毕业设计（论文）三轴式变速器设计.doc

摘 要变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。传动装置除要提高传动效率以外，更重要的是以自身的调节使动力装置沿最佳燃油经济性工作。档位越多，越能提供可能迫近最佳工作线路的客观条件，故有级式变速器向多档化，自动化方向发展。本次设计的变速器为采用三轴式结构带有同步器装置并具有超速档的五档货车变速器，这样可提高发动机的功率利用率、汽车的经济性及平均车速，从而进一步提高汽车的运输效率，降低运输成本。在好路和空载行驶时才使用的超速档可充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，而减少发动机的磨损。采用锁环式同步器换档，减小齿轮间的摩擦。关键词：变速器 同步器 发动机 经济Abstract The transmission is used to transform the motor bent axle torque and revise the motor vehicle rotate speed ，so to adapt to the motor vehicle to be living to move, speedup and other distinct demands when playing. And along with to over come the different obstructions, and adapt to the requirement of traction force and speed. The gearing will not only lift the drive effectiveness but also to guarantee power plant through the way of self-regulation, and this is more significant. And do along optimum to ignite oil economy. The more pigeonholes there is, the more optimized objective term of work line it will supply. So the orientation of grade transmission development is more pigeonholes and automation.The transmission in this design is a transmission of five pigeonholes motto which has adopted three-axes structure, the synchronizer and exceed speed pigeonholing. So that it will improve the economy of motor vehicle and the average speed of a vehicle. Then it can improve the transportation effectiveness of motto further and reduce the transportation cost. When the motto is living in the good pavement or under zero load, the hypervelocity pigeonholes will be used. Through this way we can reduce the quantity of the motors running per kilometer and abrasion of the motor. This design also adopts the synchronizer that is the style of lock-ring for reducing conflict among gears. Keywords: The transmission engine synchronizer economic 引言变速器是汽车传动系的重要组成部件，它与离合器驱动桥等部件使动力装置输出的动力达到驱动车轮，使汽车实现起步、变速、减速等功能为汽车提供良好的动力性、燃油经济性。实现汽车变速与变矩的部件是传动系的核心部件。同时也是与传动装置匹配保证汽车性能的关键部件。目前有机械传动，液力机械传动。机械式无机传动，液压传动，电传动，复合传动及储能传动等，可分为手动变速与自动变速两类。对自动变速其起步功能与变速功能合而为一，不单独存在，电传动则可以完全省去常规传动部分。传动装置除要提高传动效率以外，更重要的是以自身的调节使动力装置沿最佳燃油经济性工作。档位越多，越能提供可能迫近最佳工作线路的客观条件，故有级式变速器向多档化，自动化方向发展，对轿车来说目前标准装备为五档，六档变速器将问世，但再增加档数，会受结构复杂而导致成本增加的限制。大型货车可通过主变数器与副变数器组合来增加档位，目前已达到17个档位以上，当然这种发展的 最终趋势是已无机化最佳。多档化，自动化，无机化，能够提高汽车的动力性能，降低噪声与易于换档另更重要的是改善换档品质，除了改变摩擦片形状及摩擦材料改进自动变速器油（ATF）及滑差控制与闭锁拖性能外，更重要的是应用动态参数换档规律，动态反馈控制，发动机转矩控制以及自学习，自适应。模糊神经网络控制等现状控制技术。电子控制是现代传动的重要特征，它不仅能确保平顺换档和可变程序换档，克服与改善过去自动变速反应迟缓，费油和动力性差等缺陷，而且有自诊断特点，经济性，安全性，稳定性+舒适性的提高均与电子化密切相关。它是传动智能化的关键。随着电动汽车的逐渐普及，开发适合电动汽车的动力传动装置也是今后的课题。1 变速器的结构分析与型式选择1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，具有高的传动效率（0.960.98），因此本次设计中采用有级式变速器。 传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比之比值。汽车行驶的道路状况越多样，发动机的功率与汽车质量之比越小，则变速器的传动比范围应越大。一般用途的货车传动比为5.08.0。通常，有级变速器具有3个、4个、5个前进档；重型载货汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、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。但档位数增多也使变速器的尺寸及质量增大，机构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。当采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于五个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为五档。某些货车的变速器采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（约为0.70.8）的超速档，可更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。综合以上诸多因素，决定本次设计的变速器采用五个前进档（其中一个为超速档），一个空档，一个倒档的传动结构。目前机械式变速器最为广泛采用的两种结构是两轴式和三轴式，其中三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档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、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩。因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距较小的情况下依然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一个优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。考虑到以上因素决定本次设计的变速器采用三轴式结构。尽管与三轴式相比两轴式有结构简单、传动效率高、噪声低等优点。有级式变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿圆柱齿轮。后者比直齿圆柱齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档齿轮外，直齿圆柱齿轮已被斜齿圆柱齿轮所代替。当然，常啮合齿轮副数的增多将导致变速器旋转部分总惯性力矩的增大。 上图为本次设计的变速器简图，其结构特点由图可见，具有五对常啮合齿轮的五档变速器，其一、倒档齿轮都布置得靠近支承。这种措施可减小齿轮的磨损及降低噪声，并且在一档和倒档行驶时载荷分别由不同的齿轮传递，这样就提高了齿轮的寿命，但增多了齿轮数目、增大了变速器旋转部分的总的惯性力矩，因而使同步器的工作条件变坏。另外其结构中采用一个直齿滑动齿轮作为第二轴的一档及倒档齿轮，对于常常要使用这两个档的汽车来说是不利的，因为这样会使该齿轮负担过重而影响它的寿命。在这个结构中具有三个换档拨叉和两个同步器，这两个同步器的作用是保证顺利换档，减小换档时的噪声和磨损。有些货车变速器采用多支撑方式以提高第二轴的刚度，但本结构中没有采用这种型式，因为该变速器的轴向尺寸不太大，如果采用多支撑方式不但起不了多大效果，反而提高了壳体的铸造难度。另外，低档同步器安装在中间轴上，同步惯量减小，这样既可缩短同步时间又可减轻换档力。1.2 变速器零、部件的结构分析与型式选择1.2.1 齿轮型式斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工稍复杂些，但仍以其运转平稳、噪声低、寿命长的突出优点而得到变速器的普遍采用。直齿圆柱齿轮仅用于一些变速器的一档和倒档。本次设计的变速器也一样，除一、倒档齿轮外，其他齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。1.2.2 轴的结构与分析 变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。在本次设计中，第一轴与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的花键统一考虑，目前采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊。用弹性挡圈定位各档齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑摩，同时弹性档圈也不能承受大的轴向力，因此本次设计中不采用这种结构。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。当一、倒档采用滑动齿轮挂档时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。变速器中间轴分为旋转式和固定式两种，旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮与轴做成一体，而高档齿轮则用键与轴连接以便于更换。本次设计采用的就是这种结构。1.2.3 轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承；后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。第二轴前端采用滚针轴承；后端采用带止动槽的向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。旋转式中间轴前端采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵消，未抵消的不分由后轴承承受。变速器第二轴的常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承，此结构定位精度高有利于齿轮啮合，传动效率高且飞溅润滑即能满足要求等一系列优点，但对配合处的尺寸精度、表面粗糙度及硬度要求都很高，且配合要适宜。为适应汽车变速器向着增大其单位质量的传动效率、增强其承载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等方向发展，变速器采用圆锥滚子轴承。因为与其他轴承相比，圆锥磙子轴承的直径小、宽度大、接触线长，因而容量大，可以承受高负荷；在承受同样载荷的情况下其径向尺寸可以减小，从而缩小中心距，减小变速器的尺寸和质量。1.2.4 换档机构的结构型式与分析换档机构的结构型式有同步器、啮合套和直齿滑动齿轮等三种结构。同步器虽然结构较复杂、制造成本高、精度要求高、轴向尺寸大以及存在同步环的使用寿命有待提高等问题，但由于它能保证轻便、迅速、无冲击、无噪声换档，且对操做技术无要求，从而有利于提高汽车的加速性、燃料经济性与行使安全性，也可延长齿轮寿命，因此在本次设计中二、三档，三、四档均采用这种型式。用沿轴线滑动的直齿圆柱齿轮换档目前已很少采用，但在本次设计中一、倒档就采用了这种结构。因为虽然其结构简单且与前种方法比较也可以减少变速器旋转部分的惯性力矩，但挂档行程长且会在齿轮端面产生冲击、引起噪声，加剧齿轮磨损并导致过早损坏。要减小换档冲击需要有熟练的操作技术。变速器常因接合齿端磨损、轴的刚度不足及振动等原因在工作过程中自动脱档。为防止变速器自动脱档，在结构上采用以下措施：1.在接合位置时，使接合套的接合齿两端超过被接合齿端部约23mm,即超程接合，这样在工作中因接触部分的积压和磨损而形成凸肩，可阻止自动脱档。2.将挂该档后处于接合的啮合套座的那个齿圈的受力齿侧切去0.20.3mm的厚度，这样如果发生脱档时则会被另一齿圈的端面顶住，从而制止自动脱档.3.将接合齿的工作面加工成斜面，形成倾斜1.5度2度的倒锥齿侧使接合面产生阻力，能有效地阻止自动脱档。1.3 变速器的操纵机构变速器操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒档安全装置等组和于变速器盖上。其结构简单，操纵轻便，档位清晰，变速杆的位置合理，挂档准确、迅速，安全可靠（每次只能挂入一个档，不误挂倒档，不自动脱档）。按动作原理，变速器操纵机构除常用的机械式外，尚有液压式、气动式、电控式以及它们之间的组合；按变速杆相对与变速器的位置，机械式的又分为直接操纵与远距离操纵。本次设计的变速器采用机械式直接操纵方式。设计变速器操纵机构要先确定与操纵机构的结构与布置密切相关的换档位置图： 它给出了换档时变速杆的移动路线。确定时主要从换档方便考虑，按档位次序排列并将常用档尽量放在中间位置，其他档位放到两边，倒档与一档组成一排防到最靠边的位置，严防误挂倒档。直接操纵是最简单的操纵方案其布置方法是将变速杆安装在变速器盖上并由驾驶座旁的地板伸出以便驾驶员可直接用手操纵变速杆进行换档。只有当变速器布置在驾驶座位附近时直接操纵才能实现。变速杆力传动比：当变速杆由地板伸出直接操纵时一般为57；当装在转向管柱上时多用68。自锁装置为档位定位装置，通过弹簧、刚球及拨叉轴上的凹槽定位，以防止自动脱档并保证接合齿的全长啮合。互锁装置防止两档同挂，保证当移动某一拨叉轴时，其他拨叉轴互被锁住。三向销球式的左右两块锁板各与两个档的换档拨叉连接，每块锁板可绕其轴转动，而下面的倒档换档摇臂则与倒档拨叉相连。在这三者中只有一个转动即挂档，另两个即被锁住不能转动，从而实现互锁。倒档安全装置又称倒档锁或选档阻力装置。当变速杆头接触倒档锁销开始挂档时，要克服刚球和弹簧的较大阻力，从而产生明显手感而引起注意。2 变速器基本参数的确定2.1 变速器的档位数和传动比不同类型汽车的变速器，其档位不尽相同。轿车变速器的传动比变化范围较小（约为34），过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多采用5个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为56，其他货车为7以上，其中总质量在3.5吨以下者多用四档变速，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档；总质量为3.510吨多采用五档变速器；大于10吨的多采用6个前进档或更多的档位。本次设计的变速器的总质量为9310kg,故根据以上说明本次设计的变速器采用五个档位的结构。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。如下是本次设计的主要技术参数：表2-1 主要技术参数表总质量驱动车轮规格发动机最大转矩主减速比最大爬坡度9310kg8.25-20372N*m5.8970.28汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与地面的滚动阻力及爬坡阻力。故有：Temaxig1ioT/rrmg(fcosamax+sinamax)=mgmax则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为：igImgmaxrr/Temaxio式中 m汽车总质量；g重力加速度；max道路最大阻力系数；rr驱动车轮的滚动半径；Temax发动机最大转矩；Io主减数比；T汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件： TemaxigIioT/rG2求得的变速器I档传动比为： igIG2rr/TemaxioT 式中 G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 道路的附着系数，计算时取0.5-0.6。 变速器的I档传动比根据上述条件确定为：igI=5.425变速器的最高档一般为直接档，但本次设计的变速器的最高档为超速档。中间档的传动比理论上按公比为q的几何级数排列，但实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位之间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。综合以上考虑得 ：表2-2 变速器的各档传动比第一档第二档第三档第四档第五档5.4602.6841.72310.7672.2 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接的影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选：A=KA式中 KA中心距系数。对货车取8.69.6。TImax变速器处于I档时的输出转矩：TImax=TemaxigIgTemax发动机最大转矩igI变速器的I档传动比g变速器的传动效率，取0.96 处选中心距也可由发动机最大转矩按下式直接求出：A=Kae式中 Kae对货车取17.019.5。综上所述初选中心距：A=114最小许用中心距应保证齿轮有必要的接触强度。当计算载荷为Tj=0.5Temax时，变速器齿轮的许用接触应力如下：表2-3 变速器齿轮的许用接触应力齿 轮/MPa渗碳齿轮氰化齿轮一档及倒档190020009501000常啮合及高档130014006507002.3 变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初根据中心距的尺寸参照下表初选。货车变速器壳体的轴向尺寸表表2-4 货车变速器的轴向尺寸四 档（2.42.8）A五 档 （2.73.0）A六 档 （3.23.5）A根据上表处选的轴向尺寸为：变速器壳体的轴向尺寸最后由变速器总图的结构尺寸链确定。最后由尺寸链确定的壳体轴向尺寸为：A=2262.4 齿轮参数2.4.1 齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿轮宽度而减小模数时将降低变速器 的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则更应重视减小其质量。从齿轮应力的合理性及强度考虑，每对齿轮应有各自的模数，但从工艺性考虑，一个变速器的齿轮模数应尽量统一。下表给出了汽车变速器齿轮模数的范围，所选的模数值应符合国际规定并满足强度要求。表2-5 汽车变速器齿轮的法向模数车型微、轻型轿车中级轿车中型货车重型货车mn2.252.752.7533.504.54.506本次设计的变速器应用于中型货车，根据上表及齿轮模数的标准选用值，确定该变速器齿轮的模数为：mn=4.2.4.2 齿形、压力角及螺旋角汽车变速器齿轮的齿型、压力角及螺旋角按下表选取表2-6 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角齿型压力角（单位：度）螺旋角（单位：度）轿车高齿并修形的齿轮14.5，15，16，16.52545一般货车GB1356-78规定的标准齿形202030重型车同上低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角汽车变速器齿轮采用减开线齿廓，加大齿根圆角半径和采用齿根全圆角过渡等能显著提高齿轮的承载能力及疲劳寿命。国家规定的齿轮标准压力角为20度。压力角增大使根圆齿后及节圆处减开线曲率半径都增大，从而齿轮的弯曲疲劳强度与接触强度都会提高，但不根切的最小齿数减小，重合度减小，噪声亦随之增大。螺旋角也应选择适宜，太小时发挥不出斜齿的优越性，太大又会使轴向力过大。增大螺旋角使齿轮啮合的重合系数增大，工作平稳、噪声降低，齿的强度也相应提高，但当螺旋角大于30度时，虽然接触强度会继续提高，而弯曲强度则会骤然下降。因此，从提高低档齿轮的弯曲强度考虑，螺旋角也不宜过大。选择齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一、第二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。下图为中间轴轴向力平衡图：由该图可知，欲使中间轴两斜齿轮的轴向力相互抵消的条件是轴向力Q1=Q2,而Q1=F1tan1，Q2=F2tan2，由于中间轴的转矩T=F1r1=F2r2，故得出最后的平衡条件为:tan1/tan2式中 1,2中间轴两工作齿轮的螺旋角；r1,r2中间两工作齿轮的节圆半径。变速器各对齿轮之间会因模数或齿数和不同等原因而使其中心距不等，为此还应调节螺旋角来解决这一问题。2.4.3 齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。根据齿轮模数来确定齿宽b:b=Kcmn 式中 Kc齿宽系数，直齿轮取4.47.0；斜齿轮取7.08.6；mn法面模数。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。本次设计的变速器齿轮齿宽如下：表2-7 变速器齿轮齿宽B1B3B5B7B93428303024B2B4B6B8B1032262828262.4.4齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数等于1.0，为一般汽车变速器所采用。有些汽车的变速器目前采用齿顶高系数大于1的“高齿齿轮”，因为它不仅可使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高的齿轮有显著改善。但存在相对滑动速度大、易发生齿轮根切或齿顶变尖等问题。所以这次确定齿顶高为1。2.4.5齿轮修正为了改善齿轮传动的某些性能，要对齿轮进行修正方法有三种：加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位；改变刀具的原始齿廓参数；改变齿轮齿廓的局部减开线，又称修形。变位齿轮的主要优点是不用改变加工标准齿轮所用刀具的参数，只需改变刀具与工件的相对位置及相应地改变毛坯的外径。加工出的齿轮与未变位的标准齿轮比较，齿廓仍为同一基圆的渐开线，仅选取了不同的部位而已。变位齿轮有正变位与负变位之分。用齿条刀具切制标准齿轮时，齿条中线与齿轮分度圆相切，相对这种情况若将刀具移向毛坯则为副变位，反之则为正变位。正变位齿轮的分度圆齿厚增大，齿间减小，同时齿顶圆及齿根圆都增大，但基圆未变。正变位使齿根增强，可用于防止根切，但正变位量过大易使齿顶边尖，负变位对齿轮的影响与正变位相反。为了避免齿轮产生根切、干涉，为了配凑中心距以及满足各档齿轮在弯曲强度、接触强度、耐磨损、抗胶合和运转平稳性等方面的不同要求，提高齿轮的 寿命，故本次设计的汽车变速器采用变位齿轮。而某一变位值只能改善传动质量的某一或某些指标，而对其其他指标甚至会有相反的效果。因此，在选择变位种类及变位系数时，要对该齿轮在其使用条件下的破坏形式及原因作具体分析。变速器齿轮的主要损坏形式是齿面剥落和疲劳断裂，故变位系数主要按提高接触强度、弯曲强度和耐磨性来选择。对于常用的高档齿轮，按保证其接触强度、抗胶合及耐磨损能力的要求去选择变位及变位系数。为提高接触强度，使两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于传递的载荷较大而小齿轮的齿根较弱，小齿轮齿根弯曲断裂是主要破坏形式，故应加强小齿轮而采用正变位。为提高抗胶合能力及耐磨性，要通过选择变位系数降低两啮合齿轮的相对滑动系数并使之趋于齐平。本次设计中需要变位的齿轮副是超速档齿轮副，变位形式选择正变位，其变位系数为X=X1+X2=0.45X1=0.18, X2=0.45-0.18=0.27;Zv1=Z/cos=15/cos28.694=22.2; Zv2=35/cos28.694=51.85Xmin=17-14/17=0.176.2.5 各档齿轮齿数的分配下图为本次设计的变速器的结构简图 ： 2.5.4确定I档齿轮的齿数已知I档传动比igI,且igI=(z2/z1)*(z9/z10)为了确定z9,z10的齿数,先求出其齿数和z：直齿轮 z=2A/m (11)斜齿轮 z=2Acos/mn 取z为整数，然后将z分配给z9z10。为了使z9/z10尽量大一些，将z10取得尽量小一些，这样，在igI已定的条件下z2/z1的传动比可小一些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其空腔内设置第二档的前轴承。z10的最小齿数受到中间轴轴径的限制，因此z10的选定与中间轴轴径的确定同一考虑。为了避免根切、增强强度，I档小齿轮为变位齿轮。货车变速器中间轴的I档直齿轮的最小齿数为1214，选择齿轮的齿数时最好应注意最好不使相配齿轮的齿数和偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。综上初选： 直齿轮 Z=2A/m=2*112.19/4=56.09557Z10=14；得Z9=Z-Z10=57-14=43。2.5.2 修正中心距 按上式计算所得的Z若不是整数，则取为整数后反算中心距，修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。 修正中心距 A: Z=2A/m 得 A=Zm/2=57*4/2=114.2.5.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（11）得 Z2/Z1=IgI*Z10/Z9因常啮合传动齿轮副与I档齿轮副以及其他各档齿轮的中心距相同，故由式（11）得 (Z1+Z2)=2Acos1-2/mn将上两式联立求解，且将求得的Z1,Z2都取整数。然后代入前式核算igI,如与给定的传动比相差较大，则需调整齿数，反算出精确的螺旋角值。初选 1-2=30Z2/Z1=IgI*Z10/Z9Z2/Z1=5.425/43=1.766Z1=18Z1+Z2=2Acos1-2/mnZ1+Z2=2*114cos30/4=49.36Z2=32则 igI=(Z2/Z1)*(Z9/Z10)=32*43/18*14=5.460与5.425相差不大因此选Z1=18,Z2=32Z1+Z2=2Acos1-2/mn(Z1+Z2)mn/2A=cos1-2 1-2=28.6942.5.4确定其他档位的齿轮齿数Ig2=(Z2/Z1)*(Z5/Z6)Z5/Z=ig2Z1/Z2=2.765*18/32=1.483Z5=31Z5+Z6=2Acos5-6/mnZ5+Z6=2*114cos5-6/4=54Z6=23tg1-2/tg5-6=Z2/(Z1+Z2)*(1+Z5/Z6) tg28.69/tg=32/(18+32)*(1+Z5/Z6)5-6=18.671Ig2=Z2/Z1*(Z5/Z6)=33*34/22*19=2.684Ig3=Z2/Z1*(Z3/Z4)Z3/Z4=ig3Z1/Z2=1.742*19/34=0.973Z3=26Z3+Z4=2Acos3-4/mnZ3+Z4=2*114cos3-4/mn=53Z4=27tg1-2/tg3-4=Z2/(Z1+Z2)*(1+Z3/Z4) tg28.69/tg3-4=34/(19+34)*(1+Z3/Z4)3-4=21.593Ig3=Z2/Z1*(Z3/Z4)=34*26/(19*27)=1.723ig5=Z2/Z1*Z11/Z12Z11/Z12=ig5Z11/Z12=0.785*19/34=0.439Z11=15Z11+Z12=2Acos11-12/mnZ11+Z12=2*114cos11-12/mn=50Z12=35tg1-2/tg11-12=Z2/(Z1+Z2)*(1+Z11/Z12) tg28.69/tg11-12=34/(19+34)*(1+Z11/Z12) 11-12=28.694ig5=Z2/Z1*Z11/Z12=34*15/19*35=0.7673 变速器齿轮的设计计算 3.1 变速器齿轮的几何尺寸计算 汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮 。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变等传动的基本要求外，还有互换性好、中心距具有可分离性及切齿刀具制造容易等优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。渐开线圆柱齿轮的基准齿形如下表：表3-1 渐开线圆柱齿轮基准齿形基本要素名称代号标准齿短齿增大齿形角齿型角(度) 20 20 25齿顶高系数 F0 1.0 0.8 1.0径向间隙系数 c0.25(0.35)m 0.30m0.2m齿根圆角半径 r0.38(0.25)m 0.46m 0.35m3.1.1 直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 一档直齿齿轮的分度圆直径：d9=mz9=4*43=172d10=mz10=4*14=563.1.2斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算各档斜齿齿轮的分度圆直径：d1=Z1mn/cos1-2=4*19/cos28.69=82.080d2=Z2mn/cos1-2=4*32/cos28.69=145.920d3=Z3mn/cos3-4=4*26/cos23.38=111.849d4=Z4mn/cos3-4=4*27/cos23.38=116.151d5=Z5mn/cos5-6=4*33/cos18.24=136.800d6=Z6mn/cos5-6=4*22/cos18.24=91.200各档斜齿齿轮的齿顶圆直径：hat=han*cos1-2=0.877hat=han*cos3-4=0.918hat=han*cos5-6=0.950da1=(Z1/cos1-2+2han)mn=90.077 da2=(Z2/cos1-2+2han)*mn=153.914da3=(Z3/cos3-4+2han)*mn=121.303 da4=(Z4/cos3-4+2han)*mn=125.661da5=(Z5/cos5-6+2han)*mn=146.983 da6=(Z6/cos5-6+2han)*mn=100.6563.2变速器齿轮的材料选择 3.2.1 齿轮破坏的原因及形式齿轮在啮合过程中，轮根根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，齿轮就会断裂。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。而常见的断裂则是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒壮表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿少、齿根较弱，其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，这种现象主动小齿轮较被动大齿轮严重。3.2.2 变速器齿轮的材料及热处理 变速器齿轮采用渗碳合金钢制造，使齿轮表面高硬度与齿轮心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。下表为本次设计中主轴各档齿轮的性能要求： 表3-2 主轴各档齿轮性能材料齿面硬度齿心硬度渗硬深度金相组织齿轮精度齿面粗糙度18CrmnTiHRC58-63HRC33-480.9-1.3TB1673-75不低于8级1.63.3 齿轮强度计算 根据GB348083编制的汽车变速器圆柱齿轮强度的计算方法（1） 齿面接触应力jj=EH ，MPa式中 E弹性系数，取ZE189.8；H节点区域系数，ZH=； 端面分度圆压力角，=； 法向分度圆压力角； 分度圆螺旋角； 基圆螺旋角，=； 端面啮合角； 螺旋角系数，Z=； 重合度系数，斜齿轮 当时 Z= 当时 Z=； 端面重合度； 纵向重合度； 端面分度圆切向力，； 计算载荷，Nmm，可由发动机最大转矩换算到该齿轮上得到； 齿轮的分度圆直径，mm； 主动齿轮的分度圆直径，mm； 齿宽，mm； 被动齿轮与主动齿轮的齿数比； 接触强度计算的使用系数， 轿车各档齿轮均取 =0.65； 动载系数， 临界转速比，； 主动齿轮转速，r/min； 主动齿轮临界转速，r/min。 主动齿轮齿数； 轮齿啮合刚度，N/mmm； 单对齿刚度，N/mmm； 单位齿宽柔度，mmm/N，；