机动车变速器设-计.doc

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1、-_前 言汽车的诞生，车的发展，在历史的长河中给我们留下了点点滴滴。汽车自上个世纪末诞生以来，已经走过了风风雨雨的一百多年。从卡尔.本茨造出的第一辆三轮汽车以每小时 18 公里的速度，跑到现在，竟然诞生了从速度为零到加速到 100 公里/小时只需要三秒钟多一点的超级跑车。这一百年，汽车发展的速度是如此惊人！同时，汽车工业也造就了多位巨人，他们一手创建了通用、福特、丰田、本田这样一些在各国经济中举足轻重的著名公司。这篇资写着许多有趣的故事，在中国已经成为世界五大汽车强国之际，让我们一起来回望汽车的发展历史，体会汽车给我们带来的种种欢乐与梦想中国汽车工业发展进入新阶段中国汽车工业发展我认为大致可以

2、分成三个阶段：第一个阶段：中国汽车工业 1953 诞生到 1978 年改革开放前。初步奠定了汽车工业发展的基础。汽车产品从无到有。第二个阶段，1978 年到 20 世纪末。中国汽车工业获得了长足的发展，形成了完整的汽车工业体系。从载重汽车到轿车，开始全面发展。这一阶段是我国汽车工业由计划经济体制向市场经济体制转变的转型期。这一时期的特点是：商用汽车发展迅速，商用汽车产品系列逐步完整，生产能力逐步提高。具有了一定的自主开发能力。重型汽车、轻型汽车的不足得到改变。轿车生产奠定了基本格局和基础。我国汽车工业生产体系进一步得到完善。随着市场经济体制的建立，政府经济管理体制的改革，企业自主发展、自主经营

3、，大企业集团对汽车工业发展的影响越来越大。汽车工业企业逐步摆脱了计划经济体制下存在的严重的行政管理的束缚。政府通过产业政策对汽车工业进行宏观管理。通过引进技术、合资经营，使中国汽车工业产品水平有了较大提高。摸索了对外合作、合资的经验。第三个阶段，进入 21 世纪以后。中国汽车工业在中国加入 WTO 后，进入了一个市场规模、生产规模迅速扩大；全面融入世界汽车工业体。变速器作为汽车的一个重要组成部分，是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。-_本说明书主要介绍了 HKD640 微型客车变速器及操纵机构设计，包括概述及

4、五章设计内容，希望老师对于说明书中的不足之处予以批评指正。第一章 概述-_变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。又称变速箱。变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速图 1-1 变速器机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大；用变位滑移齿轮变速 ，结构紧凑 ，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转速差很小时进行，用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小

5、，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺点，在啮合式离合器上装以摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行接合。行星齿轮传动变速器可用制动器控制变速。变速器广泛用于机床、车辆和其他需要变速的机器上 。 机床主轴常装在变速器内，所以又也叫主轴箱，其结构紧凑，便于集中操作。在机床上用以改变进给量的变速器称为进给箱。 汽车变速器 是通过改变传动比，改变发动机曲轴的转拒，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。通俗上分为手动变速器(MT)，自动变速器 (AT)， 手动/自动变速器，无级式变速器。 变速器是汽车传动系中最主要的部件之一 。变

6、速器作为汽车的一个重要组成部分，是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。变速器是用来改变改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速的，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的工况范围内工作。变速器设有空挡， ，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。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。对变速器提出如下要求：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)设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4)设

7、置动力输出装置，需要是能进行功率输出。5)换档迅速、省力、方便。6)工作可靠。汽车行使过程中，变速器不得跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7)变速器应有高的工作效率。8)变速器的工作燥声低。 除此之外，变速器还应当轮廓尺寸和质量小、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。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式分类。在原有变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操

8、作方向发展的趋势。第二章 变速器传动机构布置-_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，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。2.1 传动机构布置方案分析一、固定轴式变速器固定轴式变速器1. 两轴式变速器两轴式变速器 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，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时燥声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作燥声增大，容易损坏，还有，

9、受结构限制，两轴式变速器与一挡速比不可能设计的很大。对于前进挡，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。图 21 示出用在发动机前置前轮驱动的乘用车上的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均采用常啮合齿轮传动。图 21f 中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并且用同步器换档；同步器多数用在输出轴上，这是因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器装在输入轴上有困难，而高挡的同步器可以装在输入轴后端，如图

10、 21d,e 所示；图 21d 所示方案有辅助支撑，用来提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声。图 21f 所示方案为五挡全同步器式变速器，以此为基础，只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可改变为四挡变速器，从而形成一个系列产品 。-_图 2-1 变速器2. 中间轴式变速器中间轴式变速器 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客车上。变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上,第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘,而第二轴的末端经花键与万向节连接。图分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案。各种传动方案的共同特点是:变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多

11、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可得到直接挡。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,可达到 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要高于其它挡位,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不大的条件下,一挡仍然有较大的传动比;档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,挡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

12、中除一挡以外的其它挡位的换档机构,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。在除直接挡以外的其它挡位工作时,中间轴式变速器的 传动效率略有降低,这是它的缺点。-_在挡数相同的情况下,中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数,轴的支撑方式,换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。图 2-2 变速器传动方案如图 22 中间轴式五档变速器传动方案中,图 a 所示方案中,除一,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 b、c 所示的方案的各前进挡均采用常啮合齿轮传动。图 d 所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后

13、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。图 a 所示方案中的一挡,倒挡和图 b 所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡,其余各挡均为常啮合齿轮。以上各方案中,凡采用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承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及提高

14、中间轴和输出轴的刚度。变速器用图 22c 所示的多支撑结构方案,能提高轴的刚度。这时如用在轴的平面上可分开的壳体,就能很好的解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图22 c 所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态,同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里,而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。本次设计我设计的是发动机前置后轮驱动的微型客车变速器，通过对上述方案的分析，决定采用中间轴式变速器。-_二、倒挡布置方案倒挡布置方案与前进挡相比，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换挡。为了实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中

15、 加入一个中间传动齿轮的方案。图 23 倒挡布置方案图 23 为常见的倒挡布置方案。图 23b 所示方案的优点是倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间周的长度；但倒挡时要求有两队齿轮同时进入啮合，使倒挡困难，图 23c 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 23d 所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图23c 所示方案。图 23e 所示方案是将中间轴上的一倒挡齿轮做成一体，将齿宽加长 。图 23f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的客车倒挡传动采用图23g 所示方案；其缺点是一，倒挡各用一根变速

16、器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，无论使两轴式变速器还是中间轴式变 速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良状况， 然后按照从低挡到高挡的三顺序布置各挡齿轮，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靠近轴的支撑处。 倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆

17、的方向改变了。为防止以外挂如倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需要克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。2.2 零部件结构方案分析一、齿轮形式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。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，运转平稳，工作噪声低等优点；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齿数增加，导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。本次设计除一档和倒档用直齿圆柱齿轮外其余全部采用斜齿圆柱齿轮。二、换挡机构形式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

18、种形式。汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅是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承坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造，拆装与维修工作容易，并能减少变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡，倒挡外已很少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，

19、同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员又熟练的操作技术。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，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器换挡比较还有结-_构简单，制造容易，能降低制造成本及减少变速器长度等有点。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，虽然它油结构复杂，制造精度要求高，轴向 尺寸大等缺点，但仍然得到广泛的应用。利

20、用同步器或啮合套换挡，其挡位行程要比滑动齿轮换挡行程短。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，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。我采用的换挡机构形式是除了一挡和倒挡采用啮合套换挡之外，其余各挡均采用同步器换挡。三、变速器轴承变速器轴承作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。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类型的轴承，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，尺寸小的特点，采用尺寸大写的轴承受结

21、构限制，常在布置上油困难。如变速器的第二轴前端支撑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。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的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，经第一轴后不轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。由于变速器向轻量化方向发展的需要，要求减少变速器中心距，这就影响倒轴承外径的尺寸。为了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。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，

22、但当在壳体前端面布置轴承盖由困难时，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，而 后端采用外圈由挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧，使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等一些缺点。当采用锥轴承时，要注意轴承的预-_紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜。导致齿轮不能正确啮合而损坏。因此。锥轴承不适合用在线性系数比较大的铝合金壳体上。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

23、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，并保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6-20mm。滚针轴承、滑动轴套主要用在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、经向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的经向间隙大、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。第二轴的两端采用深沟球轴承，第二轴中和齿轮配合的轴承采用滚针轴承，中间轴两端采用深沟球轴承。第三章第三章 变速器主要参数的选择 3.1 各档传动比的分配各档传动比的分配-_分析该车发动机及相关参数：

24、该车总重量为 1680kg，=5.68，0.3015.0i rr 按最大爬坡度计算一挡传动比：(3-1)max 1 max 0s g eTmgriTi试中:m 为汽车重质量 m=1680g,g 为重力加速度 g=9.8N/Kg,为发动机最kmaxeT大转矩=57N.m,为主减速器传动比等于 5.68，为道路最大阻力系数等maxeT0imax于 0.31，为驱动轮滚动半径 0.3015，=0.95x0.92x0.98=0.8565 为汽车传动rrT系效率。代入数据得5.66。1gi根据车轮与路面附着条件确定一档传动比：(3-2)T2 1 0maxs gGriTei 为汽车满载时静止于水平路面驱动

25、桥给路面的载荷，参考同类车型2G=11172Kg, 为道路附着系数，计算时取=0.5-0.6，在此取 0.5。2G代入数据得6.41gi参考同类车型初选一档传动比为=5.71gi其他各档传动比按等比数列来分配：则=3.19， =1.78， =1, 2gi3gi4gi=0.86。5gi3.2 中心距中心距 A A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短

26、。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反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。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。-_对于中间轴式初选中心距 A 时，可根据下述公式计算A=K (3-3)A31maxgeiT式中，A 为中心距（mm） ；K 为中心距系数，货车取 K 15；为发动机AAmaxeT的最大转矩（N.m） ； 为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取 95。1i

27、g把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距：A=15=101.2mm 357 5.7 95%3.3 齿轮参数的选取一、一、模数模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。在变速器中心距相同的的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声、所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；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，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的意义，因此齿轮的模数应选的小些； 直齿轮模数 （3

28、-4）32jfcwT K KmzK y式中 计算载荷，；jTNmm应力集中系数，直齿轮取=1.65；KK摩擦力影响系数，因主、被动齿轮在啮合处的摩擦力方向不同，故fK对弯曲应力的影响系数也不同：主动齿轮取=1.1，被动齿轮取=0.9；fKfK齿轮的齿数；z齿型系数，见图 4-1y齿轮弯曲应力，Mpa，当=时，直齿轮的许用应力【】wjTmaxeTw=400800Mpa。 =2.32 取=2.3；mmmmmm斜齿轮法面模数 -_（3-5）32cosj n cwT KmzK K y式中 应力集中系数，斜齿轮取=1.5；KK斜齿轮螺旋角；齿宽系数，斜齿轮取=7.08.6；cKcK重合度影响系数，取=2

29、；KKy齿形系数，按当量齿数由图 4-1 查得；3cosnzz弯曲应力，Mpa，对轿车变速器斜齿轮取【】=180350Mpa，对ww货车斜齿轮取【】=100250Mpa；w=3.025 取=3nmmmnmmm表 31 汽车变速器齿轮的法向模数nm车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车nm2.25-2.752.75-33.50-4.54.50-6由于设计车型为微型客车，所以取=3。nmmm二、压力角压力角齿轮压力角较小时。重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和推出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压

30、力角为 28时强度最高，超过 28时强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为 25时强度最高。因此理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用 14.5，15，16，16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为 20。在这次设计中我选用压力角20。三、螺旋角螺旋角的选取的选取选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声的、齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应的提高。不过当螺旋角

31、大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。斜齿轮的螺旋角-_一般在 20到 30之间。四、齿宽齿宽 b b在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的有点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿宽方向受力不均匀造成便载，导致承载能力降低，并载齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿 b=,为齿宽系数取为 24nmcKcK直齿=20cK

32、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cK降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。五、齿轮变位系数的选择原则齿轮变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节。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，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。齿轮变位主要有两类：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相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点使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

33、变位系数之和不等于零。角度变位即具有高度变位的优点，又避免了其缺点。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮由相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。对于斜齿轮传动，可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。我在齿轮设计中齿轮没有达到根切，采用改变螺旋角大小的方法来保证中心距，所以没有采用齿轮变位。-_3.4 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比不应该尽可能不

34、是整数，以使齿面磨损均匀。一档和倒档采用直齿轮，其余采用斜齿，同取 m=3mm。 1.确定一档齿轮参数及传动比：确定一档齿轮参数及传动比： 一挡的传动比为：（36） 01 1 0 1gz ziz z直齿和的齿数和7z8z（37） 22 101892.3Azm取=89z一般情况下承用车中间轴式变速器的中间轴一挡齿轮的齿数可在 1214 之间选择，现在选取中间轴上一挡齿轮 ，所以。 121z 1892168z 代入（32）式修正中心距。2891022.3AAmm由公式 （38） 01 1 1012 2cosgnzzizzmzzA， ,022z 039z所以， 10 1 105.74gzzizz2.

35、 确定二档齿轮参数及传动比：确定二档齿轮参数及传动比： （39） 02 2 02zzizz（310）222 2cosnmzzA-_， 。222z239z 所以 239 223.1439 22gi3.确定三档齿轮参数及传动比：确定三档齿轮参数及传动比： （311）03 3 03zzizz（312）333 2cosnmzzA，取 。，取。329.34z 330z 330.76z331z所以 339 301.7222 31gi4 .确定五档齿轮参数及传动比确定五档齿轮参数及传动比：（313）05 3 05zzizz（314） 553 2cosnmzzA，。520z 541z所以 539 200.86

36、22 41gi5 . .确定倒档齿轮参数及传动比：确定倒档齿轮参数及传动比： 倒挡轴齿轮的齿数一般在 2123 之间，初选 23； 6z5.5ri 621z； （315）0606 grzzizz（316）66 2mzzA，。667z 622z39 675.422 22gri中间轴与倒挡轴的中心距:-_mm (2221)622mA 倒挡轴于第二轴的中心距：mm(21 67)1072mA 变速器齿轮参数表 3-2齿轮齿轮模数压力角螺旋角齿数0z3202522 0z32025391z2.32068 1z2.320212z32025392 z32025223z32025303 z32025315z32

37、025205 z32025416z2.320226 z2.32067第四章 变速器的设计与计算4.1 轴的计算与校核-_当变速器挂一挡时轴受力最大,所以只要一挡时轴的强度满足要求,其就符合要求只,下面只校核一挡时中间轴的强度。一中间轴的受力分析图 4-1 中间轴受力分析中间轴的轴向力基本上已相互抵消可以不予考虑。1. ()1max57000eTTNmm(N) （41）1 1 122 570001557.373.2TFtd(N) （42）1 11557.3201212.2coscos25nFt tgtgFr (N) （43）111557251139.5FaFt tgtg 2. () （44）2

38、2max 1184571.4eZTTZNmm（N）2 2 8213562.9tTFd（N）2 2 8tan3465.3cosn rFtF 22tan0FaFt二面受力分析面受力分析：-_图 4-2 x-z 面受力分析1. 1121131.2 732688.5 126.5178.5 126.5126.502FRFrFrFa（45）代入数据得： (N) 13424.1RF2. （46） 211273 29873201.502RFFaFrFr代入数据得： 4275.2（N）2RF三Y Y 面受力分析：面受力分析：图 4-3 x-y 面受力分析1. 112 73268.5 126.573268.512

39、6.50FRFtFt代入数据得：4353.8（N）1FR 2. 212 73268.5 126.573201.50FRFtFt代入数据得： 9342.8 （N）2FR四作力矩图作力矩图1.面-_1. Y 面3.合成图 4-4 力矩图五校核计算校核计算；273265.7TN mmA； （47） 3 33156.6732dWmm轴的材料选用 20GrMnTi,采用渗碳、淬火、回火处理。； （46）22 327.3caMTMpaWca-_验算合格。4.2 齿轮的计算与校核一挡齿轮因其承受载荷最大，所以只要它满足要求，其它各挡都满足要求，由于常啮合齿轮一直处于工作状态，因此也要对其进行校核。下面对一挡

40、齿轮和常啮合齿轮进行校核。一、齿轮的计算校核公式：齿轮的计算校核公式：1. 弯曲应力： 直齿， (4-7)1 32fgf w cFk kT k Kbtym ZK y(4-8)1 32fgf w cFk kT k Kbtym ZK y式中： 圆周力；应力集中系数；kC齿面宽系数； 1Fkt法向齿距；y齿行系数；k 重合度影响系数；摩擦力影响系数。fk2. 齿面接触应力：3. (4-9) bzjbFE 11418. 0式中： 齿面上的法向力；E齿轮材料的弹性模量 E=190000；Fb齿轮接触的实际宽度；主从动齿轮节圆处的曲率半径。bz,-_图 4-5 齿形系数图二、校核第二轴一挡齿轮：校核第二轴

41、一挡齿轮：1.弯曲应力：1 32fgf w cFk kT k Kbtym ZK y其中： =1.65 =0.9 kC=8.0 y=0.152 z=68 m=2.3kfk2 max 1184571.4gezTTNmmz代入数据得： ；32 184571.4 1.65 0.9735.262.368 8 0.152wMpa 许用应力在 400-850之间，所以合适。Mpa2.接触应力： bzjbFE 11418. 0， , b=25, 2116912.6TgFNd117998coscosFFN， 。sin7.78zzrsin26.3bbr代入数据得： 17998 190000110.4181994.

42、6257.7826.3jMpa一档和倒档得许用接触应力在 1900-2000Mpa 之间，所以合适。-_三、校核中间轴一挡齿轮：校核中间轴一挡齿轮：1.弯曲应力：1 32fgf w cFk kT k Kbtym ZK y其中： =1.65 =1.1 kC=8 y=0.138 z=21 m=2.3kfk2 max 1184571.4gezTTNmmz代入数据得： 32 782060.12 1.65 1.1573.642.321 8 0.138wMpa 许用应力在 400-850 Mpa 之间，所以合适。2.接触应力： bzjbFE 11418. 0，N, b=25 , 2116912.6TgFN

43、d117998coscosFF， 。sin7.78zzrsin26.3bbr代入数据得： 17998 190000110.4181994.6257.7826.3jMpa一档和倒档得许用接触应力在 1900-2000Mpa 之间，所以合适。四、校核第一轴常啮合齿轮：校核第一轴常啮合齿轮：1.弯曲应力：1 32cosfg w ncFk kT kbtykm zk yk其中： , =1.65 , y=0.14 , =2 , kC=8.5 max57000geTTNmmkk, , , z=22 。3nm 225代入数据得： 32 57000 cos251.65175.83322 8.5 0.14 2wM

44、pa对于货车，当计算载荷取 Tg 作变速器一轴上的最大转矩时，常啮合持论许用弯曲应力为，所以合格。100250wMpa2.接触应力：-_ bzjbFE 11418. 0， max285002e gTTNmm212932.7TgFNdN, b=27 , ， 13410.7coscosFFN2sin9.29cosz zr。2sin31.4cosb br代入数据得： 3410.7 190000110.418764.9279.2931.4jMpa当取时，变速器常啮合齿轮的许用接触应力为 1300-1400Mpa,所以max 2e gTT 合格。五、校核中间轴常啮合齿轮：校核中间轴常啮合齿轮：1.弯曲应

45、力：1 32cosfg w ncFk kT kbtykm zk yk其中： , =1.65 , y=0.145 , =2 , kC=8.5 ,max57000geTTkk, , z=39 。3nm 225代入数据得： 32 57000 cos251.65101.3339 8.5 0.145 2wMpa对于货车，当计算载荷取作变速器一轴上的最大转矩时，常啮合持论许用gT弯曲应力为，所以合格。100250wMpa2.接触应力： bzjbFE 11418. 0N ， N, b=27 , max 2e gTT 212932.7TgFd13410.7coscosFF， 。2sin9.29cosz zr2

46、sin31.4cosb br-_代入数据得： 3410.7 190000110.418764.9279.2931.4jMpa当取时，变速器常啮合齿轮的许用接触应力为 1300-1400Mpa,所以max 2e gTT 合格。 4.34.3 轴承的计算与校核轴承的计算与校核一.圆锥滚子轴承的校核计算圆锥滚子轴承的校核计算校核中间轴右轴承，当挂一挡时其承载最大，所以只要它满足要求，其它的都满足要球。已知轴承：额定动载荷49.2 (KN)rc额定静载荷37.2 (KN)orc(N)2111269.1 01269.1aaaFFF(N)22 24535.311198.212081.7Fr , ,查表得：e=0.2321269.10.10512081.7Fa Fr1269.10.03437200Fa Cor，所以 ，eFrFa22P12081.7orFr取212081.7PorFr冲击载荷系数 5 . 1pf21.5 12081.718112.55pPf Fr, , 3