轎車5+1自動變速器設計【械式手動五檔變速器】

轎車5+1自動變速器設計【械式手動五檔變速器】,械式手動五檔變速器,轎車5+1自動變速器設計【械式手動五檔變速器】,轎車,自動變速器,設計,手動,五檔,變速器 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 摘 要 汽車變速器，是一套用于來協(xié)調(diào)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和車輪的實際行駛速 度的變速裝置，用于發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能。變速器可以在汽車行駛過 程中，在發(fā)動機和車輪之間產(chǎn)生不同的變速比，通過換擋可以使發(fā)動機 工作在其最佳的動力性能狀態(tài)下。 本設計的任務是設計一臺用于轎車上的機械式手動五檔變速器。這 臺變速器具有五個前進檔（包括一個超速檔五檔）和一個倒檔，并通過 鎖環(huán)式同步器來實現(xiàn)換檔。本設計采用中間軸式變速器，該變速器具有 兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最?。欢?是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。 根據(jù)轎車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車 輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)結合自己選擇的適合于該轎車的 發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。 再結合某些轎車的基本參數(shù)，選擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再 結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，計算出相關的變速器 參數(shù)并論證設計的合理性。 關鍵詞：變速器 鎖環(huán)式同步器 中間軸 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 Abstract Automobile transmission is one set of speed- transformation which is used to coordinate the speed of the engine and the actual speed of the wheels , so that it can play the best performance of engine. In the running process of the automobile, the transmission can produce different transmission ratio between the engine and the wheel, and the engine can work in the best state of dynamic performance by shifting. The task of this design is to design a mechanical manual five gear transmission used in the saloon. This gearbox has five forward gears (including a overdrive gearfifth gear) and a reverse gear, and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears. This design uses the intermediate bearing type of transmission. This transmission has two prominent merits: Firstly , the direct transmission has a high transmission efficiency, the attrition and the noise are also minimal ; Secondly , its allowed to obtain bigger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller. According to the saloon track，wheel base，the smallest ground clearance, the smallest turning radium, the vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, consider the choosing engine model we can obtain the 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 important parameters such as the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, we can choose the suitable final drive ratio. According to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory, machine design and so on, we can calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design. Key words: transmission inertial type of synchronizer countershaft 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 目 錄 前 言 .1 符 號 說 明 .6 1 機械式變速器的概述 .8 1.1 變速器的功用和要求 .8 1.1 變速器的結構組成 .9 1.1 變速器的工作原理 .10 2 變速器結構方案的確定 .15 2.1 結構分析與型式選擇 .15 2.2 倒檔傳動方案 .22 2.3 變速器主要零件結構的方案分析 .23 2.3.1 齒輪型式 .23 2.3.2 換檔結構型式 .23 3 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 .27 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 .27 3.1.1 檔數(shù)和傳動比 .27 3.1.2 中心距 .29 3.1.3 軸向尺寸 .30 3.1.4 齒輪參數(shù) .30 3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 .33 3.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) .33 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) .34 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù) .35 3.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù) .35 3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 .36 4 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 .38 4.1 齒輪的損壞原因及形式 .38 4.2 齒輪的強度計算與校核 .38 4.2.1 齒輪彎曲強度計算 .39 4.2.1 齒輪接觸應力 .41 5 變速器軸的強度計算與校核 .44 5.1 速器軸的結構和尺寸 .44 5.1.1 軸的結構 .44 5.1.2 確定軸的尺寸 .45 5.2 軸的校核 .46 5.2.1 第一軸的強度與剛度校核 .46 5.2.2 第二軸的校核計算 .48 6 變速器同步器的設計 .51 6.1 同步器的結構 .51 6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 .53 7 變速器的操縱機構 .56 結論 .57 致 謝 .58 參考文獻 .59 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 1 前 言 汽車變速器，是一套用于來協(xié)調(diào)發(fā)動機的轉(zhuǎn)速和車輪的實際行駛速 度的變速裝置，用于發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能。隨著汽車變速器技術的發(fā) 展，對變速器油提出了更高的性能要求，并提供了廣闊的市場空間。由 于汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，汽車變速器技術也正在日益更新。世界知名汽 車企業(yè)進入國內(nèi)汽車市場，促進了國內(nèi)汽車技術的進步，使得變速器技 術不斷更新。 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速 器（MT） 、自動變速器（AT） 、無級變速器（CVT） 。 一、手動變速器(MT) 手動變速器 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 2 如上圖，手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的 齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的 “級” )。比如，一檔變速比是 3.85,二檔是 2.55,再到五檔的 0.75,這些 數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有 5 個值(即有 5 級)，所 以說它是有級變速器。 手動車型到目前為止還是車市中最主流的車 型。目前手動變速器的技術已經(jīng)非常的成熟，它是通過齒輪的嚙合來傳 動發(fā)動機的動力。因其傳動效率高，結構簡單，維修保養(yǎng)成本低，所以 備受青睞。 MT 如果操作熟練的話燃油經(jīng)濟性也比一般的自動擋車型要好，同 時能夠充分享受駕駛的樂趣。但不太適合在城市里交通擁堵情況下使用， 而且如果無法掌握好換檔時機，油離配合不好的話，燃油經(jīng)濟性也無法 保證。 特點：又稱機械式變速器，即必須用手撥動變速桿（俗稱“擋把”） 才能改變變速器內(nèi)的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的。 轎車手動變速器大多為四檔或五檔有級式齒輪傳動變速器，并且 通常用同步器，換擋方便，噪音小。手動變速在操縱時必須踩下離合， 方可撥得動變速桿。手動變速器是與自動變速器相對而言的，其實在自 動變速器出現(xiàn)之前所有的汽車都是采用手動變速器。手動變速器是利用 大小不同的齒輪配合而達到變速的。 優(yōu)點：維修保養(yǎng)成本低，能夠帶來駕駛樂趣。一般來說，手動變速 器的傳動效率要比自動變速器的高，因此駕駛者如果技術好的話，手動 變速的汽車在加速、超車時比自動變速車快，也省油。缺點：操作復雜， 而且惡劣的交通狀況下駕駛起來比較累人。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 3 二、自動變速器（AT） 自動變速器 相對于手動變速器來說自動變速器（如上圖）能讓開車變得簡單方 便，易于新手上路。目前手自一體車型大為興起，傳統(tǒng)的自動變速器已 經(jīng)被越來越多的車型拋棄，漸有被取代之勢。特點是自動變速器，利用 行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進 行變速。而駕駛者只需要操縱加速踏板控制車速即可。一般來講，汽車 上常用的自動變速器有以下幾種類型：液力自動變速器、液壓傳動自動 變速器、電力傳動自動變速器、有級式機械自動變速器和無極式自動變 速器。液力自動變速器主要是由液壓控制的齒輪變速系統(tǒng)構成，主要包 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 4 含自動離合器和自動變速器兩大部分。它能夠根據(jù)油門的開度和車速的 變化，自動的進行換擋。 優(yōu)點：操作簡單，使用方便。自動變速器具有操作容易、駕駛舒適、 能減少駕駛者疲勞的優(yōu)點，已成為現(xiàn)代轎車配置的一種發(fā)展方向。裝有 自動變速器的汽車能根據(jù)路面狀況自動變速變矩，駕駛者可以全神貫注 地注視路面交通而不會被換擋搞得手忙腳亂。缺點：傳動效率低，經(jīng)濟 性不好;結構復雜，維修成本高。 三、無級變速器（CVT） 無極變速器 CVT 無級變速器（如上圖）采用傳送帶和工作直徑可變的主、從動 輪相互配合來傳遞發(fā)動機的動力，代表的自動變速器的發(fā)展方向。它突 出的特點就是沒有傳統(tǒng)自動變速器換擋時會出現(xiàn)的頓挫感，加速連續(xù)性 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 5 更好，燃油經(jīng)濟性也更高。目前它還有許多不完善的地方，所以目前市 場上搭配 CVT 變速器的車型不多(如天籟，軒逸等)，看來是有點曲高和 寡的意思。 特點：無級變速器系統(tǒng)是由兩組變速輪盤和一條傳動帶組成的，要 比傳動自動變速器結構簡單，體積更小。另外，它可以自由改變傳動比， 從而實現(xiàn)全程無級變速，使汽車的車速變速平穩(wěn)，沒有傳統(tǒng)變速器換檔 時那種“頓”的感覺。 優(yōu)點：駕駛平順性、加速性、經(jīng)濟性以及排放都較好。CVT 最大優(yōu) 點就是無級控制輸出的速比，在行駛中達到行云流水的感覺，沒有換檔 的感覺，加速也會比自動變速器快。由于行駛中減少了轉(zhuǎn)速的不必要波 動，對省油也大有好處。缺點：技術還不完善;價格較高，維修成本較 高。 本設計是根據(jù)家用轎車車型而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)： 主減速比：4.782 滿載質(zhì)量： 1800 kg； 最高時速：190km/h 發(fā)動機型號：SQR481FC 輪胎型號：205/65R15 最大扭矩：170Nm 最大功率：95kw 最高轉(zhuǎn)速：6000r/min 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 6 符 號 說 明 汽車總質(zhì)量 kgm 重力加速度 N/kgg 道路最大阻力系數(shù)ax 驅(qū)動輪的滾動半徑 mmr 發(fā)動機最大扭矩 NmmaxeT 主減速比0i 汽車傳動系的傳動效率 一檔傳動比gIi 汽車滿載載荷 N2G 第一軸與中間軸的中心距 mmA 中間軸與倒檔軸的中心距 mm 第二軸與中間軸的中心距 mm 中心距系數(shù)AK 直齒輪模數(shù)m 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 7 斜齒輪法向模數(shù)nm 齒輪壓力角 斜齒輪螺旋角 齒輪寬度 mmb 齒輪齒數(shù)xZ 齒輪變位系數(shù) 齒輪彎曲應力 MPaW 齒輪接觸應力 MPaj 齒輪所受圓周力 NtF 軸向力 N a 徑向力 Nr 計算載荷 NmgT 應力集中系數(shù)K 摩擦力影響系數(shù)f 齒輪材料的彈性模量 MPaE 重合度影響系數(shù) K 主動齒輪節(jié)圓半徑 mmzr 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm b 扭轉(zhuǎn)切應力 MPaT 軸的抗扭截面系數(shù) W3m 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 8 軸的材料的剪切彈性模量 MPaG 垂直面內(nèi)的撓度 mmcf 水平面內(nèi)的撓度 mms 1 機械式變速器的概述 1.1 變速器的功用和要求 變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā) 動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動 機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系 能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功率 輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1. 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時， 根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù) 及傳動比，來滿足這一要求。 2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自 動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提 高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和 預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 3. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。 選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以 及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 9 的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精 度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 1.2 變速器的結構組成 變速器由傳動機構和變速機構組成，可制成單獨變速機構或與傳動 機構合裝在同一殼體內(nèi)。傳動機構大多用普通齒輪傳動，也有的用行星 齒輪傳動。普通齒輪傳動變速機構一般用滑移齒輪和離合器等?；讫X 輪有多聯(lián)滑移齒輪和變位滑移齒輪之分。用三聯(lián)滑移齒輪變速，軸向尺 寸大；用變位滑移齒輪變速 ，結構緊湊 ，但傳動比變化小。離合器有 嚙合式和摩擦式之分。用嚙合式離合器時，變速應在停車或轉(zhuǎn)速差很小 時進行，用摩擦式離合器可在運轉(zhuǎn)中任意轉(zhuǎn)速差時進行變速，但承載能 力小，且不能保證兩軸嚴格同步。為克服這一缺點，在嚙合式離合器上 裝以摩擦片，變速時先靠摩擦片把從動輪帶到同步轉(zhuǎn)速后再進行接合。 行星齒輪傳動變速器可用制動器控制變速。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 10 1.3 變速器的工作原理 1、為了了解標準變速器的基本原理，下圖顯示了處于空擋狀態(tài)的簡單 兩速變速器。 圖 1-1 兩速變速器工作原理 讓我們來看看圖中的每一個部件，以及它們是如何裝配的： 綠色軸將發(fā)動機與離合器連接起來。 綠色軸和綠色齒輪連 在一起，形成一個整體。 （離合器是用于連接發(fā)動機和 變速器或斷開其間連接的裝置。 踩下離合器踏板時，發(fā) 動機與變速器斷開，此時雖然汽車并不移動，但發(fā)動機仍 在運轉(zhuǎn)。 而松開離合器踏板時，發(fā)動機和綠色軸就直接 連在一起。 綠色軸和齒輪的轉(zhuǎn)速與發(fā)動機相同。) 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 11 紅色軸及紅色齒輪稱為副軸。 它們也連為一個整體，因此 副軸上的所有齒輪和副軸本身作為整體旋轉(zhuǎn)。 綠色軸與 紅色軸直接通過各自的嚙合齒輪連接起來，所以當綠色軸 轉(zhuǎn)動時，紅色軸也會轉(zhuǎn)動。 因此，一旦離合器接合，副 軸就直接從發(fā)動機獲得動力。 黃色軸是花鍵軸，通過連接到汽車驅(qū)動輪的差速器直接與驅(qū) 動軸連接。 如果車輪轉(zhuǎn)動，黃色軸也將隨之轉(zhuǎn)動。 藍色齒輪連在軸承上，因此會隨黃色軸轉(zhuǎn)動。 如果發(fā)動機 已關閉，但汽車還在滑行，則在藍色齒輪和副軸停止運動 時，黃色軸仍可能在藍色齒輪內(nèi)部轉(zhuǎn)動。 軸環(huán)將兩個藍色齒輪中的一個連接到黃色驅(qū)動軸上。 它通 過齒槽直接與黃色軸相連，并與黃色軸一起轉(zhuǎn)動。 但軸 環(huán)也可以沿著黃色軸左右滑動，從而選擇性地接合兩個藍 色齒輪中的一個。 軸環(huán)中的齒稱為犬齒，可與藍色齒輪 側面的孔相接合。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 12 2、 一擋齒輪(如圖 1-2 ）顯示了當軸環(huán)換到一擋時如何結合右邊的藍 色齒輪： 圖中，發(fā)動機的綠色軸轉(zhuǎn)動副軸，副軸則轉(zhuǎn)動右邊的藍色齒 輪。 齒輪通過軸環(huán)驅(qū)動黃色驅(qū)動軸。 同時，左邊的齒輪也在轉(zhuǎn)動，但 只是在其軸上空轉(zhuǎn)，對黃色軸并不產(chǎn)生影響。當軸環(huán)位于兩個齒輪之間 時（如 圖 1-1 所示），變速器為空擋狀態(tài)。 黃色軸上以不同速率運 轉(zhuǎn)的兩個藍色齒輪都通過其與副軸的速比來控制。 圖 1-2 一檔工作原理 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 13 3、 五檔手動變速器在汽車上已經(jīng)相當普遍了。 其內(nèi)部結構如下圖 所示： 圖 1-3 五檔手動變速器工作原理 換擋裝置（如圖 1-4 ）有三個撥叉，由換擋桿接合的三個桿控 制。 俯看換擋叉軸，它們在空擋、倒擋、一擋和二擋中的情形如下 圖所示：注意，換擋桿中部有一個旋轉(zhuǎn)點。 在將旋鈕前推接合一擋 齒輪時，實際上是在推動桿和撥叉，以便將一擋齒輪拉回來?？梢?看到，左右移動變速桿也是在接合不同的撥叉（從而接合不同的軸 環(huán)）。 將旋鈕前后移動也就移動了軸環(huán)，使它們接合一個齒輪。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 14 圖 1-4 換擋原理示意圖 新式客車的手動變速器采用同步器，這樣就不需要使用雙踩離 合。同步器的作用是，在它與犬齒接觸前，使軸環(huán)與齒輪發(fā)生有摩 擦的接觸。 這樣，在犬齒接合前，就可以使軸環(huán)和齒輪速度達到同 步，如圖所示：藍色齒輪上的錐體接合軸環(huán)中的錐形區(qū)域，錐體與 軸環(huán)間的摩擦使軸環(huán)和齒輪同步。軸環(huán)的外部隨之滑動，使犬齒接 合齒輪。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 15 2 變速器結構方案的確定 變速器由傳動機構與操縱機構組成。 2.1 結構分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的 傳動效率（=0.960.98） ，因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。設 計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位 數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的 直接影響。 傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的 道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動 比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為 3.04.5；一般用途 的貨車和輕型以上的客車為 5.08.0；越野車與牽引車為 10.020.0。 通常，有級變速器具有 3、4、5 個前進檔；重型載貨汽車和重型越 野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達 616 個甚至 20 個。變速 器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平 均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機 械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于 5 個前進檔的變速 器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副 變速器，后者僅用于一定行駛工況。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 16 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超 速檔。采用傳動比小于 1（0.70.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā) 動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機 的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為 1 的直接檔比較，采用超速檔會 降低傳動效率。有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括 傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪 及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式和兩軸式變速器得到了最廣泛的應用。三軸式變速器如圖 2-1 所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的 相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來 傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、 第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小， 這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn) 矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下 仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點 是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 17 1 2 圖 2-1 轎車中間軸式五檔變速器 3 1第一軸；2第二軸；3中間軸 兩軸式變速器如圖 2-2 所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、 緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā) 動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操 縱性好且可使汽車質(zhì)量降低 6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置 且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸） 與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐 齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工 藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均 采用常嚙合斜齒輪傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔 的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一 軸的后端。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 18 兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載， 因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取 值的上限（i g =4.04.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔 傳動比同時增大主減速比來取消。 圖 2-2 兩軸式變速器 1-第一軸；2-第二軸；3-同步器 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采 用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復 雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒 圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設計中，由于倒檔齒輪 采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。 由于所設計的汽車采取發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因此采用中間軸式 變速器。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 19 圖 2-3、圖 2-4、圖 2-5 分別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變 速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同 一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒 輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接 輸出，此時變速器的傳動效率高，可達 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承 的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使 用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第 一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二 軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔 位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不 采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機 構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合 套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接 檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是 它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒 輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。 圖 2-3 中間軸式四檔變速器傳動方案 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 20 如圖 2-3 中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 2- 3a、b 所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖 2-3c 所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒 滑動齒輪換檔。 圖 2-4a 所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔 為常嚙合齒輪傳動。圖 2-4b、c、d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合 齒輪傳動；圖 2-4d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部 的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作 噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前 進檔的變速器。 圖 2-4 中間軸式五檔變速器傳動方案 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 21 圖 2-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖 b 所示方案中的倒檔用直齒 滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。 圖 2-5 中間軸式六檔變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以 用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有 的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用 嚙合套換檔。 發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長 度，可將變速器后端加長，如圖 2-3a、b 所示。伸長后的第二軸有時裝 在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼 體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體部分的外形 尺寸。 變速器用圖 2-4c 所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時， 如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配 困難的問題。圖 2-4c 所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一 檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置 在中間軸上是這個方案的特點。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 22 2.2 倒檔傳動方案 圖 2-6 為常見的倒擋布置方案。圖 2-6b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋 時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有 兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖 2-6c 所示方案能獲得較大的 倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖 2-6d 所示方案針對前者的缺 點做了修改，因而取代了圖 2-6c 所示方案。圖 2-6e 所示方案是將中間 軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 2-6f 所示方案適用 于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮 短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 2-6g 所示方案。其缺點 是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復 雜一些。 本設計采用圖 2-6f 所示的傳動方案。 圖 2-6 變速器倒檔傳動方案 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 23 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式 變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支 承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到 高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容 易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時 間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 2.3 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化 等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、 軸承型式、潤滑和密封等因素。 2.3.1 齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低 等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，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，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速 器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計 中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即 除一檔外，均采用斜齒輪傳動。 2.3.2 換檔結構型式 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 24 換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造 成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合， 因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi) 齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采 用內(nèi)齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全 消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充 分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、 經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺 點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使 用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采 取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： (1） 將嚙合套做得長一些（如圖 2-7a）或者兩接合齒的嚙合位置 錯開（圖 2-7b） ，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 13mm。 使用中因接觸部分擠壓和磨損，在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫 檔。 (2)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.30.6mm） ，這樣，換檔 后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖 2-8） 。 (3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 2030） ，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 a b（圖 2-9） 。這種結 構方案比較有效，采用較多。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 25 圖 2-7 防止自動脫檔的結構措施 此段切薄 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 26 圖 2-8 防止自動脫檔的結構措施 加工成斜面 圖 2-9 防止自動脫檔的結構措施 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實 現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同 步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結構如圖 2- 10 所示： 圖 2-10 鎖環(huán)式同步器 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 27 max0maxaxmax(cosin)egITrif gmax0rgeiTi l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6滑塊; 7-止動球;8-卡環(huán);9輸出軸;10、11-齒輪 3 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1.1 檔數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘 用車一般用 45 個檔位的變速器。本設計也采用 5 個檔位。選擇最低檔 傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最 低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服 輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （3-1） 則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為 （3-2） 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 28 max2egITriG2max0rgIeTii 式中 m-汽車總質(zhì)量； g-重力加速度； max-道路最大阻力系數(shù)； rr-驅(qū)動輪的滾動半徑； Temax-發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩； i0-主減速比； -汽車傳動系的傳動效率。 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件 求得的變速器 I 檔傳動比為： 式中 G2-汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷； -路面的附著系數(shù)，計算時取 =0.50.6。 由已知條件：滿載質(zhì)量 1800 kg； Te max=170Nm； i0=4.782； 輕型車輪胎尺寸根據(jù) GB/T2977-1997輕型汽車輪胎系列 ， 由輪 胎型號 205/65R15 查得 rr=337.25mm； 取 =0.95。 根據(jù)公式（3-2）可得： igI =3.85。 超速檔的的傳動比一般為 0.70.8，本設計取五檔傳動比 ig =0.75。 中間檔的傳動比理論上按公比為： 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 29 max1ingq2.5169.()gIgIVii修 正 為 3IAmaxKT （3-3） 的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的 公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出： =1.51。q 故有： 3.1.2 中心距 對于中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心 距 A。中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應能 保證齒輪的強度。中間軸式變速器的中心距 A（mm）可根據(jù)對已有變速 器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： (3-4) 式中 K A-中心距系數(shù)。對轎車， K A =8.9-9.3；對貨車， K A =8.6-9.6；對于本設計取 K A =9.1 TI max -變速器處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max igI =628.3Nm 已知 Te max =170Nm igI =3.85 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 30 取變速器傳動效率 =0.95 代入數(shù)據(jù)可得出初始中心距 A=77.08mm。轎車變速器的中心距在 6080mm 范圍內(nèi)變化。初取 A=77mm。 3.1.3 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔 機構的布置初步確定。 轎車五檔變速器殼體的軸向尺寸（3.03.4） A。貨車變速器殼體的 軸向尺寸與檔數(shù)有關： 四檔(2.22.7) A 五檔(2.73.0) A 六檔(3.23.5) A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，軸向尺寸系數(shù)應取給 出系數(shù)的上限。為檢測方便，軸向尺寸系數(shù)取整數(shù) 3.0。 本次設計采用 5+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸初選 3 77mm=231mm，變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺 寸鏈確定。 3.1.4 齒輪參數(shù) （1）齒輪模數(shù) 變速器齒輪模數(shù)選取的一般原則如下 為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬； 為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬； 從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用同一種模數(shù)； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 31 從強度方面考慮，各擋齒輪應該選用不同模數(shù)； 低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他檔位選用另一種模數(shù)。 根據(jù)設計實踐經(jīng)驗，建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù) 大小應符合 JB111-60 規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3ax0.47eT (3-5) 其中 =170Nm，可得出 mn=2.5。maxeT 一檔直齒輪的模數(shù) m mm 31max0.T (3-6) 通過計算 m=3。 對于轎車，減小噪聲比減少質(zhì)量更加重要，因此模數(shù)應該選得大一 些，另外從工藝方面考慮，低檔齒輪一檔選用大一些的模數(shù) m=3，其他各 檔齒輪選用同一種模數(shù) mn=2.5。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線 齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都相同，轎 車和輕型貨車取 23.5。本設計取 2.5。 （2）齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b 項 目 車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 14.5，15，16 16.5 2545 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 32 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 3-1 選取。 表 3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒 的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小 些；對貨車，為提高齒輪承載力，應取大些。國家規(guī)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。因此在本設計中變速器 齒輪壓力角 取 20,嚙合套或同步器取 30；斜齒輪螺旋角 取 30。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上的軸向力相 互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上 的的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力，b 加大，齒的承載能 力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻， 反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選 取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.58.0)m，mm 斜齒 b=(6.08.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取大些，使接觸線長度增加，接 一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒 形 20 2030 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5， 25 小螺旋角 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 33 觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)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=8.0 x3.0=24（mm） 。第 2 軸常嚙合直齒齒輪的寬度 取=7.0 x3.0=21（mm） ，其余檔位斜齒齒輪寬度取=7.0 x2.5=17.5（mm） ， 取整 18mm。同時為增加嚙合強度和穩(wěn)定性，相互嚙合齒輪寬有 12mm 調(diào)整。 3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速 器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來 說明分配各檔齒數(shù)的 方法。 圖 3-1 五檔變速器示意圖 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 34 1092ZigImAZ2 91012ZigI 3.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 （3-7） 為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù)， 先求其齒數(shù)和 : （3-8） 其中 A =77mm、 m =3；故有 。4.51Z 當轎車中間軸式變速器 時，則93gIi ，此處取 =16，則可得出 =35。范 圍 內(nèi) 選 擇可 在 17510Z109Z 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)Z 后，從式（2-8）看出中心距有了變化，這時應從 及齒輪變位系數(shù)反 過來計算中心距 A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里 修正為 51，則根據(jù)式（2-8）反推出 A=76.5mm。Z 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （3-9） 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 35 76.12Zcos2)(21ZmAnnmZcs2191.3 gIi8712Zig425.87Z nmAcos5.2gi 由已經(jīng)數(shù)據(jù)可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （3-10） 由此可得： (3-11) 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。 521 與聯(lián)立可得： =19、 =34。1Z2 則根據(jù)式（3-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 （3-12） 而 ，故有： 對于斜齒輪 （3-13） 故有： 5387Z 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 36 1231Zigr)(21132Zmn)(21 13ZA 聯(lián)立得： 。23187Z、 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒2765Z、 輪 。371643Z、 3.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔 傳動比 取 3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 =16gri 10Z 略小，取 。132Z 而通常情況下，倒檔軸齒輪 取 2123，此處取 =21。113 由 （3-14） 可計算出 。271Z 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A = （3-15) =50mm 而倒檔軸與第二軸的中心: (3-16) 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 37 =72.5mm。 3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪， 除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使 用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一 對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。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相接近的程度。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和 不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。當齒數(shù) 和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪 副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量 指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達 到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。 對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接 觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度， 應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠， 以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒 根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度 越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 38 17Z各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪的齒數(shù) Z1017，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數(shù) （3-17） 式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。 4 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 4.1 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪 端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折 斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大， 然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂 縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落 形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進 入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造 成損壞。 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 39 10tfWFKby102/tgFTdKgT 4.2 齒輪的強度計算與校核 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使 用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、 加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳 合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，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。 在這里所選擇的齒輪材料 40Cr。 4.2.1 齒輪彎曲強度計算 （1） 直齒輪彎曲應力 W （4-1） 式中， -彎曲應力（MPa） ； -一檔齒輪 10 的圓周力（N）， ；其中 10tF 為計算載荷（Nmm） ， d 為節(jié)圓直徑。 -應力集中系數(shù)，可近 似取 1.65； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 40 92max10geZT102gTFd -摩擦力fK 影響系數(shù)，主動齒輪 取 1.1，從動齒輪取 0.9； b-齒寬 （mm） ，取 20 t-端面齒距 （mm） ； y-齒形系數(shù)， 如圖 (4-1) 所示。 圖 4-1 齒形系數(shù)圖 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （4-2） =170 1000 2.18 1.78 =659668Nm 故由 可以得出 ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得10tF 65.3wMPa 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 41 1wFKbty87 82gttTFd8679.152.8203w MPa 5627.4wMPa 953.01wMPa 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時，一檔直齒maxeT 輪的彎曲應力在 400850MPa 之間。 （2） 斜齒輪彎曲應力 （4-3） 式中 為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋K 相同， ，1.50 選擇齒形系數(shù) y 時，按當量模數(shù) 在圖（4-1）中查得。3/cosnz 二檔齒輪圓周力： （4-4） 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出： =6798.8N7ttF 齒輪 8 的當量齒數(shù) =47.7，可查表（4-1 ）得： 。3/cosnz80.153y 故 同理可得： 。7. 依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計 算結果如下： 三檔： 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 42 12.5974wMPa348.16wa10.48 j zbFEj12/gFTdj 四檔： 五檔： 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒 輪，許用應力在 180350MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計算結果均符合彎曲強 度要求。 4.2.2 齒輪接觸應力 （4-5） 式中， -齒輪的接觸應力（MPa） ； F-齒面上的法向力（N） ， ；(cos) -圓周力在（N） ， ；1 -節(jié)點處的壓力角（） ； -齒輪螺旋角（） ； E-齒輪材料的彈性模量（MPa） ，查資料可取 ；3190EMPa b-齒輪接觸的實際寬度，20mm； 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 43 sinzbr2sin/coszzbr 1234598.657.081.792jjjjjjRMPaaPM -主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm） ；zb、 直齒輪： (4-6) （4-7） 斜齒輪： (4-8） （4- 9） 其中， 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbr、 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maxeT 的許用接觸應力 如上表j ： 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下： 一檔： 二檔： 三檔： /MPaj 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 19002000 9501000 常嚙合齒輪和高檔 13001400 650700 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 44 四檔： 五檔： 倒檔： 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 5 變速器軸的強度計算與校核 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 45 5.1 速器軸的結構和尺寸 5.1.1 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(nèi)腔的軸承上， 其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)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(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。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(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 5-1 所 示： 圖 5-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉(zhuǎn)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。其結構如圖 5-2 所示： 河南理工大學萬方科技學院本科畢業(yè)論文 46 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖 5-2 變速器中間軸 5.1.2 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)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