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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流变速器设计.精品文档.摘 要本次设计的题目是东风载重汽车变速器设计，变速器是通过改变传动比来改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。该变速器设计为五加一挡手动变速器，即五个前进挡和一个倒挡，一挡和倒挡采用直齿轮，其他挡位均采用斜齿轮；结构形式为中间轴式，包括一轴，二轴，中间轴，倒挡轴。本次设计中,首先进行变速器的零件的外形尺寸的设计，然后再对齿轮和轴等进行校核，来保证齿轮、轴、箱体等的可靠性和持久性。在变速器外形尺寸的设计时，要进行中心距的选取，齿轮齿数、模数、螺旋角、半径的确定；同步器
2、的设计和主要参数的选取；倒挡轴的设计；操纵机构的设计。用CAD绘制变速器的二维装配图和部分零件图，如齿轮、轴；再运用CATIA对部分零件进行三维建模；最后并用ANSYS对齿轮进行有限元分析。 关键词：变速器；齿轮；同步器；轴；操纵机构AbstractThe project topic is the design of DongFeng load truck transmission,it changes the engine torque and speed by changing the gear ratio,making vehicle to have a suitable tractio
3、n and speed,while keeping the engine in the most favorable conditions range.The transmission is designed to five and one-speed manual transmission, that is, five forward gears and one reverse gear, first gear and reverse gear with straight, helical gears are used for other positions; The structure i
4、s intermediate shaft, including the first shaft, the second shaft, the intermediate shaft, the reverse gear shaft.In the design.First, design the parts dimensions,and then check the gears and shafts, etc to ensure the grears,shafts, box reliability and durability. In the design of transmission dimen
5、sions, to carry out the selection of center distance, gear teeth, module, helix angle, radius; the design of Synchronous enginery and the selection of main parameters; reverse shafts design; control mechanisms design. Use CAD to draw transmissions two-dimensional assembly drawing and some parts draw
6、ings, such as gears, shafts; then use CATIA for some three-dimensional modeling of parts; final conductfinite element analysis of gears by ANSYS.Key words: transmission; gear; synchronizer; shaft; control mechanism目录1 绪 论11.1 手动变速器（MT）11.2 自动变速器（AT）21.3 手动/自动变速器（AMT）21.4 无级变速器32 机械式变速器的概述及其方案的确定42.1
7、 变速器的功能42.2 变速器结构方案的确定42.2.1 结构分析52.2.2 传动方案的选取72.2.3 变速器主要零件结构的方案分析103 变速器各主要参数的选择143.1 变速器主要参数的选择143.1.1 挡数和传动比143.1.2 中心距153.1.3 外形尺寸163.1.4 齿轮参数163.2 各挡传动比及其齿轮齿数的确定183.2.1 确定一挡齿轮的齿数183.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数（四挡斜齿轮1和2）183.2.3 确定其他各挡的齿数193.2.4 确定倒挡齿轮的齿数（直齿11和12和13）213.3 齿轮变位系数的选择213.4 变速器各挡齿轮尺寸的确定223.4.1
8、 一挡齿轮（齿轮9和10）233.4.2 二挡齿轮（齿轮7和8）233.4.3 三挡齿轮（齿轮5和6）233.4.4 四挡齿轮（齿轮1和2）243.4.5 五挡齿轮（齿轮3和4）243.4.6 倒挡齿轮（齿轮11和12和13）244 变速器齿轮的强度计算和材料的选择264.1 齿轮的强度计算与校核264.1.1 齿轮弯曲强度计算264.1.2 齿轮接触应力305 变速器轴的强度与校核345.1 变速器轴的结构和尺寸345.1.1 轴的结构345.1.2 确定轴的尺寸345.2 轴的校核355.2.1 第一轴的强度与刚度校核355.2.2 第二轴的校核计算366 变速器同步器设计426.1 同步
9、器的结构426.2 同步器的工作原理426.3 同步器主要尺寸的确定436.3.1 接近尺寸b436.3.2 分度尺寸a446.3.3 滑块转动距离c446.3.4 滑块端隙446.4 主要参数的确定446.4.1 摩擦因数f446.4.2 同步环主要尺寸的确定446.4.3 锁止角466.4.4 同步时间t466.5 同步器计算476.5.1 同步器必需的摩擦力矩476.5.2 锥面工作长度b计算477 变速器的操纵机构498 变速器壳体519 变速器的润滑与密封5210 运用CATIA对零件三维建模5310.1 一挡直齿轮5310.2 二挡斜齿轮5410.3 倒挡直齿轮5510.4 轴的设
10、计5610.5 齿轮啮合5710.6 运动仿真5811 零件的有限元分析5911.1 一挡齿轮齿轮的有限元分析5911.1.1 模型的导入5911.1.2 模型有限元分析6011.2 二挡齿轮62结 论64致 谢65参考文献66附录A67附录B73附录C 符号说明771 绪 论 变速器是能固定或分挡改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。又称变速箱。变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速机构或与传动机构合装在同一壳体内。传动机构大多用普通齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。普通齿轮传动变速机构一般用滑移齿轮和离合器等。滑移齿轮有多联滑移齿轮和变位滑移齿轮之分。用三联滑移齿轮变速，轴向尺寸大
11、；用变位滑移齿轮变速，结构紧凑，但传动比变化小。离合器有啮合式和摩擦式之分。用啮合式离合器时，变速应在停车或转速差很小时进行，用摩擦式离合器可在运转中任意转速差时进行变速，但承载能力小，且不能保证两轴严格同步。为克服这一缺点，在啮合式离合器上装以摩擦片，变速时先靠摩擦片把从动轮带到同步转速后再进行接合。行星齿轮传动变速器可用制动器控制变速。变速器广泛用于机床、车辆和其他需要变速的机器上。机床主轴常装在变速器内，所以又也叫主轴箱，其结构紧凑，便于集中操作。变速器是通过改变传动比，改变发动发动机曲轴的转拒，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需
12、要。通俗上分为手动变速器(MT)，自动变速器(AT)，手动/自动变速器，无级式变速器。 1.1 手动变速器（MT）手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每挡的齿轮组的齿数是固定的，所以各挡的变速比是个定值(也就是所谓的“级”)。首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一挡有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等
13、特性，但这些特点尚不具备。其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历较深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高挡的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。1.2 自动变速器（AT）
14、自动变速器（Automatic Transmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。自动变速器是利用车速和负荷(油门踏板的行程)进行双参数控制，挡位根据上面的两个参数来自动升降。AT与MT的相同点，就是二者都是有级式变速器，只不过AT能根据车速的快慢来自动实现挡位的增减，可以消除手挡车“顿挫”的变挡感觉。自动变速器的车在城市里更省油，现在大多数汽车厂商都为用户提供了手动挡和自动挡两种可选车
15、型，比如捷达、宝来、POLO、凌帅等等。一般来讲，自动挡比手动挡成本高，维修费用也高，而且维修技术要求更严格。配备自动挡的车型由于在切换挡位时更连续、更精确，所以在城市路面上比较省油，高速时油耗与手动挡相当。自动变速器由于采用了液力传动装置，所以其加速性存在滞后的不足，会让经常开手动挡车的人感觉“慢”和“肉”。不过，一些优秀的汽车生产商可以把滞后时间做到最小，以满足车主对驾驶乐趣的要求。1.3 手动/自动变速器（AMT）其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为
16、Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡的乐趣。此型车在其挡位上设有“+”、“-”选择挡位。在D挡时，可自由变换降挡(-)或加挡(+)，如同手动挡一样。自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动挡，而在交通拥挤时使用自动挡，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻挡”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本
17、田飞度1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speed gear、南京菲亚特西耶那Speed gear EL这些“二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比较低的。所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。1.4 无级变速器当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（VanDoornes）发明。无级变速系统不像手动变速器
18、或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换挡是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的挡，一般自动变速器有27个挡。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“挡”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比1。2 机械式变速器的概述及其方案的确定2.1 变速器的功能变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭
19、矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：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，选择合理的变速器挡数及传动比，来满足这一要求。2.设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的转输。3.设置倒挡，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.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挡、乱挡、换挡冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，
20、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挡或自动、半自动换挡来实现。6.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。7.传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接挡。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。8.噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高零件的制造精度和安装刚性可减少齿轮的噪声。2.2 变速器结构方案的确定变速器的设计方案要求从使用性能，制造条件和重量，价格性能比等多方面考虑，要求满足制造、使用、维修等条件。
21、所以应从齿轮的形式，轴的形式及其布置轴承形式，润滑和密封以及倒挡等多方面综合分析，得到最佳方案4。2.2.1 结构分析有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低挡传动比与高挡传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0
22、；越野车与牵引车为10.020.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进挡；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多挡变速器，其前进挡位数多达616个甚至20个。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于5个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为5挡。多于5个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的
23、有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。两轴式和三轴式变速器得到了最广泛的应用。两轴式变速器如图2.1所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低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。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他挡均采用常啮合斜齿
24、轮传动；各挡的同步器多装在第二轴上，这是因为一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡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挡，因此在高挡工作时，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，低挡传动比取值的上限（i=4.04.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各挡传动比同时增大主减速比来取消。 图2.1 两轴式变速器1 第一轴；2第二轴；3同步器三轴式变速器如图2.2所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡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挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，
25、而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡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挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。图2.2 轿车中间轴式四挡变速器1 第一轴；2第二轴；3中间轴本次设计选用中间轴式的结构形式。2.2.2 传动方案的选取1、 总体传动方案图2.3、图2.4、图2.5分别示出了几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。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挡
26、。使用直接挡，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挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，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，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用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他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡
27、同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差别。图2.3 中间轴式四挡变速器传动方案如图2.3中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图2.3a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图2.3c所示传动方案的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。图2-4 中间轴式五挡变速器传动方案图2.4a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图2.4b、c、d所示方案的各前进挡，
28、均用常啮合齿轮传动；图2.4d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。图2.5 中间轴式六挡变速器传动方案图2.5a 所示方案中的一挡、倒挡和图b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长
29、度，可将第二轴加长，置于附加壳体内，如图2.3a、b所示。如果在附加壳体内布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度。变速器用图2.4c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2.4c所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。本设计为东风载重货车变速器，由已知数据知，选五挡变速器，因此选取2.4b的传动法案图。2、 倒挡传动方案图2.6为常见的倒挡布置方案。图2.6b所示方案的优点是
30、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。图2.6c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2.6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.6c所示方案。图2.6e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2.6f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2.6g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。图2.6 变速器倒挡传动方案本设计倒挡采用2.6f所示的传动方案。变速器的一
31、挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿损坏加快和工作噪声增加。为此，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，轮齿磨损与噪声在短时间内略有增加，而在一挡工作时轮齿的磨损与噪声有所减少。2.2.3 变速器主要零件结构的方案分
32、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、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。1、 齿轮形式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挡和倒挡。在本设计中，一挡和倒挡用直齿圆柱齿轮，其他挡位均采用斜齿圆柱齿轮。2、 换挡结构形式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到
33、很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、噪声大等原因，除一挡、倒挡外很少采用。啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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
34、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。同步器的结构如图2.7所示：图2.7 锁环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮3、 自动脱挡自动脱挡是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种：1）将啮合套做得长一些（如图2.8a）或者两接合齿的啮合位置错开（图2.8b），这样在
35、啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱挡。 a b图2.8 防止自动脱挡的结构措施2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡（图2.8）。图2.9 防止自动脱挡的结构措施3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜23），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力（图2.10）。这种结构方案比较有效采用较多。 加工成斜面图2.10 防止自动脱挡的结构措施4、 变速器轴承变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子
36、轴承。通常是根据变速器的结构选定。变速器的第二轴前端支承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。这里选用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。第二轴中部选用外圈无挡边的圆柱滚子轴承。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，常采用一端有密封圈的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给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难时，必须由后端轴承承受轴向力，因为圆锥滚子轴承因直径较小、宽
37、度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向间隙及轴向窜动等优点，所以此处用圆锥滚子轴承。变速器第一轴、第二轴和后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm。轴承的选用应符合国家标准规定的系列，同时轴的直径也应以齿轮作为选取的标准，因为轴承是标准件。在实现系列化、标准化、通用化的同时，尽量选取价格便宜、使用性能可靠的轴承。3 变速器各主要参数的选择3.1 变速器主要参数的选择3.1.1 挡数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，商用车采用45个挡或多挡。本设计也
38、采用5个挡位。选择最低挡传动比时，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。故有则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为 (3.1) 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挡传动比为： (3.2)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，
39、计算时取=0.50.6由已知条件：满载质量 4.88t (G2=0.44880kg=1952kg) rr=501.396mm Te max=172Nm i0=5.354 =0.95根据公式(3.2)可得：ig1 =5.594超速挡的的传动比一般为0.70.8，本设计五挡传动比ig5=0.794。中间挡的传动比理论上按公比为： (3.3)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挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：q=1.47。故有：ig2 =2.814ig3 =1.660ig4 =1.000倒挡传动比与一挡接近，这里取igr=5.334。53.1
40、.2 中心距对中间轴式变速器，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;它是一个基本参数，其大小不仅对变速器外形尺寸、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，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保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，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小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状态变坏。中心距对变速器的尺寸及质量有直接影
41、响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。中间轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (3.4)式中 A为变速器中心距（mm）;K A为中心距系数，对乘用车：K A =8.99.3，对货车：K A =8.69.6，多挡变速器：K A =9.511.0。TI max -变速器处于一挡时的输出扭矩（取9.242，为变速器传动效率，取96%）故可得出初始中心距A=90 mm。3.1.3 外形尺寸变速器的横向外形尺寸，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。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸3.03
42、.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关：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，中心距系数应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是390mm=270mm。变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。3.1.4 齿轮参数1、 齿轮模数的确定对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；变速器低挡齿轮选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。由表3.1表3.1 汽车变速器齿轮的法向模数mn货车的最大总质量ma/t6.0ma=14.03.504.504.506.00
43、及国家标准GB/T1357-1987规定， 选择模数如下：一挡、倒挡：m=3mm，其他挡位：mn=2.5mm。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数都去相同，其取值范围是：乘用车和总质量ma在1.814.0t的货车为2.03.5mm，选取较小的模数可使齿数增多，有利于换挡，本设计取2.5mm。2、 齿轮压力角的选择国家规定规定的标准压力角：=20，因此取一轴、二轴、中间轴上齿轮=20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。3、 斜齿轮螺旋角的选择货车变速器螺旋角：1826。根据取整后齿数再修改螺旋角。为使中间轴齿
44、轮的轴向力互相抵消一部分，螺旋角一律右旋；为使一、二轴上轴向力经轴承盖作用到壳体上，一、二轴上斜齿轮一律左旋。4、 齿轮齿宽的设计计算齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数m（mn）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=b= kc mn，kc取为6.08.5第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数kc可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提
45、高传动的平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。本设计各挡齿轮设计齿宽如下：一挡、倒挡：b= kc m=73mm=21mm二、三挡：b= kc mn=8.52.5mm=21.25mm第一轴常啮合齿轮副（四挡）：b= kc mn=8.52.5mm=21.25mm五挡：b= kc mn=8.52.5mm=21.25mm采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，本设计取为3mm。5、 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。国家规定，齿顶高系数取为1.00。3.2 各挡传动比及其齿轮齿数的确定3.2.1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比 (3.5)为了确定z9和z10的齿数，先求其齿数和 (3.6)其中 A =90mm、m =3mm；故有zh =60。图3.1 五挡变速器示意图货车z10可在1217之间选用，此处取=17，则可得出=60-17=43。对中心距A进行修正，因为,mm,A是整数，故可取中心距A=90mm。3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数（四挡斜齿轮1和2）由式(3.5)求出常啮合齿轮的传动比