汽车变速器设计说明书 毕业设计

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1、本科生毕业设计（论文）摘 要变速器是汽车重要的传动系组成，在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。变速器能在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车倒退行驶，而且利用档位可以中断动力的传递。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。 设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用同步器挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5+1档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范

2、围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂挡时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。 本文设计了常用货车用机械式变速器。在阐述了机械式变速器的功用、要求的基础上，根据设计任务书的要求，选择三轴式的设计方案，进行变速器主要参数的确定、齿轮的强度校核和齿轮的几何尺寸计算，同时设计了变速器所用的锁环式同步器，确定了同步器的主要参数，最后对变速器操纵机构进行设计。关键词：变速器；齿轮；输入轴；同步器AbstractThe transmission gearbox, as an important part in automobil

3、e driving system is used to make up the shortcoming of engine torque and rotary speed. It can change the vehicle speed and type torque in a big scope, cut off the power transfer from the engine, and also provides a reverse traveling direction for the vehicle. Transmission is an integral part of the

4、vehicle, including mechanical design development of transmission, the technology has matured, but we have not taken the schools students, of which the design is still very worthwhile for us to explore and learn of. Gearbox design, its features are: large torque range to meet the requirements of diff

5、erent operating conditions, simple structure, easy production, use and maintenance, low cost, and the use of synchronizer sets required shifting allows smooth transmission required shifting, noise reduction is not easy damaged teeth. Used in the design of the 5 +1 manual transmission, transmission t

6、hrough the large changes in the scope of the transmission ratio, to meet the vehicle requirements of different conditions, so as to achieve its economic and power requirements; transmission linked file by synchronizer sets, although the increase in cost, but the manipulation of the automobile transm

7、ission to increase comfort, smoother gear. This designs commonly used truck with mechanical transmission. Describes the function of mechanical transmission and on the basis of the requirements, according to the requirements of the mission design, selection of three shaft type design, for the main pa

8、rameters of transmission, gear strength checking and gear calculation of geometric size, while the design of transmission used by the lock ring synchronizer, identified synchronizer of main parameters, the transmission control mechanism design.Key words：Transmission；gearbox；synchronizer；input shaft目

9、 录第1章 绪 论11.1 课题研究意义与背景11.2 变速器的简介11.3 变速器的分类21.4 变速器的功用3第2章 变速器设计方案及论证42.1 变速器的设计要求42.2 变速器设计方案论证4第3章 各主要参数的设计计算103.1 变速器传动比的确定103.2 中心距的初步确定113.3 变速器的外形尺寸123.4 轴的直径的初步确定123.5 齿轮参数设计133.6 各挡齿数的分配14 3.6.1 一档斜齿轮齿数的确定14 3.6.2 二档斜齿轮齿数的确定15 3.6.3 三档齿轮齿数的确定16 3.6.4 五档齿轮齿数的确定17 3.6.5 确定倒档传动比183.7 齿轮精度选择19

10、3.8 齿轮螺旋方向193.9 齿轮变位系数的确定19第4章 变速器各挡齿轮的校核224.1 齿轮弯曲应力计算22 4.1.1 一轴常啮合齿轮的弯曲应力校核23 4.1.2 中间轴常啮合齿轮的弯曲应力校核23 4.1.3 二轴五档齿轮的弯曲应力校核23 4.1.4 中间轴五档齿轮的弯曲应力校核24 4.1.5 二轴三档齿轮的弯曲应力校核24 4.1.6 中间轴三档齿轮的弯曲应力校核24 4.1.7 二轴二档齿轮的弯曲应力校核25 4.1.8 中间轴二档齿轮的弯曲应力校核25 4.1.9 二轴一档齿轮的弯曲应力校核25 4.1.10 二轴一档齿轮的弯曲应力校核25 4.1.11 二轴倒档齿轮的弯

11、曲应力校核26 4.1.12 中间轴倒档齿轮的弯曲应力校核26 4.1.13 倒档轴倒档齿轮的弯曲应力校核264.2 齿轮接触应力计算27 4.2.1 一轴常啮合齿轮的接触应力校核27 4.2.2 中间轴常啮合齿轮的接触应力校核28 4.2.3 二轴五档齿轮的接触应力校核28 4.2.4 中间轴五档齿轮的接触应力校核29 4.2.5 二轴三档齿轮的接触应力校核29 4.2.6 中间轴三档齿轮的接触应力校核30 4.2.7 二轴二档齿轮的接触应力校核30 4.2.8 中间轴二档齿轮的接触应力校核30 4.2.9 二轴一档齿轮的接触应力校核31 4.2.10 中间轴一档齿轮的接触应力校核31 4.

12、2.11 二轴倒档齿轮的接触应力校核32 4.2.12 中间轴倒档齿轮的接触应力校核32 4.2.13 倒档轴倒档齿轮的接触应力校核32第5章 变速器轴的设计计算345.1 轴的功用及设计要求345.2 轴尺寸初选345.3 齿轮的受力分析355.4 轴的受力分析355.5 轴强度的计算和校核36 5.5.1 第二轴上齿轮3处的应力计算37 5.5.2 第二轴上齿轮5处的应力计算38 5.5.3 第二轴上齿轮7处的应力计算38 5.5.4 第二轴上齿轮9处的应力计算39 5.5.5 第二轴上齿轮11处的应力计算39 5.5.6 中间轴上齿轮2处的应力计算40 5.5.7 中间轴上齿轮4处的应力

13、计算41 5.5.8 中间轴上齿轮6处的应力计算41 5.5.9 中间轴上齿轮8处的应力计算42 5.5.10 中间轴上齿轮10处的应力计算42 5.5.11 中间轴上齿轮12处的应力计算435.6 轴的刚度计算和校核43 5.6.1 第二轴上齿轮3处刚度校核44 5.6.2 第二轴上齿轮5处刚度校核45 5.6.3 第二轴上齿轮7处刚度校核45 5.6.4 第二轴上齿轮9处刚度校核45 5.6.5 第二轴上齿轮11处刚度校核46 5.6.6 中间轴上齿轮2处刚度校核46 5.6.7 中间轴上齿轮4处刚度校核47 5.6.8 中间轴上齿轮6处刚度校核47 5.6.9 中间轴上齿轮8处刚度校核4

14、7 5.6.10 中间轴上齿轮10处刚度校核48 5.6.11 中间轴上齿轮12处刚度校核48第6章 轴上花键的设计计算49第7章 变速器轴承选择517.1 轴承类型的选择517.2 轴承的计算51 7.2.1 二轴受力分析及轴承当量动载的计算51 7.2.2 一轴受力分析及轴承当量动载的计算55 7.2.3 中间轴受力分析及轴承当量动载的计算587.3 计算各轴承的总当量动载荷617.4 校核轴承寿命62第8章 同步器的设计658.1 同步器的功用658.2 同步器的类型的选择658.3 同步器的参数的确定66第9章 变速器操纵机构的设计689.1 对变速器操纵机构的要求689.2 直接操纵

15、手动换挡变速器689.3 远距离操纵手动换挡变速器699.4 变速器自锁、互锁、倒档锁装置69 9.4.1 自锁装置69 9.4.2 互锁装置69 9.4.3 倒档锁装置70第10章 变速器箱体的设计7110.1 箱体零件的结构特点7110.2 箱体零件的结构设计原则71 10.2.1 箱体结构的铸造工艺性71 10.2.2 箱体结构的机械加工工艺性7110.3 变速器箱体的附件设计71第11章 变速器的润滑与密封73第12章 结 论74参考文献75致 谢76附 录77VI第1章 绪 论1.1 课题研究意义与背景轻型货车作为一种常用的商用车，已在现代的社会中占有举足轻重的地位。人们的衣食住行的

16、便利，都有货车运输方面的功劳。社会经济的发展、人们生活水平的提高更需要货车的运输。货车已成为一个国家乃至整个世界不可缺少的一样运输工具。中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2007年中国汽车销售879.15万辆，2008年汽车产销量将突破900万，2010年汽车销售规模将达到1263万辆。在汽车行业市场规模高速增长的情况下，中国变速器行业面临着重大机遇。2006年我国汽车变速器市场规模达300亿元人民币，并且以每年超过20%的速度增长。 预计2010年有望达到600亿元。依靠科技进步和自主创新，已形成年产销汽车变速器100万台、齿轮5000万只和汽车锻件10万吨的综合生产能力。汽车变速器产品在

17、4档16档市场领域实现了全方位覆盖，广泛匹配于输入扭矩3003000Nm、载重量2吨60吨之间的重型车、大客车、中轻型卡车、工程用车和低速货车等各种车型，被国内50多家主机厂的上千种车型选为定点配套产品。法士特变速器在国内8吨以上重型汽车配套市场占有率78%，15吨以上配套市场占有率超过90%，重型变速器产销量世界第一1。 随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。人们在购车时大多只注重的是发动机的性能，而且这似乎已成为了衡量汽车品质优劣的一个标准，因为它是动力的缔造者。但是，却不能忽略掌控速度快慢的变速器。变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，其技术的发展,是衡量汽车技术水平的

18、一项重要依据。由于变速器在汽车结构中具有着重要的作用。因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。1.2 变速器的简介1894年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器，至今汽车变速器已经经过了一百多年的发展。汽车变速器诞生100多年来，齿轮变速器一直占据着统治地位，但随着汽车技术日新月异的发展，高科技不断引入汽车工业，变速器的技术也发生了很大的变化。汽车变速器的发展，最本质的就是从汽车传动的平顺性、舒适性，驾驶员操作的轻松性考虑，因而相应地提高了汽车的通过性与经济性。随着人们对车辆性能要求的不断提高，变速器技术的不断发展，汽车变速器已成为提高整车性能的突破口，各种类型

19、汽车变速器的诞生与发展都影响着全球及各大主要地区的汽车市场格局，中国市场也身居其中。今后汽车变速器市场会呈现最佳优化设计的多层次多样化状态。变速器在发动机和汽车传动系之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比，可以使汽车在不同的使用条件下得到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2。汽车传动系是汽车的主要组成部分，变速器又是传动系的重要部件，它们的任务就是充分发挥发动机的性能，使发动机发出的动力有效而经济地传到驱动轮，以满足汽车行驶上的各项要求。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构

20、，实现变速器传动比的变换，即实现换挡，以达到变速变矩。机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。现代汽车技术的发展对传动装置的设计工作提出了很更高的要求。在这种情况下，传动装置的设计，不但要满足动力性和经济性指标，而且要求轮廓尺寸和质量小、结构紧凑、尺寸小、工作可靠、寿命长、噪音低、维修方便等要求等。机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。1.3 变速器的分类按传动比的变化方式划分，变速器可分为有级式、无级式和综合式三种。

21、 (a)有级式变速器：有级式变速器应用最广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用的齿轮轮系不同：有轴线固定式、普通齿轮变速器，和轴线旋转式变速器、行星齿轮变速器。目前，轿车和轻、中型货车的变速器的传动比通常有35个前进档和一个倒档。在重型汽车用的是组合式变速器，采用更多档位，一般是由两个变速器组合而成的。(b)无级式变速器:无级式变速器的传动比在一定的范围内可以按无限多级变化。常见的有电力式和液力式、动液式。电力式的在传动系中也用广泛采用的趋势，其变速传动部件为直流串激电动机。液力式的传动部件是液力式变矩器。(c)综合式变速器：综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力

22、机械式变速器。其传动比可以在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化。目前的应用较为广泛。 按操纵方式划分，变速器可以分为强制操纵式，自动操纵式和半自动操纵式。 (a)强制操纵式变速器：靠驾驶员直接操纵变速杆换挡。 (b)自动操纵式变速器：传动比的选择和换挡是自动进行的。驾驶员只需操纵加速踏板，变速器就可以根据发动机的负荷信号和车速信号来控制执行元件，实现档位的变换。 (c)半自动操纵式变速器：可分为两类，一类是部分档位自动换挡，部分档位手动(强制) 换挡；另一类是预先用按钮选定档位，在采下离合器踏板或松开加速踏板时，由执行机构自行换挡4。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：

23、手动变速器（MT）、液力自动变速器（AT）、金属带式无级变速器（CVT）以及机械式自动变速器（AMT）等。1.4 变速器的功用 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其工作转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。车辆行驶性能的好坏，不仅取决于发动机，而且在很大程度上还依赖于变速器以及变速器与发动机的匹配3。 变速器的功用有： (1)改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。 在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行

24、驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如，在高速路上车速应能达到100km/h，而在市区内，车速常在50km/h左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。 (2)实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要。实现倒车行驶汽车，发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。 (3)中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换挡或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。 (4)实现空档，当离

25、合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如，可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。第2章 变速器设计方案及论证2.1 变速器的设计要求变速器作为汽车传动系统的重要组成部分，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。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。变速器设有空档，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档，使汽车获得倒退

26、行驶能力。需要时，机械式变速器还有动力输出功能。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、换挡冲击等现象的发生。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挡或自动、半自动换挡来实现。 变速器应当有高的工作效率且工作噪声低。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。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关4。汽车工作的道路条件越复杂、功率比越小，变速器的传动比范

27、围越大。 为满足以上使用性能要求，本变速器采用有级式变速器。变速器由变速传动机构和操纵机构构成。变速器传动机构包括换挡齿轮、传动齿轮、传动轴。实现操作需要避免、避免冲击布置的同步器，操纵机构还要求有自锁和互锁装置。轿车多采用两轴式变速器，货车多采用三轴式变速器，同步器设计采用锁环式同步器。2.2 变速器设计方案论证变速器设计方案要求从使用性能、制造条件和重量、价格性价比等多方面考虑，要求满足制造、使用、维修等条件。所以应从齿轮的形式，轴的形式及布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。1.变速器轴数的选择固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器得到广泛应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮

28、驱动汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，容易损坏，还有，受结构限制，两轴式变速器与一档速比不可能设计的很大。对于前进档，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。中间轴式变速器一般采用第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体的传动方案，绝大多数方案的第二轴前端经轴支撑在第一轴的后端的孔内，并且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后

29、可得到直接档。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，可达到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要高于其它档位，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不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动5。档位低的齿轮的齿轮可以采用或不采用常啮合齿轮传动，多数传动方案中除一档以外的其它档位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换挡，

30、还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。在除直接档以外的其它档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低。这是它的缺点。发动机前置后轮驱动的乘用车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，将第二轴加长置于附加壳体内，如果在附加壳体内布置倒档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及提高中间轴和输出轴的刚度。由于本次设计的CA1046型载货汽车为轻型货车，通过对上述方案的分析，决定采用中间轴式变速器。2.档数的选择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、无声换挡，对于

31、多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，本次设计CA1046型载货汽车变速器采用5+1档。如图2.1所示：图2.1 中间轴式变速器简图3.倒档形式及布置方案倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。 (a) (b) (c) (d)图2.2 倒档形式及布置方案常见的倒档结构方案大致有以下几种：方案1（如图2.2-a）所示：在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。方案2（如图2.2-b）

32、所示：此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换挡时两对齿轮必须同时啮合，致使换挡困难。方案3（如图2.2-c）所示：此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体，使其齿体、齿宽加大，因而缩短了一些长度。方案4（如图2.2-d）所示：此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，相比照前面的方案，此种方案换挡方便、可靠。通过移动啮合套或同步器换挡，换挡行程短，同时齿轮寿命长。综合考虑，本次设计采用方案4，即倒档齿轮为常啮合斜齿轮传动同步器换挡方式。其优点是：换挡方便，轮齿受到冲击小，使用寿命长。4.齿轮的选择变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，

33、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，这对轴承不利。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。因为合理安排一轴上斜齿轮与中间轴上斜齿轮啮合和中间轴上斜齿轮与二轴上斜齿轮啮合，能够在一定的范围内抵消斜齿轮工作时的轴向力。在本设计中所有档位均采用常啮合斜齿轮同步器换挡，因此所有档位均采用常啮合斜齿轮传动方案。5.变速器换挡机构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。使用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使

34、用。使用啮合套换挡，因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。同步器分为常压式、惯性式和惯性增力式，多采用惯性式同步器，包括锁销、锁环式同步器，使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用，但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，多用于轿车和中型以下货车6。故本次设计中型载货汽车的二、三、四、五档均采用锁环式惯性同步器换挡，而一档、倒档应用直齿滑动齿轮换挡。自动脱档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：（1）将两接合齿的啮合位置错开（2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.30.

35、6mm）（3）将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜23），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。图2.3 防止自动脱档的结构措施6.同步器设计同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下(即角速度相等)换挡的缺点，现已不用。本设计中前进档换挡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，而且锁环式同步器具有耐摩擦，轴向尺寸小等优点。7.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

36、轴承、滑动轴套等。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，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、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。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。变速器中若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。由于上述特点，滚针轴承在货车变速器得到广泛应用。8.操纵机构的选择：自锁互锁机构：（1）挂挡后应保证直齿滑动齿轮换挡时，全齿宽都进入啮合。由于汽车振动或其他条件的影响下，操纵

37、机构应保证变速器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。（2）为了防止同时挂上两个档而使变速器卡死或损坏，为此在操纵机构中设有互锁装置。（3）为了防止在汽车前进时误挂倒档，导致零件损坏，在操纵机构中设有倒档锁装置。因为本次设计CA1046型载货汽车是发动机前置后驱型，所以变速器布置在驾驶员座位附近。直接操纵机构一般由变速杆、拨块、拨叉、拨叉轴以及安全装置等组成，多集中于变速器上盖或侧盖内，结构简单，操纵方便，因此本次设计变速器采用直接操纵机构。第3章 各主要参数的设计计算3.1 变速器传动比的确定 汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻及上坡阻力。由于汽车

38、上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： （3-1）式中：最大驱动力； 即 （3-2）Error! No bookmark name given. 滚动阻力； 即 （3-3） 最大上坡阻力； 即 （3-4） 把以上参数代入（3-1）得： (3-5)以上是根据最大爬坡度确定一档传动比7。式中：发动机最大扭矩，=157 Nm； 变速器一档传动比； 主传动器传动比，=6.17； 汽车总质量，； 道路滚动阻力系数取0.020； 传动系机械效率，取0.84； 重力加速度；取； 驱动轮滚动半径，取0.42 m； 汽车最大爬坡度为30，即由（3-5）得 取 由 （3-6）式中：为常数，也就是各档之间

39、的公比，一般认为不宜大于1.71.8。 由中等比性质，得： （3-7） 式中：档位数，取； 档数，；得：；(直接档)； ；由于超速挡一般在0.70.8之间,取。； 符合q不大于1.71.8的要求。则最后得, , , ，。3.2 中心距的初步确定对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。 初选中心矩A时，可根据经验公式计算 (3-8）式中： 中心距系数：=9.511.0,取9.8； 变速器一档传动比； 变速器传动效率：取； 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）；得取 3.3 变速器的外形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（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步

40、确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四档 （2.22.7）A五档 （2.73.0）A六挡 （3.23.5）A当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。对于本例CA1046轻型载货汽车，五档变速器壳体尺寸取2.95A，取整得L=275mm。3.4 轴的直径的初步确定变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声8。中间轴式变速

41、器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A，轴的最大直径D和支撑间距离L的比值，对中间轴，D/L=0.160.18，对第二轴，D/L=0.180.21。第一轴花键部分直径可按下式初选：D= （3-9）式中：经验系数，4.04.6，取4.3； 发动机最大转矩（Nm）；得D=23.20mm ，取D25mm。3.5 齿轮参数设计（1）齿轮模数的选择影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有

42、不同的模数。对货车，减轻质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确即： （3-10）式中： 斜齿轮法向模数； 直齿轮模数； 发动机最大扭矩； 变速器一档传动比； 变速器传动效率，取；该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数取。（2）压力角的选择压力角较小时，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，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5,15，16，16.5等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5或25等大些的压力。实际上，因国家规定的标准压力角为20，所以

43、变速器齿轮普遍采用的压力角为20。（3）螺旋角的选择为了减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒档齿轮及货车一档齿轮才用直齿轮。选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题：螺旋角大些时会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，实验还证明，随螺旋角的增大，齿轮的强度也会相应的提高，不过当螺旋角高于时，其抗弯强度会骤然下降，而接触强度仍上升。因而选取适当的值使弯曲强度与接触强度达到均衡。此外，为消除斜齿轮传动的轴向力，中间轴上的齿轮一律做成右旋，而第一、二轴上的一律左旋，轴向力由轴承承受。最后，可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除

44、。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：1826。初选 ，,。（4）齿宽在选择齿宽时，应该注意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。考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据模数来选择齿宽：斜齿可由经验公式得： (3-11)式中：取为6.08.5。 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510，所以有斜齿齿宽。 则本设计中各个齿轮齿宽为：=22mm，

45、=20mm，=22mm，=20mm，=18mm，=20mm，=18mm，=20mm，=18mm，=20mm，=20mm，=22mm，=20mm。3.6 各挡齿数的分配在初选中心距、齿轮螺旋角之后，可根据预选确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配齿轮的齿数。3.6.1 一档斜齿轮齿数的确定一档传动比为（1）由于斜齿轮两啮合齿轮齿数和有如下关系： (3-12)式中： 和的齿数和。 由于初选，得 ，取。由进行大小齿轮齿数分配，取,。 （2）对中心距进行修正 (3-13) 得 取。 （3）由传动比公式得出齿轮1、2齿数比： (3-14)。 （4）由中心距公式 (3-15) 得到 则计算齿轮1、2齿数

46、，取圆整得： ，。 （5）修正 (3-16)，合格。 （6）修正螺旋角 由 (3-17)得 若修正齿轮9、10的螺旋角，变速器挂入一档时，中间轴上轴向力会偏大，难以中和，影响变速箱正常运转，故将齿轮9、10采用变位齿轮，具体参数计算见后。3.6.2 二档斜齿轮齿数的确定 （1）由二档传动比可知齿轮7、8齿数比： （3-18） 得到齿数比 （2）由中心距公式求出齿轮7、8齿数： (3-19) ； 则计算齿轮7、8齿数，取圆整得：，； （3）修正 (3-20)； ，合格。 （4）修正 (3-21)（5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-22） 其中； 则得到结果：

47、两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。3.6.3 三档齿轮齿数的确定 （1）由二档传动比可知齿轮5、6齿数比： （3-23） 得到齿数比 （2）由中心距公式求出齿轮5、6齿数： (3-24) ； 则计算齿轮5、6齿数，取圆整得：，； （3）修正 (3-25)； ，合格。 （4）修正 (3-26)（5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-27） 其中； 则得到结果：，两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。3.6.4 五档齿轮齿数的确定 （1）由二档传动比可知齿轮3、4齿数比： （3-28） 得到齿数比 （2）由中心距公式求出齿轮3、4齿数： (3-29) ； 则

48、计算齿轮3、4齿数，取圆整得：，； （3）修正 (3-30)； ，合格。 （4）修正 (3-31)（5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-32） 其中； 则得到结果：，两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。3.6.5 确定倒档传动比倒档齿轮的模数往往与一档相近，为保证中间轴倒档齿轮不发生根切，初选，倒档齿轮一般在2133之间选择。初选。 根据中间轴和输出轴的中心距A=95mm，那么 (3-33)代入数字圆整后可求得。修正倒档传动比：为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，所以有 （1）中间轴与倒档轴之

49、间的中心距 (3-34) 取修正角： （2）第二轴与倒档轴之间的中心矩 (3-35) 取。 则有。 齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间的间隙 。 所以齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。修正后各档的传动比为：，。3.7 齿轮精度选择 根据推荐，提高高档位齿轮的性能，所有齿轮均采用8级斜齿轮。3.8 齿轮螺旋方向由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。关于螺旋角的方向，第一轴齿轮采用左旋，二轴除倒档齿轮外均左旋。这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。中间轴齿轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可

50、互相抵消一部分。3.9 齿轮变位系数的确定采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。对实际中心距等于已知中心距时，采用高度变位，反之采用角度变位。由于角度变位可获得良好的齿合性能及传动质量,故较多被采用.变速器齿轮是断续工作的,各档使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受冲击负荷。使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位系数只要应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择

51、变位系数。对于常用的高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，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,应使所选用的变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力9。对于低挡齿轮，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小齿轮的弯曲强度，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，此时小齿轮的变位系数大于零。为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能降低两齿合齿轮的相对滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。 一档齿轮9、10变位系数的选择： 已知，实际中心距，Z。 标准中心距：

52、端面压力角： 端面齿合角： 最后整理得： 根据以上各式计算得： 查机械设计手册得：，。 各齿轮的变位系数见表3.1000000000.360.27000 表 3.1 齿轮的变位系数 毫米各个齿轮齿数及相关参数见表3.2表 3.2 齿轮齿数及齿轮各参数18391643273235244217371722（mm）2220222018201820182020222025.84221.31821.31821.3181515.115.115.1（mm）3.333.2203.213.223.223.1063.107（mm）33333332020202020 2020（mm）3333333333333（mm

53、）6013051.53138.4786.95103.05112.7177.29130.4452.80114.9752.8268.36续表3.2（mm）6613657.53144.4792.95109.05118.7183.29138.660.42120.9758.8274.36（mm）52.5122.544.03130.9779.4595.55105.2169.79125.146.92107.4745.3260.86（mm）24.69153.49819.79153.18833.39739.58243.29829.68651.95121.02844.59120.48826.513（mm）0.13

54、60.1570.1260.1560.1440.1480.1520.1400.1560.1280.1520.1270.137第4章 变速器各挡齿轮的校核4.1 齿轮弯曲应力计算图4.1 齿形系数图齿轮弯曲应力的计算，有以下公式：直齿： （4-1）斜齿： （4-2）式中：弯曲应力（）； 计算载荷（）； 齿宽系数； 应力集中系数，直齿轮，斜齿轮； 重合度影响系数，主动齿轮，从动齿轮； 重合度影响系数， ； 齿形系数； 当量齿数，。4.1.1 一轴常啮合齿轮的弯曲应力校核 由最大转矩和效率可得齿轮上所受转矩： 又由已知参数： ，； 求出齿轮1所受切向力为： 得到齿轮1弯曲应力： 由于齿轮选用的材料为20CrMnTi，由机械设计手册查得，齿轮1弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。4.1.2 中间轴常啮合齿轮的弯曲应力校核