254L排量輕卡手動變速器設(shè)計(jì)

1、2. 54l排量輕卡手動變速器設(shè)計(jì)摘要:木設(shè)計(jì)的任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺用于輕型卡車上的三軸式五檔手動變速器。汽車傳動 系是汽車的核心組成部分。其任務(wù)是調(diào)節(jié)變換發(fā)動機(jī)的性能，將動力有效而經(jīng)濟(jì)地傳 至驅(qū)動車輪，以滿足汽車的使用要求。木設(shè)計(jì)在給定發(fā)動機(jī)功率、輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及 總傳動比、整車總質(zhì)量等條件下，結(jié)合汽車設(shè)計(jì)、汽車?yán)碚摗C(jī)械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識， 著重對變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)、軸的結(jié)構(gòu)尺寸等進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，并對變速器的傳動方 案和結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行設(shè)計(jì)，從而提高汽車整體性能。關(guān)鍵詞：變速器，齒輪，三軸式the design of manual gearbox for light truck with 2.54l e

2、missionabstract： the design is to devise a three-axis type 5 block manual gearbox. automobile transmission system is the key part of the automobile. its task is to regulate the transformation engine performance, dynamic and effective economy is transmitted to the driving wheel, to meet the use of ca

3、rs. this design is in a situation with given engine power, torque, speed and the transmission ratio, vehicle quality conditions, combined with the automobile design, automobile theory, knowledge of mechanical design, focusing on the design and calculation of structural parameters of transmission gea

4、r, shaft structure and size, and the design of transmission scheme and structure style of gearbox and the design of the operating mechanism and the synchronizer structure, so as to improve the overall performance of the ca匚key words: transmission; gear; three-axis type前言11變速器的總體方案設(shè)計(jì)31. 1. 1固定軸式變速器41

5、.2.3傳動方案的最終設(shè)計(jì)813變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析101.3. 1齒輪形式101.3.2換擋機(jī)構(gòu)形式101.3.3變速器軸承102變速器主要參數(shù)的選擇和計(jì)算122.1本設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備122. 2擋數(shù)和傳動比范圍122.2. 1 擋數(shù)122. 2.2傳動比范圍122.3主要參數(shù)的計(jì)算122. 3. 1最小傳動比的確定122.3.2最大傳動比的確定142. 3.3檔位數(shù)的確定152.4中心距a162.5外形尺寸173變速器各擋齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算183. 1齒輪參數(shù)的選擇183. 11模數(shù)183. 1.2壓力角q183. 1.3螺旋角193. 1.5齒輪變位系數(shù)的選擇原則193. 1.6齒頂高

6、系數(shù)203.2各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計(jì)算203. 2. 1 一檔齒數(shù)及傳動比的確定203.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)213.2.3二檔齒數(shù)及傳動比的確定223. 2.4倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比的確定223. 3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整233. 3. 1 一擋齒輪的變位233. 3.2倒擋齒輪的變位253.3.3齒輪螺旋角的調(diào)整263.4總結(jié)各擋齒輪參數(shù)274變速器齒輪的校核294. 1齒輪材料的選擇原則294.2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核294. 2. 1直齒輪彎曲應(yīng)力久294.2.2斜齒輪彎曲應(yīng)力314.3變速器齒輪接觸強(qiáng)度校核334. 3. 1輪齒接觸應(yīng)力j334. 3.2各擋齒

7、輪接觸強(qiáng)度校核345變速器軸的設(shè)計(jì)與校核375. 1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)385. 1. 1軸的結(jié)構(gòu)385. 1.2軸的尺寸395.2軸的強(qiáng)度驗(yàn)算395. 2. 1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核395.3中間軸的剛度校核405. 3. 1軸的剛度驗(yàn)算425.3.2中間軸的強(qiáng)度計(jì)算436變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)476.1同步器設(shè)計(jì)476. 1.1同步器的功用及分類476. 1.2鎖環(huán)式同步器476. 1.3主要參數(shù)的確定506.2操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)516. 2.1變速器操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求516. 2.2換檔位置設(shè)計(jì)526.3變速器殼體537設(shè)計(jì)與總結(jié)54參考文獻(xiàn)55致謝56如今汽車工業(yè)迅速發(fā)展，汽車發(fā)展的趨勢是

8、，車型的多樣化和個(gè)性化。而變速 器的設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)。近年來，自動變速器和無級變速器技術(shù)迅猛 發(fā)展，給手動變速器帶來很人的沖擊，但手動變速器已經(jīng)應(yīng)用相當(dāng)長的吋間，經(jīng)過反 復(fù)改進(jìn)試驗(yàn)，制造的技術(shù)變得成熟，與其它類型的變速器相比，具有以下優(yōu)點(diǎn)：1. 手動變速器傳動效率較高，理論上比自動變速器省油。2. 手動變速器結(jié)構(gòu)簡單，工藝成熟，市場需求大，且生產(chǎn)成本低。3. 維修方便。4. 可以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。隨著我國汽車工業(yè)持續(xù)的發(fā)展，以及汽車行業(yè)發(fā)展的速度，如何設(shè)計(jì)岀經(jīng)濟(jì)實(shí)惠, 工作可靠，性能良好，且符合我國國情的汽車，對設(shè)計(jì)者來說，成為了所面臨的問題。 我們同時(shí)面臨著機(jī)

9、遇與挑戰(zhàn)，所以，我們更加應(yīng)該為我國的汽車行業(yè)做岀力所能及的 應(yīng)有貢獻(xiàn)。經(jīng)過這四年的努力學(xué)習(xí)，我掌握了一些基礎(chǔ)知識和專業(yè)知識。在大學(xué)即將畢業(yè)的 時(shí)候，而我也將走向工作崗位，按照國家教委和學(xué)校的要求，我進(jìn)行了對轎車五檔變 速器的設(shè)計(jì)。畢業(yè)設(shè)計(jì)是我們對學(xué)過的知識的實(shí)際應(yīng)用，充分體現(xiàn)了我們對學(xué)過的知 識的掌握程度和創(chuàng)新思維。通過本次的設(shè)計(jì)，我將進(jìn)一步鞏固所學(xué)的知識，提高實(shí)際 應(yīng)用能力，并為以后的工作打下良好的基礎(chǔ)。汽車變速箱已經(jīng)發(fā)展了一百多年，經(jīng)歷了從手動變速器到自動變速器的發(fā)展過 程。目前世界上使用最多的汽車變速器共有五種形式：無級變速器、手動變速器、手 自一體變速器、自動變速器和雙離合變速器。隨著

10、汽車工業(yè)快速發(fā)展的今天，隨著油價(jià)上升和汽配技術(shù)的成熟應(yīng)用，變速器發(fā) 展面臨以下問題：1. 如何能設(shè)計(jì)出更加環(huán)保經(jīng)濟(jì)的變速器。2. 如何能設(shè)計(jì)出既操縱方便快捷口還能滿足駕駛員樂趣的手動變速器。3. 如何克服難關(guān)，設(shè)計(jì)出具有結(jié)構(gòu)簡單、高效傳動、車速平穩(wěn)以及駕駛舒適的 變速器?？偠灾兯倨魇歉黝惼嚨闹饕b置之一，隨著汽車技術(shù)的不斷發(fā)展和人量 的市場需要，變速器行業(yè)將會在發(fā)展過程中取得巨大的成就。針對著變速器行業(yè)市場 的需求，向著操作簡單、舒適方便、高效率、低油耗且節(jié)能環(huán)保等方向發(fā)展，以達(dá)到 汽車愛好者的要求及變速器市場的需求。1變速器的總體方案設(shè)計(jì)汽車傳動系是汽車的核心組成部分，其任務(wù)是調(diào)節(jié)、

11、變換發(fā)動機(jī)的性能，將動力 有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動系任務(wù)的重 要部件。變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在各種行駛工況 下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變 速器由變速傳動機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟(jì) 性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工 業(yè)的發(fā)展，增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能是轎 車變速器的設(shè)計(jì)趨勢囿。1.1變速器設(shè)計(jì)的基本要求變速器設(shè)計(jì)的基本要求為：1）保證汽車有必耍的動力性和經(jīng)濟(jì)性。2）設(shè)置空

12、擋，用來切斷發(fā)動機(jī)的動力傳輸。3）設(shè)置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。4）設(shè)置動力輸出裝置。5）換擋迅速、省力、方便。6）變速器應(yīng)有高的工作效率。7）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器述應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等 要求。1. 1變速器傳動機(jī)構(gòu)的布置方案1.1.1固定軸式變速器機(jī)械式變速器的傳動機(jī)構(gòu)布置方案分為兩種：兩軸式變速器和（三軸式）中間軸 式變速器。中間軸式變速器，如圖1.1所示，主要應(yīng)用在發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機(jī) 后置后輪驅(qū)動的汽車上。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(yīng)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

13、稱 為直接檔。并且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(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。輸入輔3扌當(dāng) w皓斜齒輪輸入軸 常喑斜齒輪03因定離合器4扌當(dāng).r扌當(dāng)離合2s血出輸3抬中間軸i扌當(dāng) 常聒斜齒輪周合永2?當(dāng)離合as根合套擒出軸4宿 常略斜齒輪倒皓軸r扌當(dāng)齒輪輸出軸席轄斜齒輪h9i齒輪倫岀軸2扌當(dāng)齒輪中間軸籌斜齒輪中詞紬2扌當(dāng) 常聒斜齒輪圖1. 1中間軸式變速器而兩軸式變速器，如圖l 2所示，多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽車上。它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此外，各屮間檔因?yàn)橹唤?jīng)一對齒輪傳動， 故傳動效率高，同吋噪聲小。但兩軸式變速

14、器不能設(shè)置直接檔，工作噪聲增大且易損 壞。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）夕卜，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；各 個(gè)檔的同步器大都裝在第二軸上，因?yàn)橐粰n的主動齒輪尺寸較小，比較難安裝同步器;3圖1.2兩軸式變速器1軸一；2軸二；3同步器綜上所述，由于此次設(shè)計(jì)的2.54l輕卡變速器的驅(qū)動形式屬于發(fā)動機(jī)前置，后輪 驅(qū)動，且口j布置變速器的空間較小對變速器的要求較高，要求運(yùn)行噪聲小，設(shè)計(jì)車 速高，故選用三軸式變速器。選擇五檔變速器，并且五檔為超速檔。圖1. 3為中間軸式五擋變速器傳動方案。圖1. 3a所示方案，除一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖1.3b、所示方案的各前進(jìn)擋

15、，均用常嚙合齒輪傳動。b)ja)c)d)圖1.3中間軸式五擋變速器傳動方案圖1.3c、d所示方案的各前進(jìn)擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖13d所示的方案中 倒扌當(dāng)和超速描安裝在副箱體里，可提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作的噪聲。一般采有常嚙合齒輪傳動的擋位，換擋方式可以用同步器或者嚙合套來實(shí)現(xiàn)。同 一變速器中，擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。1. 2. 2倒擋布置方案常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：圖14。為常見的倒擋布置方案。在前進(jìn)檔的傳動路線中，加入一個(gè)傳動，使結(jié) 構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)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l4

16、b所示方案的長處是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，從而縮短了中 間軸的長度。但是換擋時(shí)有兩對齒輪一起進(jìn)入嚙合，使換擋變得困難。某些輕型貨車 四檔變速器采用此方案。圖14c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖l4d所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。圖l4e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l4f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2.4g所示 方案。其缺點(diǎn)為倒擋時(shí)候須各用一根變速器撥叉軸，導(dǎo)致變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)變 得相對復(fù)雜。綜合考慮，本次設(shè)

17、計(jì)采用圖1.4f所示方案的倒檔換檔方式。圖1.4倒擋布置方案1. 2. 3傳動方案的最終設(shè)計(jì)通過對變速器型式和傳動機(jī)構(gòu)方案的分析與選擇，確定的傳動方案如圖2. 5所示。 各檔的同步器裝在輸出軸上，方便布置，倒擋齒輪副采用常嚙合齒輪，使換擋更為輕 便。其傳動路線為：1檔：一軸一1->2->中間軸一10-9-9、11間同步器一二軸一輸岀2檔：一軸-屮間軸一87-5、7間同步器一二軸->輸出3檔：一軸一1->2->中間軸->6->5->5> 7間同步器一二軸->輸出4檔：為直接檔，即一軸一1-1、3間同步器一二軸一輸出5檔：一軸一12中間軸

18、一4->3->k 3間同步器一二軸一輸岀倒檔：一軸一1 2->中間軸->1213-11-9、11間同步器一二軸->輸出1.3變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足以下要求：使用性能、制造條件、維護(hù)方便。在確定 變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒以下因素：輪形式、換檔機(jī)構(gòu)形式、軸承型式。1. 3. 1齒輪形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)發(fā)展的趨勢是增加常嚙合齒輪副的數(shù)目，因此可采用斜齒輪，相 比直齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪的優(yōu)點(diǎn)是使用壽命長，工作時(shí)噪聲較??；缺點(diǎn)是制造 時(shí)復(fù)雜，工作吋產(chǎn)生軸向力。變速器中的常嚙合齒輪都采用斜齒圓柱齒輪，這樣

19、會使 常嚙合齒輪數(shù)增加，并致使變速器的轉(zhuǎn)動慣量變大。因此，在本設(shè)計(jì)中除一檔外，均 采用斜齒輪傳動。1. 3. 2換擋機(jī)構(gòu)形式變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。采用同步器換檔的方法可以使齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，充分發(fā)揮齒輪強(qiáng)度，同時(shí), 操縱輕便，縮短換檔時(shí)間，此外，該種型式還方便實(shí)現(xiàn)操縱自動化。缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜, 制造精度要求高，軸向尺寸增加，銅質(zhì)同步環(huán)的壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于 各式變速器中。本設(shè)計(jì)所釆用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。它可以 從結(jié)構(gòu)上保證接合套與待嚙合齒圈在達(dá)到同步z前不可能接觸，避免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。1. 3. 3變速器軸承

20、變速器軸承常采用球軸承、圓柱滾子軸承、圓錐滾子軸承、滾針軸承、滑動軸套 等。第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用 滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一 般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。變速器中采用圓錐滾子軸承的優(yōu)點(diǎn)是直徑較小、寬度較寬、可受高負(fù)荷，缺點(diǎn)是 需要調(diào)整預(yù)緊、磨損后軸而影響齒輪正確嚙合。在木設(shè)計(jì)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。屮間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。2變速器主要參數(shù)的選擇和計(jì)算2. 1本設(shè)計(jì)

21、的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備本設(shè)計(jì)的相關(guān)數(shù)據(jù)見表2.1表2.1整車主要技術(shù)參數(shù)2. 2擋數(shù)和傳動比范參數(shù)名稱數(shù)據(jù)單位整車總質(zhì)量2160kg總傳動比4. 7最大馬力90ps發(fā)動機(jī)功率67kw最大功率轉(zhuǎn)速3000rpm最大扭矩220nem最大扭矩轉(zhuǎn)速1800-2100rpm輪胎規(guī)格6. 5016lt2. 2. 1擋數(shù)增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟(jì)性。變速器的結(jié)構(gòu)復(fù)雜和檔數(shù)成正比，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。擋數(shù)選擇的要求：1.相鄰扌肖位之間的傳動比比值在1. 8以下。2高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。目前，轎車一般用45個(gè)擋位變速器，貨車變速器采用45

22、個(gè)擋或多擋，多 擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此，本次設(shè)計(jì)的輕卡變速器為5檔變速器。2.2.2傳動比范圍變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接 檔，傳動比為10；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.70.8。目前乘用車的 傳動比范圍在3.04. 5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.08.0之間，其它商用車則 更大。本設(shè)計(jì)初選最高檔傳動比為0. 75o2. 3主要參數(shù)的計(jì)算2. 3.1最小傳動比的確定發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為：ua = (0.3力 0.472 )竺(2.1)式屮：ua汽車行駛速度(km/h)；n發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)；r 車輪滾

23、動半徑(m)；z；變速器傳動比；2。主減速器傳動比。已知：總傳動比z°=4.7；最高檔為超速檔，傳動比仏二0.75；車輪滾動半徑由所 選用的輪胎規(guī)格6. 5016lt得到r=364. 25(mm)；發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速=3000 (r/min)； 由公式(3.1)得到主減速器傳動比計(jì)算公式：0.75x4.7叫祁=(0.377 0.472)工=(0.377 0.472)x 3000x36425x10 ' = 116.87 146.322. 3.2最大傳動比的確定按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角 e噸坡道時(shí)，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動阻力和上坡阻力（加

24、速阻力為零，空氣 阻力忽略不計(jì)）。公式如下：心 "» gf cos % + g sin 仏（2.2）r式中：g車輛總重量（n）；f 坡道面滾動阻力系數(shù)（對瀝青路面/ = 0.01-0.02,取0.015）;發(fā)動機(jī)最大扭矩（n m）；主減速器傳動比;變速器傳動比;傳動效率;r 車輪滾動半徑；0喚最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約167）由公式（3.2）得：(2.3)己知:ma = 2160kg ； f = 0.015 ； amax = 16.7° ； r = 0.36425m ； 7；max = 220 n m；=4.7； g=9.8m/s2； 7t =

25、 95%x96%x98% = 89.4% ,把以上數(shù)據(jù)代入(3.3)式:= 2.52> (2160x9.8x0015xcosl6.7°+2160x98xsinl6.7°)x0.36425_220x4.7x0.894w g2(p同時(shí)，一扌當(dāng)傳動比還應(yīng)滿足附著條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時(shí)，驅(qū)動輪不產(chǎn) ?；D(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下：(2.4)式屮：g驅(qū)動輪的地面法向反力；對于ff轎車，空載時(shí)前軸負(fù)荷為56% - 66% , 即平均前軸負(fù)荷為汽車總重的61%o(p 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或?yàn)r青路面©可取0.7 - 0.8 z 間。由公式(3.4)得：(2

26、.5)已知：g2 =2160x9.8x0.61 = 12612.48/v ； 0 = 0.8； r = 0.36425m : 7；max = 220 : % =4.7；幾=0.894,扌巴以上數(shù)據(jù)代入(3.4)式得:./ 12912.48x0.8x0.36425,心咕 <=4.07220x4.7x0.894所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是：2.52 </；, <4.07初選一檔傳動比為3.85o2. 3. 3檔位數(shù)的確定超速檔的的傳動比一般為0.70.8,木設(shè)計(jì)取五檔傳動比ig5=0.75o 中間檔的傳動比理論上按公比為：的等比數(shù)列，實(shí)際與理論略有差別，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的

27、公比宜小些,根據(jù)上式可得出：9 = 1.51。故有：l=255、心=169、小=112 （修正為1）。滿足相鄰擋位之間的傳動比比值在18以下，若鄰檔傳動比比值大，則擋數(shù)少， 結(jié)構(gòu)簡單；若鄰檔傳動比比值大于18,則換檔困難。因此，各擋傳動比與一擋傳動比的關(guān)系為：5= 3.85, 入=2.55, =1.69,:二10, 入"兀2. 4中心距a對三軸式變速器，將變速器屮間軸與第二軸軸線z間的距離稱為變速器屮心距a。 中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力大，齒輪壽命短。從布置軸承的可能與方便和不影響殼 體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。初選屮心距a時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式：a =兀冷陰3幾（2.6）式中：

28、a_變速器中心距（mm）；©中心距系數(shù)，商用車：k八=8.6 9.6；。杯發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（nm）, t =22o7v-m；譏變速器一擋傳動比，加二3. 85 ；x 變速器傳動效率，取96% ；則，a= （8.69.6） xv220x3.85x0.96 =80.3-89.6mm對兩軸式變速器，是將輸入軸與輸出軸之間的距離成為變速器中心距.中心距越 小，輪齒的接觸應(yīng)力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有 必要的接觸強(qiáng)度來確定。轎車變速器的中心距在6580mm范闔內(nèi)變化，貨車的變速器中心距在80 170mm 范圍內(nèi)變化。原則上總質(zhì)量小的汽車中心距小。故初取a=85mm.

29、2. 5外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔屮間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置 初步確定。檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式都可影響變速器殼體軸向的尺寸。商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：l = (2.7 3.0)a = (2.7 3.0)x85 = 229.5 255 mm初選長度為240mmo變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。3變速器各擋齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算3. 1齒輪參數(shù)的選擇3. 1. 1模數(shù)選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加 齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方而考慮，各檔齒輪應(yīng) 該選用一種模數(shù)

30、；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于貨車，減小質(zhì)量 比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。轎車和輕型貨車取235,選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)gb/t13571987的規(guī)定，見表3. 2。選用時(shí)，應(yīng)優(yōu)先 選用第一系列。mn 二 kijtemajlo =2.80高檔齒輪 k=1加二07乂心為久/10 =3.35一檔齒輪表3. 2汽車變速器常用齒輪模數(shù)第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根據(jù)表3.2, 檔齒輪的模數(shù)定為3. 5nui),

31、二、三、四、五檔及倒擋的模數(shù)定為3. 00mm,嚙合套和同步器的模數(shù)定為3. 5mm3. 1.2壓力角a壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒 的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20° ,所以普遍采用的壓力角為20° o嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。 木變速器為了加工方便，除需變位齒輪外，全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20。3. 1. 3螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的

32、強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角 時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。貨車變速器斜齒螺旋角0的選擇范圍：1&26。本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為22。3. 1.4齒寬齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻 程度等均有影響。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m （他）的人小來選定齒寬b：直齒：b = kcm ,為齒寬系數(shù)，取為4.58.0斜齒:b = kcmn, &取為 6.0-8.5,嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為（24） mmo初取直齒ke =8,斜齒kc =7o因一對齒輪嚙合時(shí)小齒輪應(yīng)做到寬一些，既能保證 實(shí)際嚙合齒寬，又是節(jié)省材料，降

33、低重量的最佳選擇，故各齒輪齒寬應(yīng)在后續(xù)設(shè)計(jì)屮 做進(jìn)一步調(diào)整。3. 1. 5齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因:1）配湊中心距；2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；3）降低齒輪的嚙合噪聲。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)之和等于零。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能 及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則:1）對于高描齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇 變位系數(shù)。2）對于低扌當(dāng)齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件 來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎

34、強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小 一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二描以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要 選用較小一些的數(shù)值。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。木設(shè)計(jì)應(yīng)在后續(xù)設(shè)計(jì)中考慮是否存在對齒輪進(jìn)行變位的需要。3. 1.6齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對齒輪本身以及其工作有著很大的影響。而在齒輪加工精度提高以 后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為l.ooo所以木設(shè)計(jì)的齒頂高系數(shù)取l.ooo3.2各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計(jì)算在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方 案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。同時(shí)，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面 磨損均勻。根

35、據(jù)圖2.5確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。3. 2.1 一檔齒數(shù)及傳動比的確定一檔傳動比為:/, =1.a = 3.85(3.1)zi ziozl = = 48.6 = 49(3.2)m已知：a=85mm; 0 = 22。；加= 3.5,將數(shù)據(jù)帶人(3.1), (3.2)兩式，齒數(shù)取整, 選擇齒輪的齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的 齒數(shù)間有公約數(shù)的機(jī)會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取z二49。當(dāng)轎車三軸式 的變速器a ='5 3.9時(shí)，則輕型貨車可在1517之間選取，此處取乙。二16,則可 得出厶二33。上面根據(jù)初選的a及m計(jì)算出的z可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為

36、整數(shù)后,從式(3. 2) 看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從z及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距a,再以這個(gè)修 正后的屮心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。這里z修正為49,則根據(jù)式(3.2)反推出/i二85. 75mm。3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式(3.1)求出常嚙合齒輪的傳動比(3.3)由已知數(shù)據(jù)可得：玉= 1.87而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，口斜齒輪中心距(34)a 二叫(z + z?)2 cos/?由此可得:2acos0z|+z2=(3.5)根據(jù)己知數(shù)據(jù)可計(jì)算出：zi+z2=53o聯(lián)立方程式可得：z產(chǎn)19、z2=34o則根據(jù)式(4.1)可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動比為a “693. 2.3二

37、檔齒數(shù)及傳動比的確定二檔傳動比.=空空(3.6)z z8而i2 = 2.55故有：z7/z8 = 1.425,對于斜齒輪:“畑0(3.7)叫故有:z7 + z8 = 53聯(lián)立方程式得：z7 =3k z8 = 22 o按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪z5=26. z6=27 ；五檔齒輪z3 = 16、z4 = 37 o3.2.4倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比的確定倒擋軸上的倒擋齒輪引的齒數(shù)，一般在2123之間，初選zi3=23,廟=玉玉.玉；=385(3.8)z3 zi2 zl為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，如 + 如+ 0.5" =86(3.9)2 2心=(引

38、+2/?：加(3.10)(3.11) 已知:叫=3.0, a = 86, /< = 1,把數(shù)據(jù)代入式(3.8), (3.9), (3.10, (3.11),齒 數(shù)取整，解得：z=36,z2=17,則倒檔傳動比為：九2=(z、2 + 2h：)mzh z13 z236 23 34z|3 z|2 z|23 17 193.79中間軸l倒檔軸之間的距離:mh -(z13 + z12) _ 3.0x(23 + 17)2cos02 cos 227=64.7 mm取 a =65mmo輸岀軸與倒檔軸之間的距離:人"二他.(zh+zii)2cos03.0x(23 + 36) w u =95.5 m

39、m2cos 22°取 a =96mim3. 3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整3. 3. 1 一擋齒輪的變位由一擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算結(jié)果， =16,小于不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)17,因此， 為了避免產(chǎn)生根切，提高輪齒的抗彎強(qiáng)度，提高傳動重合度，應(yīng)對一擋齒輪進(jìn)行變位。對一擋齒輪進(jìn)行角度變位：嚙合角：acos6t =cos6t =85.7586xcos 20(32)a = 20.45°計(jì)算變位系數(shù)和:（3.13）_（zo + z9）0w_ma102 tan a由漸開線函數(shù)加皿火=taiq -匕得：則，加辺0。=0.014904 , znv20.45° =0.01597708

40、 ,xz = 0.07223slu2呦2m3沁加30ismanjbttlllviniwal.vllmb 7 1%少3|匕匕|1»5_ siaiiisiiibi一 巴2二筍1匕7事 /nnii ilwmepssibi!?-"5"1 皿蘭三！ bk mwg=wbfl mw雯®|*比402心？ u!：*沁圖3.1變位系數(shù)分配曲線圖由圖3.1,根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對齒輪齒數(shù)進(jìn)行合理分配，以保證齒輪不發(fā) 生根切，并使齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度得到提高。xi0 = 0.372, x9 = 0.3中心距變動系數(shù)（34）=g= 86-85.75 二0 074m3.5齒頂高降低系

41、數(shù)y =（兀1（）+兀9）一） =0.0010(35)3. 3. 2倒擋齒輪的變位由倒擋齒輪齒數(shù)的計(jì)算結(jié)果，知=17 517,同樣，對倒擋齒輪進(jìn)行變位。(3.16)對倒擋齒輪進(jìn)行角度變位: 分度圓壓力角：tan at = tan an / cos (3已知：an = 20°0 = 22°,則匕=21.43°。端面嚙合角:(3.17)acos% =cos6& acosaj =4cos6tz = cos21.43°h a 165cos a打=2 cos ar =-cos 21.43°a 19622.18°= 22.09°

42、外嚙合圓柱齒輪傳動變位系數(shù)的選擇中，斜齒輪的變位系數(shù)可按直齒輪的選擇7方法選擇，但要用當(dāng)量齒數(shù)j代替z,求得的是法向變位系數(shù)x。cos' 3cos3 0cos3 22°z13 23cos3 pcos3 22。z11 36cos'0cos3 22°zzvll-45=29zvi3zv12己知倒擋軸和屮間軸的中心距a =65 ,倒擋軸和第二軸的屮心距4” =96,計(jì)算變位系數(shù)和xn2 + xn3z、，12 + z“3)c“eii”e)2 tan ahxn + xn3zdi+ zynnva -invat2 tan an(3.18)(3.19)已知:zvll=45,

43、zvl2 = 22 , zvl3 = 29 , znv21.43° =0.01848, mv22.09° = 0.0203 , mv22.18° =0.0206.則兀 11 +西3 = 0.216，xn +知=0.127同樣，由圖3，根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對齒輪齒數(shù)進(jìn)行合理分配，以保證齒 輪不發(fā)生根切，并使齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度得到提高。xh = 0.3,xi2 = 0.2中心距變動系數(shù)a -a 65-64.7 小.兒嚴(yán)=0叫3.0a a 96 95.5 n(3.20)(3.21)齒頂高降低系數(shù)兒 1 =(“3+兀 12)一 x =0°27人兒2 =（幾+耳）

44、一）2 =°°49(3.22)(3.23)齒輪13既要與齒輪11嚙合，又要與齒輪12嚙合，所以齒輪齒輪13的齒頂高降 低系數(shù)應(yīng)?。?人旳中較大者，以保證所需的頂隙。3. 3.3齒輪螺旋角的調(diào)整斜齒輪可以通過改變螺旋角湊中心距，以達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)中心距耍求。二擋齒輪螺旋角修正:cos 02(z7 + z8)加” _ (31 + 22)x3.02a _2x86即 0 = 22.42° o三擋齒輪螺旋角修正:cos 0?=(z5 + z6)叫2a(27 + 36)x3.02x86即 0 = 22.42° o五擋齒輪螺旋角修止:cos0、(z3 + z4)m/z _ (

45、16 + 37)x3.02a _2x86即 0 = 22.42° o34總結(jié)各擋齒輪參數(shù)根據(jù)以上計(jì)算所得數(shù)據(jù)，各擋齒輪參數(shù)總結(jié)如下表3.3o表3. 3各擋齒輪參數(shù)常嚙齒輪五擋齒輪三擋齒輪二擋齒輪一擋齒輪倒擋齒輪齒號z1z2z3z4z5z627z8zgz】oz11知z13齒數(shù)19341637272631223316361723分度 圓直 徑62110521208884.5100.571.5115.556116.55574.5齒頂高3.03.03.03.03.03.03.03.02.454.83.93.62.7齒根高3.753.753.753.753.753.753.753.755.45

46、3.12.853.154.05全齒高6.756.756.756.756.756.756.756.757.97.96.756.756.75齒頂圓直徑68116581269690.5106.577.5120.465.6124.372.280齒根圓直徑54.5102.544.5112.580.5779364104.649.8110.84&76&4齒輪模數(shù)33333.53螺旋角22.42°22.42°22.42°22.42°0°22°傳動比0.771.722.523.693.794變速器齒輪的校核4. 1齒輪材料的選擇原則(1

47、) 滿足工作環(huán)境的要求。在不同的工作環(huán)境中，對齒輪傳動的要求也不同，所 以對齒輪材料的要求也不同。(2) 配對齒輪也應(yīng)該選擇合適的材料，這樣能提高齒輪的強(qiáng)度及使用壽命。(3) 加工齒輪時(shí)應(yīng)考慮加工工藝和熱處理工藝。不同尺寸的齒輪加工工藝和熱處 理工藝也不同。本次設(shè)計(jì)的汽車變速器，其中的齒輪用低碳合金制造，其表面采用滲碳淬火熱處 理。而齒輪一直在參與傳動考慮到其磨損較大，對強(qiáng)度要求較高，所以選用硬齒面齒 輪組合且均選用20crmnti滲碳后表而淬火處理，硬度為5863hrc,精度至少為7 級叫4.2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核4. 2. 1直齒輪彎曲應(yīng)力久(4.1)式中：久彎曲應(yīng)力(mpa)；frl0

48、 圓周力(n), f迪= 2tjd ,其中7；為計(jì)算載荷(n-mm), d為節(jié)圓直徑;k”一應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65；k/摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1,從動齒輪取0.9；b 齒寬(mm), b = kcm , k(.為齒寬系數(shù)；t 一端面齒距(mm), t = mi, m為模數(shù)；y 齒形系數(shù)，如圖4.1所示。圖4.1齒形系數(shù)因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑d = mz,式屮z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)代入式（4.1） 后得(4.2)2嚀/7d1t zkcy當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為：734t = t in.,x = 220x = 394n m g emdx 召19此時(shí)，直齒輪許用彎曲應(yīng)力在4

49、00850mp一擋齒輪彎曲強(qiáng)度校核：中間軸一擋齒輪:已知：7；=394xl03 n-min； 心=1.65； 匕二1.1； rn = 3.5mm；z10=16 ；2皿匕7uit'zkeykc = 8.0 ；心=0.37,查齒形系數(shù)圖4.1得:y=0.15,把以上數(shù)據(jù)代入（4.2）式，得:= 553mpgv400 850mpg2x394x1.65x1.1龍 x3.5'xl6x8x05第二軸一扌肖齒輪:已知：t? - 394x10' n-mm； ka - 1.65 ； kf =0.9 ；加= 3.5mm； z = 33 ； kc - &0 ；%=-0.3,查齒形系數(shù)

50、圖4.1得:y=0.124,把以上數(shù)據(jù)代入(4.2)式，得:2腎兒=2x?94xl.65x0.9= 265 850咖mn zkcy x3.5? x33x8.0x0.1244. 2.2斜齒輪彎曲應(yīng)力久(4.3)式中:f、圓周力（n）,片二豈dd節(jié)圓直徑（mm）, d = m,z ，叫為法向模數(shù)（mm）；cos pz齒數(shù)；0 斜齒輪螺旋角（°）;k。應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；b齒面寬（mm）, b = kcm , k（.為齒寬系數(shù)；法向齒距，t = mnn ；y 齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖4.1中查得; cos pke重合度影響系數(shù)，心二2.0。將上述有關(guān)參數(shù)代入式（4.3）,整理后得到

51、斜齒輪彎曲應(yīng)力為(4.4)27； cos 0心 7izmykcke當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對倒檔齒輪，許用應(yīng)力在 180350匕范圍內(nèi)。（1）倒擋齒輪彎曲強(qiáng)度校核中間軸倒擋齒輪：已知：tg = 394x10' n-mm； 0 = 22° ； ka = 1.5 ； mn 3.0 mm； kc = 8.0 ； x12 = 0.2 ；717,k = 2.0； z” = = = 22 ,查齒形系數(shù)圖4.1得：y二0.146,把以上數(shù)據(jù)cos p cos 22代入（4.4）式，得:2x394xl()3xcos 22*1.5龍x 17x3.0“ x0.14 6x8x2=3

52、25.3mpa <180- 35ompa倒檔軸倒擋齒輪:已知:tg = 394xlo3n-mm； 0 = 22° ； ka =1.5； mn =3.0mm； kc =8.0 ； x13 =-0.1 ；7/ ake = 2.0； =29,查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.133,把以上數(shù)據(jù)cos p cos 22'代入（4.4）式，得:久廠2弋兀：%3叫貳匚二 2 x 394 x 10； x cos 22 x 1.5 = 1mmpa <180 350mpa >tx23x3.03x033x8x2依據(jù)計(jì)算倒檔齒輪的方法可以得岀其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其估算結(jié)果如下:常

53、嚙合：s、aw2 < aj二檔：久7、久8 三檔：久5、五檔:sv3 ' w4 因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。4. 3變速器齒輪接觸強(qiáng)度校核4. 3. 1輪齒接觸應(yīng)力jjff 11(+ )(4.5)b pz ph式中：j 輪齒接觸應(yīng)力(mpa)；f 齒面上的法向力(n), f =©cosocos0片圓周力（n）, f、=十 ； /為計(jì)算載荷（n nini）； d為節(jié)圓直徑（mm）；q 一節(jié)點(diǎn)處壓力角，0為齒輪螺旋角;e 齒輪材料的彈性模量（mpa）； e = 2.m05mpab 齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；億,pb主從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）,直齒輪o = r, sin a , pb=rb