1、全套图纸扣扣 153893706- I -解放 J6 重卡 9 挡变速器的设计摘 要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、爬坡、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、汽车滑行或是停车时使发动机的动力停止下能够驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶的能力。需要时，变速器还要有动力输出功能。因此在设计过程中时，既要满足轮廓尺寸和重量要求，又要保证工作的可靠性，还要考虑到必要的动力性和经济性及拆装容易、维修方便等使用要求。本文在绪论中介绍了国内外重卡变速器研究现状、发展历史及发
2、展趋势。参考美国伊顿公司生产的富勒 RT11509C 双中间轴式倍挡机械式变速器，对解放 J6 重卡 9 挡手动变速器进行设计。参考某款解放 J6 重卡整车参数，对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算，并对齿轮弯曲强度、接触应力以及轴的刚度进行了校核。对变速器的传动方案和结构形式进行设计；同时对操纵机构和同步器的结构进行设计；确定具体参数后建立三维 CATIA 模型，并绘制出二维 CAD 装配图及零件图。关键词：变速器，齿轮，同步器，设计全套图纸扣扣 153893706- II -Design of Jiefang Heavy Truck 9 Shifts Transmission
3、AbstractA gearbox is applied to change the torque and speed transmitted from the engine to drive-wheels. At this ,the vehicle will gain various speed and traction under different running conditions such as starting, climbing, turning, accelerating, etc. At the same time, the engine can be operating
4、under the best state. The gearbox is set a neutral gear, so the power from engine may be stop in engine starting, sliding motion and stopping to the vehicle. The gearbox is also set a reverse gear so as to gain back-running performance. If there is necessary, the gearbox can also output power. For t
5、hese reasons, the design must be in according with the conditions of outline dimensions and weight or guaranteeing working reliability, as well as necessary power performance, economic value, the usable requirements, maintenance. This paper describes domestic and foreign heavy truck transmission dev
6、elopment status and trends in the introduction, and has s design of J6 heavy truck 9-speed manual transmission. Given engine output torque, speed and maximum speed, maximum grade ability conditions to be told, we focus on the structural parameters of the transmission gears, shafts, other structural
7、dimensions design calculations, transmission schemes and the design and structure of the transmission. While on the steering mechanism and synchronize the structure design, we build a 3D model and draw 2D drawings.全套图纸扣扣 153893706- III -Key Words：Gearbox, Gear, Synchronizer, Design全套图纸扣扣 153893706-
8、IV -目 录摘 要 .IAbstract.II第 1 章 绪论 11.1 概述 11.2 国内外研究现状 11.2.1 重型变速器的发展历史 .21.2.2 重型变速器的发展趋势 .21.3 课题的主要研究内容 3第 2 章 变速器 传动机构和操纵机构 52.1 变速器传动机构方案 52.2 变速器零部件设计方案 62.3 本章小结 7第 3 章 变速器设计与 计算 83.1 变速器主要参数的选择 83.1.1 传动比范围 .83.1.2 变速器各挡传动比的确定 .83.1.3 变速器各挡传动比分配 .103.1.4 中心距 A 的确定 113.1.5 变速器外形尺寸的确定 .123.1.6
9、 齿轮参数的确定 .123.1.7 各挡齿轮齿数的分配 .133.2 变速器齿轮强度校核 183.2.1 齿轮材料 .183.2.2 齿轮弯曲强度校核 .183.2.3 齿轮接触应力校核 .213.3 变速器轴的设计 243.3.1 初选轴的直径 .243.3.2 轴的刚度校核 .273.4 本章小结 29第 4 章 变 速器同步器结构设计 30全套图纸扣扣 153893706- V -4.1 同步器设计 304.1.1 同步器介绍 .304.1.2 锁销式同步器 .304.1.3 同步器主要参数的确定 .314.2 本章小结 34结 论 36参考文献 37致 谢 39哈尔滨工业大学本科毕业论
10、文（设计）- -1第 1 章 绪论1.1 概述变速器的主要功用是：（1）改变传动比，在较大范围内改变汽车的行驶速度和汽车驱动轮上的转矩，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利（功率较高而耗油率较低）的工况下工作。（2）在汽车发动机旋转方向不变的前提下，利用倒挡实现汽车倒向行驶。（3）在发动机不熄火的情况下，利用空挡中断动力传递，且便于汽车起动、怠速、换挡和动力输出 1。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下的基本要求：（1）保证汽车有必要的动力性和经济性指标，应正确的选择变速器的挡位和传动比。（2）设置空挡和倒挡，保证发动机与驱动轮能长期分离，使汽车能倒退行驶。（3）换挡迅速、
11、省力，以便缩短汽车加速时间并提高汽车动力性能。（4）工作可靠，在汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象的发生。（5）应设置动力输出装置，以便必要时进行动力输出 2。1.2 国内外研究现状重型汽车变速器是指匹配重型货车以及大型客车的变速器。整个行业没有明确界定重型汽车变速器的定义，国内通常指标定输入扭矩在 900 以上的mN汽车变速器。选择一款合适的变速器对汽车整车寿命以及性能意义重大，重卡变速器的重要参数有头挡速比、最高挡速比以及各挡速比极差等。头挡速比直接影响汽车的起步能力和爬坡能力，结合车桥速比与发动机扭矩等共同影响汽车的载货能力。最高挡速比则影响汽车的最高车速，合理的速
12、比极差影响换挡舒适性。由于重型汽车的装载质量大，使用条件复杂。为了保证汽车具有良好的动哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -2力性、经济性和加速性，往往增加变速器传动比的范围并增加挡位数。为避免单体变速箱体体积过大，多采用组合式机械变速器。即以一种或两种 46 变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副箱得到一组不同的挡位数、不同传动比范围的变速器系列。目前，组合式机械变速器已经成为重型汽车采用的主要形式。组合式机械变速器主要分为：倍挡（分段式配挡）组合式机械变速器，半挡（插入式配挡）组合式机械变速器 3。1.2.1 重型变速器的发展历史国内的重型变速器早期主要依赖于技术引进，先后引进德
13、国、美国和日本的相关产品。上世 80 年代，国内某些齿轮厂引进德国采埃孚（ZF）的 5S111GP 重型车变速器，同期引进的技术还有美国伊顿公司的 RT-11509C 型变速器。1986 年，某公司引进日产柴油机汽车公司（日产柴）5 挡 750 级变mN速器。上述几种变速器占据了早期国内重型变速器的大部分份额。其中德、美、日具有各自不同的技术特点。ZF 公司的 5S-111GP 变速器属于上世纪 80 年代初国际先进水品，为全同步器型九挡组合式机械变速器，由三轴式定轴转动的主变速器和行星齿轮传动副箱组成，有九个前进挡和一个倒挡，采用锁环式惯性同步器、以及独特的旋转轴拉板拨叉换挡机构，双“H”操
14、纵机构。伊顿公司 RT11509C 采用五挡双中间轴主箱加分段式后置倍挡双中间轴副箱组合成九个前进挡和一个倒挡，齿轮传递的转矩减少 50%，从而减少的了变速器的长度等几何尺寸和重量；由于主轴上的齿轮处于径向浮动状态，且两根中间轴上对应的齿轮相啮合产生的径向力相互抵消，使得主轴只承受转矩而不承受弯矩。日产柴的该产品采用了二挡装有双锥面同步器，三至七挡单锥面同步器，缩短了同步时间 45。1.2.2 重型变速器的发展趋势从重型变速器的发展历史看，国内重型变速器发展趋势与国外发展趋势相似，即重点由手动变速器转为自动变速器。发展趋势紧紧围绕着重载、安全、环保、节能、操纵轻便化、换挡自动化、智能化、整车电
15、子集成一体化等方面。具体表现为：（1）大功率、大扭矩化：为了节能环保，降低发动的油耗，减少排放污染，降低噪音，汽车发动机朝着大功率、大扭矩和低转速的方向发展，相应的，哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -3商用车变速器的最大输入功率已经打到 700 马力，扭矩达到 3300 。mN（2）系列化、多挡化、组合化：为了适应各种复杂的使用工况，变速器朝着系列化、多挡化、组合化方向发展。重型商用车变速器主流采用组合式变速器，挡位由 9 挡至 18 挡。而随着发动机外特性曲线进一步扩大和平坦化，国外的重型变速器发展主流为12 挡至 14 挡。例如伊顿的 S13 系列为 13 速，Volve 的 SR2
16、400 为 14 速。（3）大速比、小挡位、级差化：为了满足商用车重载或者坡道起步以及在困难路面上能够稳定行驶的要求，与之匹配的变速器传动比范围均有不同程度的增大趋势，尤其体现在重型商用车上。最低挡传动比为 17 左右，最高传动比以至 0.7 左右。各挡位之间传动比级差逐步缩小。挡位级差是影响变速器换挡性能以及与发动机匹配效果的重要因素。变速器的挡位级差过大，低转速时发动机容易过载，高挡换为低挡时发动机容易突然减速以致熄火，车辆的起步能力也会受到一定的影响。（4）小型化、轻量化：变速器在确保传递同等转矩的情况下，其几何尺寸朝来越小的方向发展。轻量化是变速器在保证传递同等扭矩的情况下，其重量朝越
17、来越轻的方向发展。变速器采用镁铝合金等新的高强度材料来减轻重量。采用 CAD/CAE/CAM 辅助设计分析优化变速器结构缩小变速器尺寸。（5）换挡自动化、整车电子集成控制一体化：整车电子集成控制一体化，全面优化车辆自动控制系统。随着机械式自动变速器取代机械式手动变速器的步伐，电控智能换挡、离合器控制等集成化功能极大的降低了驾驶员的驾驶疲劳，提高了驾驶舒适性。兼容 TCS/ABS 等功能的发动机熄火保护、超速保护等功能则提高了驾驶安全性。体现了整车电子控制一体化的趋势。（6）绿色环保化：汽车在 21 世纪的发展主题便是环保。采用新型吸音材料，新的隔音结构达到变速器的降噪效果。全面配置各种形式的缓
18、速器以减少来自传动系统的污染 59 。1.3 课题的主要研究内容本论文主要研究解放 J6 重卡 9 挡变速器的结构原理，计算该变速器的受力、体积等参数。由于重型汽车变速器在国内变速器行业发展并不完善、成熟，本论文在总结现有研究成果的基础上，从变速器基本结构入手再进行对变速器优化深入研究。本论文研究的主要内容如下：（1）研究重型汽车变速器的主要结构原理，掌握重型汽车变速器的设计哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -4要领以及注意事项；（2）查阅国内外重型汽车变速器研究论文，了解国内外重型汽车变速器研究动态，并将现有理论应用与本次毕业设计中，对本次毕业设计关键技术进行深入探讨；（3）总结本次设计
19、经验，建立手动挡重型汽车变速器设计模型；利用 CATIA 建立变速器零件的三维实体模型，采用自底向上的方法对变速器进行装配。在变速器装配主模型的基础上，进行变速器各轴的强度校核。本设计采用的分析流程：零件三维建模子装配建模总装配建模。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -5第 2 章 变速器传动机构和操纵机构2.1 变速器传动机构方案由于解放 J6 重卡装载质量大，使用条件复杂。想要保证卡车具有良好的动力性、经济性和加速性，则必须扩大传动比范围并增多挡数。为避免变速器结构过于复杂和便于系列化生产，多采用组合式变速器。重卡组合式变速器主要分为倍挡组合式机械变速器（分段式配挡）和半挡组合式机械变
20、速器（插入式配挡） 。倍挡组合式机械变速器是在主变速器后部串联安装一个 2 挡（高挡和低挡）副变速器，将主变速器的挡位数增加一倍，所增加的挡位传动比数值等于主变速器传动比和副变速器传动比的乘积，而且齿轮对数少于挡位数，因此箱体尺寸缩短，轴的长度减短、刚度增大，进而增大了变速器的容量。例如在一个 5 挡主变速器后端串联安装一个具有高、低 2 挡的副变速器，即可组成 10 挡（或 9 挡）倍挡组合式机械变速器。增加倍挡组合式变速器最大输入扭矩和最低挡传动比的技术难点是：副变速器低挡齿轮的强度容量不足，超出齿轮轮齿的承载能力。解决的办法是将由一个轮齿承受的载荷分流给几个轮齿来承担。这样一来，输入齿轮
21、扭矩不变，每个轮齿的负荷将等于同时接触齿数的平均数值。倍挡组合式变速器的副变速器功率分流方法有两种：一种是以德国 ZF 公司为代表的采用行星齿轮系的传动方法，这种结构非常紧凑，体积小而扭矩容量大，直到现在仍广泛应用；另一种以美国伊顿公司为代表的采用双中间轴传动结构的方法，其生产的 RT-11509C 双中间轴倍挡 9 挡组合式机械变速器，主副变速器皆采用双中间轴结构。主变速器有 5 个前进挡。副变速器为2 挡( 高挡和低挡) 齿轮传动，由于有 2 个传动比很接近，故省掉一个，组成 9挡变速器。具有以下优点：（1）由于一轴和二轴上各挡齿轮同时与两根中间轴上对应的齿轮相啮合，功率分流，从理论上讲，
22、每对齿轮上传递的扭矩为 1/2，这就使每对齿轮传递的扭矩减少 50%，使变速器的中心距、齿轮模数和宽度可以减小，从而减小变速器的质量和尺寸，特别是长度尺寸；（2）由于二轴从动齿轮在轴上处于径向浮动状态，两根中间轴的轴心线均匀分布在以二轴理论轴心为圆心、以中心距为半径的圆柱面上，所以二轴上哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -6各挡齿轮及一轴齿轮在与两根中间轴上的对应齿轮相啮合产生的径向力达到平衡，即互相抵消。二轴不承受径向力，只传递扭矩，这样二轴可以设计得细一些，结构可以简单一些，其后轴承可以选择较小的规格，这也有助于减小变速器的质量和尺寸；（3）由于二轴齿轮的径向浮动和二轴的铰接式浮动的结
23、果，使得齿轮在啮合时能自动抵消一部分制造和装配误差，啮合质量优于单中间轴。啮合区容易达到设计要求，实际使用情况也证实了这点。这就有利于降低啮合噪声和提高耐用度；（4）由于双中间轴倍挡组合式变速器可以明显地减小变速器的质量和轴向尺寸，利用这种优点，可提高变速器的最大传递功率和扭矩，扩大使用范围。半挡组合式机械变速器是将副变速器传动比均匀地插入传动比间隔大的主变速器各挡传动比之间，使变速器的挡位数增加一倍。半挡副变速器串联在主变速器前部，它只有一对齿轮副和换挡同步器。早期的半挡副变速器由单独的一个箱子组成，近年来发展成将半挡齿轮副直接放到主变速器之内，既缩短变速器长度又简化半挡结构。半挡副变速器由
24、一对类似一轴常啮合齿轮副组成，齿圈套在动力输入轴上自由转动，当动力输入轴上的齿圈与主变速器一轴结合时，各挡传动比均由主变速器一轴齿轮副组成。当齿圈与动力输入轴上的接合齿连接时，常啮合齿轮与主变速器上的中间轴连接，因此主变速器中间轴也旋转，由此组成的各挡传动比均匀地插人主变速器各挡传动比之间。因需要主、副变速器交替换挡，故换挡操作比倍挡组合式机械变速器复杂。综合考虑，选用倍挡组合式机械变速器结构，采用双中间轴式方案。参考伊顿公司 RT11509C 型变速器，主轴采用铰接式浮动机构。2.2 变速器零部件设计方案由上节中倍挡组合式机械变速器优点可确定，此种传动方式由于每根中间轴只传递二分之一扭矩，改
25、善了齿轮受力，使齿宽较普通三轴式变速器减薄了40%，从而缩短了变速器的轴向长度，也使传动系统很方便的传递动力。采用双中间轴结构，动力从输入轴输入，分流于两根中间副轴，再汇集于主轴输出，主箱的主轴就是副箱的输入轴，此时副箱再重复主箱的动力传递过程，最终动力由副箱输出轴传出。变速器传动非常平稳，噪声也很低，无需采用斜齿齿轮，直齿齿轮已完全达到要求，故齿轮采用直齿齿轮。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -7副箱高、低挡操纵换挡机构由于换挡力矩较大，采用同步器换挡。同步器有常压式、惯性式、自行增力式等几种类型。目前广泛采用的是惯性式同步器。惯性式同步器又分为锁环式惯性同步器和锁销式惯性同步器，结合
26、该款同步器副箱高、低换挡扭转力矩，采用锁销式惯性同步器。其他挡位采用啮合套换挡。输出轴由于所受扭矩较大，采用花键轴来传递动力。2.3 本章小结本章分析了重卡变速器传动机构的主要布置方案倍挡组合式机械变速器和半挡组合式机械变速器的优缺点，并选择了半挡组合式机械变速器。考虑到双中间轴式变速器每根中间轴只承担 50%的转矩，变速器的外形尺寸可以减小，变速器齿轮以及轴重量可以减小，较普通三轴式变速器有较大的优势，且双中间轴式变速器市场占有率较大，符合变速器的发展趋势，故本设计采用此结构。此外，变速器由于采用了双中间轴结构，使得箱体内齿轮受力得到改善，采用直齿轮能够满足传动要求，同时，由于换挡力小，换挡
27、时两挡齿轮转速差不大，可以采用啮合套换挡。这样便减少的加工量以及成本。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -8第 3 章 变速器设计与计算3.1 变速器主要参数的选择某款解放 J6 重卡的主要整车参数技术参数如表 3.1 所示：表 3.1 某款解放 J6 重卡整车主要技术参数发动机最大功率 258kw 最大功率时转速 2100r/min发动机最大转矩 1500Nm 最大转矩时转速 12001500r/min总质量 9520kg 最高车速 100km/h车轮型号 12R22.5 对应轮胎半径 R 530mm3.1.1 传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高
28、挡通常是直接挡，传动比为 1.0。影响最低挡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。本设计中最高挡传动比为 1.0。3.1.2 变速器各挡传动比的确定（1）主减速比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：（3.1）0.37agrnui式中 汽车行驶速度（km/h） ；au发动机转速（r/min） ；n车轮滚动半径（m） ；r变速器传动比；gi主减速器传动比。0已知：最高车速 = =100 km/h；最高挡为直接挡，传动比 =1；maxuv gi车轮滚动半径由所选用的轮
29、胎规格得到 =0.53m；发动机转速r哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -9= =2100（r/min） ；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：np0 210.53.37.74.20ganriiu（2）最低挡传动比的确定影响最低挡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。目前重型商用车的传动比范围在1024 之间。按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一挡通过要求的最大坡道角 坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力max（加速阻力为零，空气阻力忽
30、略不计） 。用公式表示如下：maxmax0max sincoGfriTtge （3.2）式中 发动机最大扭矩(Nm) ；maxeTG 车辆总重量(N)；f 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面 =0.010.02)；主减速器传动比；0i变速器传动比；g为传动效率（0.850.9） ；tR 车轮滚动半径；最大爬坡度（一般汽车要求能爬上 30%的坡，大约 ） 。max 7.16由公式（3.2）得：（3.3）maxmax00(cosin)getGriT已知：m=9520kg ； 0.015； 16.7o；r=0.53m； 1500 Nm；faxmaxeT4.20；g=9.8m/s 2； 0.85，把以上数
31、据代入（ 3.3）式：0it(3985.01cos6.739285.sin16.7)0.531.540g 满足不产生滑转条件。即用爬行挡发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式如下：哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -10ntgeFriT10max（3.4）tegii0ax1式中 驱动轮的地面法向反力， ；nFng驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面 可取 0.70.8 之间。已知：前轮轴荷 23570kg； 取 0.6，把数据代入（3.4）式：m023579.806.531.14gi所以，爬行挡转动比的选择范围是： 0gi初选爬行挡传动比为 12.5。3.1.3 变速器各挡
32、传动比分配不同类型的汽车具有不同的传动系挡位数。其原因在于它们的使用条件不同，对整车性能要求不同，汽车本身的功率不同。而传动系的挡位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的关系。就动力性而言，挡位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速能力和爬坡能力。就燃油经济性而言，挡位数多，增加了发动机在低燃油消耗率工作的可能性，降低了油耗。所以增加挡位数会改善汽车的动力性和燃油经济性。变速器挡与挡之间的传动比比值受挡数影响。比值过大会造成换挡困难。一般认为比值不宜大于 1.71.8。因此，如最大传动比与最小传动比之比值越大，挡位数也应越多。实际上，汽车传动系各挡的传动比大体上是按照
33、等比级数分配的。即： 01728.ggiiq08.53giq哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -11012345678.591237.64.817.63.5.2.91783.9.1.3ggggggiqiiqiiqiiqi3.1.4 中心距 A 的确定中间轴与输出轴轴线之间的距离成为变速器中心距 A，中心距作为一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积、和质量大小有影响，而且对齿轮的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮寿命越短。故最小中心距应当由保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而
34、影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过小的限制，要求中心距也要取大些。初选中心距 A 时，可根据下述经验公式计算：31maxgeAiTK（3.5）式中 发动机最大输出转距为 1500（Nm） ；maxeT变速器中心距（mm） ；A中心距系数。多挡变速器： =9.511.0；KAK哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -12变速器一挡传动比为 12.5；1i变速器传动效率，取 96%。g（9.511.0） =（9.511.0） 26.2=248.9290.82mmA31502.96由于采用双中间轴式结构，中间轴所受转矩较三轴式变速器减小 50%，故暂取中心距 150m
35、m。3.1.5 变速器外形尺寸的确定变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： (2.7)(2.7)150345LAmm初选长度为 375mm。3.1.6 齿轮参数的确定（1）模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺等。选取齿轮模数一般要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿
36、宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。对于货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用较大的模数。所选模数值应符合国家标准 GB/T13571987。总质量大于 14.0t 的货车模数取用范围 3.55.0mm。在本设计中取二挡、三挡、四挡齿轮模数 m=4.5mm，一挡、爬行挡齿轮模数 m=5mm，副变速器长啮合齿轮模数 m=5mm，副变速器输出齿轮模数m=4.5mm，倒挡齿轮模数 m=4mm。（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。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -13
37、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 本设计中变速器齿轮均为直齿齿轮，螺旋角为 0。（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
38、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 的大小来选定齿宽：nm直齿 ， 取为 4.58.0cbkc本设计中齿宽均为 30mm。3.1.7 各挡齿轮齿数的分配采用双中间轴结构的变速箱结构简图如图 3-1 所示。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -143-1 变速器结构简图（1）四挡齿轮齿数及传动比的确定四挡传动比为： 1432.5gzihAm取 为 36， 为 30，求得 为 20， 为 37，将上述各齿轮齿数带入14z13z12z1z求得 为 3.
39、36。对副箱中心距进行修正，修正后的副箱中心距 为gi A148.5mm。（2）爬行挡齿轮齿数及传动比的确定爬行挡传动比为： 92041.5ggziihAm取 为 40， 为 28，求得 为 44， 为 17，将上述齿轮齿数带入求得9z10z2z1z为 12.42，对主箱中心距进行修正，修正后的主箱中心距 为 153mm。0gi A（3）一挡齿轮齿数及传动比的确定一挡传动比为：哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -1594103.12ggziihAm求得 为 38， 为 22，修正后的 为 8.26。4z3z1gi（4）二挡齿轮齿数及传动比的确定二挡传动比为： 9624105.ggziihA
40、m求得 为 38， 为 30，修正后的 为 6.08。6z5z2gi（5）三挡齿轮齿数及传动比的确定三挡传动比为： 9834107.6ggzii2hAm求得 为 34， 为 36，修正后的 为 4.53。8z7z3gi（6）五挡齿轮传动比的确定五挡传动比为： 9451032.7gzi（7）六挡齿轮传动比的确定六挡传动比为： 96105.8gzi（8）七挡齿轮传动比的确定七挡传动比为： 98710.3gzi（9）倒挡齿轮齿数及传动比的确定哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -16初选倒挡轴上齿轮齿数为 =22，输入轴齿轮齿数 =17，为保证倒挡齿16z15z轮的啮合不产生运动干涉齿轮 16 和
41、齿轮 15 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，即满足以下公式：（3.6）175()20.zmA已知： ， ，把数据代入（3.6）式，齿数取整，解得：4.0m3A，则倒挡传动比为：176z 175462.0Rzi输入轴与倒挡轴之间的距离：mm16()()782zA取 mm。78A输出轴与倒挡轴之间的距离：mm176()4(2)1362mz取 mm。136在确定了变速器齿轮的模数、变速器中心距、变速器各挡传动比之后，根据变速器外形尺寸以及经验公式，确定变速器各齿轮的齿宽。同时需要设计齿轮的变位，采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损
42、，抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零，可以增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零，角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些。根据不同直径的齿轮设计各齿轮的外形，主要包括在符合强度等要求下减小齿轮的重量，根据设计经验，确定各齿轮的最终参数。之后，根据各齿轮的具体参数建立起 CATIA 三维模型。图 3-2图 3-5 列举了本次变速器设计中几个齿轮的三维造型。哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计
43、）- -173-2 主箱中间轴二挡齿轮3-3 主箱中间轴三挡齿轮哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -183-4 主箱中间轴取力齿轮。3-5 主箱输出轴二挡齿轮。上述例子为本设计变速箱中的部分齿轮模型。考虑到本设计中的变速器齿轮较多，仅列出上述例子作为参考。3.2 变速器齿轮强度校核3.2.1 齿轮材料（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，为使两轮寿哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -19命接近
44、，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 3050HBS 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
45、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 20CrMnTi 渗碳后表面淬火处理，硬度为 5862HRC。3.2.2 齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（直齿轮）(3.7)1fwFKbty式中 圆周力（N） ， ；1FdTg21计算载荷（Nmm） ；gT节圆直径（mm） ； d应力集中系数， =1.50；KK摩擦力影响系数，主动齿轮为 1.1，从动齿轮为 0.9；f齿面宽（mm） ；b法向齿距， ； ttm齿形系数，可在齿形系数图 3.6 中查得。y哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）
46、- -20图 3.6 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.7） ，整理得到(3.8)32gfwcTKzmy（1）爬行挡齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm； ； mm； ；328150.104gT5.1 0.7cK，查齿形系数图 3.6 得：y=0.123，把以上数据代入(3.8)式，17z求得： MPa28.w从动齿轮：已知：Nmm； ； mm； ； ，317150.046gT5.1Km0.7cK46z查齿形系数图 3.6 得：y=0.141，把以上数据代入(3.8)式，求得： MPa2.8w哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -21（2）一挡齿轮校核主动齿轮：已知： Nmm； ； mm；
47、 ；328150.104gT5.1Km0.7cK，查齿形系数图 3.6 得：y=0.115 ，把以上数据代入(3.8)式，2z求得： MPa19.w从动齿轮：已知：Nmm； ； mm； ； ，32850.104gT5.1Km0.7cK38z查齿形系数图 3.6 得：y=0.139，把以上数据代入(3.8)式，求得： MPa29.w（3）二挡齿轮校核主动齿轮：已知： 328150.104gTNmm； ； mm； ； ，查齿形系数图 3.6 得：.Km.7cK30zy=0.140，把以上数据代入(3.8) 式，求得： MPa128.3w从动齿轮：已知： Nmm； ； mm；328050.14gT5
48、.14.m； ，查齿形系数图 3.6 得：y=0.139，把以上数据代入(3.8)式，.7cK38z求得： MPa2.6w（4）三挡齿轮校核主动齿轮：已知： 328150.104gTNmm； ； mm； ； ，查齿形系数图 3.6 得：.Km.7cK36zy=0.142，把以上数据代入(3.8) 式，求得： MPa1290.5w从动齿轮：哈尔滨工业大学本科毕业论文（设计）- -22已知： Nmm； ； mm；3286150.104gT5.1K4.m； ，查齿形系数图 3.6 得：y=0.141，把以上数据代入(3.8)式，.7cK3z求得： MPa28.w（5）四挡齿轮校核主动齿轮：已知： N
49、mm； ； mm； ；3150.gT5.1K4.m0.7cK，查齿形系数图 3.6 得：y=0.138，把以上数据代入(3.8) 式，28z求得： MPa13.4w从动齿轮：已知： Nmm； ； mm； ；2850.10gT5.1K4.0.7cK，查齿形系数图 3.6 得：y=0.148 ，把以上数据代入(3.8)式，40z求得： MPa23.1w对于货车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPa10，以上各挡均合适。3.2.3 齿轮接触应力校核)1(418.0bzjFE（3.9）式中 ， 主从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ，直齿轮 ，zb sinzr斜齿轮 ， ；sin
