIATESHAFTANDTHEAXISOFCALCULATIONOFTHEBEARINGSELECTIONBASEDONKNOWNPARAMETERSTHEMAINPARAMETERSOFTHETRANSMISSIONOFTHETEXTWEREVERIFIED,INCLUDINGCHECKING,CHECKINGGEARBEARINGLIFESTRENGTHCHECK,TRANSMISSIONSHAFTANDSTIFFNESSANDSOONTHERESULTSSHOWOVERALLPERFORMANCETOMEETTHEREQUIREMENTSKEYWORDSTRANSMISSIONINTERMEDIATESHAFTTRANSMISSIONRATIOGEAR重庆科技学院本科生毕业设计目录需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763目录摘要IABSTRACTII1绪论111变速器设计的目的和意义112国内外研究状况22变速器结构方案分析421齿轮形式的确定422换挡结构形式的确定423轴的形式及布置424轴承形式625润滑与密封63变速器主要参数的计算731设计参数要求732挡数的选择733各档传动比分配7331最低档传动比计算7332其他各挡传动比初选84齿轮参数的确定941齿轮模数的选取942齿轮压力角943齿轮宽度B的确定1044斜齿轮螺旋角的选取1045各挡齿轮齿数的分配11451一档齿轮齿数12452常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定13453二档齿数的确定13454三档齿数的确定14455四档齿数的确定14重庆科技学院本科生毕业设计目录需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763456倒档齿数的确定1546变速器齿轮的变位155各档齿轮副的计算及校核1751齿轮材料的选择1752各轴的转矩计算1753齿轮强度计算18531斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算18532倒档齿轮轮齿弯曲强度计算20533斜齿齿轮轮齿接触应力20534直齿倒档齿轮接触应力校核236轴的设计与校核2461轴的工艺要求2462初选轴的直径2463轴最小直径的确定2564轴的强度校核2665花键的计算297轴承的选择与校核3271一轴轴承的选择与校核3272中间轴轴承的选择与校核348同步器及操纵机构的选择3581同步器35811同步器工作原理35812惯性同步器3582操纵机构的选择37821概述37822典型操纵换档机构3783变速器壳体的设计38总结40致谢41参考文献42重庆科技学院本科生毕业设计1绪论11绪论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。本设计是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、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中间轴式五档变速器。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。此次轻型货车的变速器设计将基本满足轻型货车的使用要求，通过对变速器的分析、方案选择、设计计算和整理，能达到了预期的效果，完成此次毕业设计。毕业设计是对自己大学四年所学知识进行系统的综合运用，通过此次设计，了解了变速器设计的基本过程和在设计过程中应该注意的问题，学会了设计的过程和方法。11变速器设计的目的和意义在发动机曲轴旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡中断动力传递，以使发动机能够启动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。变速器的作用用一句话概括，就叫做变速变扭，即增速减扭或减速增扭。为什么减速可以增扭，而增速又要减扭呢设发动机输出的功率不变，功率可以表示为NWT，其中W是转动的角速度，T是扭距。当N固定的时候，W与T是成反比的。所以增速必减扭，减速必增扭。机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。汽车变速器齿轮传动就根据变速变扭的原理，用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要，分成各个档位对应不同的传动比，以适应不同的运行状况。本变速器的设计根据老师提供的参数而设计的，同时参考了同类型汽车变速器结构、性能及参数等，主要要求重庆科技学院本科生毕业设计1绪论2（1）保证汽车具有良好的动力性及经济性指标；（2）具有较高的传动效率；（3）操纵轻便，工作可靠，噪音小；本变速器采用了滑块式同步器，实现了噪声小，传递效率高的特点。除一档、倒档外，其他各档均采用常啮合斜齿轮，降低了冲击，为了提高齿轮的齿面强度和抗弯强度，除三、四档外，其他各档均采用变位齿轮，提高齿轮的工作性能。在老师的指导下，通过本课题的学习，懂得了变速器的作用及设计方法，复习和巩固了以前所学的机械设计方面的理论知识，理论与实践结合，使自己的知识面得到拓宽。综合了大学所学的知识，让自己的能力得到了检验，并为以后的工作打下了结实的基础，让自己有足够的能力应付以后的工作，增加自己的能力，掌握更多的方法。12国内外研究状况目前，汽车市场上装备性能更佳、功能更多的自动变速器（AT）轿车迅速增加，为解决AT油耗高、动力性能低的问题，汽车厂商为AT设计可提供选择的多种使用模式，使其智能化适应不同驾驶需要。但还是不能最终解决AT油耗高传动效率低的问题。因为，无论采用哪种模式，都会对发动机功率或油耗作出选择取舍。尽管普通手动齿轮变速器（MT），存在许多不足，但因其结构简单、效率高、功率大的优点，现在仍大量使用。100多年中，变速器经历了用变速杆改变链条的传动比手动变速器有级自动变速器无级自动变速器的发展历程。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器（MT）、电控液力自动变速器（ECT）、金属带（链）式无级变速器（CVT）、电控机械式自动变速器（AMT）、双离合器变速器（DCT）及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器（IVT）等数种，并具有各自优势，但其中金属带式无级变速器前景看好。手动变速器又有两轴式变速器、三轴式变速器、组合式变速器和双中间轴式变速器。从现代汽车变速器的市场状况和发展来看，全世界的各个大厂商都对提高AT的性能及研制无级变速器（CVT）表现积极，汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而，因无级变速器技术难度很大，发展相对较慢，从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器（MT）、电控液力自动变速器（ECT）、金属带（链）式无级变速器（CVT）、电控机械式自重庆科技学院本科生毕业设计1绪论3动变速器（AMT）、双离合器变速器（DCT）及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器（IVT）等数种，并具有各自优势，但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油（ATF）在高速运动中，由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作叶轮表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失，存在传动效率低油耗较大的不足，另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克（GETRAG）变速箱公司开发的电控机械自动变速器（AMT）则克服了AT效率低等缺点，与AT相比，具有更大的发展优势，可是AMT依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测，今后短时期内，市场大部分将被AMT占领。汽车变速器的发展趋势近年来，随着微电子技术的飞速发展，电子控制自动变速器的问世，给汽车带来了更理想的传动系统。机电一体化技术进人汽车领域，推动汽车变速器装置的重大变革。自动变速器装置出现了电子化趋势，特别是大规模集成电路技术的发展，使由微机控制发动机和变速器换挡成为可能。1、智能型电子控制自动变速器，智能电子控制自动变速器的电子系统可在汽车行驶过程中对运行参数进行控制，合理选择换挡点，而且可在换挡过程中对恶化的参数摩擦片的摩擦系数、油的粘度、车辆的复合变化等进行修正。2、电子控制无级变速器ECVT，无级变速器能自由改变速比，故能进行理想的变速控制，比多挡位齿轮传动机构更优越。自动变速器多挡化虽能扩大自动变速的范围，但它并不安全、迅速，只在有级变速与无级变速之间，而理想的无级变速器是在整个传动范围内能连续、无挡比地切换变速比，使变速器始终按最佳换挡规律自动变速。无级化是对自动变速器的理想追求。但是无级变速器存在体积大、笨重和传动效率低的问题，而且缺少解决耐久性问题的相应措施，不久的将来，电子控制无级变速器可望得到广泛应用和发展。3、小型化，减轻质量、缩短动力传递路线能使汽车节油，自动变速器的小型化正起着这种作用。4、低噪声化在汽车的诸多噪声源中，传动系的噪声仅次于发动机和排气系统的噪声。齿轮噪声又是变速器的主要声源，在降低变速器噪声中占有非常重要的比重。重庆科技学院本科生毕业设计2变速器结构方案分析42变速器结构方案分析变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。变速器设有空档，可在发动机起动、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮工作。21齿轮形式的确定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一3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。22换挡结构形式的确定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。23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21、22）所示重庆科技学院本科生毕业设计2变速器结构方案分析5图21变速器轴布置及传动示意图图22为常见的倒档布置方案。图22B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22C方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图22D方案对22C的缺点做了修改。图22E所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图21F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22G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22（B）形式进行设计。图22倒档布置方案重庆科技学院本科生毕业设计2变速器结构方案分析624轴承形式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。4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。25润滑与密封润滑分为压力式和飞溅式。在一轴常啮合小齿轮上钻四个径向油孔，这样，润滑被常啮合大齿轮从底壳中把油带上来，然后被挤进这些油孔，润滑了第二轴前端的滚针轴承。二轴上各档齿轮均钻有四个径向油孔，润滑油通过各自的主动轮从底壳中把油带上来，挤进油孔，然后润滑各自的支承滚针轴承、及与轴的配合部分。倒档齿轮由滚针轴承支承在倒档轴上，为进行润滑，在倒档齿轮上开一个油槽，以便润滑油进入滚针轴承和轴的配合部分。为保证密封，此变速器在一轴轴承盖内开设回油槽、二轴与变速器后壳体配合处采用非标准密封，盖与壳体的密封用涂胶的纸垫，为防止油温过高，气压过大造成渗油现象，在顶盖上装有通气塞。变速器采用5个档，齿轮和轴的材料均采用相同材料20CRMNTI,通过渗碳淬火，提高齿轮及轴的抗疲劳强度及刚度。重庆科技学院本科生毕业设计3变速器主要参数的计算73变速器主要参数的计算31设计参数要求本次设计主要技术参数如下发动机最大转矩165NM/26003000RPM变速器中心距88MM主减速比5833最高车速110KM/H车轮滚动半径365MM32挡数的选择增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。档数选择的要求（1）相邻档位之间的传动比比值在18以下；（2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。目前，轿车一般用45个档位变速器，货车变速器采用45个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。5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，变速器为5档变速器，由于该轻型货车最高车速为110KM/H并不高，因此不设置超速档，即最高档传动比为1。33各档传动比分配331最低档传动比计算由于变速器为中间轴式变速器，中心距满足下述经验公式（35）。重庆科技学院本科生毕业设计3变速器主要参数的计算8（35）31MAXGEAITK故GEATKIMAX31式中变速器中心距（MM），已知A88MM；中心距系数，8696；AAK发动机最大转距，已知165（NM）；MAXETMAXET变速器一档传动比；1I变速器传动效率，取96。G将各参数代入式（34）得到76483960156983MAX31）（GEATKI由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比5。332其他各挡传动比初选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。各档传动比为等比分配6，则，取QII543214951451I1Q,2,37,0624451III重庆科技学院本科生毕业设计3变速器主要参数的计算9重庆科技学院本科生毕业设计4齿轮参数的确定104齿轮参数的确定41齿轮模数的选取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41表41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22527527530035454560选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表42为国标GB/T13571987，可参考表42进行变速器模数的选择。表42变速器常用的齿轮模数第一系列112515200250300第二系列175225275（325）35表中数据摘自（GB/T13571987）综合考虑文中设计由于是轻型车，变速器倒档模数取35MM；其他各档为30MM。42齿轮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145、15、16、165等小些的压力角。对重庆科技学院本科生毕业设计4齿轮参数的确定11货车，为提高齿轮强度，应选用225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。43齿轮宽度B的确定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,NNCMKB式中齿宽系数，斜齿为6085。CK44斜齿轮螺旋角的选取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。8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41所示重庆科技学院本科生毕业设计4齿轮参数的确定12图41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（36）11TANAF（37）22TA为使两轴向力平衡，必须满足（38）21TANR式中作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；21AF作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；N齿轮1、2的节圆半径；21RT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45各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、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42所示重庆科技学院本科生毕业设计4齿轮参数的确定13图42轻型货车变速器传动示意图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451一档齿轮齿数一档传动比为0625192ZIG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，H一档齿数和，直齿HZMAZH2斜齿（39）NH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，10Z本设计取16，初选，10Z2310NM重庆科技学院本科生毕业设计4齿轮参数的确定14代入公式（36）得到03540382COSHZ取整得54，则。169Z452常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定（311）1092ZIG而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即（312）21COSZMAN已知各参数如下8,6,38,2,3109109ZMN代入式（312）得到471Z取整，2310936,12Z，0578101ZIG39251453二档齿数的确定已知，375,8,32GNIAM36,12Z由式子（313）1827ZIG（314）287ZIG重庆科技学院本科生毕业设计4齿轮参数的确定15（315）87COS2ZMAN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（316）1TAN8721ZZ联解上述（313），（314），（315）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下，2,3,6208787Z1763268712ZIG454三档齿数的确定已知，25,33GNIAM36,172Z由式子（317）21365ZIG（318）8765COSMAN（319）1TAN6521ZZ联解上式（317），（318），（319）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得26,8,23565Z817613ZIG455四档齿数的确定已知，5,8,34GNIAM36,172Z重庆科技学院本科生毕业设计4齿轮参数的确定16由式子（320）2143ZIG（321）43COSMAN（322）1TAN421ZZ联解上述（320），（321），（322）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得32,3620443Z517414ZIG456倒档齿数的确定前述已选定；初选（2223）之间，小于取为14，53M213Z12Z10094RI中间轴与倒档轴之间的距离的确定，取整63MM。6321532113ZAN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05MM以上的间隙。则齿轮11的齿顶圆直径DE11为ADEE215021DE11119MMZ1132取整为Z1132二轴与倒档轴之间的距离确定MM5942351213ZMAN46变速器齿轮的变位重庆科技学院本科生毕业设计4齿轮参数的确定17采用变位齿轮的原因（1）配凑中心距；（2）提高齿轮的强度和使用寿命；（3）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。10变位系数的选择原则（1）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；（2）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；（3）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。1、一档齿轮的变位已知条件，8A81236由计算公式，代入得到NTMAYHTZY20864523281HTZNTYA查机械设计手册齿轮变位系数表得到31029ZX重庆科技学院本科生毕业设计4齿轮参数的确定18其余齿轮的变位，计算过程同上，计算结果见表43表43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1Z278Z563Z41Z213Z变位系数0101300230009002100110103008300460309022重庆科技学院本科生毕业设计5各档齿轮副的计算及校核195各档齿轮副的计算及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。51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12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。52各轴的转矩计算一轴转距MTEN23156908165MAX1轴承离合中间轴转矩I609723121齿轮轴承中二轴各档转距一档齿轮NM；06912T二档齿轮NM；43重庆科技学院本科生毕业设计5各档齿轮副的计算及校核20三档齿轮NM；0532T四档齿轮NM；84倒档轴MNIT214759806230912齿轮轴承中倒二轴倒档齿轮I62347512齿轮轴承倒倒挡二轴53齿轮强度计算531斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算（41）BTYKFIW式中圆周力（N），；IFDTG21计算载荷（NMM）；GT节圆直径（MM）；COSZMN法向模数（MM）为斜齿轮螺旋角；NM应力集中系数，；K501K齿面宽（MM）；B法向齿距，；TNMT齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图（图51）中查得；Y3COSZN重合度影响系数，K02K将上述有关参数代入（41），整理得到重庆科技学院本科生毕业设计5各档齿轮副的计算及校核21（42）KYZMTCNGW3OS2图51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GTMAXET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。13（1）一档齿轮弯曲强度校核已知参数，7,3CNKM850,6,8109ZNM,NM2481T423中T查齿形系数图41得；186095Y代入公式（42）得MPA39415027531648231WMPA7862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。1W2重庆科技学院本科生毕业设计5各档齿轮副的计算及校核22（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51表51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1Z27Z85Z63Z4弯曲应力MPA218581987123212334822190222002281923000各齿轮的弯曲应力均小于250MPA，所以满足设计要求。532倒档齿轮轮齿弯曲强度计算（43）YZKMTCFGW32式中弯曲应力；W应力集中系数，为15；K计算载荷（NMM）；GT节圆直径（MM）；D摩擦力影响系数，主动齿轮为11，从动齿轮为09；FK齿宽（MM）；B端面齿数（MM），为模数；TMT齿形系数；Y查齿形系数图41得；1802Y代入公式（43）得MPAW48651082531479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GT重庆科技学院本科生毕业设计5各档齿轮副的计算及校核23应力在400850之间，在许用范围内，所以满足设计要求。1W533斜齿齿轮轮齿接触应力（44）14180BZJFE式中轮齿接触应力（MPA）；JF齿面上的法向力（N），；COS1FF1圆周力（N），；DTG21计算载荷（NMM）；GT节圆直径（MM）；D节点处压力角；齿轮螺旋角；E齿轮材料的弹性模量（MPA）；5102齿轮接触的实际宽度（MM）；B主从动齿轮节点处的曲率半径（MM），直齿轮Z,，斜齿轮；SIN,SIBZRR22COSIN,COSINBZRR主从动齿轮节圆半径（MM）。ZB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2MAXET触应力见下表52J14表52变速器的许用接触应力齿轮MPAJ重庆科技学院本科生毕业设计5各档齿轮副的计算及校核24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，7,3,17CNKM16,3809ZNMM,NMM5069GT5310GTCOS2CSZDFNN,8609127403131N4COS6239FMM09237SNCMKB35824COS217IN403COS2INCSINOSI90SI6SISII3173292ZMDRBZ68534910BZ将已知数据代入公式（44）得MPABFEBZJ7412368509261431804859BZJ1051，均小于1900MPA，所以满足设计要求。9J10J（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53重庆科技学院本科生毕业设计5各档齿轮副的计算及校核25表53各齿轮的接触应力各齿轮的接触应力均小于13001400MPA，所以满足设计要求。534直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件；NM14,7,1,532ZKMC9235中T将已知数据代入公式（44）得到N20718657COS14539COS2CS112ZTZFG中N39S2SOS1313MZZG中N42157COS350CS2CS11ZTZFGG5437KBC1260530794521968319477521SIN2351SIN2SIN6837791SIN24SIN2SIN22311BZZBZZMZDZDMPAFEBZJ9156418640513常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮1Z27Z85Z63Z4接触应力（MPA）89405894051073671072139835599978591515792277重庆科技学院本科生毕业设计5各档齿轮副的计算及校核26MPABFEBZJ7215602411839401480513BZJ94551，均小于1900MPA，所以满足设计要求。12J3J1J重庆科技学院本科生毕业设计6轴的设计与校核276轴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15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。61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。62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045A，轴的最大直径D和支承间距离的比值对中间轴，对第二轴，L1806LD。第一轴花键部分直径D可按下式初选2108L（45）3MAXETK式中K经验系数K4046；发动机最大转距（NMM）。MAXET第二轴和中间轴中部直径045MMAD4506398的取值L中间轴长度初选重庆科技学院本科生毕业设计6轴的设计与校核281806LDMM取MM270439260L第二轴长度初选108LDMM取MM240752240L第一轴长度初选MM取MM7430869363MAXETKD27DMM1806LMM取取160MM。756DL63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，16其强度条件为（46）201953DNPWT轴传递的转矩NMM，300NM；T轴的抗扭截面模量MM3；W轴传递的功率（KW），88KW；PP轴的转速，3600；NMINRINR轴的许用扭转剪应力（MPA），见61表表61轴常用集中材料的及A值轴的材料Q235A，20Q237，35（1C,18NI9TI）4540CR,35SIMN,38SIMNMO,3CR12,20CRMNTI重庆科技学院本科生毕业设计6轴的设计与校核29/MPA1525203525453555A14912613511212610311297由式45得到轴直径的计算公式（47）33320195NPAD对中间轴为合金钢则A查表得为100；P为88KW；。CRMNTI代入式（47）得取为35MM。M64二轴为查表得为110；P为88KW；代入式（46）得MM取为RI2045MM。64轴的强度校核轴的受力如图61所示图61变速器受力图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61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CFSF用下式计算重庆科技学院本科生毕业设计6轴的设计与校核30（48）EILBAFFC321（49）FS2（410）ILAB31式中齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；2弹性模量（MPA），21105MPA；EE惯性矩（MM4），对于实心轴，；I64DI轴的直径（MM），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用DAB力距支座A、B的距离（MM）；支座间的距离（MM）。L轴的全挠度为MFFSC202轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为005010MM，010015MM。齿轮所在平面的转角不应超过0002RADCFSF。18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45所示。重庆科技学院本科生毕业设计6轴的设计与校核31图62变速器的挠度和转角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62所示。N52683103COS2COS211ZMTDFNGTN4279COSTAN568COSTA1NRN632T3T1AF中间轴轴上受力分析如图62所示。N5268342031COS1COS22ZMTDNGTN79TA12RRFFN5634T1AAN58190023COS23DTFTN623COS7TAN5819COSTAN3R重庆科技学院本科生毕业设计6轴的设计与校核32N0156923TAN58190TAN3AFN271590832764COSCOS244ZMTDNGTN8260TA3RRFFN4519T4AA二轴轴刚度校核将各已知参数代入公式（48）得到LDEBAFIFRRC422436N,MM,MM,MM,MM85604R197286L50D103286432352CCFF各已知参数代入公式（49），（410）得到096782514309715952424LDEBAFILFTTSMM0109678SFMM69783222SCFFRAD02094850143956034EILABFR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。65花键的计算重庆科技学院本科生毕业设计6轴的设计与校核33根据选定的轴径和所给参考图样，选择花键如下第一轴矩形花键尺寸BDDZ86537210第二轴前端花键48第二轴中部花键65第二轴后端输出D503210花键的挤压应力参考汽车设计P124，得JZJKHLDTMAX22/N式中所传递的扭矩；MAXT扭矩在花键上分配不均匀系数，；K750K花键齿数；Z键的工作高度，；H2DDHM键的工作长度；L花键平均直径，；ZDDZ花键外径；D花键内径。对于有载荷的滑动连接，使用条件良好时取2/10MNJ二轴一、倒档联结矩形花键MNITE269380473631MAXA，750KZ5H5L926DDZ2/738537500MNJ2/1J所以此花键强度足够。重庆科技学院本科生毕业设计6轴的设计与校核34第二轴二、三档联结处渐开线花键MNITAXA，3Z578H7L802DDZ2/5317350196MNJ2/0J所以此花键强度足够。第二轴四、五档联结处渐开线花键MNITE5260310364MAXA，26Z258HL6DDZ2/094152367500MNJ2/1J所以此花键强度足够。二轴四、五档处矩形花键MNITE5260310364MAXA，10Z28H8L436DDZ2/9281075MNJ2/J所以此花键强度足够。重庆科技学院本科生毕业设计6轴的设计与校核35重庆科技学院本科生毕业设计7轴承的选择与校核367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，HAMVSL1060MAXAV378106254L71一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15KN，KN529RC18OR（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，4791RF563471AF2378BC80563ORAC查机械原理与设计得到，360E，查机械原理与设计得到，EFRA5021Y560X当量动载荷计算（412）ARPYFXFP将各已知参数代入式（412）ARPYFXFP在12到18之间取，取为13，PF967533421650731轴承寿命计算公式为（413）06PCNLH重庆科技学院本科生毕业设计7轴承的选择与校核37将个已知参数代入式（413）得到H14326796510201616PCNLH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。AMVSL1060MAXAV378106254L1如表71所示，变速器各档位相对工作使用率为表71五档变速器各档位相对工作使用率/GIF车型变速器档位档位数最高档传动比511351675货车5113126420所以所选轴承满足设计要求。,83714326H当变速器在四档工作时轴承受到的力分别为N，N507RF564AF186340RAC查机械原理与设计得到，360E，查表机械原理与设计得到EFBA521,560YX当量动载荷计算代入式（412）ARPFFP在12到18之间取，取为13，PFPF5874632183049561将个已知参数代入式（413）得到HPCNLH358703166重庆科技学院本科生毕业设计7轴承的选择与校核38对于汽