论文（设计）五菱宏光手动变速器设计.pdf

摘 要变速器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，同时使发动机在最 有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴 的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大 的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通 过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器 的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。关键字：变速器；设计；齿轮；轴；校核ABSTRACTTransmi ssi on to change the engi ne reached on the dri vi ng wheel torque and speed,i s ai med at marki ng start,cli mbi ng,turni ng,accelerate vari ous dri vi ng condi ti ons,the car was di fferent tracti on and speed Meanwhi le engi ne i n the most favorable worki ng condi ti ons wi thi n the scope of the work.And the trans mi ssi on i n neutral gear wi th reverse gear.Transmi ssi on also need power output functi on.Gearbox because of the low-grade work at a larger role,In general,the low-grade gearbox layout are close to the axi s after support,Followi ng from low-grade to hi gh-grade order of the layout of stalls gear.Thi s wi ll not only allow axi s are large enough for a ri gi d,but also ensures easy assembly.Gear box overall structure and ri gi d axle and the shell structure of relati ons.Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box ri gi d.Thi s paper descri bes the desi gn of three-axi s fi ve block manual tran mi ssi on,the transmi ssi on pri nci ple of work elaborated,Transmi ssi on of the gear shaft and do a detai led desi gn,and the i ntensi ty of a school.For some standard parts for the selecti on.Transmi ssi on Trans mi ssi on program desi gn.A bri ef descri pti on of the trans mi ssi on of all components of the materi al choi ce.Keywords:Transmi ssi on;Desi gn;Gear;Axi s;Checki ng目 录摘要.错误！未定义书签。ABSTRACT.错误！未定义书签。第1章 绪论.错误！未定义书签。1.1 选题的背景.错误！未定义书签。1.2 目的及意义.2第2章 总体方案设计.32.1 汽车参数的选择.32.2 变速器设计应满足的基本要求.32.3 传动机构布置方案分析.32.3.1 固定轴式变速器.32.3.2 倒档布置方案.42.3.3 其它问题.62.4 齿轮形式.72.5 换挡机构形式.72.6 变速器轴承.82.7 本章小结.9第3章 变速器设计和计算.1031档数.113.2 传动比范围.错误！未定义书签。3.3 各档传动比的确定.错误！未定义书签。3.3.1 主减速器传动比的确定.错误！未定义书签。3.3.2 最低档传动比的确定.错误！未定义书签。3.3.3 各档传动比的确定.错误！未定义书签。3.3.4 中心距的选定.错误！未定义书签。3.3.5 变速器的外形尺寸.错误！未定义书签。34齿轮参数.错误！未定义书签。341模数的选取.143.4.2 压力角.153.4.3 螺旋角.15344齿宽.16345齿顶高系数.173.4.6 变位系数的选择原则.173.5 各档齿数的分配.183.5.1 确定一档齿轮的齿数.183.5.2 对中心距进行修正.203.5.3 确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数.203.5.4 确定其他各档齿数及变位系数.213.5.5 确定倒档齿轮齿数及变位系数.263.6 本章小结.28第4章 变速器的校核.294.1 齿轮的损坏形式.294.2 齿轮强度计算.28421齿轮弯曲强度计算.284.2.2齿轮接触应力计算.304.3 轴的结构设计.3244轴的强度验算.33441轴的刚度的计算.33442轴的强度的计算.384.5 轴承寿命计算.414.6 本章小结.44第5章同步器的设计.455.1 锁销式同步器.45511锁销式同步器结构.455.1.2锁销式同步器工作原理.455.2 锁环式同步器.46521锁环式同步器结构.46522锁环式同步器的工作原理.465.2.3锁环式同步器主要尺寸的确定.475.3 本章小结.49第6章 变速器操纵机构.506.1 直接操纵手动换挡变速器.506.2 远距离操纵手动换挡变速器.506.3 本章小结.51结论.52参考文献.53致谢.54附录.55第1章绪 论1.1 选题的背景近几年国内外汽车工业迅猛发展，车型的多样化和个性化已经成为汽车发展的趋 势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动 轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，特别是对轻型商 用车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也 是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大。国产商用车所装配的变速器主要以国产手动档变速器为主，变 速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速箱有三、四、五和 多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。汽车变速器是影响整车动力性、经济性、舒适性的重要 总成，国内外的汽车制造与销售数据显示，人们对汽车驾乘的舒适性越来越重视。国内 商用车市场的快速发展，2008年全国载货汽车保有量为10、465、404辆，与2007 年相比，增加722、181辆，增长741%。其中轻型载货汽车5、863、787辆，贡献 度最大的车型是轻型货车，轻型货车对商用车销量的贡献度为44.16%,其次是重型货 车和微型货车，其贡献度分别为19.89%和12.93%。汽车变速器的使用寿命与整车基 本相当，售后维修市场对变速器总成的需求仅占少数，故此可将轻型商用车市场近似为 它的变速器配套市场空间。随着全球能源及原材料价格的不断上涨，汽车销售价格的下 降，要求汽车变速器向着体积小质量轻、承载能力大、结构紧凑上发展。这就要求零件 设计结构机械性能也要相应有所改变，向着小巧紧凑高强度，高刚性方向改进，进而也 要求有新技术新工艺来保证能够制造出来。目前许多变速器生产企业正在研发一些能大 幅提高离合器、同步器寿命和行车安全性，且保留了传统有级机械变速器传动效率高、体积小、机构简单、使用可靠、易于制造、成本低、燃油消耗少和维护与使用费用低、多档位、大速比变化范围改善了汽车的动力性、燃油经济性和换档平顺性的变速器。现 在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。无级变速机构 由两组锥形轮组成，包括一对主动锥形轮（锥形轮组1）和一对被动锥形轮（锥形轮组 2）同时有一根链条运行在两对锥形轮V形沟槽中间，链条的运动如同动力传递单元。锥形轮组1由发动机的辅助减速机构驱动，发动机的动力通过链条传递给锥形轮组2 1直至终端驱动。在每组锥形轮中有一个锥形轮可以在轴向移动，调整链条在锥形轮的工 作直径并传递速比。两组锥形轮必须保持相同的调整，以保证链条始终处与涨紧状态，使传递扭矩时锥形轮接触充分的压力。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗 的行驶里程提高30%o通过选择最佳传动比，获得最有利的功率输出，它的传动比比 传统的变速器轻，结构更简单而紧凑。世界各大汽车制造商正竞相开发无级变速器。专 家预计2008至2009年间无级变速器将成为世界各大汽车制造商的技术开发重点。1.2 目的及意义通过一步步的计算和校核来改善变速器的工作状态，使其达到理想的舒适性并减小 工作时的噪声。传统的变速器设计设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后计算其强度，传动质量指标等，如不符合要求根据经验公式改变某些参数，继续计 算直至符合所有的条件与要求。通过本题目的设计，可综合运用所学知识对轻型商用车 的手动变速器进行设计。由于本题目模拟工程一线实际情况，通过毕业设计可与工程实 践直接接触，从而可以提高解决实际问题的能力，综合提高自身的设计和制造水平。本设计研究基本内容是研究轻型商用车的机械变速器的组成、结构与原理，弄清楚 同步器、齿轮、轴等零部件之间的配合关系。选择标准齿轮模数在总当数和一档传动比 确定后，合理分配各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验 算，确定齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出所有 轴的基本尺寸，对每个档位下对轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构与尺寸，绘 制出各个轴的结构与尺寸，对现有传统变速器的结构进行改进、完善，最终完成变速器 的零件图和装备图的绘制。利用计算机辅助设计软件绘制变速器的各零件的零件图，并 完成变速器的总装配图。在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案进 行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设 计。2第2章总体方案设计2.1 汽车参数的选择变速器设计所需的汽车基本参数如下表：表2.1设计基本参数表发动机最大功率63kw最高车速140km/i总质量2880kg最大转矩108N-m2.2 变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求：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）设置倒档，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5）换挡迅速，省力，方便。6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象 发生。7）变速器应当有高的工作效率。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动 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。2.3传动机构布置方案分析2.3.1固定轴式变速器固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其 中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机 前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺 寸小，布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直 3接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。所以我选择的是中间轴式 的变速器。图2.1,分别示出了几种中间轴式五挡变速器传动方案。它们的共同特点是：变速 器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。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；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）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他挡位的换挡机构，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。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式 变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变 速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。图2.1a所示方案，除一档和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2.1b,c,d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图3.1d所示方案中 的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，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。以上各种方案中，凡采用常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货车采用中间轴式变速器，为加强传动轴刚度，可将变速 器后端加中间支撑。中间轴和第二轴都有三个支承。如果在壳体内，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。2.3.2倒挡布置方案与前进挡位比较，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 方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二 轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中4图2.1中间轴式五挡变速器传动方案间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲反力状态下工作，而后 者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。图2.2为常见的倒挡布置方案。图2.2b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴 上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换 挡困难。图2.2c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2.2d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.2c所示方案。图2.2e所示方案是 将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.2f所示方案适用于全部齿 轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有 的货车倒挡传动采用图2.2g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间 轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证 齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，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在靠近轴的支承处，然后再5图2.3倒挡轴位置与受力分析布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一 挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响,如图2.3所示。2.3.3其他问题经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠 近轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保 持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于1(为 0.70.8)的超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶1km所需发动机曲轴 的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使 用超速挡会使传动效率降低，噪声增大。6机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状 态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的 制造精度等。2.4齿轮形式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点 是制造时稍复杂，工作时有轴向力。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数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于 低档和倒挡。我的设计中一挡和倒挡用的是直齿轮，其他挡都是斜齿轮。2.5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种形式。汽车行驶时各 挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲 击，并伴随有噪声。这使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乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器）,时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响 行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态,所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会 过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增 设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。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，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用 啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。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 然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。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，换入不同挡位的变速杆行程要 求尽可能一样。自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目 前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种：互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是 7防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：(1)互锁销式图2.4是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销 子的长度和凹槽来保证互锁。图2.4,a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.4,b、c、d为某一叉轴 在工作位置，而其它叉轴被锁住。(2)摆动锁块式图2.5为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并 可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起 部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。(3)转动钳口式图2.6为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口 中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳 形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构,使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自 动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒 注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计锁定机构采用自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通 过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。2.6变速器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轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。8图2.5摆动锁块式互锁机构 图2.6转动钳口式互锁机构汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有 困难。如变速器的第二轴前端支承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。变速器第一轴前端支承在飞轮的内 腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴 向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二 轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。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，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，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。变速器中采用圆链滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷 等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺 点。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，并要保证壳体后 壁两轴承孔之间的距离不小于620m血，下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承，滑动轴套主要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，径向配合间隙小，定位及运转精度 高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，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。在本次设计中由于工作条件的需要主要选用了圆锥滚子轴承、深沟球轴承和滚针 轴承。2.7本章小结本章首先先确定了设计变速器所需的汽车主要参数以及设计变速器所应满足的基 本要求，对自己的设计也有了一定的规范。然后又对变速器的传动机构和档位的布置 9形式的进行了简单的介绍，分析了各个传动方案的优缺点，选取了合理高效的的传动 方案和一些在设计变速器时常遇的问题，为后面齿轮和轴的计算打下了良好的基础。最后对齿轮的形式做了介绍和优缺点的比较，通过以上比较合理的选择齿轮形式。分 析了几种换挡形式，和容易出现的问题，并提供了相关的解决方法，最后很据轴的工 作条件和工作状态，对轴承也形式也做了选择。10第3章变速器设计和计算3.1 挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复 杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡 之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在L8 以下，该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡 区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用45个挡位,级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡位或多挡。装载质量在 23.5T的货车采用5挡变速器，装载质量在48T的货车采用6挡变速器。多挡变速 器多用于重型货车和越野车。本设计为5挡变速器。3.2 传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范 围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的 传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其他货车则更大。3.3 各档传动比的确定3.3.1主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：rnua 0.377(3.1)也式中 ua汽车行驶速度(km/h)；n-发动机转速r-车轮滚动半径(m)；ig 变速器传动比；zo-王减速器传动比。由上文可知最高车速4皿二%max=140km/7；最高档为超速档，传动比心=1；车 u HldA u HldA z y J 11轮滚动半径由所选用的轮胎规格170/70R14得到=296.8(mm)；发动机转速 n=np=6684.5(r/min)；由公式(3.1)得到主减速器传动比计算公式：z0 0.377 与 5.34igUa3.3.2最低档传动比计算按最大爬坡度设计,满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角,ax坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力(加速阻力为零，空气阻力 忽略不计)。用公式表示如下：乙、,一 审 COSfax Gsi nfax(3.2)式中G-车辆总重量(N)；f滚动阻力系数，对良好路面=0.010.02；Amax 发动机最大扭矩(NW)；Zq-王减速器传动比；ig变速器传动比；么-为传动效率(0.850.9)；R-车轮滚动半径；%ax最大爬坡度本设计为能爬30%的坡，大约167。由公式(3.2)得：i(G*cos1ax G si n 1ax)r(3 3)已知：m=2880S；/0.012；ax 16.7；r=0.2968m；7；max 108 N-m；iQ 5.34；g=9.8m/s2；Q 0.9,把以上数据代入(3.3)式:igi(2880 9.8 0.012 cos 16.7 2880 9.8 sml6.7)0.2968,oo-4.oz108 5.34 0.9满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公12式表示如下:4 max 演 t(3.4)式中Fn一一驱动轮的地面法向反力，Pn吗。；驱动轮与地面间的附着系数;对混凝土或沥青路面 可取0.50.6之间。取0.55,把数据代入(3.4)式得:.2880 9.8 0.55 0.2968。,%-8.876现 108 5.34 0.9所以，一档转动比的选择范围是：4.82 igl初选一档传动比为5.1o3.3.3各档传动比的选定变速器的I档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时 用超速挡，在本设计中最高档即为超速挡。中间档的传动比理论上按公比为(其中n为档位数)的几何级数排列，实际上与理论值略有出入,因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。3.3.4中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算:134 Ka8 3.5)式中 A变速器中心距(mm)；Ka 中心距系数，商用车K4=8.69.6；max发动机最大输出转距为210(Nm)；Z；变速器一档传动比为5.1；力g变速器传动效率，取96%。A 9.0 V108 5.1 0.96=72.78mm商用车变速器的中心距在80170mm范围内变化。所以根据计算结果，初取 A=72mmo3.3.5变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置 初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：L(4.04.4)4(4.0-4.4)72 288-316.8 mm当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出系数的上限。为检测方便，4取整。设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为300mm。3.4齿轮参数3.4.1 模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加 数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考 虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮 的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡 齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器 的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量？在L8146的货车为2.0 3.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。初选齿轮模数 m=3.0mm14齿轮法向模数mn=3.Omm3.4.2压力角修压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和 表面接触强度。对商用车，为加大重合度已降低噪声，取小些。变速器齿轮压力角为20啮合套或同步器的接合齿压力角用303.4.3螺旋角,斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪 声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、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相成提 高。不过当螺旋角大于30。时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15。25。为宜;而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴 上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因 此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中 间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间 轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为 左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位 上工作，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为这些挡位使用得少，所以也是允 许的），而此时第二轴则没有轴向力作用。根据图3.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件七七tan4（3.6）。tan（3.7）由于T二乙百Fn2 r2,为使两轴向力平衡，必须满足tan装 斗ta nr2（3.8）15式中，Fal,然2为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力，Fnl，为2为作用在中间轴齿轮 1、2上的圆周力；后，2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成 的中心距不等现象得以消除。图3.1中间轴轴向力的平衡斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：商用车中间轴式变速器为20。30初选的螺旋角=25。3.4.4齿宽6应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力 的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少 齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作皮力增加。使用宽些的齿宽，工 作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不 均匀。通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。直齿：b=Kcm,七为齿宽系数，取为4.58.0取臬=6斜齿：b=Kc mn,取 6.08.5,LKC=6第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，勺可取大些，使接触线长度增加、接触应力降 低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。直齿 b=Kcm=6 3=18mm16斜齿 b=Kcm=6 3=18mm3.4.5齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿 顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的 弯矩减小，轮齿的弯曲成力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上 受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.750.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为L00。为了增加 齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00 的细高齿。3.4.6变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。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，耐磨性、抗胶合能 力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的 变位系数的和为零。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想接 近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免 了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比 的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时 应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数 和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量 指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同 的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿 轮，其主要损坏形势是齿而疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损 最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这 样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡 齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断 裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由 于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。17更据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一档、二挡和倒挡以外的其他各 挡齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。3.5各挡齿轮齿数的分配在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方 案来分配各挡齿轮的齿数。图3.2五挡变速器传动方案3.5.1确定一挡齿轮的齿数一挡传动比I；(3.9)Z1 Z9如果Z9,40齿数确定了，则与4的传动比可求出，为了求Z9,4的齿数，先 求其齿数和马直齿 z产24/m(3.10)斜齿马=2Acos/m(3.11)因为一挡用的是直齿轮，所以马=24/m=2 72/3=48计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可 能取小些，以便使z/Z。的传动比大些，在I；已定的情况下，Z2/4的传动比可分配小 些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴 有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数 又不宜取多。18中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。在 选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。商用车中间轴式变速器一挡传动比6时，中间轴上一挡齿轮数可在1517间取，货车在1217间取。因为5.1取中间轴上一挡齿轮z10=17输出轴上一挡齿轮Zq=Zh-z10=48-17=31根据确定的中心距A求啮合角一：，m/、cos -(zQ zw)cos-=0.939724 10根据齿数比u二三*1.824。17Z9参数分度圆直径d=zm=31 3=93mm齿顶高 ha=/i*m=m=3mm(h*=l齿根高%=(h：+c)m=1.25m尸3.75mm齿顶圆直径 da=d+2 ha=(z+2m=99mm齿根圆直径 df=d-2 hf=(