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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計
第1章 緒 論
1.1汽車變速器概述
變速器用于改變發(fā)動機曲軸的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，滿足驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，今后要求汽車車型的多樣化、個性化、智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢。但變速器設計一直是汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一，它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離。
變速器的結構除了對汽車的動力性、經(jīng)濟性有影響同時對汽車操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，其他結構措施，可使操縱可靠，不產(chǎn)生跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用斜齒輪、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，不同的傳動比還可以使在其不同路面提高汽車的動力性和經(jīng)濟性，使汽車和發(fā)動機有良好的匹配性。
1.2 課題研究現(xiàn)狀、設計的目的和意義
1.2.1 研究現(xiàn)狀
汽車變速器作為汽車傳動系統(tǒng)中的主要變速機構，它的發(fā)展經(jīng)歷了100多年，隨著汽車技術日新月異的發(fā)展，汽車變速器技術的發(fā)展也發(fā)生了很大的變化。它通過改變轉速比，從而改變傳動扭矩比，與發(fā)動機配合工作。鑒于變速器重要的變速功能，其結構對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響，所以它也是影響整車性能的重要因素之一，因此變速器的質量一直也是汽車行業(yè)競爭的焦點，對變速器的研究開發(fā)也越來越顯得舉足輕重。
隨著生活水平的提高，現(xiàn)在很多農(nóng)戶和小企業(yè)會根據(jù)自身需要和經(jīng)濟狀況選擇購買一輛經(jīng)濟適用的輕型貨車作為運輸車，機械式變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟性貨車廠家，而且經(jīng)濟實用型輕型貨車的銷量在貨車市場一直都不錯，輕型貨車基本上都是5檔機械式變速器。由此可見對輕型貨車的變速器的研究還是很有必要的。
眾所周知，傳統(tǒng)機械式變速器有很多缺點，比如換擋沖擊大，體積大，振動噪聲大和操縱復雜沉重等。但是它也有很多優(yōu)點，例如傳動效率高，工作可靠，使用壽命長，制造工藝成熟和成本低廉等。就目前市場希求和適用角度來看，作為在中國適用性最為廣泛的汽車變速器，依然會較長一段時間內發(fā)揮其不可替代的作用，因此有必要對其作進一步的研究。
1.2.2 設計目的意義
汽車變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時是發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。手動變速器在我國應用十分廣泛，通過對手動變速器的設計，讓我充分了解變速器的構造和設計過程，鍛煉本人的動手能力、獨立思考能力和繪圖能力，使其變速器的學習具有一定的實際意義。
在汽車開發(fā)過程中變速器參數(shù)的選擇十分重要，因為它們關系到車輛的動力性和燃油經(jīng)濟性。如不同車速時驅動力和行駛阻力之間的關系，當車速低于最高車速時，驅動力大于行駛阻力，這樣汽車就可以利用剩余的驅動力加速或爬坡，這些都與變速器的參數(shù)有關。通過對手動變速器的設計讓我更加的了解變速器參數(shù)的選擇過程和優(yōu)化過程。汽車變速器的設計是一個復雜的系統(tǒng)工程。其設計的關鍵是綜合考慮車輛的平順性、動力性和燃油經(jīng)濟性等多方面的設計要求，這就對變速器設計人員提出較高的要求。采用AutoCAD 繪制二維平面圖，對變速器參數(shù)進行優(yōu)化設計，能夠大大提高設計的效率和質量。
1.3 汽車變速器現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢
現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。而自動變速器技術得到了迅速發(fā)展。目前，國內變速器廠商都向著無級變速器和自動變速器方向發(fā)展，國內現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應用上無級變速器，而輕型多擋位汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。
無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器(Continuously Variable Transmission簡稱"CVT") 。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進行變速傳動。無級變速器結構比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化。
幾乎所有的自主整車企業(yè)都在對自動變速器進行研發(fā)，也有企業(yè)推出了產(chǎn)品，但結構都比較簡單，技術很落后，換檔平順性和經(jīng)濟性都讓人難以滿意。以AT(液力自動變速器)為例，國內汽車企業(yè)研究時間較長的是4擋AT，因為布置方案等技術困難，以及AT對生產(chǎn)設備和工藝控制的要求也是難以具備的，至今尚做不出成熟產(chǎn)品。這些因素同樣體現(xiàn)在構造特殊的CVT(機械無級自動變速器)上面。而對于AMT(電控機械自動變速器)、DCT(雙離合變速器)，最大的技術難點是在于軟體發(fā)展和控制。在制造方面，部分可以延續(xù)手動變速器的齒軸生產(chǎn)設備，但加工精度仍需要大幅提高。目前國內，自動變速箱基本依靠國際廠商提供產(chǎn)品或者技術，市場競爭還處在手動變速器和自動變速器之間，中國的變速箱發(fā)展同國際水平差距很大，尚處在初級階段。國內手動變速器的技術在國際上也較為落后，雖然目前大部分廠商都擁有生產(chǎn)手動變速器的設備和能力，但普遍以5檔手動變速箱為主，對于5 檔以上的產(chǎn)品，還得借助一些國外技術進行研究，并且生產(chǎn)出來的產(chǎn)品或多或少還存在齒輪敲擊嘯叫噪音、換檔性能低下等問題。
從國際變速器市場看，不同區(qū)域的變速器裝配情況也不一樣。幾年前出現(xiàn)的雙離合變速器（DCT），結合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性、運動性和自動變速器的方便舒適性。世界范圍內在對其進行大規(guī)模研究和制造，北美已經(jīng)開始在注重舒適性的同時，尋求可以降低油耗的方案，DCT便是很好解決方案之一，而且4擋AT已經(jīng)成為落后技術，其將被6擋AT或者是更多檔位的AT或者是DCT代替。
由于DCT比AT節(jié)約大約10%油耗，今后其會逐漸占據(jù)一部分原有的手動變速器和AT的市場。可見DCT的出現(xiàn)在一定程度上改變了目前的市場格局。未來短期，全球的變速箱市場競爭主要會在各種自動變速器（AT、CVT、和DCT）間展開。
目前全球汽車產(chǎn)量平均以每年3.5％的速度遞增，預計至2015 年全球輕型汽車產(chǎn)量將至少達到8900萬輛。隨著輕型汽車的產(chǎn)量增加，手動變速器和行星齒輪自動變速器的產(chǎn)量預計也將隨之增加，但都將會被AMT(自動變速器) 和CVT(無極變速器) 侵占一部分市場份額。
從商用車的特性上來說，機械式變速器的功用是其他變速器所不能替代的。其載貨量大，需要大功率的發(fā)動機和大轉矩變速器，采用一檔或二檔起步，在起步時才會有足夠的牽引力量將車帶動。特別是在滿載爬坡時，機械式變速器的特點就非常明顯。
1.4 變速器的特點和設計要求及內容
在本次設計中，由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設計,在給定的發(fā)動機最大轉矩、轉速及最高車速、發(fā)動機標定功率等條件下，主要完成變速器機構的設計，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。
對于變速器的要求：
（1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性；
（2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸；
（3）設置倒檔，使汽車能到推行駛；
（4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出；
（5）換擋迅速、省力、方便、工作可靠；
（6）汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；
（7）變速器應當有高的工作效率；
（8）變速器的工作噪聲要低。除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求，滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標。
變速器設計的主要內容：
1、變速器傳動機構方案的選擇；
2、變速器操縱機構的設計；
3、各檔齒輪參數(shù)計算及其強度校核。參數(shù)計算包括變速器傳動比計算、中心距計算、各檔齒輪齒數(shù)的分配、齒輪參數(shù)等，強度校核包括齒輪的彎曲應力的校核、接觸應力的校核以及計算齒輪所受的圓周力、徑向力、軸向力；
4、變速器軸及軸上支撐的計算及其校核。包括格擋齒輪滾針軸承的選擇及其壽命驗算、第二軸和中間軸上圓錐滾子的選擇及其壽命驗算、軸的加工工藝分析、軸的結構設計、各軸直徑及長度計算、軸的強度和剛度計算；
5、同步器的設計選用和參數(shù)選擇；
6、變速器箱體的結構設計設計。
第2章 變速器的結構分析與型式選擇
2.1變速器傳動機構的結構分析與型式選擇
2.1.1有級與無級變速器
有級變速器與無級的相比，其結構簡單、造價低廉，具有高的傳動效率，因此在各種類型的汽車上得到了廣泛的應用。
通常，有級變速器具有3個、4個、5個前進擋；重型載貨汽車和重型越野車則采用多黨變速器，其前進檔位數(shù)多達6-16個甚至20個。
有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。
2.1.2兩軸式與三軸式變速器
三軸式變速器如圖2.1所示。
1-中間軸；2-第一軸；3-第二軸；4-換擋撥叉；5-定位鋼球
圖2.1 載貨汽車的三軸式五檔變速器
其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、二軸同心。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉矩。因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進擋需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。因此，在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所降低。
兩軸式變速器如圖2.2所示。
1-第一軸；2-第二軸；3,4-同步器
圖2.2 轎車具有縱置發(fā)動機時的兩軸式變速器
與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪（見圖2.2）或雙曲面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（）也受到較大限制，但這這一缺點可通過減小各高檔傳動比同時增大主減速比來消除。
2.1.3支承方案分析
有些貨車變速器采用多支承方案（見圖2.3（a））以提高第二軸與中間軸的剛度，這時可采用以該兩軸所決定的平面作為殼體的分界面，以解決軸和齒輪等零部件的拆裝問題。傳統(tǒng)的三軸式變速器的第二軸長且支承剛度差，而各換擋部件多裝在第二軸上，低檔同步條件較差，近年來有些貨車變速器采用短的第二軸方案。如圖2.3（b）所示，其常嚙合傳動齒輪加大，故除了后置嚙合傳動齒輪較大外，各檔齒輪均可設計得緊湊輕巧；另外，低檔同步器安裝在中間軸上，同步慣量減小，這樣既可縮短同步時間又可減輕換擋力；中間軸的支承剛度較大，低檔同步器裝于其上既可減少換擋零部件的磨損，又可減少自動脫檔的可能性。
（a）變速器的多支承方案；（b）變速器的短第二軸方案
圖2.3 變速器的多支承方案與短第二軸方案
2.2變速器零、部件的結構分析與型式選擇
2.2.1齒輪型式
斜齒圓柱齒輪雖然工作時有軸向力且加工稍復雜些，但仍以其運動平衡、噪聲低、壽命長的突出優(yōu)點而受到變速器的普遍采用。直齒圓柱齒輪僅用于一些變速器的一檔和倒檔。
2.2.2軸的結構與分析
變速器軸在工作時承受轉矩及彎矩，軸的明顯變形將影響齒輪正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的結構形狀除應保證其強度與剛度外，還應考慮齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定，它與加工工藝也有密切關系。
第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花鍵尺寸與離合器從動盤轂的內花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動配合。
第二軸制成階梯式的以便于安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。各截面尺寸不應相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處得應力集中會引起軸斷裂。用彈性擋圈定位各檔齒輪雖簡單，但拆裝不方便，且與旋轉件端面有滑摩，同時彈性擋圈也不能承受大的軸向力，故這種結構僅用于輕型及以下的汽車變速器上。第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用漸開線花鍵且以大徑定心更宜。漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，但定位性能好，承載能力大，且鍵齒高較小使小徑相應增大，可增強軸的剛度。
變速器中間軸分為旋轉式及固定式兩種。
旋轉式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上。其上的一檔齒輪常與軸做成一體，而高檔齒輪則用鍵或過盈配合與軸連接以便于更換。如結構尺寸允許，應盡量采用旋轉式中間軸。
固定式中間軸為僅起支承作用的光軸，與殼體呈輕壓配合并用鎖片等作轉向定位。剛度主要由支承于其他的連體齒輪（寶塔齒輪）的結構保證。僅用于當殼體上無足夠位置設置滾動軸承和支承蓋時。
2.2.3軸承型式
變速器多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。通常是根據(jù)變速器的結構選定，再驗算其壽命。
第一軸前軸承（安裝在發(fā)動機飛輪內腔中）采用向心球軸承；后軸承為外圈帶止動槽的向心球軸承，因為它不僅受徑向負荷而且承受向外的軸向負荷。
第二軸前端多采用滾針軸承或短圓柱滾子軸承；后端采用帶止動槽的單列向心球軸承，因為它也要承受向外的軸向力。
旋轉式中間軸前端多采用向心短圓柱滾子軸承，此軸承不承受軸向力，因為在該處布置軸承困難；后軸承為帶止動槽的向心球軸承。中間軸的軸向力應力求相互抵銷，未抵銷部分由后軸承承受。
為適應汽車變速器向著增大其單位質量的傳遞功率、增強其承載能力、具有更高的可靠性。更長的壽命和更好的性能等方向發(fā)展，變速器采用圓錐滾子軸承日益增多。因為與其他軸承此昂比，圓錐滾子軸承的直徑小、寬度大、接觸線長，因而容量大，可以承受高負荷；在承受同樣載荷的情況下其徑向尺寸可以減小，從而縮小中心距，減小變速器的尺寸和質量；圓錐滾子軸承可通過預緊消除軸向間隙和軸向竄動。由于上述優(yōu)點，圓錐滾子軸承已在國外一些轎車、客車和載貨汽車及重型汽車的變速器上得到應用。
2.2.4換擋機構的結構型式與分析
換擋機構的結構型式有同步器、嚙合套和直齒滑動齒輪等三種。
同步器雖然結構比較復雜、制造成本高、精度要求嚴、軸向尺寸大以及存在同步環(huán)的使用壽命有待提高等問題，但由于它能保證輕便、迅速、無沖擊、無噪聲換擋，且對操作技術無要求，從而有利于提高汽車的加速性、燃料經(jīng)濟性與行駛安全性，也可延長齒輪壽命，故在現(xiàn)代轎車上得到了最普遍的應用，在現(xiàn)代其他種類的汽車上采用的也日益增多。
嚙合套換擋用于常嚙合斜齒輪，其結構簡單、制造容易，維修方便，換擋時行程較短且由于同時承受沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，故沖擊及磨損較輕，噪聲低，而齒輪又不參與換擋，因而它們都不會過早損壞。目前它僅用于某些要求不高的檔位和重型汽車變速器上。
2.2.5變速器的操縱機構
變速器操縱機構由變速桿、撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒檔安全裝置等組合于變速器蓋上（圖2.4）。應結構簡單，操縱輕便，檔位清晰，變變速桿的換擋位置（見圖2.5）合理，掛檔準確、迅速、安全可靠（每次只能掛入一個檔，不誤掛倒檔，不自動脫檔）。
（a）變速桿由蓋得上方裝入 （b）變速桿由蓋的下方裝入
1-互鎖銷；2,5-換擋撥叉；3-自鎖用鋼球；4-掛一檔倒檔用的中間桿；6-互鎖鋼球
圖2.4 組合于變速器蓋上的操縱機構
圖2.5 換擋位置圖
自鎖裝置為檔位定位裝置，通過彈簧、鋼球及撥叉軸上的凹槽定位（見圖2.4），以防止自動脫檔并保證接合齒的全長嚙合。
互鎖裝置防止兩檔同掛，保證當移動某一撥叉軸時，其他撥叉軸互被鎖住。銷、球式（見圖2.4）簡單可靠，另有擺動鎖塊式（圖2.6，其中擺動的鎖塊裝在變速器蓋上）、轉動鎖塊式互鎖裝置（圖2.7）及三向鎖銷式（圖2.8）等。
圖2.6 擺動鎖塊式互鎖裝置 圖2.7 轉動鎖塊式互鎖裝置
圖2.8 三向鎖銷式互鎖裝置 圖2.9 倒檔安全裝置
倒檔安全裝置又稱倒檔鎖或選檔阻力裝置（圖2.9）。當變速器桿頭接觸到倒檔鎖銷開始掛倒檔時，要克服鋼球和彈簧的較大阻力，從而產(chǎn)生明顯手感而引起注意。
2.3變速器倒檔布置方案的選擇與分析
倒擋布置應注意以下幾點：
（1）倒擋齒輪在非工作位置時，不得與第二軸的齒輪有嚙合現(xiàn)象；
（2）換入倒擋時不得與其他齒輪發(fā)生干涉；
（3）倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與中間軸的齒輪相碰。
圖2.1為常見的倒擋布置方案。
圖2.1a方案主要用于小客車上。
圖2.1b方案用于四擋直齒滑動齒輪的變速器上。
(a) (b) (c) (d)
(e) (f) (g)
(a) 小客車常用；(b) 直齒滑動嚙合四擋；(c) 多數(shù)五擋采用；(d) c方案的改進 ；
(e) 前進擋常嚙合；(f) 前進擋常嚙合；(g) 一、倒擋各用一跟撥叉軸
圖2.10 擋布置方案
圖2.1（d）方案是對（c）的修改；圖2.1（e）用于所有前進檔都是常嚙合的變速器上；圖2.1（f）也是用于所有前進檔都是常嚙合的變速器上。
為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.1（g）方案；缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器蓋中的操縱機構復雜一些。
倒檔結構方案的選擇，應根據(jù)其它檔布置情況。力求位置合理并縮短變速器的軸向長度。綜合以上幾種變速器倒擋布置方案，選擇圖2.1（f）為變速器的倒擋布置方案[7]。
2.4 本章小結
本章首先對比了兩軸式和中間軸式的優(yōu)、缺點，由于中間軸式變速器的結構工藝性、變速器徑向尺寸、變速器齒輪的壽命、變速器傳動效率好于兩軸式,因此設計的變速器選擇中間軸式；接著本章確定了倒擋布置方案；然后對零部件的結構方案進行了分析，即對齒輪及換擋機構的形式進行了分析；最后對倒擋的布置方案以及防止自動脫擋進行了設計。
第3章 變速器主要參數(shù)的計算及校核
3.1設計的初始數(shù)據(jù)
表3.1已知基本數(shù)據(jù)
最高車速
（Km/h）
發(fā)動機率
（Kw）
額定轉矩
總質量
（Kg）
轉矩轉速
（r/min）
主減速器傳動比
車輪半徑
（mm）
90
88.04
300.67
5455
3200
5.24
393.22
車輪：R16（選205/55R16）
3.2變速器傳動比的確定
確定Ι檔傳動比：
汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有：
= （3.1）
式中：----作用在汽車上的重力，；
----汽車質量；
----重力加速度，；
—發(fā)動機最大轉矩，；
—主減速器傳動比，；
—傳動系效率，；
—車輪半徑，；
—滾動阻力系數(shù)，對于貨車??；
—爬坡度，30%換算為。
則由最大爬坡度要求的變速器I檔傳動比為：
= （3.2）
驅動輪與路面的附著條件：
（3.3）
----汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷；
取
綜上可知： 取
其他各檔傳動比的確定：
按等比級數(shù)分配原則：
（3.4）
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：
，，，
=
高檔使用率比較高，低檔使用率比較低，所以可使高檔傳動比較小，所以取其他各擋傳動比分別為：
=；；
3.3中心距A
3.3.1初選中心距
可根據(jù)下述經(jīng)驗公式
（3.5）
式中：—變速器中心距（mm）；
—中心距系數(shù)，商用車：；
—發(fā)動機最大轉矩（N.m）；
—變速器一擋傳動比，；
—變速器傳動效率，取96% ；
—發(fā)動機最大轉矩，。
則，
初選中心距。
3.3.2變速器的軸向尺寸
貨車變速器殼體的軸向尺寸:mm。
3.4齒輪參數(shù)及齒輪材料的選擇
3.4.1齒輪模數(shù)
同步器與嚙合套的接合齒多采用漸開線齒形。出于工藝性考慮，同一變速器的接合齒采用同一模數(shù)。輕中型貨車為2-3.5，選取較小的模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋。
變速器一檔及倒檔模數(shù)為3.5mm，其他檔位為3.0。
3.4.2齒形、壓力角及螺旋角
根據(jù)劉維信的《汽車設計》表6-3汽車變速器齒輪的齒形，壓力角及螺旋角分別為：
表3.2
齒形
壓力角
螺旋角
GB1356 78規(guī)定的標準齒形
選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一，第二軸上的斜齒輪一律取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。
3.4.3齒寬
通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.4～8.0，取 8 .0；
斜齒，取為7.0～8.6，取8.0。
一檔及倒檔齒輪齒寬mm;其他檔位齒輪齒寬mm。
第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪的壽命。
采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取4mm。
3.4.4齒頂高系數(shù)
一般規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。
3.4.5齒輪材料的選擇原則
1、滿足工作條件的要求
不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
2、合理選擇材料配對
如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。
3、考慮加工工藝及熱處理工藝
變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：
時滲碳層深度0.8～1.2
時滲碳層深度0.9～1.3
時滲碳層深度1.0～1.3
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。
對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒[13]。
3.5一檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算
圖3.1 中間軸式五檔變速器簡圖
3.5.1一擋齒輪參數(shù)的計算
中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12~17之間選用，最小為12-14，取，一擋齒輪為斜齒輪。
一擋傳動比為 （3.6）
為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，
（3.7）
==55
即=-=55-13=42
對中心距進行修正
因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
理論中心距：==102.427mm （3.8）
對一擋齒輪進行角度變位：
端面壓力角： tan=tan/cos （3.9）
=21.17°
端面嚙合角： cos= （3.10）
=23.3°
由表14-1-21查得：
齒輪齒數(shù)之比
變位系數(shù)之和 （3.11）
=0.47067
查圖14-1-4選擇變位系數(shù)線圖（，），可知，則
計算精確值：A= （3.12）
當量齒數(shù)
根據(jù)齒形系數(shù)圖可知
一擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =3.5×42/cos22.26°=158.82mm
=3.5×13/cos22.26°=49.16mm
中心距變動系數(shù) =（92-91.25）/3.5=0.214
齒頂變動系數(shù) =0.145-0.214=0.0688
齒頂高 =3.4279mm
=5.07055mm
齒根高 =4.52mm
=4.01mm
齒高 =7.64mm
齒頂圓直徑 =141.56mm
=56.07mm
齒根圓直徑 =126.15mm
=40.81mm
3.5.2一擋齒輪強度的計算
1.齒輪彎曲應力的計算
圖3.2 齒形系數(shù)圖
斜齒輪彎曲應力
（3.13）
式中： —計算載荷（N·mm）；
—法向模數(shù)（mm）；
—齒數(shù)；
—斜齒輪螺旋角；
—應力集中系數(shù)，；
—齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖2.1中查得；
—齒寬系數(shù)；
—重合度影響系數(shù)，。
（1）計算一擋齒輪9，10的彎曲應力 ，
。
2齒輪接觸應力的計算
（3.14）
式中：—輪齒的接觸應力（MPa）；
—計算載荷（N.mm）；
—節(jié)圓直徑(mm)；
—節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；
—齒輪材料的彈性模量（MPa）；
—齒輪接觸的實際寬度(mm)；
、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；
、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。
彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬=7×4=28mm
表3.3 變速器齒輪的許用接觸應力
齒輪
齒輪類型
一擋和倒擋
常嚙合齒輪和高擋
滲碳齒輪
1900～2000
1300～1400
液體碳氮共滲齒輪
950～1000
650～700
（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力
mm
mm
=
=
3.5.3一擋齒輪受力的計算
N
3.6常嚙合齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算
3.6.1常嚙合齒輪參數(shù)的計算
求出常嚙合傳動齒輪的傳動比
（3.15）
=
因常嚙合傳動齒輪副的中心距與一擋齒輪副以及其他各檔齒輪副的中心距相等，初選=，即
（3.16）
（3.17）
=
由式（3.15）、（3.17）得，，則：
=
表3.4對常嚙合齒輪進行角度變位
理論中心距（mm）
端面壓力角（）
端面嚙合角（）
變位系數(shù)
精確值（）
當量齒數(shù)
齒形系數(shù)
102.66
21.57
23.37
0.43
0.035
24.68
32
52
0.17
0.158
表3.5 常嚙合齒輪參數(shù) （mm）
分度圓直徑
中心距變動
系數(shù)
齒頂高變動
系數(shù)
齒頂高
齒根高
79.23
128.75
0.446
0.0186
4.23
3.05
2.46
3.64
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
6.69
87.70
134.85
74.31
121.46
3.6.2常嚙合齒輪強度的計算
表3.6 常嚙合齒輪的接觸應力與彎曲應力
彎曲應力（）
接觸應力（）
（）
（）
（mm）
（mm）
（）
（）
140.76
143.94
31.69
9.81
1297.47
1330.89
3.6.3常嚙合齒輪受力的計算
表3.7 常嚙合齒輪的受力
圓周力（N）
徑向力（N）
軸向力（N）
7213.42
6855.58
2887.58
2744.28
3312.84
3148.50
3.7二檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算
3.7.1二檔齒輪參數(shù)的計算
二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選
（3.18）
=
（3.19）
=
由式（3.18）、（3.19）得，
則，=
表3.8 對二檔齒輪進行角度變位
理論中心距（mm）
端面壓力角（）
端面嚙合角（）
變位系數(shù)
精確值（）
當量齒數(shù)
齒形系數(shù)
102.83
21.3
22.9
-0.0549
0.46
22.62
57
24
0.15
0.17
表3.9 二檔齒輪參數(shù) （mm）
分度圓直徑
中心距變動
系數(shù)
齒頂高變動
系數(shù)
齒頂高
齒根高
146.24
61.74
0.39
0.0151
2.79
4.33
3.91
2.37
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
6.70
151.82
70.41
138.41
57.00
3.7.2常嚙合齒輪強度的計算
表3.10 二檔齒輪的接觸應力與彎曲應力
彎曲應力（）
接觸應力（）
（）
（）
（mm）
（mm）
（）
（）
300.47
278.96
29.33
12.38
1161.30
1191.22
3.7.3二擋齒輪受力的計算
表3.11 二檔齒輪的受力
圓周力（N）
徑向力（N）
軸向力（N）
13586.15
14295.19
5353.64
5633.04
5657.74
5953.01
3.8三檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算
3.8.1三檔齒輪參數(shù)的計算
（1）三擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選
（3.20）
（3.21）
=
由式（3.20）、（3.21）得，則，=
表3-12 對三檔齒輪進行角度變位
理論中心距（mm）
端面壓力角（）
端面嚙合角（）
變位系數(shù)
精確值（）
當量齒數(shù)
齒形系數(shù)
103.54
21.43
22.068
-0.1053
0.26
22.62
50
32
0.149
0.162
表3.13 三檔齒輪參數(shù) （mm）
分度圓直徑
中心距變動
系數(shù)
齒頂高變動
系數(shù)
齒頂高
齒根高
126.74
81.24
0.15
0.011
2.68
3.78
4.07
2.97
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
6.75
132.10
88.80
118.61
75.30
3.8.2三檔齒輪強度的計算
表3.14三檔齒輪的接觸應力與彎曲應力
彎曲應力（）
接觸應力（）
（）
（）
（mm）
（mm）
（）
（）
229.89
222.48
25.42
16.29
948.05
972.48
3.8.3三擋齒輪受力的計算
表3.15 三檔齒輪的受力
圓周力（N）
徑向力（N）
軸向力（N）
10325.47
10864.35
4068.77
4281.11
3312.84
3148.50
3.9四檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算
3.9.1四檔齒輪參數(shù)的計算
（1）四擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選
（3-22）
=
（3-23）
=
由（3-22）和（3-23）得，，
則：
表3.16 對四檔齒輪進行角度變位
理論中心距（mm）
端面壓力角（）
端面嚙合角（）
變位系數(shù)
精確值（）
當量齒數(shù)
齒形系數(shù)
102.661
21.57
23.365
0.5
-0.034
24.68
42
43
0.176
0.144
表3.17 四檔齒輪參數(shù) （mm）
分度圓直徑
中心距變動
系數(shù)
齒頂高變動
系數(shù)
齒頂高
齒根高
102.34
105.64
0.446
0.019
4.44
2.84
2.25
3.85
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
6.69
111.22
111.32
97.84
97.93
3.9.2四檔齒輪強度的計算
表3.18四檔齒輪的接觸應力與彎曲應力
彎曲應力（）
接觸應力（）
（）
（）
（mm）
（mm）
（）
（）
149.67
192.48
21.18
21.86
805.02
825.76
3.9.3四擋齒輪受力的計算
表3.19 四檔齒輪的受力
圓周力（N）
徑向力（N）
軸向力（N）
7940.88
8355.30
43178.73
3344.62
3646.94
3837.26
3.10倒檔齒輪參數(shù)的計算、齒輪校核、受力計算
3.10.1倒檔齒輪參數(shù)的計算
倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21-23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選，則：
=mm （3-24）
取整mm
端面壓力角： tan=tan/cos （3-25）
端面嚙合角： cos= （3-26）
由表14-1-21查得：
變位系數(shù)之和 （3-27）
則
當量齒數(shù) （3-28）
根據(jù)齒形系數(shù)圖可知
倒擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑 =3.5×22/cos20.36°=82.1311mm
中心距變動系數(shù) =（66-65.33）/3.5=0.1914
齒頂高變動系數(shù) =0.19759-0.1914=0.00619
齒頂高 =2.6999mm
齒根高 =5.5134mm
齒高 =7.8533mm
齒頂圓直徑 =87.5309mm
齒根圓直徑 =71.8243mm
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和9的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取間隙為5mm：
（3-29）
初選，
由得
取整為
表3.20 對倒檔齒輪進行角度變位
理論中心距（mm）
端面壓力角（）
端面嚙合角（）
變位系數(shù)
精確值（）
當量齒數(shù)
齒形系數(shù)
130.36
21.17
20.75
-0.323
0.22
19.56
51
32
0.144
0.157
表3.21 倒檔齒輪參數(shù) （mm）
分度圓直徑
中心距變動
系數(shù)
齒頂高變動
系數(shù)
齒頂高
齒根高
159.71
100.28
0.468
-0.57
4.37
6.27
5.50
3.60
全齒高
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
9.87
168.44
112.82
148.70
93.07
3.10.2倒檔齒輪強度的計算
1彎曲應力
2接觸應力
mm
mm
=
表3.22 倒檔齒輪的接觸應力與彎曲應力
彎曲應力（）
接觸應力（）
（）
（）
（mm）
（mm）
（）
（）
136.60
239.61
30.74
12.15
820.08
1368.78
3.10.3倒擋齒輪受力的計算
表3.23 倒檔齒輪的受力
圓周力（N）
徑向力（N）
軸向力（N）
8070.77
22483.92
3115.52
8679.34
2865.95
7984.10
3.11本章小結
本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；并根據(jù)各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數(shù)，同時對各擋齒輪進行變位，接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)，最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。
第四章 軸及軸上支承的計算及其校核
4.1軸承的選擇及壽命驗算
4.1.1滾針軸承的選擇及壽命驗算
1.輸出軸五檔齒輪滾針軸承的選擇
對貨車軸承壽命要求是25萬km，由劉維信汽車設計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知h
h
由 r/min
KN
根據(jù)式（7-2-1）
查表7-2-31~表7-2-26可知
KN
根據(jù)式（7-2-6）
查表（7-2-29）KN
查表（7-2-31）KN
查表（7-2-85）選擇滾針軸承：
表4.1五檔滾針軸承參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
質量
軸承代號
安裝尺寸
脂
油
K型
38
46
30
44.0
82.5
6700
9500
30.14
2.7
軸承壽命驗算：
由h
故所選軸承合格。
根據(jù)速比極差計算各檔轉速：
====
====
即r/min r/min r/min r/min
2.輸出軸四檔齒輪滾針軸承的選擇
由劉維信汽車設計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知h
KN
根據(jù)式（7-2-1）
查表7-2-31~表7-2-26可知
KN
根據(jù)式（7-2-6）
查表（7-2-29）KN
查表（7-2-31）KN
查表（7-2-85）選擇滾針軸承：
表4.2四檔滾針軸承參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
質量
軸承代號
安裝尺寸
脂
油
K型
48
56
30
49.8
105
5300
7500
30.14
2.7
軸承壽命驗算：
由
故所選軸承合格。
3.輸出軸三檔齒輪滾針軸承的選擇
由劉維信汽車設計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知h
KN
根據(jù)式（7-2-1）
查表7-2-31~表7-2-26可知
KN
根據(jù)式（7-2-6）
查表（7-2-29）KN
查表（7-2-31）KN
查表（7-2-85）選擇滾針軸承：
表4.3三檔滾針軸承參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
質量
軸承代號
安裝尺寸
脂
油
K型
52
60
30
52.0
112
4800
6700
---
30.14
2.7
軸承壽命驗算：
由h
故所選軸承合格。
4.輸出軸二檔齒輪滾針軸承的選擇
由劉維信汽車設計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知h
KN
根據(jù)式（7-2-1）
查表7-2-31~表7-2-26可知
KN
根據(jù)式（7-2-6）
查表（7-2-29）KN
查表（7-2-31）KN
查表（7-2-85）選擇滾針軸承：
表4.4二檔滾針軸承參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
質量
軸承代號
安裝尺寸
脂
油
K型
55
62
40
62.5
160
4800
6700
73
40.17
2.3
軸承壽命驗算：
由h
故所選軸承合格。
5.輸出軸一檔齒輪滾針軸承的選擇
由劉維信汽車設計表6-9變速器各檔的相對工作時間或使用率可知h
KN
根據(jù)式（7-2-1）
查表7-2-31~表7-2-26可知
KN
根據(jù)式（7-2-6）
查表（7-2-29）KN
查表（7-2-31）KN
查表（7-2-85）選擇滾針軸承：
表4.5一檔滾針軸承參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
質量
軸承代號
安裝尺寸
脂
油
K型
75
83
30
72.5
98.2
3600
5000
---
30.14
2.7
軸承壽命驗算：
由h
故所選軸承合格。
6.倒檔齒輪滾針軸承的選擇
h KN
根據(jù)式（7-2-1）
查表7-2-31~表7-2-26可知
根據(jù)式（7-2-6）
查表（7-2-29）KN
查表（7-2-31）KN
查表（7-2-85）選擇滾針軸承：
表4.6倒檔滾針軸承參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
質量
軸承代號
安裝尺寸
脂
油
K型
40
48
30
45.2
86.8
6300
9000
30.14
2.7
軸承壽命驗算：
由h
故所選軸承合格。
倒檔軸齒輪11，,12
表4.7倒檔雙聯(lián)齒輪滾針軸承參數(shù)
基本尺寸
基本額定載荷
極限轉速
質量
軸承代號
安裝尺寸
脂
油
K型
42
50
20
31.0
54.2
6000
85000
---
20.14
2.7
4.1.2圓錐滾子軸承的選擇及壽命驗算
1.第二軸兩端軸承的選擇
初選軸承型號 30208 和323088
因為掛I檔時齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個圓錐滾子軸承在掛I檔時所受力最大。軸向載荷分析圖如下
圖4.1第二軸圓錐滾子軸承受力分析
N N
根據(jù)力的徑向平衡條件有：
N
N
軸承的轉速為352r/min
計算兩軸承壽命：
附加軸向力：
N
N
因為
所以軸承I被“壓緊”，軸承II被“放松”。
所以被“壓緊”的軸承工作所受的總軸向力必須與相平衡，即
軸承I：
N
KN
軸承II：
N
KN
軸承的名義壽命L（以轉為單位）
由h
故所選軸承合格。
中間軸兩端圓錐滾子軸承的選擇：
初選軸承型號 33228 和32308
因為掛I檔時齒輪所受圓周力，軸向力，徑向力最大，所以兩個圓錐滾子軸承在掛I檔時所受力最大。軸向載荷分析圖如下
圖4.2中間軸圓錐滾子軸承受力分析
N N
根據(jù)力的徑向平衡條件有：
N
N
軸承的轉速為1137r/min
計算兩軸承壽命：
附加軸向力：
N
N
因為
所以軸承I被“壓緊”，軸承II被“放松”。
所以被“壓緊”的軸承工作所受的總軸向力必須與相平衡，即
軸承I：
N
KN
軸承II：
N
N
軸承的名義壽命L（以轉為單位）
由h
故所選軸承合格。
故所選軸承合格。
4.2軸的工藝要求
倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8[15]。
對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度[16]。
對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少[17]。
4.3軸的校核計算
4.3.1初選軸的直徑
三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A按下式初選：=
第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機最大轉矩按下式初選：
（4.1）
式中：—經(jīng)驗系數(shù)，；
—發(fā)動機最大轉矩（N.m）。
初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵，彈性擋圈等標準件以及軸的剛度，強度驗算結果進行修正。
第一軸花鍵部分直徑；第二軸