（图纸+论文）HLJIT71000重型货车三轴式七档手动变速器变速器设计（全套完整）

本文主要完成下面些主要工作参数计算。

包括变速器传动比计算中心距计算齿轮参数计算各档齿轮齿数的分配变速器齿轮设计计算。

变速器齿轮几何尺寸计算变速器齿轮的强度计算及材料选择计算各轴的扭矩和转速齿轮强度计算及检验变速器轴设计计算。

包括各轴直径及长度计算轴的结构设计轴的强度计算轴的加工工艺分析变速器轴承的选择及校核同步器的设计选用和参数选择变速器操纵机构的设计选用变速器箱体的结构设计设计建立有限元计算模型加载进行应力分析与结果分析对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计。

第章变速器传动机构布置方案.变速器的选择结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而当发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。

变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进挡均为对齿轮副，而中间轴式变速器则有二对齿轮副。

因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。

变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低.，，计算三挡齿轮，的接触应力，，.，.计算四挡齿轮，的接触应力，，.，.计算五挡齿轮，的接触应力，，.，.计算六挡齿轮，的接触应力，，.，.计算常啮合齿轮，的接触应力，，计算倒挡齿轮的接触应力，，.对第二轴，.，.。

所以输出轴轴承的使用寿命符合要求。

中间轴轴承的选择和校核由工作条件和轴径初选轴轴承型号，转速，该轴承的，.。

中间轴装轴承处的直径为，由得，选择轴承的型号为，其基本额定动载荷为，极限转速为。

求中间轴轴承的当量动载荷因为，所以故中间轴轴承的当量动载荷为对汽车轴承寿命的要求是轿车万，货车和大客车万。

则轴承的使用预期寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程来计算式中的汽车平均车速可取。

所以轴承失效前汽车行驶的时间为中间轴轴承的寿命为.所以中间轴的轴承的使用寿命符合要求。

.本章小结本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算，达到正确的装配关系，在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核，以满足设计的需要。

根据已知各档齿轮的受力计算出各支撑点的支反力并绘制弯矩图对各轴的刚度和强度进行校核。

最后计算各轴轴承的寿命。

第章同步器和操纵机构的设计及选用.同步器的设计同步器使变速器换挡轻便迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮使用寿命，提高汽车的加速性能并节省燃油。

同步器有常压式惯性式和惯性增力式三种。

常压式同步器结构虽然简单，但又不能保证啮合件在同步状态下即角速度相同换档的缺点，现已很少使用。

得到广泛使用的是惯性式同步器。

惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前，不允许换档，因而能确保完成同步啮合换挡，性能稳定可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。

同步器的功能和实现对同步器的基本要求。

它又可分为惯性式同步器有锁销式滑块式锁环式多片式和多锥式几种。

用得最广泛的是锁环式锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽然结构有所区别，但工作原理无异，都有摩擦元件锁止元件和弹性元件。

挂挡时，在轴向力作用下摩擦元件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步锁止元件用于阻止同步前强行挂挡弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。

锁销式同步器同步锥环锁销啮合套啮合齿座定位销图.锁销式同步器如图所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环，和齿轮上的凸肩部分，分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。

锁止元件位于滑动齿套的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中在中部位置处有相同角度的斜面锁销。

锁销与同步环刚性连接。

弹性元件是位于滑动齿套圆盘部分径向孔中的弹簧。

在空挡位置，钢球在弹簧压力合理选择材料配对如对硬度的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在左右。

为提高抗胶合性能，大小轮应采用不同钢号材料。

考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值时渗碳层深度时渗碳层深度时渗碳层深度表面硬度心部硬度对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于.表面硬度。

对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。

.计算各轴的转矩发动机最大扭矩为.，齿轮传动效率，离合器传动效率，轴承传动效率。

第轴中间轴.第二轴齿轮的强度计算轮齿弯曲强度计算直齿轮弯曲应力图.齿形系数图.式中弯曲应力计算载荷.应力集中系数，可近似取.摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同，主动齿轮.，从动齿轮.齿宽模数齿形系数，如上图.当计算载荷取作用到变速器第轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。

计算倒档齿轮的弯曲应力，.，.，.，，.斜齿轮弯曲应力.式中计算载荷•法向模数齿数斜齿轮螺旋角应力集中系数，.齿形系数，可按当量齿数在图中查得齿宽系数.重合度影响系数，.。

当计算载荷取作用到变速器第轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在范围，对货车为。

计算挡齿轮，的弯曲应力，计算二挡齿轮，的弯曲应力，计算三挡齿轮，的弯曲应力.，.，，，.计算四挡齿轮，的弯曲应力，.，.，，，.计算五挡齿轮，的弯曲应力.，.，，，.计算六挡齿轮，的弯曲应力.，.，，，.计算常啮合齿轮，的弯曲应力.，.，，，.轮齿接触应力.式中轮齿的接触应力计算载荷.节圆直径节点处压力角，齿轮螺旋角齿轮材料的弹性模量齿轮接触的实际宽度主从动齿轮节点处的曲率半径，直齿轮，斜齿轮主从动齿轮节圆半径。

将作用在变速器第轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表.。

弹性模量.•，齿宽表.变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮挡和倒挡常啮合齿轮和高挡计算挡齿轮，的接触应力，，计算二挡齿轮，的接触应力.国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。

啮合套或同步器的接合齿压力角有等，但普遍采用压力角。

螺旋角实验证明随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。

在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳噪声降低。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。

设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。

因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不样的。

为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成样的，或者仅取为两种螺旋角。

货车变速器螺旋角初选挡斜齿轮齿轮螺旋角为，其余挡斜齿轮螺旋角。

齿宽齿宽的选择既要考虑变速器的质量小轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。

通常根据齿轮的模数来选定齿宽直齿，为齿宽系数，取为，斜齿，取为。

采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为。

齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为.。

.各挡齿轮齿数的分配如图.所示为主变速器的传动示意图。

在初选中心距齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。

应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。

图.齿轮传动方案确定挡齿轮的齿数挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角挡传动比为.为了求的齿数，先求其齿数和，直齿斜齿，取整，得货车中间轴上挡齿轮的齿数可在之间选用，取，对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。

，取.精确螺旋角对挡齿轮进行角度变位端面压力角.端面啮合角变位系数之和查变位系数线图得分度圆直径齿顶高齿根高齿全高齿顶圆直径齿根圆直径当量齿数确定常啮合传动齿轮初选螺旋角而常啮合传动齿轮的中心距与挡齿轮的中心距相等，即得.，.取整为则故可取，无需调整齿轮。

精确螺旋角值对常啮合齿轮进行角度变位理论中心距.端面压力角