汽车专业课程设计说明书

1、北京林业大学工学院 车辆工程专业 课程设计 课程设计论论文（设设计）（普通高等等教育）论文题目汽车专业课课程设计计机械式变速速器计算说说明书学 院工学院专业名称车辆工程班 级车辆0811学 号08102241006姓 名史阿蒙指导教师王青春职 称副教授目录TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc313113222 第一章 设设计题目目，任务务与分析析 PAGEREF _Toc313113222 h 3 HYPERLINK l _Toc313113223 第二章 变变速器的的方案初初步论证证 PAGEREF _Toc313113223 h 4 HYPERLINK l _T

2、oc313113224 第一节 变变速器类类型选择择及传动动方案设设计 PAGEREF _Toc313113224 h 4 HYPERLINK l _Toc313113225 一、结构设设计 PAGEREF _Toc313113225 h 4 HYPERLINK l _Toc313113226 二、变速器器的径向向尺寸 PAGEREF _Toc313113226 h 4 HYPERLINK l _Toc313113227 三、变速器器齿轮的的寿命 PAGEREF _Toc313113227 h 5 HYPERLINK l _Toc313113229 四、变速器器的传动动效率 PAGEREF _

3、Toc313113229 h 5 HYPERLINK l _Toc313113230 第二节 变变速器传传动机构构的分析析 PAGEREF _Toc313113230 h 5 HYPERLINK l _Toc313113231 一、换档结结构形式式的选择择 PAGEREF _Toc313113231 h 5 HYPERLINK l _Toc313113232 二、倒档的的形式及及布置方方案 PAGEREF _Toc313113232 h 5 HYPERLINK l _Toc313113233 第三三节 变速器器操纵机机构方案案分析 PAGEREF _Toc313113233 h 6 HYPER

4、LINK l _Toc313113234 一、变速器器操纵机机构的功功用 PAGEREF _Toc313113234 h 6 HYPERLINK l _Toc313113235 二、设计变变速器操操纵机构构时应该该满足的的基本要要求 PAGEREF _Toc313113235 h 6 HYPERLINK l _Toc313113236 三、换档位位置 PAGEREF _Toc313113236 h 6 HYPERLINK l _Toc313113237 第三章 变变速器设设计计算算 PAGEREF _Toc313113237 h 9 HYPERLINK l _Toc313113238 五、齿轮

5、强强度校核核 PAGEREF _Toc313113238 h 17 HYPERLINK l _Toc313113239 第四章 变变速器总总成的拆拆装顺序序 PAGEREF _Toc313113239 h 39 HYPERLINK l _Toc313113240 一、变速器器的装配配顺序 PAGEREF _Toc313113240 h 39 HYPERLINK l _Toc313113241 二、变速器器的拆卸卸 PAGEREF _Toc313113241 h 40 HYPERLINK l _Toc313113242 三、变速器器总成装装配应注注意的问问题 PAGEREF _Toc313113

6、242 h 40 HYPERLINK l _Toc313113243 第五章 心心得体会会 PAGEREF _Toc313113243 h 40 HYPERLINK l _Toc313113244 参考文献 PAGEREF _Toc313113244 h 41 设计题目目，任务与分分析 设计题目：货车变变速器设计变速器器形式:（41）档档设计参数：满载质量：201100KKg发动机: Memmax=1600 Nm；车轮滚动半半径：RR0=0.54 m；爬坡度：00.33392；（计算算出爬坡坡角度为为18.77）主减速比：i0=100.6； 发动机最大大功率：2400Kw/25000r/min

7、n；发动机最高高转矩：8100Nm/15000r/minn传动系系机械效效率，取取0.996；设计要求:1，变变速器设设计2，CATTIA图图纸 导导出 CCAD图图纸3，变速器器零部件件性能有有限元分分析设计计设计功用分分析:现代汽车采采用的活活塞式内内燃发动动机转矩矩变化范范围较小小，不能能适应汽汽车在各各种条件件下阻力力变化的的要求，因因此在汽汽车传动动系中，采采用了可可以改变变转速比比和传动动转矩比比的装置置，即变变速器。变变速器不不但可以以扩大发发动机传传到驱动动车轮上上的转矩矩和转速速的变化化范围，以以适应汽汽车在各各种条件件下行驶驶的需要要，而且且能在保保持发动动机转动动方向不不

8、变的情情况下，实实现倒车车，还能能利用空空挡暂时时地切断断发动机机与传动动系统的的动力传传递，使使发动机机处于怠怠速运转转状态。变速器的功功用：（1）改变变传动比比，扩大大驱动轮轮转矩和和转速的的变化范范围，以以适应经经常变化化的行驶驶条件，如如起步、加加速、上上坡等，同同时使发发动机在在有利的的工况下下工作；（2）在发发动机旋旋转方向向不变的的前提下下，使汽汽车能倒倒退行驶驶；（3）利用用空挡，中中断动力力传递，以以使发动动机能够够起动、怠怠速，并并便于变变速器换换档或进进行动力力输出。因此变速器器通常还还设有倒倒档，在在不改变变发动机机旋转方方向的情情况下汽汽车能倒倒退行驶驶；设有有空挡，

9、在在滑行或或停车时时发动机机和传动动系能保保持分离离。变速速器还应应能进行行动力输输出。为保证变速速器具有有良好的的工作性性能，设设计变速速器必须须满足以以下的使使用条件件和基本本要求：（1）应该该合理地地选择变变速器的的档数和和传动比比，使汽汽车具有有良好的的动力性性和经济济性；（2）工作作可靠，在在使用过过程中不不应该有有自动跳跳档、脱脱档和换换档冲击击现象发发生；此此外，还还不允许许出现误误挂倒档档的现象象；（3）操纵纵轻便，以以减轻驾驾驶员的的劳动强强度；（4）传动动效力高高、噪音音小。为了减减少齿轮轮的啮合合损失，应应设有直直接档。此外合理地齿轮形式以及及结构参参数，提提高其制制造和

10、安安装精度度，都是是提高效效率和减减小噪声声的有效效措施。 （5）结构构紧凑，尽尽量做到到质量轻轻、体积积小、制制造成本本底。（6）制造造容易、成成本低廉廉、维修修方便、使使用寿命命长；（7）贯彻彻零件标标准化、部部件通用用化及总总成系列列化等设设计要求求，遵守守有关标标准规定定；（8）需要要时应设设置动力力输出装装置。 变速器的的方案初初步论证证第一节 变变速器类类型选择择及传动动方案设设计 变变速器的的设计主主要考虑虑以下四四个方面面：结构设计此次设计的的汽车是是发动机机前置，后后轮驱动动，采用用三轴式式变速器器，其第第一轴的的常啮合合齿轮与与第二轴轴的各档档齿轮分分别与中中间轴的的相应齿

11、齿轮相啮啮合，且且第一、第第二轴同同心。将将第一、第第二轴直直接连接接起来传传递扭矩矩则称为为直接档档。此时时，齿轮轮、轴承承及中间间轴均不不承载，而而第一、第第二轴也也传递转转矩。因因此，直直接档的的传递效效率高，磨磨损及噪噪音也最最小，这这是三轴轴式变速速器的主主要优点点。其他他前进档档需依次次经过两两对齿轮轮传递转转矩。因因此。在在齿轮中中心距（影影响变速速器尺寸寸的重要要参数）较较小的情情况下仍仍然可以以获得大大的一档档传动比比，这是是三轴式式变速器器的另一一优点。其其缺点是是：除直直接档外外其他各各档的传传动效率率有所下下降。二、变速器器的径向向尺寸两轴式变速速器的前前进档均均为一对

12、对齿轮副副，而三三轴式变变速器则则有两对对齿轮副副。因此此，对于于相同的的传动比比要求，三三轴式变变速器的的径向尺尺寸可以以比两轴轴式变速速器小得得多。三、变速器器齿轮的的寿命 三三轴式变变速器的的各前进进档均为为常啮合合齿轮传传动，大大小齿轮轮的径向向尺寸相相差较小小，因此此寿命比比较接近近。在直直接档时时，齿轮轮只是空空转，不不影响齿齿轮寿命命。四、变速器器的传动动效率两轴式变速速器，虽虽然可以以有等于于1的传传动比，但但是仍要要有一对对齿轮传传动，因因而有功功率损失失。而三三轴式变变速器，可可以将输输入轴和和输出轴轴直接相相连，得得到直接接档，因因而传动动效率高高，磨损损小，噪噪声也较较

13、小。 轿车，尤其其是微型型汽车，采采用两轴轴式变速速器比较较多，这这样可将将变速器器和主传传动器组组成一个个整体，使使传动系系的结构构紧凑，汽汽车得到到较大的的有效空空间，便便于汽车车的总体体布置。因因此，近近年来在在欧洲的的轿车中中采用得得比较多多。而中中、重型型载货汽汽车则多多采用三三轴式变变速器。这次设计的的变速器器是轻型型货车使使用，所所以采用用三轴式式变速器器。第二节 变变速器传传动机构构的分析析根据第一节节所述，采采用中间间轴式变变速器，在在各档数数相同的的条件下下，各变变速器的的差别主主要在常常啮合齿齿轮对数数，换档档方案和和倒档传传动方案案。一、换档结结构形式式的选择择现在大多

14、数数汽车的的变速器器都采用用同步器器换档。使使用同步步器能保保证迅速速、无冲冲击、无无噪声换换档，与与操作技技术熟练练程度无无关，从从而提高高了汽车车的加速速性、经经济性和和行驶安安全性。同同上述两两种换档档方法相相比，虽虽然它有有结构复复杂、制制造精度度要求高高、轴向向尺寸大大、同步步环使用用寿命短短等缺点点，但仍仍然得到到广泛应应用。近近年来，由由于同步步器广泛泛使用，寿寿命问题题已得到到基本解解决。本次设计方方案一、二二档和三、四四档采用用同步器器换档，倒倒档使用用二轴上上滑动直直齿轮换换档。二、倒档的的形式及及布置方方案倒档使用率率不高，采采用直齿齿滑动齿齿轮方案案换入倒倒档。为为实现

15、传传动有些些利用在在前进档档的传动动路线中中，加入入一个中中间传动动齿轮的的方案，也也有利用用两个联联体齿轮轮的方案案。布置置如图：第三节 变变速器操操纵机构构方案分分析一、变速器器操纵机机构的功功用变速器操纵纵机构的的功用是是保证各各档齿轮轮、啮合合套或同同步器移移动规定定的距离离，以获获得要求求的档位位，而且且又不允允许同时时挂入两个档档位。二、设计变变速器操操纵机构构时，应应该满足足的基本本要求（一）要有有锁止装装置，包包括自锁锁、互锁锁和倒档档锁;（二）要使使换档动动作轻便便、省力力，以减减轻驾驶驶员的疲疲劳强度度;（三）应使使驾驶员员得到必必要的手手感。三、换档位位置设计操纵机机构首

16、先先要确定定换档位位置。换换档位置置的确定定主要从从换档方方便考虑虑。为此应应该注意意以下三三点：（一）按换换档次序序来排列列 ；（二）将常常用档放放在中间间位置，其其它档放放在两边边；（三）为了了避免误误挂倒档档，往往往将倒档档安排在在最靠边边的位置置，有时时于1档组成成一排。第四节 变变速器传传动方案案的设计计各齿轮副的的相对安安排位置置，对于于整个变变速器的的结构布布置有很很大的影影响。各各档位置置的安排排，应考考虑以下下四个方方面的要要求：一、整车总总布置根据整车的的总布置置，对变变速器输输入轴与与输出轴轴的相对对位置和和变速器器的轮廓廓形状以以及换档档机构提提出要求求。比如如说是该该

17、车是采采用发动动机前置置前驱动动还是发发动机前前置后驱驱动等等等，这些些问题都都牵连着着变速器器的设计计方案。二、驾驶员员的使用用习惯变速器采用用一二，三三四前后后设计，符符合人机机工程学学，使驾驾驶员开开车舒适适度最高高，倒档档设计在在左侧，按按习惯，倒倒档最好好与序列列不结合合。设计效果如如下图：三、提高平平均传动动效率为提高平均均传动效效率，在在三轴式式变速器器中，普普遍采用用具有直直接档的的传动方方案，并并尽可能能地将使使用时间间最多的的档位实实际成直直接档。四、改善齿齿轮受载载状况各档齿轮在在变速器器中的位位置安排排，应考考虑齿轮轮的受载载状况。承承受载荷荷大的低低档齿轮轮，一般般安

18、置在在离轴承承较近的的地方，以以减小轴轴的变形形，使齿齿轮的重重叠系数数不致下下降过多多。变速速器齿轮轮主要是是因接触触应力过过高而造造成表面面点蚀损损坏，因因此将高高档齿轮轮安排在在离两支支承较远远处较好好。该处处因轴的的变形而而引起齿齿轮的偏偏转角较较小，故故齿轮的的偏载也也小。 变速器简图图：传动路线：档：一轴轴12中中间轴877二轴轴5、77齿轮间间的同步步器输出档：一轴轴12中中间轴6555、77齿轮间间的同步步器二二轴输输出档：一轴轴12中中间轴4331、33齿轮间间同步器器二轴轴输出出档：一轴轴11、33齿轮间间同步器器二轴轴输出出R档：一轴轴12中中间轴10119二二轴输输出变

19、速器设计计效果图图： 变速器器设计计计算第一节 变变速器主主要参数数的选择择（一）主要要参数的的设计汽车在最大大爬坡路路面上行行使时，最最大驱动动力应能能克服轮轮胎与路路面间滚滚动阻力力及上坡坡阻力。由由于汽车车上坡行行使时，车车速不高高，故可可以忽略略空气阻阻力，这这时： （3.1） 式中：最大驱驱动力；即 = / Fkmax=Memaxi1/r 滚动阻阻力；即即 =coss 最大上上坡阻力力。即 =sinn 把以上参数数代入（33-1）得得： (33.2)以上是根据据最大爬爬坡度确确定一档档传动比比，式中中：发动机机最大扭扭矩，=8100 Nm；变速器器一档传传动比；主传动动器传动动比，=

20、10.6；汽车总总质量，201100kkg；道路滚滚动阻力力系数取取0.0020(一般沥沥青公路路)；传动系系机械效效率，取取0.996；重力加加速度；取=99.8；驱动轮轮滚动半半径，取取0.554 mm；汽车最最大爬坡坡度为00.33392，即即=4.225 取=44.5 由 ,式式中，为为常数，也也就是各各档之间间的公比比，一般般认为不不宜大于于1.771.88。由中中等比性性质,得：档位数数，取=2,33,4,档数，nn=4 ；=4.522/3=2.772=4.511/3=1.665=1.0(直接档档)=1.655=1.655=1.655符合q的要要求=4.5, =2.722 =1.6

21、55, =1.000。三、中心矩矩A对于中间轴轴式变速速器，是是将中间间轴与第第二轴之之间的距距离称为为变速器器中心距距A初选中心矩矩A时，可可根据经经验公式式计算A= (3.3) 中心心距系数：=8.669.33,取9.0； 变速器器一档传传动比； 变变速器传传动效率率：取96；发动机机的最大大输出转转矩，单单位为（NNm）；A=9.0(81104.550.996)11/3=136.64mmm 取=1377mm三、变速器器的轴向向尺寸货车变速器器壳体的的轴向尺尺寸：四档（2.422.8）代入数据得得：L=(3228.883883.66)mmm（二）齿轮轮的设计计与校核核分析（一）模数数的选择

22、择影响齿轮模模数选取取的因素素很多，如如齿轮强强度、质质量、噪噪声、工工艺要求求等。选选取齿轮轮模数时时一般遵遵循的原原则是：合理减减少模数数，增加加齿宽会会使噪声声降低；为了减减轻变速速器的质质量，应应增加模模数，同同时减小小齿宽；从工艺艺方面考考虑，各各档齿轮轮应选用用同一种种模数，而而从齿轮轮强度方方面考虑虑，各档档齿轮应应该有不不同的模模数。对对货车，减减轻质量量比减小小噪声更更重要，故故齿轮应应选用大大些的模模数。 初选模模数时，可可以根据据经验公公式确定定，即： = =55.1992 高档档齿轮KK=1.2对于重型货货车取44.56，所所以取55 = =44.2888 一档齿齿轮

23、倒倒档为直直齿，故故选择小小模数，以以使挂档档顺利，减减小磨损损。式中： 为斜齿齿轮法向向模数； 为直齿齿轮模数数； 发动动机最大大扭矩；=8110Nm 变速器器一档传传动比； 变速速器传动动效率：取96；该设计选用用同一模模数进行行，故斜斜齿轮法法向模数数取=55；直齿齿轮模数数取=44（二）压力力角的选择择压力角较小小时，重重合度较较大，传传动平稳稳，噪声声较低；压力角角较大时时，可提提高轮齿齿的抗弯弯强度和和表面接接触强度度。对于于轿车，为为提高重重合度以以降低噪噪声，应应采用114.55,155，166，166.5等小些些的压力力角；对对货车，为为提高齿齿轮的承承载能力力，应选选用22

24、2.5或255等大些些的压力力。因此此，倒档档轴选225，其他他选222.5。（三）螺旋旋角选取斜齿轮轮的螺旋旋角，应应注意到到它对齿齿轮工作作噪声，轮轮齿的强强度和轴轴向力有有影响。在在齿轮选选取大的的螺旋角角时，齿齿轮啮合合重合度度增加，工工作平稳稳，噪声声降低。随随着增大，齿齿的强度度也相应应提高，不不过，当当螺旋角角大于330时，抗抗弯强度度急剧下下降，会会使轴向向力及轴轴承载荷荷过大。货车变速器器斜齿螺螺旋角的选择择范围：1826。初选选1,22=（四）各档档齿数ZZ齿数确定原原则：选选择齿轮轮的齿数数时应注注意最好好不要使使相配的的齿轮齿齿数和为为偶数, 且各各档齿数数无公约约数，

25、否否则会引引起齿面面不均匀匀的磨损损。1、一档齿齿轮齿数数 斜齿=2 (33.4)选取200 =21337ccos220/3=51.4 取=551由进行大小小齿轮齿齿数分配配，对于于货车一一般取11214，为为使的传传动比更更大些，取=39,=12；=(+)/(22coos) (33.5)=5(33912)/(2 coos200)=1355.699mm取1366mm；/ (3.6)=4.512/39=1.3384；由= (+)/(2ccos) (3.77)+21136coss20/3=51取=21，=30（圆圆整）；修正=/() (3.8)=30339/（21112）=4.4998%=|4.4

26、988-4.5|/44.8=0.44%55% (合格)；修正由(+)/（2ccos） (3.9)得arcccoss(+)/（2A）= 222.6227同理arcccos(+)/（2A）= 222.62272、确定二二档齿轮轮齿数（取取200）/=/ (3.110)=2.72221/30=1.9904+=2coss/ (3.111)=21336ccos220/3 = 511取=33, =18(圆整整)；修正/（） (33.122)30333/（21118）2.622|2.62-22.722|/2.721000%3.7001%5% (合合格)；修正55.6arcccos(+)/（2A）=22.62

27、77 (33.133)3、确定三三档齿轮轮齿数（3.4420）/ (3.114)1.65521/301.1992由(+)/22coss (3.15)取20,得2coss/=21336ccos220/3=51取28，23（圆圆整）；修正=/（） (3.16)=30228/（21123）=1.6332i3%=|1.6632-1.665|/1.6551000%=1.1121%=1366mm齿轮9和齿齿轮100的齿顶顶圆之间间的间隙隙 =1366-4(422+133)/22 =22400.5 所以齿轮能能正常啮啮合且不不发生运运动干涉涉。修正后各档档的传动动比为：i1 =4.4998, i2 =2.6

28、2,i3 =1.6322,i4 =11.0000, ir =44.7225（五）齿宽宽b齿宽的选择择，应注注意到齿齿宽对变变速器的的轴向尺尺寸、齿齿轮工作作平稳行行、齿强度和齿轮轮工作时时受力的的均匀程程度。通常根据模模数（）来选选择齿宽宽：直齿：=,为齿宽宽系数，取取4.447.0斜齿：=，取为7.08.66； 小齿轮的齿齿宽在计计算上认认为加宽宽约510，所所以有1、直齿 =(4.558.0)4=1832(mmm) 倒档各齿齿宽：=22mmm, =26mmm, =30mmm2、斜齿 =(7.008.5)5=3542.5(mmm) 因为本设计计中间轴轴上预定定用宝塔塔齿轮，所所以取:各斜齿轮

29、宽宽度：=40mmm, =36mmm, =40mmm, =36mmm=36mmm, =40mmm, =36mmm, =40mmm（六）齿轮轮精度的的选择根据推荐，提提高高档档位齿轮轮的性能能，取ZZ1Z4为6级级，Z55Z111为7级级。（七）螺旋旋方向由于斜齿轮轮传递扭扭矩时要要产生轴轴向力，故故设计时时应要求求中间轴轴上的轴轴向力平平衡。关关于螺旋旋角的方方向，第第一、二二轴齿轮轮采用左左旋，这这样可使使第一、二二轴所受受的轴向向力直接接经过轴轴承盖作作用在变变速器壳壳体上，而而不必经经过轴承承的弹性性档圈传传递。中中间轴齿齿轮全部部采用右右旋，因因此同时时啮合的的两对齿齿轮轴向向力方向向

30、相反，轴轴向力可可互相抵抵消一部部分。（八）各档档齿轮数数据参数数表 Z2130232833183912431321b40364036364036402226302262722627226272262705.335.335.335.3345555422.522.522.522.525555555554446.256.256.256.256.256.256.256.25555d111.93159.9122.59149.24175.8995.94207.8763.961725284121.93169.9132.59159.24185.89105.94217.8764.96180609299.431

31、47.4110.09136.75163.3983.44195.3751.461624274直齿圆柱齿齿轮： 斜齿圆柱齿齿轮：分度圆直径径：d=Zm 端面模数=coss齿顶高haa=m（+） 分度圆直径径：d=Zmt齿根高hff=(hha*c*-Xt)m 齿顶高：hha=ha*mt+Xtmt齿顶圆直径径：daa=d+2ha 齿全高：hh=(22ha*+C*)mt齿高h=hha+hhf 齿顶圆直径径da=d+2ha齿顶高系数数ha*=1.0齿根高系数数c*=0.225（九）材料料选择现代汽车变变速器的的齿轮材材料大部部分采用用渗碳合合金钢，其其表层的的高硬度度与心部部的高韧韧性相结结合，能能大大提

32、提高齿轮轮的耐磨磨性及抗抗弯曲疲疲劳和接接触疲劳劳的能力力。本次次设计的的齿轮的的材料选选用400Cr。五、齿轮强强度校核核 11、满足足工作条条件的要要求 不同的工作作条件，对对齿轮传传动有不不同的要要求，故故对齿轮轮材料亦亦有不同同的要求求。变速器齿轮轮渗碳层层深度推推荐采用用下列值值：时渗碳层深深度0.81.22。时渗碳层深深度0.91.33。时渗碳层深深度1.01.33。99表面硬度HHRC55863；心心部硬度度HRCC3348。100 22、计算算各轴的的转矩发动机最大大扭矩为为=8100N.m，转速速2500rr/miin，齿齿轮传动动效率996%轴 =810096%996%=7

33、688.822N.m中间轴 =7699.8220.960.999334/111=22661.44N.m轴 一挡 =23116.88500.9660.9921/18=30440.7767N.m二挡 =23116.88500.9660.9921/24=32335.772N.m三挡 =23116.88500.9660.9917/33=18882.334N.m四挡 =23116.88500.9660.9919/33=10774.663N.m倒挡 =23116.88500.9660.9921/113=30223.666N.m 3、轮轮齿强度度计算 1）轮轮齿弯曲曲强度计计算 （1）直直齿轮弯弯曲应力力

34、（33-8）式中：弯弯曲应力力（MPPa）；计算载荷荷（N.mm）；应力集中中系数，可可近似取取=1.65；齿形系数如如图2-2，可可以查得得： 图图2-22齿形系系数图摩擦力影影响系数数，主、从从动齿轮轮在啮合合点上的的摩擦力力方向不不同，对对弯曲应应力的影影响也不不同；主主动齿轮轮=1.1，从从动齿轮轮=0.9；齿宽（mmm）；模数；齿形系数数，如图图2-22。当计算载荷荷取作用用到变速速器第一一轴上的的最大转转矩时，倒倒挡直齿齿轮许用用弯曲应应力在44008500MPaa，货车车可取下下限，承承受双向向交变载载荷作用用的倒挡挡齿轮的的许用应应力应取取下限。计算倒挡齿齿轮111,122,1

35、33的弯曲曲应力：=576.69MMPa40008500MPaa=820.44MMPa40008500MPaa=812.08PPa44008500MPaa（2）斜齿齿轮弯曲曲应力 （3-9）式中：计计算载荷荷（N.mm）；法向模数数（mmm）；齿数；斜齿轮螺螺旋角（）；应力集中中系数，=1.50；齿形系数数，可按按当量齿齿数在图图2-22中查得得；齿宽系数数=7.0；重合度影影响系数数，=22.0。当计算载荷荷取作用用到变速速器第一一轴上的的最大转转矩时，对对乘用车车常啮合合齿轮和和高挡齿齿轮，许许用应力力在18803500MPaa范围，对对货车为为10002500MPaa。计算一挡齿齿轮9，

36、110的弯弯曲应力力：=244.96MMPa10002500MPaa=240.93MMPa10002500MPaa其它各挡齿齿轮弯曲曲应力按按同样方方法计算算，列表表如表22-3：表2-3 齿轮弯弯曲应力力 档位 弯曲应力MPa常:114.37MPa100250MPa:125.87MPa100250MPa一:239.20MPa100250MPa:239.82MPa100250MPa二:128.39MPa100250MPa:142.19MPa100250MPa三:213.26MPa100250MPa:143.75MPa100250MPa倒:254.60MPa400850MPa:302.84MPa

37、400850MPa:267.98MPa400850MPa 22）轮齿齿接触应应力 （33-100）式中：轮轮齿的接接触应力力（MPPa）；计算载荷荷（N .m）；节圆直径径(mmm)；节点处压压力角（）；齿轮螺旋旋角（）；齿轮材料料的弹性性模量（MPa）；齿轮接触触的实际际宽度(mm)；、主、从从动齿轮轮节点处处的曲率率半径(mm)，直齿齿轮、，斜齿齿轮、；、主、从从动齿轮轮节圆半半径(mmm)。弹性模量=20.61104 Nmm-2齿宽=488mm。=38.55mm变速器齿轮轮的许用用接触应应力如下下表： 计计算一挡挡齿轮77，8的接触触应力=32344.277N.m，=23199.188N

38、.m， =15444.111MPPa1990020000MPPa=15755.200MPa1990020000MPPa其他档位齿齿轮接触触应力按按同样方方法计算算，列表表如表22-4：表2-4 各档位位齿轮接接触应力力档位 接触应力MPa常:1320.14MPa13001400MPa:1533.76MPa13001400MPa一:1571.11MPa19002000MPa:123546.20MPa19002000MPa二:210.97MPa13001400MPa:1237MPa13001400MPa三: 1037.49MPa13001400MPa：1183.32MPa13001400MPa四:

39、1072.72MPa13001400MPa:1112.32MPa13001400MPa倒:1264.43MPa19002000MPa:1372.55MPa19002000MPa:1387.7MPa0.775； 花键齿齿数。 许许用挤压压应力按按机械设设计手册册推荐，当当各轴轴承所需需寿命所以：选用用的轴承承合格。（五）同步步器的设设计与校校核分析析同步器有常常压式、惯惯性式和和惯性增增力式三三种。常常压式同同步器结结构虽然然简单，但但有不能能保证啮啮合件在在同步状状态下（即即角速度度相等）换换档的缺缺点，现现已不用用。得到到广泛使使用的是是惯性同同步器。一. 惯性性式同步步器惯性式同步步器能做

40、做到换档档时两换换档元件件之间的的角速度度达到完完全相等等之前，不不允许换换档，因因而能完完善的完完成同步步器的功功能和实实现对同同步器的的基本要要求。按按结构分分，惯性性式同步步器有锁锁环式、锁锁销式、滑滑块式、多多片式和和多锥式式几种。虽虽然它们们的结构构不同，但但都有摩摩擦元件件、锁止止元件和和弹性元元件。锁锁销式同同步器的的优点是是零件数数量少，摩摩擦锥面面平均半半径的较较大，使使转矩容容量增大大。这种种同步器器轴向尺尺寸长是是它的缺缺点。锁锁销式同同步器多多用于中中、重型型货车的的变速器器中。滑滑块式同同步器本本质上是是锁环式式同步器器，它工工作可靠靠、零件耐耐用；但但因结构构布置上

41、上的限制制，转矩矩容量不不大，而而且由于于锁止面面再同步步锥环的的结合齿齿上，会会因齿端端磨损而而失效，因因而主要要用于轿轿车和轻轻型货车车变速器器中。多多锥式同同步器多多用于重重型货车车的主、副副变速器器及分动动器中。综综合以上上考虑，本本次设计计选择锁锁环式同同步器。二. 同步步器工作作原理同步器的换换档过程程由三个个阶段组组成。第第一阶段段：同步步器离开开中间位位置，作作轴向移移动并靠靠在摩擦擦面上；第二阶阶段：来来自手柄柄传至换换档拨叉叉并作用用在滑动动齿套上上的力，经经过锁止止元件又又作用到到摩擦面面上；第第三阶段段：角速速度差为为零，摩摩擦力矩矩消失，而而轴向力力仍作用用在锁止止元

42、件上上，使之之解除锁锁止状态态，此时时滑动齿齿套和锁锁止销上上的斜面面相对移移动，从从而使滑滑动套占占据了换换档位置置。三. 主要要参数的的确定（一） 摩摩擦因数数f摩擦因数ff对换档档齿轮和和轴的角角速度能能达到相相同有重重要作用用，摩擦擦因数大大，换档档省力或或缩短同同步时间间；摩擦擦因数小小则反之之，甚至至失去同同步作用用，为此此，在同同步环锥锥面处制制有破坏坏油膜的的细牙螺螺纹槽及及与螺纹纹槽垂直直的泄油油槽，用用来保证证摩擦面面之间有有足够的的摩擦因因素，但但又因为为螺纹垂垂直的泄泄油槽会会削弱同同步环，所所以本次次设计不不予考虑虑。（二） 同同步器主主要尺寸寸的确定定1.同步环环锥

43、面上上的螺纹纹槽如果螺纹槽槽螺线的的顶部设设计的窄窄些，则则刮去存存在于摩摩擦锥面面之间的的油膜效效果好。但但顶部宽宽度过窄窄会影响响接触面面压强，使使磨损加加快。 2.锥面半半锥角摩擦锥面半半角越越小，摸摸擦力矩矩越大，但但过小小则摩擦擦锥面将将产生自自锁现象象。避免免自锁的的条件是是tannff。一般般取=6o8o, =6oo时，摩摩擦力矩矩较大，但但锥面的的表面粗粗糙度控控制不严严时，则则有粘着着和咬住住的倾向向；在=7oo时就很很少出现现咬住现现象。因因此取=7oo3.摩擦锥锥面平均均半径RRR设计得越越大，则则摩擦力力矩越大大，R往往往受结结构的限限制，包包括变速速器中心心矩及相相关

44、零件件的尺寸寸和布置置的限制制以及RR取大以以后还会会影响到到同步环环径向厚厚度尺寸寸要取小小的约束束，故不不能取大大。原则则上是在在可能的的条件下下尽可能能将R 取大些些。4.锥面工工作长度度b缩短锥面工工作长度度b，便便使变速速器的轴轴向长度度缩短，但但同时也也减少了了锥面的的工作面面积，增增加了单单位压力力并使磨磨损加速速。设计时可根根据下面面公式计计算确定定b: b=Mm/2ppfR22 （33.577） 式中中：p摩擦擦面的许许用压力力（MPPa）,对黄铜铜与钢摩摩擦副，pp1.011.5MMpa；Mm摩摩擦力矩矩（N）；f为摩摩擦因数数；R摩擦擦面平均均半径（）。5.同步环环径向厚

45、厚度同步环的径径向厚度度要受结结构布置置上的限限制，包包括变速速器中心心矩及相相关零件件，特别别是锥面面平均半半径R和和布置上上的限制制，不宜宜取厚，但但是同步步环的径径向厚度度必须保保证同步步环有足足够的强强度。（三） 锁锁止角锁止角选选取得正正确，可可以保证证只有在在换档的的两个部部分之间间的角速速度差达达到零值值才能进进行换档档影响锁锁止角选取的的主要因因素有摩摩擦因数数f、摩摩擦锥面面平均半半径R、锁锁止面平平均半径径和锥面面半角。利用用满足锁锁止条件件的方程程： （33.588） 所得结构锁锁止角在在26 o442o范围内内变化。（四） 同同步时间间t同步器工作作时，要要连接的的两部

46、分分达到同同步的时时间越短短越好除除去同步步器的结结构尺寸寸、转动动惯量对对同步器器时间有有影响以以外。变变速器输输入轴、输输出轴的的角速度度差及作作用在同同步器摩摩擦锥面面上的轴轴向力均均对同步步时间有有影响。轴轴向力大大，同步步时间少少。轴向向力与作作用在变变速杆手手柄上的的力有关关为此，同同步时间间与车型型有关。对对货车，变变速器高高档取00.3000.80，低低档取11.000s11.500s。四. 花键键的校核核矩形花键定定心精度度高，定定心的稳稳定性好好，能用用磨削的的方法消消除热处处理引起起的变形形，容易易加工，应应用广泛泛。而渐渐开线花花键工艺艺性较好好，制造造精度较较高，传传递转矩矩较大，但但定位性性没矩形形花键稳稳定。综综合考虑虑，由于于花键传传递载荷荷较小，本本