轻型商用车变速器设计

《轻型商用车变速器设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《轻型商用车变速器设计（37页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、本科学生毕业设计轻型商用车变速器设计摘要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡， 转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最 有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴 的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大 的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通 过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，

2、变速器 的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型 变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。关键字：变速器；设计；齿轮；轴；校核ABSTRACTTransmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and spee

3、d Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function.Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close t

4、o the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the contr

5、ol shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid.This paper describes the design of three-axis five block manual tran mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For

6、some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice.Keywords : Transmission; Design; Gear; Axis;Checking目录摘要错误!未定义书签。ABSTRACT错误!未定义书签。第 1 章 绪论 错误!未定义书签。1.1选题的背景 错误!未定义书签。1.2目的及意义 1第 2 章 总体

7、方案设计 22.1 汽车参数的选择 32.2 变速器设计应满足的基本要求 32.3 传动机构布置方案分析 32.3.1固定轴式变速器 32.3.2倒档布置方案 42.3.3其它问题 62.4 齿轮形式 72.5 换挡机构形式 72.7 变速器轴承 82.7 本章小结 9第 3 章 变速器设计和计算 113.1 档数 113.2 传动比范围 错误!未定义书签。3.3 各档传动比的确定 错误!未定义书签。3.3.1 主减速器传动比的确定 错误!未定义书签。3.3.2 最低档传动比的确定 错误!未定义书签。3.3.3 各档传动比的确定 错误!未定义书签。3.3.4 中心距的选定 错误!未定义书签。3

8、.3.5 变速器的外形尺寸 错误!未定义书签。3.4 齿轮参数 错误!未定义书签。3.4.1 模数的选取 143.4.2 压力角 153.4.3 螺旋角 153.4.4 齿宽 163.4.5 齿顶高系数 173.4.6 变位系数的选择原则 173.5 各档齿数的分配 183.5.1 确定一档齿轮的齿数 183.5.2 对中心距进行修正 193.5.3 确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数 错误!未定义书签。3.5.4 确定其他各档齿数及变位系数 错误!未定义书签。3.5.5 确定倒档齿轮齿数及变位系数 错误!未定义书签。3.6 本章小结 错误!未定义书签。第 4 章 变速器的校核 错误!未定义书

9、签。4.1 齿轮的损坏形式 错误!未定义书签。4.2 齿轮强度计算 错误!未定义书签。4.2.1 齿轮弯曲强度计算 错误!未定义书签。4.2.2 齿轮接触应力计算 错误!未定义书签。4.3 轴的结构设计 错误!未定义书签。4.4 轴的强度验算 错误!未定义书签。4.4.1 轴的刚度的计算 274.4.2 轴的强度的计算 错误!未定义书签。4.5 轴承寿命计算 错误!未定义书签。4.6 本章小结 错误!未定义书签。第 5 章 同步器的设计 错误!未定义书签。5.1 锁销式同步器 错误!未定义书签。5.1.1 锁销式同步器结构 错误!未定义书签。5.1.2 锁销式同步器工作原理 错误!未定义书签。

10、5.2 锁环式同步器 405.2.1 锁环式同步器结构 405.2.2 锁环式同步器的工作原理 405.2.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 415.3 副车架与主车架的连接设计 43第 6 章 变速器操纵机构 446.1 直接操纵手动换挡变速器 446.2 远距离操纵手动换挡变速器 错误!未定义书签。6.3 本章小结 错误!未定义书签。结论错误!未定义书签。参考文献 错误!未定义书签。致谢错误!未定义书签。附录49第 1 章 绪 论1.1 选题的背景近几年国内外汽车工业迅猛发展，车型的多样化和个性化已经成为汽车发展的趋 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

11、动 轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，特别是对轻型商 用车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也 是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降， 使汽车的运行噪声增大。国产商用车所装配的变速器主要以国产手动档变速器为主，变 速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速箱有三、四、五和 多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、 中间轴式和多中间轴式变速箱。汽车变速器是影响整车动力性、经济性、舒适性的重要 总成，国内外的汽车制造与销售数据显示，人们对汽车

12、驾乘的舒适性越来越重视。国内 商用车市场的快速发展，2008 年全国载货汽车保有量为 10、465、404 辆，与 2007 年 相比，增加 722、181 辆，增长 7.41%。其中轻型载货汽车 5、863、787 辆，贡献度最 大的车型是轻型货车，轻型货车对商用车销量的贡献度为 44.16%，其次是重型货车和 微型货车，其贡献度分别为 19.89%和 12.93%。汽车变速器的使用寿命与整车基本相当， 售后维修市场对变速器总成的需求仅占少数，故此可将轻型商用车市场近似为它的变速 器配套市场空间。随着全球能源及原材料价格的不断上涨，汽车销售价格的下降，要求 汽车变速器向着体积小质量轻、承载能

13、力大、结构紧凑上发展。这就要求零件设计结构 机械性能也要相应有所改变，向着小巧紧凑高强度，高刚性方向改进，进而也要求有新 技术新工艺来保证能够制造出来。目前许多变速器生产企业正在研发一些能大幅提高离 合器、同步器寿命和行车安全性，且保留了传统有级机械变速器传动效率高、体积小、 机构简单、使用可靠、易于制造、成本低、燃油消耗少和维护与使用费用低、多档位、 大速比变化范围改善了汽车的动力性、燃油经济性和换档平顺性的变速器。现在汽车变 速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。无级变速机构由两组锥 形轮组成，包括一对主动锥形轮（锥形轮组 1）和一对被动锥形轮（锥形轮组2） 同时 有一根

14、链条运行在两对锥形轮 V 形沟槽中间，链条的运动如同动力传递单元。锥形轮 组 1 由发动机的辅助减速机构驱动，发动机的动力通过链条传递给锥形轮组 2 直至终端 驱动。在每组锥形轮中有一个锥形轮可以在轴向移动，调整链条在锥形轮的工作直径并 传递速比。两组锥形轮必须保持相同的调整，以保证链条始终处与涨紧状态，使传递扭 矩时锥形轮接触充分的压力。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗的行驶里 程提高 30%。通过选择最佳传动比，获得最有利的功率输出，它的传动比比传统的变 速器轻，结构更简单而紧凑。世界各大汽车制造商正竞相开发无级变速器。专家预计 2008至 2009 年间无级变速器将成为世界各大

15、汽车制造商的技术开发重点。1.2 目的及意义通过一步步的计算和校核来改善变速器的工作状态，使其达到理想的舒适性并减小 工作时的噪声。传统的变速器设计设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值， 然后计算其强度，传动质量指标等，如不符合要求根据经验公式改变某些参数，继续计 算直至符合所有的条件与要求。通过本题目的设计，可综合运用所学知识对轻型商用车 的手动变速器进行设计。由于本题目模拟工程一线实际情况，通过毕业设计可与工程实 践直接接触，从而可以提高解决实际问题的能力，综合提高自身的设计和制造水平。本设计研究基本内容是研究轻型商用车的机械变速器的组成、结构与原理，弄清楚 同步器、齿轮、轴等零部

16、件之间的配合关系。选择标准齿轮模数在总当数和一档传动比 确定后，合理分配各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验 算，确定齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出所有 轴的基本尺寸，对每个档位下对轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构与尺寸，绘 制出各个轴的结构与尺寸，对现有传统变速器的结构进行改进、完善，最终完成变速器 的零件图和装备图的绘制。利用计算机辅助设计软件绘制变速器的各零件的零件图，并 完成变速器的总装配图。在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案进 行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设

17、 计。第 2章总体方案设计2.1 汽车参数的选择变速器设计所需的汽车基本参数如下表:表2.1 设计基本参数表发动机最大功率最高车速总质量最大转矩66kw110km/h4060kg210 Nm2.2变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求:1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5）换挡迅速，省力，方便。6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象 发生。7）变速器应当有高的工作效率。 除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修

18、方便等要求满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动 比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。 2.3传动机构布置方案分析2.3.1 固定轴式变速器固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其 中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机 前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺 寸小，布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直 接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外， 受结构限制，两

19、轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。所以我选择的是中间轴式 的变速器。图 2.1 ，分别示出了几种中间轴式五挡变速器传动方案。它们的共同特点是：变速 器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接 挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，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 因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位 工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传 递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，

20、一挡仍然有 较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用 或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采 用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步 器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式 变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变 速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。图2.1a所示方案，除一档和倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮 传动。图2.1b, c, d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图3.

21、1d所示方案中的 倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减 少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只 有四个前进挡的变速器。以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方 式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位 用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。发动机前置后轮驱动的货车采用中间轴式变速器，为加强传动轴刚度，可将变速 器后端加中间支撑。 中间轴和第二轴都有三个支承。如果在壳体内，布置倒挡传动齿 轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。2.3.2

22、倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数 方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，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。前者虽然结构简单，但是中ab)图2.1中间轴式五挡变速器传动方案间传动齿轮的轮齿，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，并使倒挡传动比略有增加。图2.2为常见的倒挡布置方案。图2.2b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴 上的一挡齿轮，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 挡困难。图2.2c所示方案能

23、获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.2d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.2c所示方案。图2.2e所示方案是 将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.2f所示方案适用于全部齿 轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有 的货车倒挡传动采用图2.2g所示方案。其缺点是一，倒挡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。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，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挡，都应当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，然后按照从低挡到高挡

24、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。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为 使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再r 1丄4W丽图2.2倒挡布置方案图2.3倒挡轴位置与受力分析布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一 挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响, 如图2.3所示。2.3.3其他问题经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠 近轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角

25、较小，齿轮保 持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于1 （为 0.70.8）的超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶1km所需发动机曲轴的 总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用 超速挡会使传动效率降低，噪声增大。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状 态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的 制造精度等。2.4 齿轮形式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点 是制造时稍复杂，工作时有轴

26、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 低档和倒挡。我的设计中一挡和倒挡用的是直齿轮，其他挡都是斜齿轮。2.5 换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各 挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲 击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而 换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器） 时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响 行驶安全性。

27、因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡 这时，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，它们都不会 过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍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惯性矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这 是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用 啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程

28、度无关， 从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽 然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特 别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要 求尽可能一样。自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目 前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种：互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是 防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：（1）互锁销式图2.4是汽车上用得最

29、广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销 子的长度和凹槽来保证互锁。图2.4, a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.4, b、c、d为某一叉轴在 工作位置，而其它叉轴被锁住。abcd图2.4互锁销式互锁机构（2）摆动锁块式图2.5为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并 可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起 部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。（3）转动钳口式图2.6为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口 中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴

30、槽内，此时钳 形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构， 使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自 动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒 注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计锁定机构采用自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通 过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感

31、觉，防止误挂倒档。 2.6变速器轴承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。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。图2.5摆动锁块式互锁机构 图2. 6转动钳口式互锁机构汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有 困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可 布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内 腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴 向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的

32、球轴承。第二 轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则 上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由 后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷 等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺 点。变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用 中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后 壁两轴承孔之间的距离不小于620mm，下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承，滑动轴套

33、主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的 地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度 高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响 齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。在本次设计中由于工作条件的需要主要选用了圆锥滚子轴承、深沟球轴承和滚针 轴承。2.7本章小结本章首先先确定了设计变速器所需的汽车主要参数以及设计变速器所应满足的基 本要求，对自己的设计也有了一定的规范。然后又对变速器的传动机构和档位的布置 形式的进行了简单的介绍，分析了各个传动方案的优缺点，选取了合理高效的的传动 方案和

34、一些在设计变速器时常遇的问题，为后面齿轮和轴的计算打下了良好的基础。 最后对齿轮的形式做了介绍和优缺点的比较，通过以上比较合理的选择齿轮形式。分 析了几种换挡形式，和容易出现的问题，并提供了相关的解决方法，最后很据轴的工 作条件和工作状态，对轴承也形式也做了选择。第3 章 变速器设计和计算3.1 挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复 杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡 之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在 1.8

35、 以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡 区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用 45 个挡位， 级别高的轿车变速器多用 5 个挡，货车变速器采用 45 个挡位或多挡。装载质量在 23.5T 的货车采用 5 挡变速器，装载质量在 48T 的货车采用 6 挡变速器。多挡变速 器多用于重型货车和越野车。本设计为 5 挡变速器。3.2 传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范 围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的 传动比范围在 34

36、之间，轻型货车在 56 之间，其他货车则更大。3.3 各档传动比的确定3.3.1 主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：rnu 0.377(3- 1)ai ig0式中 u 汽车行驶速度( km/h)；an 发动机转速( r/min )；r 车轮滚动半径( m )；i 变速器传动比；gi 主减速器传动比。0由上文可知最高车速u = v =110km/h；最高档为超速档，传动比i =1；车轮a max a maxg 5滚动半径由所选用的轮胎规格195/65R15得到r E（mm）发动机转速n = np =3600（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：nr

37、i = 0.377 二 4.66 0i uga3.3.2 最低档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角max坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力 忽略不计）。用公式表示如下：3.2)T i i耳e max 0 g J Gf cos a + G sin armaxmax式中G车辆总重量（N）；滚动阻力系数，对良好路面庐0.010.02；Te max发动机最大扭矩（Nm）；i 主减速器传动比；0i 变速器传动比；g耳 为传动效率（0.850.9）； tR 车轮滚动半径；am ax由公式( 3.2)得最大爬坡度本设计为能爬

38、30%的坡，大约16.7。.(Gp cos a + G sin a )ri maxmax g1T i耳e max 0 t3.3)已知：m=4060kg； f = 0.012 ；a= 16.7。； r=0.3775m； T = 210 Nm； i = 4.66 ；e max0maxg=9.8m/s2；耳二0.9，把以上数据代入（3.3）式:tig1 (4060 x 9.8 x 0.012 x cos16.7。+ 4060 x 9.8 x sin16.7。) x 0.3775 210 x 4.66 x 0.9= 5.1满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下

39、：T i i耳e max 0 gl trig1F Qrn T i ne max 0 t3. 4)q=n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。iiii1 = 2 = 3 = 4 = qiiii2345iI =亠2 q5.1 q = 4：十=.41.54 i11 55.13.41.5式中F驱动轮的地面法向反力，F =mg ；nn 1Q 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面Q可取0.50.6之间。Q取0.55，把数据代入（3.4）式得：.4060 x 9.8 x 0.55 x 0.3775 i = 5.11gi210 x 4.66 x 0.9所以，一档转动

40、比的选择范围是：5.1 i A 正角度变位2 cos 08m斜齿面模数m = n = 3.206mmt cos 08啮合角 cos a = mn(z7 +)20.01。cosa根据齿数比二二2.16查得变位系数x二0.006 x = 0.22 x = -0.214z为128w-10L宀5*201_g_la-1卜酗21*502巒、cr 6-25*3i!4同理：三挡齿轮齿数z二35 z二23560二18.4。时近似满足轴向力平衡关系6凑配中心距 A =( 3 + 6m n = 91.58mm cos 06斜齿端面模数m = 3.16mmt cos 06m啮合角 cos a, = (z + z )c

41、os a= 0.94 a , = 19.89。2 A,56根据齿数比仝=1.52z6查得变位系数x =-0.006x = 0.22x = -0.2262四挡齿轮齿数z = 273z = 2840 = 23.2。时近似满足轴向力平衡关系4凑配中心距A(z + z34cos 04也砂=89.67mm斜齿端面模数mm= 3.26mmcos 0为1m啮合角 cos a, = j (z + z )cos a= 0.9395 a, = 20.03。2 A,34根据齿数比二=1.04查得变位系数x = 0.018 x = 0.03 x = -0.012z为1243.5.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数倒档齿轮

42、选用的模数往往与一档相近，倒档齿轮z的齿数一般在21 23之间 13初选z = 23计算输入轴与倒档轴的中心距A,设z = 151312有中心距A = 12丄=47.5mm圆整后取A = 55mm2为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，故取z = 44满足输入轴与中间轴距离11假设当齿轮11和齿轮12啮合时中心距：A； = m(zn + 纭)=88.5 0.05 mm2故倒档轴与中间轴的中心距A = m(z + z ) = 97.5mm倒 21113根据中心距A求啮合角a cos a, = (z + z )cos a = 0.93969

43、故 a = a = 20。 高度变位2 A ,1213根据齿数比 u = h = 1.53 查得 x = 0 x = 0.12x 2 = -0.12z13工13.6 本章小结本章对变速器的档数、传动比的范围进行了介绍并根据自身设计选择了所涉及变 速器的档数，结合相应的汽车参数计算出传动比的范围，对变速器齿轮的参数也做了 合理的选择，并计算了各档的齿数分配情况，对中心距也做了重新的修正。第 4 章 变速器的校核4.1 齿轮的损坏形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重 复载荷作用下齿根产生疲劳裂

44、纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者 在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油 油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误 差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮 存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。4.2 齿轮强度计算与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。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，支承方式也基本一致 如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，

45、采用剃齿和磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬 火热处理工艺，齿轮精度为JB17983, 6级和7级。因此，用于计算通用齿轮强度 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。下面 介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。4.2.1 齿轮弯曲强度计算1） 直齿轮弯曲应力F K Kb 二 1 c f（4-1）w bty式中，b为弯曲应力；F为圆周力，F = 2T /d ； T为计算载荷；d为节圆直径；Kw11ggb为应力集中系数，可近似取K =1.65； K为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点 bf上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮K =1.1，从动齿轮K =0.9； ffb为齿宽；t为端面齿距，t =兀m，m为模数；y为齿形系数，如图6-1所示。因为齿轮节圆直径 d=mz ， z 为齿数，带入式（4-1）得一挡从动齿轮2T K KG =g_G f w nm 3 zK