10速组合变速箱结构设计--毕业论文.doc

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1、大学学院全日制普通本科生毕业设计 10速组合变速箱结构设计10 SPEED COMBINED GEARBOX STRUCTURE DESIGN学生姓名：学 号：年级专业及班级：汽车服务工程（1）班指导老师及职称： 讲师 学 院：理工学部 提交日期：2016年05月大学学院全日制普通本科生毕业设计诚 信 声 明本人郑重声明：所呈交的本科毕业设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本设计不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法

2、律结果由本人承担。 毕业设计作者签名： 年 月 日 目 录 摘要：1关键词：11前言21.1变速器的功用21.2变速器的组成21.3国内外工程机械变速箱的发展现状21.3.1我国重型变速器行业不断发展壮大21.3.2国外变速箱行业的发展现状31.4国内外变速箱的研究现状41.5.1我国变速箱的研制存在的关键技术问题51.5.2工程机械变速箱存在的缺陷51.6本设计的主要任务52变速器的概述及其方案的确定62.1变速器的功用和要求62.2变速器零件结构方案的分析72.2.1齿轮型式72.2.2换挡结构型式72.2.3轴承型式72.2.4润滑和密封82.3变速器结构方案的确定82.3.1CA10T

3、A190M双中间轴变速器的工作原理82.3.2CA10TA190M双中间轴变速器的动力传递路线102.3.3变速箱的传动路线图102.3.4倒挡传动方案103变速器主要参数的选择113.1中心距113.2齿轮模数113.3压力角123.4齿宽123.5斜齿轮螺旋角123.6中间轴轴向力的平衡134变速器主要零件的设计及校核134.1各档齿轮的齿数分配134.1.1确定一档齿轮的齿数134.1.2对中心距A进行修正144.1.3确定常啮合传动齿轮副的齿数144.1.4确定其他各档齿数和螺旋角145主要零件的设计165.1齿轮强度计算165.2齿轮材料及热处理175.3第一轴、第二轴和中间轴185

4、.3.1轴的结构185.3.2确定轴的尺寸185.4轴的强度计算195.4.1各轴的功率195.4.2各轴的转速205.4.3二轴上各档齿轮处最小轴径计算215.5根据轴上齿轮的安装及结构设计各轴的长度尺寸225.5.1一轴上各段的尺寸设计225.5.2二轴上各段的尺寸设计225.5.3中间轴上各段的尺寸设计235.5.4倒档轴的尺寸235.6轴的校核235.6.1中间轴的校核235.6.2第二轴的校核255.6.3平键的校核295.6.4花键的校核296同步器306.1锁销式同步器结构306.2锁销式同步器的工作原理307变速器的操纵机构318结论32参考文献33致谢3310速组合变速箱结构

5、设计学 生：指导老师：（大学学院，长沙 410128）摘 要：汽车，在现代社会中占有举足轻重的地位。而变速器是汽车传动结构中最主要的部分之一，汽车的前进、后退，增速、减速都要靠变速器传动来实现。而且变速器在汽车的动力性和燃油经济性上也有很重要的影响。本设计参考了CA10TA190M双中间轴十档手动变速器，本次设计的汽车变速器主要是从强度方面来对齿轮的尺寸计算及校核，轴的尺寸计算和位置的确定，选择设计满足其承载能力的轴承。利用软件autoCAD完成变速器的装配图、第一轴、第二轴、中间轴、各档齿轮等零件的零件图。关键词：传动方案；关键零部件设计；校核10 SPEED COMBINED GEARBO

6、X STRUCTURE DESIGNStudent: Mao Xiancai Tutor: Shi Yixin(Orient Science&Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China)Abstract：the car, in modern society plays a significant role. And transmission auto transmission structure is one of the most important part of the car,

7、forward, backward, growth, slowing down all must depend on the transmission transmission to achieve. And the transmission in a cars fuel economy performance and there is also very important influence.This design reference CA10TA190M Twin Countershaft Transmission .The design of the auto transmission

8、 mainly from the strength of gear to the size of the check, the axis calculation and the size of the calculation and positioning, selection of design meet the bearing capacity of the bearings. Use autoCAD software complete transmission shaft assembly drawing, the first, the second shaft axis, the ge

9、ar, gear, etc parts as figure. Key words: transmission scheme； key parts design; check1 前言1.1 变速器的功用改变传动比：扩大驱动轮的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,使发动机在有利的工况下工作。在发动机的旋转方向不变的前提下,使汽车能倒退行驶。利用空档,中断动力传递,以使发动机能够启动,怠速,并便于变速器的换档或进行动力输出。1.2 变速器的组成变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮

10、传动。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大；用变位滑移齿轮变速，结构紧凑，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转速差很小时进行，用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺点，在啮合式离合器上装以摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行接合。行星齿轮传动变速器可用制动器控制变速。1.3 国内外工程机械变速箱的发展现状1.3.1 我国重型变速器行业不断发展壮大从1983年，我国开始引进奥地利斯太尔公司整车制造技术

11、(含发动机、变速器、车桥)，其中配套变速器的任务交给了陕西齿轮厂(“陕西法士特传动集团有限公司”的前身)和重庆綦江齿轮厂，1984年，陕西齿轮厂与美国伊顿公司签署技术转让协议，并在西安建立新的生产基地，开始生产双中间轴变速器。1985年，重庆綦江齿轮厂引进德国采埃孚公司机械变速器系列制造技术，生产重型车变速器，为斯太尔重卡配套。1986年，大齿引进日产柴TMH402变速器制造技术，生产5、6档的产品，主要为东风卡车配套。1986年12月，哈齿正式更名为第一汽车制造厂哈尔滨汽车齿轮厂，在吸收日野变速器技术基础上开发出一系列产品，主要为一汽解放卡车配套。大齿和哈齿的变速器与陕齿和綦齿不同，其传递扭

12、矩要小些，在800Nm左右，而陕齿和綦齿的变速器传递扭矩在1000Nm以上。上世纪80年代中后期，法士特主要配备260马力以上产品，綦齿是260马力以下产品，哈齿和大齿则为准重卡配套，彼此间利益冲突小，市场相对平和有序。至90年代初，大齿进入客车市场并迅速发展，曾经一度占领了国内客车变速器总量的60%，后来因产能问题，大齿向卡车市场转向，但是错过2001年-2004年15吨级以上重卡市场的井喷，但法士特借机一跃成为行业领先者。綦齿虽然也错过重卡井喷，但因大齿的方向调整而夺取客车变速器行业的领先地位。进入新世纪，法士特加入湘火炬后得到充足发展，与伊顿合资后技术上也得到支持，几年资产就翻了数倍，目

13、前，8t以上重型汽车市场占有率超过86%、15t以上超过92%、并广泛出口十多个国家和地区。大齿因产能问题得到解决，从2006年开始发力客车市场，重新成为宇通、安凯、黄海、申沃和恒通等客车厂家的配套供应商。目前，国内重型汽车变速器几乎由陕西法士特齿轮有限责任公司、綦江齿轮传动有限公司、山西大同齿轮集团有限责任公司、一汽哈尔滨变速器厂等几大家包揽。1.3.2 国外变速箱行业的发展现状德国ZF9S109多档变速器结构特点德国ZF公司生产的9S109同步器型倍档9档组合式变速器，主变速器有5个前进档，副变速器为行星齿轮系传动结构。当副变速器中的同步器接合套与固定外齿圈接 合时，行星齿轮内齿圈被固定而

14、不能转动，则副变速器挂入低档，此时将主变速器分别挂入5个不同档位可得到组合式变速器5个较大的传动比。当使接合套与副变速器高档齿圈接合时，行星齿轮轴、输出轴、行星齿轮内齿圈和副变速器输入轴齿轮固定在一起而同步旋转，则副变速器挂入高档(直接档)，主变速器的5个档位传动比即分别等于组合式变速器5个较小的传动比。变速器最大输入扭矩1250Nm，总质量310kg，与发动机直接连接或独立安装，左卧式或右卧式。变速器的操纵系统由旋转轴远距离操纵或直接操纵，双XH型换档排列，副变速器由压缩空气自动换档，爬行档和倒档用啮合套换档，其他档用同步器换档。美国伊顿公司富勒系列双副轴变速器结构特点:美国伊顿公司生产的B

15、T-11509C双中间轴倍档9档组合式机械变速器，主副变速器皆采用双中间轴结构。主变速器有5个前进档。副变速器为2档(高档和低档)齿轮传动，组成9档变速器。双中间轴倍档组合式变速器具有如下优点： （1）由于一轴和二轴上各档齿轮同时与两根中间轴上对应的齿轮相啮合，功率分流，从理论上讲，每对齿轮上传递的扭矩为1/2，这就使每对齿轮传递的扭矩减少50%，使变速器的中心距、齿轮模数和宽度可以减小，从而减小变速器的质量和尺寸，特别是长度尺寸。 （2）由于二轴从动齿轮在轴上处于径向浮动状态，两根中间轴的轴心线均匀分布在以二轴理论轴心为圆心、以中心距为半径的圆柱面上，所以二轴上各档齿轮及一轴齿轮在与两根中间

16、轴上的对应齿轮相啮合产生的径向力达到平衡，即互相抵消。二轴不承受径向力，只传递扭矩，这样二轴可以设计得细一些，结构可以简单一些，其后轴承可以选择较小的规格，这也有助于减小变速器的质量和尺寸。 （3）由于二轴齿轮的径向浮动和二轴的铰接式浮动的结果，使得齿轮在啮合时能自动抵消一部分制造和装配误差，啮合质量优于单中间轴。啮合区容易达到设计要求，实际使用情况也证实了这点。这就有利于降低啮合噪声和提高耐用度。 （4）由于双中间轴倍档组合式变速器可以明显地减小变速器的质量和轴向尺寸，利用这种优点，可提高变速器的最大传递功率和扭矩，扩大使用范围。这是短轴距大功率重型汽车和特种车辆最理想的变速器。RT-115

17、09C型变速器最大输入扭1500Nm，最大输入功率265kW，总长度735mm，XXH或单H操纵，可左操纵亦可右操纵，总质量270kg。1.4 国内外变速箱的研究现状变速箱是工程机械中必不可少的部件，到目前为止，国内外主要研究的是动力换挡变速箱，采用液压多片式离合器换挡，按操纵方式可分为机械操纵电控及介于两者之间的电气液控按结构型式可分为行星式和定轴式两类。行星式输入轴与输出轴同轴布置由行星齿轮排传递动力，传动齿轮为直齿齿轮，模数比定轴式小，传动效率比定轴式低。常用于推土机，装载机等，定轴式各传动轴平行布置，传动齿轮为直齿或斜齿，齿轮模数较大，传动效率高，常用于装载机，叉车，平地机和压路机等。

18、行星式液力变速箱采用双涡轮液力变矩器，在轮式装载机上的应用较为广泛，如我国柳工和厦工生产的ZL50型装载机和日本神钢生产的CM200型装载机$这种双涡轮4元件变矩器+2进1退行星式变速器，因有超越离合器自动对变矩器的1涡轮和2涡轮进行动力整合输出，使变矩器能实现重载和轻载两种工况的自动转换.实际上这种变速器具有4进2退的挡位，因此采用双涡轮*元件变矩器可减少变速器的挡位数，简化变速器的结构，尤其是可简化变速操纵机构，只用1个变速手柄即可完成所有换挡换向操作。定轴式变速箱以单涡轮3元件变矩器Z4进3退电液动力换挡为主，代表厂家为柳州ZF和杭州前进齿轮箱集团.由于其性能可靠，国内高档的产品几乎皆使

19、用这种变速箱$该变矩器的特点是采用冲焊型一体机芯，结构紧凑，相对于双涡轮变速器其变矩比小，高效区较窄，但这种变速器每根轴上的零件都能准确定位，故障率比行星式变速器低。此外国内少数厂家和少数产品使用一种单涡轮3元件变矩器4进2退，4进2退或3进3退定轴式变速器，这种变速器一般采用3自由度变速器，采用机械-液压动力变速时，需要2个变速操纵杆，1个用于换向操纵，1个进行换挡操纵，会增加司机的劳动强度和操纵难度，但其结构合理，故障点少，若能采用电子-液压变速方式则是最好的选择。1.5 变速箱存在的关键科学问题及缺陷1.5.1 我国变速箱的研制存在的关键技术问题根据我国目前的情况，研制工程机械变速箱需要

20、解决的关键技术如下： （1）液力变矩器技术包括带有扭转减振器的闭锁离合器和液力减速器的产品技术。 （2）变速传动装置技术包括有：变速传动的设计、加工技术；摩擦元件的设计与制造技术；高速精密轴承；密封技术等。 （3）液压操纵系统技术及设计变速器精密液压系统的设计及加工技术。 （4）系列化、通用化的电子控制系统软硬件技术(智能化换挡控制软件技术，包括故障诊断、容错设计等)。 （5）复杂箱体件和阀体的精密铸造技术。 （6）动力传动一体化技术包括高功率密度的动力传动组合技术；动力传动系统一体化控制及总线技术。 （7）AT的台架试验及道路试验技术。1.5.2 工程机械变速箱存在的缺陷 （1）结构较复杂，

21、制造精度要求高，成本较高。 （2）传动效率低，可通过结构和控制技术的改进来克服这一缺点。 （3）燃油消耗比机械变速器高，但如果与发动机匹配较好，并采用液力变矩器闭锁等措施，也可使燃油消耗与机械变速器持平甚至更低。 （4）没有真正的核心技术产品，只是一般的简单的开发过程，国内自主开发的变速箱产品很少，开发能力也很薄弱。1.6 本设计的主要任务现代汽车广泛采用往复活塞式类燃机作为动力装置，它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。发动机的扭矩，转速与汽车的牵引力，车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。为此，在汽车传动系中设

22、置了变速器和主减速器。既可以使驱动轮的扭矩增大为发动机的若干倍，同时又可以使其转速减小到发动机转速的若干分之一。此外，汽车的使用条件颇为复杂，如汽车的载货量，道路坡度，路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，挂入变速器高档；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃油经济性的要求。汽车在某些情况下，需要倒向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器内设有倒档。此外，变速器还设有空挡，可中断动力传递，以满足汽车暂时

23、停驶和对发动机检查调整的需要。对变速器的要求，除一般便于制造，使用和维护以及质量轻，尺寸紧凑外，主要还有一下几点: （1）应保证汽车具有高的动力性和经济性指标在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。 （2）工作可靠，操纵轻便汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 （3）重量轻、体积小影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高

24、齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 （4）传动效率高为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 （5）噪声小采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小噪声。2 变速器的概述及其方案的确定2.1 变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的基本设计要求： （1）保证汽车有必

25、要的动力性和经济性。 （2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 （3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。 （4）设置动力输出装置。 （5）换挡迅速、省力、方便。 （6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 （7）变速器的工作噪声低。2.2 变速器零件结构方案的分析变速箱的设计方案必须满足使用性能，制造条件，维修方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，应从齿轮型式，换挡结构型式，轴的型式及其布置，轴承型式，润滑和密封以及倒档布置等方面综合考虑，全面评价，一期得到合理的最佳方案。2.2.1 齿轮型式 由于一档跟倒档一般使用的时间都很少，速度又低，故采用直齿轮传动。而其他档由于相对来

26、说速度较高，为了保证传动平稳降低噪声，采用斜齿圆柱齿轮传动。2.2.2 换挡结构型式 一档跟倒档采用直齿滑动齿轮，其他档位采用同步器。前者由于啮合性能较差，重合系数小，强度低，噪声大等原因，仅在变速器中不常用的低档和倒档以及行星齿轮变速器中使用。目前变速箱中基本上采用斜齿圆柱齿轮转动。本设计中除一档和倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档都采用斜齿圆柱齿轮传动。采用同步器可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高汽车的加速性，经济型和行驶安全，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿

27、命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。2.2.3 轴承型式 长期以来，在变速器轴的支承中广泛采用滚珠轴承，滚针轴承和滚柱轴承。随着汽车工业的发展，变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比要求它有更大的容量和更好的性能。近来，人们发现上述轴承型式已不能满足现代设计趋势对变速器可靠性和寿命提出的要求，而使用圆锥滚柱轴承的日益增多。采用圆锥滚子轴承的变速器增多（本设计采用滚锥子轴承），这是因为圆锥滚子轴承有如下优点： （1）直径较小，宽度较大，可承受较高负荷； （2）结构上保证滚子能正确对中，使用寿命长； （3）圆锥滚子轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴的刚度，使齿轮能正常啮合

28、，降低噪声，减少自动脱挡的可能性； （4）在采用圆锥滚子轴承的情况下，为方便拆装和调整轴承，一般将变速器客体设计成沿纵向平面分开或沿中心线所在平面水平分开。2.2.4 润滑和密封 润滑分为压力式和飞溅式。压力式润滑由专用油泵通过油道将一定压力的润滑油输送到需要润滑的部位。本设计采用飞溅式润滑，这时，应在结构上采取措施保证润滑油合理的循环。当第二轴前轴承采用滚锥轴承时。在常啮小齿轮上钻有34个径向油孔，这样，润滑油被常啮大齿轮从油底壳中带上来，继而被吸进这些油孔，为保证润滑油循环，径向油孔应很短，常啮大齿轮轮齿的两侧应用挡板或相邻的零件遮挡起来，常啮小齿轮的的端面应贴近同步器毂的端面以形成吸力。

29、为保证密封，在轴承盖内装有油封或开设回油槽，壳体与盖的密封可用纸垫或密封胶，最近有的还采用橡胶密封条。为防止油温过高，气压过大，造成渗油现象，一般在顶盖上装有通气塞。2.3 变速器结构方案的确定2.3.1 CA10TA190M双中间轴变速器的工作原理CA10TA190M双中间轴变速器的工作原理，如图1所示。CA10TA190M双中间轴10档变速器由一个前置5档双中间轴主箱和一个双中间轴副箱组成。主箱换档为手动操纵，副箱换档为气动操纵，具有10个前进档，2个倒档。在主箱中，一轴（输入轴）和一轴齿轮通过花键联结，二轴（主轴）上的齿轮由其中间轴上的齿轮支撑，与二轴在径向呈浮动状态，它们通过装在二轴上

30、的三角键和轴间垫圈实现轴向定位，二轴由副箱输入齿轮上的轴承实现定位。主箱采用滑动齿套进行换档。在副箱中，通过惯性锁销式同步器实现高低档切换。同步器摩擦锥面采用高性能摩擦材料，具有摩擦力大，使用寿命长的特点。主副箱动力采用常啮合齿轮形式。图1 工作原理Fig1 Working principle一档 二档 三档 四档 五档 六档 七档 八档 九档 十档 倒档（低） 倒档（高） 图2 CA10TA190M变速箱动力传递路线1-主箱接合齿轮 2-副箱接合齿轮Fig2 CA10TA190M transmission route of transmission2.3.2 CA10TA190M双中间轴变速

31、器的动力传递路线CA10TA190M双中间轴变速器的动力传递路线如图2所示。发动机的动力通过离合器传给变速箱的一轴和一轴齿轮，一轴齿轮与主箱中间轴传动齿轮为常啮合，从而驱动中间轴及其上的各档齿轮传动，中间轴上各档齿轮与主箱主轴上各档齿轮也为常啮合，因此，主轴上各档齿轮同时转动。主轴上各档齿轮空套在主轴上，所以在空档时主轴并不转动。当拨动主轴上的滑动齿套移向某一档位，并使主轴齿轮同主轴连为一体时，主轴则开始转动。当副箱同步器齿套移向变速箱前方时，副箱变速箱位于高档区，二轴的动力通过副箱输入齿轮和同步器齿套传递给副箱主轴输出；当副箱同步器齿套移向变速箱后方时，副箱变速箱位于低档区，二轴输出的动力通

32、过副箱输入齿轮传递给副箱中间轴，再通过副箱主轴减速齿轮，同步器齿套传给副箱主轴输出。 2.3.3 变速箱的传动路线图其四，五档采用锁环式同步器。二，三挡采用锁销式同步器，锁销式同步器的承载能力较锁环式，倒档和一档传递转矩较大，使用移动齿轮换档。这种变速箱的输入轴，输出轴在一条直线上，其五档时的动力是从输入轴直接传到输出轴的；由于它的输入轴，中间轴，输出轴在同一平面上，所以被称为平面三轴式变速箱。这个变速箱的换挡元件可以布置在变速箱上部的轴上，控制机构简单；三根轴在箱体上的安装孔只有两对，箱体制造简单；由于多数档位从输入到输出只有两对齿轮传动，直接挡是不经过齿轮传动的，所以传动效率高。其主要缺点

33、是：输出轴支撑轴在输入轴的内齿轮内部，刚度较差。位于输入轴内部的轴承工作条件较差，而且这种结构难以获得多个倒档。2.3.4 倒挡传动方案图3为常见的倒挡布置方案。本设计采用图3.2f所示的传动方案。因为图3.1f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。图3-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3.21c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3.2d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图3.2c所示方案。图3.2e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。为

34、了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有如下例子，有的货车倒挡传动采用图3.2g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，会致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。图3 变速器倒挡传动方案Fig3 Transmission reverse gear transmission scheme3 变速器主要参数的选择3.1 中心距第一，二轴与中间轴间的中心距A大小对变速器的体积和重量有很大的影响，其值可按下式初选式中 Memax-发动机最大扭矩，N.m; K-中心距系数，与车型，使用条件等有关。对轿车K=1114，对货车K=1417.在汽车总重较小，路面条件较好时，可取较小值，反之则取较大值。在保

35、证传递发动机最大扭矩，变速器具有最大传动比和齿轮具有足够强度的条件下，应尽量减小变速器的中心距。3.2 齿轮模数第一轴常啮合斜齿轮的法向模数MnMn=0.47=4.18mm由国标GB1357-87得Mn=4mm。 一档直齿轮M=5.07mm由国标GB1357-87得Mn=5mm。M1max-变速器一档的最大扭矩，其值为：M1max=Memax=705.6=3644.28N.m式中 -变速器一档速比； -变速器效率，等于0.96。从充分发挥齿轮的强度和工作性能来看，最好是每对齿轮具有各自的模数。考虑到齿轮加工方便，不少变速器采用几种模数，即低档齿轮用大模数，高档齿轮用小模数，中间挡用介乎其间的模

36、数。变速器所用模数值大致范围是：轿车和轻型货车2.53.5；中型货车3.54.5；重型货车4.56。本设计为：一挡 m=5.0mm 二挡 三挡 五挡3.3 压力角我国和许多国家都把齿轮的标准压力角规定为20，因此汽车变速器普遍采用20压力角。对于轿车，考虑到减少噪声是一个主要要求，高档齿轮多采用较小的压力角，如14.5，15，16，16.5等。有的中，重型汽车的倒档齿轮为了提高其承载能力，而采用22.5或25的压力角。本设计采用压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20，25，30，本设计采用30。3.4 齿宽齿宽b的大小直接影响齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿

37、宽增到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=（4.58.0）mm斜齿 b=（6.08.5）mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些。使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。本设计选择直齿轮齿宽为30 mm，斜齿轮齿宽为30 mm。在采用啮合套或同步器的换挡部件中，其接合齿的工作宽度初选时可取为（24）mm。3.5 斜齿轮螺旋角螺旋角是表征斜齿轮传动的主要参数。确定时，主要是从它对啮合性能，齿轮强度的影响以及轴向力平衡等

38、方面综合考虑。增大，齿轮啮合的重合系数增大，运转平稳，噪声下降。但过大时，不仅使轴向力过大，导致传动效率降低，且使轴承工作条件恶化。试验证明：随着的增大，齿的强度也相应提高，但是与相应的直齿轮比较，当螺旋角大于30时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，因此从提高低档齿轮的弯曲强度出发，不希望过大，而从提高高档齿轮的接触强度着眼，可选取较大值的。由于螺旋角的存在，传递扭矩时，在齿轮上产生一定的轴向力。设计时应力求中间轴上的轴向力趋向平衡。为此，将中间轴上斜齿轮的螺旋方向一律取右旋，而让第一，二轴上斜齿轮成为左旋，后者的轴向力经轴承盖由壳体承受。欲使中间轴上两斜齿轮的轴向力完全平衡，需要满

39、足一定的条件。图4中：由于，为使两轴向力平衡，必须满足式中,齿轮1,2的轴向力；齿轮1,2的节圆半径；M中间轴传递的扭矩。图4 中间轴轴向力的平衡Fig4 The intermediate shaft axial force balance3.6 中间轴轴向力的平衡轿车和轻型货车螺旋角的初选范围是=2035，中型，重型货车=1030。有的重型货车为了减小轴向力，采用了较小的螺旋角（1017）。本设计初选20螺旋角。最终的螺旋角大小经反复试凑齿数，修正中心距和选择变位系数后才能确定。4 变速器主要零件的设计及校核4.1 各档齿轮的齿数分配在初选了中心距，齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速

40、器档数，传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。4.1.1 确定一档齿轮的齿数一档传动比 如果和的齿数确定了，则与的传动比可求出，为了求和的齿数先求出其齿数和,：直齿计算的结果不一定时整数，必须取为整数值，根据值可进行大小齿轮齿数尽可能取得少一些，使的传动比大一些，在已定的条件下，的传动比可分配小些，于是第一轴常啮齿轮可分配到较多的齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。如第一轴常啮合齿轮的齿数太少，设轴承孔后，会使齿轮副太薄，影响齿轮强度。如果第二轴另有前支承，则第一轴上的齿数就不受上述的限制。为了避免根切，也为了增强小齿轮的强度，必须采用变位齿轮。根据经验数值，第一轴一挡齿轮齿数在 间选取取,

41、则。4.1.2 对中心距A进行修正面根据初选的A及m计算出的可能是非整数，将其调整为整数后，由此看出中心距发生了变化。这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距A作为各档齿数分配的依据。计算出A=132.5mm4.1.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数由式：得：而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等：设=20解得：Z=20，Z=43最终修订2=18.02。4.1.4 确定其他各档齿数和螺旋角先进行二档齿轮齿数，Z，Z的分配二档是斜齿轮，螺旋角与不同.此外从拆消或减少中间轴上的轴向力出发，齿数还必须满足以下关系：由以上三个式子联立解得：, , 同理得： ,=18.02 如

42、上图所示，倒档齿轮是Z和Z,在图中，齿轮的模数与一档的相同为5.0mm。一般=2123。本设计中取=22。则中间轴与倒档轴的中心距：=5.0(22+15)=92.5mm为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉，齿轮10和12的齿顶圆之间应保持0.5mm左右的间隙，所以 =21则二轴与倒档轴的中心距为：=总结：为了满足第一轴、第二轴的中心距，各配对齿轮的齿数和应相等。所以各齿轮齿数为：表1 各齿轮参数Table1 The gear parameters 齿数204319442935362915223821螺旋角18.0218.0218.0218.0214.9814.9811.1511.150000分度

43、圆mm84.13180.8779.92185.08120.08144.92146.77118.2375110190105齿顶圆mm92.13188.8787.92193.08128.08152.92154.77126.2385120200115齿根圆mm74.13170.8769.92175.08110.08134.92136.77108.2368.75103.75183.7598.75齿宽 mm303030303030303030303030实际中心距： A=132.5mm5 主要零件的设计 5.1 齿轮强度计算就汽车变速器齿轮而言，常见的损坏形式是齿面点蚀和轮齿折断。 在齿轮传动中，如果齿

44、面间的压力超过它所能承受的压力，由于过高的脉动接触应力的反复作用，在表层内产生疲劳裂纹，挤进裂纹中的润滑油形成高压 ，使裂纹扩大。当齿轮工作一定时期后，工作齿面上将出现小块金属剥落即点蚀。点蚀多发生在节线附近的齿根面上。为使轮齿在规定的使用寿命内不出现齿面点蚀，应进行齿面接触静强度计算。轮齿折断有两种情况，一是在多次重复脉动弯曲应力作用下引起的齿根疲劳折断，一是因短时过载或冲击过载而引起的齿根折断。前者按弯曲疲劳强度计算，后者按弯曲静强度计算。 接触应力的计算: 因为常啮合齿轮的接触应力是最大的，若常啮合齿轮满足需用接触应力的话，其它档齿轮接触应力也满足。=0.418 N -齿轮接触的实际宽度 斜齿轮 =31.54mm；N-齿面上是法向力， N= ； P-圆周力， P= N； -计算载荷 =； d-节圆直径，mm； -节点处的压力角； -螺旋角；E-齿轮材料的弹性模数，E=2.1,N/； ，-主动齿轮和被动齿轮节点处的曲率半径，mm；斜齿轮：=，=-主动齿轮的节圆半径，mm；-被动齿轮的节圆半径，mm；=1373.18N/ 经过计算得