EQ140汽車變速器輸出軸總成設計

1、摘 要近幾年來，我國機動車的數(shù)量已經(jīng)越來越多，而車子的質(zhì)量也越來越高，對于汽車變速器的發(fā)明研究也日益受到重視，已慢慢成為汽車領域的一個重要部分。目前，隨著科技的進步，汽車工業(yè)的迅速發(fā)展，而人類對舒適性的更高要求，使得變速器的發(fā)展更加深入。 本次畢業(yè)設計進行了東風EQ140變速器輸出軸總成設計，主要包括對齒輪、軸等等的設計計算。首先，在對東風EQ140汽車變速器輸出軸進行大量的資料檢索和調(diào)研之后確定了輸出軸和齒輪總體布置方案。變速器為三軸式有級變速器，五個前進檔和一個倒檔，齒輪型式采用漸開線直齒圓柱齒輪。其次，根據(jù)變速器總體設計要求確定了齒輪的傳動參數(shù)，并對齒輪進行了幾何參數(shù)計算和強度校核計算。

2、關鍵詞：變速器，傳動機構(gòu)，齒輪，軸，軸承Design of EQ140 transmission output shaft assembly ABSTRACTIn recent years, China has been increasing the number of motor vehicles, while increasing the quality of the car, the invention of the automobile transmission is also more and more attention has gradually become an import

3、ant part of the automotive sector. Now, with advances in technology, the rapid development of automobile industry, and human comfort and higher demands, making the transmission more in-depth development. Dongfeng EQ140 the topics transmission output shaft assembly design, including gear, shaft, and

4、so the design calculations. First of all, Dongfeng EQ140 auto transmission output shaft to a large number of information retrieval and research after the output shaft and gears to determine the overall layout. A class of three-axis gearbox transmission, the five forward gears and one reverse gear ty

5、pe involute spur gear and the transmission power output device installed. Secondly, the general design requirements under the transmission gear of the transmission parameters, and the gear geometric parameters were calculated and strength check calculation. Moreover, according to the selected use co

6、nditions and requirements of the bearing assembly models, and make the life of the bearing checking and static strength check. Key words: transmission, power train, gears, shafts, bearings 朗讀顯示對應的拉丁字符的拼音EQ140汽車變速器輸出軸總成設計王肖磊 Y0 引言近幾年來，我國機動車的數(shù)量已經(jīng)越來越多，而車子的質(zhì)量也越來越高，對于汽車變速器的發(fā)明研究也日益受到重視，已慢慢成為汽車領域的一個重要部分。從現(xiàn)

7、代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看，全世界的各大廠商都對提高AT的性能及研制無極變速器（CVT）的表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進程。然而，因無級變速器技術(shù)難度很大，發(fā)展相對較慢，從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器（MT）、電控液力自動變速器（ECT）、金屬帶（鏈）式無極變速器（CVT）、電控機械式自動變速器（AMT）、雙離合器變速器（DCT）、及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無極變速器（IVT）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無極變速器前景看好。東風牌EQ140型載貨汽車是我國自行設計制造的一種結(jié)構(gòu)新穎，性能先進，節(jié)省能源，質(zhì)量穩(wěn)重的新

8、穎型載貨汽車。在我過四個現(xiàn)代化建設中，東風牌EQ140型載貨汽車正在源源不斷地供應全國。成為汽車運輸行業(yè)的一支生力軍。隨著近幾年產(chǎn)品的創(chuàng)優(yōu)改進，尤其從1986年4月起改為EQ140型汽車后，汽車結(jié)構(gòu)有了變化。近幾年來，東風140汽車陸續(xù)用于裝備部隊，使部隊的正規(guī)化建設有了更進一步的發(fā)展。但目前有為數(shù)不少的駕駛員對此車的性能結(jié)構(gòu)特點了解甚少，在使用中不夠注意，使車有早期損壞的現(xiàn)象。從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看，全世界的各大廠商都對提高AT的性能及研制無極變速器（CVT）的表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進程。然而，因無級變速器技術(shù)難度很大，發(fā)展相對較慢，從而成為世界范圍內(nèi)

9、尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器（MT）、電控液力自動變速器（ECT）、金屬帶（鏈）式無極變速器（CVT）、電控機械式自動變速器（AMT）、雙離合器變速器（DCT）、及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無極變速器（IVT）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無極變速器前景看好。ECT變扭器中的自動變速器油（ATF）在告訴運動中，由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及汞輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會產(chǎn)生油液溫度升高造成功率損失，存在傳動效率低油耗較大的不足，另外還存在結(jié)構(gòu)復雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點。歐洲格特拉克變速箱公司開發(fā)的電控機

10、械變速器（AMT）則克服了AT效率低等缺點，與AT相比，具有更大的發(fā)展優(yōu)勢?？墒牵珹MT依舊需要復雜的電控系統(tǒng)來控制。據(jù)該公司預測，到2008年，歐洲50%的MT將會被AMT代替，同時部分AT市場也將會被AMT占領?，F(xiàn)代無級變速器傳動效率提高, 油門反應快、油耗低,隨著汽車技術(shù)的進步,已經(jīng)越來越不滿足于液力自動變速器, 希望徹底改進無級變速器, 從實現(xiàn)汽車從有級變速階段向無級變速階段的飛躍。福特、奧迪等企業(yè)紛紛推出了能夠匹配大排量發(fā)動機的無級變速器。日前國內(nèi)的自動檔基本上全是液力自動變速器,只有奧迪采用了無級變速器。奧迪無級手動一體式變速箱,其就在原有的無級變速器基礎上,進行多項技術(shù)上的創(chuàng)新、

11、改進和提高。無極變速裝備有自動控制裝置, 行車中可根據(jù)車速自動調(diào)整檔位,無需人工操作,省去了許多換檔及踏踩離合的工作。其不足之處在于價格昂貴、維修費用很高,而且使用起來比手動檔車費油, 因為自動變速器的動力傳遞是通過液壓來完成的, 在工作中會造成動力損失。尤其是低速行駛或堵車中走走停停時,更會增大油耗。1 汽車變速器傳動機構(gòu)方案的確定變速器由傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)組成，需要時，還可以加裝動力輸出裝置。在分類上常見的有兩種方式：按操縱方式來分，可分為強制操縱式變速器、自動操縱式變速器和半自動操縱式變速器；按傳動比變化方式來分，可分為有級式變速器、無級式變速器和綜合式變速器。1）有級式變速器，具有若干

12、組齒輪搭配，提供具有固定比值的傳動比。無級式變速器，在一定的傳動比范圍內(nèi)實現(xiàn)無限多級速比的變化。綜合式變速器的傳動比可在最大值與最小值之間的幾個間斷的范圍內(nèi)實現(xiàn)變化。有級式變速器與無級式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉，具有較高的傳動效率，因此在各種類型的汽車上均得到了廣泛的應用。2）有級式變速器根據(jù)軸的不同類型，又可分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。固定軸式又分為二軸式、三軸式和多軸式；旋轉(zhuǎn)軸式采用行星齒輪傳動，可得到較大的傳動比，但結(jié)構(gòu)復雜，在齒輪式變速器中很少采用。二軸式變速器低檔齒輪副的兩齒輪大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此小齒輪的壽命比大齒輪的短。此外，二軸式變速器

13、雖然可以得到等于1的傳動比，但仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。三軸式變速器與二軸式變速器相比，克服了上述缺點，三軸式變速器將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而得到較高的傳動效率，磨損及噪聲也較小，且在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。因此，對于專用汽車，采用三軸式有級變速器是非常有利的。3）檔數(shù)說明變速器檔數(shù)多少對汽車的動力性、經(jīng)濟性影響很大。檔數(shù)多，可以使發(fā)動機經(jīng)常在最大功率附近的轉(zhuǎn)速工作，而且使發(fā)動機轉(zhuǎn)速變化范圍小，發(fā)動機平均功率高。同時，檔數(shù)多也增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性。故可提高汽車的動力性和經(jīng)濟性。此外，檔數(shù)多，則相鄰的

14、低檔與高檔間傳動比的比值小，因而換檔容易。但檔數(shù)多的缺點是使變速器的結(jié)構(gòu)復雜，操縱不便，質(zhì)量增大。不同類型汽車的變速器檔數(shù)也不相同。一般地，轎車由于最低檔與最高檔間傳動比范圍小，常用三檔和四檔變速器，但為了降低油耗，變速器檔數(shù)有增加的趨勢。噸位大的汽車比噸位小的汽車檔數(shù)多，總質(zhì)量在3.5t以下的多采用四檔變速器，總質(zhì)量為3.510t的多采用五檔變速器，總質(zhì)量大于10t的多采用六檔變速器。因此，根據(jù)任務書要求本課題設計采用五檔變速器。4）前進檔檔位的布置方案圖1.1為本課題設計的專用汽車變速器傳動機構(gòu)前進檔檔位的布置方案圖，第一軸作為輸入軸，其前端借離合器與發(fā)動機曲軸相連，第二軸作為輸出軸，其后

15、端通過凸緣與萬向傳動裝置相連。由于變速器在低檔工作時作用有較大的力，所以三軸式變速器的低檔布置在靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣既能使軸有足夠的剛性，又能保證容易安裝。第一軸上的齒輪外徑，應該比殼體前壁軸承孔的尺寸小，因為它要經(jīng)過該孔拆裝。圖1.1 前進檔布置方案如圖1.1所示，齒輪c1與第一軸制成一體，與齒輪c2構(gòu)成常嚙合傳動齒輪副。齒輪11、21、31和42都固定在中間軸上，滑動齒輪12以其內(nèi)花鍵與第二軸上的外花鍵相聯(lián)接，可利用撥叉進行軸向移動，而齒輪41、22和32則利用滾針軸承空套在第二軸上。5.倒檔型式倒檔采用雙聯(lián)齒輪，利用中間軸上的檔齒輪，其優(yōu)點是減少

16、了一對齒輪副，縮短了中間軸的長度，減輕總體質(zhì)量，布置方案如圖1.2所示。圖1.2 倒檔布置方案綜上所述，本次設計主題EQ140汽車變速器輸出軸總成設計，為三軸式有級變速器，五個前進檔和一個倒檔，齒輪型式采用漸開線直齒圓柱齒輪，且變速器加裝動力輸出裝置，其總體布置方案如圖1.3所示：圖1.3 EQ140汽車變速器傳動機構(gòu)總體布置圖中符號為：c1第一軸常嚙合齒輪 c2中間軸常嚙合齒輪 41第二軸四檔齒輪42中間軸四檔齒輪32第二軸三檔齒輪31中間軸三檔齒輪22第二軸二檔齒輪 21中間軸二檔齒輪12第二軸一、倒檔齒輪11中間軸一、倒檔齒輪d1、d2倒檔雙聯(lián)齒輪1.1 變速器的功用及設計要求變速器是能

17、固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱變速箱。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動機曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)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對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在起動發(fā)動機以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機與傳動系保持分離；必要時還應有動力輸出功能。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設計要求。1 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。2 設置空檔，以保證汽車在必要時能將

18、發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔，使汽車可以倒退行駛。3 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。4 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。5 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高

19、制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。7 貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設計要求，遵守有關標準和法規(guī)。8 需要時應設計動力輸出裝置。1.2 變速器傳動機構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器4按根據(jù)前進檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。 1.2.1 三軸式變速器與兩軸式變速器現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式

20、變速器的傳動方案。三軸式變速器如圖1.4所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。圖1.4 轎車三軸式四檔變速器1.第一軸；2.第二軸；3.中間軸兩軸式變速器如圖1.5

21、所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸

22、的后端，如圖示。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（ig=4.04.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。圖1.5兩軸式變速器1.第一軸；2.第二軸；3.同步器由于本設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因此采用三軸式變速器。1.2.2 變速器主傳動方案的比較圖1.6是三軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出

23、，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，三軸式變速器的傳動效

24、率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和倒檔傳動方案上有差別。圖1.6a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖1.6b、c、d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖1.6d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，形成一個只有四個前進檔的變速器.以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同

25、步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。變速器用圖1.6c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖1.6c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。圖1.6三軸式五檔變速器傳動方案1.2.3 倒檔的布置方案常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：圖1.7a為常見的倒擋布置方案。在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。圖1.7b所示方案的

26、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。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。圖1.7c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1.7d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。圖1.7e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1.7f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1.7g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(gòu)復雜一些。綜合考慮，本次設計采用圖1.7f所示方

27、案的倒檔換檔方式。圖1.7 倒檔的布置圖1.3 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式等因素。1.3.1 齒輪型式齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。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；缺點是制造時稍復雜，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(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的

28、是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。1.3.2 換檔結(jié)構(gòu)型式現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結(jié)構(gòu)復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。其結(jié)構(gòu)及

29、工作原理將在第六章重點講解。1.3.3 軸承型式變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。在本設計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。1.4 傳動方案的最終設計通過對變速器型式、傳動機構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設計任務與要求，最終確定的傳動方案如圖1.8所示。其傳動路線：1檔：一軸12中間軸1099、11間同步器二軸輸出2檔：一軸12中間軸875、7間同步器二軸輸出3檔：一軸12中間軸655、7間同步器二軸輸

30、出4檔：為直接檔，即一軸11、3間同步器二軸輸出5檔：一軸12中間軸431、3間同步器二軸輸出倒檔：一軸12中間軸1213119、11間同步器二軸輸出圖1.8 五檔變速器結(jié)構(gòu)簡圖2 齒輪的設計計算齒輪傳動是機械中應用最廣泛的一種機械傳動型式，具有以下幾方面的特點：（1）瞬時傳動比恒定；（2）傳動比范圍大，可用于減速或增速；（3）速度（指節(jié)圓圓周速度）和傳遞功率的范圍大，可用于高速、中速和低速的傳動；功率可從小于到；（4）傳動效率高，一對高精度的漸開線圓柱齒輪，效率可達99以上； （5）結(jié)構(gòu)緊湊，適用于近距離傳動；（6）工作可靠，壽命較長；（7）可實現(xiàn)平行軸、任意角相交軸、任意角交錯軸之間的傳動

31、。但是，除上述優(yōu)點之外，齒輪傳動還有其不足之處：（1）制造成本較高，某些具有特殊齒形或精度很高的齒輪，因需要專用或高精度的機床、刀具和量儀等，故制造工藝復雜，成本高；（2）精度不高的齒輪，傳動時噪聲、振動和沖擊大，污染環(huán)境；（3）齒輪傳動無過載保護作用。齒輪傳動類型的選擇應遵循以下原則：（1）滿足使用要求，如對傳動結(jié)構(gòu)尺寸、重量、功率、速度、傳動比、壽命、可靠性的要求等。對以上要求應作全面而深入的分析，滿足主要的要求，兼顧其他。（2）考慮工藝條件，如制造工藝水平、設備條件和生產(chǎn)批量等。（3）考慮合理性、先進性和經(jīng)濟性等。齒輪按照其結(jié)構(gòu)不同，可分為圓柱齒輪和圓錐齒輪。按照齒線不同，圓柱齒輪又可分

32、為直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪等，圓錐齒輪又可分為直齒錐齒輪和圓弧錐齒輪等。按照齒形不同，可分為漸開線齒輪和圓弧齒輪等。汽車中多使用漸開線圓柱齒輪，其優(yōu)點是制造加工方便，易于進行精確加工；可進行變位切削及各種修形、修緣，以適應提高傳動質(zhì)量的要求；傳動的速度和功率范圍大，且傳動效率高，一對閉式漸開線圓柱齒輪傳動的效率可達，精度愈高，效率愈高；互換性好，對中心距的敏感性小，裝配和維修比較簡便。2.1 主要參數(shù)的確定1）任務書的原始傳動參數(shù)整車外形(mm)：860024803100總質(zhì)量/額定載質(zhì)量/整備質(zhì)量(kg)：14490/7300/6995軸距(mm)：5000最高車速(km/h) ：90發(fā)動

33、機最大功率：最大功率轉(zhuǎn)速：發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩：最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：變速器前進檔數(shù)：傳動比范圍：2）變速器總體設計要求參數(shù)根據(jù)變速器總體設計要求，選定以下參數(shù)：齒輪模數(shù)的選?。糊X輪模數(shù)是一個重要的參數(shù)，并且影響他的選取因素又很多，如齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。表2.1模數(shù)選取車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量m/t1.0V=1.61.6V=14.06.0m14.0模數(shù)m/mm2.252.752.753.03.504.504.506.00嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。根據(jù)表2.1，其取用范圍是：乘用車和總質(zhì)量m在1.814t的貨車

34、為2.03.5mm；總質(zhì)量m大于14t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。齒輪模數(shù)：壓力角：螺旋角：b= 齒輪齒頂高系數(shù)：頂隙系數(shù)：齒輪齒數(shù)和：理論主中心距：實際主中心距：嚙合角：變位系數(shù)和：中心距變動系數(shù)：齒高變動系數(shù)：全齒高： 各檔齒輪齒數(shù)：，各檔傳動比：3）齒輪的強度計算（1）直齒輪的彎曲應力式中，為彎曲應力（MPa）; 為圓周力（N），=2；為計算載荷（）;d為節(jié)圓直徑（mm）；為應力集中系數(shù)，可近似取=1.65; 為摩擦力影響系數(shù)，主從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；b為齒寬（mm）；t為端

35、面齒距（mm），t=pm，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖2.1所示。圖2.1 齒形系數(shù)圖因為齒輪節(jié)圓直徑d=mz，式中z為齒數(shù),所以將上述有關參數(shù)代入上面的式子得一檔齒輪為直齒輪：=2802N=1.65=0.9m=4.5z=42=1y=0.16 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力在400850MPa之間。（2）斜齒輪彎曲應力式中，為圓周力（N），=2/d；為計算載荷（Nmm）；d為節(jié)圓直徑（mm），d=z/ ，為法向模數(shù)（mm）；z為齒數(shù)；b為齒寬（mm）；t為法向齒距（mm）, t=p；為重合度影響系數(shù)，取2.0；選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù)在圖（2.1）中查得

36、。將上述有關參數(shù)代入式子得二檔齒輪為斜齒輪：=1617=1.5d=z/ =4.339/=176.33t=p=3.144.3=13.5b=28y=0.188=2=194MPa依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結(jié)果如下：三檔：=202MPa四檔：=180MPa當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。(3) 齒輪接觸應力 （2.1） 式中， - 齒輪的接觸應力（MPa）； F - 齒面上的法向力（N），； - 圓周力在（ N）， ； - 節(jié)點處的壓力角（）； - 齒輪螺旋角（）

37、；E - 齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取E=2.1MPAb - 齒輪接觸的實際寬度，直齒：b=m 斜齒：b=為齒寬系數(shù)，取4.5-8之間。而m（）為齒輪模數(shù)，得出=22.5mm =25.8mm 30.1mm mm-主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；直齒輪： 斜齒輪： 其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力如下：一檔和倒檔：滲碳齒輪：1900-2000MPA 液體碳氮共滲齒輪：950-1000mpa常嚙合齒輪高檔： 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下：一檔：=1924.34 二檔：=1321.25 三檔：

38、=1264.18 四檔：=1212.84 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。2.2 各檔齒輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速計算：一方面，根據(jù)發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算得各檔齒輪的轉(zhuǎn)矩。另一方面，根據(jù)主減速器傳動比，爬坡能力檔時、其余檔時，專用汽車總質(zhì)量，車輪滾動半徑，傳動系統(tǒng)傳動效率，以及齒輪副嚙合傳動效率，由公式計算得各檔齒輪的轉(zhuǎn)矩，結(jié)果如表2.2所示：表2.2 各檔齒輪的轉(zhuǎn)矩計算齒輪轉(zhuǎn)矩直接檔c1c2-檔4142 檔 3132檔2122檔11122.3 齒輪材料和精度的選擇1.齒輪材料的選擇選擇齒輪的材料為鋼，經(jīng)滲碳淬火低溫回火熱處理，滲碳深度為0.81.2mm，表面硬度為5662HRC，心部硬

39、度為240300HB。由文獻1查得：齒輪接觸極限應力：齒輪彎曲極限應力：2.齒輪精度的選擇齒輪總是有誤差的。為了達到對齒輪傳動質(zhì)量和承載能力的要求，必須將誤差控制在一定的允許范圍內(nèi)，即要求齒輪具有一定的精度。齒輪的誤差包括齒部誤差和齒坯（非齒部）誤差。根據(jù)使用要求，齒輪齒部的誤差可分為：（1）與傳遞運動準確性有關的誤差。這種誤差使齒輪在一轉(zhuǎn)內(nèi)回轉(zhuǎn)角度不均勻，使傳動比發(fā)生變化。（2）與傳動工作平穩(wěn)性有關的誤差。這種誤差使齒輪在一齒轉(zhuǎn)角內(nèi)回轉(zhuǎn)不均勻，它與運轉(zhuǎn)時的振動和噪聲相關。專用汽車和車輛齒輪要求傳動平穩(wěn)，振動和噪聲小，就特別要控制這類誤差。（3）與齒面接觸的貼合程度和接觸位置的合理性有關的誤差

40、。由于低速重載齒輪要求較高的接觸精度，故對此類誤差提出的要求也較高。1）齒輪精度等級的確定齒輪精度直接關系到傳遞運動的準確性，工作的平穩(wěn)性（振動、噪聲）和齒面接觸精度（接觸強度和彎曲強度）。所以齒輪精度高低應與上述對齒輪工作要求的嚴格程度有關。專用汽車對工作平穩(wěn)性和接觸精度要求比對運動精度的要求高，應主要按工作平穩(wěn)性和接觸精度的要求來選取齒輪的精度等級。最能定量地影響這兩項指標的是齒輪分度圓工作線速度，但載荷因素也應予以考慮。齒輪精度等級應根據(jù)使用性能要求和制造工藝條件及成本來綜合平衡決定。精度越高，傳動性能和承載能力也越好。根據(jù)文獻3P140推薦齒輪側(cè)隙選用FJ。根據(jù)齒輪使用要求、分度圓工作

41、線速度、傳遞功率等因素確定齒輪第組公差精度等級為8級，第、組公差精度等級為7級。根據(jù)齒輪模數(shù)、分度圓直徑以及第組精度查文獻4確定齒輪齒厚上下偏差代號為GJ。故齒輪精度等級為8-7-7 GJ GB10095-88。2）齒坯精度（1）齒輪安裝定位孔和滾針軸承的配合精度齒輪徑向定心面的配合精度對齒輪工作性能和使用壽命的影響是很大的。安裝定位面配合間隙過大，影響齒輪的徑向跳動，關系到運動的均勻性。由文獻3根據(jù)齒輪的使用要求和工藝條件，確定安裝定位孔的尺寸和形位公差為IT8，則與齒輪配合的滾針軸承的形位公差為IT7。（2）安裝定位端面圓跳動加工中定位圓跳動的大小直接影響齒輪精度。必須了解齒輪加工中的定位

42、基準，使之驗和安裝的定位基準相一致，并確定安裝定位基準的精度。制齒前若能保證制齒的齒形和齒向67級精度，經(jīng)過熱處理變形后，齒部精度降低11.5級，可達79級，而定位端面的圓跳動亦降低相應的精度等級。參考文獻3選定齒輪安裝定位輪轂端面圓跳動精度為8級。（3）安裝齒輪的殼體孔中心線的形位公差和中心距公差齒輪殼體孔中心距精度直接影響到齒輪副的重合度，從而影響齒輪的工作平穩(wěn)性。根據(jù)齒輪工作性能的需要和實際工藝條件的可能性，由于齒輪第公差組精度等級為7級，故查文獻3取殼體孔中心距的極限偏差為IT9。2.4 齒輪的幾何計算2.4.1 常嚙合齒輪的幾何計算1）變位齒輪傳動特點由于殼體孔的加工誤差、軸的變形、

43、花鍵定心面相對軸承孔的偏心以及諸如軸承、軸承座和花鍵副的間隙等的影響，齒輪副中心距同殼體中心距是有差別的。而標準齒輪在現(xiàn)代汽車制造業(yè)中的采用愈來愈受到限制，這是因為：（1）標準齒輪的齒數(shù)不能太少（），因而使傳動機構(gòu)不夠緊湊；（2） 標準齒輪不適用于實際中心距與標準中心距不相等的場合； （3）標準齒輪的大小齒輪磨損不均勻。因此，為了改善標準齒輪的上述缺陷，提高傳動質(zhì)量，變速器傳動機構(gòu)中的齒輪均采用變位齒輪。變位齒輪就單個齒輪來說有正變位齒輪和負變位齒輪之分。正變位齒輪的變位系數(shù)；負變位齒輪的變位系數(shù)。正變位齒輪輪齒根部齒厚增大，從而提高了彎曲強度，還可以消除齒數(shù)少的齒輪的根切現(xiàn)象，以及改善齒輪嚙

44、合性能。根據(jù)變位系數(shù)總和的不同，變位直齒圓柱齒輪傳動可分為高度變位齒輪傳動和角變位齒輪傳動兩種。（1）高度變位齒輪傳動，兩個齒輪的變位系數(shù)和大小相等，符號相反。一般小齒輪為正變位，大齒輪為負變位，即：，。這種變位齒輪傳動，齒輪的齒頂高和齒根高已不是標準值（全齒高仍為標準值），但其嚙合的實際中心距仍等于標準齒輪中心距，即：，分度圓與節(jié)圓重合，嚙合角等于分度圓壓力角，即：。（2）角變位齒輪傳動中兩輪的變位系數(shù)之和。它又可分為，稱為正傳動；，稱為負傳動。角度變位齒輪傳動不僅齒輪的齒頂高和齒根高不是標準值，而且，為了保持齒輪傳動中的標準徑向間隙，兩輪齒頂降低了，全齒高也不是標準值，此時全齒高為，稱齒高

45、變動系數(shù)。此外，這種變位齒輪傳動的實際嚙合中心距與標準中心距不等，即：，分度圓與節(jié)圓不重合，嚙合角也與分度圓壓力角不等，即：。因此，本課題設計采用角變位齒輪傳動。2）變位系數(shù)的選擇根據(jù)嚙合角及變位系數(shù)和由文獻1查得小齒輪變位系數(shù)為，則大齒輪變位系數(shù)為：。3.幾何尺寸計算分度圓直徑：基圓直徑：節(jié)圓直徑：齒頂高：齒根高：齒頂圓直徑：表2.3選用不同變位系數(shù)時的常嚙合齒輪計算參數(shù)方案一0.680-0.2177.2543.38382.508192.76665.840160.220-0.053-1.5151.4921.8503.2351.2070.8233531.84356.1552.4.2 齒輪的結(jié)構(gòu)

46、設計根據(jù)各個齒輪的直徑及配合要求，確定第一軸常嚙合齒輪與中間軸檔齒輪為齒輪軸；第二軸、檔及中間軸檔常嚙合齒輪為實心式；第二軸、檔及中間軸檔常嚙合齒輪為腹板式。第二軸至檔齒輪，以及第一軸常嚙合齒輪均加一齒圈，用以接合套換檔。各齒輪的具體結(jié)構(gòu)設計參見齒輪零件圖。2.5 齒輪的強度校核變速器齒輪的損壞有輪齒折斷、齒面點蝕和齒面膠合這幾種形式。為避免齒輪損壞，需降低輪齒應力，提高重合度，提高齒面硬度，采用許用應力大的鋼材等。本節(jié)對齒輪進行強度的校核。2.5.1 常嚙合齒輪的強度校核1.齒寬的確定輪齒的工作寬度與承載能力有直接關系。齒寬太小將導致齒輪強度不夠，工作不可靠，壽命短。齒寬系數(shù)取大些可以使中心

47、距及直徑減小，但是齒寬越大，載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象就越嚴重。硬齒面齒輪齒面不易跑合，應以較窄齒寬為宜，支承剛度差和齒輪制造精度低的齒輪也應采用較窄齒寬。根據(jù)文獻3選定齒寬系數(shù)為，由公式 （2.2）齒輪模數(shù)，其值為。故： 根據(jù)傳動機構(gòu)總體尺寸布置要求，取常嚙合齒輪齒寬分別為，。 3 軸的設計計算軸是組成機械的重要零件之一，用來安裝各種傳動零件，使之繞其軸轉(zhuǎn)動，傳遞轉(zhuǎn)矩或回轉(zhuǎn)運動，并通過軸承與機架或機座相聯(lián)結(jié)。軸與其上的零件組成一個組合體軸系部件，因此，在軸的設計時，不能只考慮軸本身，必須和軸系零、部件的整個結(jié)構(gòu)密切聯(lián)系起來。軸按受載情況分為：（1）轉(zhuǎn)軸：支承傳動機件又傳遞轉(zhuǎn)矩，即同時承受彎矩和

48、扭矩的作用。（2）心軸：只支承旋轉(zhuǎn)機件而不傳遞轉(zhuǎn)矩，即只承受彎矩作用。心軸又可分為固定心軸（工作時軸不轉(zhuǎn)動）和轉(zhuǎn)動心軸（工作時轉(zhuǎn)動）兩種。（3）傳動軸：主要傳遞轉(zhuǎn)矩，即主要承受扭矩，不承受或承受較小的彎矩。按結(jié)構(gòu)形狀分為：光軸和階梯軸；實心軸和空心軸。按幾何軸線分為：直軸、曲軸和鋼絲軟軸。按截面分為：圓形截面和非圓形截面。軸的設計應滿足下列幾方面的要求：在結(jié)構(gòu)上要受力合理、盡量避免或減少應力集中，足夠的強度（靜強度和疲勞強度），必要的剛度，特殊情況下的耐腐蝕性和耐高溫性，高速軸的振動穩(wěn)定性及良好的加工工藝性，并應使零件在軸上定位可靠、裝配適當和裝拆方便等。根據(jù)變速器傳動機構(gòu)布置方案，第一軸、第

49、二軸和中間軸均采用階梯軸的形式，而倒檔軸采用光軸的形式。3.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸3.1.1 軸的結(jié)構(gòu)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3.1所示： 圖3.1 變速器第一軸第二軸制成階梯式的以便于齒輪的安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。各截面尺寸不應該相差懸殊，軸上共磨削用的砂輪越程槽處的應力集中會引起軸斷裂。第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用漸開線花鍵且以打徑定心更宜。當一檔，倒檔采

50、用滑動齒輪掛檔時，第二軸的相應的花鍵則采用矩形花鍵及動配合。第二軸如圖3.2所示：圖3.2 變速器第二軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。中間軸如圖3.3所示： 圖3.3 變速器中間軸3.1.2 確定軸的尺寸三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A（mm）按下式初選： （3.1）第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩（Nm）按下式初選： （3.2）變速器軸的徑向及軸向確尺寸對其剛度的影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調(diào)。軸的最大直徑d與支撐間的距離l可按下列關系

51、式初選：對第一軸及中間軸： （3.3） 對第二軸： （3.4）3.2 第二軸的結(jié)構(gòu)設計1)選擇軸的材料選擇軸的材料為鋼，經(jīng)滲碳淬火回火處理，由文獻9查得材料的力學性能數(shù)據(jù)為：抗拉強度：屈服強度：彎曲疲勞極限：扭轉(zhuǎn)疲勞極限：表面硬度：5662HRC2)初步估算軸徑根據(jù)文獻9公式 （3.5）計算系數(shù)，由文獻9查得；第二軸所傳遞的功率，因為發(fā)動機最大功率為，當變速器掛直接檔時，第二軸所傳遞的功率最大，所以；第二軸的工作轉(zhuǎn)速，因為發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速為，所以第二軸的工作轉(zhuǎn)速為。因此，第二軸的輸入端軸徑為：所以，圓整取3)軸的結(jié)構(gòu)設計a）確定軸的各段直徑根據(jù)變速器傳動機構(gòu)布置方案選用兩個相同的K型向心滾針

52、軸承作為第二軸前軸承，其型號為K303820，裝該軸承的軸徑即為。定位軸肩按半徑放大，取第二段軸徑，檔與檔齒輪之間采用接合套換檔，在兩齒輪之間需裝一個齒座，裝齒座處的軸段需開外花鍵，與齒座的內(nèi)花鍵嚙合，而第二軸檔齒輪與軸之間用一個K404830型向心滾針軸承聯(lián)接，該齒座和軸承均裝在第二段軸段上。非定位軸肩按半徑放大，取第三段軸徑，該軸段上裝一個K485630型向心滾針軸承，聯(lián)接第二軸與檔齒輪。檔和檔齒輪之間采用花鍵軸作為嚙合齒座，該花鍵軸軸徑取。根據(jù)螺紋規(guī)格取軸端裝六角開槽螺母的軸徑。裝法蘭盤的軸段需開外花鍵，與法蘭盤內(nèi)花鍵嚙合，由于裝齒座處的軸徑為，考慮到加工方便，減少制造成本，取該軸徑也為，該軸段上還需裝一個O形密封圈，根據(jù)密封圈標準件規(guī)格，選取密封圈型號為403.55 GB3452.1-92。非定位軸肩按半徑放