毕业设计2

重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体）

摘 要

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。21世纪能源与环境，先进的制造技术，新型材料技术，信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域。这些领域的科技进步推动了变速起的发展。目前国内外的变速器熬向着自动变速器方向发展，有一半以上的交合和部分重型汽车上使用的是自动变速器。由于重型汽车需要发动机的载荷表较大，这就要求升速箱的设计向着低成本，体积小的方向发展，有利于能源的节约。

随着国内汽车市场的发育成长，变速器产品型谱逐步细化，产品的针对性越来越强，因此在保证现有变速器生产和改进的同时，要充分认识到加入WTO后良好的合作开发机遇，取长补短，同时更应认识到供方、买方、替代者、产品竞争者的巨大压力。要紧跟重型商用车行业向高档、高技术含量和智能化方向发展的趋势，要紧跟客车低地板化、绿色环保化、城市公交大型化的发展方向，开发和生产具有自主知识产权、适合我国国情的重型车用变速器。升速箱作为变速器的一种，它的特点是工作稳定，制造简单，工作效率高，能够很好的达到使用者的要求。现在很多升速箱作为实验台的一部分组成构建，它能够很好的完成实验所需要达到的要求，是一种需要开发和升入研究的装置。

关键词：重型汽车，变速器，升速箱，实验台。

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Abstract

Automobile transmission gearbox as an important component of its technology, automotive technology is a measure of the level of an important basis. 21st century energy and environment, advanced manufacturing technology, new materials technology, information and control technology is an important area of scientific and technological development. At home and abroad transmission automatic transmission direction toward the boil, more than half of intercourse and some heavy-duty vehicle is used on automatic transmission. Since heavy vehicles need larger engine load table, which requires the design or speed box toward low-cost, small size direction, is conducive to energy conservation.

With the development of the domestic car market growth, the transmission spectrum gradually refined products, products targeted getting stronger, and therefore ensure that the existing transmission manufacturing and improved at the same time, to fully understand the good cooperation after joining the WTO development opportunities each other, but also should recognize suppliers, buyers, substitutes, products of competitors tremendous pressure. To keep heavy commercial vehicle industry to high-end, high-tech and intelligent direction of the trend, to be followed by low-floor buses, green environmental protection, urban public transport development direction of large-scale development and production with independent intellectual property rights for China's national conditions of heavy vehicle transmission. Transmission or speed box as one, it is characterized by stable, simple to manufacture, efficient, very good to meet the user's requirements. Now a lot of bench or speed box as part of building components, it can be a good experiment to complete the requirements needed to achieve is a need to develop and promoted research devices.

Keywords: heavy vehicles, transmissions, or speed box, bench.

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1 绪 论

我国商用车主要分为重型商用车、中型商用车、轻型商用车和微型商用车四大类,其中重型（略）长最快,年均增幅最大.燃油价格的不断上涨,国际上不断严格的汽车尾气排放法规,不断恶化的道路交通拥堵状况以及技术熟练司机的短缺,这些因素都将促使未来的商用车,尤其是重型商用车的动力传动系统发生重大变化.针对国内变速器生产厂的现有条件,开展重型商用车机器的关键技术研究,开发具有自主知识产权的机械式自动变速器,对打破国外的技术垄断,掌握核心技术,促进我国汽车工业的发展与技术进步的现实意义。 1.1国外手动变速器研究

对整车制造商而言,据美国阿贡国家实验室在1999年发布的报告.对于一个典型的微型车变速器大概占据其制造成本的7%。对于消费者而言,变速器配置的丰富程度在很大程度上会影响他们的购买决定。另外，变速器和发动机的匹配将在很大程度上决定整车的排放燃油经济性及整车的操控性。而另一项研究表明在变速器的制造过程中,越来越多的采用了大量的先进设计和制造技术在Ford/Getrag6 变速器中采用了激光焊接冲压滑动齿轮选择器轴套这是一种由雷诺公司在5 速副轴原型变速箱设计中发明的技术命名为EMl曾在2000年展出并因为它的简单和轻便仅22公斤却能提供140N·m 的转矩而出名。这种激光焊接冲滑动齿轮选择器轴套替代了前一代变速器的铸铁拨叉,可以减少对内部的伤害。并且在这种设计中齿轮盘片的激光和摩擦焊接同时保证了所需机器设计空间的降低此外设计人员也在其齿轮提供高转矩输出的设计上认真地研究过提高了耐久性和低噪声水平. 1.2国内手动变速器研究

在中国,手动变速器因为其低廉的价格和给驾驶者的良好的操控感,一直以来都占据着变速器的主流.如在2007年手动变速器大概占整个微型车市场的74%。这其中既有历史的原因也有现实的因素。从历史上来看,长期以来手动变速器占据压倒性的市场份额,而且基本所有的驾驶员都接受手动变速器的培训。从现实角度,虽然目前市场自动变速器的发展也很快,但相比之下,自动变速器的价格相对昂贵,燃油经济性也相对较差。普通消费者的需求受到抑制,另一个很重要的原因是提供相对低廉汽车产品的本土汽车生产商还没有完全掌握自动变速器的技术。所以传统的齿轮变速器仍以其结构简单效率高、功率大三大显著优点依然占领着汽车变速器的主流地位。

综上所述,机械变速器有着很大的发展空间,尤其在微型车辆的使用上。而国内外

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也针对现在市场的需要在不断研究和改进变速器,本设计将参考国内外关于变速器设计、汽车设计、汽车变速器等的相关书籍与文章,根据工作及传动比要求,对变速箱构造进行设计,再根据设计手册,对部分零件进行设计,最后查阅相关标准,对设计结果进行全面的校核,保证其可行性及安全性。 1.3自动变速器

最早在1904年出现了离合器和制动器等摩擦元件操纵变速的行星齿轮机构，该机构首先用于英国Wilson Picher汽车上。1907年福特车上大量使用行星齿轮变速器，它的出现实现了不切断动力进行的“动力换挡”，并避免了固定轴式变速器中的“同步问题”。而液力耦合器的出现为自动操纵的实现提供了可能，1938年至1941年美国GM和Chrysler公司采用液力耦合器代替离合器，省去了驾驶时的离合器踏板操作。随后出现了液力自动变速去的前身，开始了车速和油门两个参数信号，用液压逻辑油路控制的液力自动变速时代。

该阶段以1939年的通用Oldsmobile车上的Hydromantic开始，以液力自动变速器的普遍应用和迅速推广为特征。这个阶段的液力自动变速 由液力变矩器和行星齿轮变速器组成，控制系统是通过液压系统来实现的，控制信号的产生，主要是通过反映油门开度大小的节气门阀和翻涌车速高低的速控阀来实现，其控制系统是由若干个复杂的液压阀和油路构成的逻辑控制系统，按照设定的换挡规律，控制换挡执行机构的动作，从而实现自动换挡。代表性的产品有：丰田A40系列自动变速器、通用的4T60E、EF、CHPE9等系列产品。但液压系统的控制精度较低，难以适应车辆行驶状况的变化，无法按使用者愿望实现精确的换挡品质控制。

1969年法国的雷诺R16TA轿车首先使用了电子控制自动变速器，与全液压的区别在于自动换挡的控制系统是由电脑来实现的，但当时电子技术不成熟，应用范围较窄，到20世纪80年代末，电子控制逐步实用化，越来越多的自动变速器采用了电子控制。 自动变速器的控制系统包括电控和液控两部分，电控系统由电脑，各种传感器、电磁阀及控制电路等组成，它将控制换挡的参数（如车速和油门开度等）通过传感器转换为电信号输送给电脑，电脑通过处理奖换挡的信号作用于换挡电磁阀。从而利用液压换挡执行机构实现自动换挡。由于电脑能存储和处理多种换挡规律，在改善换挡品质控制方面，由明显的优越性，并且与整车的其他控制系统的兼容性号，最终可以实现车辆电子控制系统一体化。

随着车辆技术和自动变速技术的发展，人们不再满足于简单的功能实现，车辆

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自动变速技术即将进入智能化阶段，控制策略的不断改进成为车辆自动变速技术的特点。德国的宝马公司从1992年起，陆续推出用于四档和五档自动变速器的自适应控制系统，能够自动识别驾驶员的类型，环境条件和行驶状况，并对换挡规律作出适当调整。尼桑的E4N71B自动变速器，采用模糊推理对高速公路坡道进行识别，采取禁止升档的措施消除循环换挡，三菱新型四档自动变速器，将各种输入信息和驾驶员的换挡通过神经网络建立联系，利用神经网络的学习功能，使得车辆能够按照驾驶员的意图自动换挡。 我国应用液力传动始于五十年代，自行研制出了内燃机车和红旗CA770三排座高级轿车的液力传动系统，随后液力传动液在我国获得了一定发展，此外，部分均匀车辆上使用了液力自动变速器，但发展速度要落后于发达国家。 20世纪90年代末期，大众汽车公司和博格华纳公司携手合作，生产第一个适用于大批量生产和应用于主流车型的Dual Tronic技术双离合器自动变速器，博格华纳公司通过使用新的电子液压元件，是双离合器自动变速器变成了实用性很强的变速器。2002年德国大众汽车公司首次向世界展示了这一技术创新，并给他命名为直接换挡变速器Direct-Shift Gearbox（简称DSG）。2003年大众汽车公司推出了6挡DSG变速器，成为首个提供双离合器自动变速器系统的整车厂，随后DSG变速器逐步推广应用在奥迪TT3.2、大众捷达、大众途安、大众第五代高尔夫、宝来、奥迪A3、SKODA等众多车型上。2008年大众汽车公司联手舍弗勒集团推出了更为先进的7挡DSG变速器。 我国也很重视双离合器自动变速器的自主研发，2007年，我国科技部“十一五” “863”计划将双离合器自动变速器列为“汽车开发先进技术”重大项目，由重庆青山、 吉利、杭齿三家公司承担。2008年，上海汽车公司和沈阳华晨汽车公司宣布联合开发双离合器自动变速器。同年，在国家发改委支持下，国内12家汽车企业联合成立了“中发联”，与美国的博格华纳公司进行合作，开发双离合器自动变速器。在 2009年上海车展上，吉利汽车公司展出了我国第一款自主研发的 7挡双离合器自动变速器，据说，吉利汽车公司已经基本掌握了双离合器自动变速器的关键技术及双离合器自动变速器的开发流程。 1.4重型变速器技术的发展现状

我国重卡主要以驾驶室的更新换代为主，新产品重视的是驾驶室造型的新颖性及其内部的舒适性。然而，当相对前些年豪华和舒适的驾驶室成为普遍基本属性的情况下，行业所关注的重点不再是“长相”而是“内涵”。因为，如果缺乏“内涵”而仅靠“长相”来提高产品竞争力、来吸引消费者，已非易事。在市场需求发生重大变化

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的背景下，近年来，重卡的产品研发更加注重提升“内涵”——产品性能。在与重卡“内涵”密切相关的多种性能中，动力性和经济性成为目前用户关注的焦点、产品销售的卖点。因此，各重卡企业都不约而同地将产品研发的方向，转向了底盘特别是动力系统总成的升级换代。在动力系统总成升级换代的过程中，与大功率重型发动机一样，重型变速器的研发与应用也已成为关注的重点。关于商用车变速器的级别，虽然目前尚无明确的划分标准，但业内通常将标定输入扭矩在900N?m以上的汽车变速器称为重型变速器，主要是指匹配于重型卡车及大型客车的变速器总成。通过对重卡新品的观察及对市场主流车型的分析发现，总体而言，我国重型变速器产品技术目前呈现一种多挡化、轻量化和自动化的发展局面。

升速箱实际上与变速器的结构相似，升速箱体是一种由封闭在刚性箱体内的齿轮传动组成的独立部件，用在原动机与工作机之间作为升速的传动装置，升速器是常见的升速装置。它的特点是工作可靠，制造简单，效率高、传动比稳定，在各工业部门得到广泛应用。如汽车行业航天行业等等。在设计的的过程中其主要是联系实际加工，设计出来的工件要加能够加工出来才行。还有不是单单把零件图画出来就行，要考虑到装配的时候，能否装配得起来。所以在画图之前要综合起要先看整体然后现考虑每个零件的具体要求及结构特点在设计过程中首先考虑的是减速箱的整体框架，既上端盖和底座，其次是齿轮方面的设计，也是最重要的一部分，其齿轮设计的多少会直接影响到减速箱的传动比而其它的绝大多分的零件都是根据这两个而设计的。

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2 重型商用车变速器试验台升速箱的总体方案设计

2.1 试验变速器的主要参数

变速器试验台所试验变速器为綦江齿轮传动公司生产的QJ12S-150变速器，选择其中的QJ12S2400，各档传动比如下： 档位 传动比

2.2 变速器试验台的主参数 试验功率400kw 输入扭矩2865Nm 转速 1500r/min

(1)驱动电机

电机功率 400kw—450KW 额定转速 1500r/min 最高转速 2000r/min 额定转矩 3000Nm 基频 50Hz (20)负载电机

电机功率 450kw 额定转矩 5730 Nm

恒转矩调速范围为75～750 rpm，恒功率调速范围为750～2000 rpm。

2.3 传动比的确定

升速箱各档传动比初步定为一档1.5:1，二档1:1.75，三档1:4.58，四档1:12 根据转速要求判断升速箱传动比选择是否符合设计要求：

根据转速要求判断升速箱传动比选择是否符合设计要求：

变速器传动比 升速箱传动升速箱转速升速箱转速输出是否在一 档 13.24 二档 9.10 三档 6.24 四档 4.40 五档 3.59 六档 3.01 七档 2.47 八档 2.07 九档 1.71 十档 1.42 十一档 十二档 1.19 1.00 输入转速 1 7

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（rpm） 比 输出（rpm） 负载电机转速范围0rpm~1800rpm内 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 1500 13.24（一档） 1:8（四档） 9.10（二档） 1:8（四档） 6.24（三档） 1:4（三档） 4.40（四档） 1:4（三档） 3.59（五档） 1:2.2（二档） 3.01（六档） 1:2.2（二档） 2.47（七档） 1:2.2（二档） 2.07（八档） 1:2.2（二档） 1.71（九档） 1：1.1（一档） 1.42（十档） 1：1.1（一档） 1.19（十一档） 1：1.1（一档） 1.00（十二档） 1：1.1（一档） 906.34 1318.68 961.54 1363.64 919.22 1096.35 1336.03 1594.20 :964.91 1161.97 1386.56 1650 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 根据转矩要求确定各档位选择是否符合设计要求： 输入转矩（Nm） 变速器传动比 升速箱传动比 升速箱转矩输出（NM） 升速箱转矩输出是否在负载电机转矩允许范围0Nm~4456Nm内 2650 2650 2650 2650 2650 2650 2650 2650 2650 2650 13.24（一档） 1:8（四档） 9.10（二档） 1:8（四档） 6.24（三档） 1:4（三档） 4.40（四档） 1:4（三档） 3.59（五档） 1:2.2（二档） 3.01（六档） 1:2.2（二档） 2.47（七档） 1:2.2（二档） 2.07（八档） 1:2.2（二档） 1.71（九档） 1：1.1（一档） 1.42（十档） 1：1.1（一档） 8

4385.75 3014.38 4134 2915 4324.32 3625.68 2975.23 2493.41 4119.55 3420.91 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 可用 重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体）

2650 2650 1.19（十一档） 1：1.1（一档） 1.00（十二档） 1：1.1（一档） 2866.82 2409.09 可用 可用 所以升速箱传动比初步选择合适，且各档位使用时间如下： 变速器档位 变速传动比 升速箱档位 升速箱传动比 1:8 1:4 1:2 1:1.25 四档 三档 二档 一档 13.24 9.10 6.24 4.40 3.59 3.01 2.47 2.07 1.71 1.42 1.19 1.00 一档 二档 三档 四档 五档 六档 七档 八档 九档 十档 十一档 十二档

根据初步选定的各档传动比可知： z8/ z4=1:8

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z7/ z3=1:4 z6/ z2=1:2.2 z5/ z1=1:1.1

因为变位系数为0，所以z8+ z4= z7+ z3= z6+ z2= z5+ z1=zh

由此可知齿轮8齿数最少，因为斜齿轮的齿数最少为11，所以取z812即四档从动齿数。

2.4传动机构布置方案分析

图分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案。各种传动方案的共同特点是:变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴支撑在第一轴的后端的孔内,并且保持两轴轴线在同一直线上,经啮合套将它们连接后可得到直接挡。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,可达到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要高于其它挡位,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;档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,挡位低的齿轮（一档）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它挡位的换档机构,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。在除直接挡以外的其它挡位工作时,中间轴式变速器的传动效率略有降低,这是它的缺点。

中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动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撑在发动机飞轮上,第一轴上的

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i2=错误！未找到引用源。 （3-5）

该挡为最高档，传动比在1/8左右，初选四档的传动比为i4=0.125，则带入式（3-5）中得到，1.125Z7=108 Z7=96，则Z8=108-96=12螺旋角不变。

3.3.6各挡齿轮参数表

一挡的齿宽系数应取得稍微大些，因此去Kc=8，所以一档的齿宽b=kcm=8×6=48mm。 其余各挡的齿宽系数取kc=6，b=kcmn=6×5/cosβ=31.9，取b=32mm

各挡齿轮的参数如下表所示：

表3-1各挡齿轮的参数 主动齿从动齿中间齿螺旋角齿宽B模数M 传动比挡数 轮 轮 轮 Β （MM） （MM） I 齿数 齿数 齿数 （°） 一挡 56 45 48 6 0 0.8 二挡 72 36 32 5 20 0.5 三挡 86 22 32 5 20 0.256 四挡 96 12 32 5 20 0.125 4变速器的设计与计算 4.1齿轮的损坏形式

变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。

齿轮折断发生在以下几种情况：齿轮收到足够大的冲击载荷作用，造成齿轮弯曲折断；齿轮在重复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中极其少见，而后者出现的多些。

齿轮工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在于齿面细小裂纹中的润滑油压升高，并导致裂纹扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致齿轮折断。

用移动齿轮的方法完成的换挡的低档和倒档出论，由于换挡时两个进入啮合的齿轮的存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。

负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力大且接触处产生高温作用下的情况使齿面间的润滑油膜遭到破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称之为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现的较少。 4.2齿轮的强度计算 （1）直齿轮弯曲应力ζW

ζW=错误！未找到引用源。 （4-1）

式中，ζW为弯曲应力（MPa）；F1为圆周力（N），F1=2Tg/d；Tg为计算载荷（N.mm）；d

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为节圆直径（mm）；Kζ为集中应力系数，可取近似值 Kζ=1.65；Kf为摩擦力影响系数，主、从动轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮Kf=1.4从动齿轮Kf=0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm）t=πm，m为模数；y为齿形系数，如图（4-1）所示。

应为齿轮的节圆直径为d=mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数带入（4-1）后得到当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一档得许用弯曲应力在98-250MPa，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。

图4-1齿形系数图（假定载荷作用在齿顶α=20°，f0=10）

ζ

ζ

W

=错误！未找到引用源。

W

=

（4-2）

已知电动机的最大转矩为Temax=2865N. m=2865000N.mm， 输入轴上的齿轮其Tg=Temax，输出轴上的齿轮其Tg=iTemax

计算一档主动齿轮：齿数z1=56，根据上图，取得y=0.156齿宽系数Kc=8，带入式（4-2），一挡的许用弯曲应力为98~250Mpa。

2?2865000?1.2?1.65ζw==139.7Mpa。 33.14?12?6?0.156?56?8故满足许用弯曲应力要求。

计算一档从动齿轮：齿数z2=45，根据上图，取得y=0.153齿宽系数Kc=8，带入式（4-2），一挡的许用弯曲应力为98~250Mpa。

ζw=错误！未找到引用源。 = 185.8Mpa

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满足许用弯曲应力要求。 （2）斜齿轮弯曲应力ζw

ζ

W

=

（4-3）

式中，式中，ζW为弯曲应力（MPa）；F1为圆周力（N），F1=2Tg/d；Tg为计算载荷（N.mm）；d为节圆直径（mm）d=（mnz）/cosβ，mn为法向模数（mm）；Kζ为集中应力系数，可取近似值 Kζ=1.50； b为齿宽（mm）；t为法向齿距（mm）t=πmn；y为齿形系数，可按当量齿数Zn=

Z/cos3β在上图中查得；Kε为重合度影响系数，Kε=2.0。 将上述有关参数带入（4-3）后得到

ζW = 错误！未找到引用源。 （4-4）

当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合和高档齿轮，许用应力在180~350MPa 的范围,对货车在100-250MPa.

在计算常啮合齿轮时由于没有采用变位，所以主、从动齿轮的弯曲应力大小只差在y上，而y随着当量齿数的增大而减小，所以计算时只要计算该对齿轮中弯曲应力大的，即齿数小的那个齿轮即可。

计算二挡常啮合齿轮齿轮的弯曲应力

已知 Z3=72，Kc=6，β=20，Zn=90，从表中查的y=0.165

2?2865000?cos20?1.5ζw= = 138.36MPa。 333.14?72?4.5/cos20?2?6?0.165

满足许用弯曲应力要求。

计算三档常啮合齿轮的弯曲应力

已知 Z5=86，Kc=6，β=20°，Zn=104从表中查的y=0.165 带入式（4-4）

2?286500?cos20.?1.5 ζw= =115.5Mpa 333.14?86?4.5/cos20?2?6?0.165满足许用弯曲应力要求。

计算四档常啮合齿轮的弯曲应力

已知 Z8=96，Kc=6，β=20°，Zn=116从表中查的y=0.165 带入式（4-4）

2?2865000?cos20?1.5 ζw= =10 333.14?96?4.5/cos20?0.18?2?6满足许用弯曲应力要求。

2.齿轮接触应力ζj

ζj= 0.418错误！未找到引用源。 (4-5) 式中，ζj为齿轮的接触应力（MPa）；F为齿面法向力（N）；α为节点处压力角（°）；E为齿轮材料的弹性模量（MPa）；b为齿轮接触的实际宽度；ρZ、ρb为主、从动轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮ρZ = rzsinα、ρb = rbsinα，斜齿轮ρZ = （rzsinα）

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/cos2β、ρb = （rbsinα）/cos2β；rz、rb为主、从动轮节圆半径（mm）。 将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，变速器的许用接触应力见下表所示：

表4-1变速器齿轮的接触应力 ζj/MPa 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 1900~2000 950~1000 常啮合齿轮和高档 1300~1400 650~700 F=F1/cosα.cosβ F1=2Tg/d

输出轴上的齿轮其 Tg= Temax/2

正常啮合齿轮的节圆直径d等于分度圆直径所以d=mz，齿轮所选用的材料为20GrMnTi，表面渗碳处理，弹性模量E=210000(Mpa) 将各参数带入式（4-5）后计算得出：

一挡齿轮的接触应力为：1253.52MPa 二挡齿轮的接触应力为：1137.93MPa 三挡齿轮的接触应力为：1010.77Mpa 四挡齿轮的接触应力为：929.77Mpa

参照上表，计算所得出的数据满足齿轮的许用接触应力。

综合齿轮的弯曲应力和接触应力，此次设计的齿轮均基本满足强度要求。

变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度和心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性和抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用刚才及热处理时，可对加工性及成本予以考虑。

国内汽车常用的变速器齿轮材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。 本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi，一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中轴的材料也选用20GrMnTi。 4.3轴的强度计算

变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件来初选轴的直径，然后根据公式进行相关的刚度和强度方面的验算。

4.3.1初选轴的直径

此次设计的变速器为两轴式四档变速器，重强度的方面考虑，四挡齿轮处的 输入轴，输出轴部分器受力最大，所以此次的轴的直径应该是最粗的地方，直径初选 输入轴花键部分直径d（mm）可按下式初选

d = K错误！未找到引用源。

式中，K为经验系数，K=4.0~4.6；Temax为发动机的最大转矩（N.m），计算后得出d=56.8mm~65.32mm，先取d=60mm

4.3.2轴的强度验算 (1)轴的刚度验算

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对齿轮工作的影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和周在水平面内产生的转角。前者是齿轮的中心距发生变化，破坏了齿轮的正常啮合；后者是齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 在计算时可以按照下式计算：

F1a2b2fc= 3EILF2a2b2fs= 3EILF3a2b2δ= 3EILF1=错误！未找到引用源。 F2=2Tgmaxd Fa=2Tgmaxtan?d 式中，fc为轴在垂直面上内的挠度，fs为轴在水平面的挠度，δ为转角；F1为齿轮齿宽中间平面的径向力（N）；F2为齿轮齿宽中间平面的圆周力（N）Fa为轴向力；i为传动比，d为齿轮节圆直径；α为节点处压力角；β为螺旋角；E为弹性模量（MPa），E=2.1×105MPa；I为惯性矩（mm4），对于实心轴，I=πd4/64；d为轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）；L为支座间的距离（mm）。

轴在垂直轴的全挠度f=错误！未找到引用源。≤0.2mm。

面和水平面挠度的允许值为[fc]=0.05~0.10mm，[fs]=0.10~0.15mm。齿轮所在平面的转角不能超过0.002rad。 (2)轴的强度计算

作用在齿轮是上的径向力和轴向力，是轴在垂直面内弯曲变形，而

圆周力是轴在水平面内弯曲变形。其盈利为 σ= 错误！未找到引用源。 式中，M=错误！未找到引用源。(N.mm);d为轴的直径(mm)，花键取内径；W为抗弯截面系数（mm3）。

在低档工作时,[ζ]≤400MPa。

4.3.3校核各挡齿轮处轴的强度和刚度

在本次设计中，由于是两轴式变速箱，正常工作时只有一对齿轮啮合，所以对其总弯矩的计算可用以下公式： 对于直齿轮 M总=F合ab/L

其中F合=错误！未找到引用源。

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M=错误！未找到引用源。

对于斜齿轮，由于多了一项轴向力，且轴向力产生的弯矩为 Ma=1/2Fad

M=错误！未找到引用源。

各挡齿轮出轴的直径如下所示： 一挡齿轮处轴的直径 60mm 二档齿轮处轴的直径 60mm，花键内径59 三档齿轮处轴的直径 平均60mm，花键内径59 四档齿轮处轴的直径 55mm

1校核一挡齿轮处轴的强度和刚度， 一挡为一对直齿圆柱齿轮的啮合，

已知 d=56×6=336mm，Temax=2865N.m ， 压力角α=20°，螺旋角β=0°传动比i=0.8，a=191mm，b=24mm，L=215mm，E=210000MPa，I=πd4/64=10173600mm4 计算径向力： F1=错误！未找到引用源。 = 2×2865000×tg20°/（336×cos0°） =18417.8N

F2a2b2计算圆周力： F2 = 3EIL2Tgmaxtan?dcos?

= 2×2865000/ =51160.7N

计算轴向力：本次设计中由于一挡齿轮是直齿，故没有轴向力。

F1a2b2计算水平面挠度：fc = 3EIL = 18417.8×1912×242/（3×210000×10173600×215） = 0.003＜[fc]

F2a2b2计算垂直面挠度：fs = 3EIL = 51160.7×1912×242/（3×210000×10173600×215） = 0.008＜[fs]

轴的全挠度：f =错误！未找到引用源。 = 错误！未找到引用源。 =0.009＜[f] 计算转角：δ=错误！未找到引用源。 = 18417.8×191×24×（191-24）/（3×210000×1017360×215） = 0.00001rad＜[δ]

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校核刚度：

F合=错误！未找到引用源。 =18417.82?51160.72 =52069.4N M总=F合ab/L

= 52069.4×191×24/215 = 1110159.5N.mm

M=错误！未找到引用源。 = 1110159.52?28650002

= 3024563.4

σ= 错误！未找到引用源。 = 32×3024563.4/（3.14×603） = 108.7MPa＜[ζ]

综上计算内容，挂一挡时，轴满足强度和刚度的要求.

2）校核二挡齿轮处轴的强度和刚度，

已知 d=360mm，Temax=2865N.m ， 压力角α=20°，螺旋角β=20°传动比i=0.5，a=126.5mm，b=88.5mm，L=215mm，E=210000MPa，I=πd4/64=2197206000mm4 计算径向力： F1=错误！未找到引用源。 = 2×2865000×tg20°/（360×cos20.°） =5305N

计算圆周力： F2 =

= 2×2865000/360 =1592N

计算轴向力：Fa =错误！未找到引用源。 = 2×155000×tg20°/360 = 2413N

计算水平面挠度：fc =错误！未找到引用源。 = 5305×126.52×88.52/（3×210000×2197206000×215） = 0.002＜[fc]

计算垂直面挠度：fs =错误！未找到引用源。 =1592×126.52×88.52/（3×210000×2197206000×215） = 0.007＜[fs]

轴的全挠度：f =错误！未找到引用源。

= 0.0022?0.0007 =0.0023＜[f]

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计算转角：δ =错误！未找到引用源。 = 5305×128.5×86.5×（128.5-86.5）/（3×210000×2197206000×215）

= 0.000007 rad＜[δ] 校核刚度：

F合=错误！未找到引用源。 =53052?15922 =5536N M总=F合ab/L

= 5536×128.5×86.5/215 = 41205N.mm Ma=1/2Fad

=0.5×2413×360=434340

M=错误！未找到引用源。

= 412052?28650002?4343402

= 2898275N.m

σ= 错误！未找到引用源。

= 32×28928275/（3.14×593） = 114MPa＜[ζ]

综上计算内容，挂二档时，轴满足强度和刚度的要求。

3）校核三挡齿轮处轴的强度和刚度，

已知 d=430mm，Temax=2865000Nm.m ， 压力角α=20°，螺旋角β=20传动比i=2.256，a=126.5mm，b=88.5mm，L=215mm，E=210000MPa，I=πd4/64=3900812mm4 计算径向力： F1=错误！未找到引用源。

= 2×2865000×tg20°/（430×cos20.27°） = 4442N 计算圆周力： F2 =

= 2×2865000/430 =12437N

计算轴向力：Fa =错误！未找到引用源。 = 2×2865000×tg20°/430 = 3998N

计算水平面挠度：fc =错误！未找到引用源。 = 4442×126.52×88.52/（3×210000×3900812×215） = 0.002＜[fc]

计算垂直面挠度：fs =错误！未找到引用源。 =12437×126.52×88.52/（3×210000×3900812×215）

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= 0.0057＜[fs] 轴的全挠度：f =错误！未找到引用源。 = 0.0022?0.00572

=0.0062＜[f]

计算转角：δ =错误！未找到引用源。 = 4442×126.5×88.5×（126.5-88.5）/（3×210000×3900812×215） = 0.000038rad＜[δ] 校核刚度：

F合=错误！未找到引用源。

22 =4442?12437

=13326N M总=F合ab/L

= 13326×126.5×88.5/215 = 700576N.mm Ma=1/2Fad

=0.5×3998×430 =859870 M=

= 7005762?28650002?8598702

=3065947

σ= 错误！未找到引用源。

= 32×3065947/（3.14×593） = 134MPa＜[ζ]

综上计算内容，挂三档时，轴满足强度和刚度的要求

5）校核四挡齿轮处轴的强度和刚度，

已知 d=480mm，Temax=2865N.m ， 压力角α=20°，螺旋角β=20°，a=24.5mm，

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b=190.5mm，L=215mm，E=210000MPa，I=πd/64=5184000mm计算径向力： F1=错误！未找到引用源。 = 2×2865000×tg20°/（480×cos20°） =3980N

计算圆周力： F2 =错误！未找到引用源。 = 2×2865000/480 =11937N

计算轴向力：Fa =错误！未找到引用源。 = 2×2865000×tg20°/480 =3581N

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重庆理工大学毕业论文 （题目、小五、宋体）

计算水平面挠度：fc =错误！未找到引用源。 =3980×190.52×24.52/（3×210000×5184000×215） = 0.0014＜[fc]

计算垂直面挠度：fs =错误！未找到引用源。 =11937×126.52×88.52/（3×210000×5184000×215） = 0.0023＜[fs] 轴的全挠度：f =错误！未找到引用源。 = 错误！未找到引用源。 =0.027＜[f]

计算转角：δ =错误！未找到引用源。 = 3980×190.5×24.5×（190.5-24.5）/（3×210000×5184000×215） = 0.000048 rad＜[δ] 校核刚度：

F合=错误！未找到引用源。 =39802?119372 =12497N M总=F合ab/L

= 12497×190.5×24.5/215 = 277549N.mm Ma=1/2Fad

=0.5×3581×480 =859440

M=错误！未找到引用源。

= 2775492?28650002?8594402

= 3001666

σ= 错误！未找到引用源。 = 32×3001666/（3.14×553） = 188MPa＜[ζ]

综上计算内容，挂四档时，轴满足强度和刚度的要求。 所以该轴的强度和刚度在工作时都能满足要求。

5 同步器的设计

同步器有常压式、惯性式、和惯性增力式三种。常压式同步器虽然结构简单，但不能保证啮合条件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现在已经不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。 5.1惯性式同步器

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