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1轻型载货汽车变速箱设计轻型载货汽车变速箱设计 学生姓名： 学 号： 年级专业及班级： 指导老师及职称： 学 院： 提交日期：2018 年 11 月2目录目录第一章第一章 前言前言31.1 变速器的发展环绕现状31.2 本次设计目的和意义4第二章第二章 传动机构布置方案分析及设计传动机构布置方案分析及设计 52.1 传动机构结构分析与类型选择52.2 变速器主传动方案的选择52.3 倒档传动方案62.4 变速器零、部件结构方案设计62.4.1 齿轮形式62.4.2 换档机构形式62.4.3 防脱档措施72.4.4 变速器轴承设计82.5 传动方案的最终确定8第三章第三章 齿轮设计及计算校核齿轮设计及计算校核93.1 传动比范围93.2 齿轮参数103.3 各档齿轮齿数的分配和各档传动比123.3.1 确定一档齿轮的齿数123.3.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数133.3.3 确定其他各档的齿数133.3.4 确定倒档齿轮齿数143.3.5 变速器齿轮的变位153.3.6 齿轮主要参数163.4 齿轮强度计算及校核173.4.1 各轴的转矩计算173.4.2 斜齿齿轮弯曲强度校核183.4.3 斜齿齿轮接触应力校核19第四章第四章 轴和轴承的设计计算轴和轴承的设计计算214.1 轴的功用及设计要求214.2 初选轴的尺寸214.3 轴的刚度与强度计算224.3.1 轴的刚度校核224.3.2 轴的强度校核234.4 键的设计与校核24结结 论论25参考文献参考文献263第一章第一章 前言前言变速器是轻型载货汽车动力系统中的重要部件，它直接影响着驾驶的操控感觉和乘坐的舒适性。曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了轻型载货汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久的将来被淘汰，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，手动变速器仍然占有一定的比例，可以看出手动变速器不会过早的离开2。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，通常要装载数吨的货品，面对如此重的载荷，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“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轻型载货汽车发展历史，资历较深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的轻型载货汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的轻型载货汽车驾驶学校中，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。最后，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，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是 5 档手动变速。所以，我相信变速器永远不会被淘汰，那么设计一款具有防后溜的手动变速箱具有明显的社会效益和经济效益。本论文将根据轻型载货汽车变速性能的特点以及实际的需求设计一个轻型载货变速器。1.1 变速器的发展环绕现状从现代轻型载货汽车变速器的市场状况和发展来看, 全世界的各大广商都对提高AT 的性能及研制无级变速器 CVT 表现积极, 轻型载货汽车业界非常重视 CVT 在轻型4载货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轻型载货汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种, 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轮叶片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。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了 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, 到2008 年, 欧洲的 50的 MT 将会被 AMT 代替, 同时部分市场也将会被占领。总之, 变速器是轻型载货汽车除发动机外的主要装置之一, 伴随着轻型载货汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 轻型载货汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。1.2 本次设计目的和意义随着轻型载货汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为轻型载货汽车发展的趋势。而变速器设计是轻型载货汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：（1）手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟，长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。（2）手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。（3）手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。（4）维修方便，维修成本便宜。（5）可以给轻型载货汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。但是手动变速箱由于换档结构的特点在安全性上有一定的不足，所以本次设计具有防后溜装置的手动变速箱，在市场经济的形势下，既可以取得足够的社会经济效益，同时还能提高广大驾驶者的安全性。5第二章第二章 传动机构布置方案分析及设计传动机构布置方案分析及设计2.1 传动机构结构分析与类型选择（1）两轴式变速器。两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动轻型载货汽车上，变速器传动比较小。两轴式变速器的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用齿轮圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动。与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，所以有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经过一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。可是两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。（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轻型载货汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。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，而第二周的末端经花键与万向轴连接。（3）三轴式变速器如图 1 所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。由于本设计的轻型载货汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。2.2 变速器主传动方案的选择中间轴式五档变速器传动方案示例。所示方案中，除一、倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。b、c、d 所示方案的各前进档均采用常啮合齿轮传动。所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置可以提高轴的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。6以下列各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。变速器用的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。2.3 倒档传动方案为常见的倒档布置方案。本设计采用的传动方案。因为方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而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。方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了所示方案。所示方案是将中间轴上的一，倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用方案。其缺点是一，倒档须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，变速器的低档与倒档，布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高档顺序布置各档齿轮。2.4 变速器零、部件结构方案设计变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。2.4.1 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档和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、运转平稳、工作噪音低等优点；缺点是制造复杂，工作时有轴向力，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。 2.4.2 换档机构形式 变速器换档结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。7 直齿滑动齿轮换档方式一般仅用于一档和倒档上，其优点是结构简单、紧凑，制造、拆装和维修工作容易；缺点是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圆柱齿轮换档会在齿轮端面产生冲击，并伴随噪音，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。 用啮合套换档方式换档不仅换档行程短，同时因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换档冲击，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。重型货车档位间的公比较小，换档机构连接件之间的角速度差也小，而且要求换档手感强，因此可采用啮合套换档。与同步器换档比较，啮合套换档具有结构简单，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。 同上述两种换档方法比较，同步器结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环（摩擦件）使用寿命短。但使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪音，且与驾驶员的操作技术的熟练程度无关，从而提高了轻型载货汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。现在大多数轻型载货汽车的变速器都采用同步器换档。 凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现，但必须遵循档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档的原则8.9.10。2.4.3 防脱档措施自动脱档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，都可能导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施之外，目前在结构上采取的有效措施有将两接合齿轮的啮合位置错开；将啮合套做的较长；将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄；将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角，使啮合齿面产生阻止自动脱档的轴向力这几种方案。(1)将两接合齿轮的啮合位置错开。在啮合时，使接合齿轮端超过被接合齿约13mm。使用中粮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档。(2)将啮合套做的较长。在啮合时，是接合齿（主动）超过被接合齿（被动） 。在传动过程中，利用研磨成形成凸肩，以阻止接合齿自动脱开。 (3)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切除 0.30.6mm） ，这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档。 (4)将啮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8面产生阻止自动脱档的轴向力，这种方案应用较多。将接合吃的齿侧设计并加工成台阶状，也具有相同的阻止自动脱档的效果11。2.4.4 变速器轴承设计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。变速器应结构紧凑，大尺寸的轴承布置困难。第二轴上前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴承采用圆锥滚子轴承。2.5 传动方案的最终确定通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图 4 所示。其传动路线：1 档：一轴12中间轴1099、11 间同步器二轴输出2 档：一轴12中间轴875、7 间同步器二轴输出3 档：一轴12中间轴655、7 间同步器二轴输出4 档：为直接档，即一轴11、3 间同步器二轴输出5 档：加速时：一轴12中间轴14431、3 间同步器二轴输出倒档：一轴12中间轴1213119、11 间同步器二轴输出。9第三章第三章 齿轮设计及计算校核齿轮设计及计算校核本次设计主要是针对轻型载货汽车市场的绝大部分轻型载货汽车，所以相关参数接近最常见的车型。具体数据如表 1表 1 主要参数基本参数基本参数 参数值参数值主减速比6.142最高时速（km/h）98 km/h轮胎型号7.00R15发动机型号HR16DE最大扭矩（Nm/rpm）206/1700 Nm/rpm最大功率（kw/rpm）70/3400 kw/rpm最高转速（r/min）6500 r/min轻型载货汽车自重(kg)1490 kg承载质量(kg)2400 kg3.1 传动比范围变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比的比值，取决于轻型载货汽车行驶的道路条件和发动机的功率与轻型载货汽车的质量之比（比功率）4。目前载货车的传动比范围在 3.04.5 之间，总质量轻些的商用车在 5.08.0 之间。选择最低档传动比6时，应根据轻型载货汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、轻型载货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。对于经常在城市和良好公路上行驶的轻型载货汽车，最大爬坡度在 10左右。在沥青路面上车轮的滚动阻力系数为 0.02。f轻型载货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。故有6maxmaxmax0max)sincos(mgfmgriiTrTgIe则由最大爬坡度要求的变速器档传动比： （1）0maxmaxiTrmgierg10式中 m轻型载货汽车总质量； g 重力加速度；max道路最大阻力系数； 驱动轮的滚动半径；rrTemax 发动机最大转矩； i0主减速比； 轻型载货汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件： （22maxGriTrgIe）求得的变速器 I 档传动比为： （30max2iTrGiergI）式中 G2轻型载货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=0.50.6。由已知条件：满载质量为 3890kg；=311mm；Te rrmax=153Nm；i0=6.142；=0.96。根据公式（3-1）可得：igI 2.31。根据公式（3-2）可得：igI 4.23。故取igI =3.8超速档的传动比一般为 0.70.8，本设计取五档传动比ig=0.75。轻型载货汽车变速器各档的传动比应该按等比级数分配： = （4gIVgIIIgIIIgIIgIIgIiiiiiiq） 式中 q常数，各档之间的公比。可得： 1minmaxnggiiq（5）的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得出：=1.5。q故有：=2.53、1.67、1.13（修正为 1） 。gIIigIIIigIVi113.2 齿轮参数（1）齿轮模数 m齿轮模数是一个重要的参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数，要保证齿轮有足够的强度，同时兼顾对噪音和质量的影响。减小模数，会增加齿宽，会使噪音减小；反之，则能减轻变速器质量。对载货车，降低噪音意义较大，一般采用小模数、大齿宽的齿轮，其模数一般为2.253.0;对商用车，减小变速器质量意义较大，一般采用较大模数的齿轮,其模数一般为 3.506.0。另外，所选模数应符合国家标准 GB/T 1357-1987渐开线圆柱齿轮模数的规定，优先选用第一系列模数，尽量不选括号内的模数 。本设计一档齿轮模数取 3，其他取 2.5。表 2 轻型载货汽车变速器常用的齿轮模数（摘自 GB1357-1987） （mm）Table2 Automobile transmission gear modulus (from the GB1357-1987) (mm)第一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00第二系列 1.75 2.25 2.75 (3.25) 3.50 (3.75) （2）压力角力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪音较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于载货车，为了降低噪音，应选用 14.5、15、16、16、5等小些的压力角。对于商用车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角；啮合套或同步器的压力角有 20、25、30等。国家规定的齿轮标准压力角为 20，啮合套或同步器为 30。所以本设计中选取齿轮压力角为 20，啮合套或同步器的压力角 为 30。（3）螺旋角随着齿轮的螺旋角增大，齿轮啮合的重合度增加，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于 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，以 1525为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度来说，应当选择较大的螺旋角。中间轴上的齿轮螺旋方向应一律右旋，则第一，第二轴上的斜齿轮取为左旋。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：对载货车，中间轴式变速器为2234。本设计初选取一档、二档、倒档齿轮螺旋角为 23，三档、四档、五档齿轮螺旋角为 27。（4）齿宽 b12在选择齿宽时，应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等均有影响。通常根据齿轮模数）n(mm的大小来选定齿宽2，对直齿：mkbc，ck为齿宽系数，取 4.58.0；对斜齿：nckbm，ck取 6.08.5。本设计取齿宽系数为 7.0。（5）齿轮变位系数和齿顶高系数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的和为零。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相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零，且可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。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，最高档和一轴齿轮副的c可取-0.20.2。随着档位的降低，总变位系数c应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的c值。一档齿轮的c值可以选用 1.0 以上。规定齿顶高系数 ha*=1，径向间隙系数 c*=0.25。（6）齿轮材料的选取。为提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力，现代轻型载货汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢，其表面的硬度高，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。值得指出的是，对齿轮进行强力抛丸处理后，齿轮弯曲疲劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。国内轻型载货汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，心部硬度为 3348HRC 国外轻型载货汽车变速器齿轮大都选用铬镍合金钢。3.3 各档齿轮齿数的分配和各档传动比在初选中心距、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。133.3.1 确定一档齿轮的齿数已知一档传动比 （6）10912zzzzigI为了确定 Z9和 Z10的齿数，先求其齿数和：Z （7）nmAzcos2其中 A =77mm、m =3；故有，取整得 47。当载货车中间轴式的变速器25.47Z时，则，此处取=16，则可得出=31。8 . 35 . 3gIi范围内选择可在171510Z10Z9Z上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式 7 看Z出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正Z后的中心距作为以后计算的依据。因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和ZZ齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依AA据。=76.59mm cos2mAn0Zcos232473取整为 A=78mm。3.3.2 确定常啮合传动齿轮副的齿数由式 6 求出常啮合齿轮的传动比 （8）91012zzizzgI由已知数据可得： 96. 112zz而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距： （9）cos2)(21zzmAn由此可得： （10nmAzzcos221）根据已知数据可计算出：。59.5521 ZZ14联立方程式可得：=18、=37。则根据式 6 可计算出一档实际传动比为：igI 1Z2Z=3.98。3.3.3 确定其他各档的齿数二档传动比: （11）8712zzzzigII而故有：，对于斜齿轮：53. 2gIIi3 . 1/87zz （12）nmAzcos2故有： 44.5787 ZZ联立方程式得：。根据式 11 可计算出二档实际传动比为：243387ZZ、2.83。gIIi从减少或消除中间轴上的轴向力出发，齿轮还须满足下列关系： （13）zzIV82sinsin发现上述数据刚好满足。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 、2.29；五档齿轮 292665ZZ、gIIIi、0.84。391643ZZ、gVi综上所得修正后的各档传动比如表 3表 3 修正后的各档传动比Table1 Revised each block transmission档位传动比一档3.98二档2.53三档2.29四档1五档0.84倒档5.07153.3.4 确定倒档齿轮齿数一般情况下，中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取。1512Z而通常情况下，倒档轴齿轮取 2123，此处取=23。13Z13Z为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 12 和 11 的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，则齿轮 11 的齿顶圆直径应为11eDADDee25 . 021112即：=2822.5151=125.5mm121211eeDAD可得： =2=48.2 取48。21111mDZe5 . 25 .12511Z本设计取。3711Z 由 （141212131311zzzzzzigr）可计算出。07. 5gri因本设计倒档齿轮也是斜齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距：，取 。mmzzmAn6 .51cos2)(1312mmA53而倒档轴与第二轴的中心距：，取。mmzzmAn1 .82cos2)(1311 mmA84 3.3.5 变速器齿轮的变位（1）一档齿轮的变位端面啮合角：t 得 =21.57 （15）10-9cos/tantanntt端面啮合角：t 得=24.05 ttAAcoscos0t（16）16变位系数之和=0.42 （17）nttcinvinvzztan2)(109（齿轮 10 不根切的最小变位系数为： 0588. 0171617min10938. 1zzu109 查变位系数表得： ，35. 01007. 010c9计算精确值： 得 =25.33 10-9109cos2mAZn10-9（2）二档齿轮的变位端面啮合角： 得 =21.57t8-7cos/tantanntt 啮合角： 得 =24.05 tttAAcoscos0t变位系数之和 =0.53 （18nttcinvinvzztan2)(87（） 375. 1zzu87查变位系数表得： ， 41. 0812. 08c7计算精确值 得 =24.01 10-987cos2mAZn8-7（3）其它各档位齿轮的变位系数。根据以上方法可得：三档参数：， ， =28.1920. 0617. 056-5四档参数：，=28.19185. 01185. 022- 1五档参数：， ， =28.1916. 0421. 034-3倒档参数：， ， =24.0135. 01268. 01113. 013r3.3.6 齿轮主要参数表 4 为渐开线斜齿轮圆柱齿轮的计算公式8：表 4 渐开线斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算17Table4 The geometry size calculation of inclined gear 名称 代号 计算公式 端面模数 tmcos/ntmm 分度圆直径 dcos/zmdn齿顶高 ahnnanamyhh)(齿根高 fhnanfmchh)(齿全高 hfahhh齿顶圆直径 adaahdd2齿根圆直径 fdffhdd2当量齿数 vz3vcos/zz 节圆直径 dzAzd/2注：表中长度单位均为 mm，角度单位均为（） 。 式中 ；ncnyynnmAAy/ )(0由表 4 可以得出齿轮参数，归纳如下表 5：表 5 齿轮主要参数Table5 Gear main parameters 齿轮 齿数 模数(mm) 分度圆直径（mm） 齿顶圆直径(mm) 齿跟圆直径(mm) 16 3 53.12 60.15 47.7210z 31 3 102.89 108.22 95.819z 24 2.5 65.68 71.25 61.488z 33 2.5 90.31 94.43 84.667z 29 2.5 82.26 87.58 77.016z 26 2.5 73.75 78.67 68.355z 39 2.5 110.62 115.79 105.174z 16 2.5 45.38 50.80 40.183z 37 2.5 104.95 107.32 99.632z 18 2.5 51.05 56.32 48.391z 15 2.5 41.05 48.37 36.5512z 23 2.5 62.95 69.02 57.3513z 40 2.5 101.26 108.43 97.0111z183.4 齿轮强度计算及校核3.4.1 各轴的转矩计算发动机最大扭矩为 153 Nm，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 98%，轴承传动效率 96%。第一轴：=15398%96%= 143.94Nm1T承离maxeT中间轴：=143.9496%99%37/18= 281.20Nm2T121iT齿承第二轴：一档：=281.200.960.9931/16=517.80Nm109231iTT齿承 二档：=281.200.960.9933/24=367.47Nm87232iTT齿承三档：=281.200.960.9929/26=298.09Nm65233iTT齿承四档：Nm95.269T234承T五档=281.200.960.9916/39= 109.64Nm43235iTT齿承倒档：=281.200.960.9923/15=409.79Nm12132riTT齿承3.4.2 斜齿齿轮弯曲强度校核 （19）ZtwbtyKKF式中为弯曲应力（MPa） ；为圆周力（N） ，其中为计算载荷WtFdTFgt/2gT（Nmm） ，d为节圆直径；为应力集中系数，可近似取值为 1.50；为重合度影KzK响系数，取=2.0；b 为齿宽（mm） ，取 18；t 为法向齿距（mm） ，；y 为zKnmt齿形系数，如图 6 所示。将，代入式 20 可得：dTFgt/2mt （20ZngwyKzKmKTc3cos2）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，对载货车常啮合齿轮和maxeT高档齿轮，许用应力2在 180350MPa范围。（1）计算一档齿轮的弯曲应力。已知参数：， ，319z1610z33.2542v9z21v10z19Nm， Nm。20.2812T80.51731T查图 6 可知：，158. 09y164. 010yaKKymzKTcnwMP55.2411027158. 0273114. 35 . 1904. 08 .5172cos23939109319aKKymzKTcnwMP86.2441027164. 0271614. 35 . 1904. 02 .2812cos2310310109210、均在许用应力范围内，故满足设计要求。9w10w（2）同理可求其余各档齿轮的弯曲应力。二档： awMP82.3117awMP23.2738三档： awMP01.2745awMP92.2166四档： awMP74.3491awMP02.1722五档： awMP95.1673awMP17.1644、均在许用应力范围内，故满足设计1w2w3w4w5w7w8w6w要求。3.4.3 斜齿齿轮接触应力校核 （21bzgjdbET11coscos418. 0）式中：为轮齿的接触应力（MPa） ；为计算载荷（N.mm） ；为节圆直径(mm)；jgTd为节点处压力角（） ，为齿轮螺旋角（） ；为齿轮材料的弹性模量（MPa） ；E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)，斜齿bzb轮、；、为主、从动齿轮节圆半径(mm)。2cossinzzr2cossinbbrzrbr将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触2/maxeT应力见表 6。j弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽。EncmKb 表 6 变速器齿轮的许用接触应力Table6 Transmission gear of allowable contact stress 齿轮 渗碳齿轮（MPa） 液体碳氮共渗齿轮（MPa）一档和倒档 19002000 950100020 齿轮 渗碳齿轮（MPa） 液体碳氮共渗齿轮（MPa）常啮合齿轮和高档 13001400 650700（1） 计算一档齿轮的接触应力。mm mm11.53) 1/(210-910uAd90.1021010-99dudmm mm12.11cossin2zzr53.21cossin2bbr已知，Nm， Nm。319z1610z33.2520.2812T80.51731T19002000MPaadbETbzjMP48.117611coscos418. 0931919002000MPaadbETbzjMP79.120611coscos418. 010210（2） 计算二档齿轮的接触应力。mm68.65) 1/(28-78uAdmm32.90108-77dudmm47.13cossin2zzrmm52.18cossin2bbr已知，Nm， Nm。337z248z01.2420.2812T47.36732T19002000MPaadbETbzjMP18.111811coscos418. 0732719002000MPaadbETbzjMP06.114711coscos418. 0828（3） 其余各齿轮的接触应力。按照上述方法校核其余各档齿轮的接触应力，校核结果如下表 7：表 7 各齿轮的接触应力Table7 The gear contact stress 齿轮 接触应力（MPa） 1120.026z 1092.095z 944.104z 920.363z 938.142z21 齿轮 接触应力（MPa） 1317.941z 1368.8011z 1918.6512z 1864.3813z 由此可知，各齿轮接触应力均小于许用接触应力。所以设计满足要求。22第四章第四章 轴和轴承的设计计算轴和轴承的设计计算4.1 轴的功用及设计要求变速器轴在工作时承受转矩和弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上的花键型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺而最后确定。4.2 初选轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依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。在草图设计时，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轻型载货汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大直径4： （22Ad）（60. 045. 0）则 mmAd8 .461 .357860. 045. 06 . 045. 0）（）（ 故可取第二轴的最大直径，中间轴的最大直径。mmd42max2mmd39max中第一轴花键部分： （23）3maxeTKd 式中： K 为经验系数，K=4.0-4.6，为发动机的最大扭矩（Nm） 。maxeT则 mmTKde60.2439.211536 . 40 . 433max）（故可取第一轴花键部分直径为 23mm。为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的最大直径与轴的长度L的关系可按下式选取：maxd中间轴：/L=0.160.18； 故中间轴的长度可初选为 243mm。max中d第二轴：/L =0.180.21； 故第二轴的长度可初选为 230mm。max2d 第一轴的长度： L=/(0.160.18)，L取 143mm。d234.3 轴的刚度与强度计算4.3.1 轴的刚度校核变速器的刚度用轴的挠度和转角来评价。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。档位不同，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，所以应当对每个档位都进行检验。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maxeT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。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：cfsf （24）EILbaFfc3221 （25）EILbaFfs3222 （26EILababF31）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1F2F力（N） ；为弹性模量（MPa） ，=2.06105MPa；为惯性矩（mm4） ，对于实心轴，EEI；为轴的直径（mm） ，花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力644dIdab距支座、的距离（mm） ；为支座间的距离（mm） 。ABL轴的全挠度为mm。2 . 022scfff轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。 cf sf齿轮所在平面的转角不应超过 0.002rad11。轴的受力分析如图 6 所示中间轴已知：N，N，=39mm，35.1058710tF37.426310rFdmm13.232a10mm mm。6210b13.285L=0.09944210210r10103aF64ELdbfcmm10. 005. 0=0.04ELdbFft42102101010s3a64mm15. 010. 0mm2 . 0107. 021021010scfff24=-0.00047rad0.002rad41010101010r103aF64ELdabb其余各档时中间轴与第二轴的刚度校核计算方法同上，可知变速器在各档工作时均满足刚度要求。4.3.2 轴的强度校核作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在
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