EQ1092F型长头柴油载货汽车变速器设计QQ1004547139

武汉理工大学汽车学院毕业设计1出售全套CAD图纸。以及毕业设计需要的全套东西。需要的联系QQ1004547139武汉理工大学汽车学院毕业设计2武汉理工大学汽车学院毕业设计3武汉理工大学汽车学院毕业设计1摘要摘要摘要摘要变速器是汽车必不可少的零部件，他主要用于改变发动机的转矩和转速，以适应在起步、加速行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下汽车的需要。本文介绍机械式五挡为三轴式变速器的设计过程。三轴式变速器是中轻型货车上广泛采用的传统结构形式。它具有三根传动齿轮轴第一轴，中间轴和第二轴。本文的设计是利用现在可用的数据对原来的设计做了许多改进。本文的主要内容包括设计要求，设计计算，典型零件的校核。机械变速器结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同的汽车上得到广泛的应用。机械变速器可以传递大的转矩，装配简单，维修容易等优点。所以机械变速器在以后很长时间一段时期内应用于汽车上。该变速器有五个前进挡和一个倒挡，一挡和倒挡为滑动齿轮换挡，其余为锁销式同步器，同步器使变速器具有换挡方便，噪声低，工作寿命长等优点。关键词传动轴齿轮发动机最大转矩武汉理工大学汽车学院毕业设计2ABSTRACTTRANSMISSIONISANIMPORTANTCOMPONENTSINAUTOMOBILEATRANSMISSIONISASPEEDANDPOWERCHANGINGDEVICEINSTEADATSOMEPOINTBETWEENTHEENGINEANDDRIVINGWHEELSOFTHEVEHICLEITPROVIDESAMEANSFORCHANGINGTHERADIOBETWEENENGINERPMANDDRIVINGWHEELRPMTOBESTMETEACHPARTICULARDRIVINGSITUATIONTHISPAPERINTRODUCESTHEDESIGNINGPROCESSOFTHETHREEAXLESANDFIVEBLOCKSMANUALTRANSMISSION。ACCORDINGTOTHENUMBEROFTHESHAFT,THEMANUALTRANSMISSIONCONSISTSOFTWOSHAFTSANDTHREESHAFTSTRANSMISSIONTHETHREESHAFTSTRANSMISSIONISUSEDONTHELIGHTANDMEDIUMCARTHISPAPERINCLUDEREQUIREMENTOFTHEDESIGN,ASSEMBLYPRODUCEANDANALYZESOFTECHNOLOGYECONOMICSMANUALTRANSMISSION,WITHTHEADVANTAGEOFSIMPLEDESIGN,HIGHEFFICIENCYOFDRIVING,LOWCOSTANDRELIABILITY,ISUSEDABOARDINVARIESOFAUTOMOBILESMANUALTRANSMISSIONCANTRANSFERHIGHTORQUE,ANDITCANBEASSEMBLEDANDMENDEDEASILYFORTHISREASON,ITHASBEENUSEDONAUTOMOBILEFORSUCHALONGTIMETHISTRANSMISSIONCONSISTSOFFIVEFORWARDBLOCKSANDONEBACKWARDBLOCKFIRSTGEARANDBACKGEARARESHIFTEDBYSLIDINGGEARTHERESTARESHIFTEDBYSYNCHRONIZERTHESYNCHRONIZERMAKESTHEMANUALTRANSMISSIONSHIFTEASILY,ANDITHASSEVERALADVANTAGES,SUCHAS,LESSNOISYANDLONGUSETIMEKEYWORDSPROPELLERSHAFTGEARTHEMAXIMALENGINETORQUE武汉理工大学汽车学院毕业设计31绪论绪论绪论绪论现代汽车采用的活塞式内燃发动机转矩变化范围较小，不能适应汽车在各种条件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒车，还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。变速器的功用（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。因此变速器通常还设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空挡，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输出。为保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的使用条件和基本要求（1）应该合理地选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；（2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档、脱档和换档冲击现象发生；此外，还不允许出现误挂倒档的现象；（3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；（4）传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档。此外合理地齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。（5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。（6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；（7）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；（8）需要时应设置动力输出装置。2变速器的布置方案的确定21变速器结构选择变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。现代汽车大多都采用三轴式变速器。对发动机前置前轮驱动的轿车，如变速器传动比小，则常采用两轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面211结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。武汉理工大学汽车学院毕业设计4212变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。213变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低档齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进档均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接档时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。214变速器的传动效率两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率高，磨损小，噪声也较小。轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用得比较多。而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。这次设计的变速器是轻型货车使用，所以采用三轴式变速器。22倒档的型式及布置方案倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。图21倒档布置图常见的倒档结构方案有以下几种武汉理工大学汽车学院毕业设计5方案1（如图21A）所示）在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。方案2（如图21B）所示）此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。方案3（如图21C）所示）此方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点是换档程序不合理。方案4（如图21D）所示）此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用。方案5（如图21E）所示）此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。方案6（如图21F）所示）此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便。方案7（如图21G）所示）为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一档和倒档得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，一般3、4、5、6、7五种方案用于五档变速器。综合考虑，本次设计采用输出轴上直齿滑动换入倒档换档方式。其优点是结构简单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低。但换档时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。23齿轮型式的选择除倒档和一档外，所有齿轮都采用斜齿圆柱齿轮。原因如下1斜齿圆柱齿轮虽然制造时稍复杂，工作时有轴向力，但其重合系数高。2运转平稳，传动噪声小。3使用寿命长。但直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档所以，一档和倒档使用直齿24换档结构型式的确定目前汽车上的机械式变速器采用的换档形式有三种241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。242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。243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。武汉理工大学汽车学院毕业设计6本设计中采用锁销式同步器换档方案。244变速器换档位置图R图22变速器换档位置图25轴承型式变速器轴承多采用滚动轴承向心球轴承、向心圆柱滚子轴承、滚针轴承等。考虑成本,我全部采用的是深沟球轴承。26其他问题因变速器在低档工作时有较大的力，所以低档布置在靠近轴的后支撑处，然后按照从低到高的顺序布置，以使轴有足够的刚性。变速器的壳体前侧臂开有窗口，作取力孔。个轴及轴上零件装配后从这个侧面安装在壳体上。变速器的壳体是变速器的骨架，设计壳体时除要求有一定的强度和刚度外，还要考虑加工的工艺性，轴和轴承的支承以及在维护过程中保证轴、轴承及齿轮等零件的装拆方便。此外，还应考虑壳体与发动机等总成的连接。变速器壳体大都设计成沿纵向平面分开或沿中心线所在平面水平分开，这样可使装拆和调整轴承方便，操纵机构位于变速器盖内。还有的变速器壳体是沿铅垂线分为两半，中间用螺栓连在一起。3变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择主要技术参数如下发动机EQ61001排量542L，额定功率99KW，最大扭矩353NM轴距3950MM前轮距1810MM后轮距1800MM最大爬坡度28载质量5000KG整车整备质量4310KG31变速器的档位和传动比变速器的挡数可在320个挡位变化。通常变速器的挡数载6挡以下，当挡数超过6以后，可在6档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。增加多变速器的挡数，能够改善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和高档之间间的传动比比武汉理工大学汽车学院毕业设计7值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在18以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值又要比低挡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档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5挡。商用车变速器采用45档挡或多挡。载质量在2035T的货车变速器采用五挡变速器，载质量在4080T的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上。本设计采用五个挡位，一个倒挡。最高挡位为直接挡。选择汽车最低档传当比时，应根据汽车的最大爬坡度，驱动车轮与路面的附着力，汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的轮动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力由于克服轮胎与路面间的滚动阻力以及爬坡阻力。故有MAXMAXMAX0MAXSINCOSMGFMGRIITRTGE（31）最大爬坡度28，即156（TAN028）,则满足最大爬坡度要求的变速器1档由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为ITRIERGMG0MAXMAX1（32）式中M汽车总质量；G重力加速度；MAX道路最大阻力系数；RR驱动轮的滚动半径；、TEMAX发动机的最大转矩；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GRITRTGE21MAX（33）求得的变速器1档传动比为TERGITRGI0MAX21（35）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0506。武汉理工大学汽车学院毕业设计8综合得TERGERITRGIITRMG0MAX210MAXMAX（36）由已知条件得载质量5000KG整车整备质量4310KG可知总质量M9310KG轮胎3160D010最大扭矩TEMAX353NM该车型主减速比I0633汽车传动系的传动效率为082085，取085代入得76685033635348502908993101IG（37）汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷G2；路面的附着系数取055代入得46108503363534850550744801IG（38）初选IG173,五档采用直接档IG51确定其他档传动比6411445137IIQGG（39）二档传动比44431QIG三档传动比70223QIG四档传动比6414QIG32初选中心距对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小，而且对拎齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当白保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算31MAXAAGGEITK（310）式中A为变速器中心距，KA为中心距系数，轿车的KA8993，货车的KA8696,TEMAX为发动机最大转矩，IG1为变速器的一档传动比73；G为变速器传动效率，取96。对货车KA8696，取KA9代入得78121960373533AMM311武汉理工大学汽车学院毕业设计933齿轮参数331齿宽选择齿宽应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。齿宽太小，会使齿轮的工作应力过大。为了使工作应力不过大，必须增加中心距，结果又使变速器的质量增加。而且斜齿轮传动平稳的优点，也会因齿宽的减小，但这又使轴承承受的轴向力增加。齿宽也不宜大因为这会增加变速器的轴向尺寸。如果保持相同的用材量就必须减小中心距，结果会增大作用在轴承上的载荷，减低轴的刚度和减小轴承外座圈尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽直齿BCKM,CK可取为4580斜齿BCKNM，CK可取为6085332压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；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，为加大重合度以降低噪声，应取用145、16、165等小一些的压力角；对货车，为提高齿轮承载能力，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实际上，国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角取20333齿轮螺旋角为减小工作噪音和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒档齿轮以及货车的一档齿轮才用直齿齿轮。选择时应注意下列问题首先，增大时、使齿轮啮合的重合系数增加、工作平稳、噪声减低。随着的增大，齿轮的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于30时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升，因此从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望过大，而从提高高档齿轮的接触强度着眼，可选取较大的值。其次，斜齿轮传递时要产生轴向力。设计时应力与中间轴上的轴向力平衡，故中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律做成右旋，而第一、第二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围选用轿车变速器中间轴变速器2234两轴变速器2025货车变速器2230334齿轮模数齿轮所选取的模数大小应符合JB11160规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数M3MAXCOS470TME312其中TEMAX353NM,取28，可得出M0473353346,取M35一档斜齿轮的模数武汉理工大学汽车学院毕业设计103MAX1COS330MM313其中M1MAXTEMAXIGG1，取22，通过计算得02496037353COS3303M314同理计算二档、三档、四档斜齿轮的模数分别为45、375、375，倒档齿轮的模数为M45。335齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数H10，为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于1的“高齿齿轮”（或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮），因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善，但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖（齿顶厚小于03M）等问题。综合考虑，本设计暂不采用高齿齿轮，所有齿轮齿顶高系数H10336齿轮修正为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正方法有三种加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位；改变刀具的原始齿廓参数；改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。这样修正后的齿轮称为变位齿轮。变位齿轮的主要优点是不用改变加工标准齿轮所用刀具的参数，只需改变刀具与工件的相对位置及相应地改变毛坯的外径。加工出的齿轮与未变位的标准齿轮比较，齿廓仍为同一基圆的渐开线，仅选取了不同的部位而已。它避免了齿轮产生根切、干涉。满足了齿轮配凑中心距以及在弯曲强度、接触强度、耐磨损、耐胶合和运转平稳性等方面的不同要求，提高了齿轮寿命。故汽车变速器均采用变位齿轮。34各档传动比及其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档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。341确定一档齿轮的齿数一档传动比ZZZZIG109121315为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和ZH547812122MAZH316将式39中的ZH去整得ZH56联立式38、39，货车变速器中间轴的一档齿轮的齿数Z10可在1217范围内选择，此处取Z1013，则可得出Z9齿数，Z9561343342对中心距进行修正MMMAZH81202565420取中心距121MM317武汉理工大学汽车学院毕业设计11通过中心距求变位系数和压力角938020COS1218120COSCOS0OAA318O2620由于标准齿轮不产生根切的最小齿数ZMIN172350171317MIN10取82010而变位系数之和985020TAN22026204313TAN2109109OOOINVINVINVINVZZ319则16509343确定常啮合传动齿轮副的齿数求出常啮合齿轮的传动比ZZIZZG910112320初选常啮合齿轮的模数M235，螺旋角228O04615328COS1212COS22221OMAZZ321取整齿数和为61，由式322得，Z119,Z24288230121261532COSCOS222AMZMZA322228087O其它各档齿轮的齿数用相同方法计算，各档齿轮的参数如图所示344倒档齿轮齿数倒档的齿轮啮合情况如右图所示。在模数选择时，已经将倒档齿轮与档齿轮选择相同的模数，即54M。又因为倒档的传动比为武汉理工大学汽车学院毕业设计12129101112ZZZZZZIGR323所以05143134219667910211211ZZZZIZZGR324图31倒档图通常倒档齿轮12的齿数取值范围为232112Z，现取2112Z，于是，2211Z。倒档传动比为667214313221942129101112ZZZZZZIGR，等于所要设计的传动比。345确定倒档轴与中间轴中心距757822135421211110ZZMA325倒档齿轮的齿数都比较小，所传递的力矩也很大，因此齿轮会承受很大的弯曲应力和接触应力。为防止齿轮过早失效，倒档齿轮的主、从动齿轮均应该使用正变位齿轮。因此，取实际中心距为A83MM。经计算可得各档齿轮的参数如图表31，32所示。武汉理工大学汽车学院毕业设计13表31高档齿轮的参数表档位常啮合齿轮Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8齿数1942233331283719模数MM353537537537537544螺旋角2808729792392224变位系数00000000分度圆直径MM753817902107301527013600012400168188604齿根圆直径MM6662168149868142571266311463158808288齿顶圆直径MM82371850211555159451435013150175259933节圆直径（MM）82371790210730152701360012400172008800表32低档齿轮的参数表档位倒档齿轮Z9Z10Z11Z12齿数43132221模数MM4444螺旋角000变位系数0165082029081分度圆直径MM17200540088008400齿根圆直径MM17160536079358054齿顶圆直径MM1852067298129602武汉理工大学汽车学院毕业设计144齿轮强度的校核齿轮强度的校核齿轮强度的校核齿轮强度的校核41齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。42齿轮的接触强度计算与校核421轮齿接触强度在齿轮传动中，如果齿面压力超过它能承受的极限压力，那么在过高的脉动接触应力的反复作用下，在表层内便会产生裂纹，当润滑油被挤进裂纹后形成高压，使裂纹扩大，最后导致齿面出现小块金属剥落，即点蚀。点蚀多发生在节圆附近的齿根面上，因此必须对齿面的接触疲劳强度进行计算。在这里所选择的齿轮材料为20CRMNTI齿轮的接触应力按下式计算21114180BFE（41）式中F法向内基圆周切向力即齿面法向力，NCOSCOSTFFFT端面内分度圆切向力即圆周力，NDTFJT2TJ计算载荷，NMM；D节圆直径，MM；E齿轮材料的弹性模量，E210105MPA；B齿轮接触的实际宽度，斜齿轮用B/COS代替，对于齿端带圆弧的齿轮，轮齿接触的宽度为BBM，MM；1、2主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，MM；直齿齿轮SIN11R；SIN22R；斜齿齿轮211COS/SINR；222COS/SINR；R1、R2分别为主、被动齿轮的节圆半径，MM将作用在变速器第一轴上的载荷MAX50EJTT作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力J见下表41武汉理工大学汽车学院毕业设计15表41变速器齿轮许用接触应力表齿轮MPAJ/渗碳齿轮氰化齿轮一档和倒档190020009501000常啮合和高档13001400650700422常啮合齿轮的接触应力两个齿轮所受力F2、F1分别为672555601665942579908728COS20COS601661035332OOFN（41）46564937755942579908728COS20COS5775103530031FN（42）两个齿轮齿廓曲率半径分别为6036219706016608728COS220SIN601660202MM（43）561621970377508728COS220SIN37750201MM（44）两个齿轮应分别为255755616160361281012672555418052MPA（45）278555616160361281012465649418051MPA（46）常啮合齿轮的接触应力为278555JMPA同理，可以得出各档齿轮的接触应力分别如下一档7015471JMPA二档7411412JMPA三档5010393JMPA四档709634JMPA倒档2196011RMPA0196812RMPA武汉理工大学汽车学院毕业设计16对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。43齿轮的接触强度计算与校核轮齿折断的情况有两种，一种是在多次重复脉动弯曲应力作用下引起的齿根疲劳折断；另一种是因短时过载或冲击载荷而引起的齿根折断，如汽车坡道起步或车轮陷入泥里时常加大油门，突然接合离合器，利用飞轮的惯性力矩来起步，这时变速器所受到的转矩可能比发动机的最大转矩大好几倍。431直齿轮弯曲应力WBTYKKFFW1（46）式中，W弯曲应力（MPA）；1F齿轮的圆周力（N），DTFG21；GT为计算载荷（NMM）；D为节圆直径（MM）；K应力集中系数，可近似取165；FK摩擦力影响系数，主动齿轮取11，从动齿轮取09；B齿宽（MM）T端面齿距（MM）；Y齿形系数，如图所示。因为齿轮节圆直径DMZ，式中Z为齿数，所以将上述有关参数代入后得YKMKKTCZFGW32（47）当计算载荷GT取作用到变速器第一轴上的最大转矩MAXET时，倒挡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挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力11W，12W，13W11Z22，12Z21，11Y0167，12Y0155取MAX1ETT353NM则12EMAXZZTT中7803NM,121313ZZTT中13205NM，13111311ZZTT2461NM代入数据得0716704141090651246123311W75855MPA400850MPA（48）12W22202MPA400850MPA武汉理工大学汽车学院毕业设计17图41齿形系数图432斜齿轮弯曲应力WKYKZMKTCNGW3COS2（49）式中GT计算载荷（NMM）；NM法向模数（MM）；Z齿数；斜齿轮螺旋角（）；K应力集中系数，K150；Y齿形系数，可按当量齿数3COSZZN在图中查得；CK齿宽系数CK70K重合度影响系数，K20。当计算载荷GT取作用到变速器第一轴上的最大转矩MAXET时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPA范围，对货车为100250MPA。（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力9W，10W武汉理工大学汽车学院毕业设计189Z43，10Z13，9Y0142，10Y0136，1099ZZTT中25810NM，10T7803NM，102224，CK7033910020714204435012422COS02581241698MPA（410）KKYMZKTCNW103101010COS2中3310020713604135012422COS37802。43521MPA411（2）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力7Z37,8Z19,7Y013,8Y0128,3T152143NM,中T7803NM，82224，CK70KKYMZKTCNW737837COS2331002071304375012422COS4315212。31203MPA412KKYMZKTCNW83888COS2中3310020712804195012422COS37802。31651MPA413（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力5Z31，6Z28，5Y014，6Y0138，5T86485NM，中T7803NM，24，CK70KKYMZKTCNW535655COS2331002071407533150124COS858642。23547MPA414KKYMZKTCNW63666COS2中3310020713807532850124COS37802。武汉理工大学汽车学院毕业设计1923862MPA415（4）计算四挡齿轮3，4的弯曲应力3Z23，4Z33，3Y0124，4Y0132，34T54362NM，2224，CK70KKYMZKTCNW3334343COS23310020712404235012422COS625432。18803MPA100250MPA416KKYMZKTCNW43444COS2中3310020713204335012422COS37802。17671MPA100250MPA417（5）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力1Z19,2Z42,1Y0115,2Y0144,1T353NM,中T7803NM,21905O,CK70KKYMZKTCNW131211COS2331002071150753195010519COS3532。19752MPA100250MPA418KKYMZKTCNW23222COS2中331002071440753425010519COS37802。15774MPA100250MPA41944提高齿轮寿命的措施随着整车动力性要求的提高，发动机输出功率呈增加的趋势，使得齿轮的负荷增大，基于整车经济性、总成轻量化和降低制造成本的考虑，在不增加齿轮尺寸的情况下，除了根据实际使用情况合理地选择齿轮参数外，还可以在设计和制造上采取以下措施。（1）设计齿形和设计齿向以往变速器齿轮的理论齿形是标准渐开线齿形，理论齿向是一条直线，从理论上讲这样的齿轮副啮合的接触区是比较理想的，但在工作中由于轮齿上受到载荷的作用，以及加工误差和轴变形等因素的影响，使齿面的实际接触区与理论设计接触区不一致，轮齿在不利的情况下工作。武汉理工大学汽车学院毕业设计20为了改变这种状况，使实际接触区与理论接触区相吻合，通过反复试验，对理论齿形和齿向分别进行修正，最后确定设计齿形和设计齿向。这样做虽然给齿轮的加工带来了一定的困难，但它可以有效地提高齿轮的寿命，所以国外许多大变速器生产厂都将此方法作为提高齿轮强度的主要措施之一。（2）螺旋角修正即使齿轮完全按理论值制造出来，在传递转矩时，由于齿轮安装部位的间隙和轴的弯曲等原因，齿轮会产生倾斜，造成齿端接触，强度降低，因此在加工时预先对螺旋角进行修正，以补偿齿轮的倾斜。这个修正值是很难计算出来的，要靠试验得到。（3）喷丸处理为了充分发挥齿轮材料的潜力，国内外许多变速器生产厂家对齿轮的轮齿表面和齿根进行强化喷丸处理，以提高齿面的残余压应力，降低弯曲应力，从而提高了齿轮的弯曲疲劳强度。若喷丸处理得好，齿轮寿命可提高1719倍。（4）磨齿相对剃齿来说，磨齿可以进一步提高齿轮的精度。由于磨齿的齿形、齿向、基节误差小，使得齿的接触精度提高，齿根应力降低，齿轮寿命随之提高。但对于磨齿给齿轮寿命带来多大好处，是否要采取磨齿工艺，各变速器生产厂家看法不一致，而且磨床价格昂贵，增加了齿轮的制造成本。因此目前绝大多数生产厂家仍只采用剃齿工艺来保证齿轮的精度。53齿轮的结构设计（1）轮缘与轮幅对于有轮幅的齿轮，轮缘厚度A应大于2MN（MN为齿轮模数）；对于无轮幅的齿轮，轮缘厚度应大于一个全齿高。轮幅的厚度B取（253）MN。轮缘与轮幅应具有一定的厚度，一方面是考虑热处理变形的影响，同时也考虑了轮缘与轮幅的厚度对轮齿刚性的齿根强度的影响。（2）油孔装在齿轮孔内的滚针轴承需要润滑，不装滚针轴承的齿轮孔与轴的摩擦表面也需要润滑，为了满足润滑要求，通常采取以下几种方法在齿根处打孔在齿根处打孔，油孔直径不可太大，以免伤到齿面，影响轮齿强度。在齿轮端面打孔在轴上打孔这种方法主要用于乘用车和总质量较小的货车。如果轴的位置高于油面，则应于轴端部油孔加上导油槽或导油管，以保证油孔中的润滑充分。无论采取哪种方法，都要注意油孔应尽量打在两排滚针轴承中间，尽量避免打在滚针的滚动面上；油孔的数量要保证轴承能得到足够的润滑；油孔出口处要注意去毛刺。5变速器轴的强度计算与校核变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和周向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴有足够的刚度和强度。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。51确定轴的尺寸变速器轴的结构和尺寸主要根据结构布置上的要求，并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在绘制方案布置图时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度，而轴的直径可参考同类型的汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定第一轴花键部分直径D（MM）3MAXTEKD51式中，K经验系数，K445；TEMAX发动机最大转矩NM。本设计中取K45，第一轴直径30353543DMM52中间轴和第二轴中部直径DMMD045A52MM53武汉理工大学汽车学院毕业设计21式中，A变速器中心距MM。轴的直径要根据轴的刚性计算结果才能最后确定。52中间轴的设计中间轴的功能是承接一轴传入的功率流，通过一系列直径不等、参数各异的齿轮驱动输出轴上的齿轮，以实现多档化。中间轴总成的结构一般比较简单，主要由齿轮、轴、轴承、联接件及轴端紧固件组成。图51中间轴设计中间轴齿轮与轴的连接方式中间轴齿轮与轴的连接方式主要有以下三种齿轮与轴制成一体；用键连接；齿轮靠静配合与轴连接。中间轴上的低档齿轮和倒档主动齿轮，由于速比较大、齿数较少，因此通常与轴设计成一体。一、倒档齿轮和二档齿轮。有些中间轴齿轮是通过平键或半圆键与轴连接的，四档、五档和常啮合齿轮。这种连接方式简单、可靠、加工容易、折装也比较方便，是一种普遍的连接方式。三档齿轮是靠与轴之间较大的过盈量紧固在轴上传递转矩的。这种结构更为简单，零件数量少，由于齿轮和轴之间有较大过盈量，两者几乎联成一体，使中间轴的整体刚性得以提高。这种配合齿轮的装配是将齿轮加热到一定的温度，使孔变大，然后乘热把齿轮套在轴上，待齿轮冷却后孔径缩小，与轴紧紧地嵌在一起。53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，由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。531变速器轴的校核变速器轴在工作时承受着转矩和来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪音，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。因此，对轴应该进行强度和刚度校核。在进行轴的刚度和强度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力。应当对每个档位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为档位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁。齿轮啮合时的圆周力TF、径向力RF武汉理工大学汽车学院毕业设计22和轴向力AF按下列公式计算DITFDITFDITFEAERETTAN2000COSTAN20002000MAXMAXMAX（54）式中I至计算齿轮的传动比；D计算齿轮的节圆直径，MM啮合角；螺旋角；EMZXT发动机最大转矩，MN根据上述公式，计算得到各档齿轮工作时的圆周力、轴向力和径向力，如下表51所示表51齿轮副作用力表齿轮力NFTNFRNFA常啮合齿轮Z1936713864549988Z2Z31094024588262629Z4Z51506185996266445Z6Z71902987482977814Z8Z9258462940730Z10倒档Z11258462940730Z12270728985370532轴的强度校核变速器轴的强度校核从第二轴开始。第二轴前端用滚针轴承支承在一轴上，后端用角接触球轴承支承在变速器壳体上，因此二轴简化成两端铰支的梁，前支点为滚针轴承的中点，后支点根据角接触球轴承的尺寸查手册得到。根据材料力学受力分析，得到水平面上弯矩图如下，其中水平面上最大弯矩为108175022584674671002101002103MAXMMNFTMH（55）武汉理工大学汽车学院毕业设计23垂直面上的弯矩图如下，垂直面上的最大弯矩为1036373940774671002101002103MAXMMNFRMV（56）合弯矩为水平面上弯矩与垂直面上弯矩的和，即22VHMMM，因此合弯矩也是两条直线，其最大值为21863363781750222MAX2MAXMAXMNMMMVH（57）档时二轴上所受的扭矩为RFTT式中R为档二轴齿轮的节圆半径，899R，所以52579108992258463MNRFTT（58）因单向回转，视转矩为脉动循环，6001BB，则二轴上的当量弯矩为22TMMEQ（59）当量弯矩的最大值为2242252579602186322MAXMNMEQ（510）档时二轴的危险截面在档二轴齿轮的受力点所在的平面处，即通过齿轮的中点。此处的抗弯截面系数为140608523232333MMDW（511）该处的应力为21714060810224223MPAWMEQ（512）二轴材料的许用应力为MPAC400，显然C，可判断二轴强度足够。A处的弯矩为1024924384225846100360193672410026024100100260321MMNFFMTTAHB处的弯矩为（513）10218821003841936724284225846100100260242424260312MMNFFMTTBHA处的弯矩为（514）1081172438484998589538643603940710024100260245893601003112NMMFFFMARRAVB处的弯矩为（515）武汉理工大学汽车学院毕业设计24104836100384394072848499858953864246910026024384589243211NMMFFFMRARBV516合弯矩为水平面上弯矩与垂直面上弯矩的和，即22VHMMM，在B处，合弯矩的大小为在A处，合弯矩的大小为7127249811722221NMMMMAVAH5172424249342122222NMMMMAVAH518中间轴上的转矩为10483858919367311NMMRFTT519因单向回转，视转矩为脉动循环，6001BB，则二轴上的当量弯矩为22TMMEQ520在A处，当量弯矩的最大值为96574838602424222NMMEQA（521）在B处的当量弯矩为221204838607205922NMMEQB522显然，当量转矩最大值出现在B处，该处为齿轮轴，抗弯截面系数为10025832323433MMDW523该处的应力为011061002102212043MPAWMEQB524中间轴材料许用应力为MPAC400，显然C，可判断B处强度足够。A处当量弯矩虽然较小，但轴的直径也比较小，因此对A处也应该进行校核。A处的抗弯截面系数为59112453232333MMDW525该处的应力为2725911210965732MPAWMEQA526C，A处强度足够。武汉理工大学汽车学院毕业设计25533轴的刚度校核当齿轮工作时，作用在齿轮上的会引起齿轮的变形径向力和轴向力会使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度CF；圆周力使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度SF。对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度CF和轴的断面在水平面内的转角，前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合；后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点比较近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器第二轴可简化为两端铰支的梁，其垂直面上的挠度CF和水平面上的挠度SF和转交可用下列公式计算2213CFABFEIL5272223SFABFEIL52813FABBAEIL529式中，F1为齿轮齿宽中间平面上的径向力（N），F2为齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；E为轴材料的弹性模量，对钢，E210000MPA；I为惯性矩（4MM），对于实心轴644DI；D为轴的直径（MM），花键处按平均直径计算。A、B为齿轮上作用力距轴支承点的距离。根据上述公式对二轴进行校核。轴在垂直面的许用挠度为MMFC100050，在水平面的许用挠度为FS010015MM，合成挠度2202CSFFFMM，水平面转角不应超过0002RAD。档时A210，B100，D52，F194073，F22584620470310521012364100210394073522221EILBAFFC530MMMMEILBAFFS15012031052101236410021022584634522222531MMMMFFFSC2013012004702222532RADEILABABF02000068064/31055101232101001002102258463452由上述计算可知，第二轴刚度满足要求。533武汉理工大学汽车学院毕业设计266同