某某牌BJ6700DK輕型客車變速器設計畢業(yè)設計（論文）

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1、 題 目： 北京牌BJ6700DK輕型客車變速器設計 姓 名： 班級學號： 指導教師： 姚 嘉 摘 要 摘 要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。 因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大

2、的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。 本文設計研究了三軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。 關鍵詞 擋數(shù)；傳動比；齒數(shù)；軸 佳木斯大學教務處 - II - Abstract Abstract Transmission to change the engine reach

3、ed on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different 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 r

4、everse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox 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 ax

5、is are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of three

6、-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission

7、 of all components of the material choice. Keywords block；Transmission；ratio；Teeth；Axis. 目 錄 目 錄 摘 要 I Abstract II 第1章 機械式變速器的概述及其方案的確定 2 1.1 變速器的功用和要求 2 1.2 變速器結構方案的確定 2 1.2.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 2 1.2.2 選擇倒檔傳動方案 6 1.3 變速器主要零件結構的方案分析 7 1.3.1 齒輪型式 7 1.3.2 換擋結構型式 7 1.3.3 變速器軸承 1

8、0 第2章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 11 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 11 2.1.1 檔數(shù)和傳動比 11 2.1.2 中心距 11 2.1.3 軸向尺寸 11 2.1.4 齒輪參數(shù) 12 2.2 各檔傳動比及其齒數(shù)的確定 13 2.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 13 2.2.2 確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 14 2.2.3 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 14 2.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 15 2.3 變位系數(shù)的選擇 15 第3章 變位齒輪的強度計算與材料的選擇 18 3.1 齒輪的損壞原因及形式 18 3.2 齒輪的幾何計算 18 3.2.1 直齒圓柱齒

9、輪的計算 18 3.2.2 斜齒圓柱齒輪的計算 19 3.3 齒輪的強度計算與校核 20 3.3.1 齒輪彎曲強度的計算 21 3.3.2 齒輪接觸應力的計算 22 第4章 變速器軸的強度計算與校核 24 4.1 變速器軸的結構和尺寸 24 4.1.1 軸的結構 24 4.1.2 確定軸的尺寸 24 4.2 軸的校核 25 4.2.1 計算各嚙合齒輪的圓周力、徑向力和軸向力 25 4.2.2 輸入軸的強度校核 27 4.2.3 輸出軸的強度校核 28 4.3 軸承壽命的計算 30 4.3.1 對第一軸一檔時右端軸承壽命進行計算 30 4.3.2 對第二軸一檔時右端

10、軸承壽命進行計算 30 第5章 變速器同步器和操縱機構的設計 31 5.1 同步器的結構 31 5.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 32 5.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 32 5.2.2 錐面半錐角 32 5.2.3 摩擦錐面平均半徑 33 5.2.4 錐面工作長度 33 5.2.5 同步環(huán)徑向厚度 33 5.2.6 鎖止角 33 5.2.7 同步時間 34 5.3 確定變速器的操縱機構 34 總 結 36 參考文獻 37 致 謝 38 附錄Ⅰ 39 附錄Ⅱ 66 佳木斯大學教務處 - 40 - 第1章 機械式變速器的

11、概述及其方案的確定 1.1 變速器的功用和要求 變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1）應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛

12、員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 3）重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4）傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 1.2 變速器結構方案的確定 1.2.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其

13、結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。 設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為10.0~20.0。 通常，有級變速器具有3、4、5個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器

14、，其前進檔位數(shù)多達6~16個甚至20個。 變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為5檔。多于5個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，

15、降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。 三軸式變速器如圖1-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸 承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也 傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高， 磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的 主要優(yōu)

16、點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒 輪傳遞轉矩。因此。在齒輪中心距（影響 變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍 然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式 變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔 外其他各檔的傳動效率有所下降。 圖1-1 轎車中間軸式四檔變速器 1—第一軸；2—第二軸；3—中間軸 兩軸式變速器如圖1-2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力-

17、傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。 兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳

18、動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 圖1-2 兩軸式變速器 1—第一軸；2—第二軸；3—同步器 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。 由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。 圖1-3、圖1-4、圖1-5分

19、別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比。 圖1-3 中間軸式四檔變速器傳動方案

20、 如圖1-3中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖1-3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖1-3c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。 圖1-4a所示方案，除 1、 倒檔用直齒滑動齒輪 2、 換檔外，其余各檔為 3、 常嚙合齒輪傳動。圖 4、 1-4b、c、d所示方案 5、 的各前進檔，均用 常嚙合齒輪傳動；圖1-4 d所示方案中的倒檔和超 速檔安裝在位于變速器后 部的副箱體內，這樣布置 圖1-4 中間軸式五檔變速器傳動方案 除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還

21、可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 圖1-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖b所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。 圖1-5 中間軸式六檔變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換

22、檔。 發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖1-3a、b所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖1-4c所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖1-4c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 1.2.2 選擇倒檔傳動方案 圖1-6為常見的倒擋

23、布置方案。圖1-6b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖1-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖1-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖1-6c所示方案。圖1-6e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖1-6f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖1-6g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 本設計采用圖1-6f所示的傳動方案。

24、 圖1-6 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 1.3 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸

25、承型式、潤滑和密封等因素。 1.3.1 齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。 1.3.2 換擋結構型式 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪

26、聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步

27、器廣泛應用于各式變速器中。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖1-7a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖1-7b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3~0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖1-8）。 (3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力

28、 （圖1-9）。這種結構方案比較有效， 圖1-7 防止自動脫檔的結構措Ⅰ 采用較多。 此段切薄 圖1-8 防止自動脫檔的結構措施Ⅱ 加工成斜面

29、 圖1-9 防止自動脫檔的結構措施Ⅲ 在本設計中所采用的是 鎖環(huán)式同步器，該同步器是 依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。 但它可以從結構上保證結合 套與待嚙合的花鍵齒圈在達 到同步之前不可能接觸，以 免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同 步器的結構如圖1-10所示： 圖1-10 鎖環(huán)式同步器 l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊; 7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪

30、 1.3.3 變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結構緊湊、尺寸小、采用尺寸大些的軸承受結構限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支承在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。中

31、間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適合用于線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6.20mm，下限適用于輕型車和轎車。 第2章 變速器主要

32、參數(shù)的選擇與主要零件設計 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 2.1.1 檔數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個檔位的變速器。本設計采用5個前進擋和1個倒檔。 變速器型式：5檔 全同步 機械式 已知參考速比： 1檔：5.594 2檔：2.314 3檔：1.660 4檔：1.000 5檔：0.794 倒檔：5.334 2.1.2 中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定：

33、 (2-1） 式中 K A----中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.9~9.3；對貨車，K A =8.6~9.6；對多檔 主變速器，K A =9.5~11； TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =1078.88N﹒m 故可得出初始中心距A=92.30mm。 2.1.3 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺

34、寸與檔數(shù)有關： 四檔(2.2~2.7)A 五檔(2.7~3.0)A 六檔(3.2~3.5)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。 本次設計采用5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是392mm=276mm。 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 2.1.4 齒輪參數(shù) 2.1.4.1 齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合JB111-60規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn

35、 (2-2） 其中=200.9Nm，可得出mn=2.75。 一檔直齒輪的模數(shù)m mm (2-3） 通過計算m=3.38。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設計取2.5。 2.1.4.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。 表2-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β

36、 轎車 高齒并修形的齒形 14.5，15，1616.5 25~45 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 20 20~30 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪22.5，25 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車而言，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20,嚙合套或同步器取30；斜齒輪螺旋角β取30。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二

37、軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 本設計直齒齒寬試取22mm，斜齒齒寬試取20mm。 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提 高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 2.2 各檔

38、傳動比及其齒數(shù)的確定 2.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 一檔傳動比 （2-4） 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)， 先求其齒數(shù)和:

39、 （2-5） 其中 A =92.30mm、m =3.38；故 有,取整為54。 圖2-1 五檔變速器示意圖 上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（2-8）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里修正為54，則根據(jù)式（2-8）反推出A=91.26mm。 2.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由

40、式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （2-6） 乘用車中間軸式變速器一檔傳動比=3.5-3.8時，中間軸上一檔齒輪的齒數(shù)可在15-17之間選取，貨車可在12-17之間選用。一檔大齒輪齒數(shù)用計算求得。本設計取=13，則=54-13=41。 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （2-7） 由此可得：

41、 (2-8） 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出：，取整為57。 從而得出：=21、=36。 則根據(jù)式（2-7）可計算出一檔實際傳動比為 。 2.2.3 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 二檔傳動比 （2-9） 而 ，故有：

42、 ① 對于斜齒輪， （2-10） 故有： ② ①聯(lián)立②得：。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。 2.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取5.334。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。 而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。 由

43、 （2-11） 可計算出。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A′= (2-12） =49.6mm 而倒檔軸與第二軸的中心: (2-13） =89.

44、6mm。 2.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳

45、動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應

46、力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數(shù) =0.235 （

47、2-14） 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會

48、因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接

49、觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 第3章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 3.1 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，

50、這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 3.2 齒輪的幾何計算 3.2.1 直齒圓柱齒輪的計算 對于直齒圓柱齒輪( m=3.38) 表3-1直齒圓柱齒輪的參數(shù) 齒數(shù) 13 41 變位系數(shù) = +0.235 -0.235 分度圓直徑 43.94 138.58 齒頂高 4.17 4.17 齒根高 3

51、.43 3.43 齒全高 7.6 7.6 齒頂圓直徑 52.28 52.28 齒根圓直徑 37.08 37.08 齒距 p= 10.6 10.6 基圓齒距 9.96 9.96 分度圓弧齒厚 5.88 4.72 基圓直徑 41.29 130.22 3.2.2 斜齒圓柱齒輪的計算 表3-2斜齒圓柱齒輪的參數(shù) Z Z Z 齒數(shù) 21 36 18 39 28 29 33 24 37 12 19 法向壓力角 20 20 20

52、20 20 20 20 20 20 20 20 螺旋角 30.81 法面模數(shù) 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 2.75 端面模數(shù) 3.2 3.2 3.2 3.2 3.2 3.2 3.2 3.2 3.2 3.2 3.2 端面壓力角 23 23 23 23 23 23 23 23 23 23 23 當量齒數(shù) 33 56 28 61 44 46 52 37 58 19 30 分度圓直徑 67.

53、2 115.2 57.6 124.8 89.6 92.8 105 76.8 118 38.4 60.8 齒頂高 2.88 2.88 2.88 2.88 2.88 2.88 2.88 2.88 2.88 2.88 2.88 齒根高 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4 齒全高 6.88 6.88 6.88 6.88 6.88 6.88 6.88 6.88 6.88 6.88 6.88 齒頂圓直徑 72.96 121 63.36 130.5 95.36 98.6 111

54、 82.6 124. 44.16 66..6 齒根圓直徑 59.2 107.2 49.6 116.8 81.6 84.8 97.6 68.8 110. 30.4 52.8 基圓直徑 61.86 106. 53.02 114.8 82.48 85.4 97.2 70.7 109 35.35 56 法面基圓齒距 8.11 8.11 8.11 8.11 8.11 8.11 8.11 8.11 8.1. 8.11 8.11 法面齒厚 5.50 5.50 5.50 5.50 5.50 5.50

55、 5.50 5.50 5.5 5.50 5.50 3.3 齒輪的強度計算與校核 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 3.3.1 齒輪彎曲強度計算 3.3.1.1 直齒輪彎曲應力 直齒輪彎曲應力如下表： 表3

56、-3：直齒輪彎曲應力σw 1073 1.65 1.1 21 3.38π 0.142 0.671 1073 1.65 0.9 20 3.38π 0.167 0.148 當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大扭矩Temax時，對貨車常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用彎曲應力在0.4～0.85MPa 范圍內。 3.3.1.2 斜齒輪彎曲應力 斜齒輪彎曲應力如下表： 表3-4：斜齒輪的彎曲應力 Z=21 200.9 1.5 2.0 20 3.38π 0.163 144 Z=36

57、200.9 1.5 2.0 30 3.38π 0.17 89 Z=18 152.56 1.5 2.0 30 3.38π 0.161 142 Z=39 152.56 1.5 2.0 30 3.38π 0.171 62 Z=28 319.19 1.5 2.0 30 3.38π 0.168 183 Z=29 319.19 1.5 2.0 30 3.38π 0.169 176 Z=33 454.58 1.5 2.0 36 3.38π 0.17 219 Z=24 454.58 1.5 2.0 30 3

58、.38π 0.166 309 Z=12 1012.54 1.5 2.0 30 3.38π 0.154 339 Z=22 1012.54 1.5 2.0 30 3.38π 0.164 159 Z=27 1012.54 1.5 2.0 30 3.38π 0.167 212 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180~350MPa范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 3.3.2 齒輪接觸應力的計算

59、 （3-1） 式中， ----齒輪的接觸應力（MPa）； F----齒面上的法向力（N），； ----圓周力在（N）， ； ----節(jié)點處的壓力角（）； ----齒輪螺旋角（）； E----齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??； b----齒輪接觸的實際寬度，20mm； ----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）； 直齒輪： （3-2）

60、 （3-3） 斜齒輪： （3-4） （3-5） 其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表： 表3-5 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔

61、 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下： 齒輪1：958MPa 齒輪2：731MPa 齒輪3：901MPa 齒輪4：612MPa 齒輪5：1008MPa 齒輪6：1004MPa 齒輪7：1123MPa 齒輪8：1317MPa 齒輪9：831MPa 齒輪10：1477MPa 齒輪11：1299MPa 齒輪12：960MPa 齒輪13：1350MPa 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 第4章 變速器軸的強度計算與校核 4.1

62、變速器軸的結構和尺寸 4.1.1 軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的 內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖4-1所示： 圖4-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示：

63、 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖4-2 變速器中間軸 4.1.2 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定： 第二軸和中間軸中部直徑： =36mm （4-1） 第一軸花鍵部分直徑可按下面式

64、子初選： =25mm （4-2） 式中 ----發(fā)動機的最大扭矩，Nm 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 初選 4.2 軸的校核 4.2.1 計算各嚙合齒輪的圓周力、徑向力和軸向力 4.2.1.1 輸出軸 (4-3）

65、 (4-4） (4-5） 式中：i――至計算齒輪的傳動比 d――計算齒輪的節(jié)圓直徑,mm ――節(jié)點處壓力角 ――螺旋角 ――發(fā)動機最大轉矩，也是第一軸的計算轉矩，N.mm 表4-1 輸出軸上的齒輪受力 d Z3=18` 57.6 20 30.81 6420 2720 3829 Z5=28 89.6 20 30.81 8636 3660 5150 Z7=33 105.6 20 30.81 10435 4422 6213 Z9=41

66、 138.58 20 0 10584 4485 6312 Z13=27 86.4 20 30.81 2354 998 1404 4.2.1.2 其余軸上 由變速器齒輪之間的嚙合關系，可以根據(jù)中間軸上齒輪的受力得出其它軸上齒輪的受力，其它齒輪受力如下表： 表4-2 其余各軸上的齒輪受力 d Z1=21 67.2 20 30.81 6957 2948 4149 Z2=36 115.2 20 30.81 6957 2948 4149 Z4=39 124.8 20 30.81 6420 2720 3829 Z6=29 92.8 20 30.81 8636 3660 5150 Z8=24 76.8 20 30.81 10436 4422 6223 Z10=13 43.94 20 0 10597 4491 6320 Z11=12 38.4 20 30.81 11480 4865 6947 Z12=22 7