CA1091貨車變速器傳動機構設計

1、上海工程技術大學畢業(yè)設計（論文） CA1091貨車變速器傳動機構設計目 錄摘要 1Abstract 21 引言 31.1 選題的背景及意義 31.2 變速器的功用和要求 31.3 國內(nèi)外研究狀況 41.4 部分已知的主要參數(shù) 62 變速器方案的確定 72.1 結構方案的確定 72.1.1 傳動機構的結構分析與型式選擇 72.1.2 倒擋傳動方案 92.2 主要零件結構方案的分析 112.2.1 齒輪型式 112.2.2 換擋機構型式 113 變速器主要參數(shù)的選擇 133.1 擋數(shù)和傳動比 133.2 中心距 153.3 軸向尺寸 154 零件的設計與校核 164.1 各檔齒輪的設計與校核 16

2、4.1.1 齒輪參數(shù)選擇 164.1.2 齒輪齒數(shù)的確定 184.1.3 齒輪的強度計算與材料的選擇 204.2 軸的設計與校核 244.2.1 軸的結構和尺寸 244.2.2 軸的校核 264.3 軸承的選擇與校核 304.3.1 軸承的選擇 304.3.2 軸承的校核 324.4 變速器同步器的設計 384.4.1 同步器的結構 385結論 40參考文獻 42附錄 43譯文 45原文說明 532摘 要變速器是汽車傳動系統(tǒng)中重要的部件，主要用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，它設計的好壞直接影響到汽車的實際使用性能?；仡欁兯倨骷夹g的發(fā)展可以清楚地知道, 變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部

3、分, 其技術的發(fā)展,是衡量汽車技術水平的一項總要依據(jù)。世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術等是科學技術發(fā)展的重要領域, 這些領域的科技進步推動了變速器技術的發(fā)展如果說發(fā)動機是汽車的心臟，那么變速器就是汽車的靈魂。本次設計題目是解放CA1091型汽車變速器設計，根據(jù)給定參數(shù)進行結構方案分析，要求完成變速器的動力匹配、機械設計、強度計算、結構設計與設計圖紙繪制。本說明書主要包括結構分析、方案論證、計算和校核。結構分析是對所選結構中各主要零部件進行設計計算，其中包括機械式變速器中心矩、齒輪參數(shù)、傳動比的設計計算，還有輸入軸中間軸和輸出軸的設計。關鍵詞：CA1091變速器，傳動

4、機構，設計，校核CA1091-type Auto Transmission Mechanism DesignABSTRCTTransmission is important automotive driveline components, spread mainly used to change the engine torque and speed on wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car. Recalling the development of transm

5、ission technology can be clearly aware that the total transmission as a motor drive system are integral parts of its technology, is a measure of the level of automotive technology to be a general basis. Century, energy and environment, advanced manufacturing technology, new materials technology, inf

6、ormation and control technology is an important field of science and technology development, scientific and technological progress in these areas contributed to the development of transmission technology is the vehicle if the heart of the engine, then the transmission is the car soul.This topic is d

7、esigned to liberate CA1091-type auto transmission design, according to the given parameters of structural analysis programs require the completion of the transmission of power to match, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn. the specification, which inc

8、ludes structural analysis, demonstration program, calculation and verification. Structural analysis is the structure of the major components of the selected design calculations, including the central moment of mechanical transmission, gear parameters, the transmission ratio of the design calculation

9、s, as well as the input shaft and the output shaft of the intermediate shaft design. Check Calculation of the main components is performed by checking design calculations. It is given directly after each component design calculations. Key words： CA1091transmission，mechanism，design，checkingCA1091貨車變速

10、器傳動機構設計湯嘉賓 0621101131 引言1.1 選題的背景及意義變速器用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩及轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。變速器在汽車中起著重要的作用，它能使汽車以非常低且穩(wěn)定的車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定轉速是難以達到的。隨著汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出更經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題。汽車在不同使用場合有不同的要求，采用往復活塞式內(nèi)燃機為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性之間存在著

11、較大的矛盾。例如，受到載運量、道路坡度、路面質量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內(nèi)變化，以適應各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動機本身是不可能倒轉的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。上述發(fā)動機牽引力、轉速、轉向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動機本身是難以解決的，車用變速器應運而生，它與發(fā)動機匹配，通過多擋位切換，可以使驅動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的幾分之一。1.2 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

12、發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。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，選擇合理的變速器擋數(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(nèi)不應有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，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擋或自動、半自動換擋來實現(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)

13、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，應有直接擋。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。1.3 國內(nèi)外研究狀況20世紀90年代以來，科學技術的急速發(fā)展和市場競爭的日益加劇，促使汽車工業(yè)發(fā)生了根本性的變革，其生產(chǎn)組織方式從傳統(tǒng)的大批量、少品種的剛性生產(chǎn)結構向著多品種、中小批量的柔性生產(chǎn)結構轉變。以CAD/CAE等為代表的現(xiàn)代汽車設計方法正逐漸代替?zhèn)鹘y(tǒng)的設計方法。許多大型應用軟件也應運而生，

14、如文件處理、繪圖軟件、數(shù)學分析軟件、數(shù)據(jù)庫管理軟件、加上計算機網(wǎng)絡的建立，以及基于這些通用軟件的專業(yè)應用軟件的誕生，使“無紙化設計”在一些發(fā)達國家的機械制造企業(yè)中得以實現(xiàn)。目前汽車發(fā)達國家的汽車開發(fā)能力越來越依賴于汽車自動開發(fā)設計軟件。發(fā)達國家汽車開發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級開發(fā)能力的人才和先進設備的多少來評價，而是用更重要的一個方面就是它是否擁有最先進的開發(fā)軟件和數(shù)據(jù)庫來評價。傳統(tǒng)的設計方法一般是根據(jù)性能要求利用經(jīng)驗公式取初值，然后驗算其強度，傳動質量指標等，如果不符合要求則根據(jù)經(jīng)驗改變某些參數(shù)，繼續(xù)驗算，直至符合所有的條件與要求。這種設計方法計算量較大，得到的答案僅僅是符合要求的一

15、個解，而一般的經(jīng)驗公式又較保守，對于不符合要求時改變的參數(shù)有一定的局限性，導致結果過于保證安全性。產(chǎn)品笨重，而許多性能未必很好甚至變的較差。在當今轎車市場日益競爭激烈，國際市場已趨于飽和，而國內(nèi)市場正在蓬勃發(fā)展的同時，又是各主要廠家占領市場的良好機會。那么憑什么來吸引大量客戶呢？只有良好的性能價格比，盡量在降低成本的基礎上提高性能，才是所有產(chǎn)品打開市場的根本所在。當前對轎車設計中動力性與經(jīng)濟性要求日漸提高的情況下，對零部件的限制條件也越來越多，越來越復雜。傳統(tǒng)的經(jīng)驗公式已經(jīng)無法滿足新型變速器設計的要求。而總結新的經(jīng)驗公式又需要豐富的設計經(jīng)驗與知識，是一個長期的過程。當今科技日新月異，轎車生產(chǎn)的

16、手段方法與目標也不斷在改變。大量使用的經(jīng)驗公式已不具備長期生存實用的必要性和可能性。綜上所述，不僅從變速箱本身的特點，還是設計手段與方法的整個趨勢來看，將先進的設計方法引入變速箱的設計是及其必要的。其優(yōu)點不僅僅在于得到一個能使性能達到較高水平的設計方案，而且由于知識工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴展性。它可以直接將一個復雜的要求引入到設計過程中，能在不改變或較少改變設計系統(tǒng)的情況下，進行進一步設計和檢驗其合理性。而在傳統(tǒng)設計方法中，要做到這樣是很困難的，因為改變設計系統(tǒng)和過程將是一個復雜的工作。1.4 部分已知的主要參數(shù)本設計主要對解放CA1091型汽車變速器六檔機械式變速器設計，包括齒

17、輪傳動部分、操縱機構部分等，并進行相關的計算與校核。圖1.1 解放CA1091型汽車設計中所采用的相關參數(shù)如下：發(fā)動機最大功率/轉速：99 kw/3000rpm發(fā)動機最大轉矩/轉速：373Nm/1300rpm最大總質量：9550kg最高車速：85km/h變速器前進擋數(shù)：6，最高檔為直接檔2 變速器方案的確定2.1 結構方案的確定變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器根據(jù)前進檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線（行星齒輪）式和綜合式的。其中，固定式變速器應用較廣泛，又可分為兩軸式，三軸式和多軸式變速

18、器。本次設計采用三軸式的六檔有級變速器。2.1.1 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，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（=0.960.98），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、擋位數(shù)及各擋的傳動比，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擋傳動比與高擋傳動比的比值。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3.04.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.08.0；越野車與牽引車為10.020.0。通

19、常，有級變速器具有4、5、6個前進擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多達616個甚至20個。變速器擋位數(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，從而可提高汽車的降低運輸成本和運輸效率。但對于多于6個前進擋的變速器來說，采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換擋是比較困難的。某些貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于1（0.70.8）的超速擋，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，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。選用的傳動方案，

20、影響著有級變速器的傳動效率，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、傳遞的功率、轉速、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度和剛度、滑系統(tǒng)的有效性等。根據(jù)設計要求，本次設計的解放CA1091型汽車變速器六檔機械式變速器采用6個前進檔加一個倒檔，且最高檔6檔為直接檔。因此選定的傳動結構方案如下圖2.1所示：圖2.1 解放CA1091變速器結構簡圖圖中所標示的為一檔的傳動路線，各檔傳動路線為：一檔：一二擋同步器接合套右移，1軸1常齒中常齒383軸302軸一齒22一圈21一二套20一二轂282軸26；二檔：一二擋同步器接合套左移，1軸1常齒中常齒383軸303軸二齒342軸二齒17二圈18一二套20一二轂282軸26；

21、三檔：三四擋同步器接合套右移，1軸1常齒中常齒383軸303軸三齒352軸三齒16三圈15三四套12三四轂132軸26；四檔：三四擋同步器接合套左移，1軸1常齒中常齒383軸303軸四齒362軸四齒9四圈10三四套12三四轂132軸26；五檔：五六擋同步器接合套右移，1軸1常齒中常齒383軸303軸五齒372軸五齒8五圈7五六套5五六轂402軸26；六檔：五六擋同步器接合套左移，1軸1常齒六圈3五六套5五六轂402軸26倒檔：倒檔接合套右移，1軸1常齒中常齒383軸303軸倒齒322軸倒齒8倒圈24倒套23倒轂272軸26；2.1.2 倒擋傳動方案圖2.2為常見的倒擋布置方案。圖2.2b方案的

22、優(yōu)點是換倒檔時利用中間軸上的一檔齒輪，因此縮短了中間軸的長度。但缺點是換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋較為困難。圖2.2c的方案能得到比較大的倒擋傳動比，但是缺點是換檔程序不太合理。圖2.2d所示方案針對前兩者的缺點進行了優(yōu)化，從而代替了圖2.2c所示方案。圖2.2e的方案是將中間軸上的一檔和倒檔齒輪作為一體，將其齒寬加長。圖2.2f所示的方案則適用于全部齒輪副都為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。圖2.2g所示的方案是為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，它的缺點是一檔和倒檔須各用一根變速器撥叉軸，導致變速器上蓋中的操縱機構比較復雜。本次設計最終選擇采用圖2.2f所示的傳動方案。圖2.2 變速

23、器倒擋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擋與倒擋，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，然后按照從低擋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。2.2 主要零件結構方案的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、換擋結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.2.1 齒輪型式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓

24、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擋和倒擋。但是，在本設計中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動。2.2.2 換擋機構型式同步器是在接合套換擋機構基礎上發(fā)展起來的，其中除有前面已述及的接合套、花鍵轂、對應齒輪上的接合齒圈外，還增設了使接合套與對應接合齒圈的圓周速度迅速達到并保持一致的機構，以及阻止二者在達到同步之前接合以防止沖擊的結構。采用同步器換擋有利于實現(xiàn)操縱自動化，可保證齒輪在換擋

25、時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。同步器是在接合套換擋機構基礎上發(fā)展起來的，其中除有前面已述及的接合套、花鍵轂、對應齒輪上的接合齒圈外，還增設了使接合套與對應接合齒圈的圓周速度迅速達到并保持一致的機構，以及阻止二者在達到同步之前接合以防止沖擊的結構。同步器一般有常壓式、慣性式、和自行增力式幾種，其中慣性式同步器較為常用。（1）常壓式同步器應用常壓式同步器換擋與用接合套換擋相比較，在工作過程上的區(qū)別，主要在于前者的摩擦作用能使需接合的兩花鍵齒圈迅速達到并保持同步，并且由于帶彈簧的定位銷對接

26、合套的阻力，使兩齒圈在達到同步之前暫不接合。但是，在這種同步器，對接合套的軸向阻力是由彈簧壓力造成的，故其大小有限。如果駕駛員用力過猛，則可能在未達到同步前，接合套便克服彈簧壓力，壓下定位銷而與齒輪的接合齒圈接觸，此時齒間仍將產(chǎn)生沖擊。因此，常壓式同步器工作不可靠，目前較少采用。（2）慣性式同步器慣性式同步器與常壓式同步器一樣，都是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但是它可以從結構上保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以避免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。慣性式同步器又分為：鎖銷式、鎖環(huán)式、滑塊式、多片式、多錐式等幾種：慣性式同步器能做到換擋時兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前，不允許換擋，因

27、而能完善地完成同步器的功能和實現(xiàn)對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們的結構不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件?；瑝K式同步器：其本質上是鎖環(huán)式同步器，它工作可靠，零件耐用，但因結構布置上的限制轉矩容量不大。而且鎖止面在同步錐環(huán)的接合齒上。齒面磨損大，易失效。它主要用于轎車和輕型的變速器上，故而從汽車安全性方面考慮不宜采用。鎖環(huán)式同步器：這種形式的同步器的鎖止面在同步錐環(huán)和嚙合套的倒錐面上，省去了同步錐環(huán)的接合齒，這樣使軸向尺寸變小。目前這種形式的同步器達到了廣泛的應用。鎖銷式同步器：這種同步器優(yōu)點是零件數(shù)少，摩擦錐面平均半徑比較大

28、，使得轉矩容量得到了提高，多用于中、重型汽車的變速器中。考慮到結構布置上的合理性、緊湊性及錐面產(chǎn)生的摩擦力矩的大小等因素，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2.3所示：圖2.3 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3 變速器主要參數(shù)的選擇3.1 擋數(shù)和傳動比根據(jù)設計要求本次設計采用六檔變速器，且最高檔為直接檔。選擇最低擋傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附

29、著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有則由最大爬坡度要求的變速器擋傳動比為：式中，m-汽車總質量(kg)； g-重力加速度(m/s)； max-道路最大阻力系數(shù)； rr-驅動輪的滾動半徑(m)； Temax-發(fā)動機最大轉矩(N.m)； i0-主減速比； -汽車傳動系的傳動效率。根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件：（3.1）求得的變速器I擋傳動比為：（3.2）式中，G2-汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； -路面的附著系數(shù)，計算時取=0.50.6。由已知條件：總

30、質量9550kg； rr=365mm； Te max=373Nm； =0.95。主減速比i0的確定：式中 車輪的滾動半徑，0.365m； 發(fā)動機轉速，3000r/min； 變速器最高檔傳動比； 最高車速，85km/h。根據(jù)公式（3.1）（3.2）可得：5.29igI 6.78由于本貨車變速器為六檔變速器，且無超速檔，故一檔傳動比初選6本設計取最高檔為直接檔，傳動比為1。中間擋的傳動比理論上按公比為：的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：故有：ig1=6；ig2=4.182；ig3=2.924；ig4=2.0

31、5；ig5=1.43；ig6=13.2 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距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選： （3.3）式中 中心距系數(shù)。對轎車取8.99.3；對貨車取8.69.6； 對多檔主變速器，取9.511；變速器處于檔時的輸出轉矩， （3.4）發(fā)動機最大轉矩，373Nm；變速器的檔傳動比；變速器的傳動效率，取0.95。由公式（3.4）得：=373×6×0.95=2126.1N·m由公式（3.3）得:mm一般汽車變速器的中心距約在80170mm范圍變化,初選A=112mm。3

32、.3 軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關：五擋(2.73.0)A六擋(3.23.5)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6+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3.2112mm=358.4mm，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。4 零件的設計與校核4.1 各檔齒輪的設計與校核4.1.1 齒輪參數(shù)選擇（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JB111-6

33、0規(guī)定的標準值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn其中=373Nm，可得出mn=3.38，取3.5。一擋直齒輪的模數(shù)mmm通過計算m=2.38，取3.5。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，中型貨車取2.54。本設計取3。（2）齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表4.1選取。表4.1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目 車型 齒形壓力角螺旋角轎車 高齒并修形的齒形14.5°，15°，16°16.5°25°45°一般貨車 GB1356-7

34、8規(guī)定的標準齒形20°20°30°重型車同上 低擋、倒擋齒輪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，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取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角取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

35、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=(4.58.0)m，mm斜齒 b=(6.08.5)m，mm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。4.1.2齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結構方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。（1）確定各

36、擋齒輪的齒數(shù) （a）一擋傳動比 （4.1）為了確定Z11和Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: 其中A=112，m=3.5，故有=64，取64貨車，此處取=16，則可得出=48。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(diào)整為整數(shù)后，從式（3.3）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64，則根據(jù)式（4.1）反推出A=112mm。（b）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（4.1）求出常嚙合齒輪的傳動比由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定:而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等由此可得：而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出：與聯(lián)立可得：=20、=40。

37、則根據(jù)式（4.1）可計算出一擋實際傳動比為：（c）確定其他擋位的齒數(shù)二擋傳動比故有對于斜齒輪：所以：得：。按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 ；四擋齒輪 五檔齒輪：綜上所述各檔實際傳動比為:;（3）確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設計中倒擋傳動比取4.0。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪11略小，取。而通常情況下，倒擋軸齒輪取2123，此處取=23。由可計算出。可得出中間軸與倒擋軸的中心距，取整74mm。而倒擋軸與第二軸的中心:因此：4.1.3齒輪的強度計算與材料的選擇（1）齒輪的材料選擇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

38、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。（2）齒輪的強度計算與校核（a）齒輪彎曲強度計算直齒輪彎曲應力 （4.2）式中，-彎曲應力（MPa）； -一擋齒輪10的圓周力（N）， ；其中為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。-應力集中系數(shù)，可近似取1.65； -摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，

39、從動齒輪取0.9； b-齒寬（mm），取20 t-端面齒距（mm）； y-齒形系數(shù)當處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為：=37332=2238Nm故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3.6）可得當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一擋直齒輪的彎曲應力在400850MPa之間。斜齒輪彎曲應力式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（3.6）注釋相同，選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù)。二擋齒輪圓周力：根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=6798.8N齒輪10的當量齒數(shù)=47.7，可查表得：。故同理可得：。依據(jù)計算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：三擋：四擋：五

40、擋：六擋：當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180550MPa范圍內(nèi)，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。（b）齒輪接觸應力式中，-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：斜齒輪：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4.2 變速器齒輪的許

41、用接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700整理可得：直齒：斜齒：通過計算可以得出各擋齒輪的接觸應力分別如下：一擋：二擋：三擋：四擋：；五擋：；倒擋：；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。4.2軸的設計與校核4.2.1軸的結構和尺寸（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(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)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(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖4.1所示：

42、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。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。（2）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、換擋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：第一軸和中間軸：第一軸花鍵部分直徑d(mm)初選：d=式中：K經(jīng)驗系數(shù)，K4.04.6，取K4.2；發(fā)動機最大轉矩（Nm）；d=30.23mm ，取d30mm。為保證設計的合理性，軸的強

43、度與剛度應有一定的協(xié)調(diào)關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸：d/L=0.160.18；第二軸：d/L=0.180.21。以下是軸的計算尺寸：第二軸：（C是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)）T=9.55×T=Temax×i× 因發(fā)動機最大扭矩不大，故C取較小值，由機械設計取C100整理可得： (mm)代入數(shù)據(jù)可得各擋位齒輪處的軸徑為：(mm)；(mm) ；(mm) ；(mm)(mm) ；(mm)；(mm)此處還應根據(jù)階梯軸的結構特點與標準件要求進行軸徑調(diào)整。 4.2.2 軸的校核由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說

44、強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一擋處即可；因為車輛在行進的過程中，一擋所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。（1）第一軸的強度與剛度校核因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為:式中：-扭轉切應力，MPa； T-軸所受的扭矩，N·mm； -軸的抗扭截面系數(shù)，； P-軸傳遞的功率，kw； d-計算截面處軸的直徑，mm； -許用扭轉切

45、應力，MPa。其中P =99kw，n =3000r/min,d =30mm；代入上式得：由查表可知=55MPa，故，符合強度要求。軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為：式中： T -軸所受的扭矩，N·mm； G -軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa； -軸截面的極慣性矩，；將已知數(shù)據(jù)代入上式可得：對于一般傳動軸可?。还室卜蟿偠纫?。（2） 第二軸的校核計算軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：式中 -至計算齒輪的傳動比，此處為三擋傳動比2.267； d -計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為90mm； -節(jié)點處的壓力角，為1

46、6°； -螺旋角，為30°； -發(fā)動機最大轉矩，為200000N·mm。代入上式可得：危險截面的受力圖為：圖4.2 危險截面受力分析水平面：（160+75）=75 =1317.4N；水平面內(nèi)所受力矩：垂直面：=6879.9N垂直面所受力矩：。該軸所受扭矩為：。故危險截面所受的合成彎矩為：則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）: 將代入上式可得：，在低擋工作時=400MPa，因此有：；符合要求。軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計算： ；式中, -齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； -齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里

47、等于； E-彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I-慣性矩（），d為軸的直徑（）； a、b-為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L-支座之間的距離（）。將數(shù)值代入式（3.37）和（3.38）得：故軸的全撓度為，符合剛度要求。4.3 軸承的選擇與校核4.3.1 軸承的選擇變速器要求增長傳遞功率與質量之比，而且要求工作軸承的可靠性高，容量大，性能好、壽命長，故軸承的選擇比較重要。一軸和二軸由于轉速較高，承受載荷中等，且多為徑向載荷，只有很小的軸向載荷，但要求支撐剛度高，故從以上方面考慮，選用深溝球軸承，二軸前端通過滾針軸承支撐在一軸后段內(nèi)腔中。中間軸由于跨度大，直徑大，質量大，

48、而且有相當大的軸向力，同時考慮到軸承蓋的布置問題，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，而后端采用外圈有擋圈的圓柱滾子軸承。二軸齒輪通過滾針軸承空套在二軸上，倒擋齒輪由于利用率低，且轉速也不高，可直接套在倒擋軸上。（1）幾種軸承：圓錐滾子軸承：可以同時承受徑向載荷及單向的軸向載荷（30000型以徑向為主，30000B型以軸向載荷為主）。內(nèi)外圈可以分離，安裝時可以調(diào)整軸承的游隙。一般成對使用，對稱安裝。深溝球軸承：主要承受徑向載荷，也同時承受少量雙向軸向載荷。在高速時，可以用來承受純軸向載荷。工作中允許內(nèi)外圈軸線偏斜量。摩擦阻力小，極限轉速高，結構簡單，價格便宜，應用最廣泛

49、。但承受沖擊載荷能力較差，適用于高速場合。圓柱滾子軸承：能夠承受較大的徑向載荷而不能承受軸向載荷。因是線接觸，內(nèi)、外圈只允許有極小的相對偏轉。軸承內(nèi)、外圈可分離。滾針軸承徑向尺寸緊湊切承載能力很大，價格低廉。但不能承受軸向載荷，摩擦系數(shù)較大，不允許有偏斜。常用于徑向尺寸受限制而徑向載荷又較大的裝置中。本次設計第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的深溝球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷。第二軸前、后端采用帶止動槽的圓錐滾子軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承，在第二軸穿過殼體處采用圓柱滾子軸承以承受徑向力，第二軸后部采用深溝球軸承支撐在軸承蓋內(nèi)。4.3.2 軸承的校核計

50、算軸的強度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。不同檔位時，軸所受的力及支承反力是不同的，須分別計算。齒輪上的作用力認為作用在有效齒面寬中點。軸承上支承反力作用點，對于向心球軸承取寬度方向中點；對向心推力軸承，取滾動體負荷向量與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承，取滾動體寬中點處滾動體中心線的法線與軸中心線的匯交點，其尺寸可查有關軸承的標準手冊。初選軸承，代號7206AC （46206）=25oA/Re 時， x=1 y=0A/Re時， x=0.41 y=0.87e=0.68其中：R徑向載荷，x 徑向載荷系數(shù)，A軸向載荷， （1）計算軸承在各擋位時的支反力二軸受力分析 圖 4.3 二軸受力分析圖圖中：C二軸前軸承對二軸作用力的作用點；D二軸后軸承對二軸作用力的作用點；C1x、C 2x二軸前軸承對二軸的水平、垂直作用力；D1x、D2x、D3x二軸后軸承對二軸的水平、垂直、軸向作用力；Fax、Frx、Ftx x擋二軸齒輪所受軸向力、徑向力、切向力；Rx x擋齒輪節(jié)圓半徑；各支承力的計算公式： 軸向載荷：中間軸受力分