1吨商用车变速器设计说明书

中北大学信息商务学院

课 程 设 计 说 明 书

学生姓名： 靳世同 学 号：1301034110 学 院： 中北大学信息商务学院 专 业： 车辆工程 题 目： 1吨商用车 中间轴式机械变速器

综合成绩：

指导教师： 吕彩琴 职称:

2016年 12月 19 日

- I -·

汽车变速器设计

目 录

1 绪论 .................................................................................................................................. 1

1.1本课题研究的目的和意义 .............................................................................. 1 1.2 本课题研究现状和发展 ................................................................................. 1 2 机械式变速器设计 ....................................................................................................... 2

2.1 变速器设计基本方案 ...................................................................................... 2

2.1.1变速器传动机构布置方案 ......................................................................... 2 2.1.2 变速器主要参数选择 ................................................................................ 3

2.2齿轮设计计算..................................................................................................... 7

2.2.1各挡齿轮齿数的分配 ................................................................................. 7 2.2.2齿轮强度校核 ........................................................................................... 10

2.3 轴设计计算 ...................................................................................................... 18

2.3.1轴的工艺要求 ........................................................................................... 18 2.3.2 轴的校核计算 .......................................................................................... 19

2.4 同步器及操纵机构设计 ............................................................................... 28

2.4.1同步器的设计 ........................................................................................... 28 2.4.2变速器的操纵机构 ................................................................................... 30

2.5 轴承及平键的校核 ........................................................................................ 31

2.5.1 轴承选择及校核 ...................................................................................... 31 2.5.2 平键选择及强度计算 .............................................................................. 33

2.6 变速器箱体设计 ............................................................................................. 34

2.6.1 箱体材料与毛坯种类 .............................................................................. 34 2.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算 .................................................................. 34

小结 ..................................................................................................................................... 35 致 谢 .................................................................................................................................. 36 参考文献 ........................................................................................... 错误！未定义书签。

- II -·

变速器设计

1 绪论

1.1本课题研究的目的和意义

随着汽车工业的迅猛发展,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但手动变速器已应用了很长一个时期,经过反复改进,成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点：

(1)手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟， 长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。

(2)手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更省油。 (3)手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。

(4)维修方便，维修成本便宜。

(5)可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感。

在市场经济形势下.特别是当前国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下.寻求引进更先进的汽车变速器,改进现有的变速器,从市场广度开发转变为深度开发,使产品系列化,通用化,标准化.组织好精益生产,降低成本,提高产品质量,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。

1.2 本课题研究现状和发展

从现代汽车变速器的市场状况和发展来看, 全世界的各大广商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极, 汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。然而,因无级变速器技术难度很大, 发展相对较慢, 从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机

1

变速器设计

械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种, 并具有各自优势, 但其中金属带式无级变速器前景看好。ECT变扭器中的自动变速器油在高速运动中, 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失, 存在传动效率低油耗较大的不足, 另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了AT效率低等缺点, 与AT相比, 具有更大的发展优势。可是, AMT依旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测, 到2017年, 欧洲的70％的MT将会被AMT代替, 同时部分市场也将会被占领。

总之, 变速器是汽车除发动机外的主要装置之一, 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展, 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。

2 机械式变速器设计

2.1 变速器设计基本方案

2.1.1变速器传动机构布置方案

(1)变速器类型的选择

本设计轻型商用车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故本变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。 (2)倒档形式选择

与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档，本设计亦是如此。 (3)齿轮型式选择

2

变速器设计

变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种，倒档使用直齿圆柱齿轮，其他档位使用斜齿圆柱齿轮。 (4)轴的结构分析

第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，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，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。 (5)轴承型式

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轴承。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 (6)换挡机构形式

使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。 2.1.2 变速器主要参数选择 (1)变速器挡数的选择

本设计是针对黑豹HB1027变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，初步选取传动比范围为5.0，最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为1.0。 (2)变速器各挡传动比的确定

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。

①根据汽车最大爬坡度确定

3

变速器设计

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。故有根据汽车行驶方程式

Temaxigi0TrGfCDA2duuaGim （2-1） 21.15dt汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为

Temaxig1i0trr 即ig1mg(fcosmaxsinmax) （2-2）

Grfcossin Ttqi0T则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为

ig1mgrr(fcosmaxsinmax)Temaxi0t

mgrr(fcosmaxsinmax)=3.488 （2-3）

Temaxi0t代入数据可得ig1②根据驱动车轮与路面的附着条件确定

ig1G2rr

Temaxi0t式中G2——汽车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；

G2=mg×60%。

——道路的附着系数，在沥青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。 则ig1G2rr=5.12 （2-4）

Temaxi0t由（2-3）、（2-4）得3.488≤所以，本设计初取

ig1ig1≤5.12；

=3.5。

变速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的次高档为直接档，最高档为超速档，本设计变速器次高档四挡为直接挡,

4

ig4=1.0。

变速器设计

一般汽车各挡传动比大致符合如下关系

ig1ig2ig2ig3ig3ig4ig4ig5ig5ig6q（即qn1ig1ign）

则q=1.52； ig1=3.5；

ig2q2==2.3； ig3q==1.5；

ig4=1.0；

最高档位为超速档，超速档传动比一般为0.7——0.8，本设计取

ig5=0.78。

列出变速器传动比如表2-1：

表2-1传动比分配表

档位 传动比 一 3.66 二 2.35 三 1.65 四 1.0 五 0.78 倒档 2.70 （3）变速器中心距

三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选：

AKA3Temaxi1gAKA3T1max=

式中KA——中心距系数,对货车8.6～9.6；

T1max——变速器处于1档时的输出转矩，T1maxTemaxig1g； Temax——发动机最大转矩，N∙m；

ig1——变速器的1档传动比； ——变速器的传动效率，取0.96。

g 5

变速器设计

则AKA3Temaxi1g =71.22～79.50（mm）。 初选中心距A=74mm。 （4）变速器的轴向尺寸

货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （2.2～2.7）A 五挡 （2.7～3.0）A 六挡 （3.2～3.5）A

当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。为检测方便，A取整。 （5）齿轮参数 ①模数

齿轮的模数定为3。 ②压力角

国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为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螺旋角

货车变速器螺旋角选取范围为：18°～26°。 初选常啮合齿轮螺旋角为24°。 ④齿宽b

直齿bkcm，kc为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0，此处为28.0mm； 斜齿bkcmn，kc取为6.0～8.5，取7.0，此处亦为28mm。 ⑤齿顶高系数

一般齿轮的齿顶高系数f0＝1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。 变速器基本参数列入表2-2：

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变速器设计

表2-2变速器参数

参数 值 模数 压力角 3 20° 螺旋角 24° 齿宽系数 齿顶高系数 7 1 2.2齿轮设计计算

2.2.1各挡齿轮齿数的分配

本设计变速器结构示意图如图2-1：

图2-1变速器结构图 一挡齿轮的齿数：

一档传动比为

i1Z2Z9 （2-5） Z1Z10为了求Z10，Z9的齿数，先求其齿数和Zh，一挡齿轮为斜齿齿轮，

Zh2Acos=50.2。取整为50。 m取Z10=15，Z9=Zh-Z10=35。 对中心距A进行修正：

A0mnZh=74.44mm取整为A=74mm。

2cos910 确定常啮合传动齿轮副的齿数：

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变速器设计

由式（2-5）求出常啮合传动齿轮的传动比

ZZ2i110Z9 （2-6） Z1=1.78

常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 AmnZ1Z22cos

Z2Acos1Z2m n =48.11

由式（2-6）、（2-7）得Z1=18.3，Z2=31.7取整为Z1=18，iZ2Z91Z=3.66 1Z10确定其他各挡的齿数：

二挡齿轮为斜齿轮

Z7iZ12 Z8Z2 =1.17 Z2Acos87Z8m=50 n

则Z7=26.5,Z8=23.4,取整得Z7=27,Z8=23

iZ2Z72Z=2.35 1Z8三挡齿轮为斜齿轮：

8

（2-7） Z2=32，则：

变速器设计

Z5Zi31 （2-8） Z6Z2=0.72

AmnZ5Z6 （2-9）

2cos56Z5+Z6=49.23

由式（2-8）、（2-9）得

i3Z2Z5=1.65 Z1Z6Z5=24.3,

Z6=24.7取整

Z5=24

Z6=25

五挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。

Z3Zi41 （2-10） Z4Z2 =0.457

Z3+Z4=2×A×cosβ （2-11）

=51.3 由（2-10）（2-11）得

Z3=16.15,Z4=35.04取整

Z3=16,Z4=35。

ZZ23i4ig5qZ1Z4

=0.78

确定倒挡齿轮齿数：

倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮Z13的齿数一般在21～23之间，初选Z12后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距

A，。初选Z13=21，Z12=14，则：

A，1mZ12Z13 2=52.5取整数，取为53mm。

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变速器设计

为保证倒挡齿轮的正确啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径De11应为

De12D0.5e11A22

De112ADe121

=92mm

De112m =31.25 Zn取Z11=31

计算倒挡轴和第二轴的中心距A

A,,mz13z112

=78mm，取整数为78mm 计算倒挡传动比

i倒z2z13z11z1z12z13

=2.76

2.2.2齿轮强度校核

（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。

变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：

m法3.5m法3.5m法5时渗碳层深度0.8～1.2。 时渗碳层深度0.9～1.3。

时渗碳层深度1.0～1.3。

表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48。

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变速器设计

（2）计算各轴的转矩

发动机最大扭矩为Temax=165N.m，转速2100r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率97%，轴承传动效率99%。

Ι轴 T1=Temax离承=165×99%×97%=158.45N.m

中间轴 T2=T1承齿i21=158.45×0.97×0.99×23/11=315.90N.m Ⅱ轴

一挡 T31T2承齿i910=315.90×0.97×0.99×21/13=634.27N.m 二挡 T32T2承齿i78=315.90×0.97×0.99×18/16=341.27N.m 三挡 T33T2承齿i56=315.90×0.97×0.99×14/20=212.34Nm 五挡 T35T2承齿i35=315.90×0.97×0.99×9/25=109.21N.m 倒挡 T倒T2承齿i1112=315.90×0.97×0.99×19/14=411.69N.m （3）轮齿强度计算 ①轮齿弯曲强度计算 ㈠直齿轮弯曲应力

.

w

（2-12）

w式中：

2TgKKfm3zKcyw—弯曲应力（MP）

；

a

Tg—计算载荷（N.mm）； —应力集中系数，可近似取

KK=1.65；

齿形系数如图2-2，可以查得：

11

变速器设计

图2-2齿形系数图

Kf—摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，

对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；

b—齿宽（mm）；

m—模数；

y—齿形系数，如图2-2。

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。

计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力：

w112T倒KKfmz11Kcy113

=234.60MPa<400～850MPa

w122T2KKfmz12Kcy123

=282.84MPa<400～850MPa

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变速器设计

w132T倒KKfm3z13Kcy13

=247.98MPa<400～850MPa ㈡斜齿轮弯曲应力

w

（2-13）

w2TgcosKzmyKcK3n式中：Tg—计算载荷（N.mm）；

； mn—法向模数（mm）

z—齿数；

—斜齿轮螺旋角（24.95°）；

K—应力集中系数，

K=1.50；

3y—齿形系数，可按当量齿数znzcos在图2-2中查得；

Kc—齿宽系数

Kc=7.0；

K—重合度影响系数，K=2.0。

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。

计算一挡齿轮9，10的弯曲应力：

w92T31cosK3z9mny9KcK

=239.20MPa<100～250MPa

w102T2cosK3z10mny10KcK

=189.82MPa<100～250MPa

其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表2-3：

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变速器设计

表2-3 齿轮弯曲应力

档位 常 一 二 三 五 倒 弯曲应力MPa w1:104.37MPa<100～250MPa w2:95.87MPa<100～250MPa w10:189.82MPa<100～250MPa w9:239.20MPa<100～250MPa w7:118.39MPa<100～250MPa w5:117.26MPa<100～250MPa w8:132.19MPa<100～250MPa w6:131.75MPa<100～250MPa w3:61.56MPa<100～250MPa w4:64.44MPa<100～250MPa w12:282.84MPa<400～850MPa w11:234.60MPa<400～850MPa w13:247.98MPa<400～850MPa ②轮齿接触应力σ

11 （2-14） bdcoscoszbTgEj0.418式中：j—轮齿的接触应力（MPa）；

； Tg—计算载荷（N m）

.

d—节圆直径(mm)；

—节点处压力角（20°）；

—齿轮螺旋角（24.95°）； E—齿轮材料的弹性模量（MPa）；

b—齿轮接触的实际宽度(mm)； z、

b—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮zrzsin、

22rsincos； rsincosbz，斜齿轮z、bbrbsinrz、rb—主、从动齿轮节圆半径(mm)。

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变速器设计

弹性模量E=20.6×10 N·mm，齿宽bKcmKcmn=7×4=28mm。

4

-2

变速器齿轮的许用接触应力如下表： 计算一挡齿轮9，10的接触应力

T31=634.27N.m，T2=319.18N.m

d9mz984mm，d10mz1052mm

z10d52rsin10sinsin208.89mm z1022d84 b9rsin9sinsin2014.36mmb922T31E11bd9cosz10b9

j90.418 =1371.11MPa<1900～2000MPa

j100.418T2E11bd10cosz10b9

=1236.20MPa<1900～2000MPa

其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表2-4：

表2-4 各档位齿轮接触应力

档位 常 接触应力MPa j1:1010.14MPa<1300～1400MPa j2:984.76MPa<1300～1400MPa 一 w9:1371.11MPa<1900～2000MPa j10:1236.20MPa<1900～2000MPa 二 j7:1010.97MPa<1300～1400MPa j8:1037MPa<1300～1400MPa 15

变速器设计

三 j5: 857.49MPa<1300～1400MPa j6：940.32MPa<1300～1400MPa 五 j3:916.72MPa<1300～1400MPa j4:940.32MPa<1300～1400MPa 倒 j11::1043.43MPa<1900～2000MPa j12:1163.55MPa<1900～2000MPa j13:1187.7MPa<1900～2000MPa （4）计算各挡齿轮的受力 ①一挡齿轮9，10的受力

Ft92T312634.2710313691.74N d992.652T22319.1810311130.95N d1057.35Ft9tann 13691.71tan20/cos24.955496.31Ncos910Ft10tann 11130.95tan20/cos24.954468.34N

cos910

Ft10Fr9Fr10Fa9Ft9tan91013691.74tan24.956370.02N Fa10Ft10tan91011130.95tan24.955178.63N

②二挡齿轮7，8的受力

Ft72T322341.271038595.14Nd779.41 2T22319.181039043.21Nd870.59

16

Ft8

变速器设计

Fr7Ft7tann8595.14tan20/cos24.953450.38Ncos78Ft8tann 9043.21tan20/cos24.953630.25Ncos78

Fr8Fa7Ft7tan88595.14tan24.953998.85N

Fa8Ft8tan89043.21tan24.954207.31N

③三挡齿轮5，6的受力

Ft52T332212.341036876.30N d561.762T22319.181037234.36N d688.24Ft6Ft5tann6876.30tan20Fr5 2760.38Ncos56cos24.95 Ft6tann7234.36tan20Fr6 2904.11Ncos56cos24.95

Fa5Ft5tan566876.30tan24.953199.17N

Fa6Ft6tan67234.36tan24.953365.75N ④五挡齿轮3，4的受力

Ft32T342109.211035500.38Nd339.71 2T22319.181035788.01N d4110.29

Ft4Ft3tann5500.38tan20Fr3 2208.04Ncos34cos24.95Ft4tann5788.01tan20Fr4 2323.50N cos34cos24.95 17

变速器设计

Fa3Ft3tan345500.38tan24.952559.03N

Fa4Ft4tan345788.01tan24.952692.85N ⑤常啮合齿轮1，2的受力

Ft12T12160.621036619.41N d148.532T22319.181036291.12N d2101.47

Ft2Ft1tann6619.41tan20Fr1 2657.25Ncos12cos24.95Ft2tann6291.12tan20Fr2 2525.47N cos12cos24.95Fa1Ft1tan126619.41tan24.953079.65N

Fa2Ft2tan126291.12tan24.952926.92N ⑥倒挡齿轮11，12的受力

Ft112T倒2319.181038399.47N d1176Ft122T22319.1810311399.29N d1256

Fr11Ft11tan 8399.47tan203057.16NFr12Ft12tan 11399.29tan204149.0N

2.3 轴设计计算

2.3.1轴的工艺要求

倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频

18

变速器设计

处理。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58～63，表面光洁度不低于▽8。

对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 2.3.2 轴的校核计算 （1）初选轴的直径

已知中间轴式变速器中心距A=74mm，第二轴和中间轴中部直径

d0.45～0.60A，约取0.45A，轴的最大直径d和支承距离L的比值：对

中间轴，d/L=0.16～0.18；对第二轴，d/L0.18～0.21。

第一轴花键部分直径d（mm）可按式（2-15）初选:

dK3Temax （2-15）

式中：K—经验系数，K=4.0～4.6；

Temax—发动机最大转矩（N.m）。

第一轴花键部分直径d14.0～4.63169=22.12～25.43mm；第二轴最大直径d2max0.45～0.6075=33.75～45.0mm；中间轴最大直径

dmax0.45～0.6075=33.75～45.0mm.

第二轴：

dd2max～0.18。 0.18～0.21；第一轴及中间轴：1max0.16LL2 第二轴支承之间的长度L2=238.10～277.78mm；中间轴支承之间的长度L=277.78～312.5mm，第一轴支承之间的长度L1=133.33～150.0mm。 （2）轴的刚度验算

若轴在垂直面内挠度为

fc，在水平面内挠度为

fs和转角为δ，可分别

用式（2-16）、（2-17）、（2-18）计算

19

变速器设计

Fra2b264Fra2b2fc3EIL3ELd4 （2-16）

Fta2b264Fta2b2fs3EIL3ELd4 （2-17）

Frabba64Frabba3EIL3ELd4 （2-18）

fc2fs20.2mm。

轴的全挠度为f轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc=0.05～0.10mm，

fs=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。

二轴受力弯曲示意图2-3：

δ a Fr b L

图2-3 二轴受力图

①第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。

②二轴的刚度 一档时

fc964Fr9a9b9 43ELd3222～0.10mm =0.0084mm0.05 20

变速器设计

64Ft9a9b9fs943d32EL

22～0.15mm =0.0210.10f92fc2f9s90.023mm0.2mm

964Fr9a9b9b9a93ELd324=-0.00021rad0.002rad

二档时

fc764Fr7a72b72 3ELd334～0.10mm =0.033mm 0.05fs764Ft7a72b7243d33EL

～0.15mm =0.08590.10f72fc27fs70.092mm0.2mm

764Fr7a7b7b7a73ELd334=-0.000022rad0.002rad

三档时

fc564Fr5a52b52 3ELd344～0.10mm =0.0064mm0.0564Ft5a5b5fs543d34EL

22～0.15mm =0.0160.10f52fc25fs50.017mm0.2mm

21

变速器设计

564Fr5a5b5b5a53ELd3440.00027rad0.002rad

五档时

fc364Fr3a32b32 3ELd354～0.10mm =0.031mm0.0564Ft3a3b3fs343d35EL22

～0.15mm =0.0780.10f332fc23fs30.084mm0.2mm

64Fr3a3b3b3a33ELd3540.00048rad0.002rad

倒档时

64Fr11 a112b112 fc113ELd314=0.0159mm<0.05～0.10mm

fs1164Ft11a112b112

43d31EL=0.0437<0.05～0.10mm

f112fc2f11s110.046mm0.2mm

1164Fr11a11b11b11a113ELd314=-0.00044rad0.002rad

③中间轴刚度

中间轴受力图如图2-4 ：

22

变速器设计

Fr a δ b L 图2-4 中间轴受力图

一档时

f64Fc10r10a210b2103ELd422

=0.031mm0.05～0.10mm 22f64Ft10a10b10s103d422EL

=0.0790.10～0.15mm f210f2c10fs100.085mm0.2mm

64Frb10a101010a10b103ELd40.00022rad0.002rad

22二档时

fF22c864r8a8b83ELd4

33=0.033mm0.05～0.10mm 22f64Ft8a8b8s83d433EL

=0.08590.10～0.15mm 23

变速器设计

f82fc28fs80.92mm0.2mm

864Fr8a8b8b8a83ELd334=-0.000022rad0.002rad

三档时

fc664Fr6a6b63ELd34422

=0.049mm0.05～0.10mm

64Ft6a6b6fs643d34EL

22=0.0260.10～0.15mm

f62fc26fs60.135mm0.2mm

664Fr6a6b6b6a63ELd344=0.00027rad0.002rad

五档时

fc464Fr4a4b43ELd25422

～0.10mm =0.0133mm 0.05fs464Ft4a4b4 43d25EL22～0.15mm =0.03350.10f42fc24fs40.036mm0.2mm

464Fr4a4b4b4a43ELd254=0.00009rad0.002rad

常啮合

64Fr2a2b2fc243ELd26

24

22变速器设计

～0.10mm =0.0034mm0.05fs264Ft2a2b2 43d26EL22～0.15mm =0.00880.10f22fc22fs20.0094mm0.2mm

264Fr2a2b2b2a23ELd264=0.0001rad0.002rad

倒档时

fc1264Fr12a12b1243ELd21

22～0.10mm =0.013mm 0.05fs1264Ft12a12b1243d21EL22

～0.15mm =0.0350.10f122fc212fs120.037mm0.2mm

1264Fr12a12b12b12a123ELd214=-0.00045rad0.002rad

（3）轴的强度计算

①第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。

②二轴的强度校核 二轴受力图如图2-5：

25

变速器设计

图2-5 二轴受力图 一档时挠度最大，最危险，因此校核。 ㈠求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩MHC

RHA+RHB=Ft9

RHAL1RHBL2

由以上两式可得RHA=9338.01N，RHB=4353.73N，MHC=-906.88N.m ㈡求垂直面内支反力

RVARVBFr9

+=

RVA、

RVB和弯矩MVC。

1Fr2L1Fa9d9RVBL2 由以上两式可得

.

RVA=428.58N，

RVB=5067.73N，Mvc左=81131.28N.mm，

MVC右=482424.73Nmm

按第三强度理论得：

222MMHMV906.882482.4220.6982.6621421.54N.m右T31

26

变速器设计

32M115.896MPa400MPa 3d31㈢中间轴强度校核 中间轴受力如图2-6：

图2-6 中间轴受力图

综合考虑，常啮合和倒档齿轮挠度最大，最危险，因此校核常啮合齿轮和倒档齿轮。

i求水平面内支反力RHA、RHB和弯矩

MHC、MHD

RHA+RHB+Ft2=Ft12

Ft2L1+RHBLFt12L1L2

由以上两式可得RHA=-4558.33N，RHB=13692.32N，

MHC=-131621.78Nmm，MHD=354288.78Nmm

ii求垂直面内支反力

.

.

RVA、

RVB和弯矩MVC、MVD

RVARVBFr2Fr12+=+ Fr2L11Fa2d2Fr12L1L2RVBL 227

变速器设计

由以上两式可得RVA=2206.16N,RVB=5896.61N,MVC左=152574.78N.mm，

MVC右=63702.87Nmm,MVD=223021.10Nmm。

.

.

按第三强度理论得：

.222MCMHCMVCT505.04Nm 2右22MDMHDMVDT22580.34 N.m

C32M41.18MPa400MPa 3d2632M37.66MPa400MPa 3d21D2.4 同步器及操纵机构设计

2.4.1同步器的设计

⑴同步器概述

本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器。此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。

⑵同步环主要参数的确定

同步环结构参数及尺寸的确定：（如图2-7）

28

变速器设计

图2-7 同步环结构 D—分度圆直径 φ—同步环大端直径 α—同步环锥面角 B—同步环锥面宽 由图 可推算出： φ=2R锥+B×tgα； D=φ/0.8～0.85； B=（0.25～0.40）R锥；

⑶锁环式同步器的基本尺寸

①由于摩擦系数μ

s

在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角α一般可取

6°～7°30′。对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8°或8°30′。

②同步环的几个结构尺寸：

a.摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W：

R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。设计时应在许可范围内，R锥和W都应该越大越好。

b.同步锥环的工作面宽度B：

在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大

29

变速器设计

小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。一般在设计时，R锥越大则B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经验公式可做参考：B≈（0.25～0.40）R锥。

c.同步锥环内锥面上的螺纹线：

i一般推荐螺纹顶宽为0.025～0.10。

ii螺距及螺纹角：一般螺距推荐取0.6～0.75。螺纹角一般取60°，螺

纹深可取0.25～0.40。

d.接近尺寸b：

尺寸b应大于零，取b=0.2-0.3mm。 e.分度尺寸a：

尺寸a应等于14结合齿齿距。 2.4.2变速器的操纵机构

根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡的工作。

用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。

设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：

⑴换档时只允许挂一个档。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如右图所示：

30

变速器设计

图2-8变速器自锁与互锁结构

1-自锁钢球2-自锁弹簧3-变速器盖 4-互锁钢球5-互锁销6-拨叉轴

⑵在挂档的过程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如图2-8所示）。

⑶汽车行进中若误挂倒档，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒档，则容易出现安全事故。为此，应设置倒

档锁。

2.5 轴承及平键的校核

2.5.1 轴承选择及校核

⑴一轴轴承校核

①初选轴承型号

由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号圆锥滚子轴承33005，油润滑极限转速n=9500r/min，查《机械设计实践》该轴承的Co=42500N，

Cr=32500N。

②轴承的校核

一挡时传递的轴向力最大。

31

变速器设计

Ⅰ求水平面内支反力RH1、RH2

RH1+RH2=Ft9

Ft9L1RH1L

由以上两式可得RH1=10394.28N，RH2=3297.46N。

Ⅱ内部附加力FS1、FS2，由机械设计手册查得Y=1.4和Y=2.1

FS1RH1/2Y3712.24N FS2RH2/2Y785.11N Ⅲ轴向力Fa1和Fa2 由于Fa9FS2FS1

所以轴承2被放松，轴承1被压紧

Fa1Fa9FS26370.02785.117155.13N

Fa2FS13712.24N

Ⅳ求当量动载荷 查机械设计课程设计得 Cr325000N,C0r425000N向当量动载荷Pr：

Fa11.30e0.29 Fr9查《机械设计手册》，则X=0.4，Y=2.1。

PfpXFr1YFa1，

fp为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设

计原理与设计》。

fp（1.2～1.8）取

fp=1.2

PfpXFr1YFa1=23020.188N

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变速器设计

③计算轴承的基本额定寿命Lh

106CLh，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。

60nPn1200r/min

106C10632500Lh60nP60120023020.188合格。

（2）二轴轴承校核

一档时传递的轴向力最大。 按同样方法计算可得：

10/3,L=43630.33h＞h=30000h

106C10635800Lh60nP60342.867819.34格。

（3）中间轴轴承校核

初选轴承型号

10/3,L=31144.03h＞h=30000h合

由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号32007，查《机械设计实践》

,CLCoer该轴承的=592000N，=432000N，=0.44，预期寿命h=30000h。

按同样方法计算可得：

10CrLh60nPr61064320060573.915791.7610/3,L=43062.43h＞h=30000h

合格。

2.5.2 平键选择及强度计算

中间轴上选用花键，公称尺寸bh=12×6(mm)，L=56mm，d=40mm。 中间轴T2=T1承齿i21=160.62×0.96×0.99×23/11=319.18N.m。

p2T2T2 dkldkl其中，l为键的工作长度,A型，l=L-b（mm）；

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变速器设计

k为键与轮毂的接触高度，平键k=0.4h（mm）；

p2T2231918079.16MPa

1.5dkL1.5402.456满足强度要求。

2.6 变速器箱体设计

2.6.1 箱体材料与毛坯种类

根据减速器的工作环境，可选箱体材料为HT200，由于铸造箱体的刚性好，得到的外形美观，灰铸铁造铸造的箱体还易于切削，吸收震动和消除噪音的优点，可采用铸造工艺以获得毛坯。 2.6.2 箱体的主要结构尺寸的计算

箱体的主要结构尺寸的计算如表2-5所示。

表2-5 箱体的主要结构尺寸

名 称 箱座壁厚 箱盖壁厚 符 号 减速器型式及结构尺寸 0.25a38,取10 0.25a38，取10  1 箱体凸缘厚度 b、b、b12 箱座加强筋厚度 箱盖加强筋厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 箱盖、箱座连m 箱座b1.515，箱盖b11.515箱底b22.525 m0.858.5 m1 m10.8517.23 df df0.036a1214.7取M16 a250,n4 n d1 d10.75df取M18 d2 d20.5df0.5817.338.665,取M取M 34

变速器设计

接螺栓直径 轴承该螺钉直径、数目 轴承盖外径 观察孔盖螺钉直径 箱盖箱座连接螺栓直径 D1 D172D(55.5)df;D轴承外径 d3、n d38，n4表9—9 d4 d40.3df0.3617.335.199，取M取M d2 d2(0.50.6)df取M8 小结

本设计主要是对变速器各部件进行设计计算，包括齿轮计算和校核、轴设计计算、同步器及操纵机构设计、轴承及平键校核、变速器箱体设计，是变速器设计整体方案的确定。

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变速器设计

致 谢

转眼间，大学四年很快就要结束了。经过近2周的紧张准备，也将接近尾声。在这次毕业设计中，我不但巩固了以前所学的知识，并从中学到了很多新的东西，尤其是《汽车设计》、《汽车构造》和《汽车理论》这三门课程。在这里，我向那些在这四年里给于过我巨大帮助的老师和同学们表示衷心的感谢，正是他们的帮忙才让我得以圆满的完成四年的学业和最后的毕业设计。

在这次设计的过程中，指导老师一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务，这与陈老师的指导是分不开的，在此，我对他表示衷心感谢。

另外，遇到技术困难的时候，车辆工程专业的老师们也给了我很多帮助，在寻求他们帮助的时候，他们都无微不至，因此我也非常感谢他们。

1301034110 靳世同 2016.12.29

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