BJ1041型载货汽车设计（变速器总成设计CAD图纸和文档资料)
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车辆与动力工程学院毕业设计说明书第一章 前 言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）、无极变速器（CVT）。1.1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邒的，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3.85，二档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。曾经有人断言，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“下课”，从事物发展的额角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。首先，从商用车的特性上来说，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，通常要装在数吨的货品，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的协助。我们都知道一档特别有“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的男士司机来说，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”驾驶车辆的，他们对于手动变速器的认知程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，笔者觉得是不太现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已经非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚于手动，尤其是喜欢超车时手动变速器带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易的放弃手动变速器。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，现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济实用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如：奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速器的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速的。1.2自动变速器（AT）自动变速器（Automatic Transmission）,利用行星齿轮机构进行变速，它们能够根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需要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，但地洞变速器中有很多离合器，这些离合器能随车的车速变化而自动的进行分离和合闭，从而达到自动变速的目的。在中档车的市场上来看，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的快乐的感觉。在高速公路上，这时将体现的非常完美。而且，对于一些省会城市，或发达的一些城市，现在的交通状况不好，堵车时经常的是事情，有时要不停的起步、停步数次，司机如果使用手动挡，则会反复的挂档、摘挡，操作十分繁琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动挡就不会出现这样的麻烦。在市场上，此类汽车销售情况是不错的，尤其是对于女性朋友来说比较合适，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决路况的问题，现在的路况装不均匀，难以发挥自动挡汽车的优势。1.3自动/手动变速器（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挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换加档（+）或减档（-），如同手动挡一样。自动/手动变速器系统向人们提供两种驾驶方式，当需要驾驶乐趣的时候可以使用手动挡，而在交通拥挤的时候可以使用自动挡，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，手挡变速器有着很大的使用群体，而自动挡也能适应女性群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些浮起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，例如广州本田飞度1.3L CVT两厢、南京菲亚特2004 派力奥 1.3 HL Speedgear等这些二合一的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还是比较低的。所以，手动/自动车在普及上还是具有相当大的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场需求精心打造此类变速器。1.4无级变速器（CVT）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（VanDoornes）发明。无级变速器系统不像手动变速器和自动变速器那样使用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，没有换挡的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友讲自动变速器称为无级变速器，这都是错误的。虽然他们有着共同点，但是自动变速器只有换挡时自动的，但是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27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。从市场走向来看，虽然无级变速器是一个技术分量比较高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“车体”之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了CVT无级变速器，既方便又省油。看来无级变速器在中档车中的运用将约为广泛。62第二章 变速器的结构分析与形式选择变速器由传动机构和操纵机构组成，有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、造价低廉，具有较高的传动效率，因此在各种类型的汽车上得到了广泛的应用。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如在高速路上车速应能达到100km/h，而在市区内，车速常50km/h左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。2.1概述变速器用来改变在不同的使用条件下发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到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。此外，还应保证汽车能够在倒退行驶、滑行或停车时，使发动机和传动系分离；需要时还应有动力输出的功能。对变速器的基本要求如下。(1) 保证汽车有必要的动力性和经济性。(2) 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的转输。(3) 设置倒挡，使汽车能倒退行驶。(4) 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。(5) 换挡迅速、省力、方便。(6) 工作可靠，不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。(7) 传动效率高。(8) 工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸方面的要求，同时要质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式不同分类，具体分类如下图所示：图2-1 变速传动机构分类在原有变速传动机构基础上，再加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器档数的目的。近年来，变速器操纵机构有自动操作方向发展的趋势。2.2 变速器的总体结构有级变速器与无级变速器相比具有传动效率高(0.960.98)，造价低廉，因此在各类汽车中均得到广泛采用，此次设计也采用有级变速器。有级变速器传动机构分为固定轴式和旋转轴式两类。固定轴式又分为中间轴式，两轴式和多中间轴式变速器。固定轴式应用最广泛。两轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。由于中间轴式变速器直接挡工作时，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮啮合，且第一，二轴均不承受径向载荷载荷，第一、二轴只起传递扭矩的作用。因此直接挡的传递效率高，磨损及噪声也最小，这是中间轴式变速器的突出的优点。另外中间轴式在齿轮中心距较小的情况下仍可获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的又一突出优点。其缺点是除直接挡外其他各挡位的传动效率低。从结构上讲两轴式变速器与中间轴式变速器相比，其传动系结构简单，紧凑且除最高挡外其他各挡的传动效率都比较高，噪声也低，但多用于前置前驱的轿车布置。综合对比后选用中间轴式。一般情况下，变速器的挡位数与汽车的动力性，燃油经济性有着密切的关系。就汽车的动力性而言，挡位数多，增加了发动机在底燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗；同时有利扩大传动比范围，以适应各种使用条件下动力性经济性的要求。由于设计的是轻型载货汽车，且发动机的功率及所传递的扭矩不是很大，采用中间轴式5+1挡的结构，符合当前汽车的使用要求及其所发展的方向。在设计中采用带副箱的结构能提高强度，减少噪声，延长寿命。倒挡的布置要尽量靠近支撑点，提高强度。2.3 变速器传动机构布置方案分析机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在各种形式的汽车上得到广泛应用。1两轴式变速器两轴式变速器主要用于发动机前置前轮驱动的乘用车，变速器传动比较小。如图2-2所示为常用的两轴式变速器的传动方案。a) b) c) d)图2-2 两轴式变速器的传动方案两轴式变速器的特点如下：(1) 变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮传动；发动机横置时用圆柱齿轮传动。(2) 倒挡传动常采用滑动齿轮，其他挡位采用常啮合齿轮传动。(3) 各挡同步器多装在输出轴上。由图2-2a、b、c可以看出，各挡主动齿轮均与输入轴固连在一起，从动齿轮浮套在从动轴上，通过同步器与从动轴相连接。也有例外情况，如图2-2d所示，有两个挡(高挡)的主动齿轮浮套在输入轴上，靠同步器与轴连接，而从动齿轮与从动轴固结在一起。与中间轴式变速器(见图2-3)相比，两轴式变速器具有结构简单、中间挡传动效率高、噪声小等优点。但是，当低挡传动比较大时，会使结构尺寸增大，因而只在传动比小的条件下选用这种方案。另外，两轴式变速器没有直接挡，高挡工作时齿轮噪声较大，传动效率低。2. 中间轴式变速器中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的汽车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接，如图2-3所示。中间轴式变速器的特点是第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，把它们固结起来就得到直接挡，其传动效率高、磨损小、噪声较小；除直接挡外，其余各挡都是通过两对齿轮副传递动力，此时传动效率较低。a) b) c) d) e) f) g) h)图2-3 中间轴式变速器的传动方案各种中间轴式变速器，主要是在常啮合齿轮副数量、换挡方式和倒挡传动方案上有差别。下面分析几种变速器：(1) 四挡变速器传动方案如图2-3a、b、c所示。其中图2-3a和b 有四对常啮合齿轮，可用同步器或啮合套换挡； 倒挡用直齿滑动齿轮换挡。 图2-3所示方案有三对常啮合齿轮，一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。(2) 五挡变速器传动方案如图2-3d、e、f所示。其中图2-3所示方案除一、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余均为常啮合齿轮；图2-3e和f全部齿轮处于常啮合状态。(3) 六挡变速器传动方案如图2-3g和h所示。除图2-3g中的一挡、倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余均为常啮合齿轮。图2-3g中超速挡位于后支撑轴承的后部，有利于系列化。3. 倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。图2-4为一些常用的倒挡布置方案。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案，如图2-4a、f所示；也有利用两个联体齿轮方案的，如图2-3c、d、e所示。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒挡。a) b) c) d) e) f) g)图2-4 倒挡的布置方案如图2-4a所示的倒挡布置方案广泛应用于轿车和轻型货车的四挡全同步器式变速器，在中间轴上装有一个专用倒挡齿轮。如图2-4b所示方案的优点是可以利用中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换挡时要求有两对齿轮同时进入啮合，换挡较困难。如图2-4c所示方案能获得较大的倒挡传动比，但为了换入倒挡，需要向前推动二轴上的直齿轮。如图2-4d所示方案与图2-4c所示方案的差别在于，换倒挡时需要向后推动二轴上的直齿轮。如图2-4e所示方案是将中间轴上的一、倒挡齿轮做成一体，其齿宽增大了，因而缩短了长度。如图2-4f所示方案适用于全部齿轮均为常啮合的变速器，换挡更为方便。如图2-4g所示方案可以充分利用空间，缩短变速器轴向长度，缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使操纵机构复杂。变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力会使变速器轴，产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现为轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。 虽然倒挡的传动比与一挡接近，但因为倒挡的使用时间非常短，故有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，如图2-3b、e、g等所示，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，轮齿磨损与噪声在短时间内略有增加，而在一挡工作时轮齿的磨损与噪声有所减少。图2-2c将倒挡齿轮布置在附加壳体内，并紧靠轴的支承处，而一挡布置在变速器壳体右侧紧靠支承处，这个方案能很好地解决两个传动比大的挡位都布置在靠近支承的地方这一问题。倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止意外挂入倒挡，一般设有倒挡锁或设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。因此，图2-5a、图2-5b的换挡方案比图2-5c的方案更合理。图2-5c所示方案在挂入一挡时也需克服用来防止误挂倒挡所产生的力。a) b) c)图2-5 变速杆换挡位置4. 其他结构方案传统的中间轴式变速器，换挡部件等多数装在第二轴上，而第二轴前端常支承在第一轴常啮合齿轮内腔的小轴承上。这样，致使第二轴刚度偏小，不利于低挡的同步换挡。近年来，在传动比较大的商用车变速器中，有的采用如图2-6所示的方案，其特点是由于第二轴较短，低挡同步器装在支承刚度较大的中间轴上，因而同步惯量减小，减小了换挡部件的磨损和自动脱挡的可能性，并可缩短同步时间或减轻换挡力。由于常啮合齿轮后置，各挡齿轮直接承受发动机的负荷而未经常啮合齿轮加大，使得中间轴上的齿轮、换挡部件的尺寸和质量也得以减小。在传统中间轴式变速器中，由于常啮合齿轮的增扭作用，各挡齿轮受力较大，使设计尺寸增大。图2-6 转矩经短轴输出的中间轴式变速器的示意图a) 双中间轴式变速器示意图b) 三中间轴式变速器示意图图2-7 双中间轴和三中间轴式变速器示意图应当指出，重型货车多挡变速器也有采用双中间轴或三中间轴的结构，如图2-7所示。由发动机传给第一轴的扭矩分别传至各中间轴，然后再由浮动支承的第二轴齿轮输出。由于动力分流，在同样转矩下，有两个齿轮受力，降低了齿轮应力，使齿轮宽度减小(约40%)，从而减小变速器的长度，同时减轻了轴承的负荷。但由于增加了中间轴、齿轮及轴承的个数，使结构复杂化。国外已有五、六、七、十甚至更多挡变速器采用这种设计。还应当指出，有些货车的变速器采用多支承结构方案，这样可以提高第二轴刚度，如图2-3f所示。采用这种结构，需要考虑轴及齿轮等零件的装配问题。采用在轴平面上可分开的结构，可解决上述装配问题。在有些乘用车的中间轴式变速器的布置中，为缩短传动轴长度，把变速器后端加长，附加壳体，如图2-4a、b所示。2.4 变速器零、部件的结构分析与型式选择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低挡和倒挡。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造复杂，工作时产生轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。2. 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时，因变速器内各传动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声，这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张。驾驶员需要熟练的操作技术(如两脚离合器)才能减轻换挡时的齿轮冲击，但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，影响行驶安全。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作容易，并能减小变速器旋转部分的转动惯量，但除一挡、倒挡外已很少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以采用移动啮合套的方式换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总转动惯量增大。重型货车挡位间的公比较小，换挡机构连接件之间的角速度差也小，而且要求换挡手感强，因此可采用啮合套换挡。与同步器换挡比较，啮合套换挡具有结构简单，寿命长，维修方便，能够降低制造成本及减小变速器长度等优点。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，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。利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。3. 防脱挡措施自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等原因，都可能导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取的有效措施有以下几种：(1) 将两接合齿的啮合位置错开，如图2-8所示。在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，利于阻止接合齿自动脱挡。图2-8 防止自动脱挡的结构措施(2) 将啮合套做得较长，如图2-9所示。在啮合时，使接合齿(主动)超过被接合齿(被动)。在传动过程中，利用研磨形成凸肩，以阻止接合齿自动脱开。图2-9 防止自动脱挡的结构措施(3) 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切除0.30.6mm)，这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图2-10所示。图2-10 防止自动脱挡的结构措施(4) 将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角(一般倾斜23)，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图2-11所示，这种方案应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。图2-11 防止自动脱挡的结构措施4. 轴承形式作旋转运动的变速器轴的支承以及齿轮与轴不做固定连接时均需要安装轴承。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、滑动轴套等。轴承的类型受结构限制并随所承受的载荷特点而不同。汽车变速器应结构紧凑，大尺寸的轴承布置困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，否则采用滚针轴承。在变速器中，每根轴都需要轴向固定，以便承受轴向力。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力，作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体。中间轴采用前、后轴承固定均可。近来采用圆锥滚子轴承的变速器增多，这是因为圆锥滚子轴承有如下优点：直径较小，宽度较大，可承受较高负荷；结构上保证滚子能正确对中，使用寿命长；圆锥滚子轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴的刚度，使齿轮能正常啮合，降低噪声，减少自动脱挡的可能性；在采用圆锥滚子轴承的情况下，为方便拆装和调整轴承，一般将变速器壳体设计成沿纵向平面分开或沿中心线所在平面水平分开。当采用圆锥滚子轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜，导致齿轮不能正确啮合而损坏。因此，圆锥滚子轴承不适合用在线胀系数较大的铝合金壳体上。滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮与轴为非固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、径向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的优点是制造容易、成本低，但滑动轴套的径向配合间隙大、易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。5. 各挡齿轮的布置对于典型的中间轴式变速器，其一挡常布置在靠近第二轴和中间轴的后支承处如图2-3a、b、c、d、e所示，再由低挡向前逐渐向高挡过渡。这种布置使工作时轴的变形较小，这是因为在低挡工作时齿轮受力较大，低挡齿轮靠近支承可以提高轴的刚度。高挡齿轮虽然靠近轴的中间，但由于这时齿轮受力较小，故轴的变形也较小。此外，这种布置还有利于齿轮装配。6. 装配孔设计对中间轴式变速器而言，中间轴、第二轴及其上的零部件一般是通过变速器壳体上方的孔口装入壳体，极少数的方案将这个装配用的孔口设计在变速器壳体下方或侧面。第一轴一般通过壳体前壁上的轴承孔拆装。因此，一轴齿轮外径要小于这个轴承孔。7. 变速器整体刚性变速器只有具有足够的整体刚性才能保证正常工作。整体刚性与轴、壳体的结构以及装配时螺栓的扭紧程度有关。对于典型的中间轴式变速器，控制轴的长度有利于保证轴的刚度。变速器壳体通常为整体式，有些地方设有加强筋，以增强刚度；变速器盖用螺栓固定到壳体上，而变速器盖通常装有操纵机构，因此要规定合适的螺栓拧紧力矩。综上所述，在选择变速器齿轮时应优先选择斜齿轮，本次设计除一、倒挡齿轮选用圆柱直齿轮外，其余均选用圆柱斜齿轮，虽然变速器当斜齿工作时轴向力不能完全平衡，但其最小齿数可减少、且运转比较平稳、噪声低、寿命长的等突出优点。为换挡平稳采用同步器、同步器类型的选择参考货车车型常用的同步器类型，以及同步器设计比较成熟的种类考虑，采用锁环式同步器。经对比综合分析，参考BJ1041QF4D轻型载货汽车变速器，采用中间轴式变速器的传动方案，从而可以确定本次设计轻型载货汽车变速器传动示意图2-12如下： 图2-12 变速器传动示意图第三章 变速器主要参数的确定3.1 变速器的传动比变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值，取决于汽车行驶的道路条件和发动机的功率与汽车质量之比(比功率)。道路条件越复杂(越野行驶)，比功率越小，要求变速器传动比范围越宽。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，越野汽车和牵引车为1020。最高挡通常为直接挡，传动比为1.0，有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8。目的是提高发动机的负荷率、降低发动机转速、降低油耗和磨损。但是与直接挡相比，使用超速挡会降低传动效率。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括相啮合的齿轮对数、转速、传递的功率、润滑的有效性、齿轮及壳体零件的制造精度等。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径等。3.1.1 挡数变速器的挡数及其传动比由总布置设计确定。增加挡数，有利于提高发动机的功率利用率、汽车的燃油经济性和平均车速。但会使变速器结构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、操纵复杂、成本高。变速器的挡数可在320的范围内变化。通常变速器的挡数在6以下，当挡数超过6挡时，可在6挡以下的主变速器基础上，再配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。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。大排量的乘用车变速器多为5个挡。商用车变速器采用56个挡或更多。装载质量在2.03.5t的货车采用五挡变速器，装载质量在4.08.0t的货车多采用六挡变速器。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挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡之间的传动比比值在1.8以下。该值越小，换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值，要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。本设计使用51有超速挡变速器。3.1.2 轮胎半径的选择根据国家标准汇编载货汽车轮胎GB9477-1997和载货汽车轮胎系列GB/T2977-1997以及当今同类汽车类型，选择轻型载货汽车普通断面子午线轮胎：6.50 R 16 LT。所以我们可以求得轮胎半径。由静力半径(m)公式 (3-1)式中，d为轮辋直径(in)；b为轮胎断面宽度(in)；为轮胎变形系数，轿车，载货汽车、客车，超低压胎。对汽车作动力学分析时，应该用静力半径，而作运动学分析时，应该用滚动半径。但一般常不计算它们的差别，统称为车轮半径r，即认为。又d6.5，b16，取代入式(3-1)得车轮半径：。3.1.3 主减速器传动比设计中变速器有超速挡，故根据上述分析可取超速挡传动比为。由 (3-2)式中，为汽车行驶速度；n为发动机转速；r为车轮半径；为变速器传动比；为主减速器传动比。又由 (3-3)式中，为汽车总质量的重力；是汽车直接挡或最高挡时汽车发动机发出最大转矩时的汽车车速；是最高挡的动力因素。为空气阻力系数；A为迎风面积；r为车轮半径；为发动机最大转矩；为主减速器传动比。将，n2500，各代入式(3-2)、(3-3)求得。3.1.4 分配各挡传动比选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。一、一挡传动比1、按最大爬坡度要求计算，故有 (3-4)则一挡转动比为 (3-5)式中： m汽车总质量； g重力加速度； 道路最大阻力系数； r 驱动轮的滚动半径； 发动机最大转矩； 主减速比； 汽车转动系的转动效率，取0.894。2、根据驱动轮与路面的附着条件 (3-6)求得一挡传动比为 (3-7)式中：汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；道路附着系数，计算时取0.56；其他同上说明。将，得到 ；由于一般用途的货车传动比范围为5.08.0,又综合，故取。二、其余各挡传动比实际上，对于挡位较少的变速器，各挡传动比之间的比值常常并不正好相等，即并不是按等比级数来分配传动比的。这主要考虑道各挡利用率差别很大的缘故。汽车主要式是用较高挡位行驶的，例如中型货车5挡变速器中的1、2、3、三个挡位的中利用率仅为1015，所以较高挡位相邻两挡之间的传动比的间隔应小些，特别是最高挡与次高挡之间更应该小些，这对改善汽车的动力性有利。因此，实际上各挡传动比常按下面的关系分布采用等比级数的方法分配传动比，其优越性必须建立在各挡利用率相等的前提下。实际上，汽车正常工作时，各挡利用率并不相等，高挡利用率远远大于低挡利用率。所以，采用等比级数的方法分配传动比是有一定极限的。所以其余各挡传动比分配如下表表3-1 传动比分配挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡传动比5.4582.7621.53410.7944.7933.1.5 初定中心距中心距A是指两轴中心线之间或两相啮合齿轮中心线之间的距离，对中间轴式变速器，将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器中心距。中心距是一个基本参数，不仅影响变速器的外形尺寸和质量大小，而且影响轮齿的接触强度。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由保证轮齿有必要的接触强度来确定。中间轴式变速器中心矩A的确定初选中心局A时，可根据下述经验公式计算 (3-8)式中，A为变速器中心矩；为中心距系数，对乘用车：=8.99.3；对商用车：=8.69.6；对多挡主变速器：K A =9.511；为发动机最大转矩，为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96。将=8.8，代入式(3-8)得A87.19，圆整取A88。3.1.6 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。商用车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关：四挡(2.22.7)A五挡(2.73.0)A六挡(3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。3.2 齿轮参数3.2.1 齿轮模数齿轮模数是一个很重要的参数，并且影响它的选取因素有很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺等。应该指出，选取齿轮模数时一般需要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少噪声，所以为了减少噪声应合理的减小模数，同是增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；对货车，减小质量比减小噪声更为重要，故齿轮应选较大模数；变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其它挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。变速器齿轮的模数范围见下表3-2：表3-2 汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车发动机排量货车的最大总质量1.0V1.61.6V2.56.0m14.0m14.0模数2.251.752.753.003504.504.506.00所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表3-2。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表3-3 汽车变速器常用的齿轮模数(摘自GB/T1357-1987)第一系列2.53.004.005.006.00第二系列2.753.253.503.754.505.50啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，统一变速器中的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量 在1.814t的货车为23.5mm；总质量 大于14t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增加，有利于换挡。综上所述，由于此设计的汽车是总质量大于4t左右的载货汽车，因此选取如下：一挡、二挡、三挡、四挡、五挡与常啮合齿轮模数均取m2.5；倒挡齿轮模数取 m3mm；3.2.2 压力角及螺旋角1.压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。实验证明：对于直齿轮，压力角为 时强度最高，超过28强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为 时强度最高。因此理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取、等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载力，应选取或等大些的角度。实际上，因国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用压力角为，啮合套或同步器的接合齿压力角有、等，但普遍采用压力角。应该指出，国外有些企业生产的乘用车变速器齿轮采用两种压力角，即高挡齿轮采用小些的压力角；而低挡和倒挡选用较大的压力角，以增加强度。必须指出，齿轮采用小的压力角和小模数时，除必须采用大的齿高系数外还应该采用大圆弧齿根，这样可提高齿轮弯曲强度30%左右 。据此，初选各挡齿轮压力角均为。2.螺旋角斜齿圆柱齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。在选取大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿轮的强度也相应提高。不过，当螺旋角大于时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以为宜；从而提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同使工作的两队齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位的齿轮的螺旋角是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样，或者仅取两种螺旋角。中间轴上的全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第以、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿，在这些挡位上工作，中间轴的轴向力不能抵消，而此时，第二轴没有轴向力作用。根据图3-1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力互相平衡，须满足以下要求由于，为使两轴向力平衡，必须满足图3-1式中，、为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力；、为作用在中间轴齿轮1、2上的圆周力；、为齿轮1、2的节圆半径；为中间轴传递的转矩。最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数不同或齿数不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：乘用车变速器：两轴式变速器为中间轴式变速器为货车变速器：据上述分析，初选各挡齿轮螺旋角为。3.2.3 齿轮齿宽在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小，使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法予以补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，会使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力下降，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：直齿，为齿宽系数，取为4.58.0斜齿， 取为6.09.0b为齿宽(mm)。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取24mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使其接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮齿宽系数取得稍大。据上述说明，初选各挡齿轮的齿宽如表3-4所示：表3-4 各挡齿轮齿宽常啮合三挡二挡一挡倒挡五挡252325232325202224222025233.2.4 齿顶高系数齿顶高系数对齿轮重合度、齿轮强度、工作噪声、齿轮滑动相对速度，齿轮根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因齿轮受到的弯矩小，齿轮的弯曲应力也减小。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中作用在齿顶上，所以采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶系数大于1.00的细高齿制。采用细高齿制时，必须通过验算保证齿顶厚度不得小于0.3 和齿轮没有根切和齿顶干涉。目前对细高齿制的齿顶高系数，还没有制订统一的标准，由各行业自行确定，从小至1.05到大至1.90都有，且许多变速器的一对主、从动齿轮的齿顶高系数不同。从上述分析，以及结合参考车型变速器设计，本人设计的变速器各挡齿轮的齿顶高系数均选为1.00。3.3 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。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。变速器传动方案的具体结构由图2-11所示。3.3.1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为 (3-9)先求、的齿数和为直齿 (3-10)将A=88, m=2.5代入3-10)，得：=70.4，取=70。中间轴上一挡齿轮的齿数可在=1517之间选取，货车可在1217之间选用。一挡大齿轮齿数用计算求得。所以选取=17，故=70-17=53。3.3.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式(3-9)求出常啮合传动齿轮的传动比 (3-11)而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 (3-12)将=5.458、=53、=17、A=88、=2.5、=代入，解方程式式(3-10)和式(3-12)求得=23、=41。那么修正其螺旋角有 (3-13)即=3.3.3 确定其他各挡的齿数二挡齿轮齿数，二挡传动比为 (3-14)中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 (3-15)将=2.762、=23、=41、A=88、=2.5、=代入，解方程式式(3-14)和式(3-15)求得=39、=25。那么修正其螺旋角有 (3-16)即=。同理可求得三挡齿轮齿数=31、=33、=；四挡为直接挡；五挡齿轮齿数=20、=44、=；3.3.4 确定倒挡齿轮齿数倒档齿轮采用直齿轮传动，m=3，初选=21、=17。则计算出中间轴与倒档轴的中心距 (3-17)将m=3、=21、=17代入(3-17)，解得=57，取=57。为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉，齿轮11和13的齿顶圆之间应保持1mm的间隙，则齿轮13的齿顶圆直径应为 (3-18)由 (3-19)而；将、代入(3-19)可得=37, 符合式(3-18)。最后即可求得第二轴与倒挡轴的中心距=87，取=87。小结齿轮参数表：表3-5 齿轮参数圆柱斜齿轮序号齿数旋向模数压力角23左旋2.562.982.53.1267.9856.7341右旋2.5112.22.53.12117.2110.9520左旋2.554.762.53.1259.7648.5144右旋2.5120.482.53.12125.48114.2331左旋2.584.892.53.12898978.6433右旋2.590.362.53.1295.3684.1149左旋2.5106.792.53.12111.79100.5425右旋2.568.462.53.1273.4662.21圆柱直齿轮532.5132.533.75137.5126.25172.542.533.7547.536.251735133.755743.52136333.756855.537311133.75117103.5第四章 变速器齿轮的设计计算4.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的主要损坏形式有：齿轮折断、齿面疲劳剥落(点蚀)、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。齿轮的折断发生在以下几种情况：齿轮受到足够大的冲击载荷作用，造成齿轮弯曲折断；齿轮在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，其扩展深度逐渐增大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些。齿轮工作时，一对齿轮互相啮合，齿面互相挤压，这是存在于齿面细小的裂缝中的润滑油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀，它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致齿轮折断。用移动齿轮的方法完成换档的低档和倒档齿轮，由于换档时，两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度有高的齿轮，在接触应力大处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑油膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现的较少。4.2 齿轮的材料选择为提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力，现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢，其表面的硬度较高，而心部具有较高韧性。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。国外汽车变速器齿轮大都选用铬镍合金钢。变速器齿轮的渗碳层深度推荐采用下列数值：法面模数 ，渗碳层深度为0.81.2 mm；，渗碳层深度为0.91.3 mm；，渗碳层深度为1.01.6 mm。齿轮渗碳后需淬火，使材料晶粒细化，提高表面硬度。为消除内应力，还需要回火。渗碳齿轮表面的硬度应为HRC5863，心部硬度为HRC3348。某些轻型货车和乘用车的齿轮采用40Cr 钢，并进行氰化处理。氰化钢的特点是热处理后变形小，但承载能力和耐磨性均不如渗碳钢，对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2mm，表面硬度为HRC4853。本次设计各齿轮材料选用20CrMnTi，渗碳淬火，表面硬度5863HRC，芯部硬度3348HRC。4.3 轮齿强度计算与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也是基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。以下是汽车变速器齿轮的校核计算。4.3.1 轮齿弯曲强度计算1、直齿轮弯曲应力 (4-1)式中，为弯曲应力()；为圆周力(N)，为计算载荷()，为节圆直径(mm)，为模数，为齿数；为应力集中系数，可近似取；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮，从动齿轮；为齿宽(mm)，为齿宽系数；为端面齿距(mm)，；为齿形系数，如图3.16所示。从图4-1上查 (假定载荷作用在齿顶，压力角，齿高系数)。当齿高系数相同时，可按以下关系式计算 (4-2)将上述有关参数代入式(4-1)后可得 (4-3)图4-1 齿形系数图 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力为400850MPa，商用车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。下面校核圆柱直齿轮、弯曲应力。一挡圆柱直齿轮弯曲应力将=185、=1.65、=8、=0.9、m=2.5、=53、=0.156代入式(4-3)得一挡圆柱直齿轮弯曲应力将=185、=1.65、=8.8、=1.1、m=2.5、=17、=0.127代入式(4-3)得 倒挡圆柱直齿轮弯曲应力w将、=17、代入(4-3)得倒挡圆柱直齿轮弯曲应力将、=21、代入(4-3)得倒挡圆柱直齿轮弯曲应力将、=37、代入(4-3)得一、倒档齿轮的许用弯曲应力在400850Mpa.当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对货车的许用应力为100250。经校核，直齿圆柱齿轮均能符合弯曲应力要求。2.斜齿轮弯曲应力 (4-4)式中，为弯曲应力()；为圆周力(N)；为计算载荷()；d为节圆直径(mm)，；为法向模数(mm)；z为齿数；为斜齿轮螺旋角；为应力集中系数，=1.50；b为齿宽(mm)； t为法向齿距(mm)，；y为齿形系数，可按当量齿数 在图4-1中查得；为重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数代人式(4-4)，整理后得到斜齿轮弯曲应力为 (4-4)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围内，对商用车为100250MPa。下面校核斜齿轮、弯曲应力常啮合圆柱斜齿轮、弯曲应力：将=185、=、=1.50、=23、y=0.145、=2.0、=9代入式(4-4)可得：将、=、=1.50、=23、y=0.158、=2.0、=9代入式(4-4)可得二挡圆柱斜齿轮、弯曲应力：将、=、=1.50、=23、y=0.156、=2.0、=9代入式(4-4)可得：将、=、=1.50、=23、y=0.145、=2.0、=9代入式(4-4)可得三挡圆柱斜齿轮、弯曲应力：将、=、=1.50、=23、y=0.151、=2.0、=9.2代入式(4-4)可得：将、=、=1.50、=23、y=0.153、=2.0、=9代入式(4-4)可得五挡圆柱斜齿轮、弯曲应力：将、=、=1.50、=23、y=0.126、=2.0、=9代入式(4-4)可得：将、=、=1.50、=23、y=0.158、=2.0、=8.8代入式(4-4)可得 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围内，对商用车为100250MPa。经校核，斜齿圆柱齿轮均符合弯曲应力要求。4.3.2 轮齿接触应力计算轮齿接触应力计算 (4-5)式中，为齿轮的接触应力()； F为齿面上的法向力(N)，；为圆周力(N)，；为计算载荷()；d为节圆直径(mm)E为齿轮材料的弹性模量()；b为齿轮接触的实际宽度(mm)，、为主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；为节点处压力角()；为齿轮螺旋角()；、为主、从动齿轮节圆半径(mm)；。当计算载荷按计算时，变速器齿轮的许用接触应力见表4-1。表4-1 变速器齿轮许用接触应力 类型挡位 渗碳齿轮氰化齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合和高挡13001400650700下面校核各挡齿轮轮齿接触应力：常啮合圆柱斜齿轮、轮齿接触应力将=、E=、b=25、代入式(4-5)得一挡圆柱直齿轮、轮齿接触应力将、E=、b25、代入式(4-5)得同样可以求出二挡圆柱斜齿轮、轮齿接触应力：三挡圆柱斜齿轮、轮齿接触应力：五挡圆柱斜齿轮、轮齿接触应力：倒挡圆柱直齿轮、轮齿接触应力：参照表4-1，以及齿轮的热处理方法可知，变速器传动齿轮的轮齿接触应力均能满足要求。第五章 变速器轴的设计计算工作时，变速器的轴要传递扭矩、承受齿轮作用的径向力，当采用斜齿轮传动时还有轴向力。为使变速器能够正常工作，要求轴具有足够的刚度和强度。在设计变速器轴时，其刚度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和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的校核。5.1 初选轴的直径变速器轴在工作中承受着转矩及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，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。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， 轴的最大直径d与支承间距L的比值：对第一轴及中间轴 ；对第二轴 。第一轴花键部分直径d(mm)可按下式初选式中，K为经验系数，K=4.04.6，为发动机最大转矩。所以可以求得第一轴花键部分直径=22.826.21，选取d=26mm。，即L=144.5162.5mm；第二轴和中间轴中部直径=40.0553.4；选取第二轴中部直径d=44mm；选取中间轴中部直径d=44mm；5.2 轴的强度验算5.2.1 轴的刚度验算轴在垂直平面内产生的挠度和在水平面内的转角对齿轮工作影响最大，如图5-1所示。前者使齿轮中心距发生变化，并破坏了齿轮的正确啮合；后者使主从动齿轮相互歪斜，会使沿齿长方向的压力分布不正确。初步确定轴的尺寸后，可对轴进行刚度和强度校核。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。挡位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行校核。将轴看作铰接支承的梁，作用在第一轴上的转矩应取。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，故可不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图5-2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 (5-1) (5-2) (5-3)上几式中，为齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)；为齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)；为弹性模量()，；为惯性矩()；a、b为齿轮上的作用力距支座A、B的距离(mm)；为支座间的距离(mm)。轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。在变速器第二轴上有一些常啮合齿轮(它们与中间轴上的相应齿轮常啮合)，它们常常通过青铜衬套或滚针轴承装在第二轴上，也有直接装在轴上的，因为这些齿轮可以起到限制轴变形的作用，从而可提高轴的刚度。图5-1 轴的受力和变形图图5-2 变速器轴的挠度和转角下面进行一档时中间轴的刚度验算：将轴简化成三支座梁，其危险截面受力分析简图如下图5-3 轴的危险截面受力分析简图计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下 (5-4) (5-5) (5-6)式中 -至计算齿轮的传动比，此处为一档传动比5.458； d -计算齿轮的节圆直径，mm，为106.79mm； -节点处的压力角，为20； -螺旋角，为24.08； -发动机最大转矩，为185000Nmm。代入上式(5-5)，(5-5)，(5-6)可得=5630.03N；=2244.48N；=2516.07N=14872.54N；=5929.14N；=6646.57N将(5-1)、(5-2)、(5-3)中=、=、d=44mm、a、b、L代入，即可得，；=0.054mm。由于轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，轴的全挠度为。显然，中间轴刚度满足要求。第二轴一挡工作时刚度验算变速器工作在低档区一档工作时第二轴有最大扭矩和弯矩。其的结构简图如下：图5-4第二轴结构将第二轴看成三支座梁其受力图如下：图5-5 轴的受力简图以支座C为多余约束，解除支座C后，代以多于未知力。采用叠加法，计算P单独作用下，支座C的支反力，最后求得支座 A的支反力。图5-3轴的危险截面受力分析简图图5-6 第二轴的危险截面受力分析简图同样可以求出=4861.41N；=2434.51N；=2716.48N=14872.54N；=5929.14N；=6646.57N将(5-1)、(5-2)、(5-3)中=、=、d=35mm、a、b、L代入，即可得，；=0.0362mm。由于轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为，轴的全挠度为。可以看出第二轴一挡工作时刚度符合要求。5.2.2 轴的强度验算作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内产生弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形，如图5-1所示。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩、 。在转矩和弯矩的同时作用下，轴的应力用下式计算 (5-7)式中，；d为轴的直径，花键处取内径；W为抗弯截面系数。在低挡工作时，。除此之外，对轴上的花键，应验算齿面的挤压应力。变速器的轴用与齿轮相同的材料制造。下面对中间轴强度计算其的结构简图如5-7所示图5-7 中间轴的结构图可将中间轴看成三支座梁其受力图如下：以支座C为多余约束，解除支座C后，代以多于未知力。采用叠加法，计算P单独作用下，支座C的支反力，最后求得支座A的支反力，危险截面受力分析简图如图5-3所示。计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按(5-5)，(5-5)，(5-6)求得=5630.03N；=2244.48N；=2516.07N=14872.54N；=5929.14N；=6646.57N水平面内H面：， =83453.05垂直面内V面：，=4486.7N 960152.1又中间轴转矩=316041.67其弯矩图、转矩图如下图5-8变速器中间轴弯矩、转矩图所以可以求得危险截面合成弯矩=。则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力=故中间轴强度满足要求。下面对第二轴强度计算根据第二轴一挡工作时刚度验算所求得的圆周力、径向力、轴向力，受力图如图5-6所示。计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按(5-5)，(5-5)，(5-6)求得=4861.41N；=2434.51N；=2716.48N=14872.54N；=5929.14N；=6646.57N；水平面内H面：， =72965911.11垂直面内V面：，=1285.7N 182569400.12又第二轴转矩=1003897.059其弯矩图、转矩图如下图5-9变速器第二轴弯矩、转矩图所以可以求得危险截面合成弯矩=。则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力=故中间轴强度满足要求。第六章 变速器轴承寿命计算6.1 变速器轴承轴承的选取是根据机构布置并参考同类车型的相应轴承后，根据国家标准选定。对汽车变速器滚动轴承耐久性评价是以轴承的滚动体与滚道表面接触强度为依据，承受动载荷是其工作特点。变速器轴承是在由传动系转矩变化曲线决定的非稳定工况下工作的，因此作为变速器第一轴的计算转局，应为发动机在大转矩和驱动车轮与地面的最大附着力矩的换算值两者中的较小者。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、滑动轴套等。至于何处应当采用何种类型轴承，受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。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。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm。因为此次设计的是轻型载货汽车，所以一轴支承处使用圆锥滚子轴承；中间轴两端、第二轴两端使用圆锥滚子轴承，中间轴、第二轴中部支撑使用深沟球轴承。6.2第二轴上的轴承寿命计算考虑到变速器在二挡工作时受到的轴向力最大，且第二轴上扭矩最大，使轴承损耗率越大，所以其余轴上的轴承寿命均比该轴上的大，故应校核第二轴承在二挡工作时寿命。先求轴承处支反力，其受力如图：图6-1中间轴轴承的二档受力简图1.已知轴承额定动载荷=55.8KN,额定静载荷=38.5KN2.计算内部轴向力、和轴向载荷和；=3175.86 N =-250.58 N= 2969.23 N =4106.41 N=4114N； =4347.68N查=0.5；则=0.54114=2057N；=0.54347.68=2173.84N；= = 3674-5511.43=-1837.3N；-=2057-1837.3=219.7N轴承1压紧，轴承2放松即有=+=2173.84+1837.3=4011.14N；=2057N=0.313 查e=0.55 =0.44,=1.02；=1，=0轴承有轻微冲击，取所以以计算寿命。取二档利用率是3，所以万。所以满足使用要求。第七章 键的校核计算7.1 键的选择一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮不在轴端，故选用单圆头普通平键(C)型。根据d=44mm，查得宽度b=12mm，高度h=8mm。由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L=32mm。本设计中结合轴的直径及齿轮宽度选择中间轴上使用普通平键为：键C1232GB/T 10962003。7.2键的校核 键、轴、轮毂的材料都是钢，查得许用挤压应力，取其平均值。键的工作长度l=L-=26mm；键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=4mm；其剪切强度条件为 (7-1)T为作用在键上的最大扭矩，；d为键所在轴的直径，为44mm；k为接触高度，mm；l为键工作长度，mm；将T=，k=4mm，l=20mm代入式(7-1)得可见连接的挤压强度不够。考虑到相差较大，因此改用双键，相隔布置。双键的工作长度l=1.526mm=39mm。由式(7-1)可得 (合适)第八章 同步器设计 目前得到广泛应用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换档时两档换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能完善地完成同步器功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。本次设计采用锁环式同步器。8.1 同步器主要零件材料的选择汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在摩擦锥盘与锥环之间存在角速度差的条件下工作的，要求有摩擦锥盘与锥环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作摩擦锥环和摩擦推盘。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。摩擦锥盘与锥环常选用能保证有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，黄铜合金与黄铜合金构成的摩擦，在油中工作的摩擦因数f取0.1。摩擦因数f对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，换档省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处置有破坏油膜的细牙螺纹及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保正摩擦面之间有足够的摩擦因数。8.2 锁环式同步器结构图8-1所示为锁环式同步器的基本结构。锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。锁止元件是做在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上齿的端部，且端部均为斜面，称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈3。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑块宽一个接合齿。图8-1 锁环式同步器1、4锁环 2滑块 3弹簧圈 5、8齿轮 6啮合套座 7啮合套8.3 锁环式同步器的工作原理 换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，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，并由滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，如图8-2a所示，使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态，换挡的第一阶段工作至此已完成。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接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了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，啮合套上的接合齿在换挡力作用下通过锁环与齿轮上的接合齿啮合如图8-2b)所示，完成同步换挡。锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。a) 同步器锁止位置 b) 同步器换挡位置图8-2 锁环式同步器工作原理1 锁环 2啮合套 3啮合套上的接合齿 4滑块8.4 摩擦力矩的计算换档时作用在变速杆手柄上的力=100N ,变速杆手柄到啮合套的传动比取2.5，则作用在同步器摩擦锥面上的轴向力F应为则F=1002.50.92=230N由此算得工作面上的摩擦力矩为=50968.5 锁环式同步器主要尺寸的确定8.5.1 摩擦锥面上的螺纹槽在选择螺纹槽螺线的顶部设计尺寸时，考虑刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果。若宽度过窄影响接触面压强，使磨损加快。过宽则刮油效果不好。试验还证明：螺纹的齿顶宽对f的影响很大，f 随齿顶的磨损而降低，换档费力，故齿定宽不易过大。螺纹槽设计的大些，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。本设计采用如图8-3螺纹槽：图8-3 螺纹槽结构尺寸8.5.2 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。由 得5.71 ，经验值6，本次设计取。8.5.3 摩擦锥面平均半径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摩擦锥环径向厚度尺寸要取小的约束。原则上尽可能大。参照草图绘制取R=27mm。8.5.4 锥面工作长度同步环锥面工作长度b与磨擦材料,表面压力，表面形状等因素有关。p为摩擦面许用压力,黄铜合金与黄铜合金取p=1.5MPa；为摩擦力矩；f为摩擦因数；R为摩擦锥面平均半径(mm)； 即在本次设计中取b=7.4。8.5.5 锁止角锁止角选的正确，可以保证只有在换档的两部分之间角速度差达到零才能进行换档。影响锁止角的因素主要是摩擦因数、摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有锥面的锁止角在26范围变化。取锁止角为。第九章 变速器操纵机构根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。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、自锁和倒挡锁装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。变速器杆力传动比的范围一般是：直接操纵时多为57；当变速杆装在转向管柱上时多为68。9.1 操纵方式1. 直接操纵手动换挡变速器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挡功能的手动换挡变速器，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，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。2. 远距离操纵手动换挡变速器在变速器离驾驶员较远时，需通过转换机构才能完成换挡功能，如图9-1所示。可以看出，司机用手拨动变速器杆时，它驱动一套连杆机构，通过它们完成换挡。为使这套机构能够正常工作，对它的基本要求是：具有足够的刚度，并且各连接件间隙不能过大，否则，换挡手感不明显，并且变速器杆容易颤动。图9-1 变速器远距离操纵的一种形式为满足上述要求，变速杆支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换挡传动机构、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。图9-2所示为远距离操纵手动换挡变速器的工作原理图。图9-2 远距离操纵手动换挡变速器的工作原理图考虑本次设计为轻型货车变速器设计，结合总体设计布置方案，采用直接操纵方式换挡。9.2 锁止装置1互锁装置互锁装置是保证移动某一变速换挡拨叉轴时，其他拨叉轴被锁住，互锁装置的结构主要有以下几种：1) 互锁销式互锁装置的工作情况如图9-3所示。当变速器处于空挡位置时，所有拨叉轴的侧面凹槽同钢球、互锁销都在一条直线上。当移动中间拨叉轴6时(见图9-3 a，其两侧的内钢球从侧凹槽中被挤出，而两外钢球2和4则分别嵌入拨叉轴1和5的侧面凹槽
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