机械式变速箱设计毕业设计方案.doc

机械变速箱传动机构设计

姓 名：

学 号：

系部名称： 汽车工程系

班 级：

指引教师：

职 称： 专家

设计初始数据：（方案二）
学号：23
最高车速：=110-23=87Km/h
发动机功率：=66-23/2=54.5
转矩：=210-23×3/2=175.5Nm
总质量：ma=4100-23×2=4054Kg
转矩转速：nT=2100r/min
车轮：R16（选205/55R16）
r≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm
1.1.1 变速器各挡传动比拟定
初选传动比：
设五挡为直接挡，则=1
= 0.377
式中： —最高车速
—发动机最大功率转速
—车轮半径
—变速器最小传动比
—主减速器传动比
/ =1.4～2.0 即=（1.4～2.0）×2100=2940～4200r/min
=9549× （转矩适应系数=1.1～1.3）
因此，=9549×=3118.3～3685.3r/min
由上述两两式取=3400 r/m =0.377×=0.377×=4.65
双曲面主减速器，当≤6时，取=90%
轻型商用车在5.0~8.0范畴，
=96%， =×=90%×96%=86.4%
最大传动比选取：
①满足最大爬坡度。
依照汽车行驶方程式
（1.1）
汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为
（1.2）
即，
式中：G—作用在汽车上重力，，—汽车质量，—重力加速度，=4055×9.8=39739N；
—发动机最大转矩，=192N.m；
—主减速器传动比，=4.402
—传动系效率，=86.4%；
—车轮半径，=0.316m；
—滚动阻力系数，对于货车取=0.02；
—爬坡度，取=16.7°
=5.5.45 ①

②满足附着条件。
·φ
在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.7
即≤=7.715 ②
由①②得5.45≤≤7.715；
又由于轻型商用车=5.0~8.0；
因此，取=5.7 。
其她各挡传动比拟定：
按等比级数原则，普通汽车各挡传动比大体符合如下关系：

式中：—常数，也就是各挡之间公比；因而，各挡传动比为：
，，，
==1.545
因此其她各挡传动比为：
=5.7， ==3.68，==2.387，==1.545，=1
为了减少高档较大冲击力，高档传动比应当比较接近，。
1.1.2 中心距A
初选中心距时，可依照下述经验公式
（1.3）
式中：—变速器中心距（mm）；
—中心距系数，商用车：=8.6～9.6；
—发动机最大转矩（N.m）；
—变速器一挡传动比，=5.7；
—变速器传动效率，取96% ；
—发动机最大转矩，=192N.m 。
则，
=
=84.3485—94.1564
初选中心距=90m。
1.2 齿轮参数
1、模数
对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应当选用大些模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应当选用一种模数。
啮合套和同步器接合齿多数采用渐开线。由于工艺上因素，同一变速器中接合齿模数相似。其取值范畴是：乘用车和总质量在1.8～14.0t货车为2.0～3.5mm；总质量不不大于14.0t货车为3.5～5.0mm。选用较小模数值可使齿数增多，有助于换挡。

表1.2.1　汽车变速器齿轮法向模数
车型
乘用车发动机排量V/L
货车最大总质量/t
1.0＞V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模数/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00

表1.2.2　汽车变速器惯用齿轮模数
一系列
1.00
1.25
1.5
2.00
2.50
3.00
4.00
5.00
6.00
二系列
1.75
2.25
2.75
（3.25）
3.50
（3.75）
4.50
5.50
—

依照表1.2.1及1.2.2，齿轮模数定为4.0mm。
2、压力角
理论上对于乘用车，为加大重叠度减少噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些压力角。
国家规定原则压力角为20°，因此变速器齿轮普遍采用压力角为20°。3、螺旋角
实验证明：随着螺旋角增大，齿强度也相应提高。在齿轮选用大些螺旋角时，使齿轮啮合重叠度增长，因而工作平稳、噪声减少。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同步工作两对齿轮产生轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因而，中间轴上不同挡位齿轮螺旋角应当是不同样。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成同样，或者仅取为两种螺旋角。
货车变速器螺旋角：18°～26°
初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24°，别的挡斜齿轮螺旋角24°。
4、齿宽
直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；
斜齿，取为6.0～8.5。
采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿工作宽度初选时可取为2～4mm，取4mm。
5、齿顶高系数
在齿轮加工精度提高后来，涉及国内在内，规定齿顶高系数取为1.00。
1.3 各挡齿轮齿数分派

1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-二轴五挡齿轮 4-中间轴五挡变速器
5-二轴四挡齿轮 6-中间轴四挡齿轮 7-二周三挡齿轮 8-中间轴三挡齿轮
9-二轴二挡齿轮 10-中间轴二挡齿轮 11-二轴一挡齿轮 12-中间轴一挡齿轮
13-二轴倒挡齿轮 14-中间轴倒挡齿轮 15-倒挡中间齿轮
图1.3.1变速器传动示意图
如图1.3.1所示为变速器传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后来，可依照变速器挡数、传动比和传动方案来分派各挡齿轮齿数。应当注意是，各挡齿轮齿数比应当尽量不是整数，以使齿面磨损均匀。
1、 拟定一挡齿轮齿数
中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12-17之间选用，最小为12-14，取=13，一挡齿轮为斜齿轮。
一挡传动比为 （1.4）
为了求，齿数，先求其齿数和，
斜齿 （1.5）
==42.286 取=42
即=-=42-3=29
2、对中心距进行修正
由于计算齿数和后，通过取整数使中心距有了变化，因此应依照取定和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后中心距作为各挡齿轮齿数分派根据。
==91.94为A=92m
对一挡齿轮进行角度变位：
端面啮合角 ： tan=tan/cos=.398
=21.43
啮合角 ： cos==0.932
=21.52
变位系数之和
=0.62
查变位系数线图得：
计算精准值：A=
计算一挡齿轮9、10参数：
分度圆直径 =4×29/cos24.07°=127.004mm
=4×13/cos24.07°=56.95mm
齿顶高 =3.26mm
=2.38mm
式中：=0.015
=0.605
齿根高 =3.32mm
=4.2mm
齿全高 =6.58mm
齿顶圆直径 =133.52mm
=61.71mm
齿根圆直径 ==120.4mm
=56.95-2×3.8=48.55mm
当量齿数 =38.16
=17.11
3、拟定常啮合传动齿轮副齿数（=24）
由式（1.3）求出常啮合传动齿轮传动比
（1.6）
==2.56
常啮合传动齿轮中心距与一挡齿轮中心距相等，即
（1.7）

=
=42.29
由式（1.6）、（1.7）得=11.87，=30.42取整为=12，=31，则：
==5.76≈=5.7
对常啮合齿轮进行角度变位：
理论中心距 ==91.5mm
端面压力角 tan=tan/cos=0.387
=21.17°
端面啮合角 =

变位系数之和
=
=0.64
查变位系数线图得：
计算精准值：A=
常啮合齿轮数：
分度圆直径 =51.35mm
=132.65mm
齿顶高 =（1+0.45+0.515）×4=3.74mm
=（1+0.19+0.515）×4=2.7mm
式中：=（92-91.5）/4=0.125
=0.515
齿根高 =（1+0.25-0.45）×4=3.2mm
=（1+0.25+0.19）×4=4.24mm
齿全高 =6.94
齿顶圆直径 =58.83mm
=138.05mm
齿根圆直径 =44.95mm
=124.17mm
当量齿数 =14.69
=37.94

4、拟定其她各挡齿数
（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相似，初选=24°
（1.8）
==1.65
（1.9）
==43.22
由式（1.8）、（1.9）得=25.29，=17.93取整为=25，=18
则，==3.59≈=3.68
对二挡齿轮进行角度变位：
理论中心距 =91.5mm
端面压力角 tan=tan/cos
=21.17°
端面啮合角 =

变位系数之和
=0.64
查变位系数线图得： 0 =0.40 =0.24
计算精准值： =20.8°
二挡齿轮参数：
分度圆直径 =106.97mm
=77.02mm
齿顶高 =2.9mm
=3.54mm
式中：=0.515
=0.125
齿根高 =4.04mm
=3.4mm
齿全高 =6.94mm
齿顶圆直径 =112.77mm
=84.1mm
齿根圆直径 =98.89mm
=70.22mm
当量齿数 =30.60
=22.03
（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选=24°
（1
（3.11）

由式（3.10）、（3.11）得=27.35，=29.9
取整=27，=29

=
=2.4≈=2.387
对三挡齿轮进行角度变为：
理论中心距 =91.94mm
端面压力角 tan=tan/cos=0.393
=21.72°
端面啮合角 =

变位系数之和
=0.015
查变位系数线图得： =0.05 =0.48-0.3=-0.035
计算精准值：
三挡齿轮5、6参数：
分度圆直径 =88.71mm
=95.28mm
齿顶高 =3.165mm
=2.91mm
式中：=0.02
=-0.005
齿根高 =3.6mm
=3.855mm
齿全高 =6.51mm
齿顶圆直径 =95.04mm
=87.57mm
齿根圆直径 =81.51mm
=101.1mm
当量齿数 =35.53
=38.16

（3）四挡齿轮为斜齿轮，
（1.12）
（1.13）

（1.14）
由（1.12）、（1.13）、（1.14）
得=21.53，=36.12
取整=21，=37
则：
=
=1.47
对四挡齿轮进行角度变位：
理论中心距 =92.58mm
端面压力角 tan=tan/cos=0.387
=21.17°
端面啮合角

变位系数之和
=-0.18
查变位系数线图得： =0.2 =-0.22-0.16=-0.02
精准值=
四挡齿轮3、4参数：
分度圆直径 =66.62mm
=177.38mm
齿顶高 =3.56mm
=2.9mm
式中：=-0.193
=0.013
齿根高 =3.15mm
=3.81mm
齿全高 =6.71mm
齿顶圆直径 =73.74mm
=123.18mm
齿根圆直径 =60.32mm
=109.76mm
当量齿数 =24.83
=43.76
5、拟定倒挡齿轮齿数
倒挡齿轮选用模数与一挡相似，倒挡齿轮齿数普通在21～23之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴中心距。初选=23，=13，则：

=
=72mm
为保证倒挡齿轮啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11齿顶圆之间应保持有0.5mm以上间隙，则齿轮11齿顶圆直径应为

=2×92－4×(13+2)－1
=123mm

=－2
=28.75
为了保证齿轮10和11齿顶圆之间应保持有0.5mm以上间隙，取=28
计算倒挡轴和第二轴中心距

=
=102mm
计算倒挡传动比

=
=5.57
分度圆直径 =28×4=112mm
13×4=52 mm
23×4=92 mm

齿顶高 4mm
= 4 mm
=4 mm

齿根高 =5 mm
=5 mm
=5 mm
齿全高 =9 mm
齿顶圆直径 =120
=60mm
=100mm

齿根圆直径 =102mm
=42 mm
=82 mm

1.4 本章小结
本章一方面依照所学汽车理论知识计算出主减速器传动比，然后计算出变速器各挡传动比；接着拟定齿轮参数，如齿轮模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；简介了齿轮变位系数选取原则，并依照各挡传动比计算各挡齿轮齿数，依照齿数重新计算各挡传动比，同步对各挡齿轮进行变位。
第2章 齿轮校核
2.1 齿轮材料选取原则
1、满足工作条件规定
不同工作条件，对齿轮传动有不同规定，故对齿轮材料亦有不同规定。但是对于普通动力传播齿轮，规定其材料具备足够强度和耐磨性，并且齿面硬，齿芯软。
2、合理选取材料配对
如对硬度≤350HBS软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。
3、考虑加工工艺及热解决工艺
变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：
时渗碳层深度0.8～1.2
时渗碳层深度0.9～1.3
时渗碳层深度1.0～1.3
表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48
对于氰化齿轮，氰化层深度不应不大于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。
对于大模数重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后渗碳、淬火解决，以提高表面硬度，细化材料晶面粒[13]。
2.2 计算各轴转矩
发动机最大扭矩为192N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。
Ι轴 ==175.5×98%×96%=165.11N.m
中间轴 ==165.11×96%×99%×31/12=405.38N.m
Ⅱ轴 一挡=405.38×0.96×0.99×29/13=859.45N.m
二挡=405.38×0.96×0.99×25/18=535.10N.m
三挡=405.38×0.96×0.99×23/22=358.70N.m
四挡=405.38×0.96×0.99×17/18=218.69N.m
倒挡=405.38××32/13=859.46N.m
2.3 轮齿强度计算
2.3.1 轮齿弯曲强度计算
1、倒档直齿轮弯曲应力

图2.1 齿形系数图
（2.1）
式中：—弯曲应力（MPa）；
—计算载荷（N.mm）；
—应力集中系数，可近似取=1.65；
—摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上摩擦力方向不同，对弯曲应力影响也不同；积极齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；
—齿宽（mm）；
—模数；
—齿形系数，如图2.1。
当计算载荷取作用到变速器第一轴上最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用倒挡齿轮许用应力应取下限。
计算倒挡齿轮11，12，13弯曲应力 ，，
=31，=11，=21，=0.161，=0.141，=0.11，=859.46N.m，=409.37N.m

=402.52MPa<400～850MPa

=
=570.69MPa<400～850MPa

=
= 598.52MPa<400～850MPa
2、斜齿轮弯曲应力
（2.2）
式中：—计算载荷（N·mm）；
—法向模数（mm）；
—齿数；
—斜齿轮螺旋角（°）；
—应力集中系数，=1.50；
—齿形系数，可按当量齿数在图中查得；
—齿宽系数=7.0
—重叠度影响系数，=2.0。
当计算载荷取作用到变速器第一轴上最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范畴，对货车为100～250MPa。
（1）计算一挡齿轮9，10弯曲应力 ，
=29，=13，，=0..17，=0.152，=859.45N.m，=405.38N.m，=24.07°，=6.0

=
=198.01MPa<100～250MPa

=
=233.02MPa<100～250MPa
（2）计算二挡齿轮7，8弯曲应力
=25，=18，，=0.155，=0.163，=535.10，=405.38N.m，=20.8°，=7.0

=
=137.65MPa<100～250MPa

=
=137.73MPa<100～250MPa
（3）计算三挡齿轮5，6弯曲应力
=27，=29，，，=0.165，=0.16，=358.70N.m，=405.38N.m，=24.07°，=8 m=3

=
=162.59MPa<100～250MPa

=
=176.42MPa<100～250MPa
（4）计算四挡齿轮3，4弯曲应力
=21，=37，，，=0.15，=0.152，=218.69N.m，=405.38N.m，=18.89°，=8 ， m=3

=
=145.27MPa<100～250MPa

=
=151.45MPa<100～250MPa

（5）计算常啮合齿轮1，2弯曲应力
=12，=31，，，=0.165，=0.16，=165.11N.m，=405.38N.m，=20.8°，=6.0

=
=96.98MPa<100～250MPa

=
=95.05MPa<100～250MPa
2.3.2 轮齿接触应力σj
（4.3）
式中：—轮齿接触应力（MPa）；
—计算载荷（N.mm）；
—节圆直径(mm)；
—节点处压力角（°），—齿轮螺旋角（°）；
—齿轮材料弹性模量（MPa）；
—齿轮接触实际宽度(mm)；
、—主、从动齿轮节点处曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；
、—主、从动齿轮节圆半径(mm)。
将作用在变速器第一轴上载荷作为计算载荷时，变速器齿轮许用接触应力见表4.1。
弹性模量=20.6×104 N·mm-2，齿宽=7×4=28mm
表4.1　变速器齿轮许用接触应力
齿轮

渗碳齿轮
液体碳氮共渗齿轮
一挡和倒挡
1900～
950～1000
常啮合齿轮和高挡
1300～1400
650～700
（1）计算一挡齿轮9，10接触应力
=29，=13，，=859.45N.m，=405.38N.m，=24.07°，=6.0
=2×92/（2.23+1）=56.95mm，
=2.23×56.95=127.05 mm
=11.67mm
=25.29mm

=
=1719.36MPa<1900～MPa

=
=1763.7MPa<1900～MPa
（2）计算二挡齿轮7，8接触应力
=535.10N.m，=405.38N.m，
=2×92/（1.38+1）=77.02mm，
=1.38×77.02=106.98mm
=15.07mm
=20.93mm

=
=1291MPa<1900～MPa

=
=1352MPa<1300～1400MPa
（3）计算三挡齿轮5，6接触应力
=358.7N.m，=405.38N.m，，，
=2×92/（1.07+1）=95.29mm，
=88.71mm
=19.54mm
=18.198mm

=
=1224.1MPa<1300～1400MPa

=
=1225.6MPa<1300～1400MPa
（4）计算四挡齿轮3，4接触应力
=218.69N.m，=405.38N.m，，
=2×92/（1.76+1）=66.62mm，
=1.76×72.66.62 =117.38mm
=22.45mm
=12.74mm

=
=1362.36MPa<1300～1400MPa

=
=1397.37MPa<1300～1400MPa
（5）常啮合齿轮1，2接触应力
=165.11N.m，=405.38N.m，，
=）=51.35mm，
=132.65mm
=10.045mm
=26.71mm

=
=1226.43MPa<1300～1400MPa

=
= 1117.21MPa<1300～1400MPa
（6）计算倒挡齿轮11，12，13接触应力
=859.46N.m，=405.38N.m，，，
，mm
mm
mm
mm
=9.576mm
=15.048mm
=19.836mm

=
=1539.15MPa<1900～MPa

=
=1909.1MPa<1900～MPa

=
=1909.1MPa<1900～MPa
2.4 计算各挡齿轮受力
（1）一挡齿轮9，10受力
=127.05mm，=56.95mm
=859.45N·m， =405.38N·m

N

（2）二挡齿轮7，8受力、
mm，mm
=535.10N·m，=405.38N·m

（3）三挡齿轮5，6受力、
mm，mm
=358.70N.m， =405.38N.m
=24.08°

（4）四挡齿轮3，4受力、
mm，mm
=218.69N.m,=405.38 N.m

（5）五挡齿轮1，2受力、
mm，mm
==165.11N.m,=405.38N.m
=20.8°

（6）倒挡齿轮11，12受力
mm，mm
=859.46N.m,=405.38N.m

2.5 本章小结
本章一方面简要简介了齿轮材料选取原则，即满足工作条件规定、合理选取材料配对、考虑加工工艺及热解决，然后计算出各挡齿轮转矩。依照齿形系数图查出各齿轮齿形系数，计算轮齿弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。

第3章 轴及轴上支承联接件校核
3.1 轴工艺规定
倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动光轴。变速器第二轴视构造不同，可采用渗碳、高频、氰化等热解决办法。对于只有滑动齿轮工作第二轴可以采用氰化解决，但对于有常啮合齿轮工作第二轴应采用渗碳或高频解决[14]。第二轴上轴颈惯用做滚针滚道，规定有相称高硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58～63，表面光洁度不低于▽8[15]。
对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面轴端面，光洁度不应低于▽7，并规定其端面摆差。一根轴上同心直径应可控制其不同心度[16]。
对于采用高频或渗碳钢轴，螺纹某些不应淬硬，以免产生裂纹。
对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简朴，阶梯应尽量少[17]。
3.2 轴强度计算
3.2.1 初选轴直径
已知中间轴式变速器中心距=96mm，第二轴和中间轴中部直径，轴最大直径和支承距离比值：
对中间轴，=0.16～0.18；对第二轴，0.18～0.21。
第一轴花键某些直径（mm）可按式（5.1）初选
（5.1）
式中：—经验系数，=4.0～4.6；
—发动机最大转矩（N.m）。
第一轴花键某些直径=22.395~25.75mm取25mm；第二轴最大直径=41.4~55.2mm取50mm；中间轴最大直径=41.4~55.2mm取=50mm
第二轴：；第一轴及中间轴：
d35
d34
d33
d32
d24
d25
d23
d22
d21
d31

第二轴支承之间长度=285.71~375mm取= 291.875 mm；中间轴支承之间长度=333.33～375mm取=325.75mm，第一轴支承之间长度=144.44～162.5mm取=145 mm

图5.1 轴尺寸图
如图5.1所示，为便于轴承装配，取第一轴装轴承处直径=45mm，第二轴
装轴承处直径=50mm。倒挡齿轮出轴径=53mm，Ⅰ挡齿轮处轴径=55mm，Ⅱ挡齿轮处轴径=70mm，Ⅲ挡齿轮处轴径=70mm，Ⅳ挡齿轮处轴径=55mm，Ⅴ挡齿轮处轴径=50mm，Ⅰ-Ⅱ挡同步器小径=60mm，Ⅲ-Ⅳ同步器小径=60mm，Ⅴ-Ⅵ同步器小径=42mm；中间轴装轴承处直径=55mm，倒挡齿轮处轴径=68mm，Ⅰ挡齿轮处轴径=73mm，Ⅱ挡齿轮处轴径=90mm，Ⅲ挡齿轮处轴径
3.2.2 轴强度验算
1、轴刚度验算
若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用式（5.2）、（5.3）、（5.4）计算
（5.2）
（5.3）
（5.4）
式中：—齿轮齿宽中间平面上径向力（N）；
—齿轮齿宽中间平面上圆周力（N）；
—弹性模量（MPa），=2.06×105MPa；
—惯性矩（mm4），对于实心轴，；—轴直径（mm），花键处按平均直径计算；
、—齿轮上作用力距支座、距离（mm）；
—支座间距离（mm）。
轴全挠度为mm。
轴在垂直面和水平面内挠度容许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面转角不应超过0.002rad。
a
b
L
δ
Fr

（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，普通挠度不大，
可以不必计算
（2）二轴刚度
一档时
N，N
mm，，mm mm

=0.072mm

=0.082

=-0.0002rad0.002rad
二档时
N，N
mm，，mm mm

=0.033mm

=0.078

=-0.00002rad0.002rad
三档时
N，N
mm，，mm mm

=0.048mm

=0.11

=0.0004rad0.002rad
四档时
N，N
mm，，mm mm

=0.033mm

=0.073

=0.0006rad0.00