PAGE1自動(dòng)擋變速箱結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)學(xué)生姓名：學(xué)號(hào)：年級(jí)專業(yè)及班級(jí)：指導(dǎo)老師：學(xué)院：提交日期：2018年11月 目錄10696目錄 223693摘要 314917第一章前言 519169第二章變速器傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 716422.1變速器結(jié)構(gòu)分析與型號(hào)選擇 7250002.2變速器主傳動(dòng)方案的選擇 7257442.3變速器倒檔設(shè)計(jì) 890562..4變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì) 8163912.4.1齒輪形式 840272.4.2換檔機(jī)構(gòu)形式 823764第三章齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 10310703.1檔位傳動(dòng)比的計(jì)算 10120143.2齒輪設(shè)計(jì)參數(shù) 11267883.3齒輪的檔位分配和傳動(dòng)比 13308513.3.1一檔齒輪的齒數(shù) 13279893.3.2變速器齒輪副的齒數(shù) 14202873.3.3檔位傳動(dòng)比計(jì)算 1480143.3.4變速器倒檔齒輪齒數(shù) 15268593.3.5變速器齒輪的變位 15197543.3.6變速齒輪的參數(shù) 17209553.4齒輪設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 1844583.4.1各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 1810343.4.2斜齒齒輪彎曲強(qiáng)度校核 1824823.4.3斜齒齒輪接觸應(yīng)力校核 1919411第四章軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及軸承選擇 2223224.1變速器軸的計(jì)算 2240034.2初選變速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 2295894.3軸的剛度與強(qiáng)度計(jì)算 23312644.3.1軸的剛度校核 23168124.3.2軸的強(qiáng)度校核 24170414.4鍵的設(shè)計(jì)與校核 25178結(jié)論 2628052參考文獻(xiàn) 27

摘要隨著科學(xué)技術(shù)的進(jìn)步，自動(dòng)擋工業(yè)得到了迅速發(fā)展，而人類對(duì)舒適性的更高追求，使得載貨汽車變速器的發(fā)展更加深入。本文通過對(duì)三行星排行星齒輪傳動(dòng)變速器的研究和闡述，計(jì)算了每個(gè)行星排傳動(dòng)比的表達(dá)式。通過此次設(shè)計(jì)，我們可以了解到該變速器的基本結(jié)構(gòu)：即換擋執(zhí)行元件（2個(gè)離合器和3個(gè)制動(dòng)器）與行星排以適當(dāng)方式連接組成，得到5個(gè)前進(jìn)檔和1個(gè)倒檔。采用該機(jī)構(gòu)的汽車載貨汽車變速器，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單緊湊、檔位數(shù)多、傳動(dòng)效率高、換檔平穩(wěn)、操縱性能好。關(guān)鍵詞：機(jī)械工程、變速器、齒輪傳動(dòng)

ABSTRACTWiththedevelopmentofscienceandtechnology,automobileindustryenjoysarapidgrowthandpeoplearepursuingamuchmorecomfortablevehicle,whichstimulatesthedevelopmentofautomatictransmission.Athree-planet-rowepicyclegeartransmissionwasstudiedandsetforth,andthispaperalsoconductedthetransmissionratioformulasforeveryplanet.Throughthisdesign,wecouldlearnthebasicstructureofthissystemconsistsofthreerowsofplanetarygearsandfivegearshiftingactuatorswhichincludetwocluchesandthreebrakes.Byconnectingtheminproperway,thetransmissionoffiveforwardspeedandonebackwardspeedcanbeobtained.Thevehicleautotransmissionadpotingthisderailleurissimpleandconciseinstructure,multipleingradeofspeedgoverning,highintransmissionefficiency,smoothingearshifting,andgoodincontrolability.Keywords:mechanicalengineering,transmission,epicyclegeartransmission,planet-row.

第一章前言手動(dòng)變速器又稱機(jī)械式變速器，即必須用手撥動(dòng)變速桿（俗稱“擋把”）才能改變變速器內(nèi)的齒輪嚙合位置，改變傳動(dòng)比，從而達(dá)到變速的目的。轎車手動(dòng)變速器大多為四擋或五擋有級(jí)式齒輪傳動(dòng)變速器，并且通常帶同步器，換擋方便，噪音小。手動(dòng)變速在操縱時(shí)必須踩下離合，方可撥得動(dòng)變速桿。手動(dòng)變速器是變速器與相對(duì)而言的，其實(shí)在變速器出現(xiàn)之前所有的汽車都是采用手動(dòng)變速器。手動(dòng)變速器是利用大小不同的齒輪配合而達(dá)到變速的。最常見的手動(dòng)變速器多為5擋位（4個(gè)前進(jìn)擋、1個(gè)倒擋），也有的汽車采用6擋位變速器。與變速器的比較：優(yōu)點(diǎn)：與變速器相比較可以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。傳輸效率比變速箱為高，當(dāng)然理論上會(huì)比較省油。維修保養(yǎng)上會(huì)比變速箱便宜。如果愿意以較高成本使用手排，則可以兼顧自排的方便性及手排的高效率。引擎煞車的效能較強(qiáng)，缺點(diǎn)：有人會(huì)覺得開車的時(shí)候還要控制離合器換檔非常的麻煩。新手會(huì)常常在馬路上熄火，特別是上坡，操作不當(dāng)?shù)脑捰袔茁拾岩娓兯傧渑獕?。一般來說，手動(dòng)變速器的傳動(dòng)效率要比變速器的高，因此駕駛者技術(shù)好，手動(dòng)變速的汽車在加速、超車時(shí)比變速車快，也省油。二、變速器變速器，利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油踏板程度和車速變化，地進(jìn)行變換。而駕駛者只需操縱加速器踏板控制車速即可。變速器中有很多離合器，這些離合器能根據(jù)車速變化而分離或合閉，從而達(dá)到變速的目的。在中檔車的市場(chǎng)上，變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時(shí)候?yàn)榱撕?jiǎn)便操縱、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時(shí)快樂的感覺。在高速公路上，這是體現(xiàn)非常完美的。而且，現(xiàn)在堵車是經(jīng)常的事，有時(shí)要不停地起步停步數(shù)次，司機(jī)如果使用手動(dòng)變速器，則會(huì)反復(fù)地掛檔摘檔，操縱十分麻煩，尤其對(duì)于新手來說更是苦不堪言。使用檔，就不會(huì)這樣麻煩了。我國(guó)要普及這種車型，關(guān)鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮檔汽車的優(yōu)勢(shì)。當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對(duì)于汽車性能的要求越來越高。汽車變速器的發(fā)展也是并不僅限于此，無級(jí)變速器便是人們追求的“最高境界”。無級(jí)變最是由荷蘭發(fā)明。無級(jí)變速器系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來變速，其傳動(dòng)比可以任意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通變速器“突然換檔”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。無級(jí)變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)速比的無級(jí)變化，并選定幾個(gè)常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下獲得最合適的傳動(dòng)比。

第二章變速器傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)2.1變速器結(jié)構(gòu)分析與型號(hào)選擇（1）兩軸式變速器。兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)自動(dòng)擋上，變速器傳動(dòng)比較小。兩軸式變速器的特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器采用弧齒錐齒輪或準(zhǔn)雙曲面齒輪，發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則采用齒輪圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動(dòng)常用滑動(dòng)齒輪，其他檔位均采用常嚙合齒輪傳動(dòng)。與中間軸式變速器相比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點(diǎn)，此外，各中間檔位因只經(jīng)過一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，故傳動(dòng)效率高同時(shí)噪聲也低?？墒莾奢S式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在高檔工作時(shí)齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。（2）中間軸式變速器。中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)自動(dòng)擋和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)離合器的從動(dòng)盤，而第二周的末端經(jīng)花鍵與萬向軸連接。（3）三軸式變速器，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：處直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。由于本設(shè)計(jì)的自動(dòng)擋是發(fā)動(dòng)機(jī)前置，后輪驅(qū)動(dòng)，因此采用中間軸式變速器。2.2變速器主傳動(dòng)方案的選擇中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案示例。所示方案中，除一、倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔均采用常嚙合齒輪傳動(dòng)。所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。以下列各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。變速器用的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。2.3變速器倒檔設(shè)計(jì)為常見的倒檔布置方案。本設(shè)計(jì)采用的傳動(dòng)方案。因?yàn)榉桨高m用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒檔時(shí)利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難。方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理。方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了所示方案。所示方案是將中間軸上的一，倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車倒檔傳動(dòng)采用方案。其缺點(diǎn)是一，倒檔須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。因?yàn)樽兯倨髟谝粰n和倒檔工作時(shí)有較大的力，變速器的低檔與倒檔，布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔齒輪。2..4變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)滑和密封等因素。2.4.1齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪音低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對(duì)軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。2.4.2換檔機(jī)構(gòu)形式變速器換檔結(jié)構(gòu)形式有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。直齒滑動(dòng)齒輪換檔方式一般僅用于一檔和倒檔上，其優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，制造、拆裝和維修工作容易；缺點(diǎn)是因變速器內(nèi)各傳動(dòng)齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動(dòng)直齒圓柱齒輪換檔會(huì)在齒輪端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪音，這不僅使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時(shí)使駕駛員精神緊張。用嚙合套換檔方式換檔不僅換檔行程短，同時(shí)因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換檔，所以它們都不會(huì)過早損壞；但因不能消除換檔沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。重型貨車檔位間的公比較小，換檔機(jī)構(gòu)連接件之間的角速度差也小，而且要求換檔手感強(qiáng)，因此可采用嚙合套換檔。與同步器換檔比較，嚙合套換檔具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，壽命長(zhǎng)，維修方便，能夠降低制造成本及減小變速器長(zhǎng)度等優(yōu)點(diǎn)。同上述兩種換檔方法比較，同步器結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)（摩擦件）使用壽命短。但使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪音，且與駕駛員的操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了自動(dòng)擋的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性?，F(xiàn)在大多數(shù)自動(dòng)擋的變速器都采用同步器換檔。凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)，但必須遵循檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔的原則。

第三章齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算本次設(shè)計(jì)主要是針對(duì)自動(dòng)擋市場(chǎng)的絕大部分自動(dòng)擋，所以相關(guān)參數(shù)接近最常見的車型。具體數(shù)據(jù)如表：設(shè)計(jì)參數(shù)基本參數(shù)參數(shù)值主減速比5.571最高時(shí)速（km/h）95km/h輪胎型號(hào)7.00R16發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)福田BJ493ZLQ3最大扭矩（N·m/rpm）280N·m/rpm最大功率（kw/rpm）85kw/rpm自動(dòng)擋自重(kg)1800kg承載質(zhì)量(kg)2490kg3.1檔位傳動(dòng)比的計(jì)算變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低檔傳動(dòng)比與最高檔傳動(dòng)比的比值，取決于自動(dòng)擋行駛的道路條件和發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與自動(dòng)擋的質(zhì)量之比（比功率）[4]。目前載貨車的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間。選擇最低檔傳動(dòng)比[6]時(shí)，應(yīng)根據(jù)自動(dòng)擋最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、自動(dòng)擋的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。對(duì)于經(jīng)常在城市和良好公路上行駛的自動(dòng)擋，最大爬坡度在35°左右。在瀝青路面上車輪的滾動(dòng)阻力系數(shù)為0.03。自動(dòng)擋爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有[6]則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比： （1）式中m——自動(dòng)擋總質(zhì)量；g——重力加速度；ψmax——道路最大阻力系數(shù)；——驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；i0——主減速比；η——自動(dòng)擋傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件：（2）求得的變速器I檔傳動(dòng)比為：（3）式中G2——自動(dòng)擋滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷；φ——路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=0.5～0.6。由已知條件：滿載質(zhì)量為4485kg；=311mm；Temax=280N·m；i0=5.571；η=0.95。根據(jù)公式（3-1）可得：igI1.85。根據(jù)公式（3-2）可得：igI5.21。故取igI=4.0超速檔的傳動(dòng)比一般為0.7～0.8，本設(shè)計(jì)取五檔傳動(dòng)比igⅤ=0.78。自動(dòng)擋變速器各檔的傳動(dòng)比應(yīng)該按等比級(jí)數(shù)分配：=…（4）式中q——常數(shù)，各檔之間的公比。 可得：（5）的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：=1.68。故有：=2.63、1.97、1.35在計(jì)算的時(shí)候取值為1。3.2齒輪設(shè)計(jì)參數(shù)（1）齒輪模數(shù)m齒輪模數(shù)是一個(gè)重要的參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。選取齒輪模數(shù)，要保證齒輪有足夠的強(qiáng)度，同時(shí)兼顧對(duì)噪音和質(zhì)量的影響。減小模數(shù)，會(huì)增加齒寬，會(huì)使噪音減?。环粗?，則能減輕變速器質(zhì)量。對(duì)載貨車，降低噪音意義較大，一般采用小模數(shù)、大齒寬的齒輪，其模數(shù)一般為2.34～3.21;對(duì)商用車，減小變速器質(zhì)量意義較大，一般采用較大模數(shù)的齒輪,其模數(shù)一般為3.50～6.0。另外，所選模數(shù)應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987《漸開線圓柱齒輪模數(shù)》的規(guī)定，優(yōu)先選用第一系列模數(shù)，盡量不選括號(hào)內(nèi)的模數(shù)。在社交中一檔齒輪模數(shù)取3，其他取2.5。（2）壓力角α力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪音較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于載貨車，為了降低噪音，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16、5°等小些的壓力角。對(duì)于商用車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角；嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等。國(guó)家規(guī)定的齒輪標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，嚙合套或同步器為30°。所以本設(shè)計(jì)中選取齒輪壓力角為20°，嚙合套或同步器的壓力角α為30°。（3）螺旋角β隨著齒輪的螺旋角增大，齒輪嚙合的重合度增加，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。不過當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以15°～25°為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度來說，應(yīng)當(dāng)選擇較大的螺旋角。中間軸上的齒輪螺旋方向應(yīng)一律右旋，則第一，第二軸上的斜齒輪取為左旋。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：對(duì)載貨車，中間軸式變速器為26°～37°。本設(shè)計(jì)初選取一檔、二檔、倒檔齒輪螺旋角為28°，三檔、四檔、五檔齒輪螺旋角為30°。（4）齒寬b在選擇齒寬時(shí)，應(yīng)注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬，對(duì)直齒：，為齒寬系數(shù)，取5～9.5；對(duì)斜齒：，取6.5～10。本設(shè)計(jì)取齒寬系數(shù)為8.0。（5）齒輪變位系數(shù)和齒頂高系數(shù)變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零，且可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，最高檔和一軸齒輪副的可取-0.2—0.2。隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。一檔齒輪的值可以選用1.0以上。規(guī)定齒頂高系數(shù)ha*=1，徑向間隙系數(shù)c*=0.25。（6）齒輪材料的選取。為提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力，現(xiàn)代自動(dòng)擋變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼，其表面的硬度高，而心部具有較高韌性。在選用鋼材及熱處理時(shí)，對(duì)切削加工性能及成本也應(yīng)考慮。值得指出的是，對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)力拋丸處理后，齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高。國(guó)內(nèi)自動(dòng)擋變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，心部硬度為33～48HRC國(guó)外自動(dòng)擋變速器齒輪大都選用鉻鎳合金鋼。3.3齒輪的檔位分配和傳動(dòng)比在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。3.3.1一檔齒輪的齒數(shù)已知一檔傳動(dòng)比（6）為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和：（7）其中A=77mm、m=3；故有，取整得47。當(dāng)載貨車中間軸式的變速器時(shí)，則，此處取=16，則可得出=31。上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式7看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。==79.68mm取整為A=80mm。3.3.2變速器齒輪副的齒數(shù)由式6求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比（8）由已知數(shù)據(jù)可得：而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距：（9）由此可得：（10）聯(lián)立方程式可得：=22、=43。則根據(jù)式6可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為：igI=4.6。3.3.3檔位傳動(dòng)比計(jì)算二檔傳動(dòng)比:（11）而故有：，對(duì)于斜齒輪：（12）故有：聯(lián)立方程式得：。根據(jù)式11可計(jì)算出二檔實(shí)際傳動(dòng)比為：3.02。從減少或消除中間軸上的軸向力出發(fā)，齒輪還須滿足下列關(guān)系：（13）發(fā)現(xiàn)上述數(shù)據(jù)剛好滿足。按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪、2.48；五檔齒輪、0.92。3.3.4變速器倒檔齒輪齒數(shù)一般情況下，中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取21～23，此處取=25。為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為即：=2×82－2.5×15－1=125.5mm可得：=－2=46.53取48。取。由（14）可計(jì)算出。因本設(shè)計(jì)倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距：，取。而倒檔軸與第二軸的中心距：，取。3.3.5變速器齒輪的變位（1）一檔齒輪的變位端面嚙合角：得=28.65°（15）端面嚙合角：得=23.45（16）變位系數(shù)之和=0.51（17）齒輪10不根切的最小變位系數(shù)為：查變位系數(shù)表得：，計(jì)算精確值：得=30.33°（2）二檔齒輪的變位端面嚙合角：得=25.68°嚙合角：得=28.24°變位系數(shù)之和=0.71（18）查變位系數(shù)表得：，計(jì)算精確值得=28.81°（3）其它各檔位齒輪的變位系數(shù)。根據(jù)以上方法可得：三檔參數(shù)：，，=28.81°四檔參數(shù)：，，=28.81°五檔參數(shù)：，，=28.81°倒檔參數(shù)：，，，=27.69°3.3.6變速齒輪的參數(shù)表4為漸開線斜齒輪圓柱齒輪的計(jì)算公式[8]：表4漸開線斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計(jì)算Table4Thegeometrysizecalculationofinclinedgear名稱代號(hào)計(jì)算公式端面模數(shù)分度圓直徑齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑當(dāng)量齒數(shù)節(jié)圓直徑注：表中長(zhǎng)度單位均為mm，角度單位均為（°）。式中；由表4可以得出齒輪參數(shù)，歸納如下表5：表5齒輪主要參數(shù)齒輪齒數(shù)模數(shù)(mm)分度圓直徑（mm）齒頂圓直徑(mm)齒跟圓直徑(mm)16353.1260.1547.72313102.89108.2295.81242.565.6871.2561.48332.590.3194.4384.66292.582.2687.5877.01262.573.7578.6768.35392.5110.62115.79105.17162.545.3850.8040.18372.5104.95107.3299.63182.551.0556.3248.39152.541.0548.3736.55232.562.9569.0257.35402.5101.26108.4397.013.4齒輪設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核3.4.1各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為153N·m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率98%，軸承傳動(dòng)效率96%。第一軸：==174×98%×96%=167.109N·m中間軸：==158.46×96%×99%×37/18=308.33N·m第二軸：一檔：=308.33×0.96×0.99×31/16=568.49N·m二檔：=308.33×0.96×0.99×33/24=403.15N·m三檔：=308.33×0.96×0.99×29/26=326.749N·m四檔：N·m五檔=308.33×0.96×0.99×16/39=120.2N·m倒檔：=308.33×0.96×0.99×23/15=449.27N·m3.4.2斜齒齒輪彎曲強(qiáng)度校核（19）式中為彎曲應(yīng)力（MPa）；為圓周力（N），，其中為計(jì)算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取值為1.50；為重合度影響系數(shù)，取=2.0；b為齒寬（mm），取18；t為法向齒距（mm），；y為齒形系數(shù)，如圖6所示。將，代入式20可得：（20）當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)載貨車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力[2]在180～350MPa范圍。（1）計(jì)算一檔齒輪的彎曲應(yīng)力。已知參數(shù)：，，，，，N·m，N·m。查圖6可知：，、均在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，故滿足設(shè)計(jì)要求。（2）同理可求其余各檔齒輪的彎曲應(yīng)力。二檔：三檔：四檔：五檔：、、、、、、、均在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，故滿足設(shè)計(jì)要求。3.4.3斜齒齒輪接觸應(yīng)力校核（21）式中：為輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；為計(jì)算載荷（N.mm）；為節(jié)圓直徑(mm)；為節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），為齒輪螺旋角（°）；為齒輪材料的彈性模量（MPa）；為齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)；、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，斜齒輪、；、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表6。彈性模量=20.6×104N·mm-2，齒寬。表6變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪（MPa）液體碳氮共滲齒輪（MPa）一檔和倒檔1900～2000950～1000常嚙合齒輪和高檔1300～1400650～700計(jì)算一檔齒輪的接觸應(yīng)力。mmmmmmmm已知，，，N·m，N·m。<1900～2000MPa<1900～2000MPa計(jì)算二檔齒輪的接觸應(yīng)力。mmmmmmmm已知，，，N·m，N·m。<1900～2000MPa<1900～2000MPa其余各齒輪的接觸應(yīng)力。按照上述方法校核其余各檔齒輪的接觸應(yīng)力，校核結(jié)果如下表7：表7各齒輪的接觸應(yīng)力Table7Thegearcontactstress齒輪接觸應(yīng)力（MPa）1120.021092.09944.10920.36938.141317.941368.801918.651864.38由此可知，各齒輪接觸應(yīng)力均小于許用接觸應(yīng)力。所以設(shè)計(jì)滿足要求。

第四章軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及軸承選擇4.1變速器軸的計(jì)算變速器軸在工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩和彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強(qiáng)度和剛度。軸的剛度不足，在負(fù)荷作用下，軸會(huì)產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會(huì)降低齒輪的使用壽命。設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)主要考慮以下幾個(gè)問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長(zhǎng)度、軸的強(qiáng)度和剛度、軸上的花鍵型式和尺寸等。軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變速器結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。4.2初選變速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類自動(dòng)擋變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大直徑：（22）則故可取第二軸的最大直徑，中間軸的最大直徑。第一軸花鍵部分：（23）式中：K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0-4.6，為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩（N·m）。則故可取第一軸花鍵部分直徑為22mm。為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的最大直徑與軸的長(zhǎng)度L的關(guān)系可按下式選?。褐虚g軸：/L=0.160.18；故中間軸的長(zhǎng)度可初選為285mm。第二軸：/L=0.180.21；故第二軸的長(zhǎng)度可初選為256mm。第一軸的長(zhǎng)度：L=/(0.160.18)，L取180.1mm。4.3軸的剛度與強(qiáng)度計(jì)算4.3.1軸的剛度校核變速器的剛度用軸的撓度和轉(zhuǎn)角來評(píng)價(jià)。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)檔位都進(jìn)行檢驗(yàn)。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可不必計(jì)算。軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用下式計(jì)算：（24）（25）（26）式中：為齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；為齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；為彈性模量（MPa），=2.06×105MPa；為慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；為軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；為支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。軸的受力分析如圖6所示=0.09=0.35=-0.00058rad0.002rad其余各檔時(shí)中間軸與第二軸的剛度校核計(jì)算方法同上，可知變速器在各檔工作時(shí)均滿足剛度要求。4.3.