五档变速器设计说明书

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1、本科学生毕业设计五档变速器设计系部名称：汽车及交通工程学院专业班级：车辆工程B072班学生姓名：常圣英指导老师：4兆佳岩职称：副教授黑龙江工程学院二O一年六月TheGraduationDesignforBachelorDegreeDesignofTheFivegearTransmissionCandidate：ChangShengyingSpecialtyiVehicleEngineeringClass:B072SupervisorrAssociateprofessor.YaoJiayanHeilongjiangInstituteofTechnology2011-06Harbin摘要变速器用来

2、变更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、换档操纵的牢靠性及灵巧性、传动平稳性及效率等都有干脆的影响。本文设计探讨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等学问的娴熟运用和驾驭,同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科学问，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

3、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.简洁讲解并描述了变速器中各部件材料的选择。最终，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，讲解并描述同步器的类型、工作原理、选择方法以及重要参数.关键词:变速器；传动比；轴；齿轮；花键;校核ABSTRACTTransmissiontochangetheenginereachedonthedrivingwheeltorqueandspeed,Automotivetransmission

4、partsintheautomobileassemblyofanimportantpartofthemaindrivesystemoTransmissionofthepowerstructureofthevehicle,economy,manipulationofthereliabilityandportability,thesmoothdriveandhaveadirectimpactonefficiency.Thisdesignstudyofthethree-axis5-speedmanualtransmission,thepurposeisbasedontheskillfulofusin

5、gmechanictheory,mechanicdesign，AutoCAD.Meanwhile,mypaperisincorporatedstructureofvehicle,designofvehicle,mechanicofmaterials,andsurveyofinterchangeability.Iwilldesignthepartsofthree-shafttransmission,andusingAutoCADsoftware,drawingassemblydrawingsandpartsdiagramsoffiveelements.Atthesametimetheuseofv

6、ehicleconstruction,automotivedesign,materialmechanics,interchangeabilityofmeasurementknowledgeofthesubjectsonthethreeaxisgearboxdesignfirst,Iwillgiveasummaryofthecurrentsituationandthetendencyofdevelopmentofthevehicletransmission,andintroducethelatestdevelopmentstateinthefieldofthetransmission0These

7、cond,Iwillcomparethetransmittingschemeofdifferenttransmission,andchooseabetterstructurescheme.Next,Iwilldosomemechanicanalyses,strength,stiffnesscheckoftheshaftsandgears,whicharetheimportantpartsofthetransmission,andchooseappropriatematerialsandheattreatment0Atlast,Iwillintroducetheoperationmechanis

8、mandthesynchronizer,whichplaysanimportantroleinchanginggear。Iwillgiveanaccountofthetype,operation,designprocedureandmajorparameterofthesynchronizer0Atthesupplement,Iwillwritesomethinglikeformula,tableaugraphandsoon0Itmaybehelpfulforthefuturedesign.Keywords：Transmission；TransmissionRatio；Shaft；Gear；s

9、pline；Checking摘要IAbstractII第1章绪论1Io1汽车变速器的概述1Io2汽车变速器探讨状况、发展趋势及成果2K3汽车变速器设计的目的和意义4L4汽车变速器的设计方法和探讨内容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63. 1.2变速器倒挡布置方案分析确定74. Io3传动机构布置中齿轮支配的分析确定82. 2变速器零、部件结构方案分析确定91 .2o1齿轮形式92 .2.2变速器自动脱档机构形式分析确定102.3本章小结11第3章变速器主要参数的选择123.1变速器档位数目及各档传动比1

10、23。1.1变速器档位数目的确定123.Io2主减速比的确定12301.3变速器I档传动比的确定133oIo4变速器各档传动比的确定153。2变速器中心距的确定153o3变速器的外形尺寸163.4变速器的齿轮参数的确定173.401齿轮齿数173.4o2齿轮模数173.403齿形、压力角及螺旋角193.4.4齿宽2130405齿顶高系数213o4.6齿轮的修正213。5变速器各档齿轮齿数的支配233.5.1确定一挡齿轮的齿数233o5.2对中心距A进行修正23305.3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26305o5确定倒档齿轮齿数313o6本章小结33第4章变速器齿轮

11、的设计及校核344o1齿轮的材料选择344.Io1齿轮坏损形式及避开错失344.I02齿轮的材料选择354o2计算各轴的转矩364。3齿轮的强度计算36403.1轮齿的弯曲应力364o3o2轮齿接触应力394.3.3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51第5章变速器轴和轴承的设计及校核525o1轴的设计525。1.1轴的功用及其设计要求525.1.2轴的结构设计525o1o3)SJ5352轴的强度验算545o2.1轴的刚度验算5450202轴的强度计算595o2o3轴承的选择及校核615. 3本章、结65第6章同步器的确定66601锁销式同步器666. 2锁环

12、式同步器677. 3本章小结68第7章操纵机构和箱体的确定697o1操纵机构的功用698. 2换档位置6973变速杆的布置697o3.1干脆操纵手动换挡变速器6970302远距离操纵手动换挡变速器707o4锁止装置707. 4.1互锁装置707.4o2自锁装置7170403倒档锁装置717o5变速器箱体的设计717o6本章小结72结论73参考文献74致谢75附录76第1章绪论1。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。依据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

13、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、转速及汽车的牵引力、车速要求之间的冲突,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。变速器用于变更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，满意驱动车轮牵引力及车速不同要求的须要.随着汽车工业的不断发展，今后要求汽车车型的多样化、特性化、智能化已成为汽车的发展趋势。

14、但变速器设计始终是汽车设计中最重要的环节之一,它是用来变更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。变速器能使汽车以特殊低的稳定车速行驶，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别。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牢靠性及灵巧性、传动的平稳性及效率等都有干脆影响。变速器及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及经济性；接受自锁及互锁装置，倒档平安装置,其他结构措施，可使操纵牢靠

15、，不产生跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档；接受同步器可使换档灵巧，无冲击及噪声；接受斜齿轮、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。Io2汽车变速器探讨状况、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更，机械式变速器不能满意人们的须要。从40年头初，美国成功研制出两档的液力一机械变速器以来，自动变速器技术得到了快速发展。80年头，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，

16、自动变速器技术己经达到了相当高的水平。自动变速器及机械式变速器相比,具有许多不行比拟的优势:提高发动机和传动系的运用寿命;提高汽车的通过性;具有良好的自适应性;操纵更加便利.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,而重型汽车则接受多中间轴的形式,将低速档和高速档区分开。汽车行驶的速度是不断变更的,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(ContinUoUSIyVariableTranSmiSSiOn简称CVT)。尽管传统的齿轮变速箱并不志向,但其以结构简洁、效率高、功率大三大显着优点照旧占据着汽车变速箱的主流地位.在跨越

17、了三个世纪的一百多年后的今日，汽车还没有运用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是，人们始终没有放弃找寻实现志向汽车变速器的努力，各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热忱，极度重视CVT在汽车领域的好用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的探讨的终极目标。围绕汽车变速箱四个探讨方向，各国汽车变速器专家绽开了激烈的角逐.1 .摩擦传动CVT金属带式无级变速箱(VDT-CVT)的传动功率已能达到轿车好用的要求，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

18、传动142kw(193bhp)功率，280Nm扭矩。这是真正意义的无级变速器。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。可及3L以上排量的大马力内燃机(XVL的引擎输出为330Nm194kw)搭配运用，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的探讨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到很高的水平,也已经装备上汽车达到了好用的水平。但齿轮变速箱照旧占据着半壁河山,这至少说明白四个问题：（1）无级变

19、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传动效率低是必定的。（4）摩擦传动CVT的效率，功率无法及齿轮变速相比。2 .液力传动人们经常把液力自动变速器（Ar）和无级变速器（CVT）两个概念混为一谈。事实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，使开车变得简洁、省力。但是，液力自动变速器（AT）不是无级变速,是有级变速的自动限制，没有从根本上满意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

20、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限制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但限制参量太多，实现自动限制相当困难。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。据最新消息：一种齿轮无级变速装置（GearContinuouslyVariableTran

21、smission简称“GCVT”）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”结构相当简洁，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.预料今年进行装车试验.齿轮无级变速器的优势表现为：（1）传动功率大，200KW的传动功率是很简洁达到的；（2）传动效率高,90%以上的传动效率是很简洁达到的；（3）结构简洁，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）发动机在志向状态下工作,燃料燃烧完全，排放干净，极大的削减了对环境的污染。Io3汽车变速器设计的目的和意义现代汽车的动力设置，几乎都接受往复活塞式内燃机.它

22、具有体积小，质量轻，工作牢靠,运用便利等优点。但其性能及汽车的动力性和经济性之间存在着较大的冲突。大家知道，汽车须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，也须要克服约占汽车总质量1。5%的滚动阻力。例如,NJ130汽车，满载时总质量为5360kg,其滚动阻力为800N左右。若须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4824No假如用发动机干脆带动汽车驱动轮，则发动机须要发出2050Nm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。明显，如此小的牵引

23、力，不仅不能上坡行驶，即使在平坦的道路上也不能行驶。另一方面,NJ130汽车发动机,最大功率为5k5kW,此时曲轴的转速为2800rmin如发动机和车轮干脆相连，则对应于该转速所换算的汽车速度,竟达到458kmh.明显，这样高的车速是不能实现的。上述发动机的扭矩、转速及汽车的牵引力、车速要求之间的冲突,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更范围小，而多变的运用环境要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变更。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须要,以适

24、应汽车经常变更的行驶条件，并及发动机协作工作,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，汽车的运用条件颇为困难，变更很大.如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通状况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变更范围，以及适应运用的须要。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.依据汽车的运用条件，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

25、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，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，驾驶员可依据状况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小.汽车在某些状况下,如进出停车场或车库，或在较窄的路上掉头等须要倒向行驶.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，以满意汽车短暂停止行驶和对发动机检查调整的须要。1.4汽车变速器的设计方法和探讨内容在本次设计中，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，接受了锁环式

26、同步器的换档方式。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、机械设计等学问，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;最终,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

27、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。第2章变速器的结构方案的确定1 .1变速器传动机构分析和布置方案的设计目前,汽车上接受的变速器结构形式是多种多样的,这是由于各国汽车的运用、制造、修理等条件不同，也是由于各种类型汽车的运用要求不同所确定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有许多共同点。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更而变更。因此，设计人员应深化实际，收集资料，调查探讨,对结构

28、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，最终确定较合适的方案。机械式变速器具有结构简洁、传动效率高、制造成本低和工作牢靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用t9o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接受多档变速器,其前进档位数多大616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，结构困难，制造成本提高，操纵也困难。某些轿车和货车的变速器,接受仅在良好的路面和空载行驶时才运用的超速档。接受传动比小于1（约为0.70。8

29、）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,因而会削减发动机的磨损,降低燃料消耗。但及传动比为1的干脆档比较，接受超速档会降低传动效率。机械式变速器的传动效率及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。20 Io1两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:变速器输出轴及主减速器主动齿轮做成一体,发动机纵置时，主减速器接受弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则接受斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他档位

30、均接受常啮合齿轮传动。及中间轴式变速器相比,它具有轴和轴承数少，结构简洁、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干脆档，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及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：变速器一轴后端及常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的其次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干

31、脆档，运用干脆档,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其次轴干脆输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损削减。因为干脆档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的运用寿命；在其他前进档位工作时,变速器传递的动力须要经过设置在第一轴、中间轴和其次轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档照旧有较大的传动比；档位高的齿轮接受常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以接受或不接受常啮合齿轮传动；多数传动方案中除了一档以外的其他档位的换挡机构,均接受同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也接受同步器或结合套换挡，还有各档同步器或结合套多数状况下装在其次轴上.

32、在除干脆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，应及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变更了。在结构布置上，要留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，用来提示驾驶员留意。倒档齿轮不能及其次轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺当换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉口叫及前进档位比较,倒档运用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案接受直齿滑动齿轮方式换倒档.为

33、实现倒档传动，有些方案利用在中间轴和其次轴上的齿轮传动路途中,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。前者虽然结构简洁，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变更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.也有少数变速器接受结构困难和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒档。图21倒档布置方案图2-1为常见的倒档布置方案。图2-lb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-lc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2Id

34、所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为灵巧，且能获得较大的倒档传动比。图2Ie所示方窠针对图2-lc所示方案的缺点做了修改，因而取代了图2Ic所示方案。图2If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，换档更为灵巧.为了充分利用空间,缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动接受图2Ih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困难一些。故接受2-la方案.2oU3传动机构布置中齿轮支配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.各档位置的支配应考虑以下四个方面：1 .

35、整车总布置依据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形态以及换档机构提出要求。2 .驾驶员的运用习惯有人认为人们习惯于按档的凹凸依次，由左到右或由右到左排列来换档。但是也有人认为应当将常用档位放在中间位置.值得留意的是倒档,虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是确定序列组合方案的重要环节。按习惯,倒档最好及序列不接合。否则,从平安角度考虑，将倒档及一档放在一起较好.在五档变速其中，倒档及序列接合及不接合两者比较,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，普遍接

36、受具有干脆档的传动方案，并尽可能地将运用时间最多的档位设计成干脆档.4 .改善齿轮受载状况各档齿轮在变速器中的位置支配,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，因此将高档齿轮支配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及倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以削减轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后依据从低档到高档依次布置各挡齿轮，这样做既能使轴有

37、足够大的刚性，又能保证简洁装配。倒档的传动比虽然及一档的传动比接近，但因为运用倒档的时间特殊短，从这点动身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，齿轮磨损及噪声在短时间内略有增加，及此同时在一档工作时齿轮的磨损及噪声有所削减.综上所述，由于本次设计的为中型货车变速器，布置形式接受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，并且五档为干脆档。接受图2Id的倒档布置形式。2.2变速器零、部件结构方案分析确定2o2.1齿轮形式变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。及直齿圆柱齿轮比较，运转平稳、作时噪声

38、低等优点;缺点是制造时工艺困难，工作时有轴向力.变速器中的常啮合齿轮均接受斜齿圆柱齿轮，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。变速器齿轮可以及轴设计为一体或及轴分开，然后用花键、过盈协作或者滑动支承等方式之一及轴连接。齿轮尺寸小又及轴分开,其内径直径到齿根圆处的厚度匕（图2-2）影响齿轮强度。要求尺寸匕应当大于或等于轮齿紧急断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，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，至少满意尺寸要求：(3.1)C=(L21.4)出式中:4花键内径。图2-2变速器齿轮尺寸限制图为了减小质量，

39、轮辐处厚度3应在满意强度条件下设计得薄些。图32中的尺寸R可取为花键内径的1。251.40倍。齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声削减，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0.40-0.80m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缘由，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上实行措施以外,目前在结构上实行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23a所示。这样在啮合时,使接合齿端部超过被接合齿的l3mm0运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

40、凸肩，可用来阻挡接合齿自动脱档。2 .将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30。6mm）,这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻挡自动脱档，如图23b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23）,使接合齿面产生阻挡自动脱档的轴向力，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态，也具有相同的阻挡自动脱档的效果。图2-3防止自动脱挡的机构措施2.3本章小结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

41、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，其缘由在于它们的运用条件不同、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旁边的转速工作，而且发动机转速变更范围小，发动机平均功率高，故可提高汽车的动力性。即提高汽车的加速实力和爬坡实力。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及高档间传动比的比值。档数多，则此比值小,换档简洁.相邻的低档及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

42、的比值小。档数多的缺点是使变速器的结构困难、质量增大、操纵不灵巧等。CA5-38变速器参数:发动机最大功率88Kw车轮滚动半径Oo41m发动机最大转矩245Nm额定转速3200r/min最大转矩时转速2000r/min最高车速95km/h总质量5500r/min最大功率时转速5000r/min3。Io2主减速比的确定(3.1)式中：心一汽车行驶速度(km/h)；n-发动机转速(r/min)；r-车轮滚动半径(m)；ig变速器传动比；Z0主减速器传动比。(3o2)式中：TCmaX发动机最大扭矩(Nm);EmaX一发动机最大功率(KW)；np发动机最大功率转速(rmin)1转矩适应系数=L11.3

43、(3.3)式中：丁发动机最大扭矩转速已知：最高车速“max二匕JmaX=95km/h；最高档为干脆档，传动比G=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格7.50-16得到,=0.41(m)；发动机最大扭矩转速产2000(r/min)；转矩适应系数=1.11。3;由公式(3.2)和(3.3)得到发动机最大功率转速np=4000(r/min)发动机转速=勺=4000(r/min)；由公式(3.1)得到主减速器传动比：mnrCE0.41x4000Nson=0.377=0.377X=6.508ig%95x13.1.3变速器一档传动比的确定在选择最低档传动比时，应依据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽

44、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。汽车行驶方程式理maMT=Gf+优+Gi+加农(3.4)rJ21.15adt汽车爬坡时车速不高,空气阻力可忽视，则最大驱动力用于克服轮胎及路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：:(cosamax+smamaJ=mgmax(305)一般货车的最大爬坡度约为30%,即%皿=16。7则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为:i(fCOSamaX+S-qnaxHg,36)式中：?-汽车总质量，n=55000Kg;g重力加速度，g=9.8ms2;道路附着系数，/=0.02;4.一驱动车轮的滚动半径，rr=0.41m；Temax一一发动机最大转

45、矩，max=245Nmf0一一主减速比，I。=6.508；汽车传动系的传动效率，f0.960将各数据代入式(3.6)中得：iN吆(cosama+sinmax比1.,mai/_550009.8X(0.02XCOSl6.7o+sin16.7t,)0.412456.5080.96=5.313依据驱动车轮及路面的附着条件：(3.7)可求得变速器一档传动比为：(3.8)式中:G2汽车满载静止及水平路面时驱动桥给地面的载荷，因为货车4X2后轮双胎满载时后轴的轴荷支配范围为60%68%,所以G2=55009.8X65%=35035N-道路的附着系数，计算时取0=().50.6；其他参数同式(3.6)。将各数

46、据代入式(3.8)得：1.G和L8TemJ,350359.80.60.412456.5080.96=6.006通过以上计算可得到5。313VLV6.006,国产汽车中，轿车变速器传动比变更范围是34,中、轻型货车约为56,其他货车在7以上.所以在本设计中,取L=5.625。3oIo4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；但是事实上及理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些,另外还要考虑及发动机参数的合理匹配。此变速器的最高档为干脆档,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式(其中n为档位

47、数)求得公比。小(15.625r.因为夕=If=1j1.54,所以：ig2=*/(7=5.625/1.54=3.653iff3=igiq2=5.625/1.542=2.372如二酊/=5.625/1.543=1.543o2变速器中心距的确定对中间轴式变速器，是将中间轴及其次轴之间的距离称为变速器中心距A；对两轴式变速器，将变速器输入轴及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

48、壳体上，从布置变速器的可能及便利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减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)可依据对已有变速器的统计而得出的阅历公式初选，阅历公式为：A=KANTc/39)式中：Ka中心距系数，乘用车：KA=8.99.3，商用车：KA=8.69.6Temax发动机的最大转矩(Nm);G-变速器一挡传动比；人一-变速器的传动效率，取96%;将各数代入式(3。9)中得A=KANremaXigm

49、=8.69.6-245x5.625x0.96=95105mm也可以由发动机最大转矩按下式干脆求出：式中：KA,一.按发动机最大转矩干脆求A时的中心距系数，对乘用车取14。5-16o0；对商用车取17。019。5将各数代入式(3。10)中得综上所述，初选中心距A=I1Ommo3o3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,其轴向尺寸及档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有干脆关系，设计初可依据中心距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(2.2-2o7)A五档(2.73。0)A六档（3。23.5）A此变速器为五档，故外形尺寸为（2。73.

50、0）A=291330mm.3。4变速器的齿轮参数的确定3.4o1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 .相互啮合的齿轮,齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应留意这点；4 .齿数多，可降低齿轮传动的躁声。3o4.2齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲乏累强度或最大载荷作用下的静强度所确定。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,

51、而对载货汽车则应重视减小质量。依据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数m及弯曲应力?之间有如下关系：直齿轮模数（3o11）式中心一计算载荷，Nmm;KC应力集中系数,直齿齿轮取1.65；Kf摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1,被动齿轮取0.9；Z齿轮齿数；片-一齿宽系数，直齿齿轮取4。47。0;y-一齿形系数，见图31；w一一轮齿弯曲应力,当Tz=（ma时，直齿齿轮的许用应力w=400850MPa。斜齿轮法向模数(3o12)式中Tj计算载荷，Nmm；K应力集中系数,斜齿齿轮取1o5；斜齿螺旋角；A；一摩擦力影响系数,主动齿轮取1.1,被动齿轮取0.9;Z-齿轮齿数；KC齿宽系数,斜齿齿轮取

52、7。08.6；y一一齿形系数，见图3-1;%轮齿弯曲应力,当Tz=Tmax时，对乘用车变速器斜齿齿轮的许用应力ll=180350MPa,商用车变速器斜齿齿轮的许用应力,1.=100250MPao从轮齿应力的合理性及强度考虑,每对齿轮应有各自的模数，但出于工艺考虑，模数应尽量统一,多接受折衷方案。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货车的最大总质量用1.0Vlo6K6V2o56.014.0模数加“/mm2。252。752.753。003.504。504.50-6.00设计时所选模数应符合国标GB135778规定(表3.1)并满

53、意强度要求。表3。2汽车变速器常用齿轮模数(mm)一系列1.001.251.52。002o503。004o005。006.00二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3。75)4.505.50图31齿形系数y(当载荷作用在齿顶，=20o,0=U0)啮合套和同步器的接合齿多数接受渐开线。由于工艺上的缘由，同一变速器中的接合齿模数相同.其取值范围是：乘用车和总质量乙,在1。814。Ot的货车为2.03.5mm;总质量也大于14。Ot的货车为3.55.0mm。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3o4.3齿形、压力角及螺旋角压力角较小时，

54、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30oO斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角,要留意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响.从提凹凸档齿轮的抗弯强度动身，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供应的范围内选用：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

55、力角及螺旋角xx项目车3?X齿形压力角Q螺旋角夕轿车高齿并修形的齿形14.5,15,16,16.52545一般货车GB1356-78规定的标准齿形201826重型车GB135678规定的标准齿形低档、倒档齿轮22.5,25小螺旋角3.4.4齿宽在选择齿宽时，应当留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匀整程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和削减质量，应当选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被减弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法赐予补偿，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

56、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匀整造成偏载，导致承载实力降低，并在齿宽方向磨损不匀整。通常依据齿轮模数m(11ln)的大小来选定齿宽直齿b=k*,为齿宽系数，取为4。58.0；斜齿b=A%,%取为6。O8.5。接受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24mm0第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数(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。3.4o5齿顶指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

57、作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也削减.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,所以曾接受过齿顶高系数为0。750.80的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为1。00.3.4o6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 .加工时变更刀具及齿轮毛坯的相对位置，又称变位；2 .变更刀具的原始齿廓参数；3 .变更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特殊重要的环节.接受变位齿轮，除为了避开齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，运用平稳性，耐磨性、抗胶合实力及齿轮的啮合噪声.变位齿轮主要有两类：

58、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，又避开了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和其次轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的须要，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接受标准齿轮传动或高度变位时,则对齿数和少些的齿轮副应接受正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标,故接受的较多。对斜

59、齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求.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乏累剥落，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.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，易于吸取冲击振动,故噪声要小些。依据上述理由,为降低噪声，对于变速器中除去一、

60、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支配图33变速器传动示意图在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可依据变速器的档数、传动比和传动方案来支配各档齿轮的齿数.应当留意的是,各档齿轮的齿数比应当尽可能不是整数,以使齿面磨损匀整。3.5。 I确定一档齿轮的齿数一档齿轮选用斜齿圆柱齿轮,模数%=4mm,初选螺旋角4=22。中间轴一档齿轮齿数,货车可在12-17之间选用，最小为12-14,取ZM=I3,一档齿轮为斜齿轮。一档传动比为：(3。15)为了求z”，Zg的齿数，先求其齿数和分，斜齿：(3.16)=50.995取整为51即z3

61、=z1-Zu=5113=383o5.2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更，所以应依据取定的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A作为各档齿轮齿数支配的依据。=110.01mm取整为A=IIomm.对一档齿轮进行角度变位：确定实际螺旋角夕：cosg4=4=(13+38)=2199o,3,42A02110M”4端面压力角%:tan%tan20oz1.otana.=-=n4=21.43cosA3-4cos21.99o端面啮合角a;：COSa:=cosa,=a,t=21.42oAr中心距变动系数入n：2n=A-4=110-110.01=_00Q25m,4变

62、位系数之和品:：=(z3+z4)(jw;一山VaJ=0242tanan查变位系数线图得：3二0.36丸=维-品=-0.12齿顶降低系数。n：%=-4,=02425计算一档齿轮13、14参数:分度圆直径：ZWm38x4cJn=L=163.93/W?cos/ycos21.99齿顶高：z14wm134J14=56.07mmcoscos21.99%3=(%+3-4R=(l-0.12-0.2425)4=2.55加齿根高：14=(h：n+44-Crn)Wn=(1+36-0.2425)4=4.47nzhf13=(h*n+c*-l3)tnn=(1+0.25+0.12)4=5.48/wh齿全高：hjl4=(h+c*14)w=(1+0.25-0.