重型汽车变速器升速箱的设计.doc

重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体）摘 要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一项重要依据。21世纪能源与环境，先进的制造技术，新型材料技术，信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域。这些领域的科技进步推动了变速起的发展。目前国内外的变速器熬向着自动变速器方向发展，有一半以上的交合和部分重型汽车上使用的是自动变速器。由于重型汽车需要发动机的载荷表较大，这就要求升速箱的设计向着低成本，体积小的方向发展，有利于能源的节约。 随着国内汽车市场的发育成长，变速器产品型谱逐步细化，产品的针对性越来越强，因此在保证现有变速器生产和改进的同时，要充分认识到加入WTO后良好的合作开发机遇，取长补短，同时更应认识到供方、买方、替代者、产品竞争者的巨大压力。要紧跟重型商用车行业向高档、高技术含量和智能化方向发展的趋势，要紧跟客车低地板化、绿色环保化、城市公交大型化的发展方向，开发和生产具有自主知识产权、适合我国国情的重型车用变速器。升速箱作为变速器的一种，它的特点是工作稳定，制造简单，工作效率高，能够很好的达到使用者的要求。现在很多升速箱作为实验台的一部分组成构建，它能够很好的完成实验所需要达到的要求，是一种需要开发和升入研究的装置。关键词：重型汽车，变速器，升速箱，实验台。39 AbstractAutomobile transmission gearbox as an important component of its technology, automotive technology is a measure of the level of an important basis. 21st century energy and environment, advanced manufacturing technology, new materials technology, information and control technology is an important area of scientific and technological development. At home and abroad transmission automatic transmission direction toward the boil, more than half of intercourse and some heavy-duty vehicle is used on automatic transmission. Since heavy vehicles need larger engine load table, which requires the design or speed box toward low-cost, small size direction, is conducive to energy conservation. With the development of the domestic car market growth, the transmission spectrum gradually refined products, products targeted getting stronger, and therefore ensure that the existing transmission manufacturing and improved at the same time, to fully understand the good cooperation after joining the WTO development opportunities each other, but also should recognize suppliers, buyers, substitutes, products of competitors tremendous pressure. To keep heavy commercial vehicle industry to high-end, high-tech and intelligent direction of the trend, to be followed by low-floor buses, green environmental protection, urban public transport development direction of large-scale development and production with independent intellectual property rights for Chinas national conditions of heavy vehicle transmission. Transmission or speed box as one, it is characterized by stable, simple to manufacture, efficient, very good to meet the users requirements. Now a lot of bench or speed box as part of building components, it can be a good experiment to complete the requirements needed to achieve is a need to develop and promoted research devices.Keywords: heavy vehicles, transmissions, or speed box, bench.1 绪 论我国商用车主要分为重型商用车、中型商用车、轻型商用车和微型商用车四大类,其中重型（略）长最快,年均增幅最大.燃油价格的不断上涨,国际上不断严格的汽车尾气排放法规,不断恶化的道路交通拥堵状况以及技术熟练司机的短缺,这些因素都将促使未来的商用车,尤其是重型商用车的动力传动系统发生重大变化.针对国内变速器生产厂的现有条件,开展重型商用车机器的关键技术研究,开发具有自主知识产权的机械式自动变速器,对打破国外的技术垄断,掌握核心技术,促进我国汽车工业的发展与技术进步的现实意义。1.1国外手动变速器研究 对整车制造商而言,据美国阿贡国家实验室在1999年发布的报告.对于一个典型的微型车变速器大概占据其制造成本的7%。对于消费者而言,变速器配置的丰富程度在很大程度上会影响他们的购买决定。另外，变速器和发动机的匹配将在很大程度上决定整车的排放燃油经济性及整车的操控性。而另一项研究表明在变速器的制造过程中,越来越多的采用了大量的先进设计和制造技术在Ford/Getrag6 变速器中采用了激光焊接冲压滑动齿轮选择器轴套这是一种由雷诺公司在5 速副轴原型变速箱设计中发明的技术命名为EMl曾在2000年展出并因为它的简单和轻便仅22公斤却能提供140Nm 的转矩而出名。这种激光焊接冲滑动齿轮选择器轴套替代了前一代变速器的铸铁拨叉,可以减少对内部的伤害。并且在这种设计中齿轮盘片的激光和摩擦焊接同时保证了所需机器设计空间的降低此外设计人员也在其齿轮提供高转矩输出的设计上认真地研究过提高了耐久性和低噪声水平.1.2国内手动变速器研究 在中国,手动变速器因为其低廉的价格和给驾驶者的良好的操控感,一直以来都占据着变速器的主流.如在2007年手动变速器大概占整个微型车市场的74%。这其中既有历史的原因也有现实的因素。从历史上来看,长期以来手动变速器占据压倒性的市场份额,而且基本所有的驾驶员都接受手动变速器的培训。从现实角度,虽然目前市场自动变速器的发展也很快,但相比之下,自动变速器的价格相对昂贵,燃油经济性也相对较差。普通消费者的需求受到抑制,另一个很重要的原因是提供相对低廉汽车产品的本土汽车生产商还没有完全掌握自动变速器的技术。所以传统的齿轮变速器仍以其结构简单效率高、功率大三大显著优点依然占领着汽车变速器的主流地位。综上所述,机械变速器有着很大的发展空间,尤其在微型车辆的使用上。而国内外也针对现在市场的需要在不断研究和改进变速器,本设计将参考国内外关于变速器设计、汽车设计、汽车变速器等的相关书籍与文章,根据工作及传动比要求,对变速箱构造进行设计,再根据设计手册,对部分零件进行设计,最后查阅相关标准,对设计结果进行全面的校核,保证其可行性及安全性。1.3自动变速器最早在1904年出现了离合器和制动器等摩擦元件操纵变速的行星齿轮机构，该机构首先用于英国Wilson Picher汽车上。1907年福特车上大量使用行星齿轮变速器，它的出现实现了不切断动力进行的“动力换挡”，并避免了固定轴式变速器中的“同步问题”。而液力耦合器的出现为自动操纵的实现提供了可能，1938年至1941年美国GM和Chrysler公司采用液力耦合器代替离合器，省去了驾驶时的离合器踏板操作。随后出现了液力自动变速去的前身，开始了车速和油门两个参数信号，用液压逻辑油路控制的液力自动变速时代。该阶段以1939年的通用Oldsmobile车上的Hydromantic开始，以液力自动变速器的普遍应用和迅速推广为特征。这个阶段的液力自动变速 由液力变矩器和行星齿轮变速器组成，控制系统是通过液压系统来实现的，控制信号的产生，主要是通过反映油门开度大小的节气门阀和翻涌车速高低的速控阀来实现，其控制系统是由若干个复杂的液压阀和油路构成的逻辑控制系统，按照设定的换挡规律，控制换挡执行机构的动作，从而实现自动换挡。代表性的产品有：丰田A40系列自动变速器、通用的4T60E、EF、CHPE9等系列产品。但液压系统的控制精度较低，难以适应车辆行驶状况的变化，无法按使用者愿望实现精确的换挡品质控制。 1969年法国的雷诺R16TA轿车首先使用了电子控制自动变速器，与全液压的区别在于自动换挡的控制系统是由电脑来实现的，但当时电子技术不成熟，应用范围较窄，到20世纪80年代末，电子控制逐步实用化，越来越多的自动变速器采用了电子控制。 自动变速器的控制系统包括电控和液控两部分，电控系统由电脑，各种传感器、电磁阀及控制电路等组成，它将控制换挡的参数（如车速和油门开度等）通过传感器转换为电信号输送给电脑，电脑通过处理奖换挡的信号作用于换挡电磁阀。从而利用液压换挡执行机构实现自动换挡。由于电脑能存储和处理多种换挡规律，在改善换挡品质控制方面，由明显的优越性，并且与整车的其他控制系统的兼容性号，最终可以实现车辆电子控制系统一体化。 随着车辆技术和自动变速技术的发展，人们不再满足于简单的功能实现，车辆自动变速技术即将进入智能化阶段，控制策略的不断改进成为车辆自动变速技术的特点。德国的宝马公司从1992年起，陆续推出用于四档和五档自动变速器的自适应控制系统，能够自动识别驾驶员的类型，环境条件和行驶状况，并对换挡规律作出适当调整。尼桑的E4N71B自动变速器，采用模糊推理对高速公路坡道进行识别，采取禁止升档的措施消除循环换挡，三菱新型四档自动变速器，将各种输入信息和驾驶员的换挡通过神经网络建立联系，利用神经网络的学习功能，使得车辆能够按照驾驶员的意图自动换挡。 我国应用液力传动始于五十年代，自行研制出了内燃机车和红旗CA770三排座高级轿车的液力传动系统，随后液力传动液在我国获得了一定发展，此外，部分均匀车辆上使用了液力自动变速器，但发展速度要落后于发达国家。 20世纪90年代末期，大众汽车公司和博格华纳公司携手合作，生产第一个适用于大批量生产和应用于主流车型的Dual Tronic技术双离合器自动变速器，博格华纳公司通过使用新的电子液压元件，是双离合器自动变速器变成了实用性很强的变速器。2002年德国大众汽车公司首次向世界展示了这一技术创新，并给他命名为直接换挡变速器Direct-Shift Gearbox（简称DSG）。2003年大众汽车公司推出了6挡DSG变速器，成为首个提供双离合器自动变速器系统的整车厂，随后DSG变速器逐步推广应用在奥迪TT3.2、大众捷达、大众途安、大众第五代高尔夫、宝来、奥迪A3、SKODA等众多车型上。2008年大众汽车公司联手舍弗勒集团推出了更为先进的7挡DSG变速器。 我国也很重视双离合器自动变速器的自主研发，2007年，我国科技部“十一五” “863”计划将双离合器自动变速器列为“汽车开发先进技术”重大项目，由重庆青山、 吉利、杭齿三家公司承担。2008年，上海汽车公司和沈阳华晨汽车公司宣布联合开发双离合器自动变速器。同年，在国家发改委支持下，国内12家汽车企业联合成立了“中发联”，与美国的博格华纳公司进行合作，开发双离合器自动变速器。在 2009年上海车展上，吉利汽车公司展出了我国第一款自主研发的 7挡双离合器自动变速器，据说，吉利汽车公司已经基本掌握了双离合器自动变速器的关键技术及双离合器自动变速器的开发流程。1.4重型变速器技术的发展现状 我国重卡主要以驾驶室的更新换代为主，新产品重视的是驾驶室造型的新颖性及其内部的舒适性。然而，当相对前些年豪华和舒适的驾驶室成为普遍基本属性的情况下，行业所关注的重点不再是“长相”而是“内涵”。因为，如果缺乏“内涵”而仅靠“长相”来提高产品竞争力、来吸引消费者，已非易事。在市场需求发生重大变化的背景下，近年来，重卡的产品研发更加注重提升“内涵”产品性能。在与重卡“内涵”密切相关的多种性能中，动力性和经济性成为目前用户关注的焦点、产品销售的卖点。因此，各重卡企业都不约而同地将产品研发的方向，转向了底盘特别是动力系统总成的升级换代。在动力系统总成升级换代的过程中，与大功率重型发动机一样，重型变速器的研发与应用也已成为关注的重点。关于商用车变速器的级别，虽然目前尚无明确的划分标准，但业内通常将标定输入扭矩在900Nm以上的汽车变速器称为重型变速器，主要是指匹配于重型卡车及大型客车的变速器总成。通过对重卡新品的观察及对市场主流车型的分析发现，总体而言，我国重型变速器产品技术目前呈现一种多挡化、轻量化和自动化的发展局面。 升速箱实际上与变速器的结构相似，升速箱体是一种由封闭在刚性箱体内的齿轮传动组成的独立部件，用在原动机与工作机之间作为升速的传动装置，升速器是常见的升速装置。它的特点是工作可靠，制造简单，效率高、传动比稳定，在各工业部门得到广泛应用。如汽车行业航天行业等等。在设计的的过程中其主要是联系实际加工，设计出来的工件要加能够加工出来才行。还有不是单单把零件图画出来就行，要考虑到装配的时候，能否装配得起来。所以在画图之前要综合起要先看整体然后现考虑每个零件的具体要求及结构特点在设计过程中首先考虑的是减速箱的整体框架，既上端盖和底座，其次是齿轮方面的设计，也是最重要的一部分，其齿轮设计的多少会直接影响到减速箱的传动比而其它的绝大多分的零件都是根据这两个而设计的。 2 重型商用车变速器试验台升速箱的总体方案设计2.1 试验变速器的主要参数变速器试验台所试验变速器为綦江齿轮传动公司生产的QJ12S-150变速器，选择其中的QJ12S2400，各档传动比如下：档位一档二档三档四档五档六档七档八档九档十档十一档十二档传动比13.249.106.244.403.593.012.472.071.711.421.191.002.2 变速器试验台的主参数 试验功率400kw 输入扭矩2865Nm 转速 1500r/min(1)驱动电机电机功率 400kw450KW额定转速 1500r/min最高转速 2000r/min额定转矩 3000Nm 基频 50Hz(20)负载电机 电机功率 450kw 额定转矩 5730 Nm恒转矩调速范围为75750 rpm，恒功率调速范围为7502000 rpm。 2.3 传动比的确定升速箱各档传动比初步定为一档1.5:1，二档1:1.75，三档1:4.58，四档1:12根据转速要求判断升速箱传动比选择是否符合设计要求：根据转速要求判断升速箱传动比选择是否符合设计要求：输入转速（rpm）变速器传动比升速箱传动比升速箱转速输出（rpm）升速箱转速输出是否在负载电机转速范围0rpm1800rpm内150013.24（一档）1:8（四档）906.34可用15009.10（二档）1:8（四档）1318.68可用15006.24（三档）1:4（三档）961.54可用15004.40（四档）1:4（三档）1363.64可用15003.59（五档）1:2.2（二档）919.22可用15003.01（六档）1:2.2（二档）1096.35可用15002.47（七档）1:2.2（二档）1336.03可用15002.07（八档）1:2.2（二档）1594.20可用15001.71（九档）1：1.1（一档）:964.91可用15001.42（十档）1：1.1（一档）1161.97可用15001.19（十一档）1：1.1（一档）1386.56可用15001.00（十二档）1：1.1（一档）1650可用根据转矩要求确定各档位选择是否符合设计要求：输入转矩（Nm）变速器传动比升速箱传动比升速箱转矩输出（NM）升速箱转矩输出是否在负载电机转矩允许范围0Nm4456Nm内265013.24（一档）1:8（四档）4385.75可用26509.10（二档）1:8（四档）3014.38可用26506.24（三档）1:4（三档）4134可用26504.40（四档）1:4（三档）2915可用26503.59（五档）1:2.2（二档）4324.32可用26503.01（六档）1:2.2（二档）3625.68可用26502.47（七档）1:2.2（二档）2975.23可用26502.07（八档）1:2.2（二档）2493.41可用26501.71（九档）1：1.1（一档）4119.55可用26501.42（十档）1：1.1（一档）3420.91可用26501.19（十一档）1：1.1（一档）2866.82可用26501.00（十二档）1：1.1（一档）2409.09可用所以升速箱传动比初步选择合适，且各档位使用时间如下：变速器档位一档二档三档四档五档六档七档八档九档十档十一档十二档变速传动比13.249.106.244.403.593.012.472.071.711.421.191.00升速箱档位四档三档二档一档升速箱传动比1:81:41:21:1.25根据初步选定的各档传动比可知： z8/ z4=1:8 z7/ z3=1:4 z6/ z2=1:2.2 z5/ z1=1:1.1因为变位系数为0，所以z8+ z4= z7+ z3= z6+ z2= z5+ z1=zh由此可知齿轮8齿数最少，因为斜齿轮的齿数最少为11，所以取z812即四档从动齿数。2.4传动机构布置方案分析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（中心距）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（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动,多数传动方案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。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。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。 如图中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别为：图b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档,第二轴为三点支承,前端支承在第一轴的末端孔内，轴的中部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上。图a所示的传动方案又能达到提高中间轴和第二轴刚度的目的；图c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,第二轴为支承点。 3 变速器的主要参数选择3.1中心距A的确定对中间轴式变速器，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。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。对于中间轴式变速器，初选中心距是可以根据以下经验公式计算: A=KA式中，A为变速器中心距（mm）；KA为中心距系数，商用车：KA=9.511；Temax为电机的最大转矩（N.m）i1；为变速器的一档传动比；ng为电机机的传动效率，取96%。已知变速器的传动比在8左右，取i1=7. 8，；Temax=2865 Nm带入上式得出初选中心距的范围A=276.1-310.8mm综上所述选择A=300mm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挡机构的布置方案来初步确定。影响壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A 当变速器选用的挡数和同步器较多时，上述中心距系数应选取上限。为了检测的方便，中心距A最好为整数。3.2齿轮参数3.2.1模数的选取齿轮模数是一个重要参数，并且影响他的选取因数又有很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。选取模数应该遵守以下原则：在变速器中心距相同的情况下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可是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，应增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮的应该选取一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮要有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应取得小些；对于货车减少质量比减少噪声重要，固齿轮应选用大些的模数；变速器低档应选用大些的模数，其他档位应选用另一种模数。少数情况下汽车变速器各档的齿轮选用相同的模数。表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数mn车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0V1.61.6V2.56.014.0模数mn/mm2.252.752.753.03.504.504.506.00所选模数数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，见下表。选用时应用第一系列，括号内的模数尽量不用。表3-2 汽车变速器常用的齿轮模数第一系列1.251.52.002.503.004.005.00第二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.505.50表31 汽车变速器齿轮的法向模数车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车2.25-2.752.75-33.50-4.54.50-6故根据以上三表格的内容，一档模数为6，其余各档的模数m=5mm3.2.2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退出啮合是的动载荷，是传动平稳，有力与降低噪声；压力角较大时可提高齿的抗弯强度和表面接触强度。实验证明：对于直齿轮，压力角在28是强度最高，超过28时强度增加的不多；对于斜齿轮,压力角在25时强度最高。实际上因国家规定的标准压力角为20，所以变速器的齿轮采用的压力角普遍是20。啮合套或同步器的结合压力角有20、25、30等，但普遍使用30的压力角。所以此次设计中的齿轮锁采用的压力角为20，同步器的压力角为30。3.2.3 螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意他对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。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、噪声降低。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也随着提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度继续上升。因此从高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望有过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。两轴式变速器为20253.2.4 齿宽b通常根据齿轮模数m（mn）的大小来确定齿宽b：直齿轮 b=Kcm，Kc为齿宽系数，为4.58.0斜齿轮 b=Kcmn，Kc取6.08.5采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿轮的工作宽度初选是可取24mm3.3各档齿数的分配与计算 此次所设计的两轴四档变速箱草图如下图所示，在分配齿数的时候，应该注意的是各档齿轮的齿数应该尽可能的不是整数，以便齿轮均匀磨损。3.3.1一档齿轮齿数的确定此次所设计的两轴四档变速器，已知负载电机的额定功率400450kw,转速1500r/min,最大转矩2865Nm,安全系数大于2，载荷平稳可靠。确定1档齿轮齿数：（1） 一档传动比 i1= （3-1）为了求Z1和Z2的齿数，先求其齿数和Zh，公式如下：直齿 Zh= 斜齿 Zh= （3-2）(2)选取中间轴一档的齿数一档传动比0.8，由于四档为斜齿，从动齿轮齿数Z=12Z= Zi=128=96所以齿数和为Zh=108.中心距A=300mm所以一档齿轮齿数和Zh=100所以Z1=55.5取整为56，Z2=45重新计算传动比i=45/56=0.83.3.2二挡齿轮齿数的确定 i2= （3-3）根据选的中心距A=300，模数为m=5。初选螺旋角=20带入上式（3-2）中，Zh=108Zh=108先取二挡的传动比i2=0.5，则带入式（3-3）中得到，1.5Z3=108, Z3=72，则Z4=108-72=36然后对中心距A进行修正 由于齿轮齿数取整后会使中心距发生变化，固需要重新计算中心距：A=Zhmn/2cosA=300故中心距A,A=300mm。3.3.3三档齿轮齿数的确定 i= （3-4）先取三档的传动比为i3=0.25，则带入式（3-4）中得到， 1.25Z5=108 Z5=86.4，取整Z5=86则Z6=108-86=22。由于齿数的取整，传动比发生了变化，修正后的传动比为i3=22/86=0.2563.3.4四档齿轮齿数的确定 i2= （3-5）该挡为最高档，传动比在1/8左右，初选四档的传动比为i4=0.125，则带入式（3-5）中得到，1.125Z7=108 Z7=96，则Z8=108-96=12螺旋角不变。3.3.6各挡齿轮参数表一挡的齿宽系数应取得稍微大些，因此去Kc=8，所以一档的齿宽b=kcm=86=48mm。其余各挡的齿宽系数取kc=6，b=kcmn=65/cos=31.9，取b=32mm各挡齿轮的参数如下表所示：表3-1各挡齿轮的参数挡数主动齿轮齿数从动齿轮齿数中间齿轮齿数齿宽B（MM）模数M（MM）螺旋角（）传动比I一挡564548600.8二挡7236325200.5三挡8622325200.256四挡9612325200.1254变速器的设计与计算4.1齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。齿轮折断发生在以下几种情况：齿轮收到足够大的冲击载荷作用，造成齿轮弯曲折断；齿轮在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中极其少见，而后者出现的多些。齿轮工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细小裂纹中的润滑油压升高，并导致裂纹扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致齿轮折断。用移动齿轮的方法完成的换挡的低档和倒档出论，由于换挡时两个进入啮合的齿轮的存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用下的情况使齿面间的润滑油膜遭到破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称之为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现的较少。4.2齿轮的强度计算 （1）直齿轮弯曲应力W W= （4-1）式中，W为弯曲应力（MPa）；F1为圆周力（N），F1=2Tg/d；Tg为计算载荷（N.mm）；d为节圆直径（mm）；K为集中应力系数，可取近似值 K=1.65；Kf为摩擦力影响系数，主、从动轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮Kf=1.4从动齿轮Kf=0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm）t=m，m为模数；y为齿形系数，如图（4-1）所示。应为齿轮的节圆直径为d=mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数带入（4-1）后得到当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一档得许用弯曲应力在98-250MPa，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。图4-1齿形系数图（假定载荷作用在齿顶=20，f0=10） W = W = （4-2）已知电动机的最大转矩为Temax=2865N. m=2865000N.mm，输入轴上的齿轮其Tg=Temax，输出轴上的齿轮其Tg=iTemax计算一档主动齿轮：齿数z1=56，根据上图，取得y=0.156齿宽系数Kc=8，带入式（4-2），一挡的许用弯曲应力为98250Mpa。w=139.7Mpa。故满足许用弯曲应力要求。计算一档从动齿轮：齿数z2=45，根据上图，取得y=0.153齿宽系数Kc=8，带入式（4-2），一挡的许用弯曲应力为98250Mpa。w= = 185.8Mpa满足许用弯曲应力要求。（2）斜齿轮弯曲应力wW =（4-3）式中，式中，W为弯曲应力（MPa）；F1为圆周力（N），F1=2Tg/d；Tg为计算载荷（N.mm）；d为节圆直径（mm）d=（mnz）/cos，mn为法向模数（mm）；K为集中应力系数，可取近似值 K=1.50； b为齿宽（mm）；t为法向齿距（mm）t=mn；y为齿形系数，可按当量齿数Zn=Z/cos3在上图中查得；K为重合度影响系数，K=2.0。将上述有关参数带入（4-3）后得到W = （4-4）当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合和高档齿轮，许用应力在180350MPa 的范围,对货车在100-250MPa.在计算常啮合齿轮时由于没有采用变位，所以主、从动齿轮的弯曲应力大小只差在y上，而y随着当量齿数的增大而减小，所以计算时只要计算该对齿轮中弯曲应力大的，即齿数小的那个齿轮即可。计算二挡常啮合齿轮齿轮的弯曲应力已知 Z3=72，Kc=6，=20，Zn=90，从表中查的y=0.165w= = 138.36MPa。满足许用弯曲应力要求。计算三档常啮合齿轮的弯曲应力已知 Z5=86，Kc=6，=20，Zn=104从表中查的y=0.165带入式（4-4） w= =115.5Mpa满足许用弯曲应力要求。计算四档常啮合齿轮的弯曲应力已知 Z8=96，Kc=6，=20，Zn=116从表中查的y=0.165带入式（4-4） w= =107.58Mpa满足许用弯曲应力要求。2.齿轮接触应力j j= 0.418 (4-5)式中，j为齿轮的接触应