毕业论文终稿-轻型货车变速器设计[下载送CAD图纸 全套打包资料]

需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑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需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763I目录摘要IIIABSTRACTIV第1章绪论111研究背景及意义112国内外研究状况113设计参数及要求2第2章传动及零部件结构方案选定321变速器的基本设计要求322变速器传动机构布置方案3221倒档布置方案3222零部件结构方案分析4第3章主要参数的选择与计算731挡位数确定732传动比的确定7321最低档传动比计算7322其他各挡传动比初选933中心距A的确定934外形尺寸的初选935齿轮参数选择10351模数10352压力角10353螺旋角11354尺宽B1236各挡齿轮齿数分配12361一档齿数的确定13362二档齿数的确定14363三档齿数的确定14364四档齿数的确定15需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763II365倒档齿数的确定1537变速器齿轮的变位16第4章齿轮的设计与校核1841齿轮材料的选择1842各轴的转矩计算1843齿轮强度校核19431斜齿齿轮轮齿弯曲强度校核19432倒档齿轮轮齿弯曲强度校核21433斜齿齿轮接触应力校核21434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2551轴的结构尺寸计算25511轴的工艺要求25512初选轴的直径25513轴最小直径的确定2652轴的强度校核2753轴承的选择与校核30531一轴轴承的选择与校核30532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3361同步器的设计33611同步器的结构33612同步环主要参数的确定3462操纵机构的选择36621操纵机构设计要求36622典型操纵换档机构3763变速器壳体的设计37总结39参考文献40致谢41需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763III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，校核需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763IV需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763V需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763VI需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763VII需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763VIII需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763IXABSTRACTTRANSMISSIONISANIMPORTANTAUTOMOTIVEDRIVELINECOMPONENTS,MAINLYUSEDTOCHANGETHEENGINETORQUEANDSPEEDTRANSMITTEDTOTHEDRIVEWHEELS,ITISDESIGNEDTOHAVEADIRECTIMPACTONTHEACTUALPERFORMANCEOFTHECARTHEDESIGNSUBJECTISALIGHTTRUCKTRANSMISSIONDESIGN,ACCORDINGTOTHEGIVENPARAMETERSDYNAMICSTRUCTURALANALYSISPROGRAM,REQUIREDTOCOMPLETETHETRANSMISSIONOFMATCHES,MECHANICALDESIGN,STRENGTHCALCULATION,STRUCTURALDESIGNANDDESIGNDRAWINGSDRAWNDESIGNISTHEKEYPARTOFTHISSPECIFICATION,WHICHINCLUDESSTRUCTURALANALYSIS,PROGRAMVERIFICATION,CALCULATIONANDCHECKSTRUCTURALANALYSISISTHESTRUCTUREOFTHEMAINCOMPONENTSOFTHESELECTEDDESIGNCALCULATIONS,INCLUDINGMECHANICALTRANSMISSIONCENTRALMOMENTS,THEGEARPARAMETERS,DESIGNANDCALCULATIONOFTHEGEARRATIO,ASWELLASTHEINPUTINTERMEDIATESHAFTANDOUTPUTSHAFTDESIGNSCALCULATIONMETHODISTHEMAINCOMPONENTDESIGNCALCULATIONSTOBECHECKEDITISGIVENDIRECTLYAFTEREACHCOMPONENTDESIGNCALCULATIONSKEYWORDSTRANSMISSION,GEARS,SHAFTS,DESIGN,VERIFICATION需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763X需要CAD图纸，Q咨询4149516051章绪论11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。12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。1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。13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需要CAD图纸，Q咨询414951605整车总质量4130KG整备质量2000KG最高车速95KM/H最大功率88KW最大扭矩343NM手动5挡变速器排量385L轴数2前后轮距1650/1620MM轴距2800轮胎规格750R15LT布置方式FR第2章传动及零部件结构方案选定需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763321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。22变速器传动机构布置方案221倒档布置方案图21为常见的倒档布置方案。图21B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21C方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图21D方案对21C的缺点做了修改。图21E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21G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21（B）形式进行设计需要CAD图纸，Q咨询41495160521倒档布置方案222零部件结构方案分析（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3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21、22）所示图22变速器轴布置及传动示意图需要CAD图纸，Q咨询4149516053）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23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。需要CAD图纸，Q咨询414951605一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4一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。需要CAD图纸，Q咨询4149516053章主要参数的选择与计算31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18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2040T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。32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。321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，（31）MAX0MAXGRITTGE需要CAD图纸，Q咨询41495160532）TERGITMI0AX1式中最大转矩，MNTE10343MAX车轮半径,由已知轮胎规格750R15（8级）可知道为381MM；主减速器传动比，取4350I传动系传动效率893096TMG汽车重力，MG413098；主减速比I0的确定GHAPRIVNIMX04723式中车轮的滚动半径，0381M；R发动机转速，3000R/MIN；PN变速器最高档传动比，取1；GNI最高车速，95KM/H。MAXV则有，取进行后续计算6285340I50I代入公式（32）得到30218930513413GI根据车轮与路面的附着条件则（33）201MAXGRITTGE（34）TERGII0MAX21在0,506之间取055，需要CAD图纸，Q咨询414951605为汽车后轴的轴荷分配范围为6068，所以303555N894130752G代入式（33）得到415389305134131GI所以50213GI由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比取40。322其他各挡传动比初选各档传动比为等比分配6，则QII5432141451I故，（直接档）,2,84325I33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（35）计算。（35）31MAXGEAITK式中变速器中心距（MM）；中心距系数，8696；AAK发动机最大转距343（NM）；MAXET变速器一档传动比为40；1I变速器传动效率，取893。G将各参数代入式（34）得到（8696）（8696）10792021027MMA389304货车的变速器中心距在921027MM范围内变化，初取A96MM。需要CAD图纸，Q咨询414951605或13041397631034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32数据选用表32变速器壳体的轴向尺寸四档（2227）A五档（2730）六档（3235）为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为29A2784MM。35齿轮参数选择351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33表33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34为国标GB/T13571987，可参考表34进行变速器模数的选择。表34变速器常用的齿轮模数表中数据摘自（GB/T13571987）第一系列112515200250300第二系列175225275（325）35综合考虑文中设计由于是轻型车，变速器倒档模数取35MM；其他各档为需要CAD图纸，Q咨询414951605或13041397631130MM。352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。353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。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31所示图31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，须满足下述条件需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976312（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354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,NNCMKB式中齿宽系数，斜齿为6085。CK36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32所示需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976313图32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361一档齿数的确定（1）最低档传动比计算一档传动比为04192ZIG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）NHCOS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。在需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976314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10Z计取16，初选，10Z2310NM代入公式（36）得到958036COS2HZ取整得59，则。4319Z（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。9（310）COS2HNZM将各已知条件代入式（310）得到MM，取整为96MM。143962COS53A（3）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96,1,43,30909AZN代入式（312）得到7121Z取整，35,241Z91365241091ZIG362二档齿数的确定需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976315已知82,96,3GNIAM由式子（313）1827ZIG（314）287ZIG（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，20,39,82877Z84203958712ZIG363三档齿数的确定已知2,96,33GNIAM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，解得需要CAD图纸，Q咨询414951605或13041397631625,34,826565Z9831613ZIG364四档齿数的确定已知4,9,GNIAM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302984Z415124IG365倒档齿数的确定已知；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。63422113ZAN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ADEE215021DE1112992MMZ113512取整为Z1135需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976317二轴与倒档轴之间的距离确定MM取整100MM。7592351213ZMAN37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。10（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，96A5102364由计算公式，代入得到NTMYHTZY0629571423096HTZNTYA需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976318查机械设计手册齿轮变位系数表得到31029ZX（4）其余齿轮的变位，计算过程同上，计算结果见表35表35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1Z278Z56Z34Z12Z13变位系数0101300230009002100110103008300460309022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需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976319及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。41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12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。42各轴的转矩计算一轴转距MTEN693208934MAX1轴承离合中间轴转矩I7456211齿轮轴承中二轴各档转距一档齿轮NM；42912T二档齿轮NM；38三档齿轮NM；45632T需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976320四档齿轮NM；654022T倒档轴MNI564129806742132齿轮轴承中倒二轴倒档齿轮IT8723512齿轮轴承倒倒挡二轴43齿轮强度校核431斜齿齿轮轮齿弯曲强度校核（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41）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（42）YZMTCNGW3OS2需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976321图41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GTMAXET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7,3CNKM8150,6,43109ZNM,NM621T72中T查齿形系数图41得；186095Y代入公式（42）得MPA39415027531649231WMPA7862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（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需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976322其计算结果见表41表41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。432倒档齿轮轮齿弯曲强度校核（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MPA465180253146978W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GT力在400850之间，在许用范围内，所以满足设计要求。1W433斜齿齿轮接触应力校核需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976323（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,SIN,SIBZRR斜齿轮；22COSIN,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触2MAXET应力见下表42J14表42变速器的许用接触应力MPAJ齿轮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需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976324已知条件，7,3,17CNKM16,4309ZNMM,NMM049GT4231GTCOS2CSZDFNGN,860912743011N43COS629FMM0927SNCMKB35824COS217IN430COS2INCSINOSI90SI6SISICI3172329ZMDRBZ68504910BZ将已知数据代入公式（44）得7412368509261431804859MPABFEBZJ1051BZJ，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43表43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1Z27Z85Z63Z4需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976325各齿轮的接触应力均小于13001400MPA，所以满足设计要求。434直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件14,7,1,532ZKMCNM924中T将已知数据代入公式（44）得到N20718657COS145392COSCS1212MZTZFG中N39S2SOS1313ZZG中N42157COS350CS2CS11MZTZFGG5437KBC1260530794521968319477521SIN2351SIN2SIN6837791SIN24SIN2SIN22311BZZBZZMZDZDMPA9156418640513BZJFEMPA720241394018513BZJ接触应力（MPA）89405894051073671072139835599978591515792277需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976326MPA91569240241315480141805BZJFE，均小于1900MPA，所以满足设计要求。12J3J1J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15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。51轴的结构尺寸计算511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。512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需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976327（45）3MAXETKD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045MMAD45024396的取值L中间轴长度初选186LMM取MM2704180623L20L第二轴长度初选18LDMM取MM4725108L240L第一轴长度初选MM取MM23876363MAXETKD30DMM1806LMM取170MM。57D513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16强度条件为（46）201953DNPWT轴传递的转矩NMM，343NM；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需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976328轴的许用扭转剪应力（MPA），见43表表43轴常用集中材料的及A值轴的材料Q235A，20Q237，35（1C,18NI9TI）4540CR,35SIMN,38SIMNMO3CR12,20CRMNTI/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45MM。RI2052轴的强度校核轴的受力如图51所示图51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43需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976329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CFSF下式计算（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CFSF0002RAD。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52所示。需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976330图52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45所示。N526831032COS42COS11ZMTDFNGTN4792COSTAN568COSTA1NRN63T23T1AF中间轴轴上受力分析如图45所示。N5268343012COS1COS22ZMTDNGTN279TA12RRFFN5634T1AAN58190023COS23DTFTN623COS7TAN5819COSTAN3RN019T0T3AF需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976331N271590833502416COS132COS244ZMTDFNGTN86TA3RRFN24519T4AA（3）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。53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。需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976332，式子中，HAMVSL1060MAXAV378106254L531一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）ARPYXFP将各已知参数代入式（412）ARPYFXF在12到18之间取，取为13，PF967533421650731轴承寿命计算公式为（413）6PCNLH将个已知参数代入式（413）得到H14326796510201616NH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。需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976333，式子中，H。AMVSL1060MAXAV378106254L1如表54所示，变速器各档位相对工作使用率为表54五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）ARPYXFP在12到18之间取，取为13，PF5874632183049561将个已知参数代入式（413）得到HPCNLH358703166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。AMVS1060AMAV378106254L60608所以轴承符合要求。163786需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976334532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，589ORC570R370E61Y轴承受力为N，N，312RF4291RFN，N758479R081324956341AF轴承内部轴向力为N，N，4961232YFSR861271YSR假设左侧为1，右侧为2，N，N，6503581A497221SFA所以N，N61SFA6508356812AAFS左侧，则7958ER0YX代入式（412）得ARPYFXFP在12到18之间取，取为13，PF1276958713代入式（413）得到H27054621060316PCNLH6060803782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。需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976335第6章同步器及操纵机构的设计61同步器的设计611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61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（62），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，接合套上的接需要CAD图纸，Q咨询414951605或130413976336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62D），完成同步换挡。图62锁环同步器工作原理612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