变速器设计说明书 - 图文

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绪 论

1．内容提要

本文详细介绍了机械式五挡三轴式变速器的具体过程。阐述了机械式变速器的功用、要求，介绍了变速器各种结构方案，说明了变速器主要参数的确定方法，齿轮的几何计算、强度计算等计算方法。涉及到了同步器的设计，概括同步器工作原理和工作过程，设计计算和轴承寿命的计算方法。

变速器一般安装于发动机和驱动桥之间，其主要的功用是：

1．变速与变矩 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．设置倒档和空档 在不改变发动机旋转方向的情况下便汽车能倒退行驶，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。 3．变速器一般还应设置动力输出窗口。

合理的设计和布置变速器使得发动机功率得到最合理的利用，而提高汽车动力性和经济性。

本设计主导思想即在于设计以提高汽车的动力性和经济性指标，具备较高的传动效率，操纵轻便，工作可靠，噪声小为目的的机械式变速器。

由于水平有限，难免有很多不足之处，欢迎大家批评指正。 Summary

This text detail has been introduced the concrete course to design one medium-sized mechanical type transmission .Has expounded the function of mechanical type transmission and the requirement , and has introduced the various structure schemes of gearbox , and explaind that the major parameter of transmission decides the method surely , the geometry computational methods such as calculation and intensity calculation etc of gear wheel .Involve the computational method of the design of synchronizer , brief synchronizer work principle and work course , design calculation and bearing life span.

Involving the medium-sized freight train transmission design in this design possesses the controllability ability of better motive force , economy and good owing to the machinery transmission , and just easily equips the merits such as unassuming maintenances etc , and gets the extensive application in the society of modern times

The transmission generally loads between engine and drive bridge , and major act on being the speed change becomes the carpenter's square , and sets up to reverse gear and the neutral position , with the power output needs of satisfied automobile under the difference operating modes .Reasonable design and fixing up that the transmission makes that the engine merit rate gets the most reasonable utilization , and automobile motive force and economy are raised.

Namely the leading thought of this design depends on motive force and economy quota in order to raise the automobile of design , and having the higher transmission efficiency , and operates lightly , work is reliable , the small mechanical type transmission that serve as the purpose of noise .

Owing to the fact that the standard is limited , haring to avoid to have a lot of shortcomings , everybody criticizes and makes a comment the welcome.

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2．关键词

机械式五档变速器 锁销式同步器

变速器设计说明书正文

一、 变速器的结构分析与型式选择

变速器是由传动机构与操纵机构组成的。目前，汽车上采用的变速器是多种

多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也由于各种类型汽车的使用要求不同所决定。尽管如此，一般变速器的机构型式，仍具有很多的共同点。

1、变速器的型式

有级变速器与无级相比，起结构简单、造价低廉，具有高的传动效率，因此在各种类型的汽车上得到广泛的应用。设计时首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。

2、两轴式和三轴式变速器

现代汽车大多数都采用三轴式变速器。两轴式变速器只用与发动机的前置、前轮驱动或者发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪一种形式，除了汽车的总布置的要求外，主要考虑以下三个方面： 2.1变速器的径向尺寸

两轴式变速器，它的前进档均由一对齿轮传递动力，当需要大的传动比时，需将主动齿轮做的小些，而将从动轮做的很大，因此两种的中心距和变速器壳的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器，由两对齿轮传递动力，在同样的传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做的小些，因此中心距及变速器的相关尺寸均可减小。

2.2变速器的寿命

两轴式的变速器的低档齿轮副，大小悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高的多。因此小齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档，均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和齿轮寿命也比较接近。用直接档工作时，因第一轴与第二轴直接连在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮寿命。

2.3变速器的效率

两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此有功率损失。而三轴式变速器，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档。这种动力传递方式，几乎无功率损失，且噪声较小。

轿车、尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多。这样可将变速器的主动传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到教大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用的比较多。

综上所述，参考设计题目为重型货车变速器，所以采用三轴五档式变速器。 3、齿轮安排

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各档齿轮副的相对安装位置，对于整个变速器的结构布置很大的影响。各档位置安排应考虑以下四个方面的要求：

3.1整车的总布置

根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。

3.2驾驶员的使用习惯

有人认为人们习惯与按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档，但也有人认为应该将常用档放在中间位置，而将不常用的低档放在两边。

值得注意的是倒档，虽然它是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是 决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒档与一档放在一起教好。在五档变速器中，倒档与序列结合不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆。本题中采用此种布置方式，见图1-1。

3.3提高平均传动效率

为提高平均传动效率，在三轴式变速器中采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。

3.4改善齿轮受载状况

各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安排在离轴较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是应接触力过高而造成表面电蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起的齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。

4、换档结构形式

目前汽车上的机械式变速器采用的换档形式有三种： 4.1滑动齿轮换档

采用滑动斜齿轮换档，虽工作平稳，承载能力大、噪音小的优点。但它的换档仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进档采用滑动齿轮换档的已甚为少见。 4.2啮合套换档

用啮合套换档，这种结构既有斜齿轮传动的优点，同时啮合套和结合齿的齿轮所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。 4.3同步器换档

现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行驶的安全性。缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。 本设计中采用同步器换档方案。

二、变速器主要参数的选择

设计参考东风EQ1141八吨的平头重型货车。 参数： 1、发动机最大功率为118KW/2600rpm

2、最大转矩为583Nm/1400rpm（6BT5.9型发动机）

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3、各档速比：i1=6.540,i2=3.780,i3=2.168,i4=1.442,i5=1,i6=6.533 选用五档机械式变速器

．1．1从最大爬坡度考虑：

汽车在最大坡道上行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面问滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，这时：

Ftmax?Ft?Fimax <3-1>

式中Ftmax－最大驱动力；

Ft－滚动阻力； Fimax－最大坡道阻力；

又Ftmax?Temaxig1?i0??r <3-2>

Ff?fmagcos?max <3-3> Fimax?magsin?max <3-4> 将式<3-2><3-3><3-4>带入式<3-1>中得：

Temaxig1?i0??r?mag(fcos?max?sin?max)?mag?

mag?r

Temax?i0?? ig1?Temax－发动机最大输出转矩； ig1－变速器一档传动比；

i0－主减速比；

?－汽车传动系总传动效率；

ma－汽车总质量；

g－重力加速度；

?－道路最大阻力系数； r－驱动轮滚动半径；

f－滚动阻力系数；

?max－道路最大上坡角。

其中?max?16.7(30%)

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f?0.018~0.020此处取f?0.20为滚动阻力系数。

3．1．2从附着条件考虑： 汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力小于或等于驱动轮与路面间的附着力，即：

Temaxig1i0?rig1??N?

N?r

Temaxi0?式中

?－道路附着系数，计算时取?=0．5～0．6； N－驱动轮垂直反力 解得：

ig1?4380?0.98?0.31?0.50?6.7

196?5.286?0.960.377rnmin

Vamini0i?根据最低稳定车速确定一档传动比 igmax?式中：

r－车轮滚动半径； nmin－发动机最低转速；

i?－分动器低档传动比（此处取1） 则igmax?0.377?0.31?550?7

60005.2863600?4.45?ig1?6.7

设计参考东风EQ1141八吨的平头重型货车。 选取ig1=6.540 ，i5=1

3．2传动系档数与各档传动比的选择

传动系档数增加可以改善汽车的动力性和燃油经济性。但过多又影响换档操作，造成换档困难考虑到轻型载货汽车车速一般都不高，参考同类车型，本设计设置4个前进档，1个倒档。则又上述已知， ig1=6.540，

传动系变速器各档传动比按等比级数分配，器优点在于： <1>换档过程中，发动机总在同一速度范围内工作； <2>可以充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性

<3>按等比级数分配传动比的变速器，还便于和副变速器结合构成更多档位的变速器。

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传动系变速器各档之间的公比q为

q?3i13?6.54?1.87 i5因为齿数为整数，故实际传动比与计算出的理论值略有出入。另外，在换档过程中，由于空气和道路阻力，空档的一瞬间车速下降，且车速高时速度下降更多。为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作，靠近于高档的邻档公比应比靠近低档的小。取

iq1?6.54，iq2?3.78，iq4?1.442， iq5?1.0

此时邻档传动比比值：

iq1iq2=1.73

iq2iq3=1.73

iq3iq4=1.5

iq4iq5=1.442

3．初选中心距

变速器齿轮的中心距对变速器的整体尺寸、体积及质量有直接影响，所选中心距应能满足保证齿轮强度。通常根据经验公式初选中心距A。 A=KA 3Memax

式中KA——中心距系数， 其中货车取8.6~9.6. Memax——发动机最大转矩 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求去 A=KAe3Temax KAe对货车取17.0~19.0 取KA=17.0，所以中心距

A=17×3583=142.02mm. 4．齿轮参数的选择 4.1齿轮模数

齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。选择模数应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。载货汽车应重视减小其质量。 4.2齿形、压力角及螺旋角

选择GB1356-78规定的标准齿形，压力角α=20°,螺旋角β=20°～30°。 4.3齿宽

齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常根据齿轮模数来确定齿宽b：

b=KCmn

式中KC ———— 齿宽系数，直齿轮取KC=4.4～7.0;斜齿轮取KC=7.0～8.6。 mc———— 法面模数

本设计中选取直齿轮KC取6，斜齿轮取8。 4.4齿顶高系数

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本设计中选取齿顶高系数f0=1.0。 下图中为变速器布置的总体形式：

4.5各档齿轮齿速的分配 4.5.1确定一档齿轮齿数

已知I档齿轮的传动比ig1，且ig1=数和Zh。

直齿 Zh=2A

mZ2?Z9Z1?Z10，为了确定 Z9和Z10齿数，先其齿

斜齿2Acos?

mn 一档采用直齿轮，故Zh=

2?142.02 =56.88。mn=5。 5Zh取整数Zh=57。Zh分配给Z9、Z10为使Z9/Z10尽量大一些，应将Z10尽量取得小一些，在ig1一定的条件下，Z2/Z1的传动比可分配下些。于是第一轴常啮合齿轮可分配更多齿数，以便在其内腔设置第二轴轴承。货车中间轴I档直齿轮的最小齿数为12～4之间选取。

本设计中选择Z10=12，则Z9=57－12=45。 4.5.2修正中心距

A=(Z10?Z9)m=2(12?45)?5 =142.5mm 24.5.3确定常啮合传动齿轮副的齿轮 由

Zm(Z?Z2)Z2?ig110 可得A=n1 取mn=4,Z1=24

Z9Z12cos? 所以

Z24?(Z1?Z2)12?6.54? A=?142.5 Z1452cos?1?21-2

由以上可得Z2=41.865≈42. 则精确 β

4.5.4确定其他各档齿轮齿数

=22.354=22°31′24″

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二档齿轮副：其中mn=4.5, Z8=19 由ig2?m(Z?Z)Z2Z7 A=n78 ?Z1Z82cos?7?87-8

所以Z7=39.8≈40 β

三档齿轮副：mn=4.5, Z6=27 由ig3=2.168=

=22°53′30″

4.75?(Z5?Z6)42Z5 ? A=142.5=

24Z62cos?5?65-6

由以上可得Z5=31.97≈32 β

四档齿轮副：mn=4， Z4=36 由ig4?1.442?=21.825=21°49′37″

4?(Z3?Z4)42Z3? A=142.5? 24Z42cos?3?4由上可得Z3=29。66≈30 β3-4=22°49′48″

4.5.5确定倒档齿轮齿数

通常I档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮的齿数一般在21~23之间，初选Z11后，可计算出中间轴与倒档的中心距A′。即选取Z11=23，则中心距A′

A′?m(Z10?Z11)??5?(12?23)?87.5mm

为了使倒档齿轮的啮合和避免产生干涉。齿轮11和10之间应保持0.5以上的间隙，则齿轮12的齿顶圆直径De12应为： De10/2+0.5+De12=A′ De11=2A′-De10-1 所以De12=2×87.5-（5×12+2×1×5）-1=104mm

选择齿数Z12=19，再求出道档轴与第二轴的中心距A″ A″=1/2×5×（19+45）=160mm

4.6变速器齿轮的几何尺寸的计算。 直齿论圆柱齿轮参数计算所用公式：

分度圆直径 d=zm 变位系数 x1=-x2

齿顶高 ha=(f+x)m 齿根高 hf=(f+c-x)m 齿全高 h=(2f+c)m 齿顶圆直径 da=d+2ha

齿根圆直径 df=d-2hf 中心距 a=a0=(z1+z2)m/2 分度圆弧齿厚 S=?m/2+2?mtan ? 基圆直径db= dcos?

周节P=

1212?m 基节pb=?mcos?

斜齿圆柱齿轮参数的计算

端面模数 mt=mn/cosβ 分度圆直径 d=zmt

齿顶高 ha=f0mn 齿全高 h=(2f0+c)mn

齿顶高直径 da=d+2ha 中心距 a=a0=（z1+z2）mt/2 齿根圆直径 df=d-2hf 齿根高 hf=(f+c-x)m 分度圆弧齿厚 S=?m/2+2?mtan ? 基圆直径db= dcos?

周节P=

?m 基节pb=?mcos?

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其各档齿轮参数计算结果如下： 档 位 常啮 四 档 三 档 二 档 一 档 倒档1 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 齿数 24 42 36 30 27 32 19 40 12 45 12 23 19 45 齿根圆直径 93.68 171.44 146.24 120.2 法向模数 端面模数 压力角 变位系数 分度圆直径 4.0 4.0 4.0 4.0 4.5 4.5 4.5 4.5 5.0 5.0 5.0 5.0 5.0 5.0 齿顶高 4.0 4.0 4.0 4.0 4.32 4.32 4.34 4.34 4.847 4.847 4.83 4.83 齿全高 9 9 9 9 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 20° 螺旋角 22°31′24″ 22°31′24″ 22°49′48″ 22°49′48″ 21°3′37″ 21°3′37″ 22°53′30″ 22°53′30″ 0 0 0 0 0 0 0 0 0.3 0 0.3 0 0 0 104.68 182.46 156.24 130.20 130.50 156.80 91.27 193.47 60 225 60 115 95 225 齿顶圆直径 112.68 190.46 164.24 138.20 139.50 168.80 100.27 202.47 73 235 73 125 105 235 中心距的名义尺寸 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 142.5 87.5 87.5 160 160 倒档 主 2 从 续表： 档 位 常啮 四 档 三 档 二 档 一 档 倒档1 主 从 主 从 螺旋方向 法向弧齿厚 左 右 左 右 左 右 左 右 6.28 6.28 6.28 6.28 7.46 7.46 7.4575 7.4575 8.94 7.85 8.94 7.85 7.85 7.85 主 115.375 4.75 10.69 从 145.925 4.75 10.69 主 主 从 主 从 77.885 50.5 212.5 50.5 102.5 82.5 212.5 4.75 10.688 5.0 5.0 5.0 5.0 5.0 5.0 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 11.25 从 183.485 4.75 10.688 倒档 主 2 从

3．齿轮的校核

3.1变速器齿轮的损坏有以下几种： 3.1.1齿轮折断

齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故齿轮根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂，这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。这

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种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面，在突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多数。

为了避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿弯曲应力，即提高轮齿弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿弯曲强度；增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动，提高重合度，使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料许用应力，如采用优质钢材等。 3.1.2齿面点蚀

齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面相互挤压，裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界，把轮齿分为根部及顶部两段，则靠近节圆的根部齿面处，较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重，两个互相啮合的齿轮中，主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点，而且由此使齿形误差加大，产生动载荷，也可能引起轮齿折断。

提高接触强度的措施，一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。 3.1.3齿面胶合

高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触压力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面间金属材料直接接触，局部温度过高互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。

防止胶合的措施有：一方面采用粘度大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升，另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。 3.2齿轮的校核计算 齿轮强度计算 接触强度：

用以下公式计算接触应力

?H?0.418(1?1?1?2)FbnEb/cos? （N/mm2）

式中 Fbn——法面内基圆切向力，Fbn=Ft/cosαcosβ

M——计算扭矩，N.m d——节圆直径 α——节圆压力角 β——螺旋角

b——齿轮接触实际宽度 E——齿轮材料弹性模量 ?1,?2——主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径 ?1??1sin??2sin? ?1,?2为主动及被动节圆半径 ??2cos2?cos2?12计算扭矩M=Memax时，许用应力为

[σH]接 =1300～1400N/mm2 常啮合及高档 =1900～2000N/mm2 一档及倒档

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其中Memax为发动机最大转矩。 弯曲强度：

直齿轮用以下公式计算弯曲应力：

?F?FtK?KfbPty（N/mm2）

斜齿轮用以下公式计算： ?F?FtK? bPtnyK?式中：Ft——圆周力， Ft?2Memax N； d Ft——应力集中系数，直齿轮取1.65，斜齿轮取1.5； Kf——摩擦力影响系数；主动齿轮取1.1；斜齿轮取0.9； Pt——端面周节，Pt=πm; Ptn——法面周节，Ptn=πmn

Kε——重合度影响系数，Kε=2 许用应力为400～850N/mm2（直齿轮）；100～250N/mm2（货车斜齿轮）。 3.2.1一档齿轮校核

因为 Fbn（主）? Fbn（从）?Ft主cos?cos??Memax9.7167??10.3406KN

d主cos?cos?cos20?FtMemax2.5911???2.7574KN ?cos?cos?dcos?cos?cos20 ?1? ?2??1sin?601?sin20??30?0.34202?10.2606 即?0.0975 22?1cos??2sin?2251? 即?sin20?38.4773?0.0259

2?2cos2?取b=Kcmc=6×5=30mm

10.3403?2.06?108 ?H?0.418??(0.0975?0.0259)?1237.295?2000N/mm2

30所以合格。 弯曲强度：

Ft(主)=19。4333KN Ft(从)=5。1822KN

19.4333?103?1.65?1.1 ?F（主）=?624.052N/mm2

30?3.14?5?0.1535.1822?103?1.65?0.9 ?F（从）=?114.417N/mm2

28?3.14?5?0.153 所以合格。 3.2.2二档齿轮校核 接触强度： Fbn(主) = Fbn(从)=

6.4978?7.6831KN

0.9397?0.92.9855?3.53KN

0.9397?0.9?1sin?89.723sin20?1 ?1????18.9426 即?0.0528 222cos?cos25.841?1第 11 页 共 28 页

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?2sin?159.279sin20? ?2????41.228 即?2?0.0243

2cos2?cos225.841 取b=Kcmn=8×4.75=38

7.6831?2.06?108?0.93972??0.418??(0.0528?0.0243)?726.12?1400N/mmH 38 所以合格。

弯曲强度：

Ft(主)=12.9956KN Ft(从)=5.971KN

12.9956?103?1.5 ?F（主）=?143.308N/mm2

38?3.14?4.74?0.12?25.971?103?1.5?F（从）=?56.353N/mm2

36?3.14?4.75?0.148?2 所以合格。 3.2.3三档齿轮校核 接触强度： Fbn(主)=

Fbn(从)=

4.5821?5.2246KN

0.9397?0.93333.6953?4.2135KN

0.9397?0.9333?1sin?127.233sin20?1 即?1????24.9792?0.04

2cos2?cos221.039?1?2sin?157.768sin20?1?2????30.9741 即?0.0323 222cos?cos21.039?2取b=Kcmn=8×4.75=38

5.2246?2.06?108?0.9397 ?H?0.418??(0.04?0.0323)?579.84?1400N/mm2

38所以合格。 弯曲强度：

Ft(主)=9.1642KN Ft(从)=7.3906KN

9.1642?103?1.5?F（主）=?89.829N/mm2

38?3.14?4.75?0.135?27.3906?103?1.5?F（从）=?73.214N/mm2

36?3.14?4.75?0.141?2所以合格。 3.2.4四档齿轮校核 接触强度： Fbn(主)= Fbn(从)=

?1sin?157.423sin20?1?2????31.696 即?0.0315 222cos?cos22.8388?1第 12 页 共 28 页

3.7034?4.2763KN

0.9397?0.92164.4438?5.1313KN

0.9397?0.9216武汉理工大学毕业论文

?2sin?131.193sin20?1 ?2? 即???26.415?0.0379

2?2cos2?cos222.8388取b=38mm

5.1313?2.06?108?0.9397 ?H?0.418??(0.0315?0.0379)?562.997?1400N/mm2

38所以合格。 弯曲强度：

7.4068?103?1.5 σF(主)=?79.720N/mm2

38?3.14?4?0.146?28.8876?103?1.5 σF(从)=?94.769N/mm2

40?3.14?4?0.14?2

3.2.5常啮合齿轮 接触强度： Fbn(主)=

Fbn(从)=

5.6254?6.4327KN

0.9397?0.92633.2145?3.693KN

0.9397?0.9263?1sin?103.637sin20?1 即?1????20.6553?0.0484

2cos2?cos222.132?1?2sin?181.364sin20?1 即?2????36.1468?0.0277

2?2cos2?cos222.132取b=38

6.4627?2.06?0.9397?108?H?0.418??(0.0484?0.0277)?661.625?1400N/mm2

38所以合格。 弯曲强度：

11.258?103?1.5 σF(主)=?131.937N/mm2

38?3.14?4?0.134?26.429?103?1.5 σF(从)=?70.157N/mm2

36?3.14?4?0.152?2所以合格。

3.2.6倒档2齿轮校核 接触强度：

Fbn(主)=Fbn(从)=

?1?19.7167?10.3403KN cos20?5.0696?5.3949KN cos20??1sin??2sin? ?10.2606???19.666 即 2cos2?cos2?1?1?0.0975

?2?0.05085

取b=30mm

10.3403?2.06?108?H?0.418??(0.0975?0.05085)?1356.62?2000N/mm2

30第 13 页 共 28 页

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所以合格。 弯曲强度：

19.4333?103?1.65?1.1σF(主)=?624.052N/mm2

30?3.14?5?0.1210.1392?103?1.65?0.9σF(从)=?261.458N/mm2

28?3.14?5?0.131所以合格。

3.2.7倒档2齿轮校核 接触强度：

Fbn(主)=Fbn(从)=

?1??2?6.1368?6.5306KN cos20?2.5911?2.7574KN cos20??1sin?cos2?195?0.0616 sin20??16.246 即?12?2sin?2251?sin20??38.4773 即?0.0259 22?2cos?取b=30mm

6.5306?2.06?108?H?0.418??(0.0616?0.0259)?827.99?2000N/mm2

30所以合格。 弯曲强度：

12.2736?1031.65?1.1σF(主)=?381.422N/mm2

30?3.14?5?0.1245.1822?103?1.65?0.9σF(从)=?114.417N/mm2

28?3.14?5?0.153所以合格。

三．变速器轴的参数选择

1.轴的尺寸

变速器轴在工作时承受转矩和弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。

在变速器的结构方案确定以后，轴的长度可以初步选定。轴的长度对刚度影响很大，为满足刚度要求，轴径d与支撑跨度之间的关系可按下式选取：

中间轴：d/l=0.16～0.18 第二轴：d/l=0.18～0.21

轴的直径与轴传递的转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，轴径可按下式初选：

第二轴和中间轴的最大直径(mm)：d=（0.4～0.5）A 第一轴花键部分直径d(mm)：d=（4.0～4.6）3Memax 轴的具体参数见零件图。 2．轴的强度和刚度校核

第 14 页 共 28 页

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2.1轴的受力分析

计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支撑反力。这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。求支撑力，先从第二轴开始，然后依次计算中间轴、第一轴。轴的受力分析见下图：

以下为各档齿轮Ft,Fr,Fa的计算 2.1.1常啮合档齿轮

第 15 页 共 28 页

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Ft=

2Temaxi2?1020.25??11.251KN d181.364Fttg?11.25tg20?Fr=??4.42KN

cos?cos22.132Fa=Fttg??4.575

2.1.2一档齿轮

Ft=

2Temaxi2?3812.82??33.89KN d225Fttg?33.89tg20?Fr=??12.336KNcos?cos0?

Fa=Fttg??0

2.1.3二档齿轮

Ft=

2Temaxi2?2203.74??22.570KN d195.279Fttg?22.570tg20?Fr=??9.1275KNcos?cos25.842

Fa=Fttg??22.570tg25.842?10.93KN

2.1.4三档齿轮

Ft=

2Temaxi2?1263.994??16.023KN d157.768Fttg?16.023tg20?Fr=??6.253KN

cos?cos21.142Fa=Fttg??16.023tg21.142?6.196KN

2.1.5四档齿轮

Ft=

2Temaxi2?840.686??12.816KN d131.193Fttg?12.816tg20?Fr=??5.06KNcos?cos22.842

Fa=Fttg??12.816tg22.842?5.3984KN

2.1.6倒档齿轮

Ft=

2Temaxi2?1955.48??34.01KN d115Fttg?34.01tg20?Fr=??11.05KNcos?1

Fa=34.01tg0=0

2.2轴的强度校核

以下为轴的受力分析：

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2.2.1计算中间轴：

2.2.1.1当挂上第一档时，轴的计算： N1×373=12.336×116+4.42×(373-32)

? N1=7.877KN

N2=4.42+12.336-7.877=8.879KN M1max=7.877×32=252.06Nm

M2max=8.878×116=1029.964=1030Nm

弯矩Ma×373=414.87?Ma=1.112KN PA=414.87-1.112×32=379.3KN PB=1.112×116=129KN

QA×373+11.25×(373-32)-33.89×116=0 QA=0.225KN

QB=33.89-11.25-0.255=22.385KN M1=22.385×116=2596.66Nm M总=(1030?129)2?2596.662?(3812.82?1020.25)2 =3985.52Nm

第 17 页 共 28 页

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由d≧332m????可知d≧332?3985.52?103?46.65mm

3.14?400轴承支撑左边的合力

N左总⊥=(7.7877?1.112)2?0.2552?6.7698KN N左总∥=0

轴承支撑右边的合力

N右总⊥=(8.879?1.112)2?22.3852?24.513KN N右总∥=4.575KN

2.2.1.2.当挂上二档时，轴的计算 N1×373=165×9.13+4.42×341 ?N1=8.08KN

N2=9.13+4.42-8.08=5.47KN M1max=8.08×32=258.56Nm M2max=5.47×165=902.6Nm

弯矩Ma×373+414.87=490.336?Ma=0.202KN PA=0.202×32+414.87=421.334KN PB=490.336-0.202×165=456.95KN

QA×373+11.25×341-22.570×165=0 QA=-0.3

QB=22.57+0.3-11.25=11.62KN M1=11.32×165=1917.3Nm M总=(902.6?457)2?1917.32?(2203.74?1020.25)2 =5524551.45?1400648.58?2631.577Nm

32?2631.577?103??40.62mm d?3????3.14?40032m轴承左端所受力

N左总⊥=(0.202?8.08)2?0.32?8.287KN N右总∥=10.93-4.575=6.355KN 轴承右端所受力

N右总⊥=(5.47?2.202)2?11.622?12.758KN N右总∥=0

2.2.1.3当挂上三档时，轴的计算 N1×373=6.25×235+4.42×341 ?N1=7.98KN

N2=6.253+4.42-7.98=2.7KN

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M1max=7.98×32=255.4Nm M2max=632.8Nm

弯矩Ma×373+414.87=39.42?Ma=-0.055Nm Mb=0.055Nm

所以PB=0.055×235+394.2KN

QA×373+11.25×341=16.023×235 QB=-0.19KN

QB=16.023+0.19-11.25=4.963KN M1=4.963×235=1166.305Nm

M总=(632.8?407.2)2?1166.3052?(1263.944?1020.25)2 =1581.5353Nm

32?1581.5353?103d??34.28mm

3.14?4003轴承左端受力

N左总⊥=(7.89?0.055)2?0.192?7.927KN N左总∥=6.196-4.575=1.621KN 轴承右端受力

N右总⊥=(2.7?0.055)2?4.96325.676KN N右总∥=0

2.2.1.4当挂四档时，轴的计算 N1×373=4.42×341+276×5.06 ?N1=7.78KN

N2=4.42+5.06-7.78=1.7KN M1max=7.78×32=248.96Nm M2max=1.7×276=467.8Nm

弯矩Ma×373+414.87=425 ?Ma=0.0273Nm Mb=-0.0273Nm

所以PB=425-0.0273×2.76=417.4

QA×373+11.25×341=276×12.816 QA=-0.80KN QB=0.80KN

M1=0.8×276=221.27Nm

M总=(425?417.4)2?221.272?(1020.25?840.686)2 = 889.3Nm

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889.3?32?103d??28.3mm

3.14?400轴承左端受力

N左总⊥=(7.78?0.0273)2?0.82?7.848KN N左总∥=5.4-4.575=0.825KN 轴承右端受力

N右总⊥=(1.7?0.0273)2?0.82?1.854KN N右总∥=0 2.2.2第二轴的计算

2.2.2.1当挂一档时，轴的计算 N1×323=12.336×80 ?N1=3.52KN

N2=8.81KN

M1max=8.81×80=704.9Nm

QA×323=33.89×80 QA=8.390KN QB=25.5KN

M1=25.5×80=2039.7Nm

M总=(704.9?0)2?3812.822?2039.72 =4381.2Nm d≧34381.2?32?1033.14?400?48.14mm

2.2.2.4挂上二档时，轴的计算：

N1×323=105×9.13 ?N1=2.96KN N2=6.16KN

MA=105×6.16=646.8Nm

M1×280+1067.2 M1=-3.30 M2=3.30

MA=1067.2-3.30×105=720.3

QA×1600Nm QB=15.233

M总=(646.8?720.3)2?10002?2203.742 =3047.2Nm d≧33047.2?32?1033.14?400?42.66mm

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一般采用传统的布置方法，将便去杆安装在变速器盖上，有驾驶室底板伸出，布置在驾驶员座椅旁。 3．1．2远距离操纵

有些汽车由于总布置的关系，变速器布置在距离驾驶员座椅较远的位置，因而需采用若干辅助杆件或一套换档传动机构。这种传动机构应有足够的钢性，且各连接件间的间隙不能过大，否则换档手感不明显。 3.2小变速杆

不少轻型车核轿车，为在驾驶室核车厢多布置一个座位核使驾驶员能从两边侧门进出以及操纵轻便，也采用远距离操纵。通常是将变速杆布置在方向盘下的转向柱上，通过联动机构操纵选档核换档摇臂实现换档，但机构复杂。设计这种机构应保证足够的刚性，并注意个连接间的间隙不能过大。 4，锁止装置 4.1互锁装置

互锁装置是保证移动某以变速叉轴时，其他变速杆叉轴互被锁止，互锁装置的结构主要有以下几种： 4．1．1互锁销式 4．1．2摆动锁块式 4．1．3转动锁止式 4．1．4三向锁销式 4.2自锁装置

自锁装置的作用是定位，防止因汽车振动或有小的轴向力作用二致脱档，保证啮合齿轮以全齿长进行啮合，并使驾驶员有换档的感觉。

定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球（或锁销）叉轴的凹臼中实现的。变速叉轴的凹臼间距是有挂档是齿轮移动的距离来决定的。 4.3，倒档锁装置

在汽车行驶过程中，为了防止误挂倒档，以致造成安全事故核损坏传动系，在操纵机构中都设有倒档锁或倒档安全装置。

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小 结

在进行变速器设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。究竟采用哪一种形式，除了汽车的总布置的要求外，还应主要考虑一些必要的因素，这些因素包括变速器的径向尺寸，变速器的寿命，变速器的效率等等。将变速器作为一个整体来考虑其设计问题，可以使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。

综上所述，本设计采用了三轴五档式变速器。这样的设计可以满足设计任务书提出的要求。

参考文献

[1] 林宁. 《汽车设计》. 第一版. 机械工业出版社. 1999.8

[2] 陈家瑞. 《汽车构造》. 第三版. 人民交通出版社. 1994.6

[3] 刘惟信. 《汽车设计》. 第一版 . 清华大学出版社. 2001.7

[4] 高维山. 《变速器》. 第一版. 人民交通出版社. 1990.8

[5] 徐灏 《机械设计手册》.第一卷. 机械工业出版社.1991

[6]董克发 《汽车变速器及同步器结构》 四川科学技术出版社 2003

[7] 第一汽车制造厂编. 《解放牌CA10B型重型载重汽车零件图册》.机械工业

出版社. 1971

[8] 第二汽车制造厂编 《东风EQ1141型载重汽车零件图册》人民交通出版社.

第 27 页 共 28 页

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[9] 小林明 《汽车工程设计》.第一版. 机械工业出版社

[10] 刘美玲. 《手动变速器几种新型换档机构》.汽车齿轮.1991.1

[11] 豪彦. 《汽车变速器的发展》. 轿车情报. 2002（9）-74-75

[12] 彭文生. 《机械设计》. 第二版. 华中理工出版社 2000.3

[13] 成大先. 《机械设计手册》. 第三版. 第2卷. 化学工业出版社.

[14] 丁华. 《汽车变速器齿轮的强度分析》. 机械研究与应用 2001年04

期.

[15] 胡加. 《载重汽车变速器头档速比的选择方法》. 专用汽

车.2000(2).-21-23

[16] 马超圣 . 《浅谈汽车变速器可靠性的保证》. 矿用汽车.1994(1).-19-24

[17] Friction models of automotive transmissions equipped with tripod joints

Mariot JP, K'Nevez JY, Barbedette B MULTIBODY DYNAMICS: MONITORING AND SIMULATION TECHNIQUES - III 2004

[18] Numerical modelling and analysis of automotive transmission rattle

Wang MY, Zhao WJ, Manoj R JOURNAL OF VIBRATION AND CONTROL 8 (7): OCT 2002

第 28 页 共 28 页

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