1、目錄1.概 述22 中間軸式變速器設計32.1傳動方案和零部件方案的確定3傳動方案初步確定4零部件結構方案42.2 主要參數的選擇和計算52.2.1 先確定最小傳動比52.2.2 確定最大傳動比62.2.3 擋位數確定72.2.4 中心距A82.2.5 外形尺寸設計82.2.6 齒輪參數93 變速器的設計計算143.1輪齒設計計算143.1.1 齒輪彎曲強度計算143.1.2 輪齒接觸應力173.2 軸設計計算193.2.1 軸的結構193.2.2 確定軸的尺寸193.2.3 軸的校核20圖1：中間軸式變速器2 中間軸式變速器設計2.1傳動方案和零部件方案的確定作為一輛前置后輪驅動的貨車，毫無

2、疑問該選用中間軸式多擋機械式變速器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點如下。（1） 設有直接擋；（2） 1擋有較大傳動比；（3） 檔位搞的齒輪采用常嚙合傳動，檔位低的齒輪（1擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪川東南；（4） 除1擋外，其他檔位采用同步器或嚙合套換擋；（5） 除直接擋外，其他檔位工作時的傳動效率略低。傳動方案初步確定（1）變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經滾針軸承支撐在第1軸后端的孔內，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。檔位搞的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1擋采用滑動直齒輪傳動。（2）倒檔利用率不高，而且都是在停車后在掛入倒檔，因此可以采用

3、支持滑動齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負交替對稱變化的彎曲應力狀態下工作，提高壽命，并使倒擋傳動比有所增加，裝在靠近支承出的中間軸1擋齒輪處。零部件結構方案2.1.2.1齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優點；缺點是制造工藝復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒擋。換擋機構形式此變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、移動嚙合套換擋和同步器換擋三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高檔位。為

4、簡化機構，降低成本，此變速器1擋、倒擋采用此種方式。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及 重型貨車變速器上應用。因此不適合用于本設計中的變速器，不采用嚙合套換擋。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應用。雖然結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強度，降低操作難度，2擋以上都采用同步器換擋。變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸

5、承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉動的地方，比如高檔區域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結構的情況下，應盡量使用滾針軸承。2.2 主要參數的選擇和計算目前，貨車變速器采用45個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數大致在45個，需要通過計算傳動比范圍后最后確定。 先確定最小傳動

6、比傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比ig和主減速器傳動比i0的乘積來表示 itmin=igmini0 3-1通常變速器最小傳動比igmin取決于傳動系最小傳動比it0和主減速器傳動比i0，而根據汽車理論，汽車最高車速時變速器傳動比最小，則根據公式ua=0.377rnigmini0 3-2式中：ua為汽車行駛速度，km/h; n為發動機轉速，r/min; r為車輪半徑，m; igmin特指為最高檔傳動比?？傻?itmin=0.377rnuamax 3-3輕型車輪胎尺寸根據GB/T2977-1997載重汽車輪胎系列可選用7.50R20，即輪胎名義寬度7.5in，輪輞名義直徑16in，輪胎扁平率為

7、90100，在此取90，則輪胎直徑可以算為r=7.5x2x0.95+202x25.410000.435(m)汽車給定的最大車速為100km/h,發動機轉速為2566.3r/min，代入式得itmin=4. 23另外，為了滿足足夠的動力行呢，還需要校核最高檔動力因數D0max。一般汽車直接擋或最高檔動力因數取值范圍如下表所示動力因數取值中型貨車微型貨車轎車0.040.080.080.10.10.12本設計汽車總質量為7000t，為中型貨車，可選取D0max=0.06，最小傳動比與最高檔動力因數D0max有如下關系D0max=TtqmaxitmintrG-CDAuat221.15G 3-4式中：u

8、at為直接擋或最高檔時，發動機發出最大扭矩時的最大車速，km/h，此時可近似取uat=uamax。其它參數見下表。參數說明tTtqmax(N.m)最大轉矩對應轉速（r/min）空氣阻力系數CD迎風面積A(m2)uamax(km/h)0.9549.72566.30.75.6100根據3-4式可得itmin=5.27>4.23。同時為了得到足夠的功率儲備取傳動系最小傳動比為itmin=4.11。若按變速器直接擋igmin=1，則i0=4.11，該車采用單級主減速器，主減速器傳動比i07，滿足要求。2.2.2 確定最大傳動比確定傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數D

9、1max、附著力和汽車最低穩定車速。傳動系的最大傳動比通常是變速器1擋傳動比ig1與主減速器傳動比i0的乘積，即itmax=ig1i0 3-5當汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅動力應為Ftmax=Ff+Fimax 3-6各表達式展開為 Ttqmaxitmintr=Gfcosmax+Gsinmax 3-7則ig1G（fcosmax+sinmax）rTtqmaxi0t 3-8各參數見下表計算參數表tfi0r(m)ma(kg)Ttqmax(N.m)0.90.024.110.4357000549.7一般貨車最大爬坡度為30%，即max16.7°。代入3-8式計算可得ig14

10、.50。1擋傳動比還應滿足附著條件Ftmax=Ttqmaxig1i0trF 3-9對于后輪驅動汽車，最大附著力有如下公式F=FZ2=G2=m2g 3-10式中：m2為后軸質量，查表得滿載時取值范圍為m2=（65%-70%）ma，選取65.3%ma，即滿載時后軸質量為4571kg將式3-9代入式3-10求得ig1m2grTtqmaxi0t取=0.7，計算可得ig16.71。結合上面已經計算數值ig14.23。故c初步取ig1=4.5，即變速器傳動比范圍是14.5，傳動系最大傳動比itmax=18.495。2.2.3 擋位數確定增加變速器擋位數能夠改善汽車的動力性和經濟性。擋位數越多，變速器的結構

11、越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋位數會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，換擋容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應該確定中間各擋的傳動比。實上上，汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照等比級數分配的。因此，各擋傳動比的大致關系為式中：q為各擋之間的公比。當擋位數為n時，有對于本變速器，擋位數暫定為4，則=1.65<1.8一般擋數選擇要求如下。1） 為了減小換擋難度，相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。2） 高擋區相鄰檔位之間的傳動比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。即本例滿足要求，確定擋位數為4，則ig1=

12、4.5，ig2=q2=2.72，ig3=q=1.65，ig4=1.2.2.4 中心距A對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數，對變速器的外形尺寸、體積和質量大小、齒輪的接觸強度都有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。初選中心距A時，可根據下面的經驗公式計算A=KA3Temaxig1g 3-11式中：KA為中心距系數，貨車為8.69.6;Temax為發動機最大轉矩，N.m；ig1為變速器1擋傳動比；g為變速器傳動效率，取96%。貨車的變速器中心距在80170mm范圍內變

13、化。對于本中型貨車，可取KA=9.0，其余取值按照已有參數計算3-11式可得A120.07mm。2.2.5 外形尺寸設計貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數有關，4擋為（2.22.7）A。當變速器選用的常嚙合齒輪對數和同步器多時，應取給出范圍的上限。本中型貨車，4擋變速器殼體的軸向尺寸取2.7A，即324.20mm，取整得L=325mm。2.2.6 齒輪參數2.2.6.1模數的選取變速器齒輪模數選取的一般原則如下1）為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；2）為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用同一種模數；4）從強度方面考慮，格擋齒輪應該選用不同模數；5）

14、對于貨車，減少質量比減小噪聲更加重要，因此模數應該選得大一些；6）抵擋齒輪選用大一些的模數，其他檔位選用另一種模數。查表可知，中型貨車變速器齒輪法向模數范圍為3.54.5，所選模數應該符合國家標準GB/T 13571987 漸開線圓柱齒輪模數的規定。優先選用第一系列的模數，盡量不選括號內的模數。遵照以上原則，1擋直齒齒輪選用模數m=4.0mm，其余檔位斜齒齒輪選mn=4.00mm。同步器與嚙合套的結合齒多采用漸開線齒形，出于工藝性考慮，同一變速器中的結合齒模數相同，其取值范圍如下表。接合齒模數取值乘用車中型貨車重型貨車2.03.52.03.53.55.0選取較小的模數可是齒數增多，有利于換擋，

15、在此取2.0。2.2.6.2 壓力角壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩，噪聲較低；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。對貨車，為提高齒輪強度應選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。遵照國家規定取齒輪壓力角為20°，嚙合套或同步器壓力角為30°。2.2.6.3 螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、齒輪強度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，可使齒輪嚙合的重

16、合度增加，因而平穩工作、噪聲降低。從提高抵擋齒輪的抗彎強度出發，以15°25°為宜，從提高高檔齒輪的接觸強度和重合度出發，應當選用 大些的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是18°26°。2.2.6.4 齒寬b齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質量，但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩的優點削弱，齒輪工作應力增加；選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，是齒輪沿齒寬方向受力不均勻，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數的大小來確定齒寬b。直齒為b=Kcm

17、，Kc為齒寬系數，取值范圍4.58.0，。斜齒為b=Kcmn，Kc取值范圍6.08.5。嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可選為24mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數Kc可取大些，是接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩性和齒輪壽命。因此，在此1擋第1軸常嚙合直齒齒輪寬度取b1=8.0x4.0=32（mm），第2軸常嚙合直齒齒輪的寬度取b2=7.0x4=28（mm），其余檔位斜齒齒輪寬度取bn=7.0x4=28（mm）。同時為增加嚙合強度和穩定性，相互嚙合齒輪寬有12mm調整。2.2.6.5 齒輪變位系數的選擇原則采用變位齒輪的原因為：配湊中心距；提高齒輪的強度和壽命；降低齒輪的嚙合噪

18、聲。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。變位系數的選擇原則如下。1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數。2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大小齒輪的變位系數。3）總變位系數越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去1、2擋以外的其他各檔齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變

19、位系數應該逐擋增大。1、2擋和倒擋齒輪應該選用較大的值。2.2.6.6 齒頂高系數齒頂高系數，選標準值1.0。2.2.6.7 各檔齒輪齒數的分配（1）確定一檔齒輪齒數1擋傳動比ig1=z2z7z1z8 3-111擋采用直齒滑動齒輪傳動z=2Am=z7+z8 3-12其中模數m=4.0,中心距A=120.7mm，代入3-12式得z=60.035，取整為60，然后進行大小齒輪數分分配。中間軸上1擋齒輪z8的齒數應該盡量少些，以便使z7z8的傳動比大些，初取z8=17，則z7=43。（2）修正中心距AA=mz/2=120（mm）通過選用正角度變位系數，可以湊出新的中心距為A=120mm。（3）確定常

20、嚙合齒輪副的齒數由式3-11可知z2z1=ig1z8z7 3-13常嚙合傳動齒輪z1、z2中心距和1擋齒輪的中心距相等，即A=mn(z1+z2)2cos2 3-14其中，常嚙合齒輪z1、z2采用斜齒圓柱齒輪，模數mn=4，初選螺旋角2=26°，代入3-13和3-14，解得z119.40，取整得z1=19，則z2取整為35，此時ig1=z2z7z1z84.66，接近原傳動比4.5，可認為齒輪齒數分配合理。根據所確定的齒數，按式子3-14修正螺旋角2=25.8°。（4）確定其他各檔齒輪的齒數1）2擋齒輪齒數。2擋采用斜齒輪傳動z5z6=ig2z1z2 3-15A=mn(z5+z

21、6)2cos6 3-16此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發，還必須滿足下列關系式tan2tan6=z2z1+z2(1+z5z6)=z1ig2+z2z1+z2 3-17其中ig2=2.72，初選螺旋角6=18°，計算式3-17左右兩端得z1ig2+z2z1+z2=1.57tan2tan6=1.491.57相差不大，基本滿足要求。將6=18°代入3-15和3-16可求得z6=23.04，取整23；z5=33.96，取整為34。根據所確定的齒數，核算傳動比ig1=z2z5z1z62.72等于原始傳動比2.72，故滿足設計要求。按式3-16算出精確的螺旋角6=18.2°

22、;。2）3擋齒輪齒數的計算。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪，計算方法與2擋類似z3z4=ig3z1z2 3-18A=mn(z3+z4)2cos6 3-19tan2tan4=z1ig3+z2z1+z2 3-20其中ig3=1.65，初選螺旋角4=22°，計算式3-20左右兩端得z1ig3+z2z1+z2=1.23 tan2tan4=1.191.23相差不大，基本滿足要求。將4=22°代入3-18和3-19可求得z4=30.12，取整為30；z3=26.87，取整為27，為避免出現不均與接觸傳動，改為z4=29。根據所確定的齒數，核算傳動比ig3=1.721.65，滿足設計要求。按式

23、3-16算出精確的螺旋角4=21.0°。3）4擋為直接擋，（5）確定倒擋齒輪齒數及中心距倒擋選用的模數與1擋齒輪相同，中間軸上倒擋齒輪z8的齒數已經確定為19，倒擋軸上的倒擋齒輪z9一般在2133之間選取。初選z9=21，m=4,則中間軸與倒擋軸的中心距為A=m(z8+z9)2=76(mm)倒擋齒輪z10與1擋齒輪z7嚙合，初選z10=23，則可計算倒擋軸與第2軸的中心距為A=m(z7+z10)2=132(mm)重新確定各檔傳動比：檔位一檔二檔三檔四檔倒檔傳動比4.662.721.721.003.633 變速器的設計計算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動

24、換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷。 所以需要對齒輪進行計算和校荷。3.1輪齒設計計算與其它機械設備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。3.1.1 齒輪彎曲強度計算 （1）一檔

25、直齒輪彎曲應力，查文獻2可知： 3-21 式中： 彎曲應力（MPa）； 圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節圓直徑（mm）； 應力集中系數， =1.65； 摩擦力影響系數，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； 齒寬(mm)； 端面齒距，； 齒形系數，=0.19齒形系數圖（假定載荷作用在齒頂=20°，f0=1）因為齒輪節圓直徑，式中為齒數，所以將上述有關參數帶入式3-21后得 3-22當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉距時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應力在400850MPa, 查文獻2可知，=600 MPa。取作用在變速器第1軸上的最大轉矩根據傳動比換算到1擋的值，

26、知由公式3-22得： = =633.02MPa<110%滿足設計要求。（2）二檔斜齒輪彎曲應力，查文獻2可知： 3-23彎曲應力（MPa）； 圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；為節圓直徑（mm）； ； 斜齒輪螺旋角( °)，=20°； 應力集中系數， =1.50； 齒寬(mm)； 法向齒距，； 齒形系數，=0.18 重合度影響系數，=2.0。將上述有關參數帶入公式3-23，整理后得到斜齒輪彎曲應力為： 3-24當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉距時，斜齒輪許用彎曲應力在100250MPa, 查文獻2可知， =320 MPa。由公式3-24得：=2

27、05.4MPa<滿足設計要求。3.1.2 輪齒接觸應力 3-25式中： 輪齒的接觸應力（MPa）； 齒面上的法向力（N），；為圓周力； 斜齒輪螺旋角( °)； 齒輪材料的彈性模量（MPa）, 齒輪接觸的實際寬度(mm)； 主動齒輪節點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪；從動齒輪節點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪； 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應力查文獻2可知，見表4.1表4.1 變速器齒輪的許用接觸應力(MPa)齒 輪液體碳氮共滲齒輪滲 碳 齒 輪950100019002000一檔和倒檔齒輪65070013001400常嚙合齒輪和高檔

28、齒輪計算第一軸常嚙合齒輪接觸應力b = Kcmn =8.0x4=32(mm)由公式3-25得：=842.83MPa< 滿足設計要求。計算高檔3擋常嚙合齒輪接觸應力b = 7.0 x 4 =28 mm由3-25式得=518.46MP，滿足設計要求。計算二軸一檔直齒輪接觸應力N由公式3-25得：619.29MPa< 滿足設計要求。本設計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。3.2 軸設計計算3.2.1 軸的結構第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內花鍵統一考慮。 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換3.2.2 確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定：第二軸和中間軸中部直徑：