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需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763图纸预览请见文档前面的插图，原稿更清晰，可编辑XXXXX毕 业 设 计 (论 文 ) 某轻型货车变速器设计学 号：姓 名：专 业：系 别：指导教师：二一五年六月需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763I目 录摘 要 .IIIAbstract .IV第 1 章 绪论 .11.1 研究背景及意义 .11.2 国内外研究状况 .11.3 设计参数及要求 .2第 2 章 传动及零部件结构方案选定 .32.1 变速器的基本设计要求 .32.2 变速器传动机构布置方案 .32.2.1 倒档布置方案 .32.2.2 零部件结构方案分析 .4第 3 章 主要参数的选择与计算 .73.1 挡位数确定 .73.2 传动比的确定 .73.2.1 最低档传动比计算 .73.2.2 其他各挡传动比初选 .93.3 中心距 A 的确定 .93.4 外形尺寸的初选 .93.5 齿轮参数选择 .103.5.1 模数 .103.5.2 压力角 .103.5.3 螺旋角 .113.5.4 尺宽 b.123.6 各挡齿轮齿数分配 .123.6.1 一档齿数的确定 .133.6.2 二档齿数的确定 .143.6.3 三档齿数的确定 .143.6.4 四档齿数的确定 .15需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763II3.6.5 倒档齿数的确定 .153.7 变速器齿轮的变位 .16第 4 章 齿轮的设计与校核 .184.1 齿轮材料的选择 .184.2 各轴的转矩计算 .184.3 齿轮强度校核 .194.3.1 斜齿齿轮轮齿弯曲强度校核 .194.3.2 倒档齿轮轮齿弯曲强度校核 .214.3.3 斜齿齿轮接触应力校核 .214.3.4 直齿倒档齿轮接触应力校核 .23第 5 章 轴及轴承的设计与校核 .255.1 轴的结构尺寸计算 .255.1.1 轴的工艺要求 .255.1.2 初选轴的直径 .255.1.3 轴最小直径的确定 .265.2 轴的强度校核 .275.3 轴承的选择与校核 .305.3.1 一轴轴承的选择与校核 .305.3.2 中间轴轴承的选择与校核 .32第 6 章 同步器及操纵机构的设计 .336.1 同步器的设计 .336.1.1 同步器的结构 .336.1.2 同步环主要参数的确定 .346.2 操纵机构的选择 .366.2.1 操纵机构设计要求 .366.2.2 典型操纵换档机构 .376.3 变速器壳体的设计 .37总 结 .39参考文献 .40致 谢 .41需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763III摘 要变速器是汽车传动系统中重要的部件，主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。本次设计题目是某轻型货车变速器设计，根据给定参数进行结构方案分析，要求完成变速器的动力匹配、机械设计、强度计算、结构设计与设计图纸绘制。设计部分是本说明书的重点，它主要包括结构分析、方案论证、计算和校核。结构分析是对所选结构中各主要零部件进行设计计算，其中包括机械式变速器中心矩、齿轮参数、传动比的设计计算，还有输入轴中间轴和输出轴的设计。校核计算则是对设计计算的主要零部件进行校核。它在各零部件设计计算之后直接给出。关键词：变速器，齿轮，轴，设计，校核需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763IV需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763V需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763VI需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763VII需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763VIII需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763IXAbstractTransmission is an important automotive driveline components, mainly used to change the engine torque and speed transmitted to the drive wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car.The design subject is a light truck transmission design, according to the given parameters dynamic structural analysis program, required to complete the transmission of matches, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn.Design is the key part of this specification, which includes structural analysis, program verification, calculation and check. Structural analysis is the structure of the main components of the selected design calculations, including mechanical transmission central moments, the gear parameters, design and calculation of the gear ratio, as well as the input intermediate shaft and output shaft designs. Calculation method is the main component design calculations to be checked. It is given directly after each component design calculations.Keywords: Transmission, Gears, Shafts, Design, Verification需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763X需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397631第 1 章 绪论1.1 研究背景及意义轻型货车主要从事城市市区或农村间中短途距离运输的交通工具，具有机动灵活、快捷方便的优势，特别是在运输吨位不大且距离又比较近时，轻型货车便发挥出巨大优势。近几年来随着我国城市规模的不断扩大，城市市区间越来越需要轻型货车。变速器是汽车传动系统中重要的组成部分，它直接影响汽车的动力性和燃油经济性，是汽车的重要部件之一。本设计是在给定发动机输出转矩、功率、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的三轴式五档式变速器。其中本设计的重点部分是档位传动比的选择及计算依据、齿轮参数的选择计算及校核、二轴及中间轴的强度校核等。1.2 国内外研究状况变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21 世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域 ，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。1目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21 世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。目前自动变速器得到广泛的应用。1.3 设计参数及要求本次设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的整车主要技术参数如需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397632下：整车总质量：4130(Kg)整备质量：2000(Kg) 最高车速：95(km/h)最大功率：88KW 最大扭矩：343N.m手动 5 挡变速器 排量：3.85L轴数：2 前后轮距：1650/1620(mm)轴距：2800轮胎规格：7.50R15LT布置方式：FR第 2 章 传动及零部件结构方案选定需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976332.1 变速器的基本设计要求变速器在汽车底盘中具有很重要的作用，它的好坏直接决定汽车的使用寿命和经济性，因此变速器的设计必须满足以下要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性；（2）设置空档，用来切断发动机的动力传输；（3）设置倒档，使汽车能倒退行驶；（4）设置动力输出装置；（5）换档迅速、省力、方便；（6）工作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲击等现象发生；（7）变速器应有高的工作效率；（8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。2.2 变速器传动机构布置方案2.2.1 倒档布置方案图 2.1 为常见的倒档布置方案。图 2.1b 方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图 2.1c 方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图 2.1d 方案对 2.1c 的缺点做了修改。图 2.1e 所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，档换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒档传动采用图 2.1g 所示方案。缺点是一、倒档各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计结合实际车型，在给定的任务书中已经确定是中间轴式变速器，全部齿轮为常啮合齿轮，所以综合考虑，本身设计选择图 2.1（b）形式进行设计需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397634图 2.1 倒档布置方案2.2.2 零部件结构方案分析（1）齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种 。直齿圆柱齿轮仅用于一档3和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计倒挡选用直齿轮，其他挡选用斜齿轮。（2）轴的形式及布置该变速器采用三轴式布置，既一轴、二轴为同心轴，二轴前端支承在一轴后端内腔中，中间轴与二轴在同一纵向平面内，相互平行，倒档轴在、轴侧面，具体结构（如图 2.1、2.2）所示：图 2.2 变速器轴布置及传动示意图需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397635（3）换挡机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换挡，其换档行程要比滑动齿轮换挡行程小。通过比较本设计所有挡选用同步器换档。（4）操纵机构及其互锁装置定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。图 2.3 为典型的操纵机构图对于平头驾驶室汽车，轻型载重汽车或小客车所采用的远距离操纵机构（操纵杆在方向盘下） ，要加上一套联动机构。这种机构应有足够的刚性，并保证各连接件在灵活转动情况下，其间隙不能过大，否则会使换档手感不明显。为改善操纵轻便性，在小客车或重型载重汽车上的采用电磁、电力和液力控制，因其结构复杂并需要气源或液压源，在载重汽车上一般很少采用。本次设计采用互锁销式互锁装置。（5）变速器轴承的选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397636第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，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、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列4一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。本设计中间轴选用圆锥滚子轴承，二轴左端采用滚针轴承，二轴右侧用圆锥滚子轴承，一轴用球轴承。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397637第 3 章 主要参数的选择与计算3.1 挡位数确定变速器的挡数可在 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 挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。增加变速器的挡数，能够改变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。在最低挡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档之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比值在 1.8 以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高档区相邻挡位之间的传动比比值，要比低档区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个挡。商用车变速器采用 45 个挡或多挡。载质量在 2.04.0t 的货车多采用 5 个挡。本次设计的变速器采用 5 个前进挡位，1 个倒挡位。3.2 传动比的确定传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在 34 之间，轻型货车在 56 之间，其它货车则更大。文中设计结合实际，变速器选用 5 档变速器，最高档传动比为 1。速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。3.2.1 最低档传动比计算一档传动比应该满足最大驱动力能够克服汽车轮胎与路面的滚动阻力及最大爬坡阻力，（3.1）max0maxgriTtge需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397638（3.2）tergiTmi0ax1式中：最大转矩， mNTe.10343max车轮半径 ,由已知轮胎规格 7.50R15（8 级）可知道为 381mm；主减速器传动比，取 43.50i传动系传动效率 893.0%96tmg汽车重力，mg=4130 9.8；主减速比 i0 的确定： ghaprivni mx0)472.3.(式中 车轮的滚动半径， 0.381m；r发动机转速， 3000r/min；pn变速器最高档传动比，取 1；gni最高车速，95km/h。maxv则有： ，取 进行后续计算628.53.40i50i代入公式（3.2）得到：=3.021893.051341.3gi根据车轮与路面的附着条件则：（3.3） 201maxGriTtge（3.4）Tergii0max21在 0,50.6 之间取 0.55，需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397639因为汽车后轴的轴荷分配范围为 60%68%，所以=30355.5N8.9413075.2G代入式（3.3）得到： =4.153893.051341.31gi所以 5.021.3gi由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比取 4.0。3.2.2 其他各挡传动比初选各档传动比为等比分配 6 ，则：qii54321 41.451i故： ， （直接档）.,2,8.432 5i3.3 中心距 A 的确定由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式（3.5）计算。（3.5）31maxgeAiTK式中：变速器中心距（mm） ；中心距系数， =8.6-9.6；AAK发动机最大转距=343 （N.m） ；maxeT变速器一档传动比为 4.0；1i变速器传动效率，取 89.3%。g将各参数代入式（3.4）得到：（ 8.69.6） =（8.69.6） 10.7=92.02102.7mmA3893.04货车的变速器中心距在 92102.7mm 范围内变化，初取 A=96mm。需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763103.4 外形尺寸的初选变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器的壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。变速器壳体的轴向尺寸可参考表 3.2 数据选用：表 3.2 变速器壳体的轴向尺寸四档 （2.22.7） A五档 （2.73.0）六档 （3.23.5）为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为 2.9A=278.4mm。3.5 齿轮参数选择3.5.1 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，各档齿轮应该选用一种模数；（4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 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。 变速器齿轮模数范围大致表 3.3：表 3.3 变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表 3.4 为国标 GB/T13571987，可参考表 3.4 进行变速器模数的选择。表 3.4 变速器常用的齿轮模数 表中数据摘自（GB/T1357 1987）第一系列 1 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 第二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.5综合考虑文中设计由于是轻型车，变速器倒档模数取 3.5mm；其他各档为需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 1304139763113.0mm。3.5.2 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，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、15 、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、25 、30等，普遍采用 30压力角。本变速器是采取了重要轻型汽车变速器的新技术主要内容是，在保证齿轮的强度要求之下，尽量将模数减小。这样就明显提高了齿轮的重合度，从而减小了冲击载荷和噪声。3.5.3 螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低 。 8试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档位齿轮的接触强度来着眼，应当选用较大的螺旋角值。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。如图 3.1 所示：图 3.1 中间轴轴向力的平衡欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976312（3.6）11tanaF（3.7） 22tA为使两轴向力平衡，必须满足：（3.8）21tanr式中：作用在中间轴承齿轮 1、2 上的轴向力；21aF作用在中间轴上齿轮 1、2 上的圆周力；n齿轮 1、2 的节圆半径；21rT中间轴传递的转矩。货车变速器的螺旋角为：1826 ，一档齿轮的螺旋角取下限3.5.4 尺宽 b 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等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，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。通常根据齿轮模数 m（ ）的大小来选定齿宽 b,n ncmkb式中： 齿宽系数，斜齿为 6.08.5。ck3.6 各挡齿轮齿数分配在初选中心距、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。变速器的传动及各部件如图 3.2 所示：需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976313图 3.2 变速器传动结构示意图1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-第二轴四挡齿轮 4-中间轴四挡齿轮 5-第二轴三挡齿轮 6-中间轴三挡齿轮 7-第二轴二挡齿轮 8-中间轴二挡齿轮 9-第二轴一挡齿轮 10-中间轴一挡齿轮 11-第二轴倒挡齿轮 12-中间轴倒挡齿轮 13-惰轮3.6.1 一档齿数的确定（1）最低档传动比计算一档传动比为： 0.4192zig如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和 ，h一档齿数和，直齿 hz mAzh2斜齿 （3.9）nhcos中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976314选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车 可在 1217 之间选取，本设10z计取 =16，初选 ， ，10z2310.nm代入公式（3.6）得到： 9.580.36cos2hz取整得 59，则 。4319z（2）对中心距 A 进行修正因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距 A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据 。9（3.10）cos2hnzm将各已知条件代入式（3.10）得到：mm，取整为 96mm。143.962cos53A（3）常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定（3.11）1092zig而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即：（3.12）21cos)(zmAn已知各参数如下： 96,1,43,30909 Azn代入式（3.12）得到： 71.21z取整： ，35,241z91.365241091 zig3.6.2 二档齿数的确定需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976315已知： 82.,96,3gniAm由式子：（3.13）1827zig（3.14）287zig（3.15）87cos2)(zmAn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：（3.16）)1(tan8721zz联解上述（3.13） ， （3.14） ， （3.15）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下： ，20,39,8.2877z84.203958712zig3.6.3 三档齿数的确定已知： 2,96,33gniAm由式子（3.17）21365zig（3.18）8765cos)(mAn（3.19）)1(tan6521zz联解上式（3.17） ， （3.18） ， （3.19）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得：需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 13041397631625,34,8.26565 z983.1613zig3.6.4 四档齿数的确定已知： 4.,9,gniAm由式子（3.20） 2143zig（3.21）43cos)(mAn（3.22）)1(tan421zz联解上述（3.20） ， （3.21） ， （3.22）三个式子，可采用比较方便的试凑法，解得： 30298.4z41.5124ig3.6.5 倒档齿数的确定已知： ；初选 （22-23）之间， 小于 取为 14，5.3m213z12z1009.4Ri中间轴与倒档轴之间的距离的确定：，取整 63mm。63)4(.2)(2113 zAn为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮 11 和齿轮顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙。则齿轮 11 的齿顶圆直径 De11 为：ADee215.021De11=129.92mmZ11=35.12 取整为 Z11=35需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976317二轴与倒档轴之间的距离确定：mm 取整 100mm。75.9)235(.1)(213 zmAn3.7 变速器齿轮的变位（1）采用变位齿轮的原因：（a）配凑中心距；（b）提高齿轮的强度和使用寿命；（c）降低齿轮的啮合噪声。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之和等于零。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接近的程度。角度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 。10（2）变位系数的选择原则：（a）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；（b）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；（c）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。本设计采用角度变位来调整中心距。（3）一档齿轮的变位已知条件： ，96a5.102.3)64(由计算公式 ， 代入得到：ntmy Htzy0629.5714.2.3.096 Htzntya需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976318查机械设计手册齿轮变位系数表得到： 31.029zx（4）其余齿轮的变位，计算过程同上，计算结果见表 3.5表 3.5 变速器各齿轮的变位系数常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮 倒档齿轮1Z278Z56Z34Z12Z13变位系数 0.1 0.13 0.023 0.009 0.021 0.011 -0.103 -0.083 0.046 0.309 -0.22第 4 章 齿轮的设计与校核变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976319及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。4.1 齿轮材料的选择（1）满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对如对硬度350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料 。（3）考虑加工、工艺及热处理工艺常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用 20GrMnTi 材料渗碳后淬火，硬度为 5862HRC 。大齿轮12用 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 4855HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用 20GrMNTi 渗碳后淬火，硬度为5662HRC，大齿轮 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 4655HRC；其余各档小齿轮均采用 40Gr 调质后表面淬火，硬度为 4855HRC，大齿轮用 45 钢调质后表面淬火，硬度为 4050HRC 。4.2 各轴的转矩计算一轴转距 mTe N69.32.08934max1轴 承离 合 中间轴转矩 i 74.5.6.211齿 轮轴 承中二轴各档转距：一档齿轮 Nm；42.912T二档齿轮 Nm；3.8三档齿轮 Nm；45.632T需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976320四档齿轮 Nm；65.4022T倒档轴：mNi 5.641298.0674.2132齿 轮轴 承中倒 二轴倒档齿轮：iT 8.723.5.12齿 轮轴 承倒倒 挡 二 轴4.3 齿轮强度校核4.3.1 斜齿齿轮轮齿弯曲强度校核（4.1）btyKFIw式中：圆周力（N） ， ；IFdTg21计算载荷（ Nmm） ；gT节圆直径（ mm） ；coszmn法向模数（mm）; 为斜齿轮螺旋角 ；nm)(应力集中系数， ；K50.1K齿面宽（mm） ；b法向齿距， ；t nmt齿形系数，可按当量齿数 在齿形系数图（图 4.1）中查得；y 3coszn重合度影响系数，K0.2K将上述有关参数代入（4.1） ，整理得到：（4.2） yzmTcngw3os2需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976321图 4.1 齿型系数图当计算载荷 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gT maxeT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 。13（1）一档齿轮弯曲强度校核已知参数： 7,3cnKm815.0,6,43109zNm, Nm6.21T7.2中T查齿形系数图 4.1 得： ；186.095y代入公式（4.2）得：MPa39.415.0275.3164.9231 wMPa7.86.2 对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于 250Mpa， 均小于 250Mpa，所以满足设计要求。1w2（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同需要 CAD 图纸，Q 咨询 414951605 或 130413976322其计算结果见表 4.1：表 4.1 各档齿轮的弯曲强度校核常啮合齿轮 二档齿轮 三档齿轮 四档齿轮1Z27Z85Z63Z4弯曲应力 MPa 218.58 198.71 232.1 233.48 221.90 222.00 228.19 230.00各齿轮的弯曲应力均小于 250MPa，所以满足设计要求。4.3.2 倒档齿轮轮齿弯曲强度校核（4.3） yzKmTcfgw32式中：弯曲应力；w应力集中系数，为 1.5；K计算载荷（Nmm） ；gT节圆直径（mm） ；d摩擦力影响系数，主动齿轮为 1.1，从动齿轮为 0.9；fK齿宽（mm） ；b端面齿数（mm） ， ， 为模数；t mt齿形系数；y查齿形系数图 4.1 得： ；18.02y代入公式（
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