机械式四档变速器设计（含18张CAD图纸和说明书）
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摘 要 汽车上广泛使用的活塞式发动机，其输出的转矩和转速的变换范围很小，而汽车在行驶时所遇到的复杂的道路条件和使用条件要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化，为此，在汽车的传动系中设置了变速器。汽车变速器作为汽车传动系统中的重要部件，在动力传输过程中起到了降速增距、实现汽车倒向行驶、中断动力传输以等作用。本设计为一个中间轴式四挡变速器，由于是二吨轻型货车采用，汽车最大速度要求不大，所以设计时取最大车速为100km/h,采用直接挡为最高挡,而不采用有超速挡的情况。为了加工的简便，以及经济方面考虑，各挡齿轮的模数基本相同，这样就减少了加工时的成本。在设计中，对发动机的选择，变速器的形式、结构以及倒挡布置，变速器齿轮的形式、材料以及各挡齿轮的基本参数确定进行了分析和选择。在计算方面，对变速器齿轮、变速器轴与轴承及各主要部件进行了计算及强度校核，对轴承进行了寿命计算并对主要参数选择进行了分析和说明。本设计还包括了汽车行业当前的变速器的发展状况。在选取各种结构时，均从当前汽车行业中使用到的各种情况中考虑，选取的均是在条件允许下的最好的情况，体现了现代汽车的一个潮流。关键词:变速器；齿轮；变速器轴；基本参数；强度校核Abstract The piston internal combustion engine is widely used in automobiles, but the range of its output speed and torque conversion is not very large. During the driving of the car, due to various reasons of the road conditions or the requirements of the use conditions of the car, the driving force of the car And the speed of the vehicle generally requires a wide range of changes. In order to meet the above requirements, a transmission is provided in the drive train of the automobile. The transmission plays a considerable role in the transmission system of the car. The main performance is that it plays a role in reducing the speed and increasing the torque in the power transmission process of the car, realizing the reverse driving of the car, and interrupting the power transmission. Etc.The design of this paper is an intermediate shaft four-speed transmission. In the design, firstly, the functions and requirements of the transmission are described in general. Then, the selection of the transmission type and the transmission scheme are designed. The transmission mechanism of the transmission is analyzed. The control mechanism scheme is described. In terms of calculation, the selection of main parameters of the transmission, the selection of the transmission ratio, the design calculation of the transmission shaft, the selection of the transmission bearings and the selection of the main parameters of the bearing life calculation were analyzed and explained. This design also explained the disassembly and assembly sequence of the transmission and the precautions of assembly assembly in detail. In selecting various components, considering the current situation and current situation in the automotive industry, the selection is the best when conditions are met, which represents a vane of modern cars. In addition, for the convenience of processing and economic considerations, the modulus of each gear is basically the same, which reduces the cost of processing.Key words: Transmission gearbox；Gear； Transmission gearbox axis； Basic parameter； Intensity examinati目 录摘 要IAbstractII第1章 绪 论11.1 变速器的功用和要求1第2章 变速器的方案论证22.1 变速器类型选择及传动方案设计32.1.1 结构工艺性32.1.2 变速器的径向尺寸42.1.3 变速器齿轮的寿命42.1.4 变速器的传动效率42.2 变速器传动机构的分析22.2.1 换挡结构形式的选择32.2.2 换挡的形式及布置方案32.3 变速器操纵机构方案分析52.3.1 变速器操纵机构的作用52.3.2 变速器操纵机构应满足的要求52.3.3 换挡位置52.4 变速器传动方案的设计52.4.1 整车总布置32.4.2 驾驶员的使用习惯42.4.3 提高平均传动效率42.4.4 改善齿轮受载状况6 第3章 变速器设计计算83.1 变速器主要参数的选择93.1.1 轴的直径93.1.2 传动比的选择103.1.3 中心距A103.1.4 齿轮参数选择103.1.5 齿轮的强度校核113.2 变速器轴的设计计算113.2.1 轴的功用及设计要求113.2.2 轴尺寸初选123.2.3 轴的结构形状123.2.4 轴的受力分析113.2.5 轴的强度计算及校核113.2.6 轴的刚度计算及校核113.2.7 轴上花键的设计计算113.3 变速器轴承的选择133.3.1 几种轴承的特点133.3.2 类型的选择143.3.3 校核轴承寿命143.4 同步器的设计143.4.1 惯性式同步器143.4.2 同步器工作原理153.5 花键的校核17第4章 变速器总成的拆装顺序364.1 变速器的装配顺序324.2 变速器的拆卸344.3 变速器总成装配应注意的问题34参考文献38结束语39致谢40附录.41IV第1章 绪 论1.1 变速器的功用和要求活塞式内燃发动机在汽车上使用相当广泛，但它输出的转速和转矩变换的范围不是很大，汽车在行驶的过程当中，由于路况的各种原因或汽车使用条件的要求，汽车的驱动力和车速一般要求在相当大的范围内进行变化。为了达到上述要求，在汽车的传动系中设置了变速器。变速器在汽车的传动系统中起着相当大的作用，主要表现是：在汽车的动力传输过程中起到了降低速度增大转矩的作用，实现了汽车的倒向行驶的作用，以及中断动力传输等作用。要想使汽车变速器的工作性能非常优秀，在设计时就要考虑变速器以下的基本要求和使用条件：一是为了使汽车具有很好的动力性和低油耗，要考虑合理地选择变速器的挡数和传动比；二是变速器的工作性能稳定，在使用过程中不应该有自动跳挡、脱挡和换挡冲击现象发生；另外还有就是在使用过程中避免出现误挂倒挡的现象发；三是操控方便省力，以便使驾驶员不易出现疲劳；四是使变速器的传动效力更高而且噪音也不大。为了提高机器的工作效率和减小噪音，要提高它的制造和安装精度，设置合理的齿轮形式和结构参数，以及设置直接挡来减少齿轮的啮合损失；五是设计时要最大化地做到降低质量，缩小体积，使它结构显得紧凑，以及降低成本；六是要考虑生产制造简单，出现故障时维修简易，使用时间长等；七是生产过程中各项指标要符合国际标准，零部件要标准化，便于使用和推广；第2章 变速器的方案论证2.1 变速器的方案论证变速器按照不同的分类方法其种类很多，按照它的传动比改变方式可以分为有级变速和无级变速。有级变速器根据前进挡挡数的不同，可以分为三、四、五挡和多挡变速器；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）式和综合式变速器。在现实生活中，固定式变速器应用相对来说较为广泛，固定式变速器又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。现代科技发展日新月异，现代汽车更新换代也很快。现在的汽车厂家生产的汽车变速器采用三轴式变速器比较多，现在市面上有些汽车是发动机前置，是前轮驱动汽车，因为它的变速器传动比小，所以采用两轴式变速器。下文论述的是三轴式和两轴式变速器的传动方案，除了要考虑汽车的总体结构要求外，汽车的变速器要采用哪一种方案，主要是要考虑以下几个方面的问题：2.1.1 结构工艺性两轴式变速器采取输出轴与主减速器主动齿轮做成一体的工艺，当发动机横置时用圆柱齿轮，当发动机纵置时，主减速器用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，因此简化了制造工艺。2.1.2 变速器的径向尺寸对于相同的传动比要求，两轴式变速器的前进挡为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。2.1.3 变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低挡齿轮副的大小相差很大，小齿轮工作时循环次数比大齿轮要高，所以小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进挡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。在直接挡时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。2.1.4 变速器的传动效率两轴式变速哭其传动比相对来说比较好，有近等于1的传动比，但它仍有一对齿轮传动，所以仍有功率的损失。三轴式变速器，其结构中将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，所以传动效率高，磨损小，噪声也较小。 现代人们生活中的汽车尤其是微型汽车，变速器采用两轴式相对较多，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，这样设计的好处是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。2.2 变速器传动机构的分析本次论文所述的采用中间轴式变速器，在各挡数相同的条件下，各变速器的差别主要是常啮合齿轮对数，换挡方案和倒挡传动方案。2.2.1 换挡结构形式的选择 目前，汽车上的机械式变速器的换挡结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。（1）滑动齿轮换挡滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。通常是采用滑动直齿轮换挡，但也有采用滑动斜齿轮换挡的。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用在一挡和倒挡上。 （2）啮合套换挡用啮合套换挡，能将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，要求换挡手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器。用啮合套换挡优点，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。 （3）同步器换挡现在大多数汽车的变速器都采用同步器换挡。使用同步器的优点能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，与操作技术熟练程度相关不大，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。上述三种换挡方案，根据各自的优缺点，可同时用在同一变速器中的不同挡位上，通常情况下倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套.本次设计方案一、二挡和三、四挡采用同步器换挡，倒挡则使用倒挡轴上滑动直齿轮换挡。2.2.2 倒挡的形式及布置方案在现实生活中，倒挡使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒挡。为实现传动有些利用在前进挡的传动路线中，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2.1倒挡的布置方案常见的倒挡结构方案有以下几种：方案一（如图2.1a）所示）在前进挡的传动路线中，加入一个传动，使它结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案一般用于轿车和轻型货车的四挡全同步器式变速器中比较。方案二（如图2.1b）所示）这个方案的优点是可以利用中间轴上一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换挡时两对齿轮必须同时啮合，致使换挡困难。某些轻型货车四挡变速器采用此方案。方案三（如图2.1c）所示）这个方案能获得较大的倒挡传动比，突出的缺点是换挡程序不合理。方案四（如图2.1d）所示）这个方案针对前者的缺点作了修改，经常在货车变速器中使用比较多。方案五（如图2.1e）所示）这个方案中，将中间轴上一挡和倒挡齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。方案六（如图2.1f）所示）这个方案中，用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡方便。方案七（如图2.1g）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，其缺点是一挡和倒挡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、7五种方案用于五挡变速器。结合上面的分析，本次设计采用输出轴上直齿滑动换入倒挡换挡方式。它的优点是：结构简单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力以及成本不高，但换挡时容易发生冲击，产生噪声大寿命短是其不足之去。2.3 变速器操纵机构方案分析2.3.1变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各挡齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，精准地啮合齿轮，获得要求的挡位，而且又不允许同时挂入两个挡位。2.3.2 设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求一要有锁止装置，其中包括自锁、互锁和倒挡锁; 二要使换挡动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;三要使驾驶员便于操控，得到必要的手感。2.3.3 换挡位置 一是按换挡次序来排列 ； 二是将常用挡放在中间位置，便于操控，使用少的其它挡放在两边； 三是将倒挡安排在最靠边的位置，这样安排的目的是为了避免误挂倒挡，有时与1挡组成一排。2.4 变速器传动方案的设计2.4.1 整车总布置变速器安置在什么位置，根据整车的总布置来衡量，采用发动机前置前驱动还是发动机前置后驱动等等来通盘考虑，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换挡机构提出要求。这些问题都牵连着变速器的设计方案。2.4.2 驾驶员的使用习惯人们习惯于按挡的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换挡，如下图b和c。倒挡是一个比较特殊的挡位，虽然它是平常换挡序列之外的一个特殊挡位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。例如在四挡变速器中采用的基本序列组合方案有三种，见图2.2。其中b和c是倒挡与序列不结合的方案，即挂挡时，需先换位再挂倒挡。倒挡与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。按习惯，倒挡最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒挡与一挡放在一起较好。 图2.2 挡位布置方案根据以上的要求，本次设计的挡位布置方案如图2.3所示： 图2.3 挡位布置方案2.4.3 提高平均传动效率在三轴式变速器中，一般采用具有直接挡的传动方案，可能地将使用时间最多的挡位实际成直接挡，以此来提高平均传动效率。2.4.4 改善齿轮受载状况各挡齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高挡齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。 在变速器中根据齿轮的受载状况，来合理安排位置。承受载荷大的低挡齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，这样可以有效减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮因接触应力过高会造成表面点蚀损坏，所以将高挡齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，因此齿轮的偏载也小。 本次设计传动方案如图2.4所示传动路线： 挡：一轴12中间轴87二轴5、7齿轮间的同步器输出 挡：一轴12中间轴655、7齿轮间的同步器二轴输出 挡：一轴12中间轴431、3齿轮间同步器二轴输出 挡：一轴11、3齿轮间同步器二轴输出 R 挡：一轴12中间轴10129二轴输出图2.4 四档变速器传动方案第3章 变速器设计计算3.1 变速器主要参数的选择3.1.1轴的直径 初步确定第一轴花键部分直径 上式中： 表示经验系数的大小，这里取；表示发动机最大转矩的大小，单位为；根据上式计算得： ，在这里取。3.1.2确定传动比在设计中考虑汽车行使在最大的爬坡路面的时候，变速器所提供的最大的驱动力在行驶中要克服坡度阻力，还要克服路面和轮胎之间的滚动阻力，又因为上坡的时候，车速相对来说比较低，所以在计算机没有计空气阻力，用公式表示为： 上面公式中：表示最大驱动力的大小；计算公式为= / Error! No bookmark name given.表示滚动阻力的大小；计算公式为 = 表示最大上坡阻力的大小。计算公式为 =sin 将参数计算公式代入到得： 上面的公式为计算一挡传动比的公式，上面公式中：表示发动机最大扭矩的大小，在这里取；表示变速器一挡传动比的大小；表示主传动器传动比的大小，在这里取；表示汽车总质量的大小，在这里取；表示道路滚动阻力系数的大小，在这里取；表示传动系机械效率的大小，在这里取；表示重力加速度的大小；在这里取；表示驱动轮滚动半径的大小，在这里取；表示汽车最大爬坡度为，因此取根据公式计算得，在这里取 因为 在上面式中，表示一个常数，即表示的是各挡之间的公比的大小，通常的取值小于。 根据中等比性质可知：表示挡位数的大小，在这里取,表示挡数的大小，在这里取 ；(直接挡)经比较数据符合q取值范围的要求。所以, , , 。3.1.3确定中心距A中间式变速器的中心距指的就是中间轴和第二轴之间距离的大小，可以根据下面的公式进行计算：= 表示中心距系数的大小：,在这里取；表示变速器一挡传动比的大小；表示变速器传动效率的大小，在这里取；表示发动机的最大输出转矩的大小，；根据公式计算得所以3.1.4选择齿轮参数（1）选择模数在对齿轮的模数进行确定的时候，主要是看齿轮的质量、强度，还要考虑到齿轮加工的要求，以及运行中齿轮所产生的噪声等因素。根据下面的公式可以计算出齿轮的模数： = 高挡齿轮的模数，在这里取 = =2.935 一挡齿轮的模数上面的式中： 表示斜齿轮法向模数的大小； 表示直齿轮模数的大小； 表示发动机最大扭矩的大小； 表示变速器一挡传动比的大小； 表示变速器传动效率的大小，在这里取；在这次设计中，齿轮的模数用的是相同的模数，所在在这次设计中取；（2）选择压力角如果所取的压力角比较小的时候，那么重合度就会相对越大，那么在传动的过程中，齿轮运行平稳，并且传动的时候所产生的噪音比较低；如果所取的压力角比较大的时候，齿轮的抗弯和表面接触强度就会相对的有所提高，轿车设计的时候，主要是考虑其具有较高的重合度，并且齿轮运行时的噪音小，所以轿车的压力角会取小值，而货车在设计的时候，主要是考虑货车齿轮的承载能力，所以货车的压力角会承大点的值，因此综合考虑在这里变速器齿轮的压力角取标准值。（3）选择螺旋角在确定斜齿轮的螺旋角的取值的时候，主要是考虑到齿轮的强度和轴向力，还要考虑到齿轮在工作中所产生的噪音。如果所取的螺旋角值比较大的时候 ，那么工作中的重合度就会相应的提高，齿轮运行平稳，并且传动的时候所产生的噪音比较低；所取螺旋角越大，那么相应的其强度也会越来越高，但是不能超过，否则齿轮的抗弯强度就会变弱，齿轮在运行中就要受很大的轴向力和轴承载荷。因此在设计中初步确定，（4）确定齿宽b根据下面的公式计算齿宽：直齿齿度计算公式：,表示齿宽系数的大小，通常取斜齿齿度计算公式：，通常取； 小齿轮的齿宽会在计算出来的数据上加宽，因此1、直齿齿度 , , 2、斜齿齿度 在这次设计里中间轴上齿轮暂定用宝塔齿轮，因此:, , , , , , （5）确定各挡齿数Z1、一挡齿轮齿数 根据公式计算斜齿齿数： 在这里取， 计算得大小齿轮和一挡齿轮齿数关系式：，要使传动比值大些，所以这里取,； 在这里取；/ ；由 +在这里取圆整得，；修正=/() %；经比较取值合格；修正由(+)） 所以(+)(+)2、二挡齿轮齿数选择（前面已计算出）/=/ +/ 所以圆整取, ；修正/（） (3.12) 经比较合格；修正5.6(+) (3.13)为了抵消或减少中间轴的轴向力，所取的齿数还满足下面的公式关系： =/(+/)/(+/)经比较两者相差比较小，可以认为轴向力平衡。3、三挡齿轮齿数的确定（上面已计算）/ 由(+ 的这里取,所以/在这里圆整取，；修正=/（） 经比较合格修正(+) (3.17)为了抵消或减少中间轴的轴向力，所取的齿数还满足下面的公式关系：=/(+/)/(+/)经比较两者相差比较小，可以认为轴向力平衡。4、倒挡传动比的选择设计中初步确定，倒挡齿轮通常取2133。因此初步确定。 在前面已确定中间轴和输出轴的中心距那么 计算后圆整得公式计算修正倒挡传动比：同时为了使倒挡齿轮在啮合的过程中，不会干涉运动， 齿轮9、10的齿顶圆的间隙要大于，主要是因为中间轴和倒挡轴之间的中心距A= (+ 在这里取第二轴和倒挡轴之间的中心矩+ 在这里取+根据下面的公式计算齿轮的齿顶圆之间的间隙： 经比较知齿轮可以正常啮合并且运动不受到干涉。修正后各挡的传动比分别为：（6）选择齿轮精度设计中取为6级，为7级。（7）螺旋方向这次设计中的斜齿轮传递扭矩的时候，齿轮会产生轴向力，所以中间轴上的轴向力要有平衡性，设计中第一二轴上面的齿轮螺旋角左旋，使它们受到的轴向力可以作用在变速器的壳体上，而设计中的中间轴上面的齿轮螺旋角用的是右旋，所以两对齿轮在啮合的时候，轴向力的方向不同，齿轮之间的部分轴向力可以相互抵消。（8）选择及计算齿轮变位系数变位系数主要的作用就是可以防止齿轮在运行的过程中相互干涉、根切，还可以配凑中心距，另外变速器齿轮的各挡位的时候接触强度、平稳性等特性要求不同，如果齿轮变位就可以满足所有的要求，因此使齿轮寿命有所提高的最好的办法就是齿轮变位。如果已知和实际的中心距相同的时候，齿轮就可以用高度变位，如果中心距不相同的时候，则可以用角度变位，而齿轮变位用多比较多的是角度变位，主要是因为这样才能使齿轮具有比较好的齿合性，并且传动质量也比较好。计算变位系数： 在前面已计算出实际中心距 根据下面的公式计算出标准中心距： 根据下面的公式计算出端面压力角: 根据下面的公式计算出端面齿合角 : 代入式得： 计算得： 表 3.1000表2为计算所得齿数：表 3.2 173724323224381838172264.17127.8383.89108.11108.1183.89126.6465.36120577234.53.3754.54.133.3754.5303.753.753.7525.84221.03921.03921.03903.333.213.213.213333332020202020 0.1450.1300.1420.1350.1350.1510.1320.1480.1480.1190.132222022201820182020222056.67123.3377.14102.85102.8577.14122.1457.8611451663.752.253.3752.252.633.3752.253.7533350.67114.3370.3994.6194.6170.39113.1451.86106.543.558.5（1）直齿圆柱齿轮各参数计算公式： (2) 斜齿圆柱齿轮各参数计算公式：分度圆直径公式： 端面模数公式=齿顶高公式+） 分度圆直径公式：齿根高公式 齿顶高公式：齿顶圆直径公式： 齿全高公式：齿高公式 齿顶圆直径公式齿顶高系数公式（9）材料选择目前汽车变速器齿轮的制作原材料常用的是渗碳合金钢，能使齿轮的接触疲劳和抗弯曲疲劳的强度比其他的材料高，另外耐磨性也有所提高，在这次设计中变速器的齿轮原材料用的是40Cr。3.1.5校核齿轮的强度1、齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏常见的形式有轮齿折断、齿面点蚀和齿面胶合，为了避免齿轮发生损坏的现象，齿轮的材料用优质钢材，以提高齿面硬度和齿轮的弯曲强度，还可以通过增加根部齿的厚度，提高齿轮的许用应力参数，使用较大或加有耐压添加剂的润滑油等。2、计算圆柱齿轮强度（1）计算接触强度 根据下面的公式，可以计算出接触应力： 在上面的公式中：表示法面内基圆周切向力的大小，计算公式为=；表示端面内分度圆切向力的大小，计算公式为=；表示计算转矩的大小，；表示节圆直径的大小；表示节圆压力角的大小；表示螺旋角的大小；表示轮齿材料的弹性模量的大小；表示齿轮接触的实际宽度的大小；、表示主、被动齿轮节圆处齿廓曲率半径的大小；=，=；、表示主、被动齿轮节圆半径的大小；计算转矩=时的许用应力为： 常啮合齿轮许用应力： 一挡及倒挡齿轮许用应力：表示的是发动机最大转矩的大小。（2）计算弯曲强度根据下面的公式，可以计算出直齿轮弯曲应力： = 根据下面的公式，可以计算出斜齿轮弯曲应力： = 上面的公式中：表示圆周力的大小，计算公式=，单位为； 表示应力集中系数的大小，这里直齿轮系数取，斜齿轮系数取； 表示摩擦力影响系数的大小，这里主动齿轮参数取，被动齿轮参数取； b 表示齿面宽的大小， 表示端面周节的大小，计算公式为=； 表示法面周节的大小，计算公式为=； 表示齿形系数的大小； 表示重合度影响系数的大小，这里取。直齿轮许用应力取值范围，汽车运行过程中倒挡齿会受到双向交变载荷，所以最小值，；货车斜齿轮取。3.2 设计计算变速器轴3.2.1轴的功用及设计要求汽车在行驶的过程中，变速轴不但受到转矩作用，还受到弯矩的作用，所以轴的强度和刚度一定要满足设计的要求，如果刚度不能满足工作要求，那么轴很容易发生生变形现象，不但会影响到齿轮的啮合，另外工作中的噪音比较大，并且使齿轮的寿命有所减小。在对变速器轴进行设计的时候 ，除了考虑轴的结构之外，还要考虑到轴的长度、直径等相关参数的取值。3.2.2 初选轴尺寸设计的时候，首先要设计出的结构，然后计算出轴的长度等参数取值，轴的直径与支承跨度长度满足下列关系式： 第一轴和中间轴： 第二轴： 轴直径与轴传递转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式初选轴直径：中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大轴径根据下面的公式取： 根据下面的公式，计算第一轴花键部分直径： 在上面的公式中：表示变速器中心距的大小，单位为； 表示发动机最大转矩的大小，单位为。轴的尺寸还和齿轮、花键、轴承有关系，必要的时候根据具体情况，进行修正。计算轴的尺寸：第二轴： （C是一个常数，主要受轴的材料和承载情况确定） (3.24) 这次设计中的发动机最大扭矩比较小，所以在这里C取较小值，查阅相关的资料知 所以 齿轮1根据计算公式得： 齿轮3根据计算公式得： 齿轮5处根据计算公式得 ： ;齿轮7处根据计算公式得： ;齿轮9处根据计算公式得： ;中间轴：齿轮2、4处根据计算公式得：; 轴截面上需要开键槽的时候，应该使轴径有所增大，同步器花键增加5。因此在进行修正后，轴径各参数如下：齿轮9处公式计算得： 齿轮2、4处公式计算得：与挡同步器轴径在这里取：小径与挡同步器轴径在这里取：d小径 其它尺寸林小都是按照标准构件来选择。3.2.3 轴的结构形状 轴所选择的结构形式要保证设计中的齿轮、轴承还有同步器的安装和固定，另外还要考虑轴的加工要求，通常汽车变速器都是用的是三轴式，其中第一轴和齿轮结合成一体，而第二轴的结构选用的是阶梯式，这样的结构除了方便齿轮安装之处，还符合轴运行中受力的要求，而中间轴结构形式包括固定式和旋转式，其中固定式中间轴主要作用就是用来支承，齿轮用的是宝塔式齿轮，固定方式可以选用锁片固定，也可以采用双头螺柱固定，而轻型汽车车中变速器因为它的中心距的参数比较小，所以壳体上，已经没有了多余的空间来安装滚动轴承和轴承盖，所以它的中间轴的结构用的是固定式。 因此这次设计中中间轴的结构选用的是固定式。3.2.4 分析轴的受力 无论是对轴的刚强度进行计算，还是选择轴承的类型，都要先对轴的受力和各支承反力进行相关的分析。轴的受力和各支承反力都主要取决于齿轮轮齿上的作用力。（1）分析齿轮的受力：圆周力计算公式： (3.25)径向力计算公式： (3.26)轴向力计算公式： (3.27)上面的式中：M表示计算转矩的大小n表示法向压力角的大小表示分度圆压力角的大小（2）方向：主动轮和旋转方向是相反的，而从动轮和旋转方向则一样。：分别指向各齿轮中心：受力方向通常用“主动轮左、右手法则”来判定，左旋齿轮用左手，右旋齿轮用右手，拇指指向轴向力的方向，从动轮与主动轮方向相反。不同挡位的轴所承受力和支承反力是不一样的，计算的时候 要分开计算。 二轴 图3.1 受力分析图 一轴 （3）各力的作用点齿轮上的作用力都是作在有效齿宽中心，而轴承上支承反力作用点是轴承宽度方向中点。 3.2.5 计算及校核轴的强度如果在确定轴的尺寸的时候，考虑到了变速器的结构和加工以及装配的问题，那么所选择的轴是满足强度要求的，所以在进行校核的时候只需要校核轴上的危险断面就可以。计算各支承反力时，可计算轴的各截面的弯曲力矩：如表 3.3轴轴支点水平面内支承反力计算公式垂直面内支承反力计算公式二轴一轴绘制出轴的弯矩图，对轴的受力情况进行分析，确定轴上的危险断面，根据此处的所受到的合成弯矩和转矩最大值，来对弯曲应力和扭曲应力以及合成应力进行相关的计算。根据下面的公式计算轴的各截面的弯曲力矩： 上面的公式中：表示支承中心到计算断面之间的距离。 计算弯曲应力公式： (3.29) 计算扭转应力公式： (3.30) 计算合成应力公式： (3.31)上面的公式中：表示轴截面抗弯截面系数的大小； 表示轴截面抗扭截面系数的大小。圆截面抗弯抗扭截面系数计算公式： (3.32) (3.33)空心轴截面系数计算公式： = =上式中：D表示空心轴外径的大小， 表示空心轴内径的大小，花键按小径计算。 计算轴的强度如果按照最大转矩来计算，那么安全系数的取值为，在这里第一轴取上取值，而第二轴和中间轴的安全系数取下限值。安全系数的计算公式为： 在这里取 中间轴：20CrMnTi s=850Mpa第二轴的材料用的是 因此根据上式计算得中间轴和第二轴 计算二轴应力在这里假设， 所以：公式计算水平弯矩： (3.34)公式计算垂直弯矩： (3.35)公式计算合成弯矩： (3.36)公式计算扭矩： (3.37)公式计算弯曲应力： (3.38)公式计算扭转应力： (3.39)公式计算合成应力： (3.40)注： 如下图为弯矩和扭矩结构简意图：图3.2 弯矩扭距图计算中间轴的应力：根据轴的受力分析图，假设得：公式计算水平弯矩： （3.41）公式计算垂直弯矩： （3.42）公式计算合成弯矩： （3.43）公式计算弯矩应力： （3.44）公式计算扭矩： （3.45）公式计算扭转应力： （3.46）公式计算合成应力： （3.47）如下图为弯矩和扭矩结构简意图：如图3.33.2.6 计算并校核轴的刚度 轴的刚度是否满足要求主要是看轴的挠度和转角，在设计中轴的刚度相对于轴的强度来说，更为重要。计算时是根据材料力学来对轴的的挠度和转角进行相关的计算。 可以根据下面的公式来计算轴的总挠度大小，但是前提是先要计算出水平面内和垂直面内的挠度值： (3.41)轴的挠度的计算计算变速器二轴和一轴的刚度： 公式计算水平转角： (3.43) 公式计算水平挠度： (3.44) 公式计算垂直挠度： (3.45) 公式计算总挠度： (3.46)轴的刚度许用值分别为： ， 3.2.7 轴上花键的设计 变速器轴和轴上的零件的联接用的是键和花键。常用的是矩形花键和渐开线花键，其中常用的是渐开线花键。根据下面的公式，可以计算出花键挤压应力： (3.47)上面的公式中：表示齿侧面所受的挤压应力的大小，单位为 ； 表示传递转矩的大小，； 表示键的工作长度的大小，单位为； 表示键的平均工作直径的大小，单位为； 表示转矩在花键上分配不均匀系数的大小，通常取； 表示花键齿数的大小。 许用挤压应力可以查阅相关的资料可知，如果比较后，那么轴的挤压强度满足要求。选择花键配合第一轴和离合器从动盘毂之间的联接方式如果用的是矩形花键，那么则外径定心，并且表面磨削。第二轴上的同步器齿毂和轴之间联接用的是花键的方式，在进行装配工作的时候，要会用木榔头轻压，使装配的精度达到要求，用的是大外径定心，大径磨削。轴出轴用的是矩形花键，则采用外径配合，而采用的是渐开线花键，配合方式用的是滑动，齿侧面定心。中间轴上的齿轮如果采用的不是整体式结构，那么与轴之间的联接可以用单键，也可以用双键，配合方式可以用过盈配合或者紧配合，在这次设计中因为所选用的齿轮是宝塔齿轮，而轴又是光轴，所以在中间轴上不用花键。3.3 选择变速器轴承3.3.1几种轴承的特点：(1)、圆锥滚子轴承在工作的过程中可以同时受单向轴向载荷和径向载荷，内外圈的结构可以进行分离，并且可以对轴承的游隙进行调整。(2）、深沟球轴承在工作的过程中主要可以承受径向载荷，但是在受到径向载荷时可以同时受一点双向轴向载荷，应用比较多的轴承结构，价格比较便宜，同时它的结构与别的轴承相比也比较简单，具有非常高的极限转速，在工作中的的摩擦阻力也小。(3）、角接触球轴承在工作的过程中同圆锥滚子轴承所承受载荷相同，常用于高速转速的设备中。（4）、滚针轴承价格很便宜，可是在工作中不能承受轴向的载荷，并且它的摩擦系数相对比较大，但径向承受载荷的能力很大。 3.3.2类型的选择在对轴承的类型进行选择的时候，要考虑轴承的载荷特，轴承的转速高低，轴承的安装拆卸以及调心性能等，在这次设计中的第一轴的前轴承的类型选用的是角接触球轴承，第二轴前端和宝塔齿轮孔内用的是滚针轴承，后端的轴承的结构用的是角接触球轴承，我常啮合的齿轮之间用的是滚针轴承。第一轴前端角接触球轴承的型号是，第二轴后端角接触球轴承型号是。3.3.3 校核轴承寿命第一轴前端的角接触轴承主要受到的是静载荷，传递扭矩的时候内外圈没有相对的运动，在此不用校核，对于其它的轴承，可以根据下面的方式进行校核。1、 根据下面的公式计算各轴承13挡的时候寿命 （3.53）上面公式中：C 表示轴承的额定动载荷的大小。2、 计算各轴承在13挡时所需寿命 汽车大修里程Ls 可以看成汽车轴承的预期寿命，(单位为)。根据公式计算第二轴总转数： （3.54）上式中， i0表示主减速的大小, Rr表示车轮滚动半径的大小。 第二轴后轴承，可以根据下面的公式计算出13挡时所需寿命： （3.55）第一轴后轴承，可以根据下面的公式计算出13挡所需寿命： （3.56）扭矩系数：路程系数：由上面的公式计算得：（1）、各挡位中，轴承当量动载荷：二轴后轴承： 中间轴前轴承： 中间轴后轴承： 一轴后轴承：（2）、各轴承总当量载荷表3.6中间轴前轴承一轴后轴承中间轴后轴承二轴后轴承76815515761400（3）、各轴承寿命（转）表3.7中间轴后轴承一轴后轴承二轴后轴承中间轴前轴承897181513473737846（4）、各轴承所需寿命（转）表3.8二轴后轴承一轴后轴承中间轴轴承12922568经比较得各各轴承寿命大于各轴承所需寿命因此所用的轴承满足要求。3.4 同步器的设计常用的同步器结构包括惯性式、常压式和惯性增力式。常用的是惯性同步器。3.4.1 惯性式同步器惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换挡，因而能完善的完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁环式、锁销式、滑块式、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，摩擦锥面平均半径的较大，使转矩容量增大。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。滑块式同步器本质上是锁环式同步器，它工作可靠、零件耐用；但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面再同步锥环的结合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于轿车和轻型货车变速器中。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器及分动器中。综合以上考虑，本次设计选择锁销式同步器。3.4.2 同步器工作原理同步器的换挡过程由三个阶段组成。第一阶段：同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上；第二阶段：来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力，经过锁止元件又作用到摩擦面上；第三阶段：角速度差为零，摩擦力矩消失，而轴向力仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁止销上的斜面相对移动，从而使滑动套占据了换挡位置。3.5 花键的校核矩形花键定心精度高，定心的稳定性好，能用磨削的方法消除热处理引起的变形，容易加工，应用广泛。而渐开线花键工艺性较好，制造精度较高，传递转矩较大，但定位性没矩形花键稳定。综合考虑，由于花键传递载荷较小，本次设计故选用轻型列矩形花键。平键联接传递扭矩时，对于采用常见的材料组合和按标准选取尺寸的普通平键联接（静联接），其主要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，一般不会出现键的剪断。因此，通常只按工作面上的挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在平键上的工作面均匀分布，普通平键联接的强度条件为p=2T103 /（zhldm ） （式3.59）T=Tei （式3.60） 式中：T传递的转矩，单位为N.m； Te发动机最大扭矩，160N.M; 变速器传动效率，取0.96；i变速器传动比载荷分配不均匀系数，与齿数多少有关，取=0.70.8，齿数多时取偏小值；z花键的齿数；l键的工作长度，单位为mm；h花键齿侧面的工作高度，矩形花键，h=(D-d)/2-2C,此处D为外花键的大径，d为内花键的小径，C为倒角尺寸，单位mm；dm花键的平均直径，dm=（D+d）/2；p 键、轴、毂三者中最弱材料的许用挤压应力，单位为MPa 。一、III和IV挡处花键取=0.78;z=6;l=26;D=32;d=28;C=0.3;i3=1.632;代入上式，得Qp =27MPp =140MP满足强度要求。二、I和II挡处花键取=0.72;z=6;l=24;D=40;d=36;C=0.3;i1=4.59; Qp =71.58MP p =140 MP满足强度要求。 第4章 变速器总成的拆装顺序4.1 变速器的装配顺序 （1）、先将壳体内腔放好，并且要朝上面放，再将中间轴总成从壳体上安装到壳体里面； （2）、一手拿着已经装好有限位卡片的倒挡轴，让它对准其安装孔然后从壳体外面插入到壳体里面，而另一手要将倒挡齿轮从壳体内套在轴上，然后把轴固定在壳体上面已经设计好的安装孔中； （3）、将第二轴总成从一轴总成一轴轴泵孔内插入壳体，同时另一只手将一、二、三挡齿轮在壳体内套在第二轴上(也可以先将第二轴总成装配好之后，再从壳体上方装入)； （4）、把第一轴总成装入壳体里面，同时在这里利用滚针轴承和第二轴连接在一起； （5）、用压力机将中间轴两端轴承及第一、第二轴后端轴承压入轴承孔中，并安好止动卡环； （6）、确定壳体前端盖调整垫片厚度，再在这里利用螺栓固定的方式，将垫片、变速器前端盖都同时固定在变速器的壳体上，安装之前还要先涂密封胶在壳体结合的位置上。 （7）、确定垫片厚度，再在这里利用螺栓固定的方式，将垫片、变速器后端盖都同时固定在变速器的壳体上，安装之前还要先涂密封胶在壳体结合的位置上。接下来就是同样用螺栓固定的方式将手制动背板总成固定在后盖上面，再将输出轴凸缘套在二轴上，且用锁紧螺母锁紧； （8）、将里程表从动齿轮安在后盖上； （9）、将选挡
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