神野牌轻型载货汽车变速器设计-中间轴式五档手动【含6张cad图纸+文档全套资料】

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Used in the design of the 5 +1 manual transmission, transmission through the large changes in the scope of the transmission ratio, to meet the vehicle requirements of different conditions, so as to achieve its economic and power requirements; transmission linked file by synchronizer sets, although the increase in cost, but the manipulation of the automobile transmission to increase comfort, smoother gear. This designs commonly used truck with mechanical transmission. Describes the function of mechanical transmission and on the basis of the requirements, according to the requirements of the mission design, selection of three shaft type design, for the main parameters of transmission, gear strength checking and gear calculation of geometric size, while the design of transmission used by the lock ring synchronizer, identified synchronizer of main parameters, the transmission control mechanism design. This design is our last time in school design, learning opportunities, is a comprehensive use of knowledge, but also in the work before we go to an important practical exercise. Through this design, we further strengthen the knowledge we have learned to further improve the ability to collect information and access to information to further enhance our team spirit. In short, this design has an important role in our workplace. 窗体底端 Key words：Transmission；gearbox；synchronizer；input shaft 目 录 第1章 绪 论 1 1.1 课题研究意义与背景 1 1.2 变速器的简介 1 1.3 变速器的分类 2 1.4 变速器的功用 3 第2章 变速器设计方案及论证 5 2.1 变速器的设计要求 5 2.2 变速器设计方案论证 6 第3章 各主要参数的设计计算 11 3.1 变速器传动比的确定 11 3.2 中心距的初步确定 13 3.3 变速器的外形尺寸 13 3.4 轴的直径的初步确定 13 3.5 齿轮参数设计 14 3.6 各挡齿数的分配 16 3.6.1 一档斜齿轮齿数的确定 16 3.6.2 二档斜齿轮齿数的确定 17 3.6.3 三档齿轮齿数的确定 18 3.6.4 五档齿轮齿数的确定 18 3.6.5 确定倒档传动比 21 3.7 齿轮精度选择 22 3.8 齿轮螺旋方向 22 第4章 变速器各挡齿轮的校核 24 4.1 齿轮弯曲应力计算 24 4.1.1 一轴常啮合齿轮的弯曲应力校核 25 4.1.2 中间轴常啮合齿轮的弯曲应力校核 25 4.1.3 中间轴四档齿轮的弯曲应力校核 26 4.1.4 二轴三档齿轮的弯曲应力校核 26 4.1.5 中间轴三档齿轮的弯曲应力校核 27 4.1.6 二轴二档齿轮的弯曲应力校核 27 4.1.7 中间轴二档齿轮的弯曲应力校核 27 4.1.8 二轴一档齿轮的弯曲应力校核 28 4.1.9 中间轴一档齿轮的弯曲应力校核 28 4.1.10 二轴倒档齿轮的弯曲应力校核 28 4.1.11 中间轴倒档齿轮的弯曲应力校核 28 4.1.12 倒档轴倒档齿轮的弯曲应力校核 29 4.2 齿轮接触应力计算 29 4.2.1 一轴常啮合齿轮的接触应力校核 29 4.2.2 中间轴常啮合齿轮的接触应力校核 30 4.2.3 二轴四档齿轮的接触应力校核 30 4.2.4 中间轴四档齿轮的接触应力校核 31 4.2.5 二轴三档齿轮的接触应力校核 31 4.2.6 中间轴三档齿轮的接触应力校核 31 4.2.7 二轴二档齿轮的接触应力校核 31 4.2.8 中间轴二档齿轮的接触应力校核 32 4.2.9 二轴一档齿轮的接触应力校核 32 4.2.10 中间轴一档齿轮的接触应力校核 32 4.2.11 二轴倒档齿轮的接触应力校核 33 4.2.12 中间轴倒档齿轮的接触应力校核 33 4.2.13 倒档轴倒档齿轮的接触应力校核 33 第5章 变速器轴的设计计算 35 5.1 轴的功用及设计要求 35 5.2 轴尺寸初选 35 5.3 轴的强度校核 36 5.3.1 对中间轴一挡齿轮处进行强度校核 37 5.3.2 对中间轴二挡齿轮处进行强度校核 38 5.3.3 对中间轴三挡齿轮处进行强度校核 39 5.3.4 对中间轴四挡齿轮处进行强度校核 40 5.3.5 对中间轴倒挡齿轮处进行强度校核 41 第6章 轴上花键的设计计算 42 第7章 变速器轴承选择 44 第8章 同步器的设计 45 8.1 同步器的功用 45 8.2 同步器的类型的选择 45 8.3 锁环式同步器的参数的确定 46 第9章 变速器操纵机构的设计 48 9.1 对变速器操纵机构的要求 48 9.2 直接操纵手动换挡变速器 48 9.3 远距离操纵手动换挡变速器 49 9.4 变速器自锁、互锁、倒档锁装置 49 9.4.1 自锁装置 49 9.4.2 互锁装置 49 9.4.3 倒档锁装置 50 第10章 变速器箱体的设计 51 10.1 箱体零件的结构特点 51 10.2 箱体零件的结构设计原则 51 10.2.1 箱体结构的铸造工艺性 51 10.2.2 箱体结构的机械加工工艺性 51 第11章 变速器箱体的附件设计 52 第12章 变速器的润滑与密封 53 第13章 操纵机构和箱体实体建模 54 第14章 结 论 56 参考文献 57 致 谢 58 附 录 59 V 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 第1章 绪 论 1.1 课题研究意义与背景 轻型货车是较为常用的商用车，在现代的社会中占有重要的地位。人们的衣食住行的便利，都有货车运输方面的功劳。社会经济的发展、人们生活水平的提高更需要货车的运输。货车已成为一个国家乃至整个世界不可缺少的一样运输工具。中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2007年中国汽车销售879.15万辆，2008年汽车产销量突破900万，2010年汽车销售规模达到1263万辆。2013年，汽车产销双双超过2000万辆，增速大幅提升，高于年初预计,并且再次刷新全球纪录，已连续五年蝉联全球第一。随着汽车行业的快速发展，市场规模的进一步扩大，中国汽车变速器行业的竞争也变得日趋激烈，中国变速器行业面临着重大机遇。2010年中国汽车变速器需求量超过1800万台，增长速度高达32.5%。 预计2016年有望达到900亿元。汽车变速器产品在4档～16档市场领域实现了全方位覆盖，广泛匹配于输入扭矩300—3000nm、载重量2吨～60吨之间的重型车、大客车、中轻型卡车、工程用车和低速货车等各种车型，被国内50多家主机厂的上千种车型选为定点配套产品。法士特变速器在国内8吨以上重型汽车配套市场占有率78%，15吨以上配套市场占有率超过90%，重型变速器产销量世界第一[1]。 随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也是越来越高。大多数人在购车时只注重发动机的性能，而且这似乎已成为了衡量汽车品质优劣的一个标准，因为它是动力的缔造者。但是，却不能忽略掌控速度快慢的变速器。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。由于变速器在汽车结构中具有着重要的作用。因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。 1.2 变速器的简介 1894年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器，至今汽车变速器已经经过了一百多年的发展。变速器，英文TRAnsmission，作为汽车重要的组成部分，是承担放大发动机扭矩，配合引擎功扭特性，实现理想动力传递，从而适应各种路况实现汽车行驶的主要装置。汽车变速器诞生100多年来，齿轮变速器一直占据着统治地位，但随着汽车技术日新月异的发展，高科技不断引入汽车工业，变速器的技术也发生了很大的变化。汽车变速器的发展，最本质的就是从汽车传动的平顺性、舒适性，驾驶员操作的轻松性考虑，因而相应地提高了汽车的通过性与经济性。随着人们对车辆性能要求的不断提高，变速器技术的不断发展，汽车变速器已成为提高整车性能的突破口，各种类型汽车变速器的诞生与发展都影响着全球及各大主要地区的汽车市场格局，中国市场也身居其中。今后汽车变速器市场会呈现最佳优化设计的多层次多样化状态。 变速器在发动机和汽车传动系之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比，可以使汽车在不同的使用条件下得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作[2]。汽车传动系是汽车的主要组成部分，变速器又是传动系的重要部件，它们的任务就是充分发挥发动机的性能，使发动机发出的动力有效而经济地传到驱动轮，以满足汽车行驶上的各项要求。变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换挡，以达到变速变矩。 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。 现代汽车技术的发展对传动装置的设计工作提出了很更高的要求。在这种情况下，传动装置的设计，不但要满足动力性和经济性指标，而且要求轮廓尺寸和质量小、结构紧凑、尺寸小、工作可靠、寿命长、噪音低、维修方便等。 机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。 1.3 变速器的分类 1.按传动比的变化方式划分，变速器可分为有级式、无级式和综合式三种[3]。 (1)有级式变速器：采用齿轮传动具有若干个可选择的定值传动比；按所用轮系形式不同又可分为：齿轮轴线固定的普通齿轮变速器和部分齿轮(行星齿轮)轴线旋转的行星齿轮变速器两种。此种形式应用最为广泛。 (2)无级式变速器:传动比可在一定范围内可按无限多级变化,常见的有液力式（动液式）和电力式两种。 (3)综合式变速器：由有级式变速器和无级式变速器共同组成的，其传动比可以在最大值与最小值之间几个分段的范围内作无级变化，目前应用较多。 2.按操纵方式划分，变速器可以分为手动操纵式，自动操纵式和半自动操纵式三种[3]。 (1)手动操纵式变速器：靠驾驶员直接操纵变速杆换档。 (2)自动操纵式变速器：传动比的选择和换档是自动进行的。驾驶员只需操纵加速踏板，变速器就可以根据发动机的负荷信号和车速信号来控制执行元件，实现档位的变换。 (3)半自动操纵式变速器：可分为两类，一类是部分档位自动换档，部分档位手动(强制) 换档；另一类是预先用按钮选定档位，在采下离合器踏板或松开加速踏板时，由执行机构自行换档。 3.根据轴的形式，分为固定轴式变速器、旋转轴式变速器，固定轴式变速器包括两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器[4]。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输出器。根据前进挡数分为三挡变速器、四挡变速器、五挡变速器、多挡变速器。 1.4 变速器的功用 现代汽车上活塞式内燃机被作为动力源广泛采用，其工作转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。车辆行驶性能的好坏，不仅取决于发动机，而且在很大程度上还依赖于变速器以及变速器与发动机的匹配[5]。 变速器的功用有： (1)改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。 在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如，在高速路上车速应能达到100km/h，而在市区内，车速常在50km/h左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。 (2)实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要。实现倒车行驶汽车，发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。 (3)中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换挡或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。 (4)实现空档，当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如，可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。 第2章 变速器设计方案及论证 2.1 变速器的设计要求 汽车变速器，汽车构件之一。通过改变传动比，改变发动机曲轴的转拒，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。 变速器设有空档，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，机械式变速器还有动力输出功能。 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换挡冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换挡或自动、半自动换挡来实现。 变速器应当有高的工作效率且工作噪声低。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、拆装容易、制造成本低、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关[6]。汽车工作的道路条件越复杂、功率比越小，变速器的传动比范围越大。 为满足以上使用性能要求，本变速器采用有级式变速器。变速器由变速传动机构和操纵机构构成。变速器传动机构包括换挡齿轮、传动齿轮、传动轴。实现操作需要避免、避免冲击布置的同步器，操纵机构还要求有自锁和互锁装置。轿车多采用两轴式变速器，货车多采用三轴式变速器，同步器设计采用锁环式同步器。 2.2 变速器设计方案论证 变速器设计方案要求从使用性能、制造条件和重量、价格性价比等多方面考虑，要求满足制造、使用、维修等条件。所以应从齿轮的形式，轴的形式及布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。 1.变速器轴数的选择 固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器得到广泛应用。 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上，其动力传递主要依靠两根相互平行的轴（输入轴和输出轴）完成。它的结构简单、紧凑、容易布置。此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声小。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，容易损坏，还有，受结构限制，两轴式变速器的一档速比不可能设计的很大。对于前进档，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的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承在发动机飞轮上，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。中间轴式变速器从结构外形看中间轴式变速器有三根轴：一轴和二轴在同一条轴线上。将它们连接即为直接档，此时，齿轮、轴承不承受载荷而只传递转矩，故而传动效率高，而且摩损小，寿命长，噪音也较小。而在其他档位上，经过两对连续齿轮传动，传动效率稍低。 因本次设计的车型为神野牌轻型载货汽车，其发动机布置形式为前置后轮驱动，故本次设计采用中间轴式变速器。 2.档数的选择 增加变速器的档数，能改善汽车的动力性和经济性。档数越多，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，而且在使用时换档频率也增高。 在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档位会使变速器相邻的低档与高档之间传动比比值减小，是换档工作容易进行。要求相邻档位之间的传动比比值在1.8以下,该值越小换档工作越容易进行。要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。 因此，本次设计神野牌轻型载货汽车变速器设计采用5+1档，其传动路线简图如图2.1所示。 图2.1 神野牌轻型载货汽车变速器简图 3.倒档形式及布置方案 常见的倒档方案如图2.2所示： 图2.2倒挡形式及布置方案 图2为常见的倒档布置方案。图A所示该方案是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，虽然使结构简单，但中间齿轮处于不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。图b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图D所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图c所示方案。图e所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图g所示方案。其缺点是一，倒档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。 综上所述，由于神野牌轻型载货汽车变速器的全部齿轮副均为常啮合齿轮，所以本次设计采用方案f，即倒档齿轮为常啮合斜齿轮传动同步器换挡方式。其优点是：换挡方便，轮齿受到冲击小，使用寿命长。 4.齿轮的选择 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 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，这对轴承不利。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，但是合理安排一轴上斜齿轮与中间轴上斜齿轮啮合和中间轴上斜齿轮与二轴上斜齿轮啮合，能够在一定的范围内抵消斜齿轮工作时的轴向力。倒档齿轮为常啮合斜齿轮传动同步器换挡方式。由于本设计中所有挡位均采用同步器换挡，故所有齿轮啮合方案均为常啮合齿轮传动，因此，所有齿轮均采用斜齿轮。 5.变速器换挡机构的选择 变速器换档机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换档三种形式。使用轴向滑动直齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。 使用啮合套换挡，因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。同步器分为常压式、惯性式、和惯性增力式，多采用惯性式。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，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。同上述两种换档方法比较，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。 锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿面磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。 锁环式同步器结构紧凑，它可保证欲啮合的一对齿轮在不同步之前不接触，有效防止齿轮的冲击噪声，延长齿轮寿命。因其传递的转矩不大，所以适用于轿车和轻型货车的变速器。在中型货车以上的变速器中，尤其是在低速档最好采用锁销式惯性同步器。 因为本次设计的神野牌轻型载货汽车为轻型货车，传递转矩不大，最后决定换挡机构形式为各挡均采用锁环式同步器换挡。 自动脱档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，如图2.3所示。 （1）将两接合齿的啮合位置错开。 （2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3～0.6mm）。 （3）将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2°～3°），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。 图2.3 防止自动脱档的结构措施 6.同步器设计 同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。 常压式同步器结构虽然简单，但不能消除啮合件在同步状态下(即角速度相等)换挡的缺点，现已不用。 本设计中均采用锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的，但它可以从结构上保证接合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声，而且锁环式同步器具有耐摩擦，轴向尺寸小等优点。 7.变速器轴承 作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。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类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车的变速器结构紧凑，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。而本次神野牌轻型载货汽车设计变速器： （1）变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，采用向心球轴承。 （2）变速器第一轴、第二轴的后部轴承选用球轴承，中间轴前、后轴承按直径系列一般选用中系列圆柱滚子轴承。 （3）滚针轴承、滑动轴承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。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷、滚子能自动对中，可确保轴承的可靠性，使用寿命长、接触线长，可提高轴和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少脱挡的可能性等优点，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。 8.操纵机构的选择： 自锁互锁机构： （1）挂挡后应保证直齿滑动齿轮换挡时，全齿宽都进入啮合。由于汽车振动或其他条件的影响下，操纵机构应保证变速器不自行挂挡或自行脱挡。为此在操纵机构中设有自锁装置。 （2）为了防止同时挂上两个档而使变速器卡死或损坏，为此在操纵机构中设有互锁装置。 （3）为了防止在汽车前进时误挂倒档，导致零件损坏，在操纵机构中设有倒档锁装置。 本次设计的神野牌轻型载货汽车是发动机前置后驱型，所以变速器布置在驾驶员座位附近。直接操纵机构一般由变速杆、拨块、拨叉、拨叉轴以及安全装置等组成，多集中于变速器上盖或侧盖内，结构简单，操纵方便，因此本次设计变速器采用直接操纵机构。 第3章 各主要参数的设计计算 3.1 变速器传动比的确定 汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： （3-1） 式中：——最大驱动力； 即 （3-2）Error! No bookmark name given. ——滚动阻力； 即 （3-3） ——最大上坡阻力； 即 （3-4） 把以上参数代入（3-1）得： (3-5) 以上是根据最大爬坡度确定一档传动比[7]。 式中：——发动机最大扭矩，=245 n·m； ——变速器一档传动比； ——主传动器传动比，=5.286； ——汽车总质量，； ——道路滚动阻力系数取0.020； ——传动系机械效率，取0.96； ——重力加速度；取； ——驱动轮滚动半径，取0.327 m； ——汽车最大爬坡度为21.8％，即 由（3-5）得 取 由 （3-6） 式中：为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于1.7～1.8。 由中等比性质，得： （3-7） 式中：——档位数，取； ——档数，； 得： ； ； ； ； ； ； ； 符合q不大于1.7～1.8的要求。 则最后得 , , , ，。 3.2 中心距的初步确定 对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴的距离称为变速器中心距A。 初选中心距A时，可根据经验公式计算 (3-8） 式中： ——中心距系数：=8.5～9.6,取9.5； ——变速器一档传动比； ——变速器传动效率：取； ——发动机的最大输出转矩，单位为（nm）； 得 取 3.3 变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档 （2.2～2.7）A 五档 （2.7～3.0）A 六挡 （3.2～3.5）A 当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。 对于本例神野牌轻型载货汽车五档变速器壳体尺寸取3.0A，取整得L=300 mm。 3.4 轴的直径的初步确定 变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声[8]。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=0.45A，轴的最大直径D和支撑间距离L的比值，对中间轴，D/L=0.16～0.18，对第二轴，D/L=0.18～0.21。 第一轴花键部分直径可按下式初选： D= （3-9） 式中：——经验系数，＝4.0～4.6，取＝4.5； ——发动机最大转矩（n•m）； 得D=25 mm ，取D＝28 mm。 3.5 齿轮参数设计 （1）齿轮模数的选择 影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。 初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确即： （3-10） 式中： ——斜齿轮法向模数； ——直齿轮模数； ——发动机最大扭矩； ——变速器一档传动比； ——变速器传动效率，取； 本次设计齿轮皆选用斜齿圆锥齿轮，以下为各档齿轮法向模数： 一档齿轮：mn=3.0 mm 二档齿轮：mn=2.5 mm 三档齿轮：mn=2.5 mm 常啮合齿轮：mn=2.5 mm 五档齿轮：mn=2.5 mm 倒档齿轮：mn=3.0 mm （2）压力角的选择 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5°,15°，16°，16.5°等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5°或25°等大些的压力。实际上，因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。 （3）螺旋角的选择 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题： 螺旋角大些时会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，随螺旋角的增大，齿轮的强度也会相应的提高，不过当螺旋角高于时，其抗弯强度会骤然下降，而接触强度仍上升。因而选取适当的值使弯曲强度与接触强度达到均衡。此外，为消除斜齿轮传动的轴向力，中间轴上的齿轮一律做成右旋，而第一、二轴上的一律左旋，轴向力由轴承承受。 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不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。 货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：15°～25°。 初选 ， , ， ， ， 。 （4）齿宽 在选择齿宽时，应该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等均有影响。 考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据模数来选择齿宽： 斜齿可由经验公式得： (3-11) 式中：取为6.0～8.5。 斜齿齿宽 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm。 则本设计中各个齿轮齿宽为： =17.5mm，=17.5mm，=17.5mm，=17.5mm，=17.5mm，=17.5mm， =17.5mm，=17.5mm，=21mm，=21mm，=21mm，=21mm，=21mm。 3.6 各挡齿数的分配 在初选中心距、齿轮螺旋角之后，可根据预选确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配齿轮的齿数。 3.6.1 一档斜齿轮齿数的确定 （1）由于斜齿轮两啮合齿轮齿数和有如下关系： (3-12) 式中： ——和的齿数和。 由于初选，得 ，取。 由进行大小齿轮齿数分配，取,。 （2）对中心距进行修正 (3-13) 得 取。 （3）由传动比公式得出齿轮1、2齿数比： (3-14) 。 （4）由中心距公式 (3-15) 得到 则计算齿轮1、2齿数，取圆整得： ，。 （5）修正 (3-16) ，合格。 （6）修正螺旋角 由 (3-17) 得 若修正齿轮9、10的螺旋角，变速器挂入一档时，中间轴上轴向力会偏大，难以中和，影响变速箱正常运转，故将齿轮9、10采用变位齿轮，具体参数计算见后。 3.6.2 二档斜齿轮齿数的确定 （1）由二档传动比可知齿轮7、8齿数比： （3-18） 得到齿数比 （2）由中心距公式求出齿轮7、8齿数： (3-19) ； 则计算齿轮7、8齿数，取圆整得： ，； （3）修正 (3-20) ； ，合格。 （4）修正 (3-21) （5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-22） 其中 ； ； 则得到结果： 两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。 3.6.3 三档齿轮齿数的确定 （1）由二档传动比可知齿轮5、6齿数比： （3-23） 得到齿数比 （2）由中心距公式求出齿轮5、6齿数： (3-24) ； 则计算齿轮5、6齿数，取圆整得： ，； （3）修正 (3-25) ； ，合格。 （4）修正 (3-26) （5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-27） 其中 ； ； 则得到结果： ， 两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。 3.6.4 五档齿轮齿数的确定 （1）由二档传动比可知齿轮3、4齿数比： （3-28） 得到齿数比 （2）由中心距公式求出齿轮3、4齿数： (3-29) ； 则计算齿轮3、4齿数，取圆整得： ，； （3）修正 (3-30) ； 合格。 （4）修正 (3-31) （5）从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式： （3-32） 其中 ； ； 则得到结果： ， 两者相差不大，近似认为轴向力平衡，合格。 一档齿轮的尺寸 一档： 一档实际传动比： 二档齿轮的尺寸： 二档： 二档实际传动比： 三档齿轮的尺寸： 三档： 三档实际传动比： 四档齿轮的尺寸： 四档： 五档齿轮的尺寸： 五档： 五档实际传动比： 中间轴倒档齿轮尺寸： hA=hA*mn=12.5=2.5mm hf=(hA*+cx) mn=1.253=3.75mm 倒档惰轮尺寸： hA=hA*mn=13=3mm hf=(hA*+cx) mn=1.253=3.75mm 输出轴倒档齿轮尺寸： hA=hA*mn=13.5=3.5mm hf=(hA*+cx) mn=1.253.5=4.375mm 倒档实际传动比： 3.6.5 确定倒档传动比 倒档齿轮的模数往往与一档相近，为保证中间轴倒档齿轮不发生根切，初选，倒档齿轮一般在21～33之间选择。初选。 根据中间轴和输出轴的中心距A=145mm，那么 (3-33) 代入数字圆整后可求得。 修正倒档传动比： 为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，所以有 （1）中间轴与倒档轴之间的中心距 (3-34) 取 修正角： （2）第二轴与倒档轴之间的中心距 (3-35) 取。 则有 。 齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间的间隙 。 所以齿轮能正常啮合且不发生运动干涉。修正后各档的传动比为： ， ，，，，。 3.7 齿轮精度选择 根据推荐，提高高档位齿轮的性能，所有齿轮均采用8级斜齿轮。 3.8 齿轮螺旋方向 由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平衡。关于螺旋角的方向，第一轴齿轮采用左旋，二轴除倒档齿轮外均左旋。这样可使第一、二轴所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。中间轴齿轮全部采用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可互相抵消一部分。 第4章 变速器各挡齿轮的校核 4.1 齿轮弯曲应力计算 齿轮弯曲应力的计算，有以下公式： 直齿： （4-1） 斜齿： （4-2） 式中：——弯曲应力（）； ——计算载荷（）； ——齿宽系数； ——应力集中系数，直齿轮，斜齿轮； ——重合度影响系数，主动齿轮，从动齿轮； ——重合度影响系数， ； ——齿形系数，如图4.1所示； ——当量齿数，。 图4.1 齿形系数图 4.1.1 一轴常啮合齿轮的弯曲应力校核 由最大转矩和效率可得齿轮上所受转矩： 又由已知参数： ，，，，，； 求出齿轮1所受切向力为： 得到齿轮1弯曲应力： 由于齿轮选用的材料为20CRmnTi，由《机械设计手册》查得，，齿轮1弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.2 中间轴常啮合齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮2弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 二轴四档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮3弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.3 中间轴四档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮4弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.4 二轴三档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮5弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.5 中间轴三档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮6弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.6 二轴二档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮7弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.7 中间轴二档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮8弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.8 二轴一档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮9弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.9 中间轴一档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮10弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.10 二轴倒档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮11弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.11 中间轴倒档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮12弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.1.12 倒档轴倒档齿轮的弯曲应力校核 ，，，，，； 齿轮13弯曲应力在合理范围内，则弯曲强度合格。 4.2 齿轮接触应力计算 斜齿接触应力计算公式： （4-3） （4-4） 式中：F——齿面上的法向力； E——齿轮材料的弹性模量，取2.1×10mpA； b——齿轮接触实际宽度； D——节圆直径； 、——主、从动齿轮节点处的曲率半径， 斜齿轮有： （4-5） （4-6） 4.2.1 一轴常啮合齿轮的接触应力校核 有已知参数可得： ， 齿轮1上齿面法向力为： 得到主从齿轮在节点处的曲率半径： 得出齿轮1齿面接触强度为: 根据齿轮选用的材料为20CRmnTi，《机械设计手册》查得， ， 齿轮1接触应力在合理范围内，则齿轮2接触强度合格。 4.2.2 中间轴常啮合齿轮的接触应力校核 ， 齿轮2接触应力在合理范围内，则齿轮2接触强度合格。 4.2.3 二轴四档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮3接触应力在合理范围内，则齿轮3接触强度合格。 4.2.4 中间轴四档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮4接触应力在合理范围内，则齿轮4接触强度合格。 4.2.5 二轴三档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮5接触应力在合理范围内，则齿轮5接触强度合格。 4.2.6 中间轴三档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮6接触应力在合理范围内，则齿轮6接触强度合格。 4.2.7 二轴二档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮7接触应力在合理范围内，则齿轮7接触强度合格。 4.2.8 中间轴二档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮8接触应力在合理范围内，则齿轮8接触强度合格。 4.2.9 二轴一档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮9接触应力在合理范围内，则齿轮9接触强度合格。 4.2.10 中间轴一档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮10接触应力在合理范围内，则齿轮10接触强度合格。 4.2.11 二轴倒档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮11接触应力在合理范围内，则齿轮11接触强度合格。 4.2.12 中间轴倒档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮12接触应力在合理范围内，则齿轮12接触强度合格。 4.2.13 倒档轴倒档齿轮的接触应力校核 ， 齿轮13接触应力在合理范围内，则齿轮13接触强度合格。 变速器轴的设计计算 4.3 轴的功用及设计要求 变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩，因此，要求变速