轻型货车变速器设计毕业论文

目 录1 绪论11.1变速器的设计背景及目的11.2国内外研究状况及成果21.3变速器的设计方法和研究内容42变速器结构方案的设计52.1两轴式和三轴式变速器52.2齿轮安排62.3换档结构方式72.4倒档的结构方案及倒档轴的位置73 变速器主要参数的选择93.1挡数93.2传动比范围及选择93.3中心距A103.4外形尺寸113.5齿轮物理性质113.6 齿轮参数133.7齿轮的材料及其选择原则223.8圆柱齿轮强度的简化计算方法243.9轴的设计263.10变速器轴承36三、轴承的选择与校核384 同步器设计414.1惯性式同步器414.2同步器的主要参数的确定455.变速器操纵机构485.1直接操纵手动换挡变速器485.2远距离操纵手动换挡变速器495.3选换挡操纵机构495.4操纵机构安全装置506. CATIA软件部分应用536.1CATIA软件的介绍536.2 CATIA软件在变速器设计中的应用示例59结论67参考文献681 绪论1.1变速器的设计背景及目的现代汽车的动力设置，几乎都采用往复活塞式内燃机。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。大家知道，汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。即使在平坦的柏油路上，汽车以低速等速直线行驶，也需要克服约占汽车总质量1.5%的滚动阻力。 例如，NJ130汽车，满载时总质量为5360kg，其滚动阻力为800N左右。若需要满载汽车在坡度为9%的道路上等速上坡行驶，仅上坡阻力就达4824N。如果用发动机直接带动汽车驱动轮，则发动机需要发出2050Nm.的扭矩。而NJ130汽车发动机的最大扭矩只有205Nm，此时，所产生的最大牵引力为482N，和上坡阻力相差10倍之多。显然，如此小的牵引力，不仅不能上坡行驶，即使在平坦的道路上也不能行驶。 另一方面，NJ130汽车发动机，最大功率为51.5kW，此时曲轴的转速为2800r/min。如发动机和车轮直接相连，则对应于该转速所换算的汽车速度，竟达到458km/h.。显然，这样高的车速是不能实现的。 上述发动机的扭矩、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，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器。既可使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可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，变化很大。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，以及适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速档；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，而且也是汽车燃料经济性的要求。例如，汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行时，往往可挂入较高的变速器档位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，可是发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。一般变速器具有四个或更多的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小。 汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器设立倒档。此外，变速器还设有空档，可中断动力传递，以满足汽车暂时停止行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、维修以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点：1）保证汽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。8）变速器的工作噪声低。1.2国内外研究状况及成果现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。从40年代初，美国成功研制出两挡的液力-机械变速器以来，自动变速器技术得到了迅速发展。80年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。1983年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速器相比，具有许多不可比拟的优势：提高发动机和传动系的使用寿命；提高汽车的通过性；具有良好的自适应性；操纵更加方便。目前，国内变速器厂商都朝无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速(Continuously Variable Transmission简称CVT) 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力,各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情，极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。 围绕汽车变速箱四个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。1 摩擦传动CVT金属带式无级变速箱(VDT-CVT)的传动功率已能达到轿车实用的要求，装备金属带式无级变速箱的轿车已达100多万辆。据报道：大排量6缸内燃机（2.8L）的奥迪A6轿车上装备的金属带式无级变速箱Multitronic CVT ，能传动142kw（193bhp）功率，280Nm扭矩。这是真正意义的无级变速器。另一种摩擦传动CVT(名为Extroid CVT)是滚轮转盘式。日产把它装在概念车XVL上首次于去年东京车展展示，新款公爵(Cedric)车也装用这种CVT。可与3L以上排量的大马力内燃机(XVL的引擎输出为330Nm/194kw)搭配使用，可谓汽车变速箱发展史上又一重要进步。从V形橡胶带CVT到V型金属带CVT再到滚轮转盘式CVT，摩擦传动CVT的研究已持续了整整一个世纪，尽管摩擦传动无级变速器的发展已经达到很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题：（1）无级变速（CVT）是汽车变速箱始终追逐的目标。（2）摩擦传动CVT实现大功率的无级变速传动是极为困难的。（3）摩擦传动CVT传动效率低是必然的。（4）摩擦传动CVT的效率，功率无法与齿轮变速相比。2 液力传动人们经常把液力自动变速器（AT）和无级变速器（CVT）两个概念混为一谈。实际上这两种变速器工作原理完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档和脚踩离合器踏板的频繁操作，使开车变得简单、省力。但是, 液力自动变速器（AT）不是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。从原始橡胶带无级变速箱到现代金属链无级变速箱、滚轮转盘式CVT，百年大回转说明：无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。 3电控机械式自动变速器 电控机械式自动变速器(Automated Mechanical Transmission简称AMT)和液力自动变速器（AT）一样，不是无级变速器，是有级变速器的自动换档控制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。 4齿轮无级变速器 齿轮无级变速器（Gear Continuously Variable Transmission）这是一种全新的设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。 据最新消息：一种齿轮无级变速装置(Gear Continuously Variable Transmission简称G-CVT)已经试制成功，并已经进行了多次样机试验。齿轮无级变速装置结构相当简单，只有不足20种非标零件，51个零件，生产成本甚至低于手动变速箱。预计今年进行装车试验。 齿轮无级变速器的优势表现为：（1）传动功率大，200KW的传动功率是很容易达到的；（2）传动效率高，90%以上的传动效率是很容易达到的；（3）结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的1/10；（4）对汽车而言，提高传动效率，节油20%；（5）发动机在理想状态下工作，燃料燃烧完全，排放干净，极大的减少了对环境的污染。1.3变速器的设计方法和研究内容在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计，我们在设计中参考了东风汽车有限公司生产的EQ1090E和一汽集团的CA10两种类型的中型货车的变速器，采用了锁环式同步器与锁销式同步器相结合的换档方式。在设计中，我们除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。在设计的初期，我们专门去东风公司的特约维修站参观汽车的整体构造尤其是变速器的各部件的功用；在设计的第二阶段，通过参考以上提及的两种类型的变速器，对变速器进行整体结构布置，校核轴和齿轮的强度、刚度，选择材料和热处理方法；在第三阶段的主要任务是绘制变速器的装配图和重要的零件图，确定个零件的精度等级及其它参数；最后，是对整体论文的编写整理整个设计过程中的各种资料，以及对前期设计中的错误做出修改。2变速器结构方案的设计目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也是由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计人员应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。2.1两轴式和三轴式变速器现代汽车大多数采用三轴式变速器。两轴式变速器只用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪种形式，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下三个方面：2.1.1变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进档均由一对齿轮传递动力。当需要大的传动比时，需将主动齿轮做得小些，而将从动齿轮做得大些，因此两轴的中心距和变速器壳体的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器由两对齿轮传递动力，在同样传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。2.1.2变速器的寿命两轴式变速器的低档齿轮幅大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮的寿命比大齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档（除直接档），均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和寿命也比较接近，用直齿轮工作时，因第一轴与第二轴直接连接在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮的寿命。2.1.3变速器的效率两轴式变速器虽然可以由等于1的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此用功率损失。而三轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，这种动力传递方式几乎无功率损失，且噪声较小。轿车、尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用的比较多。2.2齿轮安排各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排应考虑以下四个方面：2.2.1整车总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。2.2.2驾驶员的使用习惯有人认为人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档。但是也有人认为应该将常用档位放在中间位置。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。否则，从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。在五档变速其中，倒档与序列接合与不接合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者的布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。2.2.3提高平均传动效率为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。2.2.4改善齿轮受载状况各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。2.3换档结构方式目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种：2.3.1滑动齿轮换档通常是采用滑动直齿轮进行换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档使齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在倒档上。2.3.2啮合套换档用接合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的结合齿，用来与啮合套向啮合。这种结构具有斜齿轮的传动优点，同时克服了滑动齿轮换档时冲击力集中在12个轮齿上的缺陷。因为在换档时，有啮合套以及相啮合的结合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和结合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。2.3.3同步器换档现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行使的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来由于同步器的广泛使用，受命问题已解决。上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上。一般考虑原则是不常用的倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式。对于常用的档位则采用同步器或啮合套。2.4倒档的结构方案及倒档轴的位置倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。在结构布置上，要注意在不挂入倒档时，不能与第二轴齿轮有啮合情况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。在轿车和其它轻型汽车中，经常只采用一个倒档齿轮，结构较简单。载货汽车由于需要较大的倒档传动比，则多采用由两个齿轮组成的齿轮组。为缩短变速器的轴向尺寸充分利用空间。但一档和倒档需各用一根变速滑杆，这比通常的换档机构多用一根变速滑杆和拨叉，使变速器的上盖结构变得复杂。倒档齿轮安排在变速器的左侧或右侧，关系到操纵杆拨动的方向和倒档轴的受力状况。挂倒档时，操纵杆向左侧拨动，比较符合习惯要求。但此时倒档齿轮需安排在右侧，这是倒档轴的轴向承受较大的作用力。反之，操纵杆向右侧，虽不符合习惯，但可以减轻倒档轴的负荷。3 变速器主要参数的选择3.1挡数变速器的挡数可在320个挡位范围内变化。通常变速器的挡数在6挡以下，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡位变速器。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低档与高挡之间的传动比比值减小，使挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值 在1.8以下，该值越小换挡工作越小越容易进行。因高挡使用频繁，所以又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，变速器挡数有增加的趋势。乘用车一般用45个挡，发动机排量大的变乘用车变速器多有5个挡。商用车采用45个挡或多挡。载质量在2.03.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。3.2传动比范围及选择变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传堦的比值。最高挡通常是直接挡，传动比为1.0en的变速器最高挡是超速档，传动比为0.70.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最稳定行驶车速等。目前，乘用车传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其他商用车则更大。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故可以忽略空气阻力。即：FkmaxFf+Fimax式中：Fkmax最大驱动力，Fkmax =Temaxi1i0/R0Ff -滚动阻力，Ff =f m g cosmaxFimax -最大上坡阻力，即Fimax =m g sinmax所以：i1（f cosmax + sinmax）mg R0/ Temaxi0根据最大爬坡度确定的一档传动比。其中：Temax -发动机最大扭矩，为160N.mi1-变速器一挡传动比i0-主传动器传动比，i0=4.5m-汽车总质量f-道路滚动阻力系数，取0.020-传动系机械效率，取0.84g-重力加速度，取9.8m/s2R0-驱动轮滚动半径，取0.42mmax-汽车最大爬坡度，取16.7度。代入数求得，i14.3 取i1=4.8由于各挡之间的公比最好为一常数q,且一般认为q值不大于1.71.8，根据等比级数公式可得出：im=i1(n-m)/(n-1)所以有：i2=3.243i3=2.191i4=1.480i5=1.0，为直接挡。3.3中心距A 对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A;宽是一个基本参数，其大小不仅对变带器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从而轴承的可能与方便不因同一垂直面上的两轴承也之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些，还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被 削弱和使齿轮的啮合的状态变坏。初选中心距A时，可根椐经验公式计算： K-中心距系数，多挡变速器取9.511.0，取9.8。i1-变速器一挡传动比。Temax -发动机的最大输出转矩。g-变速器传动效率。取96所以有：A=9.8(1604.80.96)1/3所以，取A=89mm3.4外形尺寸变速器的横向尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数，换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四挡 （2.22.7）A五挡 （2.73.0）A六挡 （3.23.5）A当变速器选用的挡数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好取整数。3.5齿轮物理性质3.5.1齿轮传动的失效形式汽车变速器的齿轮都是装载经过精确加工而且封闭严密的变速箱里，属于闭式齿轮传动。它与开式或半开式齿轮传动相比，润滑及防护等条件都要好得多。一般地说，齿轮传动的失效主要是轮齿的失效，而轮齿的失效形式又是多种多样的，较为常见的有轮齿折断、齿面点蚀、齿面胶合等形式。至于齿轮的其它部分（如齿圈、轮辐、轮毂等），除了对齿轮的质量大小需要严格限制外，通常指按经验设计，所定的尺寸对强度及刚度来说均较富裕，实践中也极少失效。3.5.2齿轮折断轮齿折断有多种形式，在正常工况下，主要是齿根弯曲疲劳折断，因为轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复收载后，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断。此外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿经过严重磨损后齿后过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断。在斜齿轮传动中，轮齿工作面上的接触线为一斜线，轮齿受载后，如有载荷集中时，就会发生局部折断。如制造及安装不良或轴的弯曲变形过大，轮齿局部受载过大时，即使是直齿轮，也会发生局部折断。为了提高轮齿的抗折断能力，可采取下列措施：1）用增大齿根过渡圆角半径及消除加工刀痕的方法来减小齿根应力集中；2）增大轴及支撑的刚度，使轮齿接触线上受载较为均匀；3）采用合适的热处理方法使齿芯材料具有足够的韧性；4）采用喷丸、滚压等工艺措施对齿根表层进行强化处理。3.5.3齿面点蚀点蚀是齿面疲劳损伤的现象之一。在润滑良好的闭式齿轮传动中，常见的失效形式多为点蚀。所谓点蚀就是齿面材料在变化着的接触应力作用下，由于疲劳而产生的麻点状损伤现象。齿面上最初出现的点蚀仅为针状大小的麻点，如工作条件未加改善，麻点就会逐步扩大，甚至数点连成一片，最后形成了明显的齿面损伤。轮齿在啮合过程中，齿面间的相对滑动起着形成润滑膜的作用，而且相对滑动速度越高，润滑也就越好。当轮齿在靠近接线处啮合时，由于相对滑动速度低，形成油膜的条件差，润滑不良，摩擦力较大，特别是直齿轮传动中，通常这时只有一对齿啮合，轮齿受力也最大，因此，点时也就首先出现在靠近节线的齿根面上，然后再向其它部位扩展。从相对意义上来说，也就是靠近节线处的齿根面抵抗点蚀的能力最差。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，如采用需用应力大的钢材等。3.5.4齿面胶合对于高速重载的齿轮传中，齿面间的压力大，瞬时温度高，润滑效果差，当瞬时温度过高时，相啮合的两齿面就会粘在一起，由于此时两齿面又在相对运动，向粘结的部位即使撕破，于是在齿面上演相对滑动的方向形成伤痕，成为胶合。加强润滑措施，采用抗胶合能力强的润滑油，在润滑油中加入极压添加剂等，均可防止或减轻齿面的胶合。3.6 齿轮参数3.6.1模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减小模数，增加齿宽；为使质量小，增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档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。低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数mnTablet.3-1 normal module of gears车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0V1.61.6V2.56.014.0模数mn/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表3-2 汽车变速器常用的齿轮模数 Tablet.3-2 gears module第一系列1.001.251.5-2.00-2.50-3.0-4.00-5.00-6.00第二系列-1.75-2.25-2.75-3.253.503.75-4.50-5.50-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。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。初选模数时，可参同类型汽车的齿轮模数确定，也可以根据经验公式确定：mn=K(Temax/10)1/3=2.52 高挡齿轮K=1m=0.7（Temax i1/g）1/3 =2.935一挡齿轮故斜齿轮法向模数取3，直齿轮模数取3（采用同一模数进行）。3.6.2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。变速器齿轮用20,啮合套或同步器的接合齿压力角用30。3.6.3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，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，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，须满足下述条件 ； （3-1） 由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足 （3-2）式中，Fa1，Fa2为轴向力，Fn1，Fn2为圆周力r1，r2为节圆半径；T为中间轴传递的转矩。图3.1中间轴轴向力的平衡Fig.3-1 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中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：两轴式变速器为 2030中间轴式变速器为 2234货车变速器：1834初选1，2=25；其余为20度。3.6.4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均匀。 通常跟据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 直齿：b=KC m, KC为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：b= KC mn，KC取6.08.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，KC 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。所以，直齿：b=（4.58.0）3=13.524 斜齿：b=(6.08.5) 3=1825.53.6.5变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，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。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。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可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负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，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，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，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。总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。齿轮可与轴设计为一体或分开，然后用花键，过盈配合或滑动支承等方式与轴连接。 图3-2变速器齿轮控制图Fig.3-2 gear control齿轮尺寸小又与轴分开时，其内孔直径到齿根圆处的厚度b(图3.2)影响齿轮强度，要求尺寸b应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装到轴上以后保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分宽度尺寸C，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸C=(1214)d2，d2为花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度的条件下设计得薄些。图4.2中尺寸D1，可取为花键内径的125140倍。齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减小，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。汽车齿轮齿面的表面粗糙度应在080040m范围内选用。3.6.7各档齿轮齿数的分配在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。以本次设计五档变速器为例，说明分配齿数的方法。尽可能使各档齿轮的齿数比应该不是整数，以使齿面磨损均匀。 图3-3变速器传动示意图Fig.3-3 the sketch map of CVT1.确定一档齿轮的齿数一档传动比 i1=(z23z12)/(z2z18) (3-3)如果z12z18齿数确定了，则z23与z2的传动比可求出。为了求z12z18的齿数，先求其齿数和Zh 直齿:Zh=2A/m斜齿:Zh=2Acos/mn=289cos200/3=55.76,取整得56。 计算后Zh取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取小些，以便使z12/z18的传动 比大些，在i1已定的情况下，z23/z2的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。所以初取Z12=38,Z18=18中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。轿车中间轴式变速器一档传动比i1=3.53.8时，中间轴上一档齿轮数可在1517间取，货车在217间取。2.对中心距进行修正因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据zh和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。A=m(z12+z18)/(2cos) =2.5(38+18)/( 2cos200)=89.39取A=90mm3.确定常啮合传动齿轮副的齿数求出传动比z23/z2=i1z18/z12，而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即A=mn(z2+z23)/2cos (3-4)所以，z2+z23=54.38,取整后为：z2=17，z23=37。 修正i1=(z23z12)/(z2z18)=(3738)/(1718)=4.59i=|4.59-4.8|/4.8=4.35所以合格。修正，由A= mn(z2+z23)/2cos，推出2，23=25.8420同理得：12，18=21.03904.确定其他各档的齿数1）确定二挡齿轮齿数若二档齿轮是直齿轮，模数与一档齿轮相同时，则得：i2=z23z11/z2z20 (3-5)A=m(z11+z20)/2 (3-6)解两方程式求出z11,z20。用取整后z11,z20的计算中心距，若与中心距A有偏差，通过齿轮变位来调整。二档齿轮是斜齿轮，螺旋角20与常啮合齿轮的不同时，由式(3-5)得Z11/z20=i2z2/z23=3.24317/37=1.490由A=mn(z11+z20)/2cos20，所以z11+z20=290cos200/3=56.38取整后：z11=34 z20=23 修正i2= z23z11/ z2z20=3734/(1723)=3.20i2=|3.20-3.243|/3.243=1.35（合格）修正2020=rccosmn(z11+z20)/(2A)=21.0390此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式tan/tan20= z23/(z2+z23) (1+ z11/z20) (3-7)tan/tan20= tan 25.7420/ tan 21.0390=1.259 z23/(z2+z23) (1+ z11/z20)=1.149|1.149-1.259|=0.110.5。两者相差不大，可以近似认为轴向力是平衡的。2）确定三挡齿轮齿数Z7/z21=i3z2/z23 =2.19117/37 = 1.0由A=mn(z7+z21)/2cos7（7取20度）得z7+z21=56.38取整，z7=28，z21=28修正i3= z23z7/z21z2 =3728/2817 =2.176i3=|2.176-2.191|/2.191=0.685(合格)同理修正7合格7=rccosmn(z7+z22)/(2A)=21.0390此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式tan/tan21= z23/(z2+z23) (1+ z7/z21) tan/tan21= tan 25.7420/ tan 21.0390=1.259 z23/(z2+z23) (1+ z7/z21)=1.37|1.37-1.259|=0.110.5。两者相差不大，可以近似认为轴向力是平衡的。3）确定四挡齿轮齿数Z6/z22=i4z2/z23 =1.48017/37 = 0.68由A=mn(z6+z22)/2cos6（6取20度）得z6+z22=56.38取整得：z6=22 z22=34修正i4= z23z6/z22z2 =3722/3417 =1.408i4=|1.408-1.480|/1.480=4.85(合格)同理修正6合格此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式tan/tan22= z23/(z2+z23) (1+ z6/z22) tan/tan22= tan 25.7420/ tan 21.0390=1.259 z23/(z2+z23) (1+ z6/z22)=1.128|1.128-1.259|=0.130.5。两者相差不大，可以近似认为轴向力是平衡的。5.确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档相同。图3-3所是倒档齿轮z19的齿数，一般在21-23之间，初选z19后，此处取22，可计算出中间轴与倒档轴的中心距AA、=m(z18+z19)/2A、=3（18+22）/2=60mm最后计算倒档轴与第二轴的中心距。齿顶高：ha=mf*=3*1=3齿根高：hf=m(f*+c*)=3*（1+0.25）=3.75所以，修正后的各挡传比为：i1=4.59，i2=3.20，i3=2.176，i4=1.408,i5=1.0各挡齿轮齿数：z2=17,z23=37，z12=38,z18=18,z11=34,z20=23,z7=28,z21=28,z6=22,z22=34，z19=223.7齿轮的材料及其选择原则由齿轮的失效形式可知，设计齿轮传动时，应是齿面具有较高的抗磨损、抗点蚀、抗胶合及抗塑性变形的能力。因此，对齿轮材料性能的基本要求为：齿面要硬，齿芯要韧。3.7.1常用的齿轮材料1.钢刚才的韧性较好，耐冲击，还可通过热处理或化学处理来改善其力学性能及提高齿面的硬度，故最适合用来制造齿轮。锻钢除尺寸过大或者是结构形状复杂只宜铸造者外，一般都用锻钢制造齿轮，常用的是含碳量再0.15%0.6%的碳钢或合金钢。制造齿轮的锻钢可分为：经热处理后切齿的齿轮所用的锻钢 度与强度、速度及精度都要求不高的齿轮，应采用软齿面（硬度350HBS）以便切齿，并使刀具不致迅速磨损变钝。因此，应将齿轮毛坯经过常化（正火）或调质处理后切齿。切制后即为成品。其精度一般为8级，精切时可达7级。这类齿轮制造简便、经济、生产率高。需进行精加工的齿轮所用的锻钢 高速、重载及精密机器（如精密机床、航空发动机）所用的主要传动齿轮，除要求材料性能外，轮齿具有高强度及齿面的高硬度（如5865HRC）外，还应进行磨齿等精加工。合金钢材根据所含金属的成分及性能，可分别是材料的韧性、耐冲击、耐磨及抗胶合的性能等获得提高，也可通过热处理或化学热处理改善材料的力学性能及提高齿面的硬度。所以对于及时高速、重载，又要求尺寸小、质量轻的航空齿轮，就都用性能优良的合金钢来制造。铸钢铸钢的耐磨性及强度均较好，但应经过退火及常化处理，必要时也可进行调质处理。铸钢常用于尺寸较大的齿轮。2.铸铁灰铸铁性质较脆，抗冲击及耐磨性均较差，但抗胶合及抗点蚀的能力较好。灰铸铁齿轮常用于工作平稳，速度较低，功率不大的场合。3.非金属材料对于高速、轻载及精度不高的齿轮传动，为了降低噪声，常用非金属材料（日夹布塑胶、尼龙等）作小齿轮，大齿轮仍用钢或铸铁制造。为使大齿轮具有足够的抗磨损及抗点蚀的能力，齿面的硬度应为250350 HBS。4.齿轮材料的选择原则齿轮材料的种类很多，在选择时应考虑的因素也很多，下述几点可供选择材料时参考：齿轮材料必须满足工作条件的要求。例如，用于飞行器上的齿轮，要满足质量轻、传动功率达和可靠性高的要求，因此必须选择力学性能高的合金钢；矿山机械钟的齿轮传动，一般功率很大、工作速度较低、周围环境中粉尘行量极高，因此往往选择铸钢或铸铁等材料；家用及办公用的机械的功率很小，但要求传动平稳、低噪声或无噪声、以及能再少润滑货物润滑状态下正常工作，因此常选用工程塑料作为齿轮材料。总之，工作条件的要求是选择齿轮材料时首先应考虑的因素。应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法及热处理和制造工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁作为齿轮材料。中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常选用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而要求不高时，可选用圆钢作毛坯。齿轮表面硬化的方法有：渗碳、氮化和表面淬火。采用渗碳工艺时，应选用低碳钢或低碳合金钢作齿轮材料；氮化钢和调质钢能采用氮化工艺；采用表面淬火时，对材料没有特别的要求。正火碳钢，不论毛坯的制作方法如何，只能用于制作载荷平稳或轻度从几下工作的齿轮，不能承受大的冲击载荷；调制碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。飞行器中的齿轮传动，要求齿轮尺寸尽可能小，应采用表面硬化处理的高强度合金钢。金属制的软齿面，配对两轮齿面的硬度差应保持为3050HBS或更多。当小齿轮与大齿轮的齿面具有较大的硬度差（如小齿轮齿面为淬火并磨制，大齿轮齿面为常化或调质），从而提高了大齿轮齿面的疲劳极限。因此，当配对的两齿轮齿面具有较大的硬度差时，大齿轮的解除疲劳许用盈利可提高约20%，但应注意硬度高的齿面，粗糙度值也要相应地减小。3.8圆柱齿轮强度的简化计算方法变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度和芯部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对切削加工性能及成本也应考虑。值得指出的是，对齿轮进行强力喷丸处理之后，齿轮弯曲疲劳寿命和解除疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的变形；磨齿齿轮精度高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳、效率提高；在同样符合的条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高。3.8.1接触强度计算用下列公式计算接触强度应力 （3-8）式中： 轮齿接触应力（MPa）；F 齿面上的法向力（N），；F1 圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 节点处压力角； 齿轮螺旋角；E 齿轮材料的弹性模量（MPa）； 齿轮接触的实际宽度（mm）；主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮；主从动齿轮节圆半径（mm）。 对外啮合齿轮（变位和非变位齿轮）: 节圆半径=中心距*齿数/齿数和 3.8.2弯曲强度计算 斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 （3-9）式中： 圆周力（N），； 计算载荷（Nmm）； 节圆直径（mm）； 法向模数（mm）;为斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，； 齿面宽（mm）； 法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图中查得；重合度影响系数，将上述有关参数代入（3-9），整理得到： （3-10） 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对货车为100200MPa。3.8.3各个齿轮的强度变速器第一轴齿轮(齿轮2)端面内分度圆切向力=（2160/3）/5110-3 = 2091.5 N法面内基圆周切向力=2091.5/（cos200cos250）=2455.8 Nz=28.3325sin200/cos225=11.78 b= 61.7sin200/cos225=25.69 1、接触强度: =0.418（2455.82104）/20 (1/11.78+1/25.69)1/2=219.43 MPa2、 弯曲强度：=（2091.51.5）/（223.1430.1252）=60.56 MPa选用钢正火加表面淬火处理。其余齿轮按同样方法时行计算，由于本设计书的重点不在此，后面的齿轮便不再详细计算出。3.9轴的设计3.9.1轴的功用及其设计要求变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。3.9.2轴的尺寸1.轴的直径与支承跨度长度之间关系可按下式选取：第一轴及中间轴：=0.160.18 （3-11）第二轴： =0.180.21 （3-12）第二轴及中间轴最大轴径： （3-13）所以最大轴径为：d=0.5 90=45mm所以中间轴长度初选：45/（0.160.18）=250281.5mm取:280mm第二轴长度初选：45/（0.180.21）=214250mm取：250mm第一轴最细处： （3-14）第一轴长度初选：第一轴花键部分直径 ： （3-15） mmd=24mmmm取：150mm2.轴的尺寸还与齿轮、花键、轴承有一定联系，要根据具体情况，按其标准进行修正，以下是轴的计算尺寸：第二轴：dmin=C(P1/n1)1/3 C是由轴的材料和承载情况确定的常数，因发动机最大扭矩不大，故C值较小，由机械设计表15-3取C=100.表3