輕型貨車變速箱設計(共55頁)

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 摘 要 發(fā)動機的輸出轉速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉速區(qū)出現(xiàn)。為了發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能，就必須有一套變速裝置，來協(xié)調發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛速度。變速器可以在汽車行駛過程中，在發(fā)動機和車輪之間產(chǎn)生不同的變速比，通過換擋可以使發(fā)動機工作在其最佳的動力性能狀態(tài)下。 變速器作為汽車的一個重要組成部分，是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下使汽車獲得不同的牽引力和速度。 本次設計的變速器是一款手動中間軸式5+1擋機械式變速器。為了保證軸的剛度要求，將一擋和倒擋布置在變速器的最右邊。換擋機構全部

2、采用同步器進行換擋，變速器采用遠程操縱機構，在其上設置了互鎖、倒擋鎖等一套鎖止裝置，使駕駛員能夠安全、迅速的對變速器操縱, 結合總體的要求操縱機構形式選用遠程操縱機構形式。本次設計的變速器即滿足了汽車必要的動力性也滿足了其經(jīng)濟性的指標。最后通過對齒輪、軸、鍵、軸承等的校核，其變速器的尺寸及其部件的強度都滿足設計要求。 關鍵詞：變速器,設計,輕型貨車,傳動比 ABSTRACT The output of the engine speed is very high, maximum power and maximum torque occurs a

3、t a certain speed zone. In order to play the best performance of the engine, it must be a variable speed device, to coordinate engine speed and the actual wheel speed. Transmission can be in the car driving the process, between the engine and the wheels have different gear ratio, the engine can work

4、 through the shift in the dynamic performance of its best state. Transmission as an important part of the car is used to change the engine reached the driving wheel torque and rotational speed on the aim of starting in place, climbing, cornering, acceleration and other driving situation, vehicle ac

5、cess to the different traction and speed. The transmission is a manual designed for intermediate shaft 5 +1 gear mechanical transmission. To ensure the axial stiffness requirements, the layout of a block and reverse gear in the transmission of the far right. Shifting agencies all use synchronizer f

6、or shifting, transmission by remote manipulation of institutions, in their last set, interlocking, reverse gear lock of a locking device so the driver can safely, quickly on the transmission control, combined with the overall requirements of remote manipulation of institutional forms used form of co

7、ntrol mechanism. The design of the transmission that is necessary to meet the dynamic nature of the automobile also meet its economic targets. Finally, through the gears, shafts, keys, bearings, etc. checked, the size of its transmission and its components have the strength to meet the design requir

8、ements. KEY WORDS: Transmission, Design, Light truck, Speed ratio 目 錄 專心---專注---專業(yè) 前 言 隨著汽車工業(yè)的不斷壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出更經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題，也是我們作為汽車工程本科畢業(yè)生，必須肩負的重任。在面臨著前

9、所未有的機遇的同時，我們要努力為我們的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。尤其是目前，我國制造汽車尚在起始階段，還不成熟.但作為經(jīng)濟發(fā)展支柱的汽車工業(yè)，必然要在當今技術潮流中疾進，而以后汽車傳動系統(tǒng)發(fā)展方向是以自動變速器技術（自動變速器和液壓機械轉向裝置）為核心，所以為了給汽車自動傳動產(chǎn)品完善設計理念、交檢產(chǎn)品性能，控制產(chǎn)品的質量，提高汽車的品質，勢必對其零部件提出更高更嚴格的要求。傳動系是汽車實現(xiàn)發(fā)動機動力輸出到行駛的必需系統(tǒng), 變速器是汽車傳動系中一個重要總成,在設計時，應盡量提高變速器產(chǎn)品結構和零部件的性能、壽命, 為產(chǎn)品設計與質量評價提供可靠的科學依據(jù), 縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期和提高產(chǎn)品質量。 變速

10、器的設計需要在整車設計的總體原則下結合變速器要滿足的具體功能展開。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產(chǎn)品通用化、標準化、系列化。 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，使汽車獲得不同使用工況下合適的牽引力、方向和速度，使發(fā)動機在最有利的工況范圍下工作；并能在發(fā)動機運轉時可較長時間的停車。 本畢業(yè)設計說明書，主要講述了最終傳動的選擇設計和方案分析。對最終傳動的分類和工作原理進行了深入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進行設計，選擇合適的機構和零件。這次設計是在以往所學基礎和專業(yè)課程的基礎上設計的，經(jīng)過對比

11、其他車型同類裝置的設計方案，有選擇的借鑒或創(chuàng)新來進行設計。 畢業(yè)設計是對我們在大學期間所學知識的一次檢閱，充分體現(xiàn)了一個設計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。畢業(yè)設計總體質量的好壞也直接體現(xiàn)了畢業(yè)生的獨立創(chuàng)造設計能力。由于畢業(yè)設計具有特殊的重要意義，在兩個多月的畢業(yè)設計時間里我們閱讀了大量的汽車資料，虛心向老師請教，且在老師的指導下，將老師傳授的設計方法運用到自己的設計中，使本次畢業(yè)設計得以順利完成。 本次設計得到了馬心坦老師的精心指導。在方案確定和畫圖過程中，馬老師都一直密切關注，提出許多寶貴意見，并對其中的錯誤及時給予更正。最后的全部審閱工作也是由馬老師精心完成，對此我表示最衷心的感謝。

12、由于本書編寫時間倉促，編者水平有限，難免有漏洞，誠懇的希望老師和同學批評指正。 第1章 概述 變速器是用來改變改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速的，目的是在原地起步，爬坡，轉彎，加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空擋，，可在啟動發(fā)動機，汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 對變速器提出如下要求： （1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 （2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 （3)設置倒擋，使汽車

13、能倒退行駛。 （4)設置動力輸出裝置，需要是能進行功率輸出。 （5)換檔迅速、省力、方便。 （6)工作可靠。汽車行使過程中，變速器不得跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 （7)變速器應有高的工作效率。 （8)變速器的工作燥聲低。 除此之外，變速器還應當輪廓尺寸和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的擋數(shù)、傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進擋數(shù)或軸的形式分類。 在原有變速傳動機構基礎上，再附加一個副箱體，這就在結構變化不

14、大的基礎上，達到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動操作方向發(fā)展的趨勢。 第2章 變速器傳動機構布置 機械式變速器因具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛的應用。 §2.1 傳動機構布置方案分析 設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0~

15、4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為10.0~20.0。 通常，有級變速器具有3、4、5個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達6~16個甚至20個。 變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為5檔。多于5個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速器，采用

16、僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。 三軸式變速器如圖2-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。

17、此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 圖2-1 轎車中間軸式四檔變速器 1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸 兩軸式變速器如圖2-2所

18、示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸

19、的后端，如圖示。 兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 圖2-2 兩軸式變速器 1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。 本次設計采

20、用中間軸式變速器。 圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常

21、嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。 圖2-3 中間軸式四檔變速器傳動方案 如圖2-3中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖2-3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖2-3c所

22、示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。 圖2-4a所示方案，除一、倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-4b、c、d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。

23、 圖2-4 中間軸式五檔變速器傳動方案 圖2-4中間軸式五檔變速器傳動方案 圖2-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖b所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。 圖2-5 中間軸式六檔變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 轎車的變速器常采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后

24、端加長，如圖2-3a、b所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖2-4c所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2-4c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 倒檔傳動方案圖2-6為常見的倒擋布置方案。圖2-6b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時

25、有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-6c所示方案。圖2-6e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-6f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-6g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 本設計采用圖2-6所示的傳動方案。 圖2-6 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工

26、作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 本次設計采用中間軸式方案如圖2-4b，但倒檔傳動方案有所改動，采用 2-6f的常嚙合倒檔傳動方案。傳動方案如圖2—7所示： 圖2-7 變速器傳動方案示意圖 §其傳動路線： 1檔：一軸→1→2→中間軸→10→9→9、11間同步器→二軸→輸出

27、 2檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→5、7間同步器→二軸→輸出 3檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7間同步器→二軸→輸出 4檔：為直接檔，即一軸→1→1、3間同步器→二軸→輸出 5檔：一軸→1→2→中間軸→14→13→1、13間同步器→二軸→輸出 倒檔：一軸→1→2→中間軸→12→13→11→9、11間同步器→二軸→輸出 §2.2零部件結構方案分析 §2.2.1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，運轉平穩(wěn)，工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。在變速器中，除倒檔和

28、低檔齒輪其余的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪齒數(shù)增加，導致變速器的質量和轉動慣量增大。本次設計由于所有齒輪都是常嚙合齒輪，所以均采用斜齒圓柱齒輪。 §2.2.2 換擋機構形式 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪，嚙合套，和同步器換擋三種形式。 汽車行駛時，因變速器內各轉動齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅是齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使承坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術才能使換擋時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采

29、用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造，拆裝與維修工作容易，并能減少變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一擋，倒擋外已很少使用。 當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員又熟練的操作技術。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器換擋比較還有結構簡單，制造容

30、易，能降低制造成本及減少變速器長度等有點。 使用同步器能保證迅速，無沖擊，無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性，燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它油結構復雜，制造精度要求高，軸向 尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛的應用。 利用同步器或嚙合套換擋，其擋位行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現(xiàn)這一點。 本次設計采用的換擋機構形式是所有擋均采用同步器換擋。 §2.2.3 變速器軸承 作旋轉運動的變速器軸支撐在殼體或其

31、它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置軸承。變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應當采用何種類型的軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結構緊湊，尺寸小的特點，采用尺寸大寫的軸承受結構限制，常在布置上油困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有密封圈的球軸承來承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后不軸承傳給變速器

32、殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。由于變速器向輕量化方向發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這就影響倒軸承外徑的尺寸。為了保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向力的無保持架的圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當在殼體前端面布置軸承蓋由困難時，必須由后端軸承承受軸向力。前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而 后端采用外圈由擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。 圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸承預緊能消除軸向竄動等優(yōu)點，故在一些變速器上得到應用。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調整預緊，使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜，從而影

33、響齒輪正確嚙合等一些缺點。當采用錐軸承時，要注意軸承的預緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙而使中間軸歪斜。導致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此。錐軸承不適合用在線性系數(shù)比較大的鋁合金殼體上。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6-20mm。 滾針軸承、滑動軸套主要用在用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、經(jīng)向配合間隙小、定位及運轉精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的經(jīng)向間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪

34、的定位和運轉精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易、成本低。 本次設計中第一軸的后端采用角接觸球球軸承，第二軸中和齒輪配合的軸承采用滾針軸承，第二軸后端采用圓柱滾子軸承，中間軸兩端采用圓錐滾子軸承。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇 §3.1中心距A 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距A。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對齒輪的接觸強度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪必要的

35、接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。還有，變速器中心距取的過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 對于中間軸式初選中心距A時，可根據(jù)下述公式計算： A=K （3-1） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，多檔變速器：=9.5～11.0； —變速器一擋傳動比； —變速器傳動效率，取96%； —發(fā)動機最大轉矩，=185N.m 。

36、 分析該車發(fā)動機及相關參數(shù)：該車為1.8噸的輕型貨車，所選輪胎型號為6.5R16LT。 按下試計算輪胎半徑： (3-2) 代入數(shù)據(jù)得 0.335m 主傳動比的確定： （3-3） 式中： —最高車速, =95km/h； r—車輪半徑，r=0.335m； n—功率轉速，n=3800r/min； —主減速器傳動比； —最高擋傳動比； 五檔為最高檔，最高檔傳動比一般為0.7～0. 8，這里取=0.75 代入數(shù)據(jù)得 =6.736 取主減速器傳動比為

37、=6.376， 取=0.85 根據(jù)汽車行駛方程式 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為： （3-4） （3-5） 式中： G—作用在汽車上的重力，，—汽車質量，—重力加速度。 =37191N； =185N.m； —傳動系效率，=0.95； —車輪半徑，=0.335m； —滾動阻力系數(shù)，（0.100～0.300）取=0.02； —坡度，=16.7°。 ·φ （3-6） 取φ=0.8 5.951 取

38、=5.2 一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系 （3-7） 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；所以各擋傳動比與一擋傳動比的關系為 ， 因此，各擋的傳動比為 , =3.25， =2.031， =1, 把一檔傳動比代入中心距公式計算變速器中心距： =92.514～107.121（mm） 初選中心距=100mm。 §3.2 齒輪參數(shù)的選取 §3.2.1 模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。 在變速器中心距相同的的條件下，選取較

39、小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲、所以為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲又較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選的小些； 表3－1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn 車 型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.014.0 模數(shù)/mm 2.25-2.75 2.75-3.0 3

40、.5-4.5 4.5-6.0 表3—2 汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.50 2．00 2.25 3.50 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 — 常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn (3-8) 其中=185Nm，可得出mn=2.67mm 根據(jù)表3—1及3—2，二，三四五檔的模數(shù)定為2.5mm,倒檔和一檔的模數(shù)為3.0mm。 §3.2

41、.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-3選取。 表3-3 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45° 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的 標準齒形 20° 20°~30° 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪22.5°，25° 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承

42、載力，取大些。在本設計中變速器一檔、四檔、五檔齒輪壓力角α取25°其余齒輪取20°,同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取20°。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 齒寬的選擇，應注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)行、

43、齒 強度和齒輪工作時受力的均勻程度。 通常根據(jù)模數(shù)（）來選擇齒寬； 斜齒： (3-9) 式中： 為6.0～8.5，取=7.0。 小齒輪的齒寬在計算上認為加寬約5～10。 接和套和同步器的工作齒寬一般為（2～4mm）。 各檔齒輪的齒寬選擇見表3-4。 §3.2.3 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設計中的一個重要環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 齒輪變位主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對

44、嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點使不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位即具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。 由于本次設計全部使用斜齒輪，所以可以通過修正螺旋角來湊陪中心距，所以所以齒輪不需要變位。 §3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應盡量不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 所以檔位均采用斜齒。 §3.3.1確

45、定一檔齒輪齒數(shù) (1)斜齒=2×× (3-10) 選?。?0° =62.646 選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損，且為使的傳動比更大些。則取=63。當貨車三軸式的變速器，可在12～17范圍內取值，此處取=17，則可得出=46。 (2)=×(+)/(2×cos) (3-11) =3×(46＋17)/(2 ×cos20°) =100.565mm

46、?。?00mm； (3)/＝×/ (3-12) =5.2×17/46 =1.922； (4)由= ×(+)/(2×cos) (3-13) +＝2×100×cos25°/2.5 =72.505 取=25 =48（圓整）； (5)修正 =×Z7/(×Z8) (3-14) =48×46/（17×25） =5.195 %=|5.195-5.2|/5.2=0.096%<5% (合格)；

47、 (6)修正 由＝×(+)/（2×cos） (3-15) 得＝arccos［×(+)/（2×A）］ = 24.146° 同理 ＝arccos［×(+)/（2×A）］= 19.091°。 §3.3.2確定二檔齒輪齒數(shù) (1)/=×/ (3-16) =3.25×25/48 =1.693； (2)+=2××cos/ (3-17) =2×100×cos20°

48、/2.5 = 75.175 取=47, =28(圓整)； (3)修正 ＝×/（×） (3-18) ＝48×47/（25×28） ＝3.223 ％＝|3.223-3.25|/3.25×100% ＝0.835%<5% (合格)； (4)修正 ＝arccos［(+)/（2×A）］ (3-19) =20.364； (5)從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式： tan/tan=/(+)×(1+/)

49、 (3-20) tan/tan=1.207 /(+)×(1+/)=1.5988 |1.746 -1.207|=0.554 兩者相差不大，近似認為軸向力平衡。 §3.3.3確定三檔齒輪齒數(shù) (1)/＝×/ (3-21) ＝2.031×25/48 ＝1.058； (2)由＝×(+)/2cos (3-22) ＋＝2××cos/ =2×100×cos20°/2.5 =75.175 ?。?8，＝37（圓整）

50、； (3)修正 =×/（×） (3-23) =48×38/（37×25） =1.972； %=|1.972-2.031|/2.031×100%=2.9%<5%(合格)； (4)修正 ＝arccos［×(+)/（2×A）］ (3-24) =20.364°； (5)從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式： tan/tan=/(+)×(1+/) (3-25) =1.332 tan/tan=1.207

51、 /(+)×(1+/)=1.332 |1.332-1.1207|=0.125 兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。 §3.3.4確定五檔齒輪齒數(shù) (1)/＝×/ (3-26) ＝0.75×25/48 ＝0.391； (2)由A＝×(+)/2cos (3-27) ?。?5°,得 +＝2××cos/ =2×100×cos25°/2.5 =72.505 ?。?1，＝52（圓整）； (3)修正 =×/（×）

52、 (3-28) =48×21/（25×52） =0.775 i5%=|0.775-0.75|/0.75×100%=3.3%<5%(合格)； (4)修正 ＝arccos［×(+)/（2×A）］ (3-29) =24.146°； (5)從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式： tan/tan=/(+)×(1+/) (3-30) tan/tan=1 /(+)×(1+/)=0.923 |1-0.923|=0.077 兩者相

53、差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。 §3.3.5確定倒檔傳動比 倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相近，，初選＝13，倒檔齒輪一般在21～33之間選擇。 初選＝31； 取=5.1。 根據(jù)中間軸和輸出軸的中心距A=100mm 那么： (3-31) 修正=5.08 代入數(shù)字圓整后可求得 =35。 為了保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪9和齒輪10的齒頂圓之間應保持0.5mm以上的間隙。 (1)中間軸與倒檔軸之間的中心距 A′=× (+)/2cos20 (3-

54、32) =3×（13+31）/2×cos20 =70.1mm 取A′=70mm (2)修正 ＝arccos［×((+)/（2×A′）］ (3-33) =19.462° (3)第二軸與倒檔軸之間的中心矩A′′ A′′=× (+)/2 cos° (3-34) =3 × (35+31)/2×cos19.462° =105mm 取′′=105mm ′+′′=175>=100mm 從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數(shù)還必須滿足下列關系式：

55、 tan/tan=/(+)×(1+/) (3-35) tan/tan=1.267 /(+)×(1+Z13/Z12)=2.398 |1.267-2.398|=1.131 兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。 齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間的間隙：=100-3.231×(35+13)/2.0-2×3×1=13.5>0.5 所以齒輪能正常嚙合且不發(fā)生運動干涉。 修正后各檔的傳動比為如表3-3所示： 表3-4 變速器傳動比 檔位 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 倒檔 i 5.195 3.223 1.97

56、2 1 0.775 5.08 計算的各齒輪參數(shù)如表3-4所示： 表3-5變速器齒輪參數(shù)表 四檔 25 24 2.5 2.74 24.146 2.5 3.125 68.5 48 18 131.5 表3-5變速器齒輪參數(shù)表 續(xù)表 五檔 21 20 2.5 2.74 24.146 2.5 3.125 57.5 52 18 142.5 三檔 38 18 2.667 20.364 101.3

57、37 20 98.7 二檔 47 18 125.3 28 20 74.7 一檔 46 21 3 3.175 19.091 3 3.75 146 17 23 54 各檔斜齒圓柱齒輪： 端面模數(shù)：=cosβ (3-36) 分度圓直徑：d=Z×mt (3-37) 齒頂高：

58、 (3-38) 齒根高： (3-39) 齒頂圓直徑： (3-40) 齒根圓直徑: (3-41) ，取為6.0～8.5 （3-42） =7 =0.25 =1.0 =0 §3.4 軸的選取 §3.4.1軸尺寸初選 在變速器結構方案確定以后，變速器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。

59、為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調關系。對于軸的最大直徑與支承跨度長度之間關系可按下式選?。? 第一軸及中間軸：=0.16~0.18 第二軸： =0.18~0.21 軸直徑與軸傳遞轉矩有關，因而與變速器中心距有一定關系，可按以下公式初選軸直徑： 中間軸式變速器的第二軸和中間軸的中部軸徑： =0.45（mm）=45mm 第一軸花鍵部分直徑([]為mm)可按下式初選： =（4.0~4.6）=(4.0～4.6)×3185=22.792～26.

60、211mm 式中：——變速器中心距，mm； ——發(fā)動機最大轉矩，N?m。 軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標準進行修正。 以下是軸的計算尺寸： 第二軸： (3-43) （A0是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)） T=9.55××/ (3-44) T=×i× (3-45) 因發(fā)動機最大扭矩不大

61、，故A0取較小值，由機械設計（第八版）表15-3選?。?00mm ∴/=T/9.55× (3-46) ∴ (mm) (3-47) 齒輪1處： =100×（1.85××1.000×0.96/9.55×） ＝26.49(mm)；取=28mm。 齒輪3處： =24.34(mm)；取=36mm。 齒輪5處： =33.22(mm)；取=45mm。 齒輪7處： =39.14(mm)；取=53mm。 齒輪9處： =45.89(mm)；取=46m

62、m。 齒輪11處： =45.54(mm)；取=35mm。 中間軸： (mm) 齒輪2處：=100×（1.6××1×131.5/68.5×0.96/9.55×）＝32.93(mm)；取d取=35mm 齒輪4處： =30.94(mm)；取=35mm。 齒輪6處： =30.94(mm)；取=40mm。 齒輪8處： =30.94(mm)；取=40mm。 齒輪10處： =30.94(mm)；取=32mm。 齒輪12處: =30.94(mm)；取=32mm。 倒檔軸： 齒輪13處： =24.09(mm)；取=25mm。 當軸截面上開著鍵槽時，應增大軸徑以考慮對軸

63、的強度減弱，同步器花鍵增加5％。 四與五檔同步器軸徑：d＝32mm 二與三檔同步器軸徑：d＝50mm 一與倒檔同步器軸徑：d=42mm 其它尺寸查看標準構件來定。 §3.4.2軸的結構形狀 軸的結構形狀應保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。并與工藝要求有密切關系。 除前置發(fā)動機前輪驅動、后置發(fā)動機后輪驅動的汽車變速器采用兩個軸外，絕大多數(shù)汽車變速器都是三軸式。 在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在

64、發(fā)動機飛輪內腔的軸承上。其軸徑根據(jù)前軸承內徑確定。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸的長度根據(jù)離合器總成軸向尺寸確定。確定第一軸后軸徑時，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。 第二軸前軸頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針。第二軸安裝同步器齒轂的花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承載能力大，花鍵齒短，其小徑相應增大，可提高軸的剛度。選用漸開線花鍵時以大徑定心更合適。第二軸各檔齒輪與軸之間有相對旋轉運動，因此，無論裝滾針軸承，襯套（滑動軸

65、承）還是鋼件對鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，不應低于0.8，表面硬度不應低于HRC58~63。在一般情況下軸上應開螺旋油槽，以保證充分潤滑。 第二軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。各截面尺寸要避免相當懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽產(chǎn)生應力集中，易造成軸折斷。輕型貨車變速器各檔齒輪常用套筒軸向定位。 變速器中間軸有旋轉式和固定式兩種。 固定式中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結構保證。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承或長、短圓柱滾子軸承。軸常輕壓于殼體中。固定式中間軸用鎖片或雙頭螺柱固定。 旋轉式

66、中間軸支承在前后兩個滾動軸承上，一般軸向力常由后軸承承受。由于中間軸上一檔齒輪和倒檔齒輪尺寸較小，常與軸做成一體，成為中間齒輪軸，而高檔齒輪則通過鍵或過盈配合與中間軸結合，以便齒輪損壞后更換。 本次設計輕型貨車變速器，采用旋轉式中間軸。 §3.4.3軸的受力分析 中間軸軸為旋轉式中間軸，一檔和倒檔齒輪和中間軸做成一體，兩端為圓錐滾子軸承支撐，對中間軸采用滲碳處理，表面硬度HRC58～63，表面光潔度不低于3.2。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63，表面光潔度不低于3.2。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于1.6，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。 第4章 變速器的設計與