CA1040轻型货车机械式变速器设计.pdf

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1、 1 本科学生毕业设计 CA1040 轻型货车机械式 变速器设计 院系名称：专业班级：学生姓名：指导教师：职 称：The Graduation Design for Bachelors Degree Design of CA1040 Light Trucks Manual Transmission Candidate：Specialty：Class：Supervisor：I 摘 要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能

2、。因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计并讲述了变速器中各部件材料的选择。关键词：CA1040；机械式；齿轮；轴；变速器 黑龙江工程学院本科生毕业设计 II 黑龙江工程学院本科生毕业设计 III 黑龙江

3、工程学院本科生毕业设计 IV 黑龙江工程学院本科生毕业设计 V 黑龙江工程学院本科生毕业设计 VI ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed,is aimed at marking start,climbing,turning,accelerate various driving conditions,the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable

4、working conditions within the scope of the work.And the trans mission in neutral gear with reverse gear.Transmission also need power output function.Gearbox because of the low-grade work at a larger role,In general,the low-grade gearbox layout are close to the axis after support,Following from low-g

5、rade to high-grade order of the layout of stalls gear.This will not only allow axis are large enough for a rigid,but also ensures easy assembly.Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations.Generally through the control shaft length control over several stalls to ens

6、ure that adequate gear box rigid.This paper describes the design of three-axis five block manual tran mission,the transmission principle of work elaborated,Transmission of the gear shaft and do a detailed design,and the intensity of a school.For some standard parts for the selection.Transmission Tra

7、ns mission program design.A brief description of the trans mission of all components of the material choice.Key words:CA1040;Mechanical;Gear;Axis;Transmission I 目 录 摘要.I ABSTRACT.II 第 1 章 绪论.1 1.1 研究背景.1 1.2 研究目的及意义.2 1.3 机械式变速器国内外研究现状.2 第 2 章 总体方案设计.4 2.1 汽车参数的选择.4 2.2 传动机构布置方案分析.4 2.2.1 固定轴式变速器.4

8、2.2.2 倒挡布置方案.5 2.2.3 其他问题.8 2.3 零部件结构方案分析.8 2.3.1 齿轮形式.8 2.3.2 换挡机构形式.9 2.3.3 变速器轴承.10 2.4.本章小结.11 第 3 章 变速器设计.13 3.1 挡数.13 3.2 传动比范围.13 3.3 各档传动比的确定.13 3.3.1 主减速器传动比的确定.13 3.3.2 最低档传动比计算.14 3.3.3 各档传动比的选定.15 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3.3.4 中心距的选择.16 3.3.5 变速器的外形尺寸.16 3.4 齿轮参数.16 3.4.1 模数的选取.16 3.4.2 压力角.17 3.

9、4.3 螺旋角.17 3.4.4 齿宽 b.18 3.4.5 齿顶高系数.19 3.4.6 变位系数的选择原则.19 3.5 各挡齿轮齿数的分配.20 3.5.1 确定一挡齿轮的齿数.20 3.5.2 对中心距进行修正.21 3.5.3 确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数.22 3.5.4 确定其他各挡的齿数及变位系数.22 3.5.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数.24 3.6 本章小结.25 第 4 章 变速器的校核.26 4.1 齿轮的损坏形式.26 4.2 齿轮强度计算.26 4.2.1 齿轮弯曲强度计算.26 4.2.2 轮齿接触应力计算.28 4.3 轴的结构尺寸设计.30 4.4

10、轴的强度验算.31 4.4.1 轴的刚度的计算.31 4.4.2 轴的强度的计算.36 4.5 轴承寿命计算.39 4.6 本章小结.42 第 5 章 同步器的设计.43 5.1 锁环式同步器.43 5.1.1 锁环式同步器结构.43 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5.1.2 锁环式同步器工作原理.43 5.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定.44 5.2 本章小结.46 第 6 章 变速器操纵机构.47 6.1 直接操纵手动换挡变速器.47 6.2 远距离操纵手动换挡变速器.47 6.3 本章小结.48 结论.49 参考文献.50 致谢.51 附录.52 1 第 1 章 绪 论 1.1 研究

11、背景 近几年国内外汽车工业迅猛发展，车型的多样化和个性化已经成为汽车发展的趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，特别是对轻型商用车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大。国产商用车所装配的变速器主要以国产手动档变速器为主，变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分

12、为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。汽车变速器是影响整车动力性、经济性、舒适性的重要总成，国内外的汽车制造与销售数据显示，人们对汽车驾乘的舒适性越来越重视。国内商用车市场的快速发展，2008 年全国载货汽车保有量为 10、465、404 辆，与 2007 年相比，增加 722、181 辆，增长 7.41%。其中轻型载货汽车 5、863、787 辆，贡献度最大的车型是轻型货车，轻型货车对商用车销量的贡献度为 44.16%，其次是重型货车和微型货车，其贡献度分别为 19.89%和 12.93%。汽车变速器的使用寿命与整车基本相当，售后维修市场对变速器总成的需求仅占少数，故此可将轻型商用车市场近似

13、为它的变速器配套市场空间。随着全球能源及原材料价格的不断上涨，汽车销售价格的下降，要求汽车变速器向着体积小质量轻、承载能力大、结构紧凑上发展。这就要求零件设计结构机械性能也要相应有所改变，向着小巧紧凑高强度，高刚性方向改进，进而也要求有新技术新工艺来保证能够制造出来。目前许多变速器生产企业正在研发一些能大幅提高离合器、同步器寿命和行车安全性，且保留了传统有级机械变速器传动效率高、体积小、机构简单、使用可靠、易于制造、成本低、燃油消耗少和维护与使用费用低、多档位、大速比变化范围改善了汽车的动力性、燃油经济性和换档平顺性的变速器。现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。无

14、级变速机构由两组锥形轮组成，包括一对主动锥形轮（锥形轮组 1）和一对被动锥形轮（锥形轮组 2）同时有一根链条运行在两对锥形轮 V 形沟槽中间，链条的运动如同动力传递单元。锥形轮组 1 由发动机的辅助减速机构驱动，发动机的动力通过链条传递给锥形轮组 2 直至终端驱动。在每组锥形轮中有一个锥形轮黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 可以在轴向移动，调整链条在锥形轮的工作直径并传递速比。两组锥形轮必须保持相同的调整，以保证链条始终处与涨紧状态，使传递扭矩时锥形轮接触充分的压力。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗的行驶里程提高 30%。通过选择最佳传动比，获得最有利的功率输出，它的传动比比传统的变

15、速器轻，结构更简单而紧凑。世界各大汽车制造商正竞相开发无级变速器。专家预计 2008 至 2009 年间无级变速器将成为世界各大汽车制造商的技术开发重点。1.2 研究目的及意义 通过一步步的计算和校核来改善变速器的工作状态，使其达到理想的舒适性并减小工作时的噪声。传统的变速器设计设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后计算其强度，传动质量指标等，如不符合要求根据经验公式改变某些参数，继续计算直至符合所有的条件与要求。通过本题目的设计，可综合运用所学知识对轻型商用车的手动变速器进行设计。由于本题目模拟工程一线实际情况，通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高解决实际问题的能力，综

16、合提高自身的设计和制造水平。本设计研究基本内容是研究轻型商用车的机械变速器的组成、结构与原理，弄清楚同步器、齿轮、轴等零部件之间的配合关系。选择标准齿轮模数在总当数和一档传动比确定后，合理分配各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出所有轴的基本尺寸，对每个档位下对轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构与尺寸，绘制出各个轴的结构与尺寸，对现有传统变速器的结构进行改进、完善，最终完成变速器的零件图和装备图的绘制。利用计算机辅助设计软件绘制变速器的各零件的零件图，并完成变速器的总装配图。在此次设计中对变速器作

17、了总体设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计。1.3 机械式变速器国内外研究现状 载货汽车分为轻型、中型、重型三种。各国分级方法和标准不尽相同。20 世纪 70年代以来，由于对运输需求的增加和公路承载能力的提高，各国都在放宽对轴重和车辆总重的限制,因而大吨位载货汽车不断增加。同时，城市中为便于集散货物和零星货物运输，小吨位载货汽车也在发展。为适应各种货物的运输要求，载货汽车有向专用化发展的趋势，专用运输车的种类和数量不断增加。而中国是按汽车载重量分级的，黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 载重量 3.5 吨以下的为轻型载货汽车,4

18、-8 吨的为中型载货汽车，8 吨以上的为重型载货汽车。载重量 1 吨以下的轻型载货汽车多用轿车底盘改制而成，主要用于城市运送食品、日用工业品等小批量货物；有的制成客货两用车。随着重型车功率加大、传递的扭矩增加和速度的提高，对变速器的要求也不断家大。首先，变速器的节油性能被越来越多的用户所关注。而业内专家表示，目前变速器的节油主要通过安装同步器和增多档位来实现。其次，不言而喻的是整车厂对变速器的轻量化也提出更高要求。再次从发动机电控系统到模块化电子仪表到再到 CAN总线的应用，我国重卡电子化控制程度越来越高。随着重卡整车电子化程度的提高，变速器自动化进程也将开始加速，AMT(机械式自动变速器)的

19、应用被提上日程。AMT在传统固定轴式手动变速器和干式离合器基础上应用自动变速理论和电子控制技术，通过电控单元控制执行机构实现自动换挡，具有传动效率高、油耗低、经济性好等诸多优点。相对自动变速器而言，AMT 造价低廉，只比传统机械式变速器稍贵一点，也很适合中国用户的消费特点。所以，国内主流的变速器企业都在致力于 AMT 的研发当中，据了解，法士特、綦齿和大齿等企业的 AMT 已经开始装车试验，技术日趋成熟。黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 第 2 章 总体方案设计 2.1 汽车参数的选择 变速器设计所需的汽车基本参数如 2.1 表所示:表 2.1 设计基本参数表 变速器如下基本要求：(1)保证汽

20、车有必要的动力性和经济性。(2)设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。(3)设置倒档，使汽车能倒退行驶。(4)设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。(5)换挡迅速，省力，方便。(6)工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。(7)变速器应当有高的工作效率。除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。2.2 传动机构布置方案分析 2.2.1 固定轴式变速器 固定轴式又分为两轴式，中间轴式，

21、双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，发动机最大功率 66kw 最高车速 110km/h 总质量 4060kg 最大转矩 210 Nm 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。所以我选择的是中间轴式的变速器。图 2.1 分别示出了几种中间轴式五挡变速器传动方

22、案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。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 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；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）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

23、其他挡位的换挡机构，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。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。图 2.1(a)所示方案，除一档和倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图 2.1(b)，(c)，(d)所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图 2.1(d)所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在

24、不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。发动机前置后轮驱动的货车采用中间轴式变速器，为加强传动轴刚度，可将变速器后端加中间支撑。中间轴和第二轴都有三个支承。如果在壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。2.2.2 倒挡布置方案 与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利

25、用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 图 2.1 中间轴式五挡变速器传动方案 间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。图 2.2 为常见的倒挡布置方案。图 2.2(b)所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 2.2(c)所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2.2(d)所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取

26、代了图 2.2(c)所示方案。图 2.2(e)所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.2(f)所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2.2(g)所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，

27、又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再 图 2.2 倒挡布置方案 布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，如图 2-3 所示。黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 图 2.3 倒挡轴位置与受力分析 2.2.3 其他问题 经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较

28、好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于 1（为0.70.8）的超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶 1km 所需发动机曲轴的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低，噪声增大。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。2.3 零部件结构方案分析 2.3.1 齿轮形式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工

29、作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。我的设计中一挡和倒挡用的是直齿轮，其他挡都是斜齿轮。黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 2.3.2 换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器），时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾

30、驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，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，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪

31、声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种：互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：(1)互锁销式 图

32、2.4 是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。图 2.4，(a)为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图 2.1，(b)、(c)、(d)为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 图 2.4 互锁销式互锁机构(2)摆动锁块式 图 2.5 为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分 A 档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。(3)转动钳口式 图 2.5 为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵

33、杆拨头置于钳口中，钳形板可绕 A 轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计锁定机构采用自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球

34、来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。2.3.3 变速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。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。黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 图 2.5 摆动锁块式互锁机构 图 2.6 转动钳口式互锁机构 汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采

35、用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，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。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定

36、，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 620mm，下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。在本次设计中由于工作条件的需要主要选用了圆锥滚子轴承、深沟球轴承和滚针轴承。2.4 本章小结 本章首先确定了设计变速器所需的汽车主要参数以及设计变速器所应满足的基本要求，对自己的设计也有了一定的规范。然后又对变速器的传动机构和档位

37、的布置 黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 形式的进行了简单的介绍，分析了各个传动方案的优缺点，选取了合理高效的的传动方案和一些在设计变速器时常遇的问题，为后面齿轮和轴的计算打下了良好的基础。最后对齿轮的形式做了介绍和优缺点的比较，通过以上比较合理的选择齿轮形式。分析了几种换挡形式，和容易出现的问题，并提供了相关的解决方法，最后很据轴的工作条件和工作状态，对轴承也形式也做了选择。黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 第 3 章 变速器结构设计 3.1 挡数 增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也

38、增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在 1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用 45 个挡位，级别高的轿车变速器多用 5 个挡，货车变速器采用 45 个挡位或多挡。装载质量在23.5T 的货车采用 5 挡变速器，装载质量在 48T 的货车采用 6 挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。本设计为 5 挡变速器。3.2 传动比范围 变速器的传动比范围是指

39、变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在 34 之间，轻型货车在 56 之间，其他货车则更大。3.3 各档传动比的确定 3.3.1 主减速器传动比的确定 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：0377.0iirnuga (3.1)式中：au汽车行驶速度，km/h；n发动机转速，r/min；r车轮滚动半径，m；gi变速器传动比；0i主减速器传动比。黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 由上文可知最高车速maxau=maxav=110km/h；最高档为超速档，传动比5gi=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规

40、格 195/65R15 得到r=377.5（mm）；发动机转速n=pn=3600（r/min）；由公式（5.1）得到主减速器传动比计算公式：66.4377.00aguinri 3.3.2最低档传动比计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角max坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下：m a xm a x0m a xs i nc o sGGfriiTtge （3.2）式中：G 车辆总重量，N；f滚动阻力系数，对良好路面=0.010.02；maxeT发动机最大扭矩,Nm；0i主减速器传动比；gi变速器传

41、动比；t为传动效率（0.850.9）；R 车轮滚动半径；max最大爬坡度本设计为能爬30%的坡，大约7.16。由公式（3.3）得：tegiTrGGi0m a xm a xm a x1)s i nc o s(（3.3）已知：m=4060kg；012.0f；7.16max；r=0.3775m；210maxeT Nm；66.40i；g=9.8m/s2；9.0t，把以上数据代入（3.3）式：黑龙江工程学院本科生毕业设计 15 1.59.066.42103775.0)7.16sin8.940607.16cos012.08.94060(1gi 满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转

42、现象。公式表示如下：ntgeFriiT10max tengiTrFi0m a x1 （3.4）式中：nF驱动轮的地面法向反力，gmFn1；驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取 0.50.6之间。取 0.55，把数据代入（5.4）式得：11.59.066.42103775.055.08.940601gi 所以，一档转动比的选择范围是：11.51.51gi 初选一档传动比为5.1。3.3.3 各档传动比的选定 变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速挡，在本 设计中 最高档即为 超速挡。中间档的 传动比 理论上按公 比为max111minnggnngg

43、iiqii（其中 n 为档位数）的几何级数排列，实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。qiiiiiiii54433221 5.111.54451iiq 黑龙江工程学院本科生毕业设计 16 5.15.126.226.25.14.34.35.11.5342312qiiqiiqii 3.3.4中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算：31m a xgeAiTKA （3.5）式中：A变速器中心距，mm；AK 中心距系数，商用车AK=8.69.6；maxeT发动机最大输出转距为210N，Nm；1i变速器一档传动比为5.1；g变速器传动效率，取

44、96%。A9.0396.01.5210=90.8mm 商用车变速器的中心距在80170mm范围内变化。所以根据计算结果，初取 A=90mm。3.3.5 变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：39636090)4.40.4()4.40.4(ALmm 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 K 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为 370mm。3.4 齿轮参数 3.4.1 模数

45、的选取 遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模黑龙江工程学院本科生毕业设计 17 数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量am在 1.814.0t 的货车为 2.03.5mm。选取较小的

46、模数值可使齿数增多，有利换挡。初选齿轮模数 m=3.0mm 齿轮法向模数 nm=3.0mm 3.4.2 压力角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对商用车，为加大重合度已降低噪声，取小些。变速器齿轮压力角为 20 啮合套或同步器的接合齿压力角用 30 3.4.3 螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度

47、仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以 1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消(但因为这

48、些挡位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。根据图 3-1 可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件 黑龙江工程学院本科生毕业设计 18 111t a nnaFF （3.6）222tannaFF （3.7）由于 T=2211rFrFnn，为使两轴向力平衡，必须满足 2121t a nt a nrr （3.8）式中：Fa1，Fa2 为作用在中间轴齿轮 1、2 上的轴向力，Fn1，Fn2 为作用在中间轴齿轮 1、2 上的圆周力；r1，r2 为齿轮 1、2 的节圆半径；T 为中间轴传递的转矩。最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的

49、中心距不等现象得以消除。图 3.1 中间轴轴向力的平衡 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：商用车中间轴式变速器为 2030 初选的螺旋角=25 3.4.4 齿宽 b 应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不黑龙江工程学院本科生毕业设计 19 均匀。通常根据齿轮模数 m 的大小来选定齿宽。直齿：b=CKm，CK为齿宽系数，取为

50、4.58.0 取CK=6 斜齿：b=CKnm，CK取 6.08.5，取CK=6 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，CK可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。直齿 b=mKC=63=18mm 斜齿 b=mKC=63=18mm 3.4.5 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，包