毕业设计论文东风EQ1090变速器的设计

题 目：东风EQ1090变速器的设计姓 名：班级学号：指导教师：摘 要本设计的题目是为中型载货汽车东风EQ1090设计变速器。该变速器为五档变速器，其中包括五个前进档和一个倒档。采用先进的整体式中间轴结构，三叉轴远距离操纵换档机构，使用锁销式同步器换档。该变速箱结构紧凑，体积小，传动效率高，有较大的速比范围，具有很好的经济性和动力性。设计说明书包括以下一些内容：1. 绪论；2. 结构方案论证及选择；3. 变速器传动参数设计与计算，其中包括中心距、档位数，最大、最小传动比的确定，齿轮各参数的选择与计算，轴的直径的选择，最后还有精确的配齿；4. 同步器设计理论及参数的确定；5. 齿轮的强度校核,轴的强度和刚度校核,变速器中渐开线花键和半圆键的校核,轴承寿命的校核；6. 变速器工艺性与经济性分析；7. 列出本次设计的参考文献最后是对本次设计的感想和对指导教师的致谢。关键词 传动比;中心距;同步器;强度;刚度;寿命AbstractThis paper is mainly about the gearbox design for EQ1090. The gearbox includes 5forward gears of speed, and one reverse gear. It uses advanced intermediate axis of the overall structure, proposes three-pronged axle remote control shifting gears agencies, and its shift organization uses lock-ring synchronizer. The transmission is cohesive, small size, has high transmission efficiency and has a good fuel economy and power.This paper mainly consists of under mentioned chapters:1. Introduction;2. Model comparison and selection;3. Parameter selection and calculation, Including shaft distance，the number of gears, the determine of the largest and smallest gear ratio, gear various parameters choice and computation, axis diameters choice ,the final allocation of accurate teeth and so on;4. Synchronizer design theory and and determination of parameters;5. Check the intension of gears; Check the intension and rigidity of axles; Check the intension of splines and woodruff keys; Check the lift-span of bearings;6. About the technical characteristics and economy properties of the gearbox;7. List all those references in the final design. And finally is the thanks to instructs teacher and the expressing to this design.Keywords gear ratio; shaft distance; synchronizer; intension; rigidity; lift-span目 录摘 要IAbstractII第 1 章绪 论3第 2 章方案论证42.1变速器的选择42.1.1两轴式变速器42.1.2中间轴式变速器42.2齿轮形式的选择52.3换挡结构形式的选择52.3.1直齿滑动齿轮换挡52.3.2啮合套换挡52.3.3同步器换挡52.3.4倒挡形式的选择62.4变速器结构方案简图62.5具体细节零部件方案的确定62.5.1同步器的选择72.5.2轴承形式的选择82.5.3变速器轴上零件的定位82.5.4变速器的壳体92.6变速器操纵机构的方案分析92.7零部件结构方案分析10第 3 章传动参数设计113.1档位数选择113.2最大传动比的确定113.3最小传动比的确定113.4确定各档传动比113.5中心距的确定123.6齿轮参数选择123.6.1相关知识123.6.2齿轮模数123.6.3压力角133.6.4斜齿轮的螺旋角133.6.5齿轮宽度143.6.6变位系数的选择143.6.7各档齿轮的齿数分配153.6.8齿轮几何尺寸的计算173.7轴的直径选择17第 4 章同步器参数的确定194.1惯性式同步器的工作原理194.2同步器理论分析194.3转动惯量的计算20第 5 章相关参数校核215.1齿轮强度校核215.1.1齿轮损坏的原因及形式215.1.2齿轮弯曲强度校核215.1.3齿轮接触强度校核：245.2轴和轴承的校核255.2.1变速器轴的校核255.2.2轴承的校核285.3键的校核28第 6 章工艺性与经济性分析296.1工艺性与经济性特点296.2典型零件的加工工艺29参考文献30致 谢31第 1 章 绪 论本设计的设计参数如下表:汽车型号：东风EQ1090总质量：9290外形尺寸：长/宽/高(mm) 6910/2470/2455整备质量利用系数：1.22轴距(mm)： 3940乘员数/载质量 ：3/5000 轮距(前/后)(mm)： 1810/1800最大功率（kw）：99.3/3000最大爬坡度(%) ： 28最大转矩N.m：352.8/1200变速器:手动5档压缩比： 6.75整备质量（Kg）:4084最高车速(km/h)：90轮胎：9.00-20 汽车布置方式：FR 排量L：5.42 汽缸数：6变速器用于改变发动机的转矩和转速，以适应汽车在起步，加速，行驶以及在克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力和车速的不同要求的需要。根据这些功能，变速器既要能满足整车性能的要求，还要有足够的可靠性和耐用性，足够的刚度，噪声要低，换档灵活轻便；另外，还要有良好的加工工艺性，零部件通用性，以便于产品系列化，扩大变速器的适用范围。 具体来说，为保证变速器有良好的工作性能，应该满足以下要求：（1）正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性和经济性；（2）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；（3）设置倒档，使汽车可以倒退行驶；（4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出；（5）换档迅速，省力，方便；（6）工作可靠,汽车在行驶过程中，变速器不得有跳档，乱档以及换档冲击等现象发生；（7）变速器应该具有高的工作效率；（8）变速器应该操作简单，工作平稳，无噪音；第 2 章 方案论证2.1 变速器的选择变速器的种类很多，按前进挡的挡数不同，可分为三、四、五挡和多挡变速器；按轴的形式不同，可分为固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两大类。前者又分为两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器，固定轴式变速器的主要特点是容易实现换挡自动化，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。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。2.1.1 两轴式变速器若传动比较小，常采用两轴式，它有如下特点：1.变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；2.当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺；3.除倒挡传动常用滑动齿轮外，其他各挡均采用常啮合齿轮传动；4.各挡的同步器多数在输出轴后端；5.若低挡传动比较大，则尺寸结构增大，不再具有上述优点，所以只能在传动比较小的条件才可采用此方案。6.两轴式变速器没有直接挡，因此，在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，齿轮噪声大，且易损坏。2.1.2 中间轴式变速器从结构外形看，有三根轴，一轴二轴在同一直线上，将它们连接即为直接挡。使用直接档，变速器齿轮和轴承以及第二轴均不承受载荷，发动机转矩经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，而且磨损小，寿命长，噪音也较小。因为直接档的使用效率高于其它前进挡，因而提高了变速器的使用寿命。在其它前进挡工作时，变速器传递的动力需经过设置在第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传动，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离不大的条件下，一挡仍有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以或不采用常啮合齿轮传动。多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换档机构均采用同步器或啮合套换挡，少数结构中一挡也采用同步器或啮合套换挡。中间轴式变速器广泛应用于前置后驱的各类汽车上，故本次设计采用这种结构。双中间轴或多中间轴式的变速器大多应用于重型汽车上，与本次设计不符，故不采用这种结构形式。2.2 齿轮形式的选择 变速器的齿轮一般不外乎两种：直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮多用于滑动式，故适用在倒挡和一挡较多，它们的结构简单，制造容易，但在换挡时齿轮齿根部容易产生冲击，噪声大，从而使端部磨损加剧，寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员疲劳驾驶。斜齿圆柱齿轮传动平稳，噪声小，磨损小，寿命长。唯一的缺点是工作时有轴向力的产生，而且结构复杂。这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。通过比较两种形式的齿轮的优缺点，本设计中，倒档和一档采用直齿轮传动，这是考虑到倒挡和一档使用率较低，综合衡量经济性和实用性而定的。其余各挡均采用斜齿轮传动，这样可以充分发挥其传动平稳、噪声低等优点。 2.3 换挡结构形式的选择变速器的换挡机构形式有以下几种：直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡。2.3.1 直齿滑动齿轮换挡该方式制造容易、结构简单，但缺点较多：由于换挡时容易产生冲击，所以端部磨损快，寿命低，噪声大。从而使汽车的行驶安全性和舒适性降低，而且对驾驶员的技术要求过高，影响汽车的行使等。故只在一和倒挡之间采用这种形式换挡。2.3.2 啮合套换挡采用啮合套换挡，同时承受换挡冲击载荷的接合齿的齿数多，而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早的损坏，但不能消除换挡冲击，因此，汽车行驶安全性和乘坐舒适性仍受到一定影响，对驾驶员的技术要求也很高。另外，由于增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的旋转部分转动惯量变大，故这种换挡方式一般应用于某些要求不高的挡位及重型货车上。2.3.3 同步器换挡这种换挡形式能消除换挡冲击，而且换挡迅速，操纵轻便，对驾驶员要求也不高，而且由于消除了噪音和换挡冲击，提高了汽车的行驶安全性、加速性、舒适性和经济性等，所以现代汽车一般都采用这种形式。但是由于其结构复杂，制造精度要求高，从而制造困难，同步环容易损坏，轴向尺寸大等，但是它还是被广泛采用。本次设计除一档外的前进档都采用这种换档形式。2.3.4 倒挡形式的选择汽车为了实现倒档传动, 有的采用在前进档位的路线中, 加装一个中间传动齿轮的方案。采用这种方案结构简单, 但是倒档小齿轮每转一周, 就和其他齿轮啃合两次, 从而反复受挤压。也就是说, 它是在正、负交替对称变化的弯曲应力下工作, 这样极易产生疲劳破坏, 从而影响变速器的寿命, 不能实现安全倒车, 故本设计中采用两个联体齿轮的方式。这种方式结构复杂, 但是齿轮的工作状态是比较有利 的单向循环弯曲应力, 并且能保证有足够大的传动比, 因此采用这种方式。2.4 变速器结构方案简图 图2.1 示意图图2.1 1-一轴常啮合齿轮；2-中间轴常啮合齿轮；3-四挡常啮合齿轮；4-中间轴四挡齿轮；5-三挡常啮合齿轮；6-三挡齿轮；7-二挡常啮合齿轮；8-中间轴二挡齿轮；9-二轴一、倒挡滑动齿轮；10-中间轴一、倒挡齿轮；11-倒挡齿轮；12-一轴；13-中间轴；14-倒挡轴。2.5 具体细节零部件方案的确定下面就同步器的具体形式、轴承的形式、变速器壳体的形式及挡位设置等问题分别予以讨论。2.5.1 同步器的选择同步器一般有常压式、惯性式和增力式三种，其中，惯性式同步器较为常用。常压式同步器：该同步器结构虽然结构形式简单，但由于接合套的轴向阻力是由弹簧压力造成的，故其压力大小有限，不能保证被啮合体在同步状态下（即角度相同时）换挡的缺点。所以这种形式的同步器只在重型汽车上有所应用，本变速器不采用这种同步器。惯性增力式同步器：该同步器又称为波舍尔同步器。它能可靠的保证只在同步状态下换挡。只要啮合套与齿轮间存在角速度差，同步器上弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套的移动。只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，由于对同步环直径的缩小失去阻力，这样才能实现换挡。波舍尔同步器的摩擦力矩大、结构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货车变速器。惯性式同步器：这种形式的同步器与常压式同步器一样，是依靠摩擦作用实现同步的。但是它从结构上保证了接合套与待接合花键齿圈未达到同步时不接触，避免了齿间冲击和噪声。从结构上分，惯性式同步器有锁销式、锁环式、滑块式、多片式和多锥式等几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。(1) 滑块式同步器：其本质上是锁环式同步器。它工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制，弯矩容量不大，齿面磨损大，易失效。它主要用于轿车和轻型货车上。故从汽车的安全性方面考虑，不采用这种同步器。(2) 锁环式同步器：这种同步器的锁止面在同步锥环和啮合套的倒锥面上，省去了同步锥环的接合齿，这样就使轴向尺寸变小。考虑到结构上布置的合理性、紧凑性及锥面产生摩擦力矩大小等因素，多用于轿车和轻型货车上。本变速器不采用这种同步器。(3) 锁销式同步器：这种同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，转矩容量得到提高。轴向尺寸大是它的缺点。它多用于中、重型汽车变速器上，本次设计采用这种形式的同步器。(4) 多锥式同步器：该同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入两个辅助同步锥。由于锥表面的有效摩擦面积成倍地增加，同步转矩（在同步器摩擦锥面上产生的摩擦力矩）也相应的增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷。这不但改善了同步效能，增加了可靠性，而且使换挡 力大为减小。若保持换挡力不变，则可缩短同步时间。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器以及分动器中。2.5.2 轴承形式的选择 变速器要求增大传递功率与质量的比值，而且要求工作轴承的可靠性，容量大，寿命长，故轴承的选用比较重要。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，是受结构的限制，并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器的结构紧凑、尺寸小、采用尺寸大些的轴承受结构的限制，常在布置上有困难。如变速器的二轴前端支撑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，因有足够大的空间可采用角接触球轴承来承受径向力。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递给变速器壳体，此处用轴承外圈有挡圈的圆柱滚子轴承。第二轴的后端也采用此种圆柱轴承，以承受径向力和轴向力。中间轴上齿轮工作时产生很大的轴向力，原则上有前或后轴承承受均可以，但当在壳体前断面布置轴承盖有困难时，必须由后轴承来承受轴向力。本设计前后轴承均采用圆锥滚子轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴的前后轴承，按直径系列，一般选用中系列圆柱滚子轴承、球轴承和圆锥滚子轴承。轴承的直径根据变速器的中心距确定，并要保证壳体后臂两轴承孔之间的距离不小于620mm，下限使用与轿车和轻型货车。滚针轴承主要用于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。本设计中，由于第一轴和二轴由于转速较高，承受载荷中等，选用圆柱滚子轴承。二轴前端通过滚针轴承支撑在一轴后端的内腔内。中间轴由于跨度大，直径大，质量大，轴向力大，故采用圆锥滚子轴承。2.5.3 变速器轴上零件的定位二轴上的齿轮松套在轴上，通过卡环、止推环轴向定位。中间轴通过卡环和轴承调整垫片进行调整和定位。轴上齿轮和同步器通过轴肩和轴套来定位。2.5.4 变速器的壳体壳体有整体式和对分式两种。整体式壳体与上盖组成一体，优点是变速器前后轴承孔的同心度容易保证，装配、检查方便，壳体多用铸铁制造，上盖多用铝合金压铸；对分式壳体又分为前后对分式和上下（左右）对分式，其加工精度要求高，并多为铝合金压铸件，主要用于轿车和轻型车。变速器壳体尺寸尽可能小，同时质量也要小，并且具有足够大的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应能保证布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮的齿顶之间留有58mm的间隙，否则增加了润滑油的液压阻力，会产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设置加强筋。加强筋的方向与轴支承处的作用力的方向有关。变速器壳体不应有不利于吸收齿轮的震动和噪声的大平面。为了注油和放油，在变速器壳体上设有注油孔和放油孔。为保证变速器内部为大气压力，在顶部有通气塞，壳体设有动力输出孔，还有倒挡检查孔。为了减小变速器的质量，壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取3.5-4mm。采用铸铁铸造时，壁厚取56mm。增加变速器壁厚，虽然能提高壳体的强度和刚度，但会增加变速器的质量，并使消耗的材料增加，提高了成本。本设计中，变速器的壳体的壁厚取6mm。2.6 变速器操纵机构的方案分析变速器操纵机构应能保证驾驶员能够准确可靠的使变速器挂入所需要的任意挡位，并随时可以退到空挡状态。一般变速器操纵机构由变速杆、拨叉、拨叉轴以及安全装置等组成。对五挡变速器而言，一般具有三根拨叉轴。一倒挡、二三挡和四五挡各占一根拨叉轴。不同的变速器其挡数和操纵机构的结构和布置都可能不同，从而相应于各挡位的变速杆上端手柄位置排列（挡位排列）也不同，应此，汽车驾驶室内的仪表盘上（或操纵手柄上）应由该变速器的挡位排列图。为了保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，对其操纵机构提出以下要求：挂挡过程中，若操纵变速杆推动拨叉前移或后移的距离不足时，则滑动齿轮（或接合套）与相应的齿轮（或接合齿圈）将不能在全齿圈上啮合，因而影响齿轮的寿命。即使达到全齿圈啮合，也可能由于汽车的振动或其它原因，使滑动齿轮（或接合套）自动轴向移动，因而减少齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合（自动脱挡）。为防止自动脱挡，并保证齿轮全齿啮合，应在操纵机构中设置自锁装置。若变速杆能同时推动两个拨叉，即可能同时挂入两个挡位。由于两个挡位的传动比不同，必将使啮合的各个齿轮相互产生机械干涉，变速器将无法工作，情况严重时还将使零件破坏。为防止同时挂入两个挡位，必须在操纵机构内设置互锁装置。汽车在行进中，若误挂倒挡，变速器齿轮间将发生极大的冲击，导致零件的损坏。汽车起步时若误挂倒挡或者高速挡，则容易出现安全事故。为防止误挂倒挡或者高速挡，操纵机构中应设有倒挡锁和高速挡锁装置。 2.7 零部件结构方案分析齿轮形式：变速器中的齿轮一般不外于两种: 直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮在一档和倒档使用较多, 它们结构简单, 制造容易。 但是使用滑动式直齿圆柱齿轮在换档时会在齿轮端面产生冲击, 并伴 随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏, 同时使驾驶员的精神紧张, 而换档时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 ), 使齿轮换档时无冲击, 才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员的注意力被分散, 会影响行驶安全性。斜齿圆柱齿轮传动平稳, 噪音很小, 磨损小, 寿命长。唯一的缺点是工作时产生轴向力, 这个缺点可以在进行轴的载荷计算予以平衡。通过比较两种形式的齿轮的优缺点, 在本设计中一、倒档采用直齿圆柱齿轮, 这是考虑到一、倒档使用率低, 综合衡量经济性和使用性而定的。其余各档全部采用斜齿圆柱齿轮传动, 这样可充分发挥其传动平稳、噪音低等优点。第 3 章 传动参数设计3.1 档位数选择档数增加能够改善汽车的动力性和经济性。但档数越多，变速器的结构越复杂，轮廓尺寸和质量越大，同时操纵机构也越复杂。3.2 最大传动比的确定1.从最大爬坡度出发： Ig1mg*max r/(Temax*i0*t) 分部求解各参数：(1) mg=9290kg*9.8=91042N，货车最大爬坡度为imax=28%，坡度角amax=arctg imax(2) 根据汽车理论第14页公式 ：max=fmax+imax 已知imax=0.28 又根据汽车理论第10页f=0.0076 代入得：max= fcosamax+sinamax=0.277(3) 查刘惟信汽车设计48页，滚动半径rr =0.509m(4) 最大扭矩Temax=352.8Nm(5) 主减速比i0=6.33(6) 传动系总效率t=0.85把各参数代入得：ig16.762.由驱动轮与地面的附着条件得:ig1G2*u*rr/(Temax*i0*t) 分部求解各参数：(1) G2=9290*74%*9.8=67371.08N(2) u=0.5把各参数代入得： ig19.03综合1、2计算结果，并考虑到货车爬坡和运货的需要预先选取ig1=6.83.3 最小传动比的确定最高档为直接档， imin=13.4 确定各档传动比(1)传动比范围 ig1/ig5=6.8 根据等比级数分配速比，公比为q = = 1.61(2)汽车主要是用较高档位行驶的，所以较高档位相邻档位间的传动比间隔应该小一些，特别是最高档与次高档根应该小。因此，实际上各档传动比常按下面的关系分布： 已知ig1=6.8，ig5=1 ，令qm为相邻档位的传动比比值， 则 qm1=1.66,qm2=1.64,qm3=1.61,qm4=1.55 还应该考虑到相邻传动比的比值不应太大（q1.71.8），以防换档困难，最后确定 ig2=4.1,ig3=2.43,ig4=1.55，ig5=1(3)倒档传动比iR根据经验预先选取iR=6.73.5 中心距的确定根据汽车设计第66页：初选中心距时A=KA*计算得中心距为：A=132.06mm，取整为132mm3.6 齿轮参数选择3.6.1 相关知识本变速器均采用了斜齿轮，需要确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽，变位系数等参数。3.6.2 齿轮模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度质量噪声工艺要求等。应当指出，选取齿轮模数时一般遵循的原则是：为了减小噪声应合理减小模数，同时增大齿宽；为使质量减小，应当增大模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应当有不同的模数。对货车，减小质量比减小噪声更重要，故对齿轮应选用大些的模数。 模数按以下的经验公式求得，再按国家标准圆整：对于第一轴减速齿轮,模数可用下式确定; -第一轴齿轮mm-模数系数,一般=0.370.46根据公式计算出又根据国家标准选择出取4mm,m取5mm其余各档模数遵循低档用大模数，高档用小模数的原则，结合速比分配，选用适当的模数。考虑工艺方便，减少刀具种类，模数种类不宜选得过多，本变速器选用两种模数。倒挡和一挡直齿齿轮：5mm ；其他挡齿轮：4mm。3.6.3 压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。对货车，应选用较大的压力角。我国标准规定压力角为20，同一变速器，往往低档齿轮用大压力角，高档齿轮用小压力角。啮合套和同步器的接合齿压力角有20, 25,30，普遍用30。3.6.4 斜齿轮的螺旋角螺旋角的确定，主要从它对啮合性能，强度的影响及轴向力平衡等方面综合考虑。螺旋角值增大，则齿轮啮合的重合系数增大，运转平稳，噪声低；但螺旋角过大，会使轴向力过大，对轴承工作不利，且传动效率降低，实验证明，当30时，齿轮的弯曲强度急剧下降，而接触强度仍在提高。因此，从提高低档齿轮的弯曲强度，高档齿轮的接触强度出发，对于低、高档齿轮则应分别按小、大的数值选取。设计时应将中间轴上的斜齿轮一律取为右旋，对应的第一、二轴上的斜齿轮则取为左旋，这样可以保证变速器两对斜齿轮同时工作时中间轴的轴向力趋向平衡或抵消一部分，已减轻中间轴轴承的轴向负荷，并保证一二轴的轴向力经轴承盖传向壳体。对于中重型货车，变速器的螺旋角值一般取为1030。确认的螺旋角是经过反复的试凑齿数，选择变位系数及受力分析的结果。各档斜齿轮的螺旋角将在各档齿轮齿数的分配时具体敲定。3.6.5 齿轮宽度齿宽的大小直接影响齿轮的承载能力，按公式计算，b值越大，齿轮的承载能力越高，但经验表明，在齿宽增加到一定数值之后，由于加工误差及热处理变形，使齿轮载荷分配不均匀，反而使齿轮承载能力下降，因此在保证齿轮强度的前提下，应尽量选择较小的齿宽，还有利于减轻变速器的重量，及缩短轴向尺寸。通常根据齿轮的模数的大小来选定齿宽。直齿轮：b=(4.58.0)m=22.537.5斜齿轮：b=(6.08.5) mn=2634从公式上看，计算的齿宽范围是比较大的，本变速器的齿轮全部选用30mm。 3.6.6 变位系数的选择齿轮的变位系数是齿轮设计中的一个重要环节，采用变位系数，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性，抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会保证各档传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心矩，此时应对齿轮进行变位，当齿数和大的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和小的齿轮副应该采用正角度变位。由于角度变为可以获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环载荷的条件下工作，有时还承受冲击载荷。对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此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。为提高接触强度，应是总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相的原则来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一档齿轮）会造成齿轮根切，这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减小。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。总变位系数越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但由于齿轮的刚度减小，易于吸收冲击振动，故噪声要小一些。另外总变位系数越小，齿轮的齿形重合度越大，这不仅对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根较近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。根据上述理由，为了降低噪声，对于变速器中除了一档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数应选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。具体的选择方案在各档齿轮的齿数分配时确定。3.6.7 各档齿轮的齿数分配在初选变速器中心距，齿轮模数，螺旋角之后，即可根据确定的变速器挡数，速比及结构方案来分配各挡齿轮的齿数。1、确定一挡齿轮齿数齿数和=52.8取53中间轴上一档小齿轮齿数少，以便使大=13=53-13=40=2.21A=圆整后得出取20取43中心距调整为132.5为凑配中心距和改善齿轮的啮合性能对Z1、Z2变位修正，结合变位系数界限图选定。2、确定二档齿数的齿数圆整后得出=41=22为凑配中心距和改善齿轮的啮合性能对Z1、Z2变位修正，结合变位系数界限图选定 =0.76 =0.226同理可算得三挡： z5=33 z6=30 x5=0.2515 x6=0.0652四挡 ： z3=27 z4=36 x3=0.35 x4=0.0784、选定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮和的齿数一般为:2123选都为22得出中间轴与倒档轴的中心距为=m(+)=87.5 中间轴与倒档轴的中心距为=m(+)=155 结合变位系数界限图选定3.6.8 齿轮几何尺寸的计算 常啮合齿轮副几何参数 z1=20 z2=43 x1=0.23 x2=分度圆直径： d1=mnz1/cos=420/cos20=80mm d2=mnz2/cos=172mm齿顶圆直径：da1=d1+2ha1=80+24.92=89.8mmda2=d2+2ha2=172+23.08=178mm齿根圆直径：df1=d1-2hf180-24.08=72mmdf2=d2-2hf2=172-25.92=160.2mm基圆直径： db1=75mm db2=163mm分度圆齿厚： mm 3.7 轴的直径选择(1)轴的直径: 第二轴：d0.45A=59.4mm 中间轴：d=42中部直径(2)轴的长度： 轴的最大直径和支承间距离L的比值： 中间轴d/L=0.17 对第二轴d/L=0.2(1) 第一轴花键部分直键d=K=（4.04.6）*=28.2632.5取30mm轴的具体尺寸，根据空间布置来最后确定。第 4 章 同步器参数的确定本同步器是锁销式同步器，它工作可靠，零件耐用，承载力适合于中型货车，它能实现快速和无冲击换挡，锁销式同步器在结构上允许采用直径较大的摩擦锥面,因此摩擦锥面间可产生较大的摩擦力矩,缩短了同步时间。4.1 惯性式同步器的工作原理 同步器换档过程有三个阶段组成。第一个阶段：同步器离开中间位置，做轴向移动并靠在摩擦面上。第二个阶段：来自手柄传至换档拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止组件又作用到摩擦面上。第三个阶段：摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止组件上，使之接触锁止状态，此时滑动齿套和锁止销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换档位置。4.2 同步器理论分析1.由于变速器输出轴所连的是整车，具有相当大的惯量，这意味着在换档的瞬间输出端转速保持不变，而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。输入端惯性质量的运动方程 通过积分等一些数学公式代换，最后可以得到 其中 -同步时间(s)；-发动机转速，当低档换入高档取3200rpm，其它时候取2000rpmFa-摩擦面所受的轴向力(N)；f-同步器摩擦锥面摩擦系数；a，R-摩擦锥面的半锥角和平均半径(m)。2.推荐(1)a=78,a越小，摩擦力矩Tf越大，但是当a取得很小时，若粗糙度控制不好会有粘着和咬住现象； (2)摩擦系数f随摩擦副材料等因素改变，一般在油中工作的青铜钢同步器摩擦副，按f=0.1计算。 (3)锁止面锁止角b=2640； 3.同步时间和轴向推力的推荐值：和Fa是一对互相影响的可变参数。最佳的情况当然是在最短的同步时间内用最小的轴向推力换上档，并且能保证在同步时间之前不能换上档。为使换档轻便Fa值不能过大，一般在100350N范围内。设计时应控制在1.0s以内，货车挂高档时0.30.8s，挂低档时取1s。 4.自锁条件： 其中R，分别为摩擦锥面及锁止面的平均半径。4.3 转动惯量的计算1.基本知识：(1)由于输入端零件多为回转体，惯量计算公式J=mr2； (2)将a轴的转动惯量Ja转换为b轴上的转动惯量Jb时，存在如下关系： 其中，Za是a轴（即被转换轴）的齿轮齿数； Zb是b轴（即转换置其上的轴）的齿轮齿数； (3)齿轮和轴的密度取=7.9*1000换入直接档，输入端总的转动惯量(1)离合器丛动盘的转动惯量为Jr=J1n+Jzn() J1n:第一轴及离合器从动盘的转动惯量，其值为0.02kgm z1：第一轴常啮合传动齿轮的齿数，其值为27 z2: 中间轴常啮合传动齿轮的齿数，其值为43 Jzn：中间轴上的转动惯量之和； 货车挂入高档时同步时间tT控制在0.30.8s，挂低档时取1，所以均合格！其它各档之间的换档同步时间校核略。第 5 章 相关参数校核5.1 齿轮强度校核5.1.1 齿轮损坏的原因及形式齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。而常见的断裂则是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇开小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生动载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高、接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。在一般的汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面硬度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、而高温、而高压的润滑油，提高油膜强度，提高齿面硬度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。齿轮的强度需经对轮齿应力的计算来检验5.1.2 齿轮弯曲强度校核(1) 直齿轮弯曲应力：式中 -计算载荷，； -应力集中影响系数，因主、被动齿轮在啮合点处的摩擦力方向不同，故对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮取，被动齿轮取； z-齿轮齿数； -齿宽系数，对直齿轮取； y-齿形系数（见下页图）； -齿轮弯曲应力，Mpa，当时，直尺的许用应力为； m-齿轮模数。(2) 斜齿轮弯曲应力 式中 -计算载荷，； -应力集中系数，直齿轮取1.65； -斜齿轮螺旋角； Z-齿轮齿数； -齿宽系数，对斜齿轮取7.08.6； y-齿形系数，按当量齿数由图查得； -轮齿弯曲应力，Mpa，对货车斜齿轮取=400800Mpa； m-斜齿轮法向模数。直齿轮的弯曲应力为： 圆周力(N) Tg计算载荷（取Temax）； d节圆直径；应力集中系数，取1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动轮取0.9；b齿宽；t端面齿距，；y齿形系数 ；斜齿轮的弯曲应力为： 圆周力(N) ； Tg计算载荷（取Temax）；应力集中系数，取1.5；重合度影响系数 ；t法向齿距，；计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩Temax时,对货车常啮合齿轮和高档齿轮的许用应力在100-250N/mm范围。齿轮弯曲强度校核结果列表：mZby许用值（mpa）91650954030013810474008001016511513300140426911165095223001501926121650952230013810471165242030011728873152427300145113510025051524333001587056152430300143135181524223001616165.1.3 齿轮接触强度校核：轮齿的接触应力可按下式计算 j=式中,j为轮齿的接触应力（N/mm2）;F为齿面上的法向力（N），F=F1/(coscos);F1为圆周力（N）,F1=2Tg/d;Tg为计算载荷(Nmm),按；d为节圆直径(mm)；为节点处压力角()，为齿轮螺旋角()；E为齿轮材料的弹性模量(N/mm2)，E=210000；b为齿轮接触的实际宽度(mm)，斜齿轮用表示；z、b为主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮：z=rzsin，b=rbsin，斜齿轮：z=(rzsin)/cos2,b=(rbsin)/cos2;rz、rb为主、从动齿轮节圆半径（mm）。变速器齿轮的许用接触应力（j/MPa） 齿轮渗碳齿轮 氰化齿轮一挡和倒挡 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 650700.校核一挡齿轮 发动机最大转矩为352.8Nm,即 则 法向力实际接触宽度b=30mm曲率半径ii.同理算得倒挡为293.5常啮合档为189.3MPa,五档为342.5MPa由上表可知，变速器所有齿轮的接触强度均满足要求。5.2 轴和轴承的校核5.2.1 变速器轴的校核计算公式：表4-1、支承力计算轴支点水平面内支反力垂直面内支反力二轴中间轴一轴若计算结果为正数，表示实际力的方向与图示方向相同，若结果为负数，表示实际力的方向与图示方向相反。1.轴的刚度校核变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴要有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声均有不利的影响。所以设计变速器的轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。对齿轮工作影响最大的是轴在垂直平面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮的中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行强度和刚度的验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点的反作用力，必须先求第二轴的支反力。挡位不同，不仅圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应对每个挡位都进行验算。验算时把轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax。轴的挠度和转角计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大。故可不必计算。变速器轴的挠度f和转角可按以下公式计算： 式中： F1齿轮齿宽中间平面上的圆周力， F2齿轮齿宽中间平面上的径向力,a、b齿轮上作用力距支座的距离，mmL支座间距离，mmE弹性模量，对于钢，E=2.1105N/mm2d轴的直径，花键处取平均直径，I惯性矩，I=d4/64,mm4轴的总挠度f不大于0.2mm,轴在水平面和垂直面内的挠度的允许值为：fc=0.050.1mm,fs=0.10.15mm,f0.2mm。相啮合齿轮的转角不应大于0.002rad。齿轮参数：L=300mm a=253 mm b=30mm d=80mm =20 Z2=43 m=4mm mmF1=I.二轴一挡齿轮处刚度校核：fc=0.007mmfs=0.003mmII . 中间轴一挡齿轮处刚度校核：fc=0.005mmfs= 0.002mm由上述计算可以得出轴的刚度满足要求。2.轴的强度校核I. 第二轴强度校核由于该轴无弯矩，齿轮作用点与滚针轴承力作用点在一条直线上，而实际情况并非如此，但弯矩也极小可以忽略不计，只须计算剪应力由第二强度理论取安全系数 n=2II. 中间轴强度校核圆周力径向力垂直面内的最大弯矩水平面内由弯矩引起的应力扭矩引起的剪应力由第二强度理论因为，所以轴的强度满足要求。5.2.2 轴承的校核 本变速器第II轴支撑轴承为深沟球轴承16010,第II轴在第I轴常啮合齿轮上的支撑轴承是角接触轴承7011C,中间轴轴承为30207圆锥滚子轴承。 第II轴与齿轮间的滚针轴承，未挂挡时滚针与内外滚道间有相对转速差，但是滚针仅承受使齿轮滑动的摩擦力矩和惯性力矩，载荷极小。挂挡后，滚针、轴及齿轮一同转动而无转速差，滚针仅仅承受径向载荷。由于经常换档，每档连续工作时间不长，故极少有表面点蚀损坏，多由于间隙不当或者润滑不良而卡住或烧坏。5.3 键的校核 花键的主要实效形式是工作表面被压溃（静联接）或者工作面过度磨损（动联接）。在变速器二轴上的花键都是静联接，主要是校核挤压应力。 其中齿侧面工作挤压应力，N/mm2 M传递扭矩（按照发动机最大扭矩计算），Nmm； L键的工作长度mm； h键的工作高度mm； d2键的平均直径mm； k不均匀系数； z花键齿数因为本变速器中的两个同步器a、b结构尺寸完全相同，由于a所受转矩较大，因而只要对同步器a与II轴联结的花键进行校核。对于同步器a， =60.2N/mm2其中许用应力为80120Mpa，同步器a、b的挤压应力远小于许用应力，故其都含合格。 第 6 章 工艺性与经济性分析6.1 工艺性与经济性特点本变速箱为五档变速器，有五个前进档，一个倒档。在工艺上采取了以下几个特点：1. 变速箱壳体为对分式，操纵机构布置在壳体侧面，使变速箱高度降低，使其刚度增大，重心降低，便于车辆变型。变速箱结构紧凑，空间尺寸小。2. 各档齿轮的模数和螺旋角尽量相同，减少刀具的数量，便于加工。3. 同步器a、b尺寸参数相同，这样既减少了加工设备，又可以广泛的通用，减少零件数量。4. 变速箱中间轴支撑在两个圆锥滚子轴承上，其直径小，容量大，对中性好，承载能力高，轴承寿命长。5. 采用远距离操纵机构，该机构固定在车架边梁上，连接件少且间隙小，受汽车振动影响小，有足够的刚性和明显的换档手感。6. 壳体加工时，应前后箱体配合加工（有两个定位销），以保证中间轴两个轴承孔以及一二轴轴承孔的通轴度，同时也保证换档操纵机构壳体上用于装配三根拨叉轴的孔的精度。加工各轴承孔时，应以第二轴与第一轴轴承孔为基准，加工中间轴与倒档轴的轴承孔，这样能保证主要的输入输出中心线的精确定