轻型货车六挡变速器设计

XXXX大学本科毕业设计说明书轻型货车六挡变速器设计Light truck six gear transmission design 学 院： 机械工程学院 专 业： 车辆工程091201 学 生 姓 名： 学 号： 指 导 教 师： 评 阅 教 师： 完 成 日 期： 2013-06-04 XXXX大学111111 University of Science and Technology轻型货车六挡变速器设计摘 要本设计的任务是设计一台用于轻卡上的六档手动变速器。合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用，从而提高汽车动力性和经济性。设计部分叙述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了方案论证，选用了三轴式变速器。说明了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表，齿轮的强度计算、强度校核，轴的设计及强度校核。本文中设计的变速器为具有六个前进档和一个倒档的变速器。该变速器采用手动换档的方式进行换挡。关键词：变速器 齿轮 轴Abstract This design task is to design a table for six speed manual transmission light on the card. The reasonable design and layout of the transmission can make the engine power are the most reasonable use, so as to improve the dynamic performance and fuel economy. The design part describes the function and design requirements of transmission, the scheme demonstration of the transmission, the three shaft transmission. The main parameters of transmission, computation, geometry parameters of gears, gear strength calculation list, strength calculation, design and strength check of shaft.Transmission is designed in this paper for the transmission has six forward gears and one reverse gear. The transmission with manual shift mode shift.Keywords: transmission; gears; shaftXXXX大学毕业设计（论文）任务书学院（直属系）： 机械工程学院 时间： 2012年 2月 28日学 生 姓 名指 导 教 师毕业设计题目轻卡6挡变速器设计设计内容与原始参数根据重型牵引车的车型特点和性能要求，进行141马力42轻卡变速器的设计。具体内容：变速器结构方案分析；变速器设计；变速器齿轮强度校核及选材等工作。原始参数如下：参数名称数据单位整车质量W3000kg最大总质量8190kg最大马力141PS最大功率105kW最大扭矩450Nm最大扭矩转速2200rpm额定转速2600rpm最快车速95Km/h轮胎规格7.50R16设计方法比拟设计、经验核算、CAD绘图主要工作量1、设计图纸不少于2.5张A0图；2、设计说明书1份，字数不少于20000字；3、外文翻译一篇，字数不少于2000字。进度安排1、2月25日3月8日：布置题目、收集资料、文献翻译；2、3月9日4月31日：方案选型、设计计算、毕业实习；3、5月1日5月31日：图纸设计与绘制；4、6月1日6月10日：撰写设计说明书、准备答辩。主要参考文献1 王望予. 汽车设计M. 北京：机械工业出版社，20122 陈家瑞. 汽车构造M. 北京：机械工业出版社，20003 成大先. 机械设计手册M. 北京：化学工业出版社，2004.54 其它网络检索到的相关资料目 录摘 要- I -Abstract- II -毕业设计任务书- III -1绪论- 1 -1.1本次设计的目的及意义- 1 -1.2变速器的发展现状- 1 -1.3变速器设计面临的主要问题- 2 -2变速器的总体要求方案设计- 4 -2.1毕业设计任务及要求- 4 -2.2变速器的功用及设计要求- 4 -2.3变速器传动机构的形式选择与结构分析- 5 -2.3.1三轴式变速器与两轴式变速器- 5 -2.3.2变速器主传动方案的比较- 6 -2.3.3倒档的布置方案- 7 -2.4 变速器主要零件的结构方案分析- 8 -2.4.1齿轮形式- 8 -2.4.2换挡结构形式- 9-2.4.3轴承类型- 9 -3 变速器主要参数的选择- 10 -3.1变速器设计原始数据- 10 -3.2变速器主要参数的选择与计算- 10 -3.2.1档位数与传动比- 10 -3.2.2中心距- 11 -3.2.3齿轮模数- 12 -3.2.4齿形、压力角、螺旋角- 12 -3.2.5齿宽- 14 -4 变速器齿轮的设计计算- 21 -4.1 齿轮的几何尺寸计算要求4.2齿轮的变位系数选择- 21 -4.3齿轮的几何尺寸计算及结果- 22 -4.4 变速器齿轮的材料选择与强度计算- 24 -4.4.1 变速器齿轮的材料- 24 -4.4.2 齿轮损坏的原因及形式- 25 -4.4.3 圆柱齿轮强度的计算- 26 -5.变速器轴的设计与校核- 33 - 5.1 变速器轴的结构和尺寸- 33 - 5.1.1 轴的结构- 33 - 5.1.2 轴的尺寸- 34 - 5.2轴的校核- 38 - 5.2.1 第一轴的强度校核- 33 - 5.2.2 第二轴的强度校核- 34 - 5.2.3第二轴的刚度校核- 38 - 5.2.4 中间轴的强度校核- 38 - 5.3 变速器轴承- 41 -6 变速器同步器与操纵机构的设计- 34 - 6.1同步器设计- 42 - 6.1.1同步器的工作原理- 42 - 6.1.2同步环主要参数的确定- 43 - 6.2变速器的操纵机构- 45 -结 论- 47 -参考文献- 48 -致谢- 49 -附录 英文翻译以及英文原文文献- 50 -IV1 绪论1.1本次设计的目的及意义随着经济和科学技术的不断的发展，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国近年来迅猛的发展，人民生活水平的不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。 在我国的汽车工业起步较晚但发展颇快。随着我国汽车工业不断的壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有的机遇同时，不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还一定的差距，所以我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。在绿色汽车、节能减排已经成为汽车工业发展的主旋律的今天，面对汽车行业迅速发展和绿色、节能、环保的挑战，对汽车主要动力总成变速器的研发也提出更高要求。变速器发展总体趋势主要体现在以下六个方面：一是产品系列化，二是结构紧凑化、轻量化、多挡化，三是集成化，四是更加智能化，五是信息网络化，六是节能环保化。乘用车变速器中的AT、CVT、AMT、DCT等自动变速器的需求在快速提升。节油率和舒适度成为评价变速器的关键指标。CVT由于是无级变速，换挡舒适性显然最佳；七档DCT在节油和舒适性两方面均显示出了不错的效果。而同时，手动变速器虽然有噪音等种种诟病，但在市场上，尤其在载货车市场上仍有不可替代的地位。经过这几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业，即将进一步对车辆工程了解深造之际，按照教委和学校的要求，我进行了对轻型货车六档手动变速器的设计。毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识，提高实际运用能力，并为以后参加工作打下良好的基础。1.2变速器的发展现状在汽车变速箱100多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）、双离合变速器（DCT）五种型式。它们各有优缺点：MT的节能效果最好、经济性娱乐性强，但对驾驶技术要求高；AT的节能效果差一些，但是操作简单、舒适性好、元器件可靠性高；AMT具备前两者的优点，但在换挡时会有短暂的中断，舒适性差一些；CVT结构简单、效率高、功率大、车速变化平稳，但它的传动带容易损坏，无法承受较大的载荷；DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。 据2010年11月在上海举办的“2010国际汽车变速器先进制造技术及装备研讨会”调查，中国汽车变速器近五年的平均增速超过25%，2010年预计全年增速将超过40%，国产汽车变速器销售规模将超过600亿元。2009年，手动变速器市场份额有所下降，为68%，自动变速器市场份额为32%。乘用车变速器市场增长迅速，2007年手动变速器的市场比重为74%，占据较大的市场份额。从2002到2007年间自动档变速器市场占有率从9%增长到26%，Global Insight公司预计到2012年自动档变速器将占据33%的份额，而乘用车市场自动档所占的比例可能达到44%。从2002-2006年间，女性用户从20.3%增长到30.9%，而自动档变速器使用方便特点深受女性用户群的喜爱。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。同时手动档变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。针对中国变速器市场发展趋势，Global Insight的亚洲区技术分析师段诚武博士阐述了几点自己的见解： 1.在短期内，手动档变速器仍然占据主要份额，而自动档变速器将有更大的增长空间。2.鉴于中国市场情况的复杂性，长期来看变速器不是单一式的发展趋势，没有哪一种形式变速器会成为最后的赢家。3.在中国市场，从技术支持、目前的市场份额以及设备提供这几个方面来看AMT与LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合动力以及DCT和柴油都具有相似性。4.从长远来看，中国本土的企业应该更加关注DCT这个产品，因为它将有非常好的前景。1.3变速器设计面临的主要问题在汽车工业高速发展的今天，随着世界燃油价格的日益上涨和运用在汽车各种配件上的技术日趋成熟，变速器发展面临的主要问题如下：1如何设计出更加节能环保、经济型的变速器，将是变速器乃至汽车发展所要面临的一个巨大问题。2自动变速器之所以发展如此迅速是因为它操纵起来简单方便，但同时也减少了驾车的乐趣。因此，在不减少驾车娱乐性的同时，又能使操纵更加方便快捷，也是变速器设计时要考虑的一个重要问题。3如何设计出结构更简单、传动效率更高、使汽车车速变化更加平稳以及驾车舒适性更高的变速器，则一直都是变速器设计所要攻克的技术难关。汽车自动变速器因其具有舒适、安全、可操控等优点，目前在国际上已成为发展趋势。全球汽车市场的自动变速器占有量，不论是AT还是CVT，不论是DCT还是AMT，每年都在大幅增长。中国汽车市场每年也在以20%以上的速度增长。但遗憾的是，目前国内自动变速器大量依赖进口的局面没有得到彻底改观，因此，外资品牌本地化生产和自主品牌变速器产业化，成为人们共同关心的问题。进入21世纪，世界制造业的中心正快速向中国移动。面对这千载难逢的发展机遇，我国的制造业企业要尽快提高制造水平，以适应世界制造业市场的激烈竞争。总之，不管中国自动变速器走何种技术路线，加快发展步伐，尤其是加快自主品牌发展步伐，将成为必然。2 变速器的总体方案设计2.1毕业设计任务及要求本次毕业设计的任务是设计一台用于轻卡的六档变速器，其主要指标参考福田手动变速器。因此本设计所选用的变速器型式为FR式手动六档变速器，是基于福田奥铃CTX轻卡而开展的，设计中所采用的相关参数详见第三章。要求完成变速器的选型、设计计算并绘制相关图纸。2.2变速器的功用及设计要求变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在起动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机与传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求： （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。设置空档，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档，使汽车可以倒退行驶。 （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齿轮的噪声。 （6）贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。2.3变速器传动机构的型式选择与结构分析变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器按根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档、六挡和多档变速器。轿车变速器传动比变化范围较小(约为34)，过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用5个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为56，其他货车为7以上，其中总质量在3.5t以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档；总质量为3.5lOt多用五档变速器；大于lOt的多用6个前进档或更多的档位。而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线式和综合式的。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。 2.3.1三轴式变速器与两轴式变速器现代轻卡大多都采用三轴式变速器。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。三轴式变速器如图2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。图2-1 三轴式四档变速器1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。卡车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使卡车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使卡车质量降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。图2-2 两轴式变速器1.第一轴；2.第二轴；3.同步器由于本设计的轻卡是发动机前置，后轮驱动，因此采用三轴式变速器。2.3.2变速器主传动方案的比较图2-3是三轴式六档变速器传动方案。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档。使用直接档，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档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，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，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，三轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种三轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和倒档传动方案上有差别。图2-3a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图2-3b所示方案除倒挡采用直齿滑动齿轮换挡外，其余各前进档均用常啮合齿轮传动。图2-3 中间轴式六档变速器传动方案以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。变速器用图2-3c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2-3c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。本设计最终采用图2-3（b）所示方案。2.3.3倒档的布置方案常见的倒档结构方案有以下几种：图2-4a为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。图2-4b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。某些轻型货车四档变速器采用此方案。图2-4c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2-4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。图2-4e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2-4f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2-4g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。综合考虑，本次设计采用图2-4f所示方案的倒档换档方式。图2-4 常见倒档传动方案2.4变速器主要零件的结构方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式等因素。2.4.1齿轮型式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。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。在本设计中由于倒档采用的是直齿滑动齿轮的传动方案，因此除倒档外，均采用斜齿轮传动。2.4.2换档结构型式现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。采用同步器换档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，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，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命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。其结构及工作原理将在第六章重点讲解。2.4.3轴承型式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。在本设计中，第一轴常啮合齿轮及第二轴上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部及中间轴的前、后部轴承均采用中系列的采用角接触轴承。3 变速器主要参数的选择3.1变速器设计原始参数本设计是根据福田奥铃CTX轻卡中的141马力42载货车（BJ1089VEJEA-FD）车型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型： 图3-1 福田奥铃CTX轻卡 表3-1 设计所用参数总质量最大功率最大功率转速最大转矩最大转矩转速主传动比轮胎型号8190kg105kw2600rpm450Nm2200rpm4.117.50R163.2变速器主要参数的选择与计算3.2.1档位数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，卡车一般用多档变速器。本设计采用6个档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 （3-1）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比 （3-2）式中 m汽车总质量； g 重力加速度； max 道路最大阻力系数； rr 驱动轮的滚动半径； Temax 发动机最大转矩； i0主减速比； 汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档传动比为： （3-3）式中 G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 路面的附着系数，计算时取=0.50.6。由已知条件：满载质量 8190kg；rr=390.96mm；Te max=450Nm；i0=4.11；=0.96。根据公式（3-2）（3-3）可得：，取 。中间档的传动比理论上按公比为： （3-4）的等比数列，实际上与理论上略有出入，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。根据上式可得出：。故有：、。3.2.2中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。 （3-5）式中K A 中心距系数，对轻卡取K A =8.6；TI max 变速器处于一档时的输出扭矩： TI max 可由下式得出： （3-6） 发动机最大转矩，Nm； 变速器的I档传动比； 变速器的传动效率，取0.96。计算得出TI max=2678.2Nm，初始中心距A=119.43mm，可取中心距119mm。3.2.3齿轮模数齿轮模数选取的一般原则：1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。 表3-2 汽车变速器常用的齿轮模数第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.505.50对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 建议用下列各式选取齿轮模数，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn （3-7）其中=450Nm，可得出mn=3.56mm ，取mn=4mm。倒挡直齿轮的模数m （3-8） 通过计算m=2.53mm ，取m=3mm。3.2.4齿形、压力角、螺旋角汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角7按表3-3选取。表3-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5、15、16、16.52545一般货车GB/T1356-2001规定的标准齿形201826重型车GB/T1356-2001规定的标准齿形 低档、倒档齿轮22.5、25小螺旋角 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。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30。选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。随着增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30时，抗弯强度急剧下降，会使轴向力及轴承载荷过大。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：1826。 初选，。选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵销。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一、第二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。图2-21为中间轴轴向力平衡图。 图3-2 中间轴轴向力的平衡 由该图可知，欲使中间轴两斜齿轮的轴向力相互抵销的条件是轴向力，而，由于中间轴的转矩，故得出最后的平衡条件为 （3-9）式中 ，中间轴两工作齿轮的螺旋角； ，中间两工作齿轮的节圆半径。 变速器各对齿轮之间会因模数或齿数和不同等原因而使其中心距不等，设计时可用调整螺旋角的方法使中心距一致起来。3.2.5 齿宽 齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿强度和齿轮工作时受力的均匀程度。通常根据模数（）来选择齿宽： 直齿：=, （3-10） 斜齿：= （3-11） 式中，齿宽系数，直齿轮4.58.0 ，斜齿轮7.08.6； 模数； 法面模数。 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510，所以有 直齿 =(4.58.0)3=13.524(mm)； 斜齿 =(6.08.0)4=2432 (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。同步器和啮合套的接合齿的工作宽度初选时可取。 3.3 各档齿轮齿数的分配齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数尽可能无公约数。(1)确定变速器一档齿轮的齿数已知主变速器档传动比 （3-12）为了确定，的齿数，先求其齿数和1 （3-13）应取为整数，然后将分配给，。为了使尽量大一些，应将取得尽量大一些，这样，在已定的条件下的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。货车变速器中间轴的一档直齿轮的最小齿数为1217，这里选取。对中心距修正：圆整后（2） 确定常啮合传动齿轮副的齿数由式(3-12)可见 （3-14）由前文得 ，代入得 （3-15）取 联立（3-14）、（3-15）两式解得 =2， ，与假设误差小于5%。（3）确定变速器二挡的齿轮齿数 （3-16）由前文得 ，即可求得取 （3-17）联立（3-16）、（3-17）两式解得， 与假设 误差小于5%。由式（39）知，理论上有 与相差不大，多余的轴向力由轴承抵消。（4）确定变速器三挡的齿轮齿数 （3-18）由前文得 ，即可求得取 （3-19）联立（3-18）、（3-19）两式解得， 与假设 误差小于5%。由式（39）知，理论上有 与相差不大，多余的轴向力由轴承抵消。（5） 确定变速器四挡的齿轮齿数 （3-20）由可得取 （3-21）联立（3-20）、（3-21）两式解得， 与假设 误差小于5%。由式（39）知，理论上有 与相差不大，多余的轴向力由轴承抵消。（6） 确定变速器五挡的齿轮齿数 （3-22）由可求得取 （3-23）联立（3-22）、（3-23）两式解得， 与假设 误差小于5%。由式（39）知，理论上有 与相差不大，多余的轴向力由轴承抵消。（7） 修正后的各档传动比 （8） 确定变速器倒档齿轮副的齿数初步确定该六档变速器的倒档传动比 。 由于前文中关于倒档选用了直齿滑动齿轮，所以有模数，一般中间轴齿轮的齿数比略小，倒档轴齿轮的齿数范围为。初步选取，主变速器倒档传动比 （3-24） 由式（3-24）得倒档传动比 倒档轴到变速器中间轴的距离，倒档轴到主变速器第二轴的距离4 变速器齿轮的设计计算4.1 齿轮的几何尺寸计算要求 汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等传动的基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是:两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。渐开线圆柱齿轮的基准齿形(GB1356-78)见表 图4-1 基准齿形4-16及图4-17。表4-1 渐开线圆拄齿轮基准齿形 基本要素名称 代 号 标准齿 短 齿增大齿形角齿形角齿顶高系数径向间隙系数 齿根圆角半径 1) 考虑某些工艺要求，径向间隙允许增大至0.35m，齿根圆角半径允许减小至0.25m。4.2齿轮的变位系数选择变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。变位系数的选择原则 ：1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。 4.3齿轮的几何尺寸计算及结果表4-2给出了渐开线斜齿非变位和高度变位圆柱齿轮的几何尺寸计算公式，表中的为法面模数；，分别为齿数和变位系数，计算时应分别计算主、被动齿轮的有关项目，主、被动齿轮有关项目的下标分别为“1”和“2” 。表中的、见表4-18。 表4-2 渐开线圆柱齿轮的几何尺寸计算用表8 mm序号计算项目非变位齿轮变位齿轮（1）变位系数（2）端面模数（3）端面压力角（4）分度圆直径（5）齿顶高（6）齿根高（7）齿全高（8）齿顶圆直径（9）齿根圆直径（10）中心距（11）法向基节（12）基圆直径（13）法面分度圆弧齿厚（14）当量齿数根据表4-2中公式，代入第三章中相关数据，将所得齿轮参数归纳如下表4-3。表4-3齿轮主要参数主要参数齿数法面模数(mm)端面模数(mm)螺旋角变位系数分度圆直径(mm)齿根圆直径(mm)齿顶圆直径(mm)齿顶高(mm)齿根高(mm)1档1744.2518.350.872.2568.6586.657.21.839-0.8165.75149.35167.350.88.22档2244.2518.350.493.586.7104.73.45.634-0.4144.5131.3149.32.46.63档2744.2518.350114.75104.75122.7545290123.25113.25131.25454档3244.2518.35-0.2513612414236280.2510294112545挡 3744.2518.35-0.6157.25142.45160.451.67.4190.680.7575.5593.556.42.6常啮合3944.4526.06-0.8173.55157.15175.150.88.2140.862.358.776.77.21.8倒 档32330-0.759688.510233.75150.7545.37.55133.75230697561.533.754.4 变速器齿轮的材料选择与强度计算4.4.1 变速器齿轮的材料现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi，也有采用20Mn2TiB, 20MnVB,20MnMoB的。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMo, 20CrNiMo,12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下9: 渗碳层深度 渗碳层深度 渗碳层深度渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC58 63，心部硬度为HRC3348。本设计中六挡变速器的选择齿轮材料为20CrMnTi，渗碳层深度为1.2mm。4.4.2 齿轮损坏的原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。（1）轮齿折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。 为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。（2）齿面点蚀 齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。 提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。（3）齿面胶合 高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。 防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。 齿轮的强度需经对轮齿应力的计算来检验。4.4.3 圆柱齿轮强度的计算最小许用中心距A应保证轮齿有必要的接触强度。轮齿的接触应力可按下式计算10: (4-1)式中 F法面内基圆周切向力即齿面法向力，N； (4-2) 端面内分度圆切向力即圆周力，N； (4-3) 计算载荷，Nmm；节圆直径，mm；节点处压力角； 螺旋角； E齿轮材料的弹性模量，钢材取 b齿轮接触的实际宽度，斜齿轮用代替，mm ；，主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm，对斜齿轮，；，分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm 。当计算载荷为 = 0.5时，许用接触应力见表4-4。表4-4 变速器齿轮的许用接触应力 齿 轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档及倒档190020009501000常啮合及高档13001400650700 因，分别与，成正比，而，的增大会使减小(见式(4-1)，故，的增大或中心距A = + 的增大将降低接触应力。实际设计中应在满足齿轮接触强度的前提下尽量采用较小的中心距以减小变速器的尺寸和质量。 斜齿轮弯曲应力可按下式计算 (4-4)式中 计算载荷，Nmm； 斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，斜齿轮取 = 1.5； 齿轮的齿数；齿宽系数，斜齿轮取 =7.08.6；重合度影响系数，取 = 2.0；齿形系数，按当量齿数从图4-1可查得；弯曲应力，MPa，对轿车变速器斜齿轮取=180350MPa，对货车斜齿轮取=100250MPa；图4-1 齿形系数y(当载荷作用在齿顶， )斜齿轮按当量齿数先对变速器第一轴常啮合齿轮进行强度计算（1）接触强度的计算由式（4-2）、（4-3）可得法向力 取齿宽系数则得齿宽为 曲率半径 接触强度 （2）弯曲应力的计算当量齿数 由图3-2查得 弯曲应力 同理 可计算得 接触强度 弯曲应力