某某牌BJ6700DK轻型客车变速器设计毕业设计论文

《某某牌BJ6700DK轻型客车变速器设计毕业设计论文》由会员分享，可在线阅读，更多相关《某某牌BJ6700DK轻型客车变速器设计毕业设计论文（43页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、题 目：北京牌BJ6700DK轻型客车变速器设计姓 名： 班级学号：指导教师： 姚 嘉摘 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

2、挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，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。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。关键词 挡数；传动比；齿数；轴Abstract Transmission 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 differe

3、nt traction and speed 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 gearb

4、ox layout are close to 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. Genera

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

6、nsity of a school. For 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 block；Transmission；ratio；Teeth；Axis.目 录摘 要IAbstractII第1章 机械式变速器的概述及其方案的确定21.1 变速器的功用和要求21.2 变速器结构方案的确定21

7、.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择21.2.2 选择倒档传动方案61.3 变速器主要零件结构的方案分析71.3.1 齿轮型式71.3.2 换挡结构型式71.3.3 变速器轴承10第2章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计112.1 变速器主要参数的选择112.1.1 档数和传动比112.1.2 中心距112.1.3 轴向尺寸112.1.4 齿轮参数122.2 各档传动比及其齿数的确定132.2.1 确定一档齿轮的齿数132.2.2 确定常啮合齿轮的齿数142.2.3 确定常啮合齿轮副的齿数142.2.4 确定倒档齿轮的齿数152.3 变位系数的选择15第3章 变位齿轮的强度计算与材

8、料的选择183.1 齿轮的损坏原因及形式183.2 齿轮的几何计算183.2.1 直齿圆柱齿轮的计算183.2.2 斜齿圆柱齿轮的计算193.3 齿轮的强度计算与校核203.3.1 齿轮弯曲强度的计算213.3.2 齿轮接触应力的计算22第4章 变速器轴的强度计算与校核244.1 变速器轴的结构和尺寸244.1.1 轴的结构244.1.2 确定轴的尺寸244.2 轴的校核254.2.1 计算各啮合齿轮的圆周力、径向力和轴向力254.2.2 输入轴的强度校核274.2.3 输出轴的强度校核284.3 轴承寿命的计算304.3.1 对第一轴一档时右端轴承寿命进行计算304.3.2 对第二轴一档时右

9、端轴承寿命进行计算30第5章 变速器同步器和操纵机构的设计315.1 同步器的结构315.2 同步环主要参数的确定325.2.1 同步环锥面上的螺纹槽325.2.2 锥面半锥角325.2.3 摩擦锥面平均半径335.2.4 锥面工作长度335.2.5 同步环径向厚度335.2.6 锁止角335.2.7 同步时间345.3 确定变速器的操纵机构34总 结36参考文献37致 谢38附录39附录66第1章 机械式变速器的概述及其方案的确定1.1 变速器的功用和要求 变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况

10、范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：1）应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。2）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。3）重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，

11、设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。1.2 变速器结构方案的确定1.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。

12、传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。 变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵

13、式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。 某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（0.70.8）的超速档，可以更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。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。 有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、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。 三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。 三轴式变速器如图

14、1-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。 图1-1 轿车中间轴式四档变速器 1第一轴；2第二轴；3中间轴 两轴式变速器如图1-2所示。与三轴式变速器相比，其结构

15、简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。 两轴式变速器没

16、有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（ig=4.04.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。 图1-2 两轴式变速器1第一轴；2第二轴；3同步器 有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速

17、器。 图1-3、图1-4、图1-5分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方案。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档。使用直接档，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档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，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，一档仍然有较大的传动比。图1-3 中间轴式四档变速器传动方

18、案如图1-3中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图1-3a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图1-3c所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。图1-4a所示方案，除一、 倒档用直齿滑动齿轮二、 换档外，其余各档为三、 常啮合齿轮传动。图四、 1-4b、c、d所示方案五、 的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图1-4d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置 图1-4 中间轴式五档变速器传动方案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档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 图

19、1-5a 所示方案中的一档、倒档和图b所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。图1-5 中间轴式六档变速器传动方案以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图1-3a、b所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。变速器用图1-4c

20、所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图1-4c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。1.2.2 选择倒档传动方案图1-6为常见的倒挡布置方案。图1-6b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1-6c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图1-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图1-6c所示方案。图1-6e所示方案

21、是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图1-6f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1-6g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。本设计采用图1-6f所示的传动方案。图1-6 变速器倒档传动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，然后按照从低档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

22、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。1.3 变速器主要零件结构的方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。1.3.1 齿轮型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。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案

23、，即除一档外，均采用斜齿轮传动。1.3.2 换挡结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，初一档、倒档外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，

24、使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：1） 将啮合套做得长一些（如图1-7a）或者两接合齿的啮合位置错开（图1-7b），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3

25、0.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图1-8）。(3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2030），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力 （图1-9）。这种结构方案比较有效， 图1-7 防止自动脱档的结构措采用较多。 此段切薄 图1-8 防止自动脱档的结构措施 加工成斜面 图1-9 防止自动脱档的结构措施在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图1-10所示： 图1-10 锁环式同步器 l、4-同步环

26、;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块; 7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮1.3.3 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。汽车变速器结构紧凑、尺寸小、采用尺寸大些的轴承受结构限制，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，因有足够大的空间常采用球轴承来承受径向力。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

27、处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以承受轴向力和径向力。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较小、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，所以不适合用于线膨胀系数较大的铝合金壳体。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

28、于6.20mm，下限适用于轻型车和轿车。 第2章 变速器主要参数的选择与主要零件设计2.1 变速器主要参数的选择2.1.1 档数和传动比近年来，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。本设计采用5个前进挡和1个倒档。变速器型式：5档 全同步 机械式已知参考速比： 1档：5.594 2档：2.314 3档：1.660 4档：1.000 5档：0.794 倒档：5.3342.1.2 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (2-1）式中 K A-

29、中心距系数。对轿车，K A =8.99.3；对货车，K A =8.69.6；对多档主变速器，K A =9.511；TI max -变速器处于一档时的输出扭矩：TI max=Te max igI =1078.88Nm故可得出初始中心距A=92.30mm。2.1.3 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计采

30、用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是392mm=276mm。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。2.1.4 齿轮参数2.1.4.1 齿轮模数 建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn (2-2）其中=200.9Nm，可得出mn=2.75。一档直齿轮的模数m mm (2-3）通过计算m=3.38。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取23.5。本设计取2.5。2.1.4.2 齿形、压力角、螺旋角和齿宽b 汽车变速器齿轮的齿形、压

31、力角、及螺旋角按表2-1选取。表2-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目 车型 齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般货车 GB1356-78规定的标准齿形202030重型车同上 低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角 压力角较小时，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。对轿车而言，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。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30；斜齿轮螺旋角取30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去

32、右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm本设计直齿齿宽试取22mm，斜齿齿宽试取20mm。第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。2.2 各档传动比及其齿数的确定

33、2.2.1 确定一档齿轮的齿数在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 一档传动比 （2-4） 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和: （2-5） 其中 A =92.30mm、m =3.38；故有,取整为54。 图2-1 五档变速器示意图上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-8）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为54，则根据式（2-8）反推出A=91.26mm。2.2.2 确定

34、常啮合齿轮副的齿数由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比 （2-6） 乘用车中间轴式变速器一档传动比=3.5-3.8时，中间轴上一档齿轮的齿数可在15-17之间选取，货车可在12-17之间选用。一档大齿轮齿数用计算求得。本设计取=13，则=54-13=41。而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （2-7） 由此可得： (2-8）而根据已求得的数据可计算出：，取整为57。 从而得出：=21、=36。则根据式（2-7）可计算出一档实际传动比为 。2.2.3 确定常啮合齿轮副的齿数二档传动比 （2-9）而 ，故有： 对于斜齿轮， （2-10）故有： 联立得：。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮

35、；五档齿轮 。2.2.4 确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取5.334。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮取2123，此处取=23。由 （2-11）可计算出。故可得出中间轴与倒档轴的中心距A= (2-12） =49.6mm 而倒档轴与第二轴的中心: (2-13） =89.6mm。2.3 齿轮变位系数的选择 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

36、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，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

37、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疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂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，一对齿轮齿更总厚度越薄，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，变速器中除去一、二档和倒档以外

38、的其他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。其中，一档主动齿轮10的齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数 =0.235 （2-14）式中 Z为要变位的齿轮齿数。 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

39、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，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剂耐磨损最有利的原则选

40、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，一对齿轮齿更总厚度越薄，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。第3章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择3.1 齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。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纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后

41、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，这是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档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。3.2 齿轮的几何计算3.2.1 直齿圆柱齿轮的计算 对于直齿圆柱齿轮( m=3.38)表3-1直齿圆柱齿轮的参数齿数1341变位系数=+0.235-0.235分度圆直径43.94138.58齿顶高4.174.17齿根高3.433.43齿全

42、高7.67.6齿顶圆直径52.2852.28齿根圆直径37.0837.08齿距p=10.610.6基圆齿距9.969.96分度圆弧齿厚5.884.72基圆直径41.29130.223.2.2 斜齿圆柱齿轮的计算表3-2斜齿圆柱齿轮的参数ZZZ齿数2136183928293324371219法向压力角2020202020202020202020螺旋角30.81法面模数2.752.752.752.752.752.752.752.752.752.752.75端面模数3.23.23.23.23.23.23.23.23.23.23.2端面压力角2323232323232323232323当量齿数3356

43、286144465237581930分度圆直径67.2115.257.6124.889.692.810576.811838.460.8齿顶高2.882.882.882.882.882.882.882.882.882.882.88齿根高44444444444齿全高6.886.886.886.886.886.886.886.886.886.886.88齿顶圆直径72.9612163.36130.595.3698.611182.6124.44.1666.6齿根圆直径59.2107.249.6116.881.684.897.668.8110.30.452.8基圆直径61.86106.53.02114.

44、882.4885.497.270.710935.3556法面基圆齿距8.118.118.118.118.118.118.118.118.1.8.118.11法面齿厚5.505.505.505.505.505.505.505.505.55.505.503.3 齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式

45、来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。3.3.1 齿轮弯曲强度计算3.3.1.1 直齿轮弯曲应力直齿轮弯曲应力如下表：表3-3：直齿轮弯曲应力w10731.651.1213.380.1420.67110731.650.9203.380.1670.148当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大扭矩Temax时，对货车常啮合齿轮和高档齿轮的许用弯曲应力在0.40.85MPa 范围内。3.3.1.2 斜齿轮弯曲应力斜齿轮弯曲应力如下表：表3-4：斜齿轮的弯曲应力Z=21200.91.52.0203.380.163144Z=36200.91.52.0303.

46、380.1789Z=18152.561.52.0303.380.161142Z=39152.561.52.0303.380.17162Z=28319.191.52.0303.380.168183Z=29319.191.52.0303.380.169176Z=33454.581.52.0363.380.17219Z=24454.581.52.0303.380.166309Z=121012.541.52.0303.380.154339Z=221012.541.52.0303.380.164159Z=271012.541.52.0303.380.167212当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对

47、常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。3.3.2 齿轮接触应力的计算 （3-1） 式中， -齿轮的接触应力（MPa）； F-齿面上的法向力（N），； -圆周力在（N）， ； -节点处的压力角（）；-齿轮螺旋角（）；E-齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；b-齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮： （3-2） （3-3）斜齿轮： （3-4） （3-5）其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：表3-5 变速器齿轮的许用接

48、触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700 通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：齿轮1：958MPa齿轮2：731MPa齿轮3：901MPa齿轮4：612MPa齿轮5：1008MPa齿轮6：1004MPa齿轮7：1123MPa齿轮8：1317MPa齿轮9：831MPa齿轮10：1477MPa齿轮11：1299MPa齿轮12：960MPa齿轮13：1350MPa对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。第4章 变速器轴的强度计算与校核4.1 变速器轴的结构和尺寸4.1.1 轴的结构 第一轴通常

49、和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图4-1所示：图4-1 变速器第一轴 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示： 一档齿轮 倒档齿轮图4-2 变速器中间轴4.1.2 确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时

50、，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第二轴和中间轴中部直径：=36mm （4-1）第一轴花键部分直径可按下面式子初选： =25mm （4-2）式中 -发动机的最大扭矩，Nm为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。初选4.2 轴的校核4.2.1 计算各啮合齿轮的圆周力、径向力和轴向力4.2.1.1 输出轴 (4-3） (4-4） (4-5）式中：i至计算齿轮的传动比d

51、计算齿轮的节圆直径,mm节点处压力角螺旋角发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩，N.mm表4-1 输出轴上的齿轮受力dZ3=1857.62030.81642027203829Z5=2889.62030.81863636605150Z7=33105.62030.811043544226213Z9=41138.582001058444856312Z13=2786.42030.81235499814044.2.1.2 其余轴上由变速器齿轮之间的啮合关系，可以根据中间轴上齿轮的受力得出其它轴上齿轮的受力，其它齿轮受力如下表：表4-2 其余各轴上的齿轮受力dZ1=2167.22030.81695729484149Z2=36115.22030.81695729484149Z4=39124.82030.81642027203829Z6=2992.82030.81863636605150Z8=2476.82030.811043644226223Z10=1343.942001059744916320Z11=1238.42030.811148048656947Z12=2270.42030.811148048656847Z13=15482030.81168377135100414.2.2 输入轴的强度校核初步确定轴的尺