车辆工程毕业设计（论文）三轴式十二挡手动变速器设计【单独论文不含图】

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1、哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计I摘 要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十二挡手动变速器，其目的是基于机械原理、机械设计、AutoCAD 等知识的熟练运用和掌握，并 利用 Auto CAD 软件绘制装配图和零件图等五项内容。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十二档变速器进行设计。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

2、的最新发展状况。其次，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，对变速器的各挡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 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、设计方法以及重要参数。关键词： 变速器；传动比；参数；设计计算；校核 ；齿轮；轴 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计IIABSTRA

3、CT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, th

4、e smooth drive and have a direct impact on efficiency. This design study of the three-axis 12-speed manual transmission, the purpose is based on mechanical principles, mechanical design, AutoCAD and other knowledge and mastery of the use of skilled and using Auto CAD software, drawing assembly drawi

5、ngs and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tend

6、ency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness

7、check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation,

8、 design procedure and major parameter of the synchronizer.At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design.Key words: Transmission；Transmission Ratio；Parameters； Design and Calculation；Checking；Shaft；Gear哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工

9、业大学华德应用技术学院毕业设计1目目 录录摘摘 要要 .I IABSTRACTABSTRACT .IIII第第 1 1 章章 绪绪 论论 .1 11.1 汽车变速器概述 .11.2 国内外研究状况和发展方向.1第第 2 2 章章 传动方案及零部件结构分析传动方案及零部件结构分析 .3 32.1 变速器的基本设计要求.32.2 变速器传动机构分析和方案的设计 .32.2.1 双中间轴特点分析 .42.2.2 倒挡布置方案分析 .42.2.3 传动机构布置其他问题的分析 .62.3 零部件结构方案分析.62.3.1 齿轮形式 .62.3.2 变速器轴 .62.3.3 变速器轴承的选择 .72.3.

10、4 换档机构 .72.3.5 防止自动脱挡的结构设计 .82.4 本章小结.10第第 3 3 章章 变速器齿轮参数选择及齿数分配变速器齿轮参数选择及齿数分配 .11113.13.1 汽车主要技术参数汽车主要技术参数 .11113.2 变速器挡数和传动比的确定 .113.2.1 主减速比的确定 .113.2.2 变速器最低挡传动比的确定 .123.2.3 变速器挡数和传动比范围的确定 .133.2.4 变速器其他各挡传动比的确定 .133.3 中心距 A 的确定.143.4 变速器齿轮参数的选择 .15哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计23.4.1 模数

11、和齿宽选择 .153.4.2 齿形、压力角 a .153.4.3 齿宽 b .153.4.4 齿顶高系数 .163.4.5 齿轮的修正 .163.5 变速器各挡齿轮齿数的分配.173.5.1 确定一挡齿轮的齿数 .173.5.2 确定二挡齿轮的齿数 .18第第 4 4 章章 齿轮与轴的设计计算齿轮与轴的设计计算 .21214.1 齿轮设计与计算.214.1.1 齿轮材料的选择原则 .214.1.2 轮齿强度校核 .214.2 变速器轴的轴径和轴长设计计算.234.2.1 各轴的转矩和转速计算 .244.2.2 变速器轴的强度校核 .244.2.3 轴的挠度校核 .264.3 轴承的选择与校核.

12、284.3.1 一轴轴承的选择与校核 .284.3.2 二轴轴承的选择与校核 .294.3.3 中间轴轴承的选择与校核 .30第第 5 5 章章 同步器和操纵机构的设计及格选用同步器和操纵机构的设计及格选用 .32325.1 同步器的设计 .325.1.1 锁销式同步器 .325.1.2 锁环式同步器 .335.1.3 同步器主要尺寸的确定 .345.1.4 同步器主要参数的确定 .375.2 变速器操纵机构的设计.395.2.1 变速器操纵机构的要求及分类 .405.2.2 变速器操纵机构分析 .415.3 变速器箱体的设计 .425.4 本章小结 .43哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设

13、计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计3结结 论论 .4444致致 谢谢 .4545参考文献参考文献 .4646哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计1第第 1 章 绪 论1.1 汽车变速器概述 变速器用于改变发动机曲轴的转矩和转速，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

14、。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。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡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。全全套套图图纸纸，加加 1 15 53 38 89 93 37 70 06 6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，倒挡安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同

15、步器可使换挡轻便，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、哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计2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。1.2 国内外研究状况和发展方向 变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项重要依据。2l 世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。目前国内外的变速器主要向着多档位方向发展，多档位变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有

16、一部分重型载货汽车上使用的是多档变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项重要依据。21 世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。 根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。 根据轴的形式分为：同定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多刚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。旋转轴式主要用于液力机械式变

17、速器。目前自动变速器得到了广泛的应用。 变速器技术的发展动向如下： (1)节能与环境保护。变速器的节能与环境保护既包括传动系本身的节能与环境保护，也包括发动机的节能与保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行： (2)应用新型材料。材料科学域技术是 21 世纪重点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器种的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高。陶瓷材料、高分子聚合物、纳米材料、梯度材料、表面渡膜技术等独特的性能特点，将对变速器的性能产生重要

18、的影晌： (3)高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向；哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计3 (4)智能化、集成化。变速器智能化、集成化是信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。将变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上。这样的汽车可以依据驾车者的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，

19、确保安全。变速器的发展使汽车好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索，它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车多档变速器会越来越多的得到使用。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计4第 2 章 传动方案及零部件结构分析 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的工况范围内工作。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。变速器设有空档，可在发动机起动、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮工作。2

20、.1 变速器的基本设计要求 在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计，在给定的发动机最大转矩、转速及最高车速、发动机标定功率等条件下，主要完成变速器机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。在本设计中主要设计是带有主副变速箱的三轴式十二档变速器。，主箱是三轴式六档的变速器，齿轮全部为斜齿轮，采用惯性锁环式同步器，最高档位为直接档 1。副箱采用一对直接档齿轮传动和一对减速档齿轮传动并采用锁销式同步器来改变传动比 。从而使挂入副箱减速档时或得通过减速齿轮后的六个减速档位。对于变速器的要求： (l)保证汽车有必要的动力性和经济性； (2)设置空档，用来切断发动机的动力传输； (3)

21、设置倒梢，使汽车能倒退行驶； (4)设置动力输出装置； (5)换档迅速、省力、方便； (6)工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生； (7)变速器应有高的工作效率； (8)变速器的工作噪声低。 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，维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标。2.2 变速器传动机构分析和方案的设计目前，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

22、变化而变化。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计5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。机械式变速器，具有高的传动效率（ =0.960.98），因此在各类车上得到广泛的应用。通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡位数多大 616 个甚至 20 个。变速器挡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。但挡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

23、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挡。采用传动比小于 1（约为 0.70.8）的超速挡，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。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。综上所述，由于本次设计的为重型货车变速器 ，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，故选用双中间轴十二档变速档，并且五档为直接档1 ，六档为超速档。2.2.1 双中间轴特点分析1

24、.由于双中间轴，使中间轴上多个齿轮传递输出的力大小相等，方向相反，从而使输出轴只受扭矩而不受弯矩，可在设计时减小轴颈和齿轮直径，从而减小中心距。体积小，质量轻，降低噪音，提高寿命。2.主轴及齿轮浮动安装，主轴齿轮与二轴之间可以没有滚针轴承，减小发热故障，提高工作可靠性和性价比。3.双中间轴一般档数较多，有利于提高加速性。2.2.2 倒挡布置方案分析 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。在结构布置上，要注意在不挂入倒档时，不能与第二轴齿轮有啮合情况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设

25、计6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2-1 倒挡布置方案图 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 所示方案能获得较大的倒挡传动比，

26、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。 综上所述本次设计选择第 6 种倒挡布置方案。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，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下

27、降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，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，然后再布置倒挡。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计7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，与此同时为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意2.2.3 传动机构布置其他问题的

28、分析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。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。 能够更充分的利用发动机的功率，使汽车行驶时所需发动机曲轴的总转数减少，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。2.3 零部件结构方案分析2.3.1 齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿

29、圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，但是考虑到设计过程的复杂性，以及现在通用的多档变速器多为直齿轮，如图2-2。所以本设计各档均选用直齿轮。2.3.2 变速器轴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，装配工艺而最后确定。哈尔滨工业大学华德应用技术学院

30、毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计8图 2-2 常见的十二档变速器2.3.3 变速器轴承的选择变速器轴承常采用深沟球轴承、圆柱滚子轴承圆锥滚子轴承、滚针轴承、滑动轴套等等。滚针轴承、滑动轴承套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。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、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。由于本设计的变速器为 三轴式变速器，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。第二轴后端常采用深沟球轴承，用来承受轴向

31、力和径向力。 根据载货汽车的轴承承受高扭矩和高负荷且有一定轴向力故 中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用圆柱滚子轴承或圆锥滚子轴承。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。2.3.4 换档机构目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种：1. 滑动齿轮换档：通常是采用滑动直齿轮进行换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计9缺点是换档使齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在倒档上。

32、2. 啮合套换档：用接合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的结合齿，用来与啮合套向啮合。这种结构具有斜齿轮的传动优点，同时克服了滑动齿轮换档时冲击力集中在 1-2 个轮齿上的缺陷。因为在换档时，有啮合套以及相啮合的结合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和结合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。3. 同步器换档：现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经

33、济性和山区行使的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来由于同步器的广泛使用，受命问题已解决。上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上。一般考虑原则是不常用的倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式。对于常用的档位则采用同步器或啮合套。2.3.5 防止自动脱挡的结构设计自动脱挡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，都会导致自动脱挡。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、互锁销式 图 2-3 是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在

34、变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。 图 2-3，a 为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图 2-3，b，c，d为某一叉轴在工作位置，而其他叉轴被锁住。图 2-3 互锁销式工作原理 2、摆动锁块式哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计10 图 2-4 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 档住其他两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 3、转动钳口式 图 2-5 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

35、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。上海 SH-130 型载重汽车的变速器互锁机构就采用这种型式。图 2-4 摆动锁块式互锁机构哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计11图 2-5 转动钳口式互锁机构2.4 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 传动机构形式的选择并依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡机构布置方案， 阐述了各种方案的优缺点并对倒档布置形

36、式做出了选择。在变速器零部件的结构选择部分中，对变速器齿轮、轴、换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了本设计的传动机构布置方案和零、部件的结构形式，作为以后 变速器设计的基础。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计12第 3 章 变速器齿轮参数选择及齿数分配3.1 汽车主要技术参数型号陕西陕汽发动机额定功率(kw)193外廓尺寸(mm)(长宽高)1191625003162发动机最大转矩(N.m)(30003500r/min)646轮距(前)(mm)1939前(kg)13000轮距(后)(m

37、m)1800满载轴荷后(kg)16000轴距(mm) 前-中（4000） 中-后（1350）主减速器减速比8.6最高车速(km/h)90载质量(kg)14000最大爬坡度(%)16.7整车整备质量(kg)15000轮胎规格11.00-20满载总重(kg) 290003.2 变速器挡数和传动比的确定3.2.1 主减速比的确定 (3.1)0377. 0iirnuga式中：汽车行驶速度（km/h） ；au 发动机转速（r/min） ；n 车轮滚动半径（m） ；r 变速器传动比；gi 主减速器传动比。0i已知：最高车速=90 km/h；最高档为超速档，传动比maxaumaxav哈尔滨工业大学华德应用技

38、术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计13=0.78；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格得到 =533(mm)；gi11.0020Rr发动机转速=3000（r/min） ；由公式（3.1）得到主减速器传动比计npn算公式08.6i 3.2.2 变速器最低挡传动比的确定在选择最低挡传动比时，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10。故有 (3.2)maxmaxmax01maxsincosmgfmgriiTrTge则由最大

39、爬坡度要求的变速器 1 挡传动比为： (3.3) TergiTrfmgi0maxmaxmax1)sincos(式中：汽车总质量，m=29000 Kg；m重力加速度，m/s2；g8 . 9g道路附着系数，；f02.0f驱动车轮的滚动半径，=533mm；rr发动机最大转矩，=646NmmaxeT主减速比，=8.6；0i汽车传动系的传动效率，。T96. 0T将各数据代入式(3.3)中得： 18.49gi哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计14根据驱动车轮与路面的附着条件 ：201maxGriiTrTge可求得变速器一挡传动比为 ：式中：汽车满载静止与水平路面时

40、驱动桥给地面的载荷，2GKg；150002G 道路的附着系数，计算时取；5 . 06 . 0=12.18TergiTrGi0max21 所以取一档传动比为 12.13.2.3 变速器挡数和传动比范围的确定变速器的档位数根据不同种类车的用途以及 为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45 个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个档。商用车变速器采用 45 个档或多档。载质量在 2.03.5t 的货车采用五档变速器，载质量在4.08.0t 的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。档数选择的要求：1、相邻档位之间的传动比比值在 1.8

41、以下。2、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。 因此，本次设计的重型货车变速器为 12 档变速器。3.2.4 变速器其他各挡传动比的确定变速器的挡为直接挡，其传动比为 1.0，中间挡的传动比理论上按公比(其中 n 为挡位数)的几何级数排列，实际上与理111minmaxngngnggiiiiq论值略有出入。将各数代入式中得 ：q=1.28则变速器其他各挡的传动比为112.1gi29.41gi哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计1537.31gi45.71gi54.64gi63.48gi72.71gi82.11gi91.64gi10

42、1.28gi 111gi120.78gi主副箱传动比为 61127.4.46gggggiiiii3.3 中心距 A 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；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A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。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

43、齿轮的啮合状态变坏11。由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下经验公式（3.1）计算。 3Aemax1gA=KTi（3.1） 式中： A 变速器中心距（mm） ；中心距系数， （多档 9.511.0）AK哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计16发动机最大转矩=646（N.m） ；maxeT变速器一档传动比为 12.1；1i变速器传动效率，取 96%。g 将各参数代入式（3.4）得到：A=164.3-191.4初取 A=170mm3.4 变速器齿轮参数的选择3.4.1 模数和齿宽选择选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同

44、时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。变速器齿轮法向模数由下表给出 轿车 货车 车 型微型轿车中级轿车中型货车重型货车模数/mmnm2.252.752.753.003.504.504.506.00本次设计的为重型货车故选取模数为 m=5、m=63.4.2 齿形、压力角 a压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，

45、应选用小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用或等大些的压力角。22.5o25o 国家规定的标准压力角为所以普遍采用的压力角为。啮合20o20o套或同步器的压力角有、等，普遍采用压力角。20o25o30o30o 本变速器全部选用标准压力角。20o3.4.3 齿宽 b哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计17齿宽对变速器的轴向尺寸齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。 选用较大的齿宽，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并存齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮

46、模数 m 的大小来选定齿宽 b，b= mcK 式中： 齿宽系数，为 4.58.0。cK3.4.4 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。 本次设计齿顶高系数取 1.25。3.4.5 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

47、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，有避免了其缺点。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，

48、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的哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计18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

49、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 变速器各挡齿轮齿数的分配在初选了变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。所设计的变速器的传动简图如图 3.3 所示。图 3-3 中间轴式六档变速器传动方案3.5.1 确定一挡齿轮的齿数已知一挡传动比=12.1，1gi161721111121518

50、12.1gzzzzizzzzAAA为了确定的齿数，先求齿数和 z （3.2）mAz2哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计19 代入数据后得=56mAz2 试凑法得1140z1216z所以211.084zz （3.3）212()2m z zA132z 235z 1735 402.7332 16ggiiA所以无需调整。3.5.2 确定二挡齿轮的齿数916172211015189.41gzzzzizzzzAAA921102.11zzzzA将各已知条件代入式(3.3)得到910()2m zzA 944z 1023z2835 442.1232 23ggiiA 所以

51、无需调整。 同理确定其他齿数为740z 827z 536z 631z 哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计20328z 439z 3.6 变速器齿轮的变位 采用变位齿轮的原因： (1)配凑中心距； (2)提高齿轮的强度和使用寿命； (3)降低齿轮的啮合噪声。 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之和等于零。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接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。 变位系数的选择原则： (l)对于高档齿轮，应按保证最大接触强

52、度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数； (2)对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数；(3)总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选刚较大的值。本设计采用角度变位来调整中心距。3.6.1 长啮合齿轮的变位已知条件： A=170， 5(3235)167.52A由计算公式，代入得到：taaym2ztHyyz170 167.50.55tAAym

53、哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计21220.50.01567ztHyyz 91.21zX100.31zX3.6.2 其余齿轮的变位计算过程同上。3.7 本章小结本章主要是对变速器齿轮各参数进行选取，包括模数、压力角、齿宽等。在选定合适的参数条件下进行变速器齿轮齿数的设计计算，计算出常啮合齿轮的齿数、中心距、各前进档的齿轮齿数及倒档齿数等，使其达到本次设计的设计要求。为后续章节的设计打下基础。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计22第 4 章 齿轮与轴的设计计算4.1 齿轮设计与计算 变速器齿轮的损坏形式主要有轮

54、齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿而胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。4.1.1 齿轮材料的选择原则 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮,且使两轮硬度差在 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用小同钢号材料。 3、考虑加工工艺及热处理工艺 大尺寸的齿轮一般采用铸造的方法来制造毛坯，毛坯的材料可以选用铸钢或铸铁；中等

55、或中等以下尺寸，并且要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，其材料可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作为毛坯。软齿而齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经过正火或调质处理以后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表而淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。 常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，齿轮用材料渗碳后淬火，硬度为20rNGM Ti5862HRC

56、。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用力大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用渗碳后淬火，硬度为 5662HRC，大20rNGM Ti齿轮，调质后表面淬火，硬度为 4655HRC;40rG4.1.2 轮齿强度校核1、一档轮齿弯曲强度校核哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计23本设计中均选用直齿轮传动 =w1fFK Kbty整理得： = （4.1）w32gfcT K Km zK y式中： 弯曲应力；w 圆周力（N） ；1F 应力集中系数，为 1.5；K 计算载荷（N.mm） ；gT d 节圆直径（mm） ； 摩擦力影响系数，主动齿轮为 1.1,从动齿轮为

57、0.9；fK b齿宽（mm） ；图 4.1 齿形系数图哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计24t端面齿数（mm） ，t=m，m 为模数； y齿形系数；将上述有关参数代入（4.1） =1w32 1529 1.1 1.5415.73.14 616 8 0.14aMP 2、二档轮齿弯曲强度校核=2w32 1170 1.1 1.55233.14 523 8 0.15aMP 随着档数增加，齿数增加，转矩减小，载荷下降，所以无需计算。当计算载荷 Tg 取作用在变速器第一轴上的最大转距时，一档，倒档直齿轮的许用弯曲应力在 400-850 之间，所以满足设计要求。4.2

58、 变速器轴的轴径和轴长设计计算变速器在工作时承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计变速器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器第二轴与中间轴的最大直径 d 可根据中心距按以下公式初选 Ad60. 045. 0则 15360. 045. 060. 045. 0Ad =68.8591.8mm故可取第二轴的最大直径=70mm，中间轴的最大直径=70mm。max2dmax中d第一轴花键部分的直径可根据

59、发动机的最大转矩(Nm)按下式初选：maxeT 3max6 . 44eTd 则 3max34 4.64 4.6646edT =34.639.8mm故可取第一轴花键部分的直径为 38mm。哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计25变速器的最大直径和支承间的距离可按下列关系初选：中间轴 18. 016. 0ld mm389438l故中间轴可初选为 438mm。第二轴 21. 016. 0max2ld mm416 357l 故第二轴的长度可初选为 416mm轴径的选择还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的刚度和强度验算结果进行修正。4.2.

60、1 各轴的转矩和转速计算一轴转矩=6460.980.96=607 N.m1TemaxT离合轴承r/min13000nn中间轴转矩=6070.980.961.081=637 N.mT中12 1TTi中离合轴承 r/min211 23000 32/352743nn i一档转矩=1529 N.m2-1Tr/min329 102743 16/ 401097nni二档转矩=1170 N.m2-2T三档转矩=906 N.m2-3T四档转矩=710 N.m2-4T五档转矩=611.5 N.m2-5T哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计26六档转矩=439 N.m2-6

61、T r/min623 42743 39/ 283820nni倒档轴转矩:=1604 N.mT倒4.2.2 变速器轴的强度校核11122 646 100080755 32tTFNdN11tan8075 0.362907cosrtFF图 4.1 齿轮和轴上的受力简图22222 651 10007440175tTFNd22tan7440 0.362678.4cosrtFFN哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计2733322 651 100013562.596tTFNd33tan13562.5 0.364882.5cosrtFFN44422 1531 10001

62、2758240tTFNd44tan12758 0.364593cosrtFFN因为是双中间轴，所以力平均分配给两根中间轴。所以 23720tFN21399rFN 46781tFN42441rFN4.2.3 轴的挠度校核轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。若轴在垂直面内挠度为，在cf水平而内挠度为和转角为；，可分别用下式计算sf 1223cF a bfEIL（4.5） 2223sF a bfEIL（4.6）= 13F ab baEIL（4.7） 式中：齿轮齿宽中间平面上的

63、径向力（N） ；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N） ；2FE弹性模量（MPa） ，E=2.1MPa；510哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计28I惯性矩（） ，对于实心轴，I=；4mm464dd轴的直径（mm） ，花键处按平均直径计算；a、b 为齿轮上的作用力矩支座 A、B 的距离（mm） ；L支座间的距离（mm） 。轴的全挠度为=。f220.2csffmma=38mm,b=400mm,L=438mm,d=70mm因为是双中间轴，所以一轴二轴不受挠度影响。所以只需计算中间轴的挠度。 1223cF a bfEIL 2214643cFa bfE d L

64、2241399 38400640.00090.050.103 2.1 3.14 70438ccffmm将各已知参数代入公式2223sF a bfEIL 22542441 38400640.00170.1 0.153 2.1 103.14 70438ssffmm将各已知参数代入公式22csfff220.00090.00170.2fmm哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计29所以中间轴的挠度合格。转角的计算中间轴43rF ab baEIL542441 38 400 40038640.00004130.0023 2.1 103.14 70438rad故中间轴的

65、转角合格。二轴43rF ab baEIL2544593 38 300 30038640.00006510.0023 2.1 103.14 67338rad故二轴的转角合格。4.3 轴承的选择与校核轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶坐程 Samv来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万公里，货车和大客车 25 万公里。，式子中=3788hamSLvmax0.60.6 110,amzvv425 100.6 110L4.3.1 一轴轴承的选择与校核 (l)初选轴承型号根据轴承处直径选择 6208 型号轴承，查得：Cr = 29.5kN,=18kNorC(2)计算轴承当量动载荷

66、 P当变速器在一档工作时轴承受到的力分别为：,=3347.56N, BC=3278.23N,12779.42rFN1aF=0.185aorFC3347.5618000查机械原理与设计得到 e=0.36，哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计哈尔滨工业大学华德应用技术学院毕业设计30=0.55e,查机械原理与设计得到 y=1.21，x=0.56arFF当量动载荷计算 praPfxFyF（4.10）将各已知参数代入式(4.10)：在 1.2 到 1.8 之间取，取为 1.3，pfpfp=1.3（0.566057.65+1.213347.56）=9675367轴承寿命计算公式为： 61060hCLnP（4.11）将个己知参数代入式(4.11)得到：=326.14h61060hCLnP106331029.5 1060 2100975.67对于汽车轴承寿命的要求是轿车 30 万公里，货车和大客车 25 万公里。，式子中=0.6110，L=3788hamSLvmax0.6amavv425 100.6 1101%=37.88h，所以所选轴承满足设计要求。326.143788当变速器在四档工作时轴承受