法士特12JS90t重型卡車12檔汽車變速器設計論文

哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 1- 第 1 章 緒 論 1.1 汽車變速器概述 變速器用于 改 變發(fā)動機曲軸的轉矩和轉速，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行駛條件下， 滿足 驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。 隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，今后要求汽車車型的多樣化、個性化 、智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢。 但變速器設計一直是汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一，它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速， 同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作 。 因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標。 變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只 靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離。 變速器的結構 除了對 汽車的動力性、經(jīng)濟性 有影響同時對汽車 操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋 安全裝置， 其他結構措施，可使操縱可靠，不 產(chǎn)生 跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋 輕便，無沖擊及噪聲；采用 斜齒輪 、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、 噪聲低， 不同的傳動比 還可以使在其不同路面提高汽車的動力性和經(jīng)濟性，使汽車和發(fā)動機有良好的匹配性。 1.2 汽車變速器設計的目的和意義 現(xiàn)代汽車上廣泛采用 往復活塞式 內(nèi)燃機作為動力源， 它具有相當多的優(yōu)點，如體積小，質量輕，工作可靠，使用方便等。但 其轉矩和轉速的變化范圍很小，而復雜的使用條件要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化 。如在坡道上行駛時，所需的牽引力往往是發(fā)動機所能提供的牽引力的數(shù)倍。而且一般發(fā)動機如果直接與車輪相連，其輸出轉速換算到對應的汽車車速上，將達到現(xiàn)代汽車極限速度的數(shù)倍。 為解決這一矛盾， 在傳動系統(tǒng)中設置了變速器， 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 2- 和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度應能在很大范圍內(nèi)變化。內(nèi)燃機曲軸轉速變化范圍都較小，遠遠滿足不了車速應在很大范圍內(nèi)變化地要求，所以變速器應在較大范圍內(nèi)改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小， 以適應經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使 在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷 動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進行動力輸出。 1.3 汽車變速器現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。而 自動變速器技術得到了迅速發(fā)展。 目前，國內(nèi)變速器廠商都向著無級變速器和自動變速器方向發(fā)展，國內(nèi)現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應用上無級變速器，而重型多擋位汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。 無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器 (Continuously Variable Transmission 簡稱 CVT) 。 這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進行變速傳動。無級變速器結構比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化 在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。這是汽車的無奈和缺憾。但是 ,人們始終沒有放棄尋找實現(xiàn)理想汽車變速器的努力 ,各大汽車廠商對無級變速器 (CVT)表現(xiàn)了極大的熱情，極度重視 CVT 在汽車領域的實用化進程。這是 世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標。在今后 ， 摩擦傳動 CVT； 液力傳動 ； 電控機械式自動變速器 (Automated Mechanical Transmission 簡稱 AMT)； 齒輪無級變速器（ Gear Continuously Variable Transmission）是圍繞著汽車變速箱四個主要的研究方向。 齒輪無級變速器（ Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設計思想，是利用齒輪傳動實現(xiàn)高效率、大功率的無級變速傳動。 據(jù)最新消息：一種 齒輪無級變速裝置 (Gear Continuously Variable Transmission 簡稱 G-CVT)已經(jīng)試制成功，并已經(jīng)進行了多次樣機試驗。 齒輪無級變速裝置 結構相當簡單，只有不足 20 種非標零件， 51 個零件，生產(chǎn)成本甚至低于手動變速箱。預計今年進行裝車試驗。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 3- 齒輪無級變速器的優(yōu)勢表現(xiàn)為 ： (1) 傳 動 功 率 大 200KW 的 傳 動 功 率 是 很 容 易 達 到 的 ； （ 2） 傳動效 率高 ， 90%以上的傳動效率是很容易達到的； (3) 結構簡單，大幅度降低生產(chǎn)成本，相當于自動變速箱的 1/10； (4) 對汽車而言，提高傳動效率，節(jié)油 20%； （ 5） 發(fā)動機在理想狀態(tài)下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減少了對環(huán) 境的破壞 1.4 變速器的特點和設計要求及內(nèi)容 在本次設計中，由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設計， ， 在給定的發(fā)動機最大轉矩、轉速及最高車速、發(fā)動機標定功率等條件下，主要完成變速器機構的設計，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。 在 本 設計中 綜合 參考了 三軸式 六檔變速器 和法士特 公司 12JS90T 類型的重型貨車的變速 器。主要設計 是 帶有主副變速箱的三軸式 十二 檔變速 器 。，主箱 是三軸式 六檔 的變速器，齒輪全部為斜齒輪，采用慣性鎖環(huán)式同步器，最高檔位為直接檔 1。副箱采用一 對 直接檔齒輪傳動和一對減速檔齒輪傳動并采用鎖銷式同步器來改變傳動比 。 從而使掛入副箱減速檔時或得 通過減速齒輪后的六個減速檔位。 對于變速器的要求： （ 1） 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 （ 2） 設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸 。 （ 3） 設置倒檔，使汽車能到推行駛。 （ 4） 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 (5） 換擋迅速、省力、方便。工作可靠。 （ 6） 汽車行駛過程中 ，變速器不得有跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 (7) 變速器應當有高的工作效率。 (8) 變速器的工作噪聲要低。 除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求，滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標。 變速器設計的主要內(nèi)容： 本次設計主要是依據(jù) 給定的重型貨車 有關參數(shù)，通過 對 變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動 12 檔 變速器。本文主要完成下面一些主要工作： 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 4- 1、參數(shù)計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各檔 齒輪齒數(shù)的分配； 2、變速器齒輪設計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗； 3、變速器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析； 4、變速器軸承的選擇及校核； 5、同步器的設計選用和參數(shù)選擇； 6、變速器操縱機構的設計選用； 7、變速器箱體的 結構設計 設計。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 5- 第 2 章 變速 器結構方案的確定 2.1 汽車 主要技術參數(shù) 型號 法士特 12JS90t 發(fā)動機額定功率 (kw) 180 外廓尺寸 (mm)(長 寬 高 ) 8295 2500 9000 發(fā)動機最大扭矩 (N.m) (3000 3500r/min) 540 輪距 (前 )(mm) 2025 滿載軸荷 前 (kg) 10000 輪距 (后 )(mm) 1870 后 (kg) 15000 軸距 (mm) 前 -中（ 3900） 中 -后（ 1300） 主減速器減速比 7.15. 最高車速 (km/h) 85 載質量 (kg) 15000 最大爬坡度 (%) 17 整車整備質量 (kg) 10000 輪胎規(guī)格 315/80R 22.5 滿載總重 (kg) 25000 2.2 變速器傳動機構分析和 方案的設計 目前，汽車上采用的變速器結構形式是多種多樣的，這是由于各國汽車的使用、制造、修理等條件不同，也是由于各種類型汽車的使用要求不同所決定的。盡管如此，一般變速器的結構形式，仍具有很多共同點。各種機構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨主觀和客觀條件的變化而變化。 機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本 低 和工作可 靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。 機械式 變速器，具有高的傳動效率（ =0.96 0.98），因此在 各類車上得到廣泛的應用 。 通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進擋；重型載貨汽車和重型越野車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多大 6 16 個甚至 20 個。變速器擋位的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟性和平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但擋位數(shù)的增多也使變速器的尺寸及質量增大，結構復雜，制造成本提高，操縱也復雜。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在良好的路面和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于 1（約為 0.7 0.8）的超速擋，可充分地利用發(fā)動 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 6- 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。 機械式 變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括齒輪副 的 數(shù)目、齒輪的 轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 綜上所述，由于 本次設計的為重型貨車變速器 ， 布置形式采用發(fā)動機 前置后輪驅動， 變速器 布置的 空間較 大 ，對變速器的 結構 要求較高，要求運行時 噪聲 要 小， 故選用 三 軸 十 二檔 變速 檔，并且六檔為直接檔 1 2.2.1 兩軸式變速器 和 中間軸式 變速器的特點分析 機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸 式變速器和 中間軸式變速器。 其 中 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結構限制其一檔速比不能設計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體 ，發(fā)動機縱置時直接輸出動力。 而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。 對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同。而傳動系的檔位數(shù)與汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性有著密切的聯(lián)系。就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā) 揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低 了油耗。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運輸成 本 。不過，增加檔數(shù)會使變速器機構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。 2.2.2 倒擋布置方案分析 倒檔齒輪的結構及其軸的位置，應與變速器的整體結構方案同時考慮。在結構布置上，要注意在不掛入倒檔時，不能與第二軸齒輪有嚙合情況。換 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 7- 倒檔時能順利換入倒檔，而不和其它齒輪發(fā)生干涉。 與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下 實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。 圖 2-2 倒擋布置方案 Figure 2 -2 reverse gear layout program 圖 2-2 為常見的倒擋布置方案。圖 2-2b所示 方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖 2-2c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖 2-2d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 2-2c所示方案。圖 2-2e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 2-2f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 2-2g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上 蓋中的操縱機構復雜一些。 綜上所述本次設計選擇第 6 種倒擋布置方案。 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檔與倒擋，都應當布置在靠近軸的支承處，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 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 8- 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，然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，與此同時在一擋工 作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。 除此以外，倒 擋的中間齒輪位于變速器的左側或右側對倒擋軸的受力狀況有影響，與此同時 為防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意 2.2.3 傳動機構布置 其他問題 的分析 各檔齒輪在變速器中的位置安排，應考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以較小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。變速器齒輪主要是因接觸應力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高檔齒輪安排在離兩支撐較遠處較好。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角 較小，故齒輪的偏載也小。 在三軸式變速器中，普遍采用具有直接檔的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的檔位設計成直接檔。 能夠更充分的利用發(fā)動機的功率，使汽車行駛 時 所需發(fā)動機曲軸的總轉數(shù)減少，因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗。 2.3 變速器 零部件結構方案 的 分析 2.3.1 齒輪形式 變速器齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時工藝復雜，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檔和倒擋 。 在本次設計中由于是十二檔位的多擋變速器，考慮到斜齒輪的工作可靠和其他優(yōu)點所以全部齒輪采用斜齒輪傳動。 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 b （圖 2.3）影響齒輪強度 6。要求尺寸 b 應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪 轂部分的寬度尺寸 C ， 在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求 ： 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 9- 2)4.12.1( dC （ 2.1） 式中： 2d 花鍵內(nèi)徑。 為了減小質量，輪輻處厚度 應在滿足強度條件下設計得薄些。圖 2.3 中的尺寸 1D 可取為花鍵內(nèi)徑的 1.25 1.40倍。 圖 2.3 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在 40.080.0aa RRm 范圍內(nèi)選用。 由于采用花鍵連接會降低齒輪的 強度，同時影響齒輪在軸上的竄動引起齒輪的定位不準。所以本次設計對于中間軸采用與齒輪制成一體以防止齒輪因軸向力而產(chǎn)生的竄動。 要求齒輪制造精度不低于 7 級 2.3.2 變速器軸 變速器在工作是承受力扭矩、彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的鋼的不足，在負荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正 常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。這一點很重要，與其它零件的設計不同。 設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結構形狀，軸直徑、長度、軸的強的和剛度，軸上花鍵型式和尺寸。 軸的結構主要依據(jù)變速器結構布置的要求，并考慮加工工藝，裝配工藝而最后確定。 2.3.3 變速器軸承的選擇 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 10- 變速器軸承常采用 深溝球軸承、 圓柱滾子軸 承 圓錐滾子軸承、 滾針軸承、滑動軸套等等。 滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方 5。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因 而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。由于本設計的變速器為 三軸式 變速器， 變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用 深溝球軸承 ，用來承受軸向力和徑向力。 根據(jù)載貨汽車的軸承承受高扭矩和高負荷且有一定軸向力故 中間軸 前、后軸承，按直徑系列一般選用 圓柱滾子軸承 或圓錐滾子軸承 。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6 20mm9。 2.3.4 換檔機構 目前汽車上的機械式變速器采用的換檔結構形式有三種： 1. 滑動齒輪換檔：通常是采用滑動直齒輪進行換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的。滑動直齒輪換檔的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔使齒面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在倒檔上。 2. 嚙合套換檔：用接合套換檔，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的結合齒，用來與嚙合套向嚙合。這種結構具有斜齒輪的傳動優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換檔時沖擊力集中在 1-2 個輪齒上的缺陷。因為在換檔時，有嚙合套以及相嚙合的結合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和結合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。 3. 同步器換檔：現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕結合齒在換檔時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經(jīng)濟性和縮短換檔時間等優(yōu)點，從而改善了汽車的加速性，經(jīng)濟性和山區(qū)行使的安全性。其缺點是零件增多，結構復雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近年來由于同步器的 廣泛使用，受命問題已解決。 上述三種換檔方案，可同時用在同一變速器中的不同檔位上。一般考慮原則是不常用的倒檔和一檔采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 11- 對于常用的檔位則采用同步器或嚙合套。 2.3.5 防止自動脫擋的結構 設計 自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種： 1、 將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖 2.4a 所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的 1 3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。 2、 將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?0.3 0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫擋，如圖 2.4b所示。 3、 將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜 2。 3。 ），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力，如圖 2.4c 所示。這種方案比較有效，應用較多。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。 圖 2-1防止自動脫擋的機構措施 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 12- 圖 2-2防止自動脫擋的機構措施 圖 2-3防止自動脫擋的機構措施 2.4 本章小結 本章 首先先確定了設計變速器所需的汽車主要參數(shù)以及 傳動機構形式的選擇并 依據(jù)變速器幾種常見的傳動機構布置方案，對兩軸式和中間軸式的變速器的結構特點作了簡要說明，分析了各種方案的優(yōu)缺點，同時介紹了幾種常見的 倒擋機構布置方案， 闡述了各種方案的優(yōu)缺點并對倒檔布置形式做出了選擇 。在 變速器 零部件的 結構 選擇部分 中 ，對變速器齒輪、 軸、 換擋機構的形式和變速器防止自動脫擋的結構進行了分析和說明。最后結合本次設計所依據(jù)車輛的主要技術參數(shù)，選擇了本設 計的傳動機構布置方案和零、部件的結構形式，作為以后 變速器 設計的基礎。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 13- 第 3 章 變速器 齒輪參數(shù)選擇及 齒數(shù)分配 3.1 變速器 擋數(shù)和 傳動比的確定 3.11 主減速比的確定 0377.0 iirnuga （ 3.1） 式中： au 汽車行駛速度 （ km/h）； n 發(fā)動機轉速 （ r/min）； r 車輪滾動半徑 （ m）； gi 變速器傳動比 ； 0i 主減速器傳動比。 已知：最高車速maxau=maxav=190 km/h；最高檔為超速檔，傳動比gi=0.85；車輪滾動半徑由所選用 的輪胎規(guī)格 185/60R14S 得到 r =29(mm)； 發(fā)動機轉速n = pn =5800（ r/min）；由公式（ 3.1） 得到主減速器傳動比計算公式 ： 15.7185 3000538.0377.0377.00 ag uinri 3.1.2 變速器最低擋傳動比的確定 在選擇最低擋傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、 汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮 來 確定。 汽車爬坡時車速 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 10。故有 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 14- m axm axm ax01m ax s i nc o s mgfmgr iiTrTge 則由最大爬坡度要求的變速器 1 擋傳動比為 ： Terg iT rfmgi 0m a xm a xm a x1 )s inc o s( (3.1) 式中： m 汽車總質量 ， 25000m Kg； g 重力加速度 ， 8.9g m/s2； f 道路附著系數(shù) ， 02.0f ； r 驅動車輪的滾動半徑 ， 538rr mm； maxeT 發(fā)動機最大轉矩 ， 540max eTNm 0i 主減速比 ， 15.70 i； T 汽車傳動系的傳動效率 ， 96.0T 。 將各數(shù)據(jù)代入式 (3.1)中得 ： 67.496.015.7540538.0)17s in17c o s6.0(8.92 5 0 0 0)s inc o s(0m a xm a xm a x1Terg iTrfmgi 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件 ： 201m ax Gr iiTrTge 可求得變速器一擋傳動比為 ： Terg iT rGi 0max21 (3.2) 式中 ： 2G 汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷， 150002 G Kg； 道路的附著系數(shù)，計算時取 5.0 6.0 ； 其他參數(shù)同式 (3.1)。 將各數(shù)據(jù)代入式 (3.2)得 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 15- 6.1396.015.7540538.06.08.91 5 0 0 00m a x21Terg iTrGi 通過以上計算可得到 4.671gi 13.6， 在本設計中，取 836.71 gi。 3.1.3 變速器擋數(shù)和傳動比范圍的確定 變速器的檔位數(shù)根據(jù)不 同種類車的用途以及 為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 4 5 個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔。商用車變速器采用 4 5 個檔或多檔。載質量在2.0 3.5t 的貨車采用五檔變速器，載質量在 4.0 8.0t 的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。 檔數(shù)選擇的要求： 1、相鄰檔位之間的傳動比比值在 1.8 以下。 2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此， 本次 設計的 重型貨車 變速器為 12 檔變速器。 3.1.4 變速器其他 各擋傳動比的確定 變速器的擋為直接擋，其傳動比為 1.0，中間擋的傳動比理論上按公比1 11m inm a x ngngnggiiiiq (其中 n 為擋位數(shù) )的幾何級數(shù)排列，實際上與理論值略有出入。將各數(shù)代入式中得 ： 509.11836.7 q 則變速器其他各擋的傳動比為 281.2509.1836.7441.3509.1836.7192.5509.1836.73314221312qiiqiiqiigggggg 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 16- 1509.1836.7511.1509.1836.755164415qiiqiigggg 由 于副變速箱減速檔齒輪的傳動比為主箱五檔傳動比 1.511 所以其余六檔傳動比為： 19.5511.1836.7845.7511.1836.784.11511.1836.7987gggiii 5 1 1.15 1 1.18 3 6.728.25 1 1.18 3 6.744.35 1 1.18 3 6.7121110gggiii 3.2 中心距的確定 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A ；它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響 殼體的強度考慮，要求中心距取大些。還有，變速器中心 距 取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞 11。 中間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，經(jīng)驗公式為 31m ax ggeA iTKA (3.3) 式中 ： AK 中心距系數(shù)，乘用車 ： 3.99.8 K A ， 商用車： 6.96.8 K A ； maxeT 發(fā)動機的最大轉矩 (Nm) ； 1gi 變速器一擋傳動比； g 變速器的傳動效率，取 96%。 將各數(shù)代入式 (3.3)中得 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 17- 33 1m ax96.0836.75406.96.8 iTKA ggeA =137.22153.2mm 故可初選中心距 153A mm。 3.3 變速器齒輪參數(shù)的選擇 3.3.1 模數(shù) 和齒寬選擇 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 變速器齒輪法向 模數(shù) 由下表給出 車 型 轎車 貨車 微型轎車 中級轎車 中型貨車 重 型貨車 模數(shù)nm/mm 2.25 2.75 2.75 3.00 3.50 4.50 4.50 6.00 本次設計的為重型貨車故選取模數(shù)為 m=4 齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求。通?？梢愿鶕?jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬 b。 ncmkb 式中：ck 齒寬系數(shù)，直齒輪取 0.74.4 kc ， 斜齒輪取 6.80.7 kc ； nm 法面模數(shù) 。 3.3.2 齒形、壓力角及螺旋角 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。變速器齒輪用 20, 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用 30 。 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意它對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度 著眼，應選用較大螺旋角。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 18- 斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消 (但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的 )，而此時 第二軸則沒有軸向力作用。 根據(jù)圖 3.1 可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件 111 tan na FF ；222 tan na FF （ 4-1） 由于 T=2211 rFrF nn ， 為使兩軸向力平衡，必須滿足 2121tantan rr （ 4-2） 式中， Fa1， Fa2 為軸向力， Fn1， Fn2 為圓周力 ， r1， r2 為節(jié)圓半徑； T 為中間軸傳遞的轉矩。 圖 3.1 中間軸軸向力的平衡 最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 兩軸式變速器為 ： 20 30 中間軸式變速器為 ： 22 34 貨車變速器： 18 34 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 19- 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表 3.2選取。 表 3.2 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 5.14 ， 15 ， 16 ， 5.16 25 45 一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 20 18 26 重型車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 低擋、倒擋齒輪 5.22 ，25 小螺旋角 3.3.3 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.75 0.80 的短齒制齒輪。我國規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為 1.00。 3.3.4 齒 輪的修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正的方法有三種： 1.加工時改變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變位； 2.改變刀具的原始齒廓參數(shù)； 3 改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的 變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 20- 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙 合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總厚度 越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 3.4 變速器外形尺寸的初選 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。 影響變速器殼體軸向尺寸的有變速器的擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。實際初可根據(jù)中心距離 A 的尺寸參照下列關系初選。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸為 A 4.30.3 。 商用車變速器的軸向尺寸為 ： 四擋 A 7.22.2 ：五擋 A 0.37.2 ；六擋 A 5.32.3 。 本設計主變速器軸向尺為 5.5356.489153)5.32.3()5.32.3( A mm。 變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 3.5 變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選了變速器的擋位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的結構方案簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數(shù)進行分配。所設計的變速 器的傳動簡圖如圖 3.3 所示。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 21- 圖 3-3 中間軸式六檔變速器傳動方案 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 初選螺旋角 221211 已知一擋傳動比1gi，且 1211121 zzzzig 為了 確定 的齒數(shù)，先求齒數(shù)和z 直齒輪： mAz 2 (3.4) 斜齒輪： nmAz 1211cos2 (3.5) 由于一擋齒輪為斜齒輪，故可用式 (3.5)計算。代入數(shù)據(jù)后得 714 22c o s1532c o s2 1211 nmAz 計算后應取z為整數(shù)，然后再進行大、小齒輪齒數(shù)的分配，中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸和齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。為避免根切、增加強度，一擋小齒輪應為變位齒 輪。貨車中間軸式變速器一擋 齒輪最小齒數(shù)為 1217； 轎車 傳動比8.35.31 ig 時， 中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在 171512 z 之間選取 。小齒輪選定后可求得大齒輪齒數(shù)。選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不是相配齒輪和為 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 22- 偶數(shù)，以減小大，小齒輪的齒數(shù)公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。 則可取 ： 71z 取一擋小齒輪齒數(shù) 1411z 3.5.2 對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和z后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的z和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距 A ， 再以修正后的中心距 A 作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故中心距變?yōu)?15.15322c o s2471c o s2 12111211 nmzzAmm 對中 心距進行取整，取中心距 153A mm。 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對一擋齒輪進行變位。中心距變動系數(shù)為 ： 04.0 m AAy 嚙合角為 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 查變位系數(shù)線圖得 ： 變位系數(shù)之和為 ： 0x 而齒輪齒數(shù)比為 ： 41457 u 故可以分配變位系數(shù)得 16.011 x ， 16.012 x 。 根據(jù)所確定的齒數(shù)， 一擋 齒輪精確的螺旋角的值為 5714711112 zzz 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 23- 22153245714a r c c o s2a r c c o s 12111211 Amzz n 3.5.3 確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 由式1211121 zzzzig 得 1211112 zzizz g 因常嚙合齒輪副與 1 擋齒輪副以及其它各擋齒輪副的中心距相同，故由式 (3.5)可得 nmAzz 2121c o s2 71422c o s1532c o s2924.15714836.721211211112ngmAzzzzizz 聯(lián)立求解并將 1z 、 2z 取整數(shù)后得 ： 241 z ， 472 z 836.71457244787121 zzzzi g 11 gg ii 故齒輪齒數(shù)不需調整。 15.15322c o s2471c o s2 2121 nmzzAmm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對 常嚙合 齒輪進行角度變 位。中心距變動系數(shù)為 ： 04.0 m AAy 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 24- 嚙合角為 ： 938.020c o s153 15.153c o sc o s AA 20 查變位系數(shù)線圖得 ： 變位系數(shù)之和為 ： 0x 而齒輪齒數(shù)比為 ： 958.12447 u 故可以分配變位系數(shù)得 12.01 x ， 12.02 x 。 22153244724a r c c o s2a r c c o s 2121 Amzz n 3.5.4 確定其他各擋齒輪的齒數(shù) （ 1）確定 二擋齒輪為斜齒輪，則有 ： 65.24724192.5212109 zzizz g 71422c o s1532c o s2 109109 nmAzz 聯(lián)立求解，并對齒數(shù)取整后得 ： 209 z ， 5010 z 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力 10921 2109 21 1ta nta n zzzz z 中心距為 ： 15.15322c o s245120c o s2 109109 nmzzA mm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對 二 擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數(shù)為 ： 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 25- 04.04 15315.153 nmAAy 嚙合角為 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 變位系數(shù)之和為 ： 0x 齒輪齒數(shù)比為 ： 55.22051 u 變位系數(shù)可分配為 ： 1.09 x， 1.010 x。 （ 2） 確定三擋齒輪的齒 ： 三擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有 ： 21387 zzizz g nmAzz 8787c o s2 由平衡中間軸上兩 工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式 ： 8721 287 21 1ta nta n zzzz z 求解上述三式，取整得 ： 267 z， 458 z， 2287。 441.34526244787123 zzzzi g 33 gg ii 故齒輪齒數(shù)不需調整。 15.15322c o s2471c o s2 4343 nmzzAmm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對三擋齒輪進行角度變位。中心距變 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 26- 動系數(shù)為 ： 04.0 m AAy 嚙合角為 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 查變位系數(shù)線圖得 ： 變位系數(shù)之和為 ： 0x 而齒輪齒數(shù)比為 ： 73.12645 u 故可以分配變位系數(shù)得 ： 15.03 x， 15.04 x 。 （ 3） 確定 四 擋齒輪的齒數(shù) 五 擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有 21565 zzizz g nmAzz 6565c o s2 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式 6521 265 21 1ta nta n zzzz z 求解上述三式，取整得 335 z， 386 z， 2265。 28.233382447109124 zzzzi g 44 gg ii 故齒輪齒數(shù)不需調整。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 27- 15.15322c o s2471c o s2 6565 nmzzAmm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對五擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數(shù)為 ： 04.0 m AAy 嚙合角為 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 查變位系數(shù)線圖得 ： 變位系數(shù)之和為 ： 0x 而齒輪齒數(shù)比為 ： 15.13338 u 故可以分配變位系數(shù)得 ： 25.09 x， 25.010 x。 （ 4） 確定五擋齒輪的齒數(shù) 五擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有 21543 zzizz g nmAzz 4343c o s2 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式 ： 4321 243 21 1ta nta n zzzz z 求解上述三式，取整得 ： 403 z， 314 z ， 2243。 511.14031244743125 zzzzi g 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 28- 55 gg ii 故齒輪齒數(shù)不需調整。 15.15322c o s2471c o s2 4343 nmzzAmm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對五擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數(shù)為 04.0 m AAy 嚙合角為 ： 938.020c o s15.153 153c o sc o s AA 20 查變位系數(shù)線圖得 ： 變位系數(shù)之和為 ： 0x 而齒輪齒數(shù)比為 ： 775.04031 u 故可以分配變位系數(shù)得 : 05.09 x， 05.010 x。 （ 5） 倒擋齒輪的設計和齒數(shù)確定 通常 1擋與倒擋齒輪選用同一模數(shù)，故倒擋齒輪的模數(shù)可以取為 2.25。取倒擋中間齒輪 13的齒數(shù)取 2314 z 。中間軸倒擋齒輪的齒數(shù)取為 1315 z，倒擋時的傳動比為 97.7Ri 。 98.71415151612 zzzzzzi R 第二軸倒擋齒輪的齒數(shù)為 : 5316 z。 倒擋軸與中間軸的中心距為 : 75.63225.2331321514 nmzzA mm 倒擋軸與第二軸的中心距為 : 16424532321615 nmzzAmm 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 29- 3.6 本章小結 本章主要 是對 各檔擋數(shù)傳動比進行設計，并對 齒輪齒數(shù)進行分配、確定中心距 ，修正中心距 。在確定完傳動 方案后，開始進行齒輪各參數(shù)的選擇以及齒輪齒形和齒數(shù)的計算，為 后續(xù)章節(jié)的 設計打下基礎。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 30- 第 4 章 變速器軸和軸承的設計計算 4.1 變速器軸的軸徑和軸長 設計計算 變速器在工作時承受著轉矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。設計變速器軸時，其剛度大小應以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調。 變速器第二軸與中間軸的最大直徑 d 可根據(jù)中心距按以下公式初選 Ad 60.045.0 則 15360.045.0 60.045.0 Ad =68.85 91.8mm 故可取第二軸的最大直徑max2d=70mm， 中間軸的最大直徑max中d=70mm。 第一軸花鍵部分的直徑可根據(jù)發(fā)動機的最大轉矩maxeT(Nm) 按下式初選 ： 3m ax6.44 eTd 則 33 m a x5406.446.44 eTd =32.25 37.45mm 故可取第一軸花鍵部分的直徑為 36mm。 變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關系初選： 中間軸 18.016.0 ld 389438l mm 故中間軸可初選為 438mm。 第二軸 21.016.0m ax2 ld 333438l mm 故第二軸的長度可初選為 438mm 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 31- 軸徑 的選擇 還需根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標準以及軸的剛度和強度驗算結果進行修正。 4.2 計算變速器各軸的扭矩和轉速 已知發(fā)動機的最 大 的轉矩為 540Nm ，轉速為 12001400r/min；離合器的傳動效率為 0.98，齒輪傳動效率為 0.99，軸承 的傳動效率為 0.96。通過計算可得到各軸的轉矩和轉速。 一軸 2.52998.0540m ax1 離eTT Nm 14001 nn r/min 中間軸 9.98424/4799.096.02.5292112 iTT 齒承 Nm 8.71447/241 4 0 02112 inn r/min 二軸 （ 1）掛 1擋時 05.381114/5799.096.09.9848723 iTT 齒承 Nm 56.17557/148.7148723 innr/min （ 2）掛 2擋時 92.238620/5199.096.09.9846523 iTT 齒承 Nm 3.28050/208.7146523 innr/min （ 3）掛 3擋時 08.162026/4599.096.09.9844323 iTT 齒承 Nm 9.41245/268.7144323 innr/min （ 4）掛 4擋時 87.10773 TNm 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 32- 74.6203 nr/min （ 5）掛 5擋時 43.72540/3199.096.09.98410923 iTT 齒承 Nm 32.92231/408.71410923 innr/min （ 5）掛 6擋時 2.52924/4799.096.09.98410923 iTT 齒承 Nm 140031/408.71410923 innr/min 4.3 變速器軸的強度計算 如圖 5.1 所示，根據(jù)軸的受力，取第一軸裝軸承處的直徑為 25mm，第二軸裝軸承處的直徑為 35mm，中間軸裝軸承處的直徑 為 55mm； 2001 a mm，351b mm， 353 a mm， 1253 b mm， 3504 a mm， 1254 b mm， 360c mm。 圖 5.1 齒輪和軸上的受力簡圖 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 33- 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： 4.3.1 齒輪和軸上的受力計算 根據(jù)受力簡圖 5.1，可計算出變速器的齒輪和軸上的作用力 。 第一軸 ： 9.10176104 10002.52922111 dTF tN 399522c o s104100020t a n2.5292c o st a n2111 d TF rN 7.4111104100022t a n2.5292t a n2111 dTF a N 中間軸 ： 9703203 10009.98422222 dTF t 2.423322c o s203 100022t a n9.9842c o st a n2222 d TF rN 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 34- 3920203100022t a n9.9842t a n2222 dTF a N 3 2 8 3 060 1 0 0 09.98422333 dTF tN 7.1289422c o s60100020t a n9.9842c o st a n2333 d TF rN 6.221060100022t a n9.9842t a n2333 dTF a N 第二軸 ： 1.30984246 100005.381122444 dTF tN 6.1216722c o s246100020t a n05.38112c o st a n2444 d TF rN 4.12518246100022t a n05.38112t a n2444 dTF a N 4.3.2 軸的強度計算 在進行軸的強度和剛度驗算時，欲求三軸式變速器第一軸的支承反力，必須先求出第二軸的支承反力。應當對每個擋位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為擋位不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點也有變化。驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉矩為發(fā)動機的最大轉矩maxeT。 1、求第二軸支反力 （ 1）在垂直平面內(nèi)的支反力 由 0 AM 得 022 44441144144 dFbaBdFbaFbF acarr 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 35-1 2 5 1 821047.411113035039951306.1 2 1 6 72244441144144badFdFbaFbFBaarrc =4527.9N 由 0Z 得 9.452739956.1 2 1 6 7 14 crrc BFFA =11631.7N （ 2）在水平面內(nèi)的支反力 由 0 AM 得 04444144 baBbaFbF stt 1303501303509.1 0 1 7 61301.3 0 9 8 44444144babaFbFB tts = 1785.3N 3.17859.101761.30984 14 stts BFFA =19021.9N 2、求第一軸支反力 041 rrcc FFAC 7.116316.121673995 41 crrc AFFC =3459.1N 041 ttss FFAC 1.3 0 9 8 49.1 0 1 7 69.1 9 0 2 1 41 ttss FFAC 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 36- =-1785.3N 3、求中間軸的支反力 （ 1）在水平面內(nèi)的支反力 0323333 cbFbcaEbF tst 12536035125328303601259730333332bcabFcbFE tts =1932.98N 973098.193232830 23 tsts FEFF =25032.98N （ 2）在垂直平面內(nèi)的支反力 02 22333233 dFcbaEbcFbF acrr 12536035220339201253602.42331257.1 2 8 9 4233223233bcadFbcFbFEarrc =2527N 2 5 2 77.1 2 8 9 42.4 2 3 3 32 crrc EFFF =14600.9N 4、驗算軸的強度 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直平面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面彎曲變形。在求取支 點的垂直面和水平面內(nèi)的反力后，計算相應 的垂向彎矩cM、 水平彎矩sM。 則軸在轉矩gT和彎矩的同時作用下，其應力為 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 37- 332 dMWM 式中 : 222gsc TMMM (MPa)； d 為軸的直徑 (mm)，花鍵處取內(nèi)徑； W 為抗彎截面系數(shù) (mm3)，在低擋工作時， 400MPa 。 下面計算各軸在彎矩和轉矩作用下的軸應力。 （ 1）第一軸的軸應力計算 在垂直方向的彎矩為 21047.4 1 1 1351.3 4 5 92111 dFbCM acc =-92740MPa 在水平方向的彎矩為 353.1785 1 bCM ss =62485.5MPa 則在彎矩和轉矩的聯(lián)合作用下 2222225292005.6248592740 gsc TMMM =531994.1528MPa 故一軸的軸應力為 333614.31528.5319943232dM =116MPa 400MPa 所以第一軸的強度合格 。 （ 2）第二軸軸應力計算 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 38- 在垂直面內(nèi)的彎矩為 44 bAaBM ccc 1 3 07.1 1 6 3 13 5 09.4 5 2 7 =72644MPa 在水平面內(nèi)的彎矩為 44 bAaBM sss 1309.1 9 0 2 13503.1785 =-3097702MPa 則在彎矩和轉矩的聯(lián)合作用下 22222205.3 8 1 13 0 9 7 7 0 27 2 6 4 4 gsc TMMM =3098386.6MPa 故第二軸的軸應力為 336014.36.30983863232dM =146.18MPa 400MPa 所以第二軸的強度合格。 （ 3）中間軸的應力計算 在垂直方向 a5.20762343852527220339204102.42331259.146002 22223MPcaEdFcFbFM carcc 在水 平方向 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 39- 350973038598.193212598.25032 223 cFcaEbFM tsss =-28996.1MPa 在彎矩和轉矩的聯(lián)合作用下 2222229.9841.289965.2 0 7 6 2 3 4 gsc TMMM =2076053.9MPa 故中間軸上的軸應力為 332dM 33514.39.207605332 49.35MPa 400MPa 所以中間軸強度合格。 4.3.3 軸 的剛度計算 變速器軸的剛度用軸的撓度和轉角來評價，軸的剛度比其強度更為重要。變速器第二軸的剛度最小，第二軸齒輪處軸截面的總撓度 f總 不得大于0.130.15mm。（對于低檔齒輪處軸截面的總撓度，又于低檔工作時間較短，又接近軸的支撐點，因此允許不得大于 0.150.25mm。）齒輪所在平面的轉角不應超過 0.0012 弧度；兩軸的分離不超過 0.2mm。 斜齒輪對軸和支撐的變形較直齒輪敏感。變速器剛度試驗表明，中心距的變化及齒輪的傾斜，不僅取決于周的變形，而且取決于 支撐和殼體的變形。 計算中間軸時，通常只計算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。常嚙合齒輪副的撓度不必計算，因為距離支撐點較近，符合較小，撓度值不大。 對齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度和軸在水平面內(nèi)的轉角，前者改變了齒輪的中心距并破壞了齒輪的正確嚙合；后者使大小齒輪相互歪斜導致沿齒長方向壓力分布不均勻，如圖 5.2 所示，其中 a 是在垂直平面內(nèi)的變形，b 為軸在水平面內(nèi)的變形。 計算時，僅計算齒輪所在位置處的撓度和轉角。變速器齒輪在軸上的位置 如圖 5.3 所示時 ，若軸在垂直面內(nèi)撓度為cf，在水平面內(nèi)撓度為sf和轉角為 ，可分別按下式計算： EILbaFf rc 322 (5.1) 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 40- EILbaFf ts 322 (5.2) EIL ababF r 3 (5.3) 式中 rF 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 (N)； tF齒輪齒寬中間平面上的圓周力 (N)； E 彈性模量 (MPa)， 5101.2 E MPa； I 慣性矩 (mm4)，對于實心軸， 644dI ； d 軸的直徑 (mm)，花鍵處按平均直徑計算； a ， b 齒輪上的作用力到支座 A 、 B 的距離 (mm)； L 支座間的距離 (mm)。 軸的全撓度為 2.022 sc fffmm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度 的允許值為 10.005.0 fc mm， 15.010.0 fs mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 圖 4.3 變速器軸的撓度和轉角 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 41- 圖 4.2 變速器軸的變形簡圖 1、 第二軸的撓度和角的計算 （ 1）第二軸撓度的計算 由式 (5.1)得第二軸在垂直平面內(nèi)的撓度為 EILbaFf rc 322 而慣性矩 I為 41.7 3 6 2 4643514.364 44 dI mm4 故在垂直面內(nèi)的撓度為 48041.73624101.231303506.12167352222E ILbaFf rc =0.001259mm 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 42- 由式 (5.2)得在水平面內(nèi)的撓度為 48041.73624101.231303501.30984352222E ILbaFf ts =0.0032mm 故軸的合成撓度為 22220 0 3 2.00 0 1 2 5 9.0 sc fff =0.0034mm 0.2mm 所以第二軸的撓度符合要求。 （ 2）第二軸轉角的校核 由式 (5.3)得 EIL ababF r 3 48041.73624101.23 1303101303506.12167 5 =0.0006089rad 0.002rad 所以第二軸轉角符合要求。 2、 中間軸剛度的校核 （ 1） 中間軸撓度的計算和校核 由式 (5.1)得中間軸在垂直面內(nèi)的撓度為 51041.7 3 6 2 4101.231253857.1 2 8 9 451041.7 3 6 2 4101.23475352.4233335225222322323222E I LbcaFE I LbcaFf rrc =0.00175mm 由式 (5.2)得中間軸在水平面內(nèi)的撓度為 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 43- 51041.7 3 6 2 4101.23125385973051041.7 3 6 2 4101.23475353 2 8 3 0335225222322323222E I LbcaFE I LbcaFf tts =0.0098mm 故軸的全撓度為 ： 2222098.000175.0 sc fff =0.097mm 0.2mm 所以中間軸的撓度合格。 （ 2）中間軸轉角的校核 由式 (5.3)得中間軸的轉角為 17541.73624101.23)12535350(1253857.1289451041.73624101.23)35475(475352.423333552332323322E I LacbbcaFE I LacbbcaF rr =0.0019rad 0.002rad 故中間軸的轉角合格。 4.4 變速器軸承的選擇和校核 一般是根據(jù)布置并 考慮軸的受力情況 ，按國家規(guī)定 軸承 的 標準選定，再進行其使用壽命的驗算。對汽車變速器滾動軸承耐久性的評價是以軸承滾動體與滾道表面的接觸疲勞為依據(jù)，承受 的 動載荷是其工作的基本特征。 4.4.1 第 二 軸軸承的選擇和 校核 第 二 軸裝軸承處的直徑為 60mm，按 GB/T276-1994 的規(guī)定，選擇軸承 6312，其基本額定動載荷 81800rC N，極限轉速為 6300r/min。 滾動軸承的實際的載荷條件常與確定基本額定動載荷時不同。在進行軸承壽命計算時，必須將實際載荷轉換為與確定基本額定動載荷時的載荷條件相一致的假想載荷，在其作用下的軸承壽命與其實際載荷作用下的相同，這一假想載荷成為當量動載荷，用 P 表示，因此，軸承的壽命計算必須想求出當量動載 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 44- 荷。 當量動載荷的計算公式為 arP YFXFfP 式中： X ， Y 徑向、軸向載荷系數(shù)； 56.0X ， 71.1Y 。 pf考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，對汽車來說，pf取 1.4。 4.1 2 5 1 815.16.1 2 1 6 756.04.1 arP YFXFfP = 2822.264N 對汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬 Km，貨車和大客車 25 萬 Km。則軸承的使用預期使用壽命可按汽車以平均車速amv行駛至大修前的總行駛里程 S 來計算 ： amh vSL 式中的汽車平均車速可取max6.0 aam vv 。 所以軸承失效前汽車行駛的時間為 amh vSL 9.4901856.0250000 h 而軸承壽命的計算公式為 pCnL rh 60106 式中： 壽命系數(shù)，對滾 動 軸承， 3 ； n 軸承轉速。 將參數(shù)代入公式后得 3662 6 4.2 8 2 2 08 1 8 0 056.1 7 560106010pCnL h 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 45- =5541h hL 所以第 二 軸軸承的使用壽命符合要求。 4.4.2 中間軸軸承的選擇和校核 中間軸裝軸承處的直徑為 55mm，由 GB/T297-1994 得，選擇軸承的型號為 30311，其基本額定動載荷為 153000rC N， 極限轉速為 4500r/min。 求中間軸軸承的當量動載荷 arP YFXFfP 9.1 7 1 2 77.1 2 8 9 42.4 2 3 332 rrr FFF N 4.17096.2210392032 aaa FFFN 而徑向、軸向載荷系數(shù)為 ： 56.0X 15.1Y 故中間軸軸承的當量動載荷為 arP YFXFfP 4.170915.19.1712756.04.1 =16180.374N 中間軸軸承的壽命為 ： 3663 7 4.1 6 1 8 01 5 3 0 0 09.9 8 460106010pCnL h =19702h hL 所以中間軸軸承的壽命符合要求。 4.5 本章小結 本章完成的主要任務是對于軸和軸承進行設計計算，達到正確的裝配關系 ，在滿足裝配關系的條件下還要進行強度的校核，以滿足設計 的需要 。 哈爾濱工業(yè)大學 華德應 用技術學院 畢業(yè)設計（論文） 46- 第 5 章 變速器齒輪的設計 計算 5.1 齒輪的強度計算和材料選擇 5.1.1 齒輪損壞的原因和形式 齒輪在嚙合過程中 ， 最常見的斷裂 是由于在重復載荷作用下使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而逐漸擴展到一定深度后所產(chǎn) 生的折斷，其疲勞斷面在疲勞裂縫部分呈光滑表面，而突然斷裂部分呈粗粒狀表面 14。變速器低擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞強度的形式。齒面長期在脈動的接觸應力作用下，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時由于齒面的相互擠壓，使充滿了潤滑油的裂縫處油壓增高，導致裂縫的擴展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面上產(chǎn)生大量的扇形小麻點，即是所謂點蝕。點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部 齒面出的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。 對于高速重載齒輪，由于齒面相對滑動速度高、接觸壓力大且接觸區(qū)產(chǎn)生高溫而使齒面間的潤滑油膜破壞，使齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式成為齒面膠合。在一般汽車變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的情況較少。 增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質材料等，都是提高輪齒彎曲疲勞強度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高齒面強度等，可 提高齒面的接觸強度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面強度，選擇適當?shù)凝X面表面處理方法和鍍層等，是防止齒