汽车变速器设计说明书.docx

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1、摘要错误!未定义书签。Abstract错误!未定义书签。第1章绪论11.1 变速器设计的意义11.2 变速器设计生产研究现状11.2.1 国外研究现状11.2.2 国内研究现状21.3 本设计的主要内容4第2章变速器总体设计方案的确定52.1 传动方案和换挡机构形式的选择52.1.1 传动型式的分析与选择52.1.2 换挡机构的结构分析与形式的选择72.2 零部件的结构分析与形式选择82.2.1 齿轮形式82.2.2 轴的结构82.2.3 轴承形式82.2.4 防自动脱挡措施82.6本章小结9第3章变速器主要参数的选择及设计计算IO3.1 变速器主要参数的选择103.1.1 挡位数103.1.

2、2 传动比范围103.1.3 主减速比的确定103.1.4 中心距A123.2 变速器齿轮参数的选择123.2.1 齿轮齿数123.2.2 变速器外形尺寸123.2.3 模数123.2.4 压力角133.2.5 螺旋角133.2.6 齿宽13327齿顶高系数143.3 齿轮齿数的分配143.3.1 一挡齿轮z7/z8齿数143.3.2 确定常啮合齿轮4/Z2齿数153.3.3 确定二挡齿轮Z5/Z6的齿数163.3.4 确定三挡齿轮Z34的齿数163.3.5确定五挡齿轮2/J的齿数173.3.6确定倒挡齿轮z/Zo/Zn的齿数113.4本章小结18第4章齿轮参数的确定及校核224.1 确定各斜

3、齿轮的变位系数224.2 齿轮的参数计算234.3 齿轮材料选择及校核254.3.1 3.1齿轮材料的选择254.3.2 计算各轴转矩254.3.3 齿轮校核26第5章轴及轴承的参数计算与校核285.1 轴结构形式的选择285.2 初选轴径285.3 轴的刚度校核285.3.1 第一轴刚度295.3.2第二轴刚度295. 3.3中间轴刚度校核305.4 轴的强度校核315.4.1 一轴强度校核315.4.2 二轴强度校核325.4.3 中间轴强度校核335.5 轴承的选择345.6 轴承的校核345.6.1一轴轴承校核345.6.2二轴轴承校核355.6.3中间轴轴承校核355.7本章小结36

4、第6章同步器和操纵机构的设计及格选用376.1 同步器的设计376.1.1 锁销式同步器376.1.2 锁环式同步器376.1.3 同步器主要尺寸的确定386.1.4 同步器主要参数的确定396.2 变速器操纵机构的设计406.2.1 变速器操纵机构的要求及分类416.2.2 变速器操纵机构分析416.3 变速器箱体设计416.4 本章小结42第7章基于UG软件的变速器三维建模错误!未定义书签。7.1 输出轴的建立错误!未定义书签。7.2 各档齿轮的建立错误!未定义书签。7.3 总装图的建立错误!未定义书签。7.4 本章小结错误!未定义书签。结论错误!未定义书签。参考文献错误!未定义书签。致谢

5、错误!未定义书签。第1章绪论1.1 变速器设计的意义在现代汽车中，变速器是作为衡量一个汽车使用性能的重要指标。其性能也就直接决定了汽车的整车操控性和燃油经济性，工作良好的变速器可以提升驾驶的操纵性和乘坐的舒适性。在汽车全部的制造过程中，变速器的制造成本在整车中相对较高，因此对于其设计、研发等的需求也最为强烈。大多数的商用汽车依旧采用手动变速器作为变速器的主要类型，故手动变速器在商用车市场具有较强的市场竞争力。由于手动变速器换挡冲击力大、体积较大、操纵麻烦等缺点制约了手动变速器的发展，所以对于手动变速器的研究就显得尤为重要。传动系统在汽车中是非常重要的一部分，变速器也是汽车重要的总成组成部分之一

6、，改变汽车发动机传动过来的转矩以及转速是他尤为重要的功能，并且将其传递到驱动轮上，变速器的使用性能好坏对于传动系统性能以及汽车的整车性能都具有极其重要的影响。对于变速器的研发、设计与制造就成为了目前较为重要的研究方向，一方面要保证设计的变速器具有良好的操纵性能以及舒适性；另一方面还需要降低变速器的生产研发成本。同时机械式手动变速器是新型变速器发展的基础，对于我们没有经验的大学生来说，应当选择最基础的手动变速器作为我们的设计。在目前我国的变速器的发展及其售后服务维修与世界发达国家还是有一定差距的。我国在这方面要达到国际先进水平还有一段较长的路要走，这需要业内同仁们共同努力找出一条适合国情并与国际

7、先进接轨的售后服务及变速器发展之路，才能迅速提高整个行业的水平和地位。这正是我选择这个题目为我毕业设计的原因。变速器的档位数和传动比与发动机参数优化匹配，可以保证汽车具有良好的动力性与经济性。因此现代汽车变速器向着节能、环保、安全、舒适、高效、可靠方向不断提高，结构更加简单、紧凑，传动效率更高网。变速器的结构型式选择、设计参数选取及设计计算对汽车的整车设计极其重要。因此对江淮凯达X6商用车变速器的设计具有极其重要的意义。1.2 变速器设计生产研究现状1.2.1 国外研究现状国外在手动变速器的研究上开始趋于自动变速器，这是为了节省燃油以及缓解驾驶者在频繁换挡中产生的疲劳感等一系列缺点。据预测，近

8、年来欧洲变速器市场上，配备手动变速器的汽车将占42%,配备自动手动变速器的将占10%,配备无极变速器的将占2%,配各双离合器变速器的将占16%,配备自动变速器的将占30%。可见手动变速器依然占据着半壁江山，这证实了手动变速器在消费者心中的分量。国外专家指出，新变速器产品还在不断研发的过程中，因此，今后汽车市场的变速器情况可能还会出现一些变化。目前许多变速器生产企业正在研发一些燃油经济性更好、换挡性能更高的变速器，以满足市场上的多层次需求。MadhankUmarS在采用空心齿轮减重的汽车变速箱的设计分析与制造一文中通过去除齿轮中的材料，在不造成齿轮箱故障的情况下，减轻汽车变速器齿轮箱的重量。传动

9、齿轮箱有助于根据齿轮啮合的齿轮和齿轮中的齿数，以不同的速比将发动机的转矩或功率传递给驱动桥。本项目通过节省材料来减轻传动齿轮箱的重量，同时通过减轻重量来提高传动效率。这是通过在工作状态下的齿轮上打孔对齿轮箱进行应力分析和制造来实现的。在齿轮中制作不同大小和形状的不同类型的孔，在软件中和样机中都做了分析。结果表明，直径为2.25加加的圆孔齿轮传动可提高7%的功率和扭矩传递率，大幅度地提高材料节约和燃油经济性。伏尔加格勒州立大学的M.V.LyashenkoEV.;Klementiev;N.S.Sokolov-Dobrev等人设计了一种多功能工作台，该支架用于确定汽车变速器和卡车变速器的主要操作特性

10、。主要用于研究变速操纵的轻便性等。目前纵览国外各大汽车市场，据权威统计表明，日本和北美市场自动变速器的普及率较高;在欧洲自动变速器的普及率相对低些，北美市场由于AT自动变速器的技术实力较强，生产能力较大，随着多档位AT变速器的开发，其性能完全可以与CVT变速器抗衡，同时其传递扭矩的能力还要好于CVT变速器10。因此，在北美的汽车厂家，为了利用现有AT自动变速器的生产资源，其仍在大力发展AT变速器（现已开发8AT变速器），而在CVT变速器的开发投入工作较少，在AMT变速器的投入就更少了1.2.2 国内研究现状目前，一汽和国内所有企业一样都在自主研发自动变速器，国内部分技术已经产业化了，并且供给国

11、内低端市场使用，当然，舒适性差，可靠性、故障诊断等控制不完备是这类变速器的不足之处。国内在这方面做的最好的要数吉利，但是距离国际先进水平还有很大的差距。差距主要体现在四个方面:一是双锥同步器，国内虽然已研制出来，但是性能差、质量不稳定。二是制作材料问题，例如合金类材料，有时候材料的差距几乎就决定了产品性能的差距。三是轻量化问题，国内产品重量大，即浪费材料又耗油，导致制造成本上升。四是自动变速器的传感器多，与发动机匹配难度大。由于整车厂整体技术还很不成熟，我国研发的电控发动机也处于初期阶段，安全不匹配、稳定性不够。中国汽车连续两年突破2000万辆产销大关，变速器产业也随之水涨船高。传统的手动变速

12、器(MT)虽然还盘踞在份额霸主宝座，但其领先优势已受到强有力的冲击。不仅如此，MT在性能、成本和技术先进性等方面都遇到了前所未有的挑战。将来的MT市场霸主宝座还能坐多久，MT技术发展方向又将指向何方，这是整个变速器行业都在探素和研究的课题。在手动变速器方面，由于经过长时间的发展，其设计原理和生产工艺、技术等较为成熟和稳定，技术难度相对于自动变速器较低，而中国国内厂家本身就有手动变速器的生产经验，因此在引进国外先进技术后，消化吸收相对容易，在此基础上自主创新，做到立足于本土生产，基本满足了整车厂商的配套需要，并已实现产品出口:技术方面，近几年来，国内部分厂家己能够根据中国国情实现自主创新;市场方

13、面，国内部分厂家已经占领了大部分国内市场份额网。在自动变速器方面，由于自动变速器采用了不同于传统手动变速器的新工艺、技术和设计原理，国内厂家在自动变速器的研发上与国际先进水平存在较大差距，而拥有相关技术的外国厂商不约而同地对国内厂家进行了不同程度的技术封锁，即便在国内生产，也都选择由外资控股公司或外商独资企业生产自动变速器，这导致自动变速器大量依赖进口，据不完全统计，我国自动变速器市场78%为进口产品。张可凡在某中型卡车六档手动变速器齿轮修形及箱体降噪研究文章当中，经过一系列研究与实验，最后确定了箱体设计方案。第一变速器在ROmaXDESIGNER中进行3D建模与仿真，经过一系列表面研究，可以

14、发现齿轮传动误差峰峰值、最大的接触应力以及传动误差曲线和齿轮上负载的改善。以齿轮修形为优化手段，将修形参数作为优化变量，对变速器的齿轮进行优化。对优化前后的齿轮进行了比较，验证了本文提出的相应方案。在对齿轮系统进行仿真和优化后，对箱体进行了动力学分析，并与齿轮啮合频率的固有频率进行了比较发现变速箱在718也下会产生共振然后，分析了箱体的频率形式，提取了箱体表面在718也下的速度和加速度。最后，将壳体的侧壁进行加厚处理。对改进前后的变速箱进行了仿真和试验，验证了改进方案的有效性。詹文超在汽车变速器齿轴系统关键零件耐久分析及优化设计中，用某乘用车的变速箱齿轮副进行相关研究，首先对齿轮耐久性和实用性

15、进行测评，其次总结齿轮在齿轮优化后的性能，并同时需要提高耐久性，保障齿轮的约束，建立汽车多元化数学模型。1.3 本设计的主要内容（1）变速器传动方案确定；（2）变速器各档传动比的分配确定;（3）变速器齿轮参数的选择；（4）变速器各档齿轮齿数的分配；（5）变速器齿轮的设计计算；（6）变速器轴和轴承的设计计算；（7）同步器及箱体的设计；（8）利用CAD画装配图、零件图。第2章变速器总体设计方案的确定2.1 传动方案和换挡机构形式的选择当前常见的手动变速器的形式有两轴式变速器与三轴变速器，轿车、乘用车常用两轴式变速器，货车、商用车普遍使用三轴式变速器。三轴变速器与两轴变速器的区别在于三轴变速器有一对

16、常啮合齿轮，挡位传动比为1的三轴式变速器没有齿轮，而两轴式变速器则有两个齿数相同的齿轮。三轴变速器特点：1 .高挡位采用啮合齿轮输出动力；2 .拥有直接挡位；3 .传动比大；4 .除直接挡外，其余各挡位在工作时的传递效率比其他挡位较低；5 .除1挡以外，其余各挡位采用啮合套或者同步器进行换挡。2.1.1 传动型式的分析与选择手动变速器按照轴的类型可以分为：固定轴式，与旋转轴式。本次设计的变速器采用固定轴式，则又可以分为中间轴式变速器，两轴式变速器，与双中间轴式，每个形式都有其各自的特点，只单一中间轴的变速器的结构相比双中间轴来说结构更加简单，而且制造时产生的费用更低，但是又因为双中间轴式可以将

17、作用到齿轮上的力矩分流，所以在设计时可以减少各轴的中间距，体积会比只有一个中间轴的变速器体积小。当中间轴式变速器的输入轴与输出轴朝同一方向旋转时，汽车输出的功率最大，但是当旋转方向不一致时，其使用效率不如两轴式变速器。是因为两轴式变速器的中间档位的动力传递路线只经过两个齿轮，传递速度快，效率高，同时它也因为变速箱内只有两个轴，而使得结构更加简单，外尺寸易于加工。两轴式变速器的缺点也同样显著，比如在汽车高速行驶时，所产生的噪音高。变速器一档的传动不能取值过大，否则影响汽车性能等等。在前置后驱车型中多用中间轴式变速器，变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘

18、，而第二轴的末端经花键与万向节连接。图2J中间轴式四挡变速器传动方案图2-2传动方案（五档）以上两图分别显示几个中间转轴式四或五档传输的动力传动方式。他们都存在着共同点，变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。当汽车使用直接档，动力传递路线是从输入轴直接传输到输出轴，再由输出轴直接传出，不经过变速器的其他零件，所以其他零件不受到任何力矩，传输速度越高，齿轮和转轴承磨损程度越低，噪音低，且能量传输效率在90%以上。这使得变速器的使用时间得到了大大的提升。在其他前进挡位工作时，变

19、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不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；常啮合齿轮传动适用于很多档位，但多数用在比较高的档位，同步器和啮合套传动应用很广泛，但一般不用在一档档位上。在档位数量一样时：常啮合齿轮对数、动力传递的顺序和反向齿轮传动方案，转轴的支承方式等其他因素上有区别时。会使得中间转轴变速器种类不同。前进档比倒档使用次数更多，大多数只有在停车状态下才会用倒挡，所以许多倒挡传递动力的方式会是直齿滑动齿轮方式。这种方式会对轮齿产生磨损减少使用寿命。另一种方法是在传递路线上加一个中间轴。这种方法可以略微增加传动比数值，

20、这种方法比较常用。倒挡传递路线布置如图23所示。图2-3倒挡传递路线2.1.2 换挡机构的结构分析与形式的选择变速器的换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套以及同步器换挡三种形式。各种形式的优缺点如表2-1所示。表2-1换挡形式的特点及应用换挡类型特点应用直齿滑动齿轮制造简单，但是正常工作运行时会在滑动轮齿的端面产生较大的冲击，容易导致滑动齿轮的端部磨损速度加快，并且还可能伴有较大的噪声。倒挡和一挡进行换挡啮合套可能会导致齿轮有啮合套换挡的冲击，还是可能会严重影响齿轮正常行驶的安全性，这种啮合套换挡的机构对于驾驶员的操作和安全性要求很高，三轴齿轮变速器同步器优点是换挡方便，易于操作；缺点是同步换挡机构

21、的同步环需要采用铜质同步环，由于同步环为易损件因此更换成本更高；结构较为复杂，制造过程中所要求的精度比较高，因此加工起来相当不便。大多数手动变速器均采用该类换挡形式2.2零部件的结构分析与形式选择2.2.1 齿轮形式变速器的齿轮有两种形式，包括斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮，更为广泛使用的是斜齿的。斜齿齿轮应用的时候，噪声小、传递效率、啮合效果这些比直齿齿轮好很多，当前绝大多数变速器只有倒挡齿轮使用直齿齿轮，其余齿轮使用斜齿齿轮，本设计的是除倒挡使用直齿齿轮其余使用斜齿齿轮。2.2.2 轴的结构通常，将变速器的第一轴与直接挡齿轮做成一体，是因为直接挡的转矩低，并且有利于安装和拆卸，而且能节省工序。

22、为了齿轮安装更加方便，并且能提供一侧的轴向定位，输出轴按齿轮的挡位顺序布置成阶梯形式。2.2.3 轴承形式变速器的轴承使用类型有很多，较为常见的主要包括滚针轴承、圆锥滚子轴承和圆柱滚子轴承，本设计滚针轴承主要用于输入轴和输出轴的齿轮，在输入轴、输出轴、中间轴的前后两侧采用圆柱滚子轴承进行设计。2.2.4 防自动脱挡措施当齿轮长时间工作产生磨损有可能会导致自动脱档的现象出现。除了改善加工工艺性之外，还采取了以下几种有效措施：（a）接合处位置错开（b）齿厚切薄（C）结合面加工成倒角图2-4防止白动脱挡的措施（1）如图24a所示。将接合处错开。使两齿在接触的同时因为受到挤压而产生磨损，在末端形成一个

23、台阶，从而防止啮合齿自动脱档。（2）如图2-4b所示。将啮合齿套齿轮座上的前齿圈切薄，将换档后啮合套的前后端相互对接，从而防止变速器自动脱档。（3）如图2-4c所示。将结合齿的结合面加工出台阶，使结合齿表面产生轴向力，以防止自动脱轨。这种方法更有效，应用范围更广。通过设计齿侧并加工成阶梯形状，具有防止自动脱档分离的效果。2.6本章小结首先，先将双轴式和中轴式的进行对比。因为中间轴变速器比双轴变速器具有更高的可制造性、直径、传动寿命和传动效率，所以选择中间轴式变速器进行设计。确定倒挡布置方案。分析齿轮和换档机构的形式。最后，对防止自动脱档进行了布置设计。第3章变速器主要参数的选择及设计计算本设计

24、中，变速器的基本设计数据如表3-1所示。表3-1主要设计参数发动机最大转矩（Nm）140发动机最大转矩时转速36004500发动机最大功率（KW）63发动机最大功率（rmp）5400轮胎类型与规格170/70R14汽车最高速度（Km/h）140总质量（Kg）3.53.1 变速器主要参数的选择3.1.1 挡位数现在的人们，因为都想要省钱，所以要求汽车在行驶时要减少汽油的使用，选择增加齿轮传动的次数的人在不断增加。目前，轿车通常使用45档。大排量轿车变速器多用五档。商用车传动方案是使用4或比5档更多。本设计采用五个档位齿轮传动的方案。3.1.2 传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与

25、最高挡传动比的比值，也称为速比。速比的值与发动机参数，车辆行驶条件有关系，选取的数值影响变速器的使用年限与性能。速比为LO的档位一般为直接档，同时也是速度最高的档位有的变速器，最高挡是超速挡，齿轮传动比为0.70.8。在本设计中，超速档传动比为0.8。3.1.3 主减速比的确定该车轮胎半径为：r=2,Bb2+dX25.4）=3OO.3w%式中B_汽车轮胎宽度，B=75mm;b轮胎扁平率，b=70%;d轮毂直径，d=14ww;所以，由“=（0.377-0.472）耳可知：Jo(3-1)(0.377-0.472)rwZ0=；=(4.54-5.45)汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力

26、用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有(cosamax+sinamax)(3-2)式中m汽车总质量(Kg)；g重力加速(Nm);ImaX发动机最大转矩(Mm);Iq主减速比；汽车传动系的传动效率；匚驱动车轮的滚动半径(，?)；取=主箜QJi=0.96X0.96X0.98=0.90其中=16.7则img(COSatna+Sin.ma)乙一2pg刀max，。分根据驱动轮与路面的附着条件，道路附着系数，由于该车一般行驶时的路况较好，所以*=0.50.6,取=0.6；i=4.23(3-4)EmaXio%所以423i208,%取3.8根据等比级数分配即%,2G乙CS)=q(3-5)i2hi4is

27、式中：q常数，也就是各挡之间的公比，q=XigJig=1477已知。=3.8,经计算:ig2=igi/C1=2.57ig3=ig2q=J4ig4=43q=ll8%=*g=803.1.4中心距彳初选中心距时，可根据下述经验公式：A=KANTemMg（3-6）式中：Ka中心距系数；本设计为乘用车，且前进挡为5挡，因此，KA=8.99.3,此处取KA=9.3；A本设计中变速器的中心距Cmm）；Temax最大转矩（Mm）；Z1一挡传动比；g变速器传动效率，取7=96%。将各个数据代入式（3-6）中得AKNTemiJ%=9.3XV1403.896%=75.33mm综上所属，初步选定中心距A=76帆加。3

28、.2变速器齿轮参数的选择3.2.1 齿轮齿数变速器的齿轮齿数对后续参数的计算产生决定性的作用，因此齿数该如何分配，需要对以下几点进行综合考虑尽量使分配后的齿数满足汽车的动力性、经济性等后选取。3.2.2 变速器外形尺寸三轴六挡变速器的轴向尺寸可以根据经验公式进行计算，通常情况下壳体的轴向尺寸主要与变速器的中心距有关：1.=（2.7-3.0）A=（2.73.0）76=197.1219三3.2.3 模数变速器齿轮常用模数如表3-2所示。表3-2变速器齿轮法向模数用“车型乘用车排量WL货车的最大总质量/吨1.0V1.61.6V2.56.0mn14.0模数2.252.752.753.003.50-4.

29、504.50-6.00齿轮模数选择时，要有以下注意事项，合理调整齿轮模数、加大齿轮宽度，这样可以减少噪音的产生，为了质量不宜过大，所以齿轮模数减小，齿轮由窄变宽。由汽车设计手册得知，对于总质量叫6r的货车，通常情况下法向模%=2.53.5,本次设计中倒挡取网,=3,其它挡位选择25初明齿轮均为圆柱斜齿轮。表3-3汽车变速器齿轮常用模数一系列1.002.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75(3.25)3.5(3.75)4.505.503.2.4 压力角齿轮压力角的选取要尽可能地合理，选择合适的压力角十分重要，较小的压力角虽然能够保证传动的平顺性

30、并且能够降低传动过程中产生的杂音，但这样做齿轮的强度不够，要想齿轮拥有足够的强度，压力角需要增大。但是传动过程中容易产生过大的噪声，传动不够平稳。通常情况下，对于货车等乘用车，如果货车的载货量较大，压力角通常情况下要选的大一些，例如、等，对于轻型货车以及微型货车，按照国家规定的压力角进行设计即可，因此选用压力角。3.2.5 螺旋角通常情况下螺旋角应取1S25,对于货车的变速器，斜齿圆柱齿轮的螺旋角通常在1826,因此综合考虑后选，本次设计螺旋角为22。3.2.6 齿宽通常情况下圆柱斜齿轮的齿宽匕主要通过法向模数2“来进行计算，根据经验公式对于：直齿轮：b=kcm斜齿轮：b=kcmn式中:以为齿

31、宽系数；直齿在4.58.0之间；斜齿在6.08.5之间。本设计以取8.0。3.2.7 齿顶指系数齿顶高系数对变速器齿轮的重合度、转动速度、轮齿强度、工作过程中产生的噪声等有统一的影响。因为齿轮的弯矩可以通过齿顶高系数来调节，所以过去经常采用降低系数的方法，但这会使齿轮啮合效果变差，产生大量噪音，不利于优化方向设计。现在随着加工精度的提高，大部分齿轮的齿顶高系数都选为LO0,本设计也取用1.00。3.3.1 一挡齿轮Z7/Z8齿数模数？=2.5(),螺旋角尸=25,中心距4=76mm一挡传动比为：(3-7)zIZ8N?和Zg的齿数和Z力为:zdAcos-=-38(3-8)%初选Z8=17,则Z7

32、=zz8=38o对中心距进行修正：A=冬邑L=75.85(3-9)2A取中心距A=76mm。式中：4理论中心距；A实际中心距。修正螺旋角：COS夕=0.9047(3-10)2A由式(3-10)得，/=25.23。3.3.2 确定常啮合齿轮zjZ?齿数其模数供=2.50,螺旋角尸=25。,中心距A=76mm,则:三=酊亘=1.7(3-11)ZlZ由于中心距相同，则2Acos7_n26z+Z7=55.1()(3-12)由式(3-11)和(3-12)解得,取整，z1=21,Z2=34,则其传动比:(3-13)=362修正长啮合齿轮螺旋角:cos。=/(2*2)=0.90462A(3-14)由此得，其

33、螺旋角夕=25.23。理论中心距为：(3-15)3.3.3 确定二挡齿轮Z5Z(,的齿数其模数叫,=2.50,螺旋角尸=25,中心距A=76mm,则:二挡传动比：i,二攵幺=2.57(3-16)z由于中心距相同，则z5z6=2cs=55.10(3-17)tnn由式(3-16)和(3-17)解得，取整，z5=34,z6=21,则其传动比：i=咨=2.62(3-18)修正二挡齿轮螺旋角：CoS4=(4+26)=o9O46(3-19)2A代入公式3-19,由此得，其修正螺旋角耳=25.23。修正中心距为：A)=弭+Z6)=75.87(3-20)2cos尸3.3.4确定三挡齿轮Z3z4的齿数其模数也=

34、2.50,螺旋角/=25,中心距A=76mm0三挡传动比：zff3=三2=1.74(3-21)ZlZ4由于中心距相同，则2Acos/iazazi+z4=-=55.10(3-22)叫，由式(3-21)和(3-22)解得，取整，z3=28,z4=27,则其传动比：(3-23)(3-24)3=-=1-68Z4修正三挡齿轮螺旋角：cos/7=g+z。=090462A代入公式3-24,由此得，其修正螺旋角力=25.23。修正中心距为：4=%+zj=75.87(3-25)2CosP3.3.5确定五挡齿轮z12z13的齿数其模数加=2.50,螺旋角4=25,中心距A=76mm三挡传动比：咨二08(3-26)

35、4%由于中心距相同，则z12+z13=2Acos=55.10(3-27)由式(3-26)和(3-27)解得，取整,z12=18,Z13=37,则其传动比：z=079(3-28)ZlzI3修正五挡齿轮螺旋角：COSP=网/立+.3)=090462A(3-29)由此得，其螺旋角尸=25.23，3.3.6确定倒挡齿轮z9/z10/卬的齿数该齿轮模数叫,=3.0。由于本设计的江淮恺达X6汽车是乘用车，因此其倒挡齿轮z11的齿数通常的选取范围是2123,暂定z=23,z10=17P将Z”=23,ZIO=I7代入公式中,则二者的中心距A为：A=w(z0+zn)=60mm(3-31)对于直齿圆柱齿轮，其齿顶

36、圆直径.为：De=m(z.+2h：)(3-32)式中zfl齿数，h：齿顶高系数，hj=1.00o由式(3-32)可得，倒挡齿轮10的齿顶圆直径O,K)为：Z),10=n(z10+2h：)=57mm(3-33)鉴于变速器第二轴和中间轴上倒挡部分的两齿顶圆之间的间隔至少为05三,由此，齿轮9的齿顶圆直径为：De9=2A-Dcl0-l=94WZ(3-34)由式(3-32)得，齿轮9的齿数为：z9=%2%：=29.33mm(3-35)对齿数取整，则Z9=29则二者的中心距A为：A=w(z9+z1,)=JSmm(3-36)倒挡传动比脑为：i=.=2.76(3-37)ZIZio3.4本章小结本章通过计算确

37、定了变速器的相关参数，并根据变速器的参数计算出了变速器的最高挡和最低挡的传动比，通过最高挡和最低挡传动比确定了每个挡位的传动比。确定了变速器的中心距，根据书中公式计算出了变速器轴向的外形尺寸，此外，本章还对变速器齿轮的相关数据进行了选择。第4章齿轮参数的确定及校核4.1 确定各斜齿轮的变位系数本设计采用的是高度变位的变位方式，是运用线图查阅各挡齿轮的变位系数，变位系数线图如图4-1所示。该图适用于12齿以上的齿轮,X的正半轴是啮合齿数和可。Y轴表示变位系数和ZX，其中阴影部分为许用区。图右侧部分，从O点往左为正值。图4-1选择变位系数线图(7=l,=20D由于本设计中一至五挡参数选择相同。因此

38、，一至五挡的端面压力角名为：tana=屿=0.4024(4-1)CGS由式(4-1)得，端面压力角%=21.92。端面啮合角生：COSa=O.926(4-2)cos由式(42)可得，端面啮合角=22.18。查图4-1可知，变位系数和ZX=O.42。常啮合齿轮齿数比:(4-3)%=1.74由式(43)并经查图4-1可得出，齿轮1的变位系数Xl=O.35,则齿轮2的变位系数X2=0.42-0.35=0.07o三挡齿轮齿数比：%=立=LO7(4-4)Z4由式(44)并经查图4.1可得出，齿轮3的变位系数X3=024,则齿轮4的变位系数X4=0.42-0.24=0.18o二挡齿轮齿数比：%=包=1.6

39、2(4-5)由式(4-5)并经查图4-1可得出，齿轮5的变位系数X5=()35,则齿轮6的变位系数X6=0.42-0.35=0.07o一挡齿轮齿数比：M4=-=2.24(4-6)由式(46)并经查图4-1可得出，齿轮7的变位系数X,=0.43,则齿轮8的变位系数X4=0.42-0.43=-0.01o五挡齿轮齿数比：7%=组=2.05(4-7)Z2由式(4-7)并经查图4.1可得出，齿轮12的变位系数X2=0%,则齿轮13的变位系数X13=0.42-0.34=0.08o4.2 齿轮的参数计算鉴于，除去倒挡外的齿轮所用参数是一样的。除倒挡外的各个挡位齿轮的参数：中心距变动系数4：4=土4=0.00

40、56(4-8)齿顶降低系数名为：(4-9)n=X-n=0Al44分度圆直径d:(4-10)d=-cos/7齿顶高儿：4=(4*+X“一。)加“(4-11)齿根高:hf=hc-Xn)mn(4-12)齿全高h：h=(2h*+c-n)mn(4-13)齿顶圆直径乙：da=d+2ha(4-14)齿根圆直径勿：df=d-2hf(4-15)当量齿数Z.：Z7=ncos3(4-16)由式(4-8)、(4-9)、(4-10)、(4-11)、(4-12)、(4-13)、(4-14)、(4-15)(4-16)求得齿轮参数，如表4-1所示。表4-1齿轮参数齿轮序号挡数齿数分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直

41、径当量齿数7一挡38105.022.542.054.59110.10100.9251.3381746.981.443.154.5949.8640.6822.965二挡3493.962.342.254.5998.6489.4645.9362158.041.642.954.5961.3152.1428.363三挡2877.382.062.534.5981.5172.3337.8242774.621.912.684.5978.4569.2736.471常啮合2158.042.342.254.5962.7153.5428.3623493.961.642.954.5997.2488.0645.9312五

42、挡1849.752.342.254.5954.4245.2524.311337102.251.642.954.59105.5396.3549.989倒挡2987.003.003.756.7593.0079.50101751.003.003.756.7557.0043.50112369.003.003.756.7575.0061.504.3 齿轮材料选择及校核1、满足工作条件的要求因为不同车辆在面对不同的工作状况下，对齿轮所需要承受的应力都不同，所以对齿轮材料的选择非常重要。针对本次设计的是重型载货车辆，选取的材料需要足够的强度。并且要求齿轮的齿面硬，齿芯软，使齿轮具有足够的耐磨性和韧性。2、合

43、理选择材料配对例如，使用硬度350HBS的两个啮合齿轮使用寿命接近，小齿轮的材料硬度应略高于大齿轮的材料硬度，且两个齿轮之间的硬度差应约为30至50HBS。为了提高抗胶合能力，两齿轮应采用不同等级的钢材材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：呵去35时渗碳层深度o.8-1.2网法35时渗碳层深度o.91.3川5时渗碳层深度1.01.4齿面硬度HRC5764；齿芯硬度HRC32-47氧化齿轮，氨化层的深度不得小于02表面硬度HRC485304. 3.1齿轮材料的选择为避免以上问题，在其选材时尤其注意以下几点：1 .齿轮选用的材料应满足其工作要求：如重量轻、传动效率高

44、、可靠性高的齿轮，应选用合金钢材料;一些需要承受较大扭矩的工程机械零件可采用铸钢、铸铁等材料。2 .齿轮成型后的结构尺寸和生产方式应考虑：目前较大的齿轮一般采用铸造法生产，制造齿轮的原材料一般采用铸钢或铸铁。中型通常是锻造的。目前常用的齿轮材料有20CrMnTi、20MnTiB.20MnVB和20MnCr5。上述低碳合金钢需要渗碳、淬火等来提高表面硬度，为了消除应力，还需要回火处理。本设计选用20CrMnTi作为变速器的齿轮材料。4.3.2计算各轴转矩由表3-1可知最大转矩T=140Nz,齿轮传动效率齿=99%,离合器效率=98%,轴承传动效率77承=96%。一轴转矩为：工=7的承=136.416Nzn(4-17)中间轴转矩为:7742=209.909Nm(4-18)二轴上一挡转矩为：nT=7齿九8=445.936Nm(4-19)二轴上二挡转矩为：-2=(承齿&-6=322.996Nm(4-20)二轴上三挡转矩为：