车辆工程毕业设计120九档双中间轴变速器

2024-08-10 来源：步旅网

第1章绪论

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。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。

1.1汽车变速器概述

变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬破、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。

1.1.1汽车变速器的功用

现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。

变速器的功用是：

（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下

工作；

（2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。

1.1.2汽车变速器的分类

汽车变速器按传动比变化方式不同，可分为有级式、无级式和综合式三种。

(1)有级式变速器应用最为广泛，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有级式变速器又可分为有轴线固定式变速器和轴线旋转式变速器两种。

目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有3-5个前进挡和一个倒挡；在重型货车用的组合式变速器中，则有更多挡位。所谓变速器挡数，均指前进挡位数。

(2)无级式变速器的传动比在一定的范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式两种。

电力式变速器在传动系统中也有广泛采用的趋势，其边素传动部件为直流串励电动机。液力式变速器的传动部件是液力变矩器。

(3)综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大值和最小值之间的几个间断范围内作无级变化，目前应用较多。

1.2双中间轴变速器概述

双中间轴变速器是目前多级变速的一个重要的发展方向，是指在汽车

的传动系统中的变速器部分有两个输出轴或叫中间轴，这样的变速器结构

目的主要是为了缩短多挡定轴式变速器的轴向尺寸，以便于其在整车上的布置，同时也是为了多挡时共用输入轴的主动齿轮，减少变速器零件，简化变速器结构和降低成本等。

1.2.1双中间轴变速器的原理

采用双中间轴结构设计的变速器，每根中间轴和中间轴两端的轴承以及中间轴上的齿轮只承受二分之一的传动力，输入轴及主轴上每个齿轮的轮齿受力也只有传动力的二分之一。

1.2.2双中间轴变速器的特点

对大吨位的重型汽车（输入扭矩在800N·m以上）来说，车辆需要变速器的承载能力大、挡位多，双中间轴变速器的优势在这里得到了有效发挥。双中间轴变速器的比较优势主要体现在以下几个方面：

（1）双中间轴变速器在中心距、壳体长度两个重要设计参数上，明显优于单中间轴变速器。这两个设计参数决定了双中间轴变速器重量轻，轴向尺寸短，有利于减轻整车重量，提高承载能力，便于整车布置。

（2）双中间轴变速器的速比范围明显大于单中间轴变速器，在发动机功率相同的情况下，将直接影响到整车的最大爬坡度和最高车速这两个重要性能指标。

（3）由于双中间轴变速器比单中间轴变速器前进挡多1～2个挡位，所以各挡之间的速比级差明显小于单中间轴变速器，有利于提高整车的加速性，可以使发动机始终处于最佳工作状态，大大降低整车的燃油消耗和污染排放。

（4）采用双中间轴结构设计的变速器，每根中间轴和中间轴两端的轴承以及中间轴上的齿轮只承受二分之一的力（与单中间轴相比），输入轴

及主轴上每个齿轮的轮齿受力也只有二分之一（与单中间轴相比）。

（5）由于采用了对称布置的双中间轴，中间轴上每个齿轮施加给输入轴齿轮和主轴齿轮的径向力大小相等而方向相反，正好相互抵消，因此，从结构上保证了双中间轴变速器在设计时能够减小中心距，从而使变速器的轴向尺寸变短、重量降低。

（6）由于每个齿轮及轴承受力的减小，进一步延长了变速器使用寿命，提高了工作可靠性和性价比。

近年来，以法士特为首自主研发的双中间轴变速器，均采用了细高齿有限元设计，齿部为非标准渐开线K形齿修形设计，主、副箱均配有高性能的双锥面同步器，使产品的可靠性及操控性有了提高。

双中间轴变速器具有广泛的适用性，良好的整车匹配性。可以根据用户的使用爱好选择带同步器或不带同步器的产品；可匹配多种离合器壳体及离合器分离装置，能够适应整车选装普通推式离合器、免调节推式离合器、拉式离合器、单片离合器、双片离合器；还可以满足整车安装缓速器的需要。同时双中间轴变速器在设计时充分考虑了车辆多种功能的需要，取力形式多种多样，能够实现前取力、后下取力、后上取力、侧取力等，最大限度地满足了各行各业的特殊需求，广泛匹配载重车、自卸车、牵引车及各种专用车辆和特种车辆，为重型汽车的升级换代提供较好优化配置。

1.2.3汽车变速器国内外发展状况

近年来，随着市场对产品创新性要求的增长和大吨位变速器需求比重持续上升，双中间轴变速器已成为引领市场需求的主导，备受国内外重型汽车厂家的青睐。

据统计，今年前4个月，重卡市场累计生产整车175559辆，同比增长65.7%；销售整车159303辆，同比增长60.17%；产销量再创历史新高。前4

个月，双中间轴重型变速器产销量双双突破16万台大关，同比增长高达103.67%，市场占有率已超过85%。

双中间轴变速器和单中间轴变速器是目前国际上使用最广泛的两种变速器，但在性能上各有优劣。欧洲等发达国家，由于路况较好、法规健全，重型汽车多选配单中间轴变速器。双中间轴变速器则广泛应用于美国、加拿大、澳大利亚这些使用超大功率、超长距离运输车辆的国家。在亚洲、非洲等许多发展中国家和不发达地区，受路况、超载等各种因素影响，重型汽车更多选择配套的也是双中间轴变速器。同时从这两种变速器产品在中国市场的应用情况看，双中间轴变速器更适合中国国情，已显示出了比较优势。法士特双中间轴变速器在国内市场超过90万台的保有量，充分说明了这一点。

目前在国际上，重卡配装的手动重型变速器主要有两种结构，以德国采埃孚技术为代表的单中间轴结构和以美国伊顿技术为代表的双中间轴结构。

上世纪80年代，法士特的前身陕西齿总厂和现綦江齿轮传动有限公司的前身綦江齿轮厂，分别引进了伊顿和采埃孚的重型变速器技术。其后，经过二十多年发展，法士特双中间轴变速器在重卡市场确立了领先地位，綦齿却逐渐淡出重卡市场，成为国内最大的大中型客车变速器生产企业。

目前，具有自主知识产权和高技术含量双中间轴变速器已达到20多个系列、数百个品种。在5～16挡变速器领域实现了全方位覆盖，广泛匹配于输入扭矩500～2600N·m、载重量5～50吨之间的各种车型。尤其是近年推出的12挡和16挡两款重型变速器，代表了国内最新技术和成果。其中，部分自主创新产品在关键技术和核心技术上的创造性，填补了我国多挡位机械式重型变速器空白，打破了跨国公司构筑的知识产权壁垒，而且形成了规模发展的竞争优势。

从双中间轴变速器在设计参数、性能、结构、使用方便性及价格等方面的

比较优势中可以看出，在大吨位重型汽车（输入扭矩800N·m以上）上，双中间轴变速器更符合我国对汽车工业发展提出的具有高可靠性、低能源消耗、低噪声和低排放污染的总体要求。

1.3课题设计意义

随着社会的快速发展和人们生活水平的迅速提高，汽车作为一种必不可少的交通运输工具已走进千家万户。总之，汽车工业的发展水平直接代表着一个国家基础工业和国民经济的实力。中国未来10年，经济型汽车至少应翻一番。因此设计一种适合我国国情的经济型汽车的变速器具有十分重要的意义，而且也符合全球对环境保护的要求，低排放的经济型汽车肯定是未来汽车的主力。

本设计的目的就是以我国现今发展情况探讨开发一种适合我国国情、满足家庭使用的中小型、经济实用、发动机前置前驱动或前置后驱的一种变速器。

变速器是汽车最重要的系统之一，如果把作为动力源的发动机比作汽车的心脏，那么作为传递动力的变速器可谓汽车的动脉。汽车变速器作为汽车传递系中的一个主要总成。要求其结构简单，操纵轻便，体积小，重量轻，传递效率高，承载能力大，维修方便，使用可靠。由于机械传动变速器具备上述这些优点。所以，机械变速器一直是汽车上用得最普遍的变速器。

变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。它的作用是：

（1）在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。

由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如在高速路上车速应能达到100km/h，而在市区内，车速常在50km/h

左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。（2）实现倒车行驶

汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。（3）实现空档

当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。

变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。

1.4课题设计内容和方案

1.4.1变速器设计应满足的基本要求

对变速器如下基本要求.

（1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。（3）设置倒档，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）换挡迅速，省力，方便。

（6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。

（7）变速器应当有高的工作效率。

除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。

1.4.2课题设计内容

课题要求对9档双中间轴变速器进行传动方案的设计,对主要零件轴、齿轮进行结构设计，对其他零件进行结构和选型设计。进行齿轮的设计:包括材料选择、参数计算、强度计算及校核；轴的设计：包括结构设计并作出轴的计算简图、强度校核；轴承的选用及其他零件的结构设计。 1．齿轮的设计

齿轮的设计从两个方面来考虑：

（1）按照齿面解除疲劳强度进行计算及核算：（2）按照齿根弯曲强度进行计算及核算。

可算得齿轮的模数及分度圆直径，并对模数进行圆整，从而定出分度圆的具体直径。完成这些后，也是从这两方面入手对所设计的齿轮进行强度校核，最终得出合适且安全的直齿轮圆柱齿轮 2．轴的设计

轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸。轴的结构主要取决于以下的因素：轴在机器中的安装位置及其形式；轴上安装的零件的类型、尺寸、数量以及和轴联接的方法；载荷的性质、大小、方向及其分布情况；轴的加工工艺等。 3．轴承的选用

选用轴承时，首先是选择轴承的类型。由于该轴上的轴承所受载荷为径向载荷，轴的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差，轴承力可能发生

弯曲或倾斜，所以选用调心滚子轴承。 4．其他零件的结构设计

其他零件部件包括一些标准件（螺栓，螺母，弹性挡圈和油毡封圈等）和非标准件，如轴套，轴承端盖等，根据相关参考书的建议值和公式选取确定，然后进行强度校核。

1.4.3课题设计方案

变速器设计是一个重要的课题，因此要充分利用现有参考文献，资料进行认识，不断的分析增进对变速器的了解。

在对变速器有了较深的理解后开始对变速器的各个部分进行分步设计。

（1）确定档数，这里选择9档。（2）选定车型，确定基本参数。

（3）变速器主要参数的确定。其中包括轴数（4轴），传动比范围，中心距A，外形尺寸，齿轮参数的确定（模数，压力角，螺旋角，齿轮宽度，齿轮变位系数，齿顶高系数），各档齿轮齿数的分配：1.确定一档齿轮齿数。2.对中心距A的修正。3.确定常啮合传动齿轮副的齿数。4.确定其他各挡的齿数。5.确定倒挡齿轮齿数。（4）轮齿强度的计算。（5）轴的强度计算。（6）组装配合。

第2章九档变速器总体方案设计

对本设计进行总体方案设计，即对变速器进行选型并对其相关结构和组成部分进行初步分析和设定，为后面的设计计算做准备。对总体方案进行设计，首先要确定的就是车型的选择，即使用九档双中间轴变速器的车型，其次要对变速器的传动机构布置和操纵机构型式进行分析和设定，为设计计算确定一个总体方案，从而在后面的设计计算中以此作为贯穿全文的主线，图有2-1中机构2所示为变速器。

1-离合器 2-变速器 3-万向节 4-驱动桥 5-差速器 6-半轴 7-主减速器 8-传动轴

图2-1 卡车传动系统布置

2.1车型及基本参数的选择

本文主要设计的是九档变速器，而九档变速器目前来说主要用于重卡及重型工程车，所以我们选择的车型应该为重型卡车。

目前在国际上，重卡配装的手动重型变速器主要有两种结构，以德国采埃孚技术为代表的单中间轴结构和以美国伊顿技术为代表的双中间轴结构。根据绪论中对两种变速器优缺点的比较，我们知道双中间轴结构变速器拥有

绝对的优势，所以我们选择双中间轴式变速器。

根据以上分析，我们选择解放j6重卡作为研究车型，对其变速器进行设计和分析，车型的基本数据如表2-1所示。

表2-1 车型基本数据

产品型号发动机型号驱动轴距货厢尺寸发动机功率(ps) 发动机排量（L)/转速(r/min) 最高车速车身离合器车桥/速比车架轮胎额定载质量（T) BJ1317VNPJJ-S5 SC8DK280Q3 8×4 1800+4700+1350(mm) 9450×2316×800 290A 8.8/2200 130km/h ETX高/平 Φ430 457/4.875 320(mm) 11.00R20 16.800(t) 根据变速器设计所选择的汽车相关数据，我们可知发动机的基本参数如下表2-2所示。

表2-2 发动机基本参数表

项目发动机型号生产厂家汽缸数汽缸排列形式排放标准最大马力参数上柴SC8DK280Q3 上柴 6 直列欧III 280马力项目系列发动机形式燃油种类排量最大输出功率最大扭矩参数 SC8DK 直喷，直列，六缸，水冷，四冲程柴油 8.8L 290KW 1160N·m 11

最大扭矩转速发动机净重压缩比额定转速汽缸缸径进气形式 2200 700KG 18：1 2200RPM 114mm 增压中冷全负荷最低燃油耗率发动机尺寸一米外噪音汽缸行程每缸气门数发动机喷油系统 200g/kW.h 1363*890*982mm 98dB 135mm 4 共轨 2.2变速器的基本要求及型号设定

2.2.1变速器的基本要求

作为汽车传动系中最主要的部件之一，变速器有如下基本要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

（2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。（3）设置倒档，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）换挡迅速，省力，方便。

（6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡

冲击等现象发生。

（7）变速器应当有高的工作效率。

2.2.2变速器的型号设定

根据表2-2中解放重卡发动机相关参数，我们可以知道发动机最大扭矩为1160N·m，我们选择发动机的名义输入扭矩为119 N·m。

目前，重型卡车和工程机车传动机构一般都采用机械式变速器作为调速

机构。机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用，所以，设计中我们选择变速器的类型为机械式变速器。

由于双中间轴结构变速器得绝对的优势，我们选择双中间轴式变速器作为所设计的变速器。

由于全同步器式变速器具有传动平稳，冲击小，噪声污染小等优点，符合变速器发展的要求和趋势，故设计中我们选择变速器为全同步器式变速器。

综合以上所述，本设计选择的变速器为九档双中间轴全同步器式机械变速器

2.3 变速器传动机构布置方案

2.3.1 变速器传动方案分析与选择

机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。

其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。

而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。

（4）采用双中间轴结构设计的变速器，每根中间轴和中间轴两端的轴承以及中间轴上的齿轮只承受二分之一的力（与单中间轴相比），输入轴及主轴上每个齿轮的轮齿受力也只有二分之一（与单中间轴相比）。

（6）由于每个齿轮及轴承受力的减小，进一步延长了变速器使用寿命，提高了工作可靠性和性价比。

对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位

数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成本。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。

重卡需要较大的转矩和较高的功率，而且其对变速器的尺寸要求较小。综上所述，解放J6重卡选择九档双中间轴全同步器式机械变速器作为调速机构。

2.3.2 倒档布置方案

常见的倒档布置方案如图2-2所示。图2-2b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图2-2c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2-6d方案对2-2c的缺点做了修改；图2-2e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2-2f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。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2-2g 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。

综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图2-2f所示方案。

图2-2 倒档布置方案

2.3.3零部件结构方案分析

1．齿轮形式

变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。

变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。

齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度b（图2-3）影响齿轮强度。要求尺寸b应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸C，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求：

C(1.2～1.4)d2

式中：d2——花键内径。

为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图2-7中的尺寸D1可取为花键内径的1.25～1.40倍。

图2-3 变速器齿轮尺寸控制图

齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在Ra0.80～Ra0.40μm范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。

2．变速器轴

变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。

用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与Ra0.8μm，硬度不低于58～63HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。

倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。

由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以

顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。

3．变速器轴承的选择

变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。

滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。

变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。

由于本设计的变速器为三轴变速器，齿轮与轴不是固定连接，并且两者有相对运动，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承，齿轮与轴之间使用滚针轴承。

2.4变速器操纵机构布置方案

2.4.1变速器操纵机构概述

根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求[9]：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。

变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。

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、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。

1、直接操纵式手动换档变速器

当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，

并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。

2、远距离操纵手动换档变速器

平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。

3、电动自动换档变速器

20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器。

由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。

2.4.2典型的操纵机构及其锁定装置

定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。 1．换档机构

变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。

常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数

多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。

使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。

通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。 2．防脱档设计

互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：互锁式转动钱口试

操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。

锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。

自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。

倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。

本次设计属于前置后轮驱动的重卡，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。

2.5换挡机构形式

变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器），时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。

由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。

因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。

使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。

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。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。

自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措

施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种：

（1）将两接合齿的啮合位置错开。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约 1～3mm。使用中接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱挡。

（2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.3～0.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡。

（3）将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 2°～3°），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。

通过以上分析，我们可以看出使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声

换挡，而与操作技术的熟练程度无关，提高汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性等优点，所以本次设计九档变速器采用全同步器式变速器。

第3章变速器主要参数的选取和计算

3.1档数的选择

近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4～5个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用4～5个档或多档。载质量在10t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。

档数选择的要求：

1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。

2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。

解放J6重卡为载重16.8t的大型卡车，需要较大的传动扭矩和较高传动比，所以本次设计所选的变速器为9档变速器。

3.2传动比的计算

3.2.1传动比范围

变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前重型卡车的传动比范围在

10左右。

解放J6重卡采用九档变速器，档位较多，考虑到其在平直高速路上有较高车速的要求，我们采用一个超速档，七个高速档（包括一个直接档），一个低速档和一个倒档布置。

3.2.2变速器各档传动比的选取

本文所设计的变速器为法士特9JS119T型减速器。通过查阅相关资料，我们可以得到法士特9JS119T具有三种类型，其各自参数如表3-1～表3-3所示。

表3-1法士特9JS119T-B（类型2）参数

项目参数 9JS119A 项目参数型号系列 9JS119 法士特 9JS119B 生产厂家法士特变速箱型号变速箱形式手动变速箱档位数 9个变速箱油容量 12.5升变速箱重量 270KG 倒档1传动比 11.52 9档传动比 0.73 8档传动比 1 7档传动比 1.38 6档传动比 1.95 5档传动比 2.46 4档传动比 3.36 3档传动比 4.64 2档传动比 6.55 1档传动比 11.02 换挡方式手动操纵形式双H操纵装置,可单,双 24

杆操纵,左,右操纵或双向操纵是最大输入扭矩 1190NM 1 是否有同步器倒档档位数前进档档位数 9 根据上面的设计，我们选择表3-1法士特9JS119T-A（类型2）参数作为所设计变速器的参数，下面对各传动比进行计算校核。

3.2.3变速器各档传动比的计算校核

1．主减速器传动比的确定

发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式如式（3-1）所示：

ua0.377rn （3-1） igi0式中：

ua——汽车行驶速度（km/h）； n ——发动机转速（r/min）； r ——车轮滚动半径（m）；

ig ——变速器传动比；

i0 ——主减速器传动比。

已知：最高车速uamax=vamax=130 km/h；最高档为超速档，传动比ig=0.73；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格11.00R20得到r=512(mm)；发动机转速；由公式（3-1）得到主减速器传动比计算公式： n=np=2200（r/min）

i00.377nr22000.5120.3774.47 igua0.731302．最低档传动比计算

按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大

坡道角max坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用公式表示如式（3-2）所示：

式中：

G ——车辆总重量(N)；

f ——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02)； Temax——发动机最大扭矩(N·m)； i0 ——主减速器传动比； ig ——变速器传动比；

Temaxi0igtrGfcosmaxGsinmax （3-2）

t ——为传动效率（0.85~0.9）； R ——车轮滚动半径；

max——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约16.7）由公式（3-2）得： ig1(GcosmaxGsinmax)r （3-3）

Temaxi0tmax16.7；Temax1160 N·已知：m=16800kg；f0.015；r=0.512m；m；

i04.47；g=9.8m/s2；t0.9，把以上数据代入（3-3）式：

(168009.80.015cos16.7168009.8sin16.7)0.512ig15.46

11604.470.90满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：

Temaxi0ig1trFn （3-4）

ig1Fnr （3-5）

Temaxi0t 26

式中：

Fn——驱动轮的地面法向反力，Fnm1g；

 ——驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取

0.5~0.6之间。

已知：m116800kg；取0.6，把数据代入（3-5）式得：

ig1168009.80.60.51211.16

11604.470.90所以，一档转动比的选择范围是：

5.46ig111.16

表3-2法士特9JS119T-A（类型2）数据中一档传动比为11.02在这个范围内，故符合传动比的选取要求。 3．变速器各档速比的配置

根据表3-2法士特9JS119T-A（类型2）系数中数据可知各档传动比为：

前进档：i111.02；i26.55；i34.64；i43.36；i52.46；i61.95；i71.38；

i81；i90.73；

倒档：i111.52。 4．变速器的布置与传动原理

由于两中间轴上齿轮规格和分布完全相同，所以上中间轴上齿轮没有标

，出。通过示意图我们可以看出各档位传动所使用的传动齿轮，如表3-4所示。

表3-2 九档变速器各档位传动路径

档位倒档 1档 2档路径 I-1-7-13-14-4-15-16-17-18-O I-1-7-12-5-15-16-17-18-O I-1-7-11-4-15-16-17-18-O 27

3档 4档 5档 6档 7档 8档 9档 I-1-7-10-3-15-16-17-18-O I-15-16-17-18-O I-1-7-9-2-15-16-17-18-O I-1-7-11-4-O I-1-7-10-3-O I-O I-1-7-9-2-O

图3-1 九档变速器的布置与传动原理示意图

根据上述所示路径，我们可以得到个档传动比的计算公式

倒档：

i1，Z7Z14Z6Z16Z1811.52 (3-6) Z1Z13Z14Z15Z17 前进档：

i1Z7Z5Z16Z1811.02 (3-7) Z1Z12Z15Z17 28

i2i3i4i5i6i7Z7Z4Z16Z186.55 (3-8) Z1Z11Z15Z17Z7Z3Z16Z184.64 (3-9) Z1Z10Z15Z17Z16Z183.36 (3-10) Z15Z17Z7Z2Z16Z182.46 (3-11) Z1Z9Z15Z17Z7Z41.95 (3-12) Z1Z11Z7Z31.38 (3-13) Z1Z10i81 (3-14)

i9Z7Z20.73 (3-15) Z1Z93.2.4中心距的计算

第二轴初选中心距可根据经验公式计算：

AKA3Temaxi1g （3-16）式中：

A ——变速器中心距（mm）；

KA ——中心距系数，货车KA=8.6~9.6； Temax——发动机最大输出转距为1160（N·m）；

i1 ——变速器一档传动比为11.02；

g ——变速器传动效率，取96%。

A（8.6~9.6）3116011.020.96=（8.6~9.6）23=197.8~220.8mm 初取A=220mm。

3.2.5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。

变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：

L(3.0~3.4)A(3.0~3.4)210630~714mm

初选长度为700mm。

3.2.6齿轮参数的选择

1．模数mn

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3-5 汽车变速器齿轮的法向模数

车型模数乘用车的发动机排量V/L 1.014 4.50~6.00 mn/mm 由表3-5选取各档模数为mn6mm，各档均采用斜齿轮。 2．压力角

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。

对于轿车，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

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。

本设计初选螺旋角全部为22°。 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mmn的大小来选定齿宽：斜齿bkcmn，kc取为6.0～8.5，取6.0

bkcmn6636mm

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ha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。

*本设计齿顶高系数取为ha=1.00。

3.2.7各档齿轮齿数的分配及传动比的计算

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。根据图3-1以及公式（3-6）～（3-15）确定各档齿轮齿数和传动比。

1．第一轴与中间轴常啮合齿轮齿数及传动比的确定

A0mn(Z1Z7) （3-17）

2cos已知：A0=220mm， mn=6，22；将数据代入（3-17）两式得： Z1Z768 (3-18) 根据已有物件做参考，取Z128，Z740，所以传动比为：

Z7401.43 (3-19) Z1282．一档齿轮齿数及传动比的确定

根据公式（3-7）与（3-10）可知：

Z7Z53.28 （3-20） Z1Z12Z52.29 （3-21） Z12已知：A0=220mm，mn=6，22；将数据代入（3-17）两式得： Z5Z1268 (3-22)

由公式（3-21）和（3-22）可得：

Z521 Z1247

对中心距A进行修正

Amn(Z5Z12)

2cosA668220.02mm

2cos22取整得A0220mm，A0为标准中心矩。 3．二、六档齿轮齿数及传动比的确定

根据公式（3-7）与（3-10）可知：

Z7Z41.95 （3-23） Z1Z11Z41.36 （3-24） Z11已知：A0=220mm，mn=6，22；将数据代入（3-17）两式得： Z4Z1168 (3-25)

由公式（3-21）和（3-22）可得：

Z429 Z1139

将Z429，Z1139带入公式（3-12）可得

i6Z7Z440391.921.95 Z1Z112829

通过验证可知Z429，Z1139符合设计要求。

4．三、七档齿轮齿数及传动比的确定

根据公式（3-8）与（3-10）可知：

Z7Z31.38 （3-26） Z1Z10Z30.97 （3-27） Z10已知：A0=220mm，mn=6，22；将数据代入（3-17）两式得： Z3Z1068 (3-28)

由公式（3-21）和（3-22）可得：

Z335 Z1033

将Z335，Z1033带入公式（3-13）可得

i7Z7Z340331.351.38 Z1Z102835

通过验证可知Z335，Z1033符合设计要求。

5．五、九档齿轮齿数及传动比的确定

根据公式（3-10）与（3-11）可知：

Z7Z20.73 （3-29） Z1Z9Z20.51 （3-30） Z9已知：A0=220mm，mn=6，22；将数据代入（3-17）两式得： Z2Z968 (3-31)

由公式（3-21）和（3-22）可得：

Z223 Z945

将Z223，Z945带入公式（3-13）可得

i9Z7Z240230.730.73 Z1Z92845

通过验证可知Z223，Z945符合设计要求。

6．副箱齿轮齿数及传动比的确定

根据公式（3-10）可知副箱传动比

ifi4Z16Z183.36 (3-32) Z15Z17副箱经过两级减速，为传动平稳取if1=if2=if=1.83 即 if1 if2

A0Z161.83 (3-33) Z15Z181.83 (3-34) Z17mn(Z15Z16) （3-35）

2cosmn(Z17Z18) (3-36)

2cos A0已知：A0=220mm， mn=6，22；将数据代入（3-17）两式得： Z15Z1668 (3-37)

Z17Z1868 (3-38)

由上列公式可得 Z1524，Z1644；

Z1724，Z1844。

7．计算倒档齿轮齿数及传动比

将以上所得齿轮齿数带入公式（3-6）可得： i1 =

，Z7Z14Z6Z16Z18 Z1Z13Z14Z15Z1740Z64444 28Z132424 =11.52

Z6=2.40 Z13即

初选倒档轴上齿轮齿数为Z14=25，输入轴齿轮齿数z13=18，则 Z643

为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮6和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式：

d(Z6Z13)mn2mn0.5A0 （3-39）

2cos已知：22，mn6，A0220mm，把数据代入式，有

d(Z6Z13)mn2mn0.5

2cos =

(4318)6260.5

2cos22=209.9mmA0

第二轴与倒档轴之间的距离：

A'mn(Z6Z14)6(4325)223.3mm 2cos2cos22中间轴与倒档轴之间的距离：

A''mn(z13z14)6(1825)139.1mm 2cos2cos22经过以上计算可知各传动齿轮的齿数如表3-6所示。

表3-3 各传动齿轮的齿数

齿1 轮齿28 23 35 29 21 43 40 47 45 33 39 47 18 25 24 44 24 44 数 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 确定各传动齿轮的齿数后，可修正各档位传动比，如表3-7所示。

表3-4 各档位传动比

档位 1 2 3 4 5 6 7 8 9 R 11.5传动比 11.06.55 4.64 3.36 2.46 1.92 1.35 2 1 0.73 2 36

第4章变速器的设计与校核

变速器中的所有传动均为齿轮传动，齿轮布置在各轴上，而轴承是轴的

支撑部件，如果传动中某一环节出现破坏，将影响整个变速器的性能，甚至造成严重交通事故，所以在对变速器进行设计时，要对其进行严格校核。

4.1 齿轮的校核

4.1.1 齿轮材料的选择原则

变速器中的所有传动均为齿轮传动，如果传动中某一齿轮出现破坏，将

影响整个变速器的性能，所以在设计时要合理选择齿轮材料。齿轮材料的选择原则有以下几个方面：

（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[18]。

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20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为58～62HRC。

4.1.2变速器齿轮弯曲强度校核

齿轮弯曲强度校核（斜齿轮）公式为： w式中：

F1 ——圆周力（N），F12TgdF1K (4-1) btyK；

Tg ——计算载荷（N·mm）；

，dd ——节圆直径（mm）

mnz ，mn为法向模数（mm）； cos ——斜齿轮螺旋角()；

K ——应力集中系数，K=1.50；

； b ——齿面宽（mm）

t ——法向齿距，tmn； y ——齿形系数，可按当量齿数ZnK ——重合度影响系数，K=2.0。

Z在齿形系数中查得； 3cos将上述有关参数据代入公式（4-1），整理得到 w

2TgcosKzmnyKcK38

3 (4-2)

（1）一档齿轮校核

1）齿轮1和齿轮7啮合：主动齿轮1：

已知：Tg1160103 N·mm；22；K1.5；mn6mm；Kc6.0；

0.70；K2.0；znz12835.13，查齿形系数得：y=0.183，33coscos22把以上数据代入(4-2)式，得：

21160103cos221.5w177.4MPa 33z1mnyKcK3.142860.18326从动齿轮7：已知：Tg116040mm；22；K1.5；1031657103N·

282TgcosKmn6mm；Kc6.0；0.73；K2.0；znz74050.19，查33coscos22齿形系数图4-1得：y=0.181，把以上数据代入(4-2)式，得：

w721657103cos221.578.2MPa 333.144060.18126z7mnyKcK2TgcosK2）齿轮12和齿轮5啮合：主动齿轮12：

已知：Tg1160103N·mm；22；K1.5；mn6mm；Kc6.0；

0.73；K2.0；znz124758.97，查齿形系数图4-1得：33coscos22y=0.180，把以上数据代入(4-2)式，得：

w1221160103cos221.546.8MPa 33z12mnyKcK3.144760.180262TgcosK从动齿轮5：已知：Tg116047mm；22；K1.5；1032596103N·

21mn6mm；Kc6.0；0.73；K2.0；zn

z52126.35，查cos3cos322

齿形系数图4-1得：y=0.185，把以上数据代入(4-2)式，得：

w522596103cos221.5228.4MPa 33z5mnyKcK3.142160.185262TgcosK3）齿轮15和齿轮16啮合：主动齿轮15

已知：Tg1160103N·mm；22；K1.5；mn6mm；Kc6.0；

0.73；K2.0；znz152430.11，查齿形系数图4-1得：cos3cos322y=0.184，把以上数据代入(4-2)式，得：

w1522596103cos221.589.8MPa 33z15mnyKcK3.142460.184262TgcosK从动齿轮16：已知：Tg116044mm；22；K1.5；1032126.7103N·

24mn6mm；Kc6.0；0.73；K2.0；znz164455.2，查齿33coscos22形系数图4-1得：y=0.185，把以上数据代入(4-2)式，得：

w1622126.7103cos221.591.77MPa 333.144460.18026z16mnyKcK2TgcosK4）齿轮17和齿轮18啮合：主动齿轮17

已知：Tg1160103N·mm；22；K1.5；mn6mm；Kc6.0；

0.73；K2.0；znz172430.11，查齿形系数图4-1得：33coscos22y=0.184，把以上数据代入(4-2)式，得：

w1722126.7103cos221.589.78MPa 333.142460.18426z17mnyKcK2TgcosK从动齿轮18：已知：Tg1160

44mm；22；K1.5；1032126.7103N·

2440

mn6mm；Kc6.0；0.73；K2.0；znz164455.2，查齿33coscos22形系数图4-1得：y=0.185，把以上数据代入(4-2)式，得：

w1822126.7103cos221.591.77MPa 333.144460.18026z18mnyKcK2TgcosK（2）二、六档齿轮校核

齿轮11和齿轮4啮合：主动齿轮11

已知：Tg1160103N·mm；22；K1.5；mn6mm；Kc6.0；

0.73；K2.0；znz113948.93，查齿形系数图4-1得：33coscos22y=0.181，把以上数据代入(4-2)式，得：

21160103cos221.5w1156.16MPa 33z11mnyKcK3.143960.18126从动齿轮4：已知：Tg116039mm；22；K1.5；1031560103N·

292TgcosKmn6mm；Kc6.0；0.73；K2.0；znz42936.39，查cos3cos322齿形系数图4-1得：y=0.185，把以上数据代入(4-2)式，得：

w421560103cos221.599.37MPa 333.142960.18526z4mnyKcK2TgcosK（3）三、七档齿轮校核

齿轮10和齿轮3啮合：主动齿轮10：

已知：Tg1160103N·mm；22；K1.5；mn6mm；Kc6.0；

0.73；K2.0；znz103341.41，查齿形系数图4-1得：cos3cos322y=0.182，把以上数据代入(4-2)式，得：

w1021160103cos221.566.01MPa z10mn3yKcK3.1433630.182262TgcosK从动齿轮3：已知：Tg116033mm；22；K1.5；1031093.7103N·

35mn6mm；Kc6.0；0.73；K2.0；znz33543.91，查33coscos22齿形系数图4-1得：y=0.182，把以上数据代入(4-2)式，得：

21093.7103cos221.5w358.68MPa 333.143560.18226z3mnyKcK（4）五、九档齿轮的校核

齿轮9和齿轮2啮合：主动齿轮9：

已知：Tg1160103N·mm；22；K1.5；mn6mm；Kc6.0；

2TgcosK0.73；K2.0；znz94556.46，查齿形系数图4-1得：33coscos22y=0.180，把以上数据代入(4-2)式，得：

w921160103cos221.548.94MPa 33z9mnyKcK3.144560.180262TgcosK从动齿轮2：已知：Tg116045mm；22；K1.5；1032269.6103N·

23mn6mm；Kc6.0；0.73；K2.0；znz22328.86，查cos3cos322齿形系数图4-1得：y=0.186，把以上数据代入(4-2)式，得：

w222269.6103cos221.5181.31MPa

3.1423630.18626z2mn3yKcK2TgcosK（5）倒档齿轮的校核

1）齿轮13和齿轮14啮合：主动齿轮13：

已知：Tg1160103N·mm；22；K1.5；mn6mm；Kc6.0；

0.73；K2.0；znz131823.47，查齿形系数图4-1得：cos3cos322y=0.187，把以上数据代入(4-2)式，得：

21160103cos221.5w13117.78MPa 33z13mnyKcK3.141860.18726从动齿轮14：已知：Tg116025mm；22；K1.5；1031611103N·

182TgcosKmn6mm；Kc6.0；0.73；K2.0；znz142531.37，查33coscos22齿形系数图4-1得：y=0.185，把以上数据代入(4-2)式，得：

w1421611103cos221.5119.04MPa 33z14mnyKcK3.142560.185262TgcosK2）齿轮14和齿轮6啮合从动齿轮6：已知：Tg161143mm；22；K1.5；1032771103N·

25mn6mm；Kc6.0；0.73；K2.0；znz64353.95，查33coscos22齿形系数图4-1得：y=0.180，把以上数据代入(4-2)式，得：

w622771103cos221.5122.35MPa 33z6mnyKcK3.144360.18026对于卡车变速器齿轮当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应

2TgcosK力不超过250~450MPa，以上各档均合适。

4.1.3变速器齿轮轮齿接触应力校核

齿轮弯曲强度校核（斜齿轮）公式为：

j0.418FE11() （4-3） bzb43

式中：

j ——轮齿接触应力（MPa）；，FF ——齿面上的法向力（N）

F1 ——圆周力（N），F12TgdF1；

coscos；

Tg ——计算载荷（N·mm）；d为节圆直径（mm）；

 ——节点处压力角，为齿轮螺旋角；； E ——齿轮材料的弹性模量2.1105（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，

brbsin斜齿轮zrbsinrzsin，； b22coscosrz、rb ——主从动齿轮节圆半径（mm）。

表4-2 变速器齿轮许用接触应力

齿轮 j/MPa 渗碳齿轮 1900-2000 1300-1400 液体碳氮共渗齿轮 950-1000 650-700 一档和倒档常啮合齿轮和高档齿轮将作用在变速器第一轴上的载荷许用接触应力[j]见表4-2。（1）一档齿轮接触应力校核

1）齿轮1和齿轮7啮合：

Temax作为作用载荷时，变速器齿轮的2已知：Tg1160103 N·mm；22；20；A0=220mm；mn6mm；

Kc6.0； E2.06105MPa；

d12A0d72A0z1282220181.18mm； zh68z7402220258.82mm； zh68bKcmn6645.17mm coscos2221160103F114696.91N d1coscos181.18cos20cos22rzsind1sin181.18sin20z36.04cos22cos22cos2222Tgbrbsind7sin258.82sin2051.49222cos2cos2cos22

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Temax作为计算载荷，将以上数据代入（4-3）可得：

j1，714696.912.06105110.418()743.23MPa

45.1736.0451.492）齿轮12和齿轮5啮合

已知：Tg1160103 N·mm；22；20；A0=220mm；mn6mm；

Kc6.0； E2.06105MPa；

d122A0z12472220304.11mm； zh68d52A0z5212220135.88mm； zh68bKcmn6645.17mm coscos2221160103F128756N d12coscos304.11cos20cos222Tg 45

rzsind12sin304.11sin20z60.50222cos2cos2cos22brbsind5sin135.88sin2027.03cos22cos22cos222

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，将作用在变速器中间轴上的载荷Temax作为计算载荷，将以上数据代入（4-3）可得：

j12，587562.06105110.418()611.10MPa

45.1760.5027.033）齿轮15和齿轮16啮合：

已知：Tg1160103 N·mm；22；20；A0=220mm；mn6mm；

Kc6.0； E2.06105MPa；

d152A0d162A0z15242220155.29mm； zh68z16442220284.71mm； zh68b2TgKcmn6645.17mm coscos2221160103F1517147.18N d15coscos155.29cos20cos22rzsind15sin155.29sin20z30.89cos22cos22cos222brbsind16sin284.71sin2056.64222cos2cos2cos22

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，将作用在变速器第二轴上的载荷Temax作为计算载荷，将以上数据代入（4-3）可得：

j15，1617147.182.06105110.418()826.78MPa

45.1730.8956.644）齿轮17和齿轮18啮合：

已知：Tg1160103 N·mm；22；20；A0=220mm；mn6mm；

Kc6.0； E2.06105MPa；

d172A0d182A0z17242220155.29mm； zh68z18442220284.71mm； zh68b2TgKcmn6645.17mm coscos2221160103F1717147.18N d17coscos155.29cos20cos22rzsind17sin155.29sin20z30.89cos22cos22cos222brbsind18sin284.71sin2056.64222cos2cos2cos22

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，将作用在变速器副箱中间轴上的载荷Temax作为计算载荷，将以上数据代入（4-3）可得：

j17，1817147.182.06105110.418()826.78MPa

45.1730.8956.64（2）二、六档齿轮接触应力校核

齿轮11和齿轮4啮合：

已知：Tg1160103 N·mm；22；20；A0=220mm；mn6mm；

Kc6.0； E2.06105MPa；

d112A0d42A0z11392220252.35mm； zh68z4292220187.65mm； zh68bKcmn6645.17mm coscos22 47

21160103F1110551.96N d11coscos252.35cos20cos22rzsind11sin252.35sin20z50.20222cos2cos2cos222Tgbrbsind18sin187.65sin2039.52cos22cos22cos222

j11，410551.962.06105110.418()616.65MPa

45.1750.2039.52（3）三、七档齿轮校核

齿轮10和齿轮3啮合：

已知：Tg1160103 N·mm；22；20；A0=220mm；mn6mm；

Kc6.0； E2.06105MPa；

d102A0d42A0z10332220213.53mm； zh68z4352220226.47mm； zh68bKcmn6645.17mm coscos2221160103F1012470.31N

d10coscos213.53cos20cos22rzsind10sin213.53sin20z42.48cos22cos22cos2222Tgbrbsind18sin226.47sin2045.05222cos2cos2cos22

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，将作用在变速器中间轴上的载荷Temax作为计算载荷，将以上数

据代入（4-3）可得：

j10，412470.312.06105110.418()674.16MPa

45.1742.4845.05（4）五、九档齿轮的校核

齿轮9和齿轮2啮合：

已知：Tg1160103 N·mm；22；20；A0=220mm；mn6mm；

Kc6.0； E2.06105MPa；

d92A0d22A0z9452220291.18mm； zh68z2232220148.82mm； zh68bKcmn6645.17mm coscos2221160103F99144.81N d9coscos291.18cos20cos22rzsind9sin291.18sin20z57.92cos22cos22cos2222Tgbrbsind2sin148.82sin2029.60222cos2cos2cos22

j9，29144.822.06105110.418()609.91MPa

45.1757.9229.60（5）倒档齿轮的校核

1）齿轮13和齿轮14啮合：

已知：Tg1160103 N·mm；22；20；A0=220mm；mn6mm；

Kc6.0； E2.06105MPa；

d132A0d142A0z13182220184.19mm； zh43z14252220255.81mm； zh43bKcmn6645.17mm coscos2221160103F1314456.74N d13coscos184.19cos20cos22rzsind13sin184.19sin20z36.64cos22cos22cos2222Tgbrbsind14sin255.81sin2050.89222cos2cos2cos22

j13，1414456.742.06105110.418()735.37MPa

45.1736.6450.892）齿轮14和齿轮6啮合：

已知：Tg1160103 N·mm；22；20；A0=220mm；mn6mm；

Kc6.0； E2.06105MPa；

d142A0z14252220180.33mm； zh61d62A0bz642220129.8mm； zh61Kcmn6645.17mm coscos2221160103F1414766.19N d14coscos180.33cos20cos222Tg 50

rzsind14sin180.33sin20z35.88222cos2cos2cos22brbsind6sin310.16sin2061.60cos22cos22cos222

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，将作用在变速器倒档轴上的载荷Temax作为计算载荷，将以上数据代入（4-3）可得：

j14，614766.192.06105110.418()720.38MPa

45.1735.8861.60以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力[j]，所以各档均合格。

4.1.4变速器轮齿轮齿强度校核

在对变速器齿轮进行校核时，我们还需要对齿轮齿面接触疲劳许用应力、齿根弯曲疲劳许用应力、接触疲劳强度以及齿根弯曲疲劳强度进行校核。由于倒档传动比最大，所以倒档齿轮所受扭矩最大，只要倒档齿轮轮齿强度满足要求，其余齿轮轮齿强度也可满足要求。下面我们对倒档齿轮轮齿强度进行校核。

（1）齿面接触疲劳许用应力的计算

[]H式中：

HlimzNzLVRzwzxsHlim （4-4）

Hlim——齿轮的接触疲劳极限应力（MPa）；

zN ——寿命系数；

zLVR ——润滑油膜影响系数； zw ——工作硬化系数； zw ——尺寸系数；

sHlim——最小安全系数。

查机械设计手册得到：Hlim=1500MPa；zN=1；zLVR=1；zw=1；zw=1；

sHlim=1将这些数据代入（4-4）式，得：

[H]HlimzNzLVRzwzxsHlim150011111500MPa

1（2）齿根弯曲疲劳许用应力计算 [F]式中：

FlimYNYrelTYRrelYxSFlim （4-5）

Flim——齿根弯曲疲劳极限应力；

YN ——寿命系数；

YrelT——相对齿根圆角敏感系数； Yx ——尺寸系数； YRrel ——表面系数；

SFlim——最小安全系数。

查机械设计手册得到：Flim=920 MPa；YN=1；YrelT=1；YRrel=0.9；Yx=1；

SFlim=1.25将这些数据代入（4-5）式，得：

[F]FlimYNYrelTYRrelYxSFlim920110.91662.4MPa

1.25（3）接触疲劳强度校核

HzHzEz式中：

zH ——节点区域系数； zE ——弹性系数； z ——重合度系数；

kFt(u1) （4-6）

bdR1u 52

Ft ——齿轮上的圆周力（N）；

； b ——表示齿宽（mm）

dR1 ——齿轮直径； u ——表示传动比；

k ——使用系数。查机械设计手册得到：

zH=2.33；zE=189.8；z=0.73； kkAkvkHkH11.051.261.11.46

已知：

bKcmn6645.17mm coscos22udR1251.39； 18618116.48

cos222T1cos21160103cos22Ft18467.3N

dR1116.48将以上数据代入（4-6）式，得：

HzHzEzkFt(u1)1.4618467.3(1.391)2.33189.80.731129.8MPa

bdR1u45.17116.48[H]1500MPa。

（4）齿根弯曲疲劳强度校核

F式中：

YFS——齿形修正系数； Y——重合度系数。

FtkYFSYbmn （4-7）

查机械设计手册得到：

YFS=4.9；Y=0.64

kkAkvkFkF11.051.261.11.46

将以上数据代入（4-7）式得：

18467.31.464.90.64cos22F289.3MPa[F]662.4MPa

45.176所以倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。

4.2 轴的结构与尺寸设计

变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。

4.2.1 初选轴的直径

在已知变速器中心距A时，轴的最大直径d和支承距离L的比值可在以下范围内选取：对输入轴，d/L=0.16～0.18；对输出轴，d/L0.18～0.21。

输入轴花键部分直径d（mm）可按下式初选取：

dK3Temax （4-8）式中： K——经验系数，K=4.0～4.6；

Temax——发动机最大转矩（N.m）。

输入轴花键部分直径：

d14.0～4.631160=42.03～48.33mm

初选输入、输出轴支承之间的长度L=400mm。

按扭转强度条件确定轴的最小直径：

3955010P3 d3 （4-9） 0.2[]n式中： d——轴的最小直径（mm）；

； []——轴的许用剪应力（MPa）P——发动机的最大功率（kw）； n——发动机的转速（r/min）。

将有关数据代入（4-8）式，得：

95501033P395501033290d349.46mm

0.2[]n0.2522200所以，选择轴的最小直径为50mm。

4.3 轴的验算

4.3.1 轴的刚度计算

对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。

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，可分别用下式计算：

F1a2b2 fc （4-10）

3EILF2a2b2 fs （4-11）

3EIL F1abba （4-12）

3EIL55

式中：

F1 ——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； F2 ——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；

，E=2.1×105 MPa； E ——弹性模量（MPa）

，对于实心轴，Id464； I ——惯性矩（mm4）

，花键处按平均直径计算； d ——轴的直径（mm）

a、b——齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）；

。 L ——支座间的距离（mm）轴的全挠度为ffc2fs20.2mm。

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。

由于本变速器采用双中间轴对称布置，故第一轴，第二轴和第三轴所受横向力相互抵消，挠度可以忽略不计，只对中间轴强度进行校核。而中间轴上齿轮13齿数最少，分度圆直径最小，受力最大，如果倒档时中间轴刚度满足要求，则其他档位工作时均满足要求。下面对倒档时的中间轴进行刚度校核。

2T12Tg1cos121160103cos22Ft119917N

d1mnz1618Fr1Ft1tanntan20199177818.6N cos1cos22Fa1Ft1tan119917tan228047N

输入轴的挠度和转角的计算：

已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，把有关数据代入（4-10）、（4-11）、（4-12）得到：

Fr1a2b2Fr1a2b264fc

3EIL3Ed4L

7818.62522362640.0383[fc]0.05~0.10mm 5432.1103.1430261Ft1a2b26419917252236264fs0.0932[fs]0.1~0.15mm

3Ed4L32.11053.14304261ffc2fs20.038320.093220.10.2mm

Fr1ab(ba)7818.625236(23625)640.001360.002rad 543EIL32.1103.1430261由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。

4.3.2轴的强度计算

由于本变速器采用双中间轴对称布置，故第一轴，第二轴和第三轴所受横向力相互抵消，弯矩可以忽略不计，只对中间轴强度进行校核。而中间轴上齿轮13齿数最少，分度圆直径最小，受力最大，如果倒档时中间轴强度满足要求，则其他档位工作时均满足要求。下面对倒档时的中间轴进行强度校核。

计算中间轴的支反力：齿轮受力如下：

2T12Tg1cos121160103cos22Ft119917N

d1mnz1618Fr1Ft1tanntan20199177818.6N cos1cos22Fa1Ft1tan119917tan228047N

已知：a=25mm；b=236mm；L=261mm；d=30mm，c=50mm 主动锥齿轮的受力分析： Ft式中：

2T22Ti （4-13） DmDMT ——发动机输出的最大转矩；

DM ——锥齿轮齿宽中点处的直径；

i ——传动比，i251.39。 182T22Ti1211601031.39Ft59718.5N

DmDM54FazFt(tansinsincos) cos59718.5(tan20sin22sin20cos22)11643.05N cos22FrzFt(tancossinsin) cos59718.5(tan20cos22sin20sin22)13483.55N cos22（1）垂直面内支反力

对A点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即：

FCLFr1aFrzc （4-14）将有关数据代入（4-14）式，解得：FC=3125.87N 同理，对C点取矩，由力矩平衡公式：

FALFrz(cL)Fr1b，

可解得：FA9656.9N （2）水平面内的支反力

由力矩平衡和力的平衡可知：

FAHLFBHbFt(cL) （4-15） FAHFCHFt1Ft （4-16）将相应数据代入（4-15）、（4-16）两式，得到：

FAH28764.55N，FCH6357.9N

（3）计算垂直面内的弯矩

A点的弯矩为：

MAFrzc13483.5550674177.5N·mm

B点的弯矩为：

MBMAMBAMB1

MBAFAa9656.925241422.5N·mm

MB1Fa1d8047630mm 1562214.4N·

2cos22MB931238.53334751562214.42826907.9N·mm

D点弯矩为：

MDFazdz16082.5854mm 424229.7N·

22（4）计算水平面内弯矩：

A点的弯矩为：

MAHFtc82488.9504124445N·mm

B点的弯矩为：

MBHMAHMBAH

MBAHFAHa39732.2525993306.25N·mm MBH4124445993306.255117751N·mm

（5）计算合成弯矩

22mm MDMDMDHT2424229.720116000021160775.7 N·

22mm MBMBMBHT22826907.9251177512116000025960569 N·

22mm MAMAMAHT2931238.5241244452116000024384501.3 N·

把以上数据代入（4-12），得：

DBMD32MD32116077575.13MPa Wd33.14543MB32MB324384501283.77MPa Wd33.1454359

AMA32MA325960569335.68MPa Wd33.14543在倒档工作时，400MPa，符合要求，故在其他档位工作时均符合要求。

4.4 轴承选择与寿命计算

轴承的使用寿命可按汽车以平均速度vam行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求货车和大客车25万公里。

LS vam式中，vam0.6vamax251040.6170，L2451h

0.61704.4.1轴承的选择与寿命计算

由上文可知，中间轴在倒档位工作时受力最大，即中间轴两端轴承在倒档位工作时所受力最大，破坏最严重，只要中间轴两端轴承在倒档位工作时满足要求，其余各轴所用轴承也符合要求，故轴承的选择与校核均对中间轴轴承进行。

Fr17818.6N，Fa18047N

轴承的径向载荷：FA=13339 N；Fc4316.87N 轴承内部轴向力：查机械设计手册得：Y=2

s1s2FA133393334.75N 2Y22Fc4316.871079.22N 2Y22s1Fa13334.75804711381.75Ns21079N

所以

Fa13334.75N

Fa2s1Fa111381.75N

计算轴承当量动载荷p 查机械设计手册得到e0.3

x1Fa13334.750.25e，查机械设计手册得到；

y0FA13339x0.4Fa241138.759.53e，查机械设计手册得到

y2Fc4316.87当量动载荷：

Pfp(xFryFa)

fp1.2

p11.2(17818.603334.75)9382.3N p21.2(0.44316.87211381.75)29386.5N

Fr为支反力。

CP260nLh'6022002451329386.5201737.6N201.7KN

106106根据机械设计手册选择轴承为30505型号圆锥滚子轴承，其

Cor210KN，Cr203.5KN。

第5章同步器与操纵机构设计

5.1 同步器设计

5.1.1 同步器的功用及分类

目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。

同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。

按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。考虑到本设计为轿车变速器，故选用锁环式同步器。

5.1.2 惯性式同步器

惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。

1．锁环式同步器

（1）锁环式同步器结构

锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合

齿[21]。

（2）锁环式同步器工作原理

换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在速度差w，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。

锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。

5.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定

1．接近尺寸b 本设计取为0.2。 2．分度尺寸a

锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离a，称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。

3．锁销端隙1

锁销端隙1系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩擦锥环端面之间的间隙为2，要求2＞1。若2＜1，则换档时，

在摩擦锥面尚未接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸b＜0，此刻因摩擦锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证b＞0，应使2＞1，通常取1=0.5mm左右。

摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙3，并可称之为后备行程。预留后备行程3的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，在换档时，摩擦锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间隙3逐渐减少，直至为零；此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响同步器寿命。一般应取

3=1.2～2.0mm，取为1.6mm。在空档位置，摩擦锥环锥面的轴向间隙应保持在0.2～0.5mm。

5.1.4同步器主要参数的确定

1．摩擦因数f=0.1 2．同步环主要尺寸的确定 3．锁止角26°～42°

结论

变速器是汽车上的一个重要组成部分，它的技术参数直接影响整车的性能，其参数必须经过严格计算，有些部件还要进行试验，以检验它的可靠性。

以解放J6重卡主要技术指标，发动机功率转速及车辆行驶环境为依据，通过计算已有的数据得出变速器的各项参数。从而设计一台符合重型汽车要求的九档双中间轴全同步器式液压变速器。

本设计说明书从发动机选择开始，通过变速器参数的选取和计算初步确定尺寸，之后通过计算与校核来确定最终尺寸。进而完善本设计的合理性

手动变速器结构比较经典，以它的工作可靠、制造成本低、拆装容易、维修方便等众多优点在市场上仍然有着相当大的竞争力。但是，它也存在传动比变化范围小、操纵麻烦等缺点。它的发展趋势应该是向着智能化、集成化、高性能、低成本、微型化、应用新型材料、应尽量节能与环境保护。

致谢

首先要感谢指导我完成这次毕业设计的导师王聪老师，感谢他学期以来

对我的辛勤指导。导师严谨的治学态度和精益求精的务实学风使我终身受益，他渊博的知识和对问题敏锐的洞察力是我终身追求的目标。

感谢院系各级领导为我们提供了良好的教学设施和学习环境，使我大学四年受益匪浅。另外，还要感谢在设计过程中给予指导和帮助的其他老师和同学，特别感谢在百忙之中抽出时间为我们答辩的各位老师。同时祝愿我们的学校越办越好！

参考文献

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