周子遂《汽车设计》课程设计指导书(变速器)

目录

（一）变速器结构方案的确定 (1)

1、档数 (1)

2、传动机构方案 (1)

3、换挡机构形式 (1)

4、齿轮型式 (2)

5、轴承选用 (2)

6、密封与润滑 (2)

7、操纵机构与倒档型式选择 (3)

8、变速器传动简图 (4)

（二）主要参数的确定 (5)

1、中心距 (5)

2、轴向尺寸 (5)

3、齿轮参数的选择 (5)

4、各档传动比分配及齿数确定 (8)

5、齿轮变位系数的选择 (10)

6、齿轮参数 (10)

（三）结构设计及强度校核 (12)

1、齿轮材料的选择 (12)

2、常啮合齿轮尺寸计算 (12)

3、齿轮强度校核 (21)

(四)心得体会 (22)

（一）变速器结构方案的确定

1、档数；

变速器的挡数可在3-20个挡位范围内变化，增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和燃油经济型以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量变大，同时操纵机构负责，同事在使用时换挡频率增加并增加了换挡难度。

本设计中的变速器为货车变速器。跟具要求，确定挡数为五挡变速器。

2、传动机构方案；

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。方案a，b在满足使用性的条件下，结构更为简单，轴向尺寸更小，更有利于使变速器轻量化，维修也更为方便，更有利于润滑。再比较a和b，a方案的由于一挡和倒挡转速低，使用频率也低，只有在起步时才用到。故采用直齿滑动齿轮换挡，直齿滑动齿轮换档的优点是结构简单、紧凑，造价也比较低，经济性好。斜齿轮布置为中间轴采用右旋，第二轴和第一轴取为左旋。

3、换挡机构形式；

在选择了如图a的传动方案后，分析得出：由于1挡和倒挡转速低，齿轮直接啮合不会造成很大的冲击，故一挡和倒挡采用的时直

齿滑动齿轮换挡，通过从动齿轮的左右滑动实现1挡、倒挡和空挡的切换；对于2、3、4挡，由于转速升高，如果采用滑动齿轮换挡会对齿轮照成很大的冲击，加速齿轮磨损，大大降低齿轮寿命，故选择同步器换挡，且所有的同步器安装于第二轴，这样不仅可以缓和冲击，还能保证迅速、无噪声换挡，而与驾驶员的操作熟练程度无关，从而可以提高汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性，也使得维修更；对于五挡，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第一轴和第二轴直接输出，此时的变数器传动效率最高，可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。采用如此设计增大了汽车在高速时动力的有效利用率，同时也少用到齿轮是设计更简单，更轻巧，制造成本更低，维修更为方便。

4、齿轮型式；

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档和倒挡。但是，在本设计中由于倒挡第一对采用的是常啮合方案，因此也采用斜齿轮传动方案，即除一档主从动齿轮和倒挡轴齿轮采用直齿轮外，均采用斜齿轮传动。

5、轴承选用；

在设计中，由于是中间轴式变速器，需要在第一轴和第二轴之间装一个滚针轴承，因为它与其它轴承比较有外径最小，工作时允许轴向错动等优点。符合轴与齿轮的配合。第一轴和第二轴在箱体上的支承是采用深沟球轴承，应为它主要承受径向力，也可承受小的轴向力高速时能承受较大的轴向力，且价格便宜，经济性好。中间轴用圆锥滚子轴承支承，主要应为是在中间轴上面有很大的轴向力，而圆锥滚子轴承能承受较大的轴向载荷。倒挡轴采用深沟球轴承，因为倒档轴转速低，轴向力小，且使用倒挡频率小。

6、密封与润滑；

齿轮润滑采用油池浸油润滑，依靠高速齿轮溅起的油润滑小齿轮，起到飞溅润滑的效果。这样有利于整个变速器齿轮的润滑和散热。

轴承也采用油润滑，这样可以直接用变速器箱体中的润滑油润滑，不需要添加或重复更换润滑剂，且采用润滑油润滑不需要设计轴承与箱体间的密封装置，使得设计更简便，经济性更好。

对于变速器的密封，在箱体剖分面、各接触面及密封出均不得出现漏油和渗油现象。在剖分面上允许涂密封胶或是水玻璃，可以在剖分面使用垫片以弥补箱体在铸造过程中的不平度，这样使得密封更为可靠。

7、操纵机构及倒挡形式选择；

变速器操纵机构应保证驾驶员能够准确而可靠的使变速器挂入需要的任一挡位工作，并可随时使之退到空挡。本设计采用直接操纵式变速器操纵机构。它一般由变速杆、拨快、拨叉、拨叉轴以及安全装置等组成。变速器的操纵机构还包括自锁装置、互锁装置和倒档锁。下图为挡位布置图：

拨叉轴的两端均支承与变数器盖的响应孔中，可以轴向滑动。所有的拨叉和拨块都以弹性销固定于相应的拨叉轴上。变数器杆下端绕支承轴线旋转，使得变速杆球头球头对准所选挡位的拨快凹槽，变数器杆纵向摆动就可以实现挂挡了。

挂挡过程中，若变速器杆推动拨叉迁移或后退的距离不够时，齿轮将不能再在全齿宽上啮合，将会影响齿轮使用寿命。及时达到全齿啮合，也有课能因为汽车振动等原因，齿轮产生了轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为防止上述状况应设置自锁装置。

如果变速器杆同时推动两个拨叉，又同时挂入两个挡位，则必将造成齿轮间的机械干涉，变速器将无法工作甚至损坏。维持应该设置互锁装置。

汽车行进过程中如果误挂倒挡，变速器齿轮间将发生巨大冲击，

导致

零件损坏。汽车起步时如果吴挂倒挡，则容易发生安全生产事故。为此应设有倒挡锁。

对于倒挡形式的选择，由于一挡设计为支持滑动齿轮换挡，而倒挡轴主动齿轮是和一档齿轮啮合实现倒档传递的，故选择倒挡布置方案图如下：

根据倒挡轴受力分析，如上图，中间轴逆时针旋转时，当倒挡轴在中间轴与第一轴所在平面的左边会比在右边所受到的力更大。这也符合挡位的布置。这样使得了倒挡轴上齿轮、轴、轴承收到更小的合外力，从而可以减小倒挡轴的尺寸以减小变速器质量，使之更符合轻量化要求。

8、变速器传动简图；

(二)主要参数的确定

1、中心距的确定；

初选中心距可根据经验公式计算[

31max g

e A i T K A η=

式中：

A ——变速器中心距（mm ）；

A K ——中心距系数，多档变速器A K =9.5-11.0；取0.10=A K max e T ——发动机最大输出转距为354（N·m）；

1i ——变速器一档传动比为7.26；

g

η——变速器传动效率，取96%。

=A 10.03

96.026.7354???

=135.1254mm

商用车变速器的中心距在80 ～170mm 范围内变化。初取A=140mm 。 2、变速器的外形尺寸；

变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。

货车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：

420~378140)0.3~7.2()0.3~7.2(=?==A L mm

3、齿轮参数的选择；

1、模数

选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；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。

表一、汽车变速器齿轮的法向模数

表二、汽车变速器常用齿轮模数

轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表一、二选取各档模数为m，由于货车对降低噪声和振动的水平要求一般，低档位和倒.

=

4

n

档使用频率低，所以除一档和倒挡主动齿轮外，均采用斜齿轮。

2、压力角α

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。

对于货车，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。

本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。

3、螺旋角β

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。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 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；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 中间轴式变速器为22°到34°

货车变速器；18°到26°。因为一挡传动比已经给出，故螺旋角的确定要在确定齿数后计算获得。

4、齿宽b

齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。

考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中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造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数()n m m 的大小来选定齿宽： 直齿m k b c =，c k 取为4.5～8.0，取6.0； 斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7.0。

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。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。

在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。

本设计取为1.00。

4、各挡传动比及齿数的确定；

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。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀[16]。根据图3.1确定各档齿轮齿数和传动比。

1、一档齿数及传动比的确定 一档传动比为：

26.711

从12

主1==z z z z i

700

.4140

20.42=?=

==

h n n

h z m m A

z

取整得70。

11

12z z Z h

+=

计算并取整数得：11z =1912z =51

取第一轴齿数为17则中间轴齿轮齿数为46使得一挡传动比为7.26。

取17

17

0.4cos 2主

从-=

β

A z z 则

'

?=?==51258419.259

.0cos ββ

2、对中心距A 进行修正

β

cos 2h

n z m A =

mm A 1409

.0263

4=??=

取整得1400=A mm ，0A 为标准中心矩。 3、各档齿数及传动比的确定 传动比分配公式为：

q i i

i i i i i i ====5

4433221 6415

.11

26

.75=∴==q i i

21主22从2z z z z i =

31主32从3z z z z i =41

主42从4z z z

z i =15=i 已知：A =140mm ，n m =4， 8419.25=β；将数据代入公式，齿数取整得：2521=z ，3822=z ，

3331=z ，3032=z ，

4041=z ，2342=z ，所以各挡传动比为：

代入轴向力公式，得轴向力小，轴承可以承受该轴向力。 故：

21

主22

从2z z z z i ==4.1129 31

主32

从3z z z z i ==2.4599 41

主42

从4z z z z i =

=1.5559 5

4

433221i i i i i i i i ?

??符合设计要求。 计算倒档齿轮齿数及传动比：

初选倒档轴上齿轮齿数为12R z =21，输入轴齿轮齿数21R z =17，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉，,中间轴倒挡主动齿轮（一挡主动齿轮）和倒挡轴主动齿轮齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙.

已知：

8419.25=β，0.4=n m ，m=4.0，把数据代入公式

则倒档传动比为：

1684.1015

171951

21462111R 主2212从=????=????=

R R R R z z z z z z i

输入轴与倒档轴之间的距离：

00.722

)

2115(42

)

(1211'=+?=

+=

R R n z z m A mm

去整为='A 80mm

输出轴与倒档轴之间的距离：

1362

)

1751(42

)

(2122''=+?=

+=

R R n z z m A mm

取整为=''A 136mm

5、齿轮变位系数的选择；

采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。

为了降低噪声，对于变速器中除去一、倒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。一档和倒档齿轮，应该选用较大的值。 选择角度变为齿轮，最高挡（四挡）和一轴齿轮副的2.0~2.0-=?，取0.2；一挡和倒挡选用1.0以上，取1.0；二挡取0.8；三挡取0.4。

6、齿轮参数； 分度圆直径： β

cos n

m z d ?=

中心距变动系数： n

n m A

A

y 0

-

=

齿顶降低系数： y

y n

n -

=∑

?ζ

齿顶高： n n n

a m y f h ?-+=?)(0ζ

齿根高： n n

f m c f h ?-+=)(0ζ 齿全高： n n m c y f h ?-+=?)(20 齿顶圆直径： h

d d

a

a f

2

+=

齿根圆直径： h

d d f

f 2-=

表三、齿轮尺寸参数

三、结构设计及强度校核

1、齿轮材料的选择原则；

（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30～50HBS 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。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度>350HBS ）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。

由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20Cr2Ni4渗碳后表面淬火处理，硬度为58～62HRC 。强度极限为1200Mp ，屈服极限为1100Mp 。 2、常啮合齿轮强度计算；

1、斜齿轮弯曲强度计算

ε

σ

σbtyK K F w 1=

式中：

1F ——圆周力（N ），d

T F g 21=

；

g T ——计算载荷（N·mm）

；

d ——节圆直径（mm ），β

c o s z

m d n =

，n m 为法向模数（mm ）； β ——斜齿轮螺旋角)( ； σK ——应力集中系数，σK =1.50；

b ——齿面宽（mm ）；

t ——法向齿距，n m t π=；

y

——齿形系数，可按当量齿数β

3

cos z

z n =

在齿形系数图3.2中查得；

εK ——重合度影响系数，εK =2.0。

图3.2 齿形系数图

将上述有关参数据代入公式（3.15），整理得到

ε

σπβ

σK yK zm K T c n g w 3

cos 2=

(3.16)

计算各档载荷：输入轴 轴承离max 主ηηe g T T ==339.84Nm

中间主

从

轴承

齿T z z T g g ηη==919.5671Nm 输出 2i T 2

轴承齿ηηg g T ==1397.7279Nm

3i T 3轴承齿ηηg g T ==835.9724Nm

4i T 4轴承齿ηηg g T ==528.7571Nm

倒挡输入 R

g T =1016.3636Nm

主动齿轮：

已知：84.339主=g T 310?N·mm； 8419.25=β；5.1=σK ；0.4=n m mm ；

0.7=c K ，0.2=εK 3196.23cos 3

1

主==

β

z z n ,y=0.150

ε

σπβ

σK yK zm K T c n g w 3

主cos 2=

=127.8321MPa

从动齿轮：

已知：3105671.9191

?=g T N·mm；

8419.25=β；5.1=σK ；0.4=n m mm ；0.7=c K ，0.2=εK 1001.63cos 3

从

从==

β

z z n ,y=0.162

ε

σπβ

σK yK zm K T c n g w 3

从cos 2=

=118.3631MPa

二挡主动齿轮

32105671.9191

?=g T N·mm；

8419.25=β；5.1=σK ；0.4=n m mm ；0.7=c K ，0.2=εK 8066.28cos 3

21

21==

β

z z ,y=0.167

MPa

2675.211cos 23

2121==

ε

σπβ

σK yK zm K T c n g w

二档从动齿轮

32107279.13971

?=g T N·mm；

8419.25=β；5.1=σK ；0.4=n m mm ；

0.7=c K ，0.2=εK 1262.52cos 3

22

21==

β

z z ,y=0.172

MPa

1239.205cos 23

2222==

ε

σπβ

σK yK zm K T c n g w

三挡主动齿轮

331105671.9193

?=g T N·mm；

8419.25=β；5.1=σK ；0.4=n m mm ；0.7=c K ，0.2=εK 2675.45cos 3

31

21==

β

z z ,y=0.163

MPa

9788.163cos 23

3131==

ε

σπβ

σK yK zm K T c n g w

三挡从动齿轮

332109724.835?=g T N·mm；

8419.25=β；5.1=σK ；0.4=n m mm ；0.7=c K ，0.2=εK 1523.41cos 3

32

32==

β

z z ,y=0.0.161

MPa

0162.166cos 23

3232==

ε

σπβ

σK yK zm K T c n g w

四挡主动齿轮

341105671.919?=g T N·mm；

8419.25=β；5.1=σK ；0.4=n m mm ；0.7=c K ，0.2=εK 8697.54cos 3

41

21==

β

z z ,y=0.162

MPa

1176.136cos 23

4141==

ε

σπβ

σK yK zm K T c n g w

四挡从动齿轮

342107571.528?=g T N·mm； 8419.25=β；5.1=σK ；0.4=n m mm ；0.7=c K ，0.2=εK 5501.31cos 3

42

21==

β

z z ,y=0.148

MPa

9952.148cos 23

4242==

ε

σπβ

σK yK zm K T c n g w

2、直齿轮弯曲强度计算

bty

K K F f

w σσ1=

式中：

1F ——圆周力（N ）

，d

T F g 21=；

g T ——计算载荷（N·mm）

； d ——节圆直径（mm ），mz d = ，m 为直齿轮模数（mm ）；

σK ——应力集中系数，σK =1.65；

f K ——摩擦力影响系数，主动齿轮为1.1，从动齿轮为0.9；

b ——齿面宽（mm ）；

t ——齿面齿距，m t π=；

y

——齿形系数。

到挡主动齿轮 整理公式的y

zK m K K T c f

g 3

w 2πσσ=

mm N T g ??=3105671.919 ，65.1=σK ，

1.1=f K ，1911=R z ，0.6=c K ，y=0

==

y

K z m K K T c f

g wR 113

12πσσ846.6948MPa

倒挡从动齿轮

mm N T g ??=3R 103636.1016 ，65.1=σK ，

1.1=f K ，2111=R z ，0.6=c K ，y=0

==

y

K z m K K T c f

g wR R123

R 122πσσ846.6947MPa

3 轮齿接触应力

)11(418

.0b

z j b FE ρρσ+= 式中

j σ ——轮齿接触应力（MPa ）

； F

——齿面上的法向力（N ），β

αc

o s c o s 1

F F =

；

1F ——圆周力（N ），d

T F g 21=

；

g T ——计算载荷（N·mm）

；d 为节圆直径（mm ）； α ——节点处压力角，β为齿轮螺旋角；

E

——齿轮材料的弹性模量5101.2?（MPa ）；

b ——齿轮接触的实际宽度（mm ）；

z ρ，b ρ——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm ），直齿轮

αρsin z z r =，αρsin b b r =斜齿轮βα

ρ2cos sin z z r =

，β

αρ2

cos sin b b r =； z r 、b r ——主从动齿轮节圆半径（mm ）。

表四、变速器齿轮许用接触应力

将作用在变速器第一轴上的载荷2

max

e T 作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表四。

各档齿轮接触应力

（1）第一轴与中间轴接触应力

已知：310354?=g T N·mm； 20=α； 8419.25=β；

51010.2?=E MPa ； 1111.31cos ==

β

n

c m K b ；mm 3主

1103396.5cos cos ?==

β

αd T F g

N

0692

.43cos 2sin cos sin 9525.15cos 2sin cos sin 2222

12======

βαβαρβ

α

βαρd r d r b b z z

由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷max e T /2作为计算载荷，将以上数据代入（3.17）可得：

MPa 5136.735)0692

.431

9525.151(1111.311010.23396.5418.082

1=+???==，j σ

（2）二档齿轮接触应力

已知：3105671.919?=g T N·mm ； 20=α； 8419.25=β；

51010.2?=E MPa ；

1111.31cos ==

β

n

c m K b ；mm 321

1107859.9cos cos ?==

β

αd T F g

N