车辆工程毕业设计（论文）-三轴式五档手动变速器设计【全套图纸】

本科学生毕业设计汽车与交通工程学院DesignofTheFivegearCandidate:Specialty:VehicleEngineeringClass:B07-2Supervisor:Associateprofessor.HeilongjiangInstituteofTechnology黑龙江工程学院本科生毕业设计I变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。本文设计研究了三轴式五档手动变速器，其目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握，同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科知识，对三轴式变速器的各部件进行设计，并利用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等六项内容。首先，本文将概述变速器的现状和发展趋势，介绍变速器领域的最新发展状况。其次，对工作原理做了阐述，对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。再次，对变速器的各档齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算，并为为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件一同步器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、选择方法以及重要参数。题目审定表A0-装配图A2-中间轴A1-中间轴四档齿轮A2-倒挡辅助齿轮开题报告A2-输出轴A2-输出轴四档齿轮设计说明书[83页]关键词：变速器；传动比；轴；齿轮；花键；校核黑龙江工程学院本科生毕业设计TransmissiontochangetheAutomotivetransmissionpartsintheautomobileassemblyofanimportantpartofthemaindrivesystem.Transmissionofthepowerstructureofthevehicle,economy,manipulationofthereliabilityandportability,thesmoothdriveandhaveadirectimpaThisdesignstudyofthethree-axis5-speedmanualtransmission,thepurposeisbasedontheskillfulofusingmechanictheory,mechanicdesign,AutoCAD.Meanwhile,mypaperisincorporatedstructureofvehicle,designofvehicle,mechanicofmaterials,andsurveyofinterchangeability.Iwilldesignthepartsofthree-shafttransmission,andusingAutoCADsoftware,drawingassemblydrawingsandpartsdiagramsoffiveelements.Atthesametimetheuseofvehicleconstruction,automotivedesign,materialmechanics,interchangeabilityofmeasurementknowledgeofthesubjectsontheandthetendencyofdevelopmentofthevehicletransmission,andintroducethelatestdevelopmentstateinthefieldofthetransmission.Thesecond,Iwillcomparethetransmittingschemeofdifferenttransmission,andchooseabetterstructurescheme.Next,Iwilldosomemechanicanalyses,strength,stiffnesscheckoftheshaftsandgears,whicharetheimportantpartsofthetransmission,andchooseappropriatematerialsandheattreatment.Atlast,Iwillintroducetheoperationmechanismandthesynchrwhichplaysanimportantroleinchanginggear.Iwillgiveanaccountofthetype,operation,designprocedureandmajorparameterofthesynchronizer.Atthesupplement,ⅡKeywords:Transmission;TransmissionRatio;Shaft;Gear;spline;Checking IAbstract I 11.1汽车变速器的概述 11.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果 21.3汽车变速器设计的目的和意义 41.4汽车变速器的设计方法和研究内容 5第2章变速器的结构方案的确定 62.1变速器传动机构分析和布置方案的设计 62.1.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析 62.1.2变速器倒挡布置方案分析确定 72.1.3传动机构布置中齿轮安排的分析确定 82.2变速器零、部件结构方案分析确定 92.2.1齿轮形式 92.2.2变速器自动脱档机构形式分析确定 2.3本章小结 第3章变速器主要参数的选择 3.1变速器档位数目及各档传动比 3.1.1变速器档位数目的确定 3.1.2主减速比的确定 3.1.3变速器I档传动比的确定 3.1.4变速器各档传动比的确定 3.2变速器中心距的确定 3.3变速器的外形尺寸 3.4变速器的齿轮参数的确定 3.4.1齿轮齿数 3.4.2齿轮模数 3.4.3齿形、压力角及螺旋角 3.4.4齿宽 213.4.5齿顶高系数 213.4.6齿轮的修正 213.5变速器各档齿轮齿数的分配 3.5.1确定一挡齿轮的齿数 233.5.2对中心距A进行修正 233.5.3确定常啮合传动齿轮副的齿数 243.5.4确定其他各档的齿数 263.5.5确定倒档齿轮齿数 3.6本章小结 第4章变速器齿轮的设计及校核 4.1齿轮的材料选择 4.1.1齿轮坏损形式及避免错失 4.1.2齿轮的材料选择 4.2计算各轴的转矩 4.3齿轮的强度计算 4.3.1轮齿的弯曲应力 4.3.2轮齿接触应力 4.3.3各档齿轮的强度计算校核 404.4计算各档齿轮的受力 484.5本章小结 第5章变速器轴和轴承的设计及校核 5.1轴的设计 5.1.1轴的功用及其设计要求 5.1.2轴的结构设计 5.1.3轴的尺寸 5.2轴的强度验算 5.2.1轴的刚度验算 5.2.2轴的强度计算 5.2.3轴承的选择及校核 5.3本章小结 6.1锁销式同步器 6.2锁环式同步器 6.3本章小结 第7章操纵机构和箱体的确定 7.1操纵机构的功用 7.2换档位置 7.3变速杆的布置 7.3.1直接操纵手动换挡变速器 7.3.2远距离操纵手动换挡变速器 7.4锁止装置 7.4.1互锁装置 7.4.2自锁装置 7.4.3倒档锁装置 7.5变速器箱体的设计 7.6本章小结 黑龙江工程学院本科生毕业设计11.1汽车变速器的概述汽车是一种快速机动的道路交通工具。一般是指自带动力装置的可以独立行驶并完成运载任务的轮式车辆，具有四个或四个以上的车轮。按照国家标准中有关规定，汽车可分为载货汽车，越野汽车，自卸汽车，牵引汽车，专业汽车，客车，轿车等种类。汽车的基本组成是相同的，均由发动机，底盘，车身和电气设备四大部分组成，现代汽车将以往复活塞式内燃机为主要动力源，而发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。为此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器。既可使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。变速器用于改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下，满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。随着汽车工业的不断发展，今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒档使汽车能倒退行驶；其空档使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离[1]。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒档安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档；采用同步器可使换档轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性，使汽车和发动机有良好的匹配性。黑龙江工程学院本科生毕业设计21.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。从40年代初，美国成功研制出两档的液力-机械变速器以来，自动变速器技术得到了迅速发展。80年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。1983年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速器相比，具有许多不可比拟的优势：提高发动机和传动系的使用寿命；提高汽车的通过性；具有良好的自适应性；操纵更加方便。目前，国内变速器厂商都朝无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速(ContinuouslyVariableTransmission简称"CVT")。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。围绕汽车变速箱四个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。1.摩擦传动CVT金属带式无级变速箱13](VDT-CVT)的传动功率已能达到轿车实用的要求，装备金属带式无级变速箱的轿车已达100多万辆。据报道：大排量6缸内燃机(2.8L)的奥迪A6轿车上装备的金属带式无级变速箱MultitronicCVT,能传动142kw(193bhp)功率，280N-m扭矩。这是真正意义的无级变速器4]。另一种摩擦传动CVT(名为ExtroidCVT)是滚轮转盘式。日产把它装在概念车XVL上首次于去年东京车展展示，新款公爵(Cedric)车也装用这种CVT。可与3L以上排量的大马力内燃机(XVL的引擎输出为330N·m/194kw)搭配使用，可谓汽车变速箱发展史上又一重要进步。从V形橡胶带CVT到V型金属带CVT再到滚轮转盘式CVT,摩擦传动CVT的研究已持续了整整一个世纪，尽管摩擦传动无级变速器的发展已经达黑龙江工程学院本科生毕业设计3到很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平I⁵]。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题：(1)无级变速(CVT)是汽车变速箱始终追逐的目标。(2)摩擦传动CVT实现大功率的无级变速传动是极为困难的。(3)摩擦传动CVT传动效率低是必然的。(4)摩擦传动CVT的效率，功率无法与齿轮变速相比。人们经常把液力自动变速器(AT)和无级变速器(CVT)两个概念混为一谈。实际上这两种变速器工作原理完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档和脚踩离合器踏板的频繁操作，使开车变得简单、省力。但是，液力自动变速器(AT)不是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。从原始橡胶带无级变速箱到现代金属链无级变速箱、滚轮转盘式CVT,百年大回转说明：无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。3.电控机械式自动变速器电控机械式自动变速器(AutomatedMechanicalTransmission简称"AMT")和液力自动变速器(AT)一样，不是无级变速器，是有级变速器的自动换档控制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。4.齿轮无级变速器齿轮无级变速器(GearContinuouslyVariableTransmission)这是一种全新的设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。称"G-CVT")已经试制成功，并已经进行了多次样机试验。"齿轮无级变速装置"结构相当简单，只有不足20种非标零件，51个零件，生产成本甚至低于手动变速箱。预计今年进行装车试验I⁷]。齿轮无级变速器的优势表现为：(1)传动功率大，200KW的传动功率是很容易达到的；(2)传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的；(3)结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的1/10;(4)对汽车而言，提高传动效率，节油20%;(5)发动机在理想状态下工作，燃料燃烧完全，排放干净，极大的减少了对环境41.3汽车变速器设计的目的和意义现代汽车的动力设置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。大家知道，汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。即使在平坦的柏油路上，汽车以低速等速直线行驶，也需要克服约占汽车总质量1.5%的滚动汽车，满载时总质量为5360kg,其滚动阻力为800N左右。若需要满载汽车在坡度为9%的道路上等速上坡行驶，仅上坡阻力就达4824N。如果用发动机直接带动汽车驱动轮，则发动机需要发出2050N·m的扭矩。而NJ130汽车发动机的最大扭矩只有205N·m,此时，所产生的最大牵引力为482N,和上坡阻力相差10倍之多。显然，如此小的牵引力，不仅不能上坡行驶，即使在平坦的道路上也不能行另一方面，NJ130汽车发动机，最大功率为51.5kW,此时曲轴的转速为2800r/min。如发动机和车轮直接相连，则对应于该转速所换算的汽车速度，竟达到458km/h。显然，这样高的车速是不能实现的。上述发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。汽车发动机的转矩变化范围小，而多变的使用环境要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为此，在传动系中设置了变速器，用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要，以适应汽车经常变化的行驶条件，并与发动机配合工作，使汽车具有良好的动力性和经济性。既可使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。此外，汽车的使用条件颇为复杂，变化很大。如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以及适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速档；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的要求。例如，汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行时，往往可挂入较高的变速器档位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，5可是发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。一般变速器具有四个或更多的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小。汽车在某些情况下，如进出停车场或车库，或在较窄的路上掉头等需要倒向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器设立倒档。此外，变速器还设有空档，可中断动力传递，以满足汽车暂时停止行驶和对发动机检查调整的需要。1.4汽车变速器的设计方法和研究内容在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计，在设计中参考了一汽集团的CA1051K26L4-3中型货车的变速器，采用了锁环式同步器的换档方式18]。在设计中，我们除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件—轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。通过参考CA1051K26L4-3中型货车的变速器，对变速器进行整体结构布置，校核轴和齿轮的强度、刚度，选择材料和热处理方法；后面的主要任务是绘制变速器的装配图和重要的零件图，确定个零件的精度等级及其它参数；最后，是对整体论文的编写整理整个设计过程中的各种资料，以及对前期设计中的错误做出修改。本设计是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设计原型，在给定发动机输出转矩、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中间轴式五档变速器。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。6第2章变速器的结构方案的确定2.1变速器传动机构分析和布置方案的设计目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也是由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计人员应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用[9。通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进档；重型载货汽车和重型越野车则采用多档变速器，其前进档位数多大6～16个甚至20个。变速器档位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但档位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1(约为0.7～0.8)的超速档，可充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副的数目、齿轮的转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。2.1.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析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的汽车上。其特点是：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斜齿圆柱齿轮；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，它具有轴和轴承黑龙江工程学院本科生毕业设计7数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声低。但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，工作噪声增大且易损坏；受结构限制其一档速比不能设计的很大；对于前进档，两轴式变速器输入轴的传动方向与输出轴的传动方向相反。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汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴之间的距离(中心距)不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮(一档)可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除了一档以外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或结合套换挡，还有各档同步器或结合套多数情况下装在第二轴上。在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。2.1.2变速器倒档布置方案分析确定倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。倒档设计在变速器的左侧或右侧在机构上均能实现，不同之处是挂倒档时驾驶员移动变速杆的方向改变了。在结构布置上，要注意的是在不挂入倒档时，为了防止意外挂入倒档，一般在挂倒档时设有一个挂倒档时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。倒档齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，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；也有利用两个联体齿轮方案的。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，并使倒档传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的8啮合套或同步器方案换入倒档。h)图2-1倒档布置方案图2-1为常见的倒档布置方案。图2-1b所示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。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图2-1c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图2-1d所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便，且能获得较大的倒档传动比。图2-le所示方案针对图2-1c所示方案的缺点做了修改，因而取代了图2-1c所示方案。图2-1f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。图2-1g所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。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图2-1h所示方案。其缺点是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。故采用2-1a方案。2.1.3传动机构布置中齿轮安排的分析确定各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排应考虑以下四个方面：1.整车总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。2.驾驶员的使用习惯有人认为人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到9左排列来换档。但是也有人认为应该将常用档位放在中间位置。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。否则，从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较在五档变速其中，倒档与序列接合与不接合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者的布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。3.提高平均传动效率为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。4.改善齿轮受载状况各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，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，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。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。因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，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。倒档的传动比虽然与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发有些方案将一档布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒档。此时在倒档工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一档工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。综上所述，由于本次设计的为中型货车变速器，布置形式采用发动机前置后轮驱动，变速器布置的空间较大，对变速器的结构要求较高，要求运行时噪声要小，故选用三轴五档变速器，并且五档为直接档。采用图2-1d的倒档布置形式。2.2变速器零、部件结构方案分析确定变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支黑龙江工程学院本科生毕业设计承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度b(图2-2)影响齿轮强度。要求尺寸b应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮在结构允许条件装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸c,在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求：C=(1.2～1.4)d,图2-2变速器齿轮尺寸控制图为了减小质量，轮辐处厚度8应在满足强度条件下设计得薄些。图3-2中的尺寸D可取为花键内径的1.25～1.40倍。齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在R,0.40～0.80μm范围内选用。2.2.2变速器自动脱档机构形式分析确定自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1.将两接合齿的啮合位置错开，如图2-3a所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的1～3mm。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，可用来阻止接合齿自动脱档。2.将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切下0.3～0.6mm),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，如图2-3b所示。3.将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角(一般倾斜2～3°),使黑龙江工程学院本科生毕业设计接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图2-3c所示。这种方案比较有效，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档的效果。b)图2-3防止自动脱挡的机构措施本章主要针对变速器传动机构进行分析和布置方案方案的确定以及变速器零、部件的结构的确定，为下面的设计过程作铺垫。第3章变速器主要参数的选择3.1变速器档位数目及各档传动比3.1.1变速器档位数目的确定对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数的多少对汽车动力性、经济性影响很大。档数多，可以使发动机经常在最大功率附近的转速工作，而且发动机转速变化范围小，发动机平均功率高，故可提高汽车的动力性。即提高汽车的加速能力和爬坡能力。档数多也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，因而提高了汽车的燃料经济性。档数多少还影响相邻的低档与高档间传动比的比值。档数多，则此比值小，换档容易。相邻的低档与高档间传动比的比值不应大于1.8,而且高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。档数多的缺点是使变速器的结构复杂、质量增大、操纵不轻便等。发动机最大功率车轮滚动半径发动机最大转矩额定转速最大转矩时转速最高车速总质量最大功率时转速3.1.2主减速比的确定u, 汽车行驶速度(km/h); 发动机转速(r/min);r车轮滚动半径(m):i、主减速器传动比。黑龙江工程学院本科生毕业设计a——转矩适应系数α=1.1～1.3n,——发动机最大扭矩转速(r/min);转矩适应系数a=1.1～1.3;由公式(3.2)和(3.3)得到发动机最大功率转速3.1.3变速器一档传动比的确定在选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑来确定。汽车爬坡时车速不高，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：一般货车的最大爬坡度约为30%,即α=16.7°则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为：=5.313根据驱动车轮与路面的附着条件：可求得变速器一档传动比为：=6.0063.1.4变速器各档传动比的确定变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数，故相邻档位传动比比值就是几何级数的公比；但是实际上与理论值略有出入，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。此变速器的最高档为直接档，其传动比为1.0,一档传动比初选为5.625中间各档的传动比按理论公(其中n为档位数)求得公比。ig₂=ig/q=5.625/1.54=3.653ig=i/q³=5.625/1.54³=1.543.2变速器中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A;对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴线之间的距离称之为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮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由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，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。中间轴式变速器的中心距A(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选，经验公式为：也可以由发动机最大转矩按下式直接求出：14.5～16.0;对商用车取17.0～19.5A=K√T综上所述，初选中心距4=110mm。3.3变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸主要指变速器的轴向尺寸，其轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距a的尺寸参照下列关系式初选。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四档五档六档(3.2～3.5)A此变速器为五档，故外形尺寸为(2.7～3.0)a=291～330mm3.4变速器的齿轮参数的确定3.4.1齿轮齿数确定变速器齿轮齿数时，应考虑：1.尽量符合动力性、经济性等对各档传动比的要求；2.最少齿数不应产生根切。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此齿轮不应产生根切，而且齿根圆直径应大于中间轴直径；3.互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这点；4.齿数多，可降低齿轮传动的躁声。3.4.2齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。直齿轮模数K。——应力集中系数，直齿齿轮取1.65;k,——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1,被动齿轮取0.9z——齿轮齿数；K——齿宽系数，直齿齿轮取4.4～7.0;黑龙江工程学院本科生毕业设计斜齿轮法向模数K。——应力集中系数，斜齿齿轮取1.5;K。——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1,被动齿轮取0.9;K——齿宽系数，斜齿齿轮取7.0～8.6;y——齿形系数，见图3-1;[o]=100～250MPa。应尽量统一，多采用折衷方案。表3.1给出了汽车变速器齿轮模数范围。表3.1汽车变速器齿轮的法向模数(mm)车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量m。/6.0<m。≤14.0m。>14.0模数m./mm设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定(表3.1)并满足强度要求。黑龙江工程学院本科生毕业设计表3.2汽车变速器常用齿轮模数(mm)一系列二系列—图3-1齿形系数y(当载荷作用在齿顶，α=20°,f。=1.0)啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量m。在1.8～14.0t的货车为2.0~3.5mm;总质量m。大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。由表3.1和表3.2并且参照同类车型选取模数3.4.3齿形、压力角及螺旋角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。变速器齿轮用20°,啮合套或同步器的接合齿压力角用30°。斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪黑龙江工程学院本科生毕业设计声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：两轴式变速器为：20°~30°中间轴式变速器为：22°~34°货车变速器：18°~34°汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表3.3选取。表3.3汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角车型齿形压力角α螺旋角β轿车高齿并修形的齿形14.5°,15°,16°,16.5°25°~45一般货车GB1356-78规定的标准齿形18°~26重型车GB1356-78规定的标准齿形低档、倒档齿轮22.5°,25小螺旋角在选择齿宽时，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等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，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给予补偿，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，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽直齿b=k,m,k。为齿宽系数，取为4.5～8.0;斜齿b=km,,k取为6.0～8.5。采用啮合套或同步器换档时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数k。可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取的稍大。黑龙江工程学院本科生毕业设计3.4.5齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿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；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。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齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为1.00。3.4.6齿轮的修正为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种：1.加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位；2.改变刀具的原始齿廓参数；3.改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。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想接近的程度。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。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此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。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。黑龙江工程学院本科生毕业设计总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。3.5变速器各档齿轮齿数的分配图3-3变速器传动示意图在初选中心距、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。3.5.1确定一档齿轮的齿数3.5.2对中心距A进行修正因为计算齿数和z。后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的z,和齿轮变位系数重新计算中心距A,再以修正后的中心距₄作为各档齿轮齿数分配的依对一档齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角β:端面压力角α:中心距变动系数λn:变位系数之和与：计算一档齿轮13、14参数：h₀=(h+ξ-σn)m。=(1+0.36-0.2425)×4=4.47mm黑龙江工程学院本科生毕业设计齿根圆直径：da4=d₄+2h₄=56.07+2×4.47=65.01mmdg=d₃-2h=163.93-2×5.48d/₄=d₄-2h,₄=56.07-2×5.56=48.95mm3.5.3确定常啮合传动齿轮副的齿数由式(3.15)求出常啮合传动齿轮的传动比常啮合传动齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，即对常啮合齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角β:端面啮合角a;:中心距变动系数λn:变位系数之和ξ:计算常啮合齿轮1、2参数：d=d₁+2h₃=74.8+2×4.06=82.92mmd₂=d₂+2h₁₂=145.2+2×3.18=151.56mm黑龙江工程学院本科生毕业设计d₂=d₂-2h,₂=145.2-2×4.52=136.16mm3.5.4确定其他各档的齿数对二档齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角β:理论中心距A。:端面压力角α:端面啮合角a;:计算二档齿轮7、8参数：d₇=d₇+2h,₇=142.6+2×2.71=148.02mmd=d₈+2h₀₈=577.4+2×3.72=84.84mmdrg=d₈-2hrg=77.4-2×3.64=70.12mm黑龙江工程学院本科生毕业设计2.三档齿轮为斜齿轮，模数m。=3.5mm,初选β=24°端面压力角α:5₅=5x-5=0.45计算三档齿轮5、6参数：h₂₆=(h+ξ-σ,)m。=(1+0.43-0.65)×3.5=2.73mmhs=(h+c-5s)m。=(1+0.25-0.45)×3.5=2.8mmhe=(h+c¹-56)m。=(1+0.25-0.43)×3.5=2.87mmd₆=d₆+2h₄₆=100.35+2×2.73=105.81mm对二档齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角β:中心距变动系数λn:计算二档齿轮3、4参数：h₃=(h齿顶圆直径：ha=(h+c⁴-ξ₃)m。=(1+0.25-0.11)×3.5=3.99mmh=(2h+c-0)m。=(2+0.5-0.33)×3.5=6.725mmd=d₃+2h₃=94.83+2×2.73=100.29d₄=d₄+2h₄₄=125.17+2×1.995=129.16mmd₃=d₃-2h₇₃=94.83-2×3.99=86.85mm3.5.5确定倒档齿轮齿数=74mm为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮9和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径D。应为=2×110—4×(14+2)-1=155黑龙江工程学院本科生毕业设计为了保证齿轮9和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取z。=35参照同类车型齿轮zio一般齿数小于zi₂,i值与i₁值相近，取zio=21=112mm=5.315查表得ξ=0.4,ξ₂=-0.4==23×4=92mmho=(h+ξ。)m=(1-0.4)×4=2.4mmh=(h+5)m=(1+0.4)×4=5.6mmhu=(h+ξn)m=(1+0.4)×4=5.6mm黑龙江工程学院本科生毕业设计h,o=(h+c⁴-5。)m=(1+0.25+0.4)×4h,o=(h+c⁴-5)m=(1+0.25-0.4)×4=3.4mmhm=(h+c⁴-5n)m=(1+0.25-0.4)×4=3.4mmhμ=(h+c¹-ξ)m=(1+0.25+0.4)×4h=(2h₅+c⁴)m=(2+0.25)×4=10mmd₀=d₀+2h₀=84+2×5.6=95.2mmda=d+2h。=56+2×5.6=67.2mmda₂=d₂+2h₄=92+2×2.4=96.8mmd-o=d-2h-=84-2×3.4=77.2mmdu=du-2hu=56-2×3.4=49.2mmdμ=d₂-2h3.6本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各档传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各档传动比计算各档齿轮的齿数，根据齿数重新计算各档传动比，同时对各档齿轮进行变位。黑龙江工程学院本科生毕业设计第4章变速器齿轮的设计及校核4.1齿轮的材料选择4.1.1齿轮坏损形式及避免错失变速器齿轮的损坏形式主要有三种：齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合。1.齿轮折断齿轮在啮合过程中，轮齿表面承受有集中载荷的作用。可以把轮齿看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。这种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面，在突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器中齿轮的折断以疲齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把齿轮分为根部及顶部两段，则靠近节圆的跟部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重；两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。3.齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。在汽车变速器齿轮中，胶合损坏情况不多。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面强度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面强度，选择适当的齿面表面处理方法和镀层等，是防止齿面胶合的措施。齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，下述几点可供选择材料时1.齿轮材料必须满足工作条件的要求。例如，用于飞行器上的齿轮，要满足质量轻、传动功率达和可靠性高的要求，因此必须选择力学性能高的合金钢；矿山机械中的齿轮传动，一般功率很大、工作速度较低、周围环境中粉尘行量极高，因此往往选择铸钢或铸铁等材料；家用及办公用的机械的功率很小，但要求传动平稳、低噪声或无噪声、以及能再少润滑货物润滑状态下正常工作，因此常选用工程塑料作为齿轮材料。总之，工作条件的要求是选择齿轮材料时首先应考虑的因素。2.应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法及热处理和制造工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁作为齿轮材料。中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常选用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而要求不高时，可选用圆钢作毛坯。齿轮表面硬化的方法有：渗碳、氮化和表面淬火。采用渗碳工艺时，应选用低碳钢或低碳合金钢作齿轮材料；氮化钢和调质钢能采用氮化工艺；采用表面淬火时，对材料没有特别的要求。不论毛坯的制作方法如何，只能用于制作载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮，不能承受大的冲击载荷；调制碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。4.合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。5.飞行器中的齿轮传动，要求齿轮尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理的高强度合金钢。金属制的软齿面，配对两轮齿面的硬度差应保持为30～50HBS或更多。当小齿轮与大齿轮的齿面具有较大的硬度差(如小齿轮齿面为淬火并磨制，大齿轮齿面为常化或调质),从而提高了大齿轮齿面的疲劳极限。因此，当配对的两齿轮齿面具有较大的硬度差时，大齿轮的解除疲劳许用盈利可提高约20%,但应注意硬度高的齿面，粗黑龙江工程学院本科生毕业设计糙度值也要相应地减小。现在汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB20MnCr5的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。4.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为245N·m,齿轮传动效率99%,离合器传动效率98%,轴承传动效率96%。I轴：T₁=TT=245×98%×96%=230.496N-m二档T₂=T₂ni,=425.241×0.96×0.99×35/19=744.485N-m三档T=T₂n=425.241×0.96×0.99×31/26=481.87N·n四档T=T₂ni=425.241×0.96×0.99×25/33=306.174N-m倒档T=T₂(n7)³i-ni4.3齿轮的强度计算汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。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、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，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。1.直齿轮弯曲应力公式为：黑龙江工程学院本科生毕业设计b——齿宽(mm);t——端面齿距(mm),t=πm;m——模数；y——齿形系数，如图4-1所示。Zn.*图4-1齿形系数图因为齿轮节圆直径·=…,式中z为齿数，所以将上述有关参数代入式后得：弯曲应力在400～850MPa范围，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取下限。2.斜齿轮的弯曲应力公式为t——法向齿距(mm),t=πm。;将上述有关参数代入公式后，可得到斜齿轮的弯曲应力公式为：高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa范围。4.3.2轮齿接触应力F——齿面上的法向力(N),p,p₄——主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径(mm)直齿轮——p。=r,sina,p₀=r,sina。、r,——主动及被动齿轮节圆半径(mm)oom——直齿轮模数黑龙江工程学院本科生毕业设计z——斜齿轮当量齿数触应力见表4.1。表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档常啮合齿轮和高档1300～1400650～7004.3.3各档齿轮的强度计算校核1.计算倒档直齿轮9,10,11,12的弯曲应力=4mm,z,=35,z₀=21,z₁=14,z=23,y。=0.12,y。=4mm,=585.91MPa<400～850MPa=580.10MPa<400～850MPa黑龙江工程学院本科生毕业设计=582.15MPa<400～850MPa=690.00MPa<400～850MPa2.计算一档斜齿轮13,14的弯曲应力z=38,z₄=13,y₃=0.146,y₄=0.157,T=1181.359N·m,T₂=425.241N·m,=245.501MP₃<100～250MPa=240.214MPa<100～250MPa3.计算二档斜齿轮7,8的弯曲应力z,=35,z.=19,y,=0.153,y,=0.157,T=744.485Nm,T,=425.241N·m,β,=23.01°,m=3.75mm,K。=6.0=193.102MP₃<100～250MPa=198.003MPa<100～250MPa4.计算三档斜齿轮5,6的弯曲应力m,=3.5mm,k=6.0=150.358MPa<100～250MPa=160.045MPa<100～250MPa5.计算四档斜齿轮3,4的弯曲应力z₃=25,z=33,y₃=0.151,y.=0.143,T=306.174N·m,r,=425.241N·m,β=22.67°,m=3.5mm,K。=6.0=138.905MPa<100～250MPa=154.33MPa<100～250MPa6.计算常啮合齿轮1,2的弯曲应力z₁=17,z₂=33,y₁=0.162,y₂=0.158,T=230.496N-m,T₂=425.241N-m,β₁=24.62°,m,=4mm,k=7.0=81.091MP₃<100～250MPa=79.020MPa<100～250MPa7.计算一档斜齿轮13,14的接触应力z=38,z=13,z=47.66,z=16.31,T=1181.359N·m,T₂=425.241N·m,β=21.99°,K=6.0,m,=4mm=1221.44MPa<1900～2000MPa=1253.03MPa<1900～2000MPa8.计算二档斜齿轮7,8的接触应力2,=35,z=19,z,=44.88,z=24.37,T=744.485N-m,T₂=425.241N-m,β₇=23.01°,=945.36MPa<1300～1400MPa=969.79MPa<1300～1400MPa9.计算三档斜齿轮5,6的接触应力zs=31,z₆=26,zs=41.57,z=34.87,T₂=481.87N·m,T₂=425.241N-m,β₅。=24.93°,=790.26MPa<1300～1400MP。=810.62MPa<1300～1400MP,10.计算四档斜齿轮3,4的接触应力z₃=25,z₄=33,z=31.82,zm=42.00,T=306.174N-m,T₂=425.241N-m,β=22.67°,K。=6.0,m,=3.5mm=826.01MPa<1300～1400MPa=736.33MPa<1300～1400MP11.常啮合斜齿轮1,2的接触应力z₁=17,z₂=33,z=22.63,z₂=43.92,T₁=230.496N-m,T₂=425.241N-m,β=24.62°,=673.72MPa<1300～1400MPa黑龙江工程学院本科生毕业设计=656.80MPa<1300～1400MPa12.计算倒档直齿轮9,10,11,12的接触应力T=663.959Nm==4×21=84mm==4×14=56mm==4×23=92mm=1126.70MPa<1900～2000MPa黑龙江工程学院本科生毕业设计=1185.50MPa<1900～2000MPa=1426.70MPa<1900～2000MPa=1390.87MPa<1900～2000MPa4.4计算各档齿轮的受力1.一档斜齿轮13,14的受力d₃=163.93mm,d=56.07mm,T₂=1181.359Nm,T,=452.241N·m,βFa=Ftanβ₃-4=11412.97tan21.99°=4608.82NF₄=Ftanβ₃-₄=15168.20tan21.99°=61252.二档斜齿轮7,8的受力d,=142.60mm,d₈=77.40mm,T=744.485Nm,T₂=425.241N·m,β,=21.99°=23.01°F₂=Ftanβ₇g=10441.58tan23.01”=4434.34NF=Ftanβ₇g=10988.14tan23.01“=4666.45N3.三档齿轮5,6的受力ds=119.65mm,d₀=100.35mm,T₃=481.87N-m,T₂=425.241N-m,β₅=24.93°F₀s=Ftanβs=8054.66tan24.93°=3743.98NF₆=Ftanβs₆=8475.16tan24.93°=3939.43Nd₃=94.83mm,d₄=125.17mm,T₂=306.174N-m,T₂=425.241N-m,β₅=22.67*F₃=Ftanβ₃=6457.32tan22.67°=2697.18NF₀₄=F₄tanβ₃-4=6794.62tan22.67°=2838.07Nd₁=74.80mm,d₂=145.20mm,T₁=230.496N·m,T₂=425.241N-m,β=24.62°F=Ftanβ-₂=6162.99tan24.62“=2824.24NF₂=Ftanβ₂=5857.31tan24.62“=2684.16N6.倒档齿轮9,10,11,12的受力Fd,=140mm,d=84mm,d=56mm,d=92mm,T=999.546N·m,T,=425.241N-m,T₄=663.959N·mF=Ftana=14279.23tan20°=5197.22NF,1=Ftana=15808.55tan20°=5753.84NF=Ftana=15187.18tan20°=5527.68NF=Ftana=14433.89tan20°=5253.51N4.5本章小结本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各档齿轮的转矩。计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各档齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。黑龙江工程学院本科生毕业设计第5章变速器轴和轴承的设计及校核5.1轴的设计变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，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。这一点很重要，与其它零件的设计不同。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。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，装配工艺而最后确轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定。并与工艺要求有密切关系。在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其直径根据前轴承内径确定。公差一般选f6。第二轴前颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承、衬套还是钢件对钢件直接接触