低速載貨汽車變速器的設計論文

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1、編號： 畢業(yè)設計說明書 題 目：低速載貨汽車變速器的設計 學 院： 機電工程學院 專 業(yè)： 機械電子工程 學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱： 題目類型：理論研究 實驗研究 工程設計 工程技術(shù)研究 軟件開發(fā) 2013年 5月26 日 47 / 53文檔可自由編輯打印

2、摘 要 隨著國內(nèi)高級公路的快速發(fā)展，貨車專用變速器的開發(fā)已迫在眉睫。變速器是汽車傳動系統(tǒng)中一個非常關(guān)鍵的部件，它的好壞直接影響著汽車的性能和安全性。 本次關(guān)于低速載貨汽車變速器的設計是以現(xiàn)有企業(yè)生產(chǎn)的現(xiàn)有汽車變速器作為設計原型，獨立設計出了符合要求的中間軸式五檔變速器。中間軸式變速器也稱三軸式變速器，它是前進檔的動力傳遞采用三根軸來實現(xiàn)的變速器，它的特點是動力的輸入軸和輸出軸有共同的軸線。設計中主要完成了對各檔位傳動比的選擇確定、齒輪參數(shù)的選擇、第一軸第二軸及中間軸的選擇計算、軸的結(jié)構(gòu)設計、軸承的選擇等；對變速器的主要參數(shù)進行了驗證，包括齒輪強度的校核、軸的強度和剛度的校核、軸承壽命

3、的驗算等；對齒輪和軸的運動和受力分析；對同步器及操縱機構(gòu)的選擇等。 變速器的三維仿真結(jié)果表明，中間軸式五檔變速器的方案是可行的，其相關(guān)參數(shù)的選擇計算及校核結(jié)果表明整體性能滿足要求。 關(guān)鍵詞：變速器；中間軸式；五檔；齒輪 Abstract With the rapid development of the domestic high-road, truck-specific transmission development is imminent. Automotive Transmission Transmission is a very critical componen

4、t, it will have a direct impact on the cars performance and safety. The truck speed transmission on the design based on the existing production of existing auto transmission as a design prototype, designed to meet the requirements independent intermediate shaft five-speed transmission. The interm

5、ediate shaft transmission is also known as the three shaft-type transmission, which is forward-speed power transmission of the three axes to achieve the transmission power which is characterized by an input shaft and the output shaft have a common axis. Completed the design of the main transmission

6、ratio of the gear selection determination, the gear selection of parameters, the first intermediate shaft and the second shaft axis selection and calculation, structural design of the shaft, the bearing selection; the main parameters of the transmission authentication, including check gear strength,

7、 shaft strength and stiffness of checking, such as checking the bearing life; the gear and shaft movement and stress analysis; synchronizer and control mechanism for the choice. Transmission of three-dimensional simulation results show that the five-speed gearbox intermediate shaft is feasible, i

8、ts associated parameter selection and checking calculation results show that the overall performance to meet the requirements. Key words: Transmission; intermediate shaft; fifth gear; gear 目 錄 引言 1 1 緒論 2 1.1 課題研究的背景和意義 2 1.2 國內(nèi)外研究狀況及成果 3 1.3 變

9、速器的設計方法和研究內(nèi)容 4 2 變速器的方案設計 4 2.1 傳動機構(gòu)的方案確定 4 2.2 倒檔布置方案 5 2.3 零部件結(jié)構(gòu)方案設計 6 2.3.1齒輪設計 6 2.3.2換檔機構(gòu) 6 2.3.3變速器軸承的選擇 6 3 變速器主要參數(shù)的設計與計算 7 3.1 檔數(shù)的選擇 7 3.2 傳動比的確定 7 3.2.1最低檔傳動比計算 8 3.2.2其他各檔傳動比初選 8 3.3 中心距的確定 9 3.4 外形尺寸的初選 9 3.

10、5 齒數(shù)參數(shù)的選擇 9 3.5.1模數(shù) 9 3.5.2壓力角 10 3.5.3螺旋角 10 3.5.4齒寬 11 3.6 各檔齒輪齒數(shù)分配 12 3.6.1最低檔傳動比計算 12 3.6.2對中心距進行校正 12 3.6.3齒輪齒數(shù)的確定 12 3.7 變速器齒輪的變位 16 3.7.1一檔齒輪的變位 17 3.7.2其他齒輪的變位 17 4 變速器的齒輪與軸的設計計算及校核 17 4.1 齒輪的設計與計算 17 4.1.1常用的齒輪材

11、料 18 4.1.2齒輪材料的選用原則 18 4.1.3各軸的轉(zhuǎn)矩計算 18 4.1.4齒輪強度計算 19 4.2 軸的設計與計算 24 4.2.1軸的結(jié)構(gòu)設計 24 4.2.2軸的工藝要求 25 4.2.3初選軸的直徑 26 4.2.4軸最小直徑的確定 26 4.2.5軸的強度計算 27 4.3 軸承的選擇與校核 32 4.3.1第一軸軸承的選擇與校核 32 4.3.2中間軸軸承的選擇與校核 34 5 變速器同步器及操縱機構(gòu)的選擇 35

12、 5.1 同步器的選擇 35 5.1.1同步器工作原理 35 5.1.2慣性同步器 35 5.2 操縱機構(gòu)的選擇 37 5.2.1概述 37 5.2.2典型操縱機構(gòu) 37 5.2.3互鎖裝置的原理 38 6 變速器殼體的設計 39 7 工藝過程分析 40 7.1 齒輪加工工藝分析 40 7.2 變速器裝配過程工藝分析 41 8 結(jié)論 42 謝辭 43 參考文獻 44 附錄 45 引言 低速載貨汽車（原四輪農(nóng)用運輸車）：與三輪汽車是C3駕駛證規(guī)定的駕駛車型。指以柴油

13、機為動力，最高設計車速小于或等于70km/h，最大設計總質(zhì)量小于或等于4500kg，長小于或等于6m，寬小于或等于2m，高小于或等于2.5m，具有四個輪的貨車。農(nóng)用運輸車的載質(zhì)量一般不超過1.5t，當前四輪農(nóng)用運輸車載貨質(zhì)量分為4個等級，包括1.5t、1.0t、0.75t和0.5t級。 我國農(nóng)用運輸車誕生于20世紀80年代初。我國農(nóng)村運輸?shù)奶攸c是運量小、運距短、貨物分散、道路條件差。由于同噸位的柴油車較汽油車運載能力強，燃油價格低，且柴油保管無須特殊設備，又為廣大農(nóng)民所熟悉，所以，農(nóng)用運輸車均選用柴油機為動力。低速載貨汽車主要從事城市市區(qū)或農(nóng)村間中短途距離運輸?shù)慕煌üぞ?，具有機動靈活、快捷方

14、便的優(yōu)勢，特別是在運輸噸位不大且距離又比較近時，低速載貨汽車便發(fā)揮出了巨大優(yōu)勢。近幾年來隨著我國城市規(guī)模的不斷擴大，城市市區(qū)間越來越需要低速載貨汽車。變速器是汽車傳動系統(tǒng)中重要的組成部分，它直接影響汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性，是汽車的重要部件之一。因此本課題關(guān)于低速載貨汽車變速器的研究對于我們國家農(nóng)業(yè)的發(fā)展，城鎮(zhèn)化的實施有著一定的促進作用，還對我們國家現(xiàn)代化建設和可持續(xù)發(fā)展戰(zhàn)略的實施和推進，具有十分重要的意義。 1 緒論 1.1 課題研究的背景和意義 現(xiàn)代汽車的動力設置，幾乎都采用往復活塞式內(nèi)燃機。它具有體積小，質(zhì)量輕，工作可靠，使用方便等優(yōu)點。但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間

15、存在著較大的矛盾。 大家知道，汽車需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行駛。即使在平坦的柏油路上，汽車以低速等速直線行駛，也需要克服約占汽車總質(zhì)量1.5%的滾動阻力。例如，NJ130汽車，滿載時總質(zhì)量為5360kg，其滾動阻力為800N左右。若需要滿載汽車在坡度為9%的道路上等速上坡行駛，僅上坡阻力就達4824N。如果用發(fā)動機直接帶動汽車驅(qū)動輪，則發(fā)動機需要發(fā)出2050Nm.的扭矩。而NJ130汽車發(fā)動機的最大扭矩只有205Nm，此時，所產(chǎn)生的最大牽引力為482N，和上坡阻力相差10倍之多。顯然，如此小的牽引力，不僅不能上坡行駛，即使在平坦的道路上也不能行駛。另一方面，NJ130汽車

16、發(fā)動機，最大功率為51.5kW，此時曲軸的轉(zhuǎn)速為2800r/min。如發(fā)動機和車輪直接相連，則對應于該轉(zhuǎn)速所換算的汽車速度，竟達到458km/h.。顯然，這樣高的車速是不能實現(xiàn)的。 上述發(fā)動機的扭矩、轉(zhuǎn)速與汽車的牽引力、車速要求之間的矛盾，靠現(xiàn)代汽車的內(nèi)燃機本身是無法解決的。為此，在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器。既可使驅(qū)動車輪的扭矩增大為發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動機轉(zhuǎn)速的若干分之一。此外，汽車的使用條件頗為復雜，變化很大。如汽車的載貨量、道路坡度、路面好壞以及交通情況等。這就要求汽車的牽引力和車速具有較大的變化范圍，以及適應使用的需要。當汽車在平坦的道路上，以高速行

17、駛時，可掛入變速器的高速檔；而在不平的路上或爬較大的坡道時，則應掛入變速器的低速檔。根據(jù)汽車的使用條件，選擇合適的變速器檔位，不僅是汽車動力性的要求，而且也是汽車燃料經(jīng)濟性的要求。例如，汽車在同樣的載貨量、道路、車速等條件下行時，往往可掛入較高的變速器檔位，也可掛入較低的檔位工作。此時只是發(fā)動機的節(jié)氣門開度和轉(zhuǎn)速或大或小而已，可是發(fā)動機在不同的工況下，燃料的消耗量是不一樣的。一般變速器具有四個或更多的檔位，駕駛員可根據(jù)情況選擇合適的檔位，使發(fā)動機燃料消耗量減小。 汽車在某些情況下，如進出停車場或車庫，或在較窄的路上掉頭等需要倒向行駛。然而，汽車發(fā)動機不能倒轉(zhuǎn)工作，因此在變速器設立倒檔。此外，

18、變速器還設有空檔，可中斷動力傳遞，以滿足汽車暫時停止行駛和對發(fā)動機檢查調(diào)整的需要。 對變速器的要求。除一般便于制造、使用、維修以及質(zhì)量輕、尺寸緊湊外，主要還有以下幾點： （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(qū)動輪的傳輸； （3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛； （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； （6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔，亂檔以及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； （7）變速器應當有高的工作效率； （8）變速器的工作噪聲低。 1.2 國內(nèi)外研究狀況及

19、成果 變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項總要依據(jù)。21世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學技術(shù)發(fā)展的重要領域，這些領域的科技進步推動了變速器技術(shù)的發(fā)展。目前國內(nèi)外的變速器主要向著自動變速器方向發(fā)展，自動變速器在實際中所占的比例越來越大，目前有一半以上的轎車和部分重型載貨汽車上使用的是自動變速器。變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展，是衡量汽車技術(shù)水平的一項總要依據(jù)。21世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)等是科學技術(shù)發(fā)展的重要領域，這些領域的科技進步推動了變速器技術(shù)的發(fā)展。 根據(jù)

20、前進檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上；旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器；目前自動變速器得到廣泛的應用。 變速器技術(shù)的發(fā)展動向如下： （1）節(jié)能與環(huán)境保護：變速器的節(jié)能與環(huán)境保護既包括傳動系本身的節(jié)能與環(huán)境保護，也包括發(fā)動機的節(jié)能與保護。因此研究高效率的傳動副來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質(zhì)或潤滑油來避免環(huán)境污染，根據(jù)發(fā)動機

21、的特性和行駛工況來設計變速器，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運行； （2）應用新型材料：材料科學與技術(shù)是21世紀重點發(fā)展的科學技術(shù)領域。各種新型材料在變速器中的應用已經(jīng)推動了汽車技術(shù)的發(fā)展和性能的提高； （3）高性能、低成本、微型化：高性能、高效、精密、低噪聲、長壽命、重量輕、體積小、低成本一直以來是變速器的發(fā)展方向； （4）智能化、集成化：變速器智能化、集成化是信息、電子集成技術(shù)和控制技術(shù)與變速器技術(shù)的結(jié)合。其特點是根據(jù)發(fā)動機的特性和汽車的行駛工況，通過計算機智能控制，實現(xiàn)對變速器傳動比的實時控制，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。將變速器智能化，

22、并且普及到大眾化的汽車上。這樣的汽車可以依據(jù)駕車者的性情、路面的狀況、車身的負荷乃至周邊環(huán)境等多種因素，挑選最適合的功能，實現(xiàn)智能化駕駛，以充分發(fā)揮車輛的性能，降低油耗，確保安全。變速器的發(fā)展使汽車好像有了人的智慧它根據(jù)外界路面的變化，經(jīng)過計算，代替人作出準確聰明的決斷。 隨著科技的發(fā)展和汽車工業(yè)的不斷向前進步，汽車自動變速器會越來越多的得到使用。 1.3 變速器的設計方法和研究內(nèi)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，我們在設計中參考了低速載貨汽車YK4015P宇康牌的變速器，采用了鎖環(huán)式同步器換檔方式。在設計中，我們除了對汽車變速器的結(jié)構(gòu)進行了合理的布置外，還運用了材料

23、力學、機械原理、機械設計等知識，對變速器的軸和齒輪進行了受力分析，對軸的強度和剛度校核，對齒輪的選擇計算及校核以及為這些零件選擇合理的工程材料和熱處理方法，同時也為變速器選擇合理的同步器和操縱機構(gòu)。 在設計的第一階段，通過在網(wǎng)上找資料，圖書館查看相關(guān)書籍，對變速器有了一個大概的了解；在設計的第二階段，通過參考低速載貨汽車的變速器，對變速器進行整體結(jié)構(gòu)布置，確定了最終方案；在設計的第三階段，對齒輪和軸的選擇計算及校核，對同步器和操縱機構(gòu)的選擇；在設計的第四階段，主要任務是繪制變速器的裝配圖和重要的零件圖，確定零件的精度等級及其它參數(shù)；最后，是對整體論文的編寫和整理，以及對前期設計中的錯誤做出修

24、改。 2 變速器的方案設計 2.1 傳動機構(gòu)的方案確定 目前手動檔變速器的傳動機構(gòu)主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 兩軸式變速器的特點： （1）結(jié)構(gòu)簡單；（2）變速箱體尺寸?。唬?）零件布置方便；（4）中間檔位傳動效率高和工作噪音低等優(yōu)點；但是，兩軸式變速器不能設置直接檔，一檔速比不可能設計得很大。 中間軸式變速器的特點： （1）一檔傳動比很大；（2）設置有直接檔；（3）高檔位的齒輪使用常嚙合齒輪傳動，低檔位齒輪可以用也可以不用常嚙合齒輪；（4）除一檔和倒檔外，其他檔位采用同步器或嚙合套換擋。 綜合考慮，本次關(guān)于低速載貨汽車變速器的設計選用中間軸式變速器。

25、 中間軸式五檔變速器的傳動示意圖如圖2.1所示：變速器的三根軸分別為第一軸1（輸入軸），第二軸2（輸出軸），第三軸3（中間軸）。 圖0.1變速器傳動示意圖 —第一軸常嚙合齒輪；—中間軸常嚙合齒輪；—第二軸四檔齒輪； —中間軸四檔齒輪；—第二軸三檔齒輪；—中間軸三檔齒輪； —第二軸二檔齒輪；—中間軸二檔齒輪；—第二軸一檔齒輪； —中間軸一檔齒輪；—第二軸倒檔齒輪；—倒檔軸倒檔齒輪； —中間軸倒檔齒輪； 2.2 倒檔布置方案

26、 圖2.2為常見的倒檔布置方案：圖2.2（a）方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度，但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難；圖2.2(c)方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖2.2(d)方案對2.2(c)的缺點做了修改；圖2.2(e)所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖2.2(f)所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便；為了縮短變速器軸向長度，倒檔傳動采用圖2.2(g)所示方案，缺點是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。 綜合考慮，結(jié)合到實際生產(chǎn)與運用，本次設計已經(jīng)選用了中間軸式變速器，從輸出軸的彎曲

27、應力、換檔的輕便性、操縱機構(gòu)的復雜性等出發(fā)，選用圖2.2（f）的方案進行倒檔布置。 圖2.2倒檔布置方案 2.3 零部件結(jié)構(gòu)方案設計 2.3.1齒輪設計 變速器用的齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本次設計倒檔選用直齒輪，其他檔均選用斜齒輪。 2.3.2換檔機構(gòu) 變速器換檔機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器

28、換檔三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用；常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用；使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動齒輪換擋行程小。 綜合考慮，結(jié)合實際運

29、用，本次設計所有檔均選用同步器換檔。 2.3.3變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。 第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承；變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承；滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方；變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 本次設計中間軸選用圓錐滾子軸承，第二軸左側(cè)選用滾針軸

30、承，第二軸右側(cè)選用圓錐滾子軸承，第一軸用球軸承。 3 變速器主要參數(shù)的設計與計算 根據(jù)相關(guān)要求，為了便于計算，參考了YK4015P宇康牌整車的一些參數(shù)，對低速載貨汽車的主要技術(shù)參數(shù)進行了一些設定，具體參數(shù)如下： 表3.1低速載貨汽車主要技術(shù)參數(shù) 發(fā)動機功率 45.6kw 總質(zhì)量 4000kg 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩 240N.m 主減速器傳動比 4.12 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 1800r/min 最高車速 69.2km/h 3.1 檔數(shù)的選擇 增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。檔數(shù)越多

31、，變速器的結(jié)構(gòu)越復雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換檔頻率也增高。 在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。 檔數(shù)選擇的要求： （1）相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下； （2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小； 目前，轎車一般用4～5個檔位變速器，貨車變速器采用4～5個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車的傳動比范圍在3～4之間，輕型貨車在5～6之間，其它貨車則更大。 出于

32、對變速器的綜合考慮，并結(jié)合實際，中間軸式變速器選用五檔變速器，本課題是關(guān)于低速載貨汽車變速器的設計，不需要設置超速檔，直接把最高檔五檔設置為直接檔，五檔傳動比為1，即=1。 3.2 傳動比的確定 變速器的傳動比是指變速器最低檔的傳動比與最高檔的傳動比的比值。 3.2.1最低檔傳動比計算 一檔傳動比應滿足最大驅(qū)動力能夠克服汽車輪胎與路面的滾動阻力及最大爬坡阻力： （3-1） 由上述公式可得：

33、 （3-2） 式中： ——最大轉(zhuǎn)矩，； ——車輪半徑,選用輪胎規(guī)格7.5—R16（8級）則：； ——主減速器傳動比，； ——傳動系傳動效率； ——汽車重力，； 代入公式（3-2）可得： =3.695 根據(jù)車輪與路面的附著條件： （3-3） （3-4） 在0.5~0.6之間取0.55，=31899N； 代入公式（3-3

34、）可得： =5.513 所以的取值范圍為：； 由于本車為低速載貨汽車且沒有超速檔，故初選一檔齒輪傳動比取4.0。 3.2.2其他各檔傳動比初選 將各檔的傳動比為等比分配 ，則： ；；。 3.3 中心距的確定 由于變速器為中間軸式五檔變速器，初選中心距時可根據(jù)以下的經(jīng)驗公式計算： （3-5） 式中： ——變速器中心距（）； ——中心距系數(shù)，低速載貨汽車； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距； ——變速器一檔傳動比為； ——變速器傳動效率，取

35、； 將各參數(shù)代入公式（3-5）可得： 貨車的變速器中心距在83.678～93.408范圍內(nèi)變化，初?。骸? 3.4 外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器的殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。 低速載貨汽車變速器殼體的軸向尺寸可參考表3.2數(shù)據(jù)選用： 表3.2 貨車變速器殼體的軸向尺寸 四檔 （2.2～2.7） 五檔 （2.7～3.0） 六檔 （3.2～3.5） 為了減小變速器的尺寸

36、，橫向外形尺寸初選為：3A=264mm。 3.5 齒數(shù)參數(shù)的選擇 3.5.1模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則： （1） 為了減輕質(zhì)量，應該在增加模數(shù)的同時，減少齒寬； （2）為了減少噪聲，應該在減小模數(shù)的同時，增加齒寬； （3）考慮到強度方面，各檔齒輪應該選用不同的模數(shù)； （4）考慮到工藝方面，各檔齒輪應該選用相同的模數(shù)。 對于汽車而言，應該盡量減少工作時候產(chǎn)生的噪聲，所以模數(shù)在可能的情況下應該盡量取小點。而對于貨車而言，其作用主要是貨運，應該盡量減少質(zhì)量，所以模數(shù)在可能的情況下應該盡量取大點。變速器齒輪模數(shù)的取值范圍如表3.3所示： 表3.3 變速器齒輪的法向模

37、數(shù) 微型、普通級轎車 中級轎車 中型貨車 重型貨車 2.25~2.75 2.75~3.00 3.5~4.5 4.5~6.0 根據(jù)表中數(shù)據(jù)可以大致確定齒輪模數(shù)的取值在2.8~3.5之間。再根據(jù)國家標準的規(guī)定來取模數(shù)值，如下表3.4所示： 表3.4 變速器常用的齒輪模數(shù) 第一系列 1.00 1.25 1.50 — 2.00 — 2.50 — 3.00 — — 第二系列 — — — 1.75 — 2.25 — 2.75 — 3.25 3.50 在選擇變速器齒輪的模數(shù)時，優(yōu)先選用第一系列。綜合考慮本次設

38、計由于是關(guān)于低速載貨汽車的變速器的設計，所以本次設計的變速器所有檔齒輪的模數(shù)均取3.0mm； 3.5.2壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎曲強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角；對于貨車，為提高齒輪的彎曲強度和表面接觸強度，應選用22.5或25等大些的壓力角；國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的壓力角有20、25、30等，普遍采用30壓力角。 根據(jù)《汽車變速器的新技術(shù)》關(guān)于壓力角的選擇，本次設計中的變速器應該在保證齒輪的強度要求之下，盡量減小模數(shù)

39、，從而可以提高齒輪的重合度，可以減小沖擊載荷和降低噪聲,所以壓力角選擇20。 3.5.3螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強度來著眼，應當選用較大的螺旋角值。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工 作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖3.1所示：

40、 圖3.1 中間軸軸向力的平衡 要使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，必須滿足下述條件： （3-6） （3-7） 兩軸向力平衡,則：

41、 （3-8） 式中： ——作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力； ——作用在中間軸承齒輪1、2上的圓周力； ——齒輪1、2的節(jié)圓半徑。 所以貨車變速器的螺旋角取值為：18～26，取=23 3.5.4齒寬 箱體齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應力增加；選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來選定齒寬,

42、式中：——齒寬系數(shù)，斜齒為6.0～8.5，取=6.0;直齒為4.5～8.5，取=6.0。 3.6 各檔齒輪齒數(shù)分配 通過對中心距、齒輪模數(shù)、壓力角和螺旋角的初步確定，可以根據(jù)傳動方案、變速器的檔數(shù)和初定的傳動比來分配變速器各檔齒輪的齒數(shù)。 3.6.1最低檔傳動比計算 一檔齒輪的傳動比為： 如果一檔齒輪的齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動比也可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和： 直齒輪： 斜齒輪：

43、 （3-9） 式中：——一檔齒數(shù)和；——中心距；——模數(shù)； 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸的軸向尺寸限制，即受軸的剛度限制。在選用時，對軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車可在12～17之間選取，本次設計?。?14；初選螺旋角；模數(shù)。 代入公式（3-9）可得： 取整可得：，則：。 3.6.2對中心距進行校正 通過對齒數(shù)和的計算，所得結(jié)果不是整數(shù)而是通過取整所得，這樣就導致了中心距的變化，所以要根據(jù)算出的齒數(shù)對中心距進行重新計算，再用修正后所得的中心距對其他檔齒輪的齒數(shù)進行計算，以達到齒輪齒數(shù)的合理分配。

44、 （3-10） 將已知參數(shù)代入公式（3-10）可得： ，取整可得：。 3.6.3齒輪齒數(shù)的確定 1、常嚙合齒輪齒數(shù)的確定： （3-11） 而常嚙合齒輪的中心距與一檔的中心距相等，即： （3-12） 已知各參數(shù)如下： ；；；；； 代入公式 （3-11）、（3-12）可得： ，取整可得：； 而

45、，取整可得： 常嚙合齒輪的傳動比為： 即常嚙合齒輪的齒數(shù)為22、32；傳動比為1.45。 查資料得：；；； 分度圓直徑：；； 齒頂高：； 齒根高：。 2、校正后的一檔齒輪齒數(shù)的確定： 即一檔齒輪的齒數(shù)為40、14；傳動比為4.16。 分度圓直徑：；； 齒頂高：； 齒根高：。 3、二檔齒輪齒數(shù)的確定： 已知各參數(shù)如下： ；；；；； 由公式： （3-13） 可得：

46、 （3-14） （3-15） 此外，從減少或者抵消中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式： （3-16） 聯(lián)解上述（3-14）、（3-15）和（3-16）三個方程式，可采用比較方便的試湊法。求解結(jié)果如下： ；；； 即二檔齒輪的齒數(shù)為36、18；傳動比為2.91。 分度圓直徑：；； 齒頂

47、高：； 齒根高：。 4、三檔齒輪齒數(shù)的確定： 已知各參數(shù)如下： ；；；；； 由公式： （3-17） （3-18） （3-19） 聯(lián)解上式（3-17）、（3-18）和（3-19）三個方程式，可采用比較方便的試湊法，求解結(jié)果如下： ；；； 即三檔齒

48、輪的齒數(shù)為31、23；傳動比為1.96。 分度圓直徑：；； 齒頂高：； 齒根高：。 5、四檔齒輪齒數(shù)的確定： 已知各參數(shù)如下： ；；；；； 由公式： （3-20） （3-21） （3-22） 聯(lián)解上述（3-20）、（3-21）和（

49、3-22）三個方程式，可采用比較方便的試湊法，求 解結(jié)果如下： ；；； 即四檔齒輪的齒數(shù)為27、27；傳動比為1.45。 分度圓直徑：； 齒頂高： 齒根高： 6、倒檔齒輪齒數(shù)的確定 已知各參數(shù)如下： ； 中間軸上的倒檔齒輪的齒數(shù)一般略小于中間軸上一檔齒輪的齒數(shù)，即：，取，查閱資料可得，一般倒檔軸上齒輪的齒數(shù)取之間，取，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，應該滿足以下公式： 求解得：； 倒檔的傳動比： 即倒檔齒輪的齒數(shù)為41、23、13；傳動比為4.

50、59。 分度圓直徑：；； ； 齒頂高：； 齒根高：。 第二軸與倒檔軸之間的距離確定： ，?。? 中間軸與倒檔軸之間的距離確定： ，取整可得： 3.7 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪是因為以下幾點： （1）配湊中心距； （2）提高齒輪的強度和使用壽命； （3）降低齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零，高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度；角度變位系數(shù)之和不等于零，角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原

51、則： （1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)； （2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)； （3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值；一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大；一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。結(jié)合實際，本次設計采用角度變位來調(diào)整中心距。 3.7.1一檔齒輪的變位 已知各參數(shù)如下： ；； 代入計算公式，

52、可得： 查《機械設計手冊》的齒輪變位系數(shù)表可得： 3.7.2其他齒輪的變位 通過計算一檔齒輪變位的方法，同理可得： 常嚙合齒輪的變位系數(shù)為：； 二檔齒輪的變位系數(shù)為：； 三檔齒輪的變位系數(shù)為：； 四檔齒輪的變位系數(shù)為：； 倒檔齒輪的變位系數(shù)為：。 將求得的齒輪變位系數(shù)匯總?cè)缦卤?.5所示： 表3.5 變速器各齒輪的變位系數(shù) 一檔齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 倒檔齒輪 變位系數(shù)

53、 1.21 0.31 0.02 0.01 0.02 0.01 -0.10 -0.08 0.05 0.31 -0.22 4 變速器的齒輪與軸的設計計算及校核 4.1 齒輪的設計與計算 一般齒輪的失效形式有輪齒折斷、齒面磨損、齒面點蝕、齒面膠合、塑性變形等，而對于變速器的齒輪而言，其損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為了防止齒輪的損壞需要對其進行強度校核，以滿足齒根彎曲疲勞強度及齒面接觸疲勞強度的設計準則。 4.1.1常用的齒輪材料 1、 鋼 鋼的韌性比較好，耐沖擊，可通過熱處理或化學處理的方法來

54、改善其力學性能及提高齒面硬度，故是制造齒輪最常用的材料。 2、鑄鐵 灰鑄鐵性質(zhì)較脆，抗沖擊及耐磨性均較差，但抗膠合及抗點蝕的能力較好?；诣T鐵齒輪常用于工作平穩(wěn)，速度較低，功率不大的場合。 3、非金屬材料 對于高速、輕載及精度不高的齒輪傳動，為了降低噪聲，常用非金屬材料（日夾布塑膠、尼龍等）作小齒輪，大齒輪仍用鋼或鑄鐵制造。為使大齒輪具有足夠的抗磨損及抗點蝕的能力，齒面的硬度應在250～350 HBS之間。 4.1.2齒輪材料的選用原則 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

55、磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料進行配對 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之間。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 常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動，所以磨損較大，應選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20CrMnTi材料滲碳后淬火，硬度在58～62HRC之間。大齒輪用40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度在48～55HRC之間。一檔傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強度要求比較高。一檔小齒輪用20CrMNTi滲碳后淬火，硬度在56～62HR

56、C之間，大齒輪40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度在46～55HRC之間；其余各檔小齒輪均采用40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度在48～55HRC之間，大齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度在40～50HRC之間。 4.1.3各軸的轉(zhuǎn)矩計算 第一軸的轉(zhuǎn)距： ； 中間軸的轉(zhuǎn)矩： ； 第二軸各檔齒輪的轉(zhuǎn)距： 一檔齒輪：； 二檔齒輪：； 三檔齒輪：； 四檔齒輪：； 倒檔軸： ； 第二軸倒檔齒輪： ； 4.1.4齒輪強度計算 1、斜齒輪彎曲強度的計算及校核：

57、 （4-1） 式中： ——圓周力（），； ——計算載荷（）； ——節(jié)圓直徑（）； ——法向模數(shù)（）； 為斜齒輪螺旋角（）； ——應力集中系數(shù)，； ——齒面寬（）； ——法向齒距，； ——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)； ——齒寬系數(shù)，； 齒形系數(shù)圖如下圖4.1所示： 圖4.1 齒形系數(shù)圖 ——重合度影響系數(shù)，查圖可得：； 將上述有關(guān)參數(shù)代入公式（4-1），整理得到：

58、 （4-2） 如果當計算載荷作用到變速器輸入軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒檔直齒輪的許用彎曲應力在400～850MPa之間，對于貨車而言，倒檔齒輪承受雙向交變載荷作用的許用應力應該取下限；而對于其他檔的斜齒輪的許用彎曲應力在100～250MPa之間。 （1）對一檔齒輪的彎曲強度進行校核： 已知各參數(shù)如下： ；；；；； ；；； 通過查齒形系數(shù)圖4.1可得： 代入公式（4-2）可得： ； ； 對于貨車而言，當計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應力應該小于250Mpa，而，均小于250Mpa

59、，所以滿足彎曲強度要求。 （2）對常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪的彎曲強度進行校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核方法與一檔齒輪的彎曲 強度校正方法相同，同理可得，其計算結(jié)果見表4.1： 表4.1其他各檔齒輪的彎曲強度校核 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 彎曲應力MPa 131.680 100.526 80.471 164.016 90.530 135.492 228.19 107.459 顯然，其他各齒輪的彎曲應力均小于250MPa，所以滿足彎曲強度要求。 2

60、、對倒檔齒輪的彎曲強度進行校核： （4-3） 式中： ——彎曲應力； ——應力集中系數(shù)，； ——計算載荷（）； ——節(jié)圓直徑（）； ——齒寬系數(shù)，； ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪，從動齒輪； ——齒寬（）； ——端面齒數(shù)（），，為模數(shù)； ——齒形系數(shù)； 已知各參數(shù)如下： ；；；； =1.1；； 通過查齒形系數(shù)圖4.1可得：； 代入公式（4-3）可得： 當計算載荷作用在變速器輸入軸上的最大轉(zhuǎn)距時，倒檔直齒輪的許用彎曲應力在400-

61、850MPa之間，在許用的范圍內(nèi)，所以滿足彎曲強度要求。 3、斜齒輪輪齒接觸應力的計算及校核 （4-4） 式中： ——輪齒的接觸應力（）； F ——齒面上的法向力（），； F1 ——圓周力（），； ——計算載荷（）； ——節(jié)圓直徑（）； ——節(jié)點處壓力角（）； ——齒輪螺旋角（）； E ——齒輪的彈性模量（）； ——齒輪接觸的實際寬度（）； ——主、從動齒輪節(jié)圓半徑（）； ——主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑（），直齒輪：；斜齒輪：； 當作用

62、載荷取作用在變速器輸入軸上的載荷時，變速器所有齒輪的許用接觸應力見下表4.2 所示： 表4.2 變速器的許用接觸應力 齒輪 MPa 滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900——2000 950——1000 其他檔 1300——1400 650——700 （1）對一檔齒輪的接觸應力進行校核： 已知各參數(shù)如下： ；；；；； 而：；； ； ； 代入公式（4-4）得： ； 顯然，均小于1900 MPa，所以滿足接觸應力要求。 （2） 對常嚙合齒輪、二檔齒輪、

63、三檔齒輪、四檔齒輪的接觸應力進行校核 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應力的校核方法與一檔齒輪的接觸應力校正方法相同，同理可得，其計算結(jié)果見表4.3： 表4.3其他齒輪的接觸應力 常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪 接觸應力 （MPa） 994.105 994.105 1073.672 1162.135 983.556 1086.785 815.157 922.774 顯然，其他齒輪的接觸應力均小于1300——1400 MPa，所以滿足接觸應力要求。 4、直齒輪倒檔齒輪的接觸應力計算及校核

64、： 已知各參數(shù)如下： ；；； ；； 代入公式（4-4）得到： ； ； ； ； ；； ，，均小于1900 MPa，所以滿足接觸應力要求。 4.2 軸的設計與計算 變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應該有足夠強的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設計變速器軸時，其剛度的大小應以保證齒

65、輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據(jù)經(jīng)驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)剛度和強度方面的驗算。 4.2.1軸的結(jié)構(gòu)設計 輸入軸比較簡單，通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，為了和同步器連接，齒輪的右端有一些和同步器連接的齒，輸入軸結(jié)構(gòu)如下圖4.2所示： 圖4.2輸入軸示意圖 輸出軸一般為階梯軸，主要進行齒輪和同步器的連接，軸的直徑與齒輪的的中心距和大小有

66、關(guān)，輸出軸結(jié)構(gòu)如下圖4.3所示： 圖4.3輸出軸示意圖 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式，本次設計采用的是旋轉(zhuǎn)軸。軸上有一共有2個齒輪，其中一個齒輪與軸一體，另一個齒輪通過花鍵與軸連接。另外還通過平鍵進行軸的周向定位，中間軸結(jié)構(gòu)如下圖4.4所示： 圖4.4中間軸示意圖 4.2.2軸的工藝要求 第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面粗糙度，硬度應在HRC58～63之間，表面光粗糙度不能過低。 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。 綜合考慮，并結(jié)合實際，本次設計的中間軸選用齒輪軸，軸的材料與齒輪一樣，選擇20CrMnTi。 4.2.3初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器中心距的情況下，輸出軸和中間軸的中部直徑，軸的支承間距離和最大直徑的關(guān)系如下： 對輸出軸而言：之間； 對中間軸而言：之間； 輸