2013年重型载货汽车变速器设计说明书（最新最详细） - 图文

汽车设计课程设计说明书

题目：重型载货汽车变速器设计 姓名：xxxx 学号：2009xxxx

同组者：xx、xx、xx、xxx、xxx 专业班级：车辆工程 指导教师：xxx、xxx

设计时间：2012. 9.17-2012. 9.23

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1绪论

1.1 前言

变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。变速器在汽车中起着重要的作用，它能使汽车以非常低且稳定的车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定转速是难以达到的。

随着汽车工业的不断壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出更经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题，也是我们作为汽车工程本科毕业生，必须肩负的重任。在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。经过四年的刻苦学习，我掌握了四十多门基础知识和专业知识，阅读了大量的专业书籍，为从事汽车行业的工作打下了坚实的基础。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委的要求，进行了这次设计。毕业设计是对我们在大学期间所学知识的一次检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。毕业设计总体质量的好坏也直接体现了毕业生的独立创造设计能力。由于毕业设计具有特殊的重要意义，在两个多月的毕业设计时间里我们到单位实习，并阅读了大量的汽车资料，虚心向老师请教，且在老师的指导下，将老师传授的设计方法运用到自己的设计中，使本次毕业设计得以顺利完成。

1.2 汽车变速器的功用和要求

变速器的功用：

1改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作； 2在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；

3利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。

因此变速器通常还设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；

设有空挡，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输出。

为保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的使用条件和基本要求：

1应该合理地选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性； 2工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档、脱档和换档冲击现象发生；此外，还不允许出现误挂倒档的现象；

3操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；

4传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档。此外合理地齿轮

形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。 5结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。 6制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；

7贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定； 8需要时应设置动力输出装置。

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2变速器的方案论证

2.1.变速器传动机构布置方案

1、变速器类型的选择

本设计是大型货车车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故变速器设计将采用十档中间轴式变速器形式，五档主变速器加一个两档副变速器。 2、倒档形式选择

与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。 3、齿轮型式选择

变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 4、轴的结构分析

第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。

第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。[4] 5、轴承型式

变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。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。[5]

6、换挡机构形式

啮合套换档:用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，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，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命太短）

2.2变速器的传动效率

两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率高，磨损小，噪声也较小。

轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，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。因此，近年来在欧洲的轿车中采用得比较多。而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。

这次设计的变速器是重型货车使用，所以采用三轴式变速器。

2.3传动路线

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图2.2 传动方案

Ⅰ档：一轴→1→2→中间轴→10→二轴→9齿轮间的同步器→输出 Ⅱ档：一轴→1→2→中间轴→8→二轴→7齿轮间的同步器→输出 Ⅲ档：一轴→1→2→中间轴→6→二轴→5齿轮间的同步器→输出 Ⅳ档：一轴→1→2→中间轴→4→二轴→3齿轮间的同步器→输出 Ⅴ档：一轴→1齿轮间同步器→二轴→输出

R档：一轴→1→2→中间轴→13→12→11→二轴→输出

2.4同步器的选择

同步器是在接合套换挡机构基础上发展起来的，其中除有前面已述及的接合套、花键毂、对应齿轮上的接合齿圈外，还增设了使接合套与对应接合齿圈的圆周速度迅速达到并保持一致的机构，以及阻止二者在达到同步之前接合以防止冲击的结构。

同步器一般有常压式、惯性式、和自行增力式几种，其中惯性式同步器较为常用。

1.常压式同步器

应用常压式同步器换挡与用接合套换挡相比较，在工作过程上的区别，主要在于前者的摩擦作用能使需接合的两花键齿圈迅速达到并保持同步，并且由于带弹簧的定位销对接合套的阻力，使两齿圈在达到同步之前暂不接合。但是，在这种同步器，对接合套的轴向阻力是由弹簧压力造成的，故其大小有限。如果驾驶员用力过猛，则可能在未达到同步前，接合套便克服弹簧压力，压下定位销而与齿轮的接合齿圈接触，此时齿间仍将产生冲击。因此，常压式同步器工作不可靠，目前较少采用。 2.惯性式同步器

惯性式同步器与常压式同步器一样，都是依靠摩擦作用实现同步的。但是它可以从结构上保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以避免齿间冲击和发生噪声。

惯性式同步器又分为：锁销式、锁环式、滑块式、多片式、多锥式等几种：

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惯性式同步器能做到换挡时两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换挡，因而能完善地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。

按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。

滑块式同步器 其本质上是锁环式同步器，它工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制转矩容量不大。而且锁止面在同步锥环的接合齿上。齿面磨损大，易失效。它主要用于轿车和轻型的变速器上，故而从汽车安全性方面考虑不宜采用。

锁环式同步器 这种同步器的锁止面在同步锥环和啮合套的倒锥面上，省去了同步锥环的接合齿。这样可使轴向尺寸变小。目前这种形式的同步器达到了广泛的应用。考虑到结构布置上的合理性、紧凑性及锥面产生的摩擦力矩的大小等因素，本次设计中各档换挡机构均采用这种结构形式。

锁销式同步器 此种形式的同步器优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径大，转矩容量得到提高，多用于中、重型汽车的变速器中。

2.5 轴承形式

变速器要求增长传递功率与质量之比，而且要求工作轴承的可靠性高，容量大，性能好、寿命长，故轴承的选择比较重要。

一轴和二轴由于转速较高，承受载荷中等，且多为径向载荷，只有很小的轴向载荷，但要求支撑刚度高，故从以上方面考虑，选用深沟球轴承，二轴前端通过滚针轴承支撑在一轴后段内腔中。中间轴由于跨度大，直径大，质量大，而且有相当大的轴向力，同时考虑到轴承盖的布置问题，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，而后端采用外圈有挡圈的圆柱滚子轴承。二轴齿轮通过滚针轴承空套在二轴上，倒挡齿轮由于利用率低，且转速也不高，可直接套在倒挡轴上。

2.6轴的结构设计

变速器中的轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声、降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装，固定它与加工工艺也有密切关系。

第一轴通常与齿轮作成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，本次设计采用矩形花键。

第二轴制成阶梯式，以便于各齿轮的安装，从受力及合理利用材料来看也是必须的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴的断裂。第二轴安装同步器齿座的花键采用矩形花键且以小径定心更为合理。因为矩形花键定心精度易从工艺上得到保证，定心精度高。

固定式中间轴为齿轮轴。

2.7 变速器的操纵机构

变速器的操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒挡安全装置等组合与变速器盖上。

变速器的操纵机构应满足以下要求：安全可靠（每次只能挂入一个挡，不误挂倒挡、不自动脱挡），挂挡准确（换挡后应使齿轮在全齿长啮合）、结构简单、操纵轻便、挡位清晰、变速杆的换挡位置合理等。

按动作原理，变速器操纵机构有机械式、液压式、气动式、电控式，以及它们之间的组合，其中最常用的是机械式。按变速杆相对于变速器的位置，机械式又可分为直接

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操纵与远距离操纵。

直接操纵是最简单的操纵方案，在各类汽车上得到广泛应用。依靠手力换挡的变速器称为手动变速器。而驾驶员手力只通过变速器外部一根杠杆直接完成换挡功能的手动变速器，又称为直接换挡变速器。近年来单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变

速叉轴且各挡用同一组自锁装置，因而使操纵机构结构简化，但它要求换挡行程相等。

远距离操纵，受布局限制，有些车辆变速器距驾驶员座椅较远，此时换挡手力需要通过转化机构才能完成换挡的功能，这种手动换挡变速器称为远距离操纵变速器。这时整套机构应有足够的刚度，且各连接件间隙不能过大，否则换挡手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。

本次设计中，采用手动换挡直接操纵变速器。

1.换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如右图所示：

图2-8变速器自锁与互锁结构

1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖

4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴

2.在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图2-8所示）。

汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒档锁。

3变速器设计计算

3.1变速器主要参数的选择

3.1.1传动比的选择

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力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时：

Fkmax?Ff?Fimax （3-3） 式中：

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Fkmax——最大驱动力；即 Fkmax= Temaxi1i0?/R0

Ff——滚动阻力；即 Ff=fmgcos?max Fimax——最大上坡阻力。即 Fimax=mgsin?max 把以上参数代入（3-3）得： i1?m?g?(f?co?smax?sin?ma)xR0 （3-4）

Temax?i0??以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：

Temax——发动机最大扭矩，Temax=911.5 N·m； i1——变速器一档传动比；

i0——主传动器传动比，i0=5；

m——汽车总质量，m＝31000kg；

f——道路滚动阻力系数取0.020；

?——传动系机械效率，取0.84；

g——重力加速度；取g=9.8ms2；

R0——驱动轮滚动半径，取0.5291m；

?max——汽车最大爬坡度为30％，即?max＝16.7?

取i1>=12.8

（2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定

ig1?G2rr?

Temaxi0?t式中G2——汽车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；G2=mg×60%。 ?——道路的附着系数，在沥青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。 则

G2rr?=18.8 ig1?Temaxi0?tg1所以选i=15

速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档为直接档，本设计变速器次高档十挡为直接挡,i10=1.0。[6]

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一般汽车各挡传动比大致符合如下关系

ig1iiiiiiiii?g2?g3?g4?g5?g6?g7?g8?g9?q（即q?n?1g1）

ignig2ig3ig4ig5ig6ig7ig8ig9ig10则q=1.35；

ig4=6.09； ig1=15；g2=11.1；g38.22；ig6=3.34；ig81.83；ig9=1.36；ig5=4.51；ig7=2.48；

iiig101；

由于我们采取的是一个五档的主变速器加一个后置副变速器所以，我们组决定主变速器的各传动比为ig1=15；ig28.22；ig3=4.51；ig4=2.48；ig5=1.36；副变速器的传动比为ig1=1；ig2=1.35；

3.1.2中心矩A

对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A

初选中心矩A时，可根据经验公式计算

A=Ka?3Temax?i1??g (3-5)

Ka—— 中心距系数：Ka=8.6~9.6,取9.0； i1 —— 变速器一档传动比；

?g —— 变速器传动效率：取?g＝96％；

Temax —— 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）； ∴A=9.0×(911.5×15×0.96)1/3 取A=212mm

3.2齿轮参数选择 3.2.1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。对货车，减轻质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。

重型货车变速器齿轮的模数为4.5-6，在根据优先数初步选择模数为m=5

3.2.3压力角α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

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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°。

啮合套或同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。

3.2.4螺旋角β

选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。随着β增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30°时，抗弯强度急剧下降，会使轴向力及轴承载荷过大。

货车变速器斜齿螺旋角β的选择范围：18°～26°。初选?1,2=25°，

?3,4=?5,6=?7,8=?9,10=20°

3.2.5齿宽b

齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿

强度和齿轮工作时受力的均匀程度。 通常根据模数m（mn）来选择齿宽： 直齿：b=Kcm,Kc为齿宽系数，取4.5～8.0 斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.0～8.5； 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约5～10，所以有 1、直齿 b=(4.5～8.0)×5=22.5～40(mm)

b11=30mm, b12=32mm, b13=30mm

2、斜齿 b=(6.0～8.0)×5=30～40(mm)

因为本设计中间轴上预定用宝塔齿轮，所以取:

b1=30mm, b2=30mm, b3=30mm, b4=30mm

b5=20mm, b6=30mm, b7=20mm, b8=30mm；b9=30mm；b10=32mm 5）齿顶高系数

一般齿轮的齿顶高系数f0＝1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。 变速器基本参数列入表2-2：

表2-2变速器参数 模数 压力角 螺旋角 5 20° 25° 齿宽系数 7 齿顶高系数 1 参数值 9

3.3齿轮设计计算

3.3.1各档齿数Z

齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。 1 一档齿轮齿数 一档传动比为

i1?Z2Z9 Z1Z10为了求Z1，Z1的齿数，先求其齿数和Zh，一挡齿轮为斜齿齿轮，

2Acos?=76.8。取整为77。 m由Zh= Z9+ Z10进行大小齿轮齿数分配，为使的动比更大些，取 Z9=59 Z10 =18； Zh?(Z9+ Z10)/(2×cos?7,8) A=mn×

=5×(59＋18)/(2 ×cos20°)=204.8mm

取A＝212mm；

Z2/Z1＝i1 Z10/ Z9

=15×18/59=10.9；

(Z1+Z2)/(2×cos?1,2) A= mn×

Z1+Z2＝2×212×cos25°/5=76.8 取Z1=14，Z2=63（圆整）； 修正i1

i1=Z2×Z9/(Z1×Z10) =59×63/（14×18）

=14.75

i%=|15-14.75|/15=1.6%<5% (合格)； 修正?

(Z1+Z2)/（2×cos?1,2） 由A＝mn×

(Z1+Z2)/（2×A） 得?1,2＝arccos［mn×］= 24.7°同理 β

9,10＝arccos［mn×(Z9+ Z10)/（2×A） ］= 24.7°

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2确定二档齿轮齿数（取β） 7,8＝20°

Z7/ Z8=i2×Z1/Z2 =8.22×14/63=1.827 Z7+ Z8=2×A×cosβ

7,8/mn

=2×212×cos20°/5 = 79.6

取Z7=52, Z8=28(圆整)； 修正i2

i2＝Z2×Z7/（Z1×Z8） 52/（14×28） ＝63×＝8.35

i%＝|8.35-8.22|/8.22×100% ＝1.6%<5% (合格)； 修正β7,8 β

7,8＝arccos［mn( Z7+ Z8)/（2×A） ］=19.3°

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： tg?1,2 /tgβ

7,8=Z2/(Z1+Z2)×(1+ Z7/ Z8)

tg?1,2 /tg?9,10=1.28

Z2/(Z1+Z2)×(1+ Z7/ Z8)=1.63

|1.8361 -1.3719|=0.4642<0.5

两者相差不大，近似认为轴向力平衡。 3确定三档齿轮齿数（β5,6＝20°）

Z5/ Z6＝i3×Z1/Z2 ＝4.51×14/63

＝1.00

(Z7+Z8)/2cosβ由A＝mn×取β

,得 5,6＝20°

5,6/mn5,6

Z5＋Z6＝2×A×cosβ

=2×212×cos20°/5=79.6

取Z5＝40，Z6＝40（圆整）； 修正i3

i3=Z2×Z5/（Z1×Z6）

11

=63×40/（14×40） =4.5

i%=|4.5-4.51|/4.51×100%=0.22%<5%(合格) 修正β5,6 β

5,6＝arccos［mn×(Z5+ Z6)/（2×A）］

=19.3°;

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： tg?1,2/tgβtg?1,2/tgβ

5,6=Z2/(Z1+Z2)×(1+ Z5/ Z6)

5,6=1.33

Z2/(Z1+Z2)×(1+Z7/Z8)=1.63

|1.63-1.33|=0.49<0.3

两者相差不大，近似满足轴向力的平衡条件。 4确定四档齿轮齿数（β3,4＝20°）

Z3/ Z4＝i4×Z1/Z2 ＝2.48×14/63

＝0.55

(Z3+ Z4)/2cosβ由A＝mn×,得 取?5,6＝20°

3,4

Z3＋Z4＝2×A×cosβ3,4/mn

=2×212×cos20°/5=79.6

取Z3＝29，Z4＝51（圆整）； 修正i3

i3=Z2×Z3/（Z1×Z4） =63×29/（14×51） =2.55

i%=|2.55-2.48|/2.48×100%=3.1%<5%(合格) 修正β3,4

?5,6＝arccos［mn×(Z3+ Z4)/（2×A）］

=19.3°;

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： tg?1,2/tgβtg?1,2/tgβ

3,4=Z2/(Z1+Z2)×(1+ Z3/ Z4)

3,4=1.326

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Z2/(Z1+Z2)×(1+ Z3/ Z4)=1.28

|1.326-1.28|=0.07<0.5

两者相差不大，近似满足轴向力的平衡条件。

5确定倒档传动比

倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮Z13的齿数一般在21～23之间，初选Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A。初选

，Z13=23，Z12=22，

则：

1m?Z12?Z13?2 =112.5mm

为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有A，?0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径De11应为

De12D?0.5?e11?A22

De11?2A?De12?1

=310mm

Zn?De11?2m

=60 取Z11=60

计算倒挡轴和第二轴的中心距A??

A,,?m?z13?z11?2

=207.5mm

计算倒挡传动比

i倒?z2z13z11??z1z12z13

=12.27

7齿轮精度的选择

根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取Z1～Z8为6级，Z9～Z15为7级。 8螺旋方向

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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、二轴齿轮采用左旋，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。 9材料选择

现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的齿轮的材料选用40Cr。

3.4齿轮的强度校核

3.4.1齿轮的损坏形式

齿轮的损坏有以下几种形式： 1轮齿折断

齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。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以后，齿轮突然折断。

为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：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；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。

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，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。

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，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，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：一方面采用较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。

3.4.2圆柱齿轮强度的简化计算方法 1计算各轴的转矩

已知发动机最大扭矩为911.5N.m,齿轮传动的效率为99%，离合器传动效率为99%，轴承传动效率为96%。

I轴 T1=Temax?离?承=866.29N.m

14

中间轴 T2=T1?承?齿i1,2=3704.95N.m II轴

一挡 T31?T2?承?齿i9?10=3704.95×0.96×0.99×59/18=11541.65N.m 二挡 T32?T2?承?齿i7?8=3704.95×0.96×0.99×52/28=6539.34N.m 三挡 T33?T2?承?齿i5?6=3704.95×0.96×0.99×40/40=3521.18N.m 四档 T35?T2?承?齿i2-3=3704.95×0.96×0.99×29/51=2002.24N.m 倒挡 T倒?T2?承?齿i11?12=3704.95×0.96×0.99×60/22=9603.23N.m

3.4.3、齿轮的强度校核

1）轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力?w

?w?2kTgYFaYSa?dmz32 （3-8）

式中：?w—弯曲应力（MPa）；

Tg—计算载荷（N.mm）；

K—应力集中系数，可近似取K?=1.65； YFa—齿形系数 YSa—应力校正系数

?d—齿宽系数

当计算载荷

Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，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的倒挡齿轮的许用应力应取下限。

计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力：

?11?2kTgYFaYSa

=404.04Pa<400～850MPa

?dm3z2?12?

2kTgYFaYSa?dm3z2

15

Fa11?Ft11tan?11?320107.67tan20??116509.66NFa12?Ft12tan?12?336813.64tan20??122590.14N

4 轴设计计算

4.1初选轴的直径

已知中间轴式变速器中心距A=212mm，第二轴和中间轴中部直径

d??0.45～0.60?A，轴的最大直径d和支承距离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d（mm）可按式（4-1）初选:

d?K3Temax （4-1）

式中：K—经验系数，K=4.0～4.6；

Temax—发动机最大转矩（N.m）。

第一轴花键部分直径d1??4.0～4.6?3911.5=38.78mm～44.60mm，d1=40mm；第二轴最大直径d2max??0.45～0.60??212=95.4～127.2mm，d2=110mm；中间轴最大直径d2max??0.45～0.60??212=95.4～127.2mm ，d中间=110mm

d2maxd1max?0.18～0.21?0.16～0.18LL第二轴：2；第一轴及中间轴：。

第二轴支承之间的长度L2=454.28～706.6，L2=600mm；中间轴支承之间的长度

L=530～706.67mm，L=600mm，第一轴支承之间的长度L1=242.38～278.75mm，

L1=250mm。

4.2、轴的刚度验算

若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用式（4-2）、（4-3）、（4-4）计算

Fra2b264Fra2b2fc??3EIL3?ELd4 （4-2）

21

Fta2b264Fta2b2fs??3EIL3?ELd4 （4-3）

??Frab?b?a?64Frab?b?a??3EIL3?ELd4 （4-4）

f?fc2?fs2?0.2轴的全挠度为mm。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为?fc?=0.05～0.10mm，?fs?=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。

二轴受力弯曲示意图2-3：

δ a Fr b L 图2-3 二

轴受力图

（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。

（2）二轴的刚度 一档时

fc964Fr9a9b9?43?ELd32

22～0.10mm =0.084mm?0.0564Ft9a9b9fs9?43?d32EL

22～0.15mm =0.11?0.10f9?2fc29?fs9?0.023mm?0.2mm

?9?64Fr9a9b9?b9?a9?3?ELd324=-0.0011rad?0.002rad

22

二档时

fc7?64Fr7a72b723?ELd334

～0.10mm =0.033mm ?0.05fs7?64Ft7a72b7243?d33EL

～0.15mm =0.0859?0.10f7?2fc27?fs7?0.092mm?0.2mm

?7?64Fr7a7b7?b7?a7?3?ELd3364Fr5a52b523?ELd344

4=-0.000022rad?0.002rad

三档时

fc5?～0.10mm =0.0064mm?0.0564Ft5a5b5fs5?43?d34EL

22～0.15mm =0.016?0.10f5?2fc25?fs5?0.017mm?0.2mm

?5?64Fr5a5b5?b5?a5?3?ELd3464Fr3a32b323?ELd354

4?0.00027rad?0.002rad

四档时

fc3?～0.10mm =0.031mm?0.0564Ft3a3b3fs3?43?d35EL22

～0.15mm =0.078?0.10f3?

2fc23?fs3?0.084mm?0.2mm

23

?3?64Fr3a3b3?b3?a3?3?ELd354?0.00048rad?0.002rad

倒档时

fc11?64Fr11 a112b1123?ELd314

=0.0159mm<0.05～0.10mm

fs11?64Ft11a112b11243?d31EL

=0.0437<0.05～0.10mm

2fc211?fs11?0.046mm?0.2mm

f11??11?64Fr11a11b11?b11?a11?3?ELd314=-0.00044rad?0.002rad

（3）中间轴刚度

中间轴受力图如图2-4 ：

Fr a δ b L 图2-4 中间轴受力图

一档时

fc10?64Fr10a10b103?ELd22422

～0.10mm =0.031mm?0.05fs1064Ft10a10b10?43?d22EL22

～0.15mm =0.079?0.10f10?2fc210?fs10?0.085mm?0.2mm

24

?10?64Fr10a10b10?b10?a10?3?ELd224?0.00022rad?0.002rad

二档时

fc8?64Fr8a82b823?ELd334

～0.10mm =0.033mm?0.0564Ft8a8b8fs8?43?d33EL

22～0.15mm =0.0859?0.10f8?2fc2?f8s8?0.92mm?0.2mm

?8?64Fr8a8b8?b8?a8?3?ELd3364Fr6a6b63?ELd344224=-0.000022rad?0.002rad

三档时

fc6?

=0.049mm?0.05～0.10mm

64Ft6a6b6fs6?43?d34EL

22=0.026?0.10～0.15mm

f6?2fc26?fs6?0.135mm?0.2mm

?6?64Fr6a6b6?b6?a6?3?ELd34224=0.00027rad?0.002rad

四档时

fc4?64Fr4a4b43?ELd254

～0.10mm =0.0133mm ?0.0564Ft4a4b4fs4?43?d25EL

25

22

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