輕型貨車變速器設(shè)計

1、河北工業(yè)大學2014屆畢業(yè)設(shè)計說明書河 北 工 業(yè) 大 學畢業(yè)設(shè)計說明書(論文) 作 者： 李熙 學 號： 100264 學 院： 機械工程學院 系(專業(yè))： 車輛工程 題 目： 輕型貨車變速器設(shè)計 指導者： 劉芳 副教授 (姓 名) (專業(yè)技術(shù)職務(wù))評閱者： (姓 名) (專業(yè)技術(shù)職務(wù))2012 年 5 月 20 日畢業(yè)設(shè)計（論文）中文摘要輕型貨車變速器設(shè)計摘要:此次畢業(yè)設(shè)計是：汽車行駛速度最高為85/h，汽車的整車整備質(zhì)量是2200kg，最大爬坡度大于等于30%，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩最大為160Nm，車輪滾動半徑為0.42m，主減速比為4.5。變速器設(shè)計為四檔加一倒檔。在此次設(shè)計中采用了中間軸式變速

2、器，其優(yōu)點是：為了使傳遞扭矩效率高，最高檔采用直接檔，齒輪和軸承的噪聲小，磨損也小，因為其它檔動力的傳遞要連續(xù)經(jīng)過兩對齒輪才能達到效果，故在中心距較小的情況下，各檔仍然有較小的傳動比；其缺點是：中間檔的傳動效率低。設(shè)計的時候是以輕型貨車變速器為設(shè)計目的，著重對變速器的各個軸、各個齒輪、各個軸承進行了設(shè)計；為了提高傳動的效率，減小噪音，將平行軸斜齒輪用于各前進檔，將平行軸直齒輪用于倒檔位置；將角接觸球軸承用在第二、第一軸后軸承，用來承受軸向力，將外圈有擋邊圓柱滾子軸承用在中間軸各軸承。在換擋方式設(shè)計上，將第二軸可移動齒輪換擋方式應(yīng)用于倒檔，將鎖環(huán)式慣性同步器換檔應(yīng)用在其它各檔，以達到換擋迅速、省

3、力、無噪聲、無沖擊，且與操作熟練程度無關(guān)的目的，從而使汽車的加速性、行駛安全和經(jīng)濟性得到了提高。關(guān)鍵詞：汽車 輕型貨車 變速器 設(shè)計參數(shù) 畢業(yè)設(shè)計（論文）外文摘要Title LIGHT GOODS VEHICLE TRANSMISSION DESIGNAbstract The technical requirements for vehicle maximum speed "is inside 85 /h, total quality of the bus 2200kg, Max gradient is greater than or equal to 30%, the maximu

4、m engine torque is 160Nm, the wheel rolling radius is 0.42m, the final drive ratio is 4.5 under the conditions of design five speed transmission with 1 reverse gear. The intermediate shaft transmission in this design, its advantage is: the most upscale by direct file, high torque transmission effici

5、ency, small noise, wear the gear and bearing; another gear power transmission to continuous through two pairs of gears, therefore, in the center distance is smaller, the file still has a smaller transmission ratio; its disadvantages are: low middle gear transmission efficiency. Design to design of l

6、ight truck transmission for the purpose, focus on the design of the transmission of the shaft, the gear, the bearings; the forward gear of each gear with parallel axis gear, in order to improve the transmission efficiency, reduce noise, reverse gear with parallel axis gear: first, second shaft beari

7、ngs with angular contact ball bearing, to bear the axial force, the intermediate shaft bearings with outer ring with a flange cylindrical roller bearing. In addition to reverse shift mode by using second axis movable gear shift, all other files using lock ring type inertial synchronizer gear, ensure

8、 rapid, labor saving, no shock, no noise shift, has nothing to do with proficiency, which improves the car's acceleration, economy and driving safety. Operating mechanism adopts the indirect control type manual shift mechanism, the shift fork shaft design with a self-locking and interlocking dev

9、ice, ensure the vehicle without jump file, which disorder gear and gear shifting impact, reliable work.Keywords： automobile，pick up truck，transmission，design parameter目 錄1 緒論-11.1 選題的背景及意義-11.2 國內(nèi)為發(fā)展概況-12 變速器功用與結(jié)構(gòu)-32.1 功用（工作原理）及設(shè)計要求-32.2 形式選擇與結(jié)構(gòu)分析-42.21兩軸式變速器的特點和傳動方案-42.22中間軸式變速器的特點和傳動方案-52.3倒檔布置方案-

10、73 零構(gòu)件結(jié)構(gòu)分析-103.1齒輪形式-103.2換擋機構(gòu)形式-103.3自動脫檔-103.4變速軸承-113.5軸的結(jié)構(gòu)與分析-124 變速器主要參數(shù)計算-124.1傳動比的選擇-134.2中心距的確定-144.3外形尺寸-144.4齒輪參數(shù)-154.5齒形、壓力角、螺旋角-154.6尺寬-164.7各檔齒輪齒數(shù)的分配-164.8變速器軸-185 強度校核-195.1齒輪的強度校核-195.1.1齒輪材料的選擇原則-195.1.2齒輪的接觸強度計算-195.1.3齒輪的彎曲強度計算-205.2軸的剛度校核-225.3軸的強度校核-236軸承的選擇與校核-256.1一軸軸承的選擇與校核-25

11、6.2中間軸軸承的選擇與校核-267同步器的設(shè)計-277.1同步器的結(jié)構(gòu)及工作原理-277.2鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定-287.3鎖環(huán)式同步器主要參數(shù)的確定-28結(jié)論-31參考文獻-32致謝-331.緒論1.1 選題的背景及意義1885年，是汽車行業(yè)具有里程碑意義的一年，在這年，德國工程師卡爾本茨制作成功了世界上第一輛三輪車，從那時算起，汽車行業(yè)已經(jīng)有了100多年的發(fā)展史。近年來，國內(nèi)輕型載貨汽車市場出現(xiàn)迅猛增長的勢頭。汽車已經(jīng)成為我們生活中必不可少的一部分。作為一個集資金密集，技術(shù)密集，人才密集，經(jīng)濟效益高，綜合性強等特點于一身的產(chǎn)業(yè)，汽車的制造和設(shè)計水平代表了一個國家甚至整個地區(qū)的工業(yè)發(fā)

12、展水平。像美國、德國等世界上的發(fā)達國家，沒有一個不是把汽車行業(yè)看成國內(nèi)的重要產(chǎn)業(yè)。而汽車的研發(fā)，生產(chǎn)，銷售，營運等又和國民的生活息息相關(guān)，所以汽車產(chǎn)業(yè)對一個國家的經(jīng)濟、科技等都有很大的推動作用。 1849年，一個法國工程師設(shè)計出了變速器，并成功的裝在了一輛汽車裝上，到今天，變速器也發(fā)展了100多年。變速器是汽車的重要組成部分，所以在設(shè)計要求上比較高。此背景之下，我們把變速器的設(shè)計作為研究的重要課題進行深入探討分析，在已有的變速器的基礎(chǔ)之上，我們吸取精華對其進行部分或整體改進得到更加安全高效的變速系統(tǒng)。1.2國內(nèi)外發(fā)展概況（1） 汽車變速器的發(fā)展概況 1956年，我國第一汽車制造廠生產(chǎn)出了第一輛

13、解放4噸載貨汽車。1983年，上海汽車廠組裝成功了第一輛桑塔納牌轎車。從21世紀開始，我國汽車行業(yè)蓬勃發(fā)展，在2004年實現(xiàn)總產(chǎn)量突破500萬大關(guān)。到2010年，中國汽年總量已超過7000萬輛。在汽車變速器上最早使用的是手動變速器，東風解放就是這樣的，但是手動變速器不是沒有發(fā)展。以前的變速器是沒有帶同步器的，換擋的時候得憑借經(jīng)驗來判斷汽車速度和發(fā)動機轉(zhuǎn)速是否同步才能進行，油離配合的要求是不一樣在降檔和升檔的時候。雖然世界上目前應(yīng)用最廣泛的變速器還是手動的，但是自動變速已經(jīng)成為一個新的發(fā)展方向。對于輕型貨車來說，應(yīng)用最廣泛的變速器是機械式變速器。它優(yōu)點很多，如傳動效率高，工作可靠，壽命長，制造工

14、藝成熟和成本低等，但是也存在很多缺陷，如換檔沖擊大，體積大，操縱方式復(fù)雜等。所以，如果把上述這些機械式變速器的缺點進行優(yōu)化，使其得到改善，機械式變速器還是能有很大的發(fā)展的。想要解決這些問題，可以從在減小體積、提高傳動平穩(wěn)性兩方面入手做一些研究。（2）未來發(fā)展趨勢目前人們對輕型載貨車變速器的要求日趨提高，同時變速器對于發(fā)動機性能也有很大提高，未來高端輕型貨車變速器的發(fā)展方向?qū)禽p量化、多擋化、自動化、短程多錐化、小質(zhì)扭比化、模塊化和集成化等七個方面。1.輕量化當今，無論是國際還是國內(nèi)都出臺了許多政策，鼓勵對汽車排放標準的提升以及“低碳化”，這迫使我們必須找到對策，使高端輕型載貨車輕量化。除了殼

15、蓋、撥叉類零件開始采用鋁合金材料逐步替代了鑄鐵，附件材料也由鋼質(zhì)材料逐步向尼龍轉(zhuǎn)變，對總成結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計也是大勢所趨，如采用小中心距、齒輪修形、緊湊化設(shè)計等，使產(chǎn)品在保證質(zhì)量的合理范圍內(nèi)盡可能的達到輕量化。2.多擋化目前大多采用五擋變速器作為輕型貨車變速器，為了適應(yīng)燃油經(jīng)濟性和換擋平順性的要求，現(xiàn)行產(chǎn)品將逐步被六擋、七擋變速器所替代。3.自動化在現(xiàn)在的北美市場上，有些輕型載貨汽車變速器已經(jīng)開始運用自動變速器，在我國，美國的卡特彼勒和FAST公司聯(lián)合成立雙特自動箱公司，在我國推行商用車AMT國產(chǎn)化。在歐洲市場，DCT產(chǎn)品也初見雛形，AMT也廣泛應(yīng)用于高端輕型載貨汽車上。4.短程多錐化同步器是汽

16、車變速器組成的重要部分，同步器的性能對縮短換擋時間，減小換擋力有重要意義，并且它還可以降低換擋結(jié)合的噪聲和沖擊，同時能夠提高換擋的平順性和變速器的壽命。多錐同步器可以在很大程度上優(yōu)化換擋品質(zhì)，大幅度的提高同步容量。短程同步器有明顯的優(yōu)勢，當把同步器齒套行程縮短，可為整車杠桿比騰出40%的調(diào)整空間，使其更省力。5.小質(zhì)扭比化在我國有些輕型貨車會出現(xiàn)“小馬拉大車”的現(xiàn)象，超載的現(xiàn)象也一直都有。輕型載貨汽車變速器的發(fā)展趨勢為從小型化向中型化、大型化發(fā)展，現(xiàn)有的產(chǎn)品中，最大的中心距可以達到130mm，最大可匹配160PS發(fā)動機，變速器額定輸入轉(zhuǎn)矩160700N·m，如日產(chǎn)柴MLD6Q額定轉(zhuǎn)矩

17、可達668N·m。6.模塊化降低成本，增加開發(fā)效率可以加速其發(fā)展，這已經(jīng)成為發(fā)展的趨勢。比如我們設(shè)計了一個五擋變速器，要想到以后怎樣可以快速的把它拓展為六擋、七擋的多擋化產(chǎn)品。這樣，我們引入模塊化設(shè)計。把五檔變速器端增加一個擋位就變成六檔。這樣一來，開發(fā)周期大大縮短，平臺達到共用，不必要的試驗認證也可以有效減少，同時產(chǎn)品性能也可以得到保證，更加穩(wěn)定。7.集成化集成化對總成強量化的作用十分明顯，主要體現(xiàn)在其可以有效減少變速器零部件的數(shù)量和品種。集成化中的殼體集成化因采用兩段筒式設(shè)計結(jié)構(gòu)可有效提高總成的剛性和密封性。其中的換擋機構(gòu)集成化因采用操縱器聯(lián)動設(shè)計，可以有效減少公差累計，從而在一

18、定程度上提高換擋性能。2.變速器功用與結(jié)構(gòu)2.1功用（工作原理）及設(shè)計要求 發(fā)動機是汽車的動力源泉，傳動系統(tǒng)作為傳遞動力的媒介，使驅(qū)動車輪轉(zhuǎn)動。變速器是傳動系統(tǒng)的重要零部件。發(fā)動機產(chǎn)生的轉(zhuǎn)速以及轉(zhuǎn)矩的范圍有限，而汽車要求的變化范圍卻很廣，因此傳動系統(tǒng)一定需要設(shè)置變速器。變速器的用處是： （1）改變變速器的傳動比，汽車的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速范圍變大，使汽車可以適應(yīng)各種復(fù)雜工況變化，如起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速、怠速等。 （2）在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩方向不變的情況下，可以實現(xiàn)倒退行駛。 （3）需要設(shè)置空擋，以便于啟動發(fā)動機或者是在汽車滑行或停車時，使發(fā)動機的動力無法傳遞到驅(qū)動車輪。 通過分析變速的作用得出如下幾點變速器的

19、設(shè)計要求： （1）保證汽車需要的動力性、經(jīng)濟性。 （2）設(shè)置空擋，用來阻斷發(fā)動機動力傳遞給驅(qū)動車輪。 （3）設(shè)置倒檔，保證汽車可以向后行駛。 （4）設(shè)置動力輸出裝置，必要時進行動力輸出。 （5）換擋迅速、省力、方便，且降低成本、拆裝方便等。 （6）工作可靠。 （7）變速器的工作效率高。 （8）變速器擁有較低工作噪聲。 除了這些以外，汽車變速器還必須達到擁有合適的輪廓尺寸、較小的質(zhì)量、較低的制作成本、維修方便、拆裝容易等要求。為使汽車的動力性和經(jīng)濟性都可以得到滿足，要求變速器的傳動比范圍、檔數(shù)和各擋傳動比合理化。變速器傳動比范圍的大小與汽車的比功率小大以及汽車工作條件復(fù)雜與否成反比。2.2型式選

20、擇與結(jié)構(gòu)分析目前我國在汽車制造上追求較高的傳動效率和較低的成本。因機械式變速器的各項優(yōu)點符合我國汽車制造的發(fā)展趨勢，故機械式變速器應(yīng)用廣泛，尤其是固定軸式變速器。固定軸式變速器可分為中間軸式變速器和兩軸式變速器。2.2.1兩軸式變速器的特點和傳動方案（1） 主減速主動齒輪安裝在輸出軸上（2） 各前進擋齒輪用常嚙合齒輪傳動（3） 在輸出軸上安裝同步器（4） 各前進擋均經(jīng)過一對齒輪傳遞動力（5） 只有兩個軸兩軸式變速器的優(yōu)點是噪音低，結(jié)構(gòu)簡單，輪廓尺寸小，中間檔位傳動效率高，布置方便等。但是由于兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，導致其不可能設(shè)計的很大的一檔速比。圖2換擋方式圖3四檔變速器傳動方案（中間軸

21、式） 圖3為中間軸式四檔變速器傳動方案。圖3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪倒檔用直齒滑動齒輪換擋，圖3c所示的一、倒檔用直齒滑動齒輪換擋。而二、三、四常用嚙合齒輪傳動。圖4變速器五檔傳動方案（中間軸式） 圖4的傳動方案為中間軸式五檔變速器，圖4a所示方案除一、倒檔用支持滑動齒輪換擋外，其余各檔均用常嚙合齒輪傳動。圖4b、c、d所示方案的各前進擋，均使用常嚙合齒輪傳動；圖4d所示的倒檔和超速檔安裝在副箱體內(nèi)，從而達到提高軸的剛度，降低噪聲，減少齒輪磨損的目的。圖5中間軸式變速器六檔傳動方案圖5為中間軸式六檔變武器傳動方案。圖a所示的一檔、倒檔和圖b所示倒檔用直齒滑動齒輪換擋，其余檔位均為常嚙合齒

22、輪換擋。據(jù)上文得出結(jié)論，因為任務(wù)書的要求是汽車驅(qū)動形式：4×2前驅(qū)；發(fā)動機位置：前置。所以本設(shè)計輕型貨車變速器應(yīng)采用中間軸式變速器，檔位選擇選擇四檔變速器。并對其進行研究設(shè)計。2.3倒檔布置方案倒檔都是在停止狀態(tài)下完成的，并且，平常使用中不多，故方案大多數(shù)采用采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，可以在中間軸和輸出軸的傳動中再加入一個倒檔齒輪，有時也可以使用兩個聯(lián)體齒輪。第一個方案特點是具有簡單的結(jié)構(gòu)，但是中間傳動齒輪所受的彎曲應(yīng)力正、負交替對稱變化，然而第二個方案所受的彎曲應(yīng)力單向循環(huán)，并倒檔傳動比也有所加大。 (a) (b) (c) (d) (e) (f)(g)圖6 倒檔布

23、置方案圖6為常見的倒擋布置方案。圖6(b)方案的優(yōu)點是第三軸上的一擋齒輪可同時應(yīng)用到前進擋及倒檔中，可以減小中間軸的軸向尺寸。缺點是換擋時要確保兩對齒輪一起嚙合，造成換擋困難。圖6(c)所示方案能倒擋傳動比范圍得到擴展，但是會出現(xiàn)換擋程序不合理。圖6(d)所示方案針對前者的缺點進行改進，因而（c）方案逐漸被取代。圖6(e)所示方案可以將中間軸上的一、倒擋齒輪加工成一個整體，齒的寬度也要加大。如果全部齒輪副都是常嚙合齒輪，可以利用（f）方案，優(yōu)點是換擋更為省力輕便。為了減小變速器體積，減小變速器軸向尺寸，有些貨車倒擋布置選用圖6(g)方案。其缺點要使用兩根變速器撥叉軸分別實現(xiàn)一檔和倒檔的變換，得

24、使操縱機構(gòu)復(fù)雜化。(a)(b)圖7 倒檔軸位置與受力分析其中圖7（a）適用于中大型貨車，圖7（b）適用于小型車。3.零部件結(jié)構(gòu)方案分析3.1齒輪形式變速器的齒輪形式大體可以分為兩種：直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪對于直齒圓柱齒輪來說，有優(yōu)點也有缺點，優(yōu)點是：工作時噪聲低，壽命長，缺點是：工作時有軸向力，在制造時程序比較復(fù)雜復(fù)雜。根據(jù)兩種齒輪的優(yōu)缺點，直齒圓柱齒輪僅用于變速器中的低檔和倒擋，而其他檔位均采用斜齒圓柱齒輪。況下，這種差別就更為突出。為方便使用，換擋時的變速桿行程換入不同擋位時能夠達到一致。3.3自動脫檔變速器有很多故障，其中自動脫檔是其主要故障之一。為使這一難題得到解決，

25、可以在工藝上采取一定的措施，此外在結(jié)構(gòu)可采取以下幾種有效措施：圖8防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施1）如圖8-1所示，可以錯開兩接合齒的位置。采取這種辦法，可以使這兩個位置錯開約13mm。在使用過程中接觸部分容易出現(xiàn)擠壓和磨損現(xiàn)象，這樣就會在接合齒端部形成凸肩，就避免了造成自動脫檔現(xiàn)象的出現(xiàn)。2）如圖8-2所示，其操作是切薄嚙合套齒座上前齒圈的齒厚（切下0.30.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，自動脫檔就不會再出現(xiàn)。3）如圖8-3所示，是把接觸面加工成斜面，增大摩擦力防止脫檔。3.4變速器軸承軸承有很多種，對于變速器一般會用到圓柱滾子軸承，深溝球軸承以及滾針軸承，圓錐滾子軸承等

26、。對于軸承的選型，受到多因素的限制，如結(jié)構(gòu)限制和承受的載荷特點。輸入軸前軸承選擇向心球軸承；后軸承選擇向心球軸承并且?guī)в锌梢园惭b彈性擋圈的止動槽，因為它受力復(fù)雜（徑向力和軸向力）。為使輸入軸的拆裝方便，輸入軸齒輪的齒頂圓直徑小于后軸承的座孔直徑。輸出軸多采用滾針軸承或球軸承，后端會受到齒輪傳來的軸向力，可以選擇向心球軸承。中間軸會受到徑向力，因此前端選擇圓柱滾子軸承，而后端選擇球軸承或是圓柱滾子軸承。斜齒輪工作時會產(chǎn)生軸向力，可以由前軸承或者是后軸承支撐，但是軸承蓋的布置上有困難，必須由后端軸承承受軸向力， 所以本次論文中，一軸后軸承采用深溝球軸承，中間軸軸承采用單列圓錐滾子軸承，輸出軸軸承采

27、用深溝球軸承。3.5軸的結(jié)構(gòu)與分析工作室承受轉(zhuǎn)矩及彎矩的手動變速器中軸的變形將影響齒輪的正常嚙合，會使其壽命降低并且致使產(chǎn)生噪音。軸的結(jié)構(gòu)形式以及同步器及軸承的安裝都與其加工工藝有密不可分的關(guān)系。第一軸長度決定于離合器總成的軸向尺寸，因此通常與齒輪做成一體。在設(shè)計時我們要考慮花鍵尺寸，其尺寸與離合器從動盤、從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，在本設(shè)計中我們采用齒側(cè)定心的矩形花鍵，鍵齒之間為動配合。第二軸為了齒輪便于安裝以及受力及其采蓮，我們把它制成階梯軸。各截面尺寸半徑應(yīng)相差不多。因此在本設(shè)計中，一軸設(shè)計成齒輪軸，輸出軸設(shè)計成帶矩形花鍵的階梯軸，中間軸設(shè)計成帶齒輪軸的階梯軸。4.變速器主要參數(shù)計算為了本

28、次設(shè)計我們應(yīng)該數(shù)量掌握AutoCAD軟件，并且用其建立模型，同時要具有整體布置圖形的能力。這樣就大大加快了我們繪制圖形。制動系統(tǒng)設(shè)計計算制動系統(tǒng)主要參數(shù)數(shù)值主要技術(shù)參數(shù)：汽車驅(qū)動形式：4×2前驅(qū)發(fā)動機位置：前置主減速比：4.5最高時速：100km/h發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩：160Nm汽車總質(zhì)量：2200kg車輪滾動半徑：0.42m最大爬坡度：30%驅(qū)動輪上反作用法向力：F2=1300Kg4.1傳動比的選擇我們把變速器最低檔傳動比的比值稱為變速器傳動比。汽車在最大爬坡路面上行使的時候，因為在汽車上坡時車速不會太高所以我們設(shè)計時應(yīng)該讓最大驅(qū)動力可以克服輪胎與路面之間滾動阻力及上坡阻力就可以。因此

29、：其中為最大驅(qū)動力，為滾動阻力，為最大上坡阻力，其中為發(fā)動機最大扭矩，；為變速器一檔傳動比；為主傳動器傳動比，；為汽車總質(zhì)量；為道路阻力系數(shù)，；為傳動器機械效率，；為重力加速度，2；為驅(qū)動輪滾動半徑，；為汽車最大爬坡度為30%，； 取由得（其中q為常數(shù)，一般q不大于）為檔位數(shù)，取，為檔數(shù)，；（直接檔）符合q要求。所以 。14.2中心距確定中間軸式變速器的中心距是中間軸與第二軸線之間的距離。中心距的大小不僅能夠到變速器的外形尺寸，質(zhì)量和體積，而且會影響到齒輪的接觸強度?？紤]到上述最主要的方面，中心距的大小，影響到齒輪的接觸應(yīng)力間接影響齒輪的壽命。所以中心距的確定要根據(jù)齒輪的壽命來確定。初選中心距

30、A時，可根據(jù)公式來確定。為變速器中心距（mm）；為中心距系數(shù)，為；為變速器一檔傳動比；為變速器傳動效率，取96%；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。取4.3外形尺寸如果是商用車，查找資料可知其變速器殼體的軸向尺寸：四檔 （2.22.7）A五檔 （2.73.0）A六檔 （3.23.5）A中心距系數(shù)K的確定是根據(jù)變速器的常嚙合齒輪對數(shù)以及同步器個數(shù)確定的，如果其越多則取上限值。出于檢測方便考慮，A取整數(shù)。4.4齒輪參數(shù)(1) 模數(shù)齒輪模數(shù)的選取影響到齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等，所以在選取時要考慮到這幾個方面。為了增加齒輪的齒數(shù)和齒寬以及其嚙合強度還有減小其噪聲，如果這時候變速器中心距相同，應(yīng)使其模數(shù)較??；如

31、果增加模數(shù)同時減小尺寬，這樣就會使其質(zhì)量減小，所以在模數(shù)選取時要綜合考慮，對于輕型貨車變速器而言，減小噪聲比質(zhì)量更次要一些，所以在選取時應(yīng)選較大模數(shù)。根據(jù)公式計算 高檔齒輪 一檔齒輪其中為齒輪法相模數(shù)為直齒輪模數(shù)為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩為變速器一檔傳動比為變速器傳動效率設(shè)計時選取同一模數(shù)4.5齒形、壓力角、螺旋角表1為汽車手動變速器齒輪齒形、壓力角、螺旋角選取的原則。一般都是根據(jù)此原則來選取的。表1汽車手動變速器齒輪齒形、壓力角、螺旋角初選4.6齒寬直齒，取4.58.0斜齒, 取為6.08.5直齒斜齒4.7各檔齒輪齒數(shù)的分配下圖9為四檔變速器的傳動方案，為了使齒面磨損均勻我們應(yīng)該使齒輪齒數(shù)比盡可能不是

32、整數(shù)。（1）一檔齒輪的齒數(shù)1）斜齒輪的傳動比為 取我們把一檔的傳動比定為3.53.8，中間軸上一檔齒輪齒數(shù)選取范圍為1518，貨車的選取范圍為1218。取。圖9四檔變速器傳動方案2）中心距修正取89mm3） 齒輪的傳動比為4) 確定其他檔的齒數(shù)5) 修正傳動比（合格）6） 修正由得（2）確定其他檔的齒數(shù)同理可得1）二檔齒數(shù)2） 三檔齒數(shù)（3） 倒檔傳動比和齒數(shù)的確定倒檔選用模數(shù)時應(yīng)該參照一檔，如圖9所示，倒檔齒輪的齒數(shù)選取范圍為21-23，初選,修正倒檔傳動比取在運動中為了使倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生干涉，齒輪9和齒輪10的齒頂圓的范圍應(yīng)該是0.5mm以上,所以因此在修正后的各個檔的傳動比為：4.8

33、變速器軸 變速器軸在工作時，齒輪上受到的力有圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力，致使變速器的軸需要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。這要求變速器軸有足夠的剛度和強度。已知中心距，第二軸和中間軸的中間尺寸，軸的最大直徑與支撐跨距的關(guān)系：第一軸和中間軸：第二軸：初選第一軸花鍵部分直徑可按下式初選：經(jīng)驗系數(shù)，；發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。取5.強度校核5.1齒輪強度校核5.1.1齒輪材料的選擇原則（1）達到工作條件的要求。對進行動力傳遞的齒輪，要求它的材料強度和耐磨性要足夠大，且保證齒面硬，同時齒芯軟。（2）合理選擇材料配合為保證兩結(jié)合齒輪的壽命接近，應(yīng)滿足大齒輪的硬度小于小齒輪的硬度，且兩齒輪的硬度之差保證在3050HBS左右。

34、（3）考慮加工工藝和熱處理的工藝5.1.2齒輪的接觸強度計算式中-法面內(nèi)基圓切向力，-端面內(nèi)分度圓切向力-計算機轉(zhuǎn)矩-為節(jié)圓直徑-為節(jié)圓壓力角-螺旋角-輪齒材料的彈性模量-齒輪接觸的實際寬度-主被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑-主被動齒輪節(jié)圓半徑如果使用在變速器第一軸上的載荷Tmax/2作為計算載荷時，那么變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表表2變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力將一檔齒輪的每個參數(shù)帶入面的式中可得一檔齒輪的接觸應(yīng)力為775MPa，用相同的方法可得二檔齒輪的接觸應(yīng)力為837MPa，三檔齒輪的接觸應(yīng)力為685MPa，四檔齒輪的接觸應(yīng)力為636MPa，五檔齒輪的接觸應(yīng)力為602MPa，倒檔齒輪的接觸應(yīng)力

35、為741MPa。通過分析比較可知，符合設(shè)計標準。5.1.3 齒輪的彎曲強度計算(1) 直齒輪彎曲應(yīng)力 是彎曲應(yīng)力，單位是；F1是圓周力，單位是N，；是計算載荷，單位是N.mm；d是圓直徑，單位是mm；代表應(yīng)力集中系數(shù)，按經(jīng)驗近似取為1.65；是摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪，從動齒輪；b是齒寬，單位是mm；t是端面齒距，單位是mm，,m是模數(shù)；y是齒形系數(shù)，如圖所示。圖13 齒形系數(shù)齒輪節(jié)圓直徑的計算式為，式中z代表齒數(shù)，將以上相關(guān)參數(shù)代入式中可得 貨車一檔和倒檔的直齒輪的許用彎曲應(yīng)力應(yīng)該取其大值，如果倒檔齒輪承受雙向交變載荷作用，那么許用應(yīng)力應(yīng)取下限。一檔主動齒輪 一檔從動齒輪 倒檔齒輪 (2)

36、斜齒輪彎曲應(yīng)力 倒檔齒輪使用上述方法可以算出二檔齒輪的彎曲應(yīng)力162MPa，三檔齒輪的彎曲應(yīng)力112MPa，四檔齒輪的彎曲應(yīng)力134MPa，五檔齒輪的彎曲應(yīng)力154MPa。經(jīng)過計算可以得出各檔齒輪的應(yīng)力滿足設(shè)計要求。5.2軸的剛度校核變速器齒輪在軸上的位置如下圖所示時，若軸在垂直面內(nèi)的撓度為fc ，在水平面內(nèi)撓度為fs 和轉(zhuǎn)角 d ，可分別用下式計算： 齒輪寬度中間平面上的徑向力（N）；齒輪寬度中間平面上的圓周力（N）;E彈性模量（MPa）；E=2.1×100000MPa;I慣性矩（），對于實心軸，；d軸的直徑（mm）；a、b齒輪上的作用力距支座A、B的距離（mm）；L支座間的距離（

37、mm）。圖14變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角軸的全撓度。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為fc=0.050.10mm，fs=0.100.15mm。對中間軸上進行受力分析（圖14）各嚙合齒輪的圓周力 徑向力 軸向力 以第三檔為例進行計算 最終檢驗得出其均小于許用值。用同樣的方法計算可以得出各檔的剛度撓度以及轉(zhuǎn)角，都在許用值范圍之內(nèi)。5.3 軸的強度校核齒輪上受到的力會導致齒輪軸在垂直面以及水平面內(nèi)的彎曲變形。因此還需要知道支點處的垂在直面內(nèi)的支撐反力FC以及水平面內(nèi)的支撐反力FS，以此就可以求得兩個彎矩了。在兩個力矩的同時作用下，其應(yīng)力為式中，d是軸的直徑，單位是mm，若是花鍵處，則取內(nèi)徑；W是抗彎截面系

38、數(shù)，單位是mm3。因為汽車在一檔工作時齒輪受到的力以及彎矩最大，所以僅驗算低檔工作時軸的應(yīng)力。一般情況下嗎，在低檔工作時。圖15軸的受力和彎矩圖（1）計算H面的支反力及其彎矩 （2）求V面支反力及其彎矩由以上兩式可得 6.軸承的選擇與校核軸承的使用壽命按標準規(guī)則為按汽車正常行駛直到第一次大修前的總行駛里程S來計算，標準規(guī)定汽車軸承壽命，轎車需要行駛至少30萬公里，貨車和大貨車需要行駛至少25萬公里。 6.1 一軸軸承的選擇與校核（1）初選軸承型號可以依據(jù)安裝軸承處直徑選擇6208型號的軸承，查機械設(shè)計手冊得：Cr=29.5KN，Co=18KN（2）計算軸承的當量動載荷P變速器在一檔工作時，可以

39、計算得出軸承受到的力分別是 Fr1=2779.42N，F(xiàn)a1=3347.56N，BC=3278.23N，。查機械原理與設(shè)計可知。當量動載荷計算得出，取。經(jīng)過查閱相關(guān)資料，得出軸承壽命計算公式 將參數(shù)代入后為 表3五檔變速器各檔位相對工作使用率 326.14>3788×1=37.88，所以選擇的軸承符合設(shè)計要求。6.2 中間軸軸承的選擇及校核（1）初選第三軸的軸承型號，可以依據(jù)第三軸裝軸承處軸的直徑選擇32207型號軸承，查得Cr=70.5KN,Co=89.5KN,e=0.37，Y=1.6。軸承處受力為Fr2=3118.37N, Fr1=2779.42， 軸承內(nèi)部受力為 ，假設(shè)左

40、側(cè)為1，右側(cè)為2 ，S2=972.94N所以 ，左側(cè) ，則x=1, y=0。帶入式中 比較所以，滿足設(shè)計要求。 用同樣的方法可以校核驗證得出第二軸軸承和中間軸右側(cè)同樣滿足設(shè)計要求。7.同步器的設(shè)計7.1同步器的結(jié)構(gòu)及工作原理圖10鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)圖1、4鎖環(huán)；2滑塊；3彈簧圈；5嚙合套座；6嚙合套圖11鎖環(huán)式同步器工作原理7.2鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定（1）分度尺寸a如果同步器嚙合套移動時，滑塊側(cè)面和同步器鎖環(huán)缺口的側(cè)面相接觸了，那么鎖環(huán)結(jié)合齒中心線與嚙合套結(jié)合齒之間會有一段距離，稱作做分度尺寸。該尺寸a應(yīng)等于0.25倍的結(jié)合齒齒距。A=0.25p=0.25m，代入相關(guān)數(shù)據(jù)得2.355。（2

41、）接近尺寸b使用同步器在撥動換擋的過程中，滑塊側(cè)面會壓在鎖環(huán)缺口側(cè)面上，但是嚙合套不能相對滑塊做軸向移動，鎖環(huán)結(jié)合齒倒角和結(jié)合套結(jié)合齒之間的軸向距離，稱為接近尺寸，尺寸b應(yīng)大于零，取b=0.20.3mm。3）滑塊轉(zhuǎn)動距離c分度尺寸a受到滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)轉(zhuǎn)動距離c的影響?；瑝K轉(zhuǎn)動距離c、滑塊寬度d與缺口寬度尺寸E之間存在如下關(guān)系：結(jié)合齒齒距t與滑塊轉(zhuǎn)動距離c有如下關(guān)系：式中 滑塊軸向移動后的外半徑；結(jié)合齒分度圓半徑。4）滑塊間隙滑塊端面與鎖環(huán)端面缺口端面之間的間隙稱為滑塊間隙，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面的間隙用表示，要求，通常取。且齒輪結(jié)合齒端面與鎖環(huán)端面應(yīng)留有間隙，用表示，應(yīng)取1.22.0。7

42、.3鎖環(huán)式同步器主要參數(shù)的確定1）摩擦因數(shù)f同步環(huán)與連接齒之間的摩擦副是由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的，摩擦因數(shù)在油中工作取0.1。2）同步環(huán)主要尺寸的確定同步環(huán)錐面上的螺紋槽對的影響很大的是螺紋的齒頂寬，磨損越大，越低，就越不容易換擋，所以齒頂寬不要太大。圖a給出的尺寸適用于輕中型汽車；圖b則適用于重型汽車。一般來說的話軸向泄油槽取612個，寬度為34mm。本次設(shè)計中取10個圖a所示螺紋槽，螺紋槽的寬為3mm。圖12同步環(huán)螺紋槽形式錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。如果太小的話摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，為了避免自鎖，應(yīng)使。錐面半錐角取。摩擦錐面平均半徑R半徑越大，摩擦力矩越大。但是R會受結(jié)構(gòu)限制。在可能的條件下可能取得大些。取一二檔平均半徑,取四檔處的平均半徑。錐面工作長度二三檔的，取=16.5mm。結(jié) 論經(jīng)歷了一段時間的努力，終于完成了這次的的輕型貨車變速器設(shè)計。通過對輕型貨車變速器的深入了解，和一系列的分析計算，終于設(shè)計出了自己的方案，完成了設(shè)計目的，通過老師給的設(shè)計任務(wù)分析，加以對比后最終確定輕型貨車變速器的結(jié)構(gòu)方案和各種參數(shù)，在此基礎(chǔ)之上利用所學過的AutoCad軟件繪制了