轻型载货车五档变速器总成及变速传动机构设计目录第一章前言第二章轻型载货车主要参数的确定2.1质量参数的确定2.2发动机的选型第三章变速器的设计与计算3.1设计方案的确定3.1.1两轴式3.1.2三轴式3.1.3液力机械式3.1.4确定方案3.2零部件的结构分析3.3基本参数的确定3.3.1变速器的档位数和传动比3.3.2中心距3.3.3变速器的轴向尺寸3.3.4齿轮参数3.3.5各档齿轮齿数的分配3.4齿轮的设计计算3.4.1几何尺寸计算3.4.2齿轮的材料及热处理3.4.3齿轮的弯曲强度3.4.4齿轮的接触强度第一章前言本次设计的课题为轻型载货车五档变速器总成及变速传动机构设计，该课题来源于结合生产实际。

本次课题研究的主要内容是：1.进行变速传动机构的设计<不包括同步器），完成标准件的选型。

2.完成强度计算。

3.对轴、齿轮等主要零件进行制造工艺分析。

4.对变速器装配工艺进行分析，包括装配顺序、轴承游隙调整、润滑等关于变速器的设计，首先要确定变速器的各档位的传动比和中心距，然后计算出齿轮参数以选择合适的齿轮并且对其进行校核，接着是初选变速器轴与轴承并且完成对轴和轴承的校核，最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。

本课题所设计出的变速器可以解决如下问题：a.正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性；b.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶；c.操纵简单、方便、迅速、省力；d.传动效率高，工作平稳、无噪声；e.体小、质轻、承载能力强，工作可靠；f.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。

第二章轻型载货车主要参数确定2.1 质量参数的确定商用货车的总质量m a由整备质量m0、载质量m e和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即m a=m0+m e+65n11>整车整备质量m0 由m a= m0+m e+65n1,得：m0=m a-(m e+65n1>=3720-(1750+65×2）=1840kg m0=1840kg2>质量系数ηm0 ηm0=m e/m0=1750/1840=0.951 ηm0=0.9512.2 发动机的选型根据已知数据对发动机最大功率进行估算，由公式：其中A≈B1H=1.414×2.023=2.8605m2代入数据，得：=1/0.90<3720×9.8×0.02×100/3600+0.9×2.8605×1003/71640）= 58.5kw参考数据，选用以下发动机，主要参数如下：第三章变速器的设计与计算3.1 设计方案的确定轻型载货车变速器一般选用机械式变速器，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。

采用这种变速器的轻型载货车通常有3～5个前进档和一个倒档。

最近几年液力机械变速器和机械式无级变速器在汽车上的应用越来越广泛，根据目前广泛使用变速器的种类，以及应用的范围，初步拟定三种设计方案。

3.1.1 两轴式两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高。

两轴式变速器的第二轴<即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体。

当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮。

除倒档常用滑动齿轮<直齿圆柱齿轮）外，其他档位均采用常啮合齿轮<斜齿圆柱齿轮）传动,但两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损。

这种结构适用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车和微、轻型货车上，其特点是输入轴和输出轴平行，无中间轴。

3.1.2 三轴式三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。

将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。

此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩．因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小, 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。

因此，在齿轮中心距<影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。

3.1.3 液力机械式由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成,其特点是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，但结构复杂，造价高，传动效率低。

3.1.4 确定方案由于轻型载货车一般是传统的发动机前置，后轮驱动的布置形式，同时考虑到制造成本以及便于用户维护等因素，再结合变速器的特点和任务书的要求，现选用三轴式变速器<见图3-1）。

图3-1 三轴式变速器与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式倒档。

变速器的一档或倒档因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。

为此，一档与倒档，都应当布置在靠近轴的支承处，以便改善上述不良状况，本课题采用如下方案<见图3-2）。

图3-2 倒档布置3.2 零部件的结构分析a.齿轮型式考虑到本课题采用三轴式变速器，采用同步器换档，故选用直齿圆柱齿轮用来换档。

b.轴的结构分析变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。

轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。

第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。

第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。

第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。

渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。

当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时，第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合，这时不仅要求磨削定心的外径，一般也要磨削键齿侧，而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。

变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。

旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。

其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。

固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。

刚度主要由支承于其上的连体齿轮<宝塔齿轮）的结构保证。

仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。

c.轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。

通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。

第一轴前轴承<安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。

为便于第一轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。

第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。

某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。

旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。

中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。

中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。

固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮<塔轮，宝塔齿轮）。

3.3 基本参数的确定3.3.1 变速器的档位数和传动比不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。

轿车变速器传动比变化范围较小<约为3～4），过去常用3个或4个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用5个前进档。

轻型货车变速器的传动比变化范围约为5～6，其他货车为7以上，其中总质量在3.5t以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加1个超速档；总质量为3.5～l0t多用五档变速器；大于l0t的多用6个前进档或更多的档位。

选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。

a.根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。

故有：<3-1）则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为：<3-2）式中——汽车总质量；——重力加速度；——道路阻力系数；Ψmax——道路最大阻力系数；——最大爬坡要求；——驱动车轮的滚动半径；——发动机最大转矩；——主减速比；——汽车传动系的传动效率。

主减速比i0的确定：<3-3）式中 r r——车轮的滚动半径，m；n p——发动机转速，r/min；i gh——变速器最高档传动比；v amax——最高车速，km/h。

本课题变速器i gh=1，一般货车的最大爬坡度约为30%，即=16.7°，f=0.02 由公式<3-3）得：由公式<3-2）得：Ψmax=0.02cos16.7°+sin16.7°=0.306b.根据驱动车轮与路面的附着条件确定变速器Ⅰ档传动比为：<3-4）式中——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；——道路的附着系数，计算时取=0.5～0.6。

因为货车4×2后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为60%～68%所以G2=3720×9.8×68％=24790N由公式<3-3）和公式<3-4）得：综合a和b条件得：4.36≤i g1≤5.82，取i g1=<4.36+5.82）/2≈5.09变速器的1档传动比应根据上述条件确定。

变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。

中间档的传动比理论上按公比为<其中n为档位数）的几何级数排列。

因为 1.502，所以i g4=q=1.502，i g3=i g4×q=2.256，i g2=i g3×q=3.389，实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。

在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。

3.3.2中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。

三轴式变速器的中心距A<mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选：<3-5）式中——中心距系数。