三軸五檔變速器

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1、金杯小海獅X30三軸五檔變速器1 緒論1.1變速器的簡介1.1.1手動變速器（MT）手動變速器（Manual Transmission，簡稱MT, 又稱機械式變速器）采用齒輪組1，它的原理是用手撥動變速桿改變變速器內(nèi)齒輪的嚙合位置，而改變傳動比，以達到變速的目的?，F(xiàn)代轎車的手動變速器大多為五擋的有級式齒輪傳動變速器，由于大多采用同步器的原因，所以，噪音小，換擋方便。但是，手動變速器在操縱時必須踩下離合，才能撥得動變速桿。 曾有人預(yù)言，駕駛操作繁雜等缺點，阻礙了汽車迅猛的發(fā)展，手動變速器會在不久便會被淘汰，從事物發(fā)展的角度來說，的確有它的道理所在。但從目前市場的適用角度和需求來看，我認為手動變速

2、器暫時還不會離開太快。 首先，從微車的特性上來說，其他變速器的功用不能完全代替手動變速器。以貨車為例，貨車用于運輸，通常要裝載大量的貨物，面對如此高的重力，除了需要強勁的發(fā)動機動力之外，還需要變速器的全力配合。大家都知道一擋功率最大，這樣，在起步的時候才有足夠大的牽引力將車帶動。尤其是在爬坡路段，它的優(yōu)勢就更加明顯了。與其他新型的變速器相比較，它們雖然具有簡便的操作等優(yōu)勢，但這些優(yōu)勢卻十分欠佳。 其次，雖然自動變速器和無級變速器已非常普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是喜歡手動，尤其是喜歡在超車時手動變速器帶來的那種快速超越感。所以，一些中高級別的汽車（特別是轎車）也不敢果斷的換掉手動變速器。還有一

3、個原因是，我國的汽車駕駛學(xué)校中大部分教練車都是使用的手動變速器，除了經(jīng)濟性之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實的基本功以及駕駛協(xié)調(diào)性。 第三，現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了生活水平不斷提高的尋常百姓中，對于一般的家庭來說，經(jīng)濟適用型轎車最為合適。經(jīng)濟型轎車廠家采用性價比高的手動變速器，請預(yù)覽后下載！這就使得經(jīng)濟適用型轎車占據(jù)著在中國車市銷量的大部分份額。例如，長安、吉利、奇瑞等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟型轎車都配備的手動變速，而且各款車型基本上都是采用的5擋手動變速。1.1.2自動變速器（AT）自動變速器（Automatic Transmission），利用行星齒輪機構(gòu)進行變速，它能根據(jù)油門踏板行程和車速變化而自動變速。駕

4、駛者只需操作加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器踏板，但自動變速器里面有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動合閉或者分離，從而達到自動變速的目的。 在中檔級別的汽車市場上，自動變速器有著自己的一席之地。駕駛這種車型的用戶希望能夠操作簡便，降低駕駛疲勞感，從而享受高速駕駛的帶來的愉悅。特別是在高速公路上，這個體現(xiàn)幾乎完美。況且，以重慶市的交通狀況來說，堵車更是家常便飯，有時要不斷的停停走走，像蝸牛般蠕動，司機如果使用手動變速器，就會反復(fù)地踩離合并掛擋摘擋，繁瑣的操作，尤其對于新手和女式來說更是有苦難言。使用自動擋，就不會再有這樣麻煩了。 在市場上，這種汽車的銷售狀況還是十分可觀，

5、特別適合女性朋友，因為她們需要的是駕車時的便捷性。然而，對于我國現(xiàn)在的不均勻道路的狀況，普及這種車型還是有相當(dāng)?shù)碾y度，因為自動擋汽車的優(yōu)勢無法完全發(fā)揮出來。1.1.3手動/自動變速器（AMT）在了解了一些車友后，知道他們既希望擁有傳統(tǒng)的手動變速器的駕駛樂趣，有時候又希望駕駛的便捷。這樣，手/自一體變速器應(yīng)運而生。這種變速器第一次推出是在德國保時捷車廠的911車型上面，稱為Tiptronic。它解放了高性能跑車受傳統(tǒng)自動擋的束縛，讓駕駛者享受了手動換擋的無盡樂趣。這種車型在擋位上面設(shè)有 “-”和“+”選擇擋位。當(dāng)撥擋桿選擇D擋時，可自由選擇加檔(+)或減擋(-)，和手動擋操作一樣。自動手動變速系

6、統(tǒng)向駕駛者提供的兩種駕駛方式，既可以滿足手動擋的駕駛樂趣，又可以在擁堵的交通道路中切換成自動擋，這種變速方式也非常適合我國的道路現(xiàn)狀。并且，這種變速器十分適合那些夫妻雙方都會駕車的家庭，既滿足了男性駕駛者喜愛手動擋的樂趣，又兼顧了女性駕駛者駕駛簡捷的要求，可謂請預(yù)覽后下載！真正的“夫妻擋”。雖然這種二合一的配置技術(shù)含量要求比較高，但這類汽車在價格上也并不是高得離譜，比如長安CS35、起亞K2、捷達2013款等等，這些“二合一”的車型價格均在8-9萬元左右，這個價格大眾還是比較能夠接受的。所以，手動/自動變速器的汽車銷售上面還是有相當(dāng)大優(yōu)勢。因此，這類型的變速器的市場還是比較比較廣闊。1.1.4

7、無級變速器(CVT)當(dāng)今，汽車產(chǎn)業(yè)以其迅猛的速度發(fā)展著，然而，用戶對于汽車性能的要求也是越來越高。汽車變速器的發(fā)展也并沒有停滯不前，無級變速器成了人們的“終極”追求。無級變速器最早由荷蘭人范多尼斯（VanDoornes）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換擋的突跳感覺2。它能克服普通自動變速器“突然換擋”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點3。通常有些朋友錯誤的將自動變速器稱為無級變速器，雖然它們有共同之處，但是，自動變速器是有級式傳動比，只有換擋是自動的，一般自動變速器有27個擋。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)無級的速

8、度比變化，并可以將幾個常用的速度比選定為常用的“擋”。配備這種變速器的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最適合的傳動比。從市場需求分析，雖然無級變速器的技術(shù)含量相比其他變速器較高，但是，也已經(jīng)裝配到了普通的家庭轎車之上。1.2變速器的確定與設(shè)計車型參數(shù)本設(shè)計就是根據(jù)金杯小海獅X30車型而開展的，變速器依舊是采用經(jīng)典的手動變速器，而設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型：最高時速：135km/h 輪胎型號：175/70 R14 總質(zhì)量： ma=1860Kg 請預(yù)覽后下載！最大扭矩：105Nm/3200r/min 最大功率：60kw/5500r/min 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速: nT=3200r/min 2 變速器傳

9、動機構(gòu)布置方案的確定2.1變速器結(jié)構(gòu)方案的確定2.1.1變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇有級變速器與無級變速器相比，其制造低廉、結(jié)構(gòu)簡單，具有高的傳動效率（=0.93），因此，在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。 設(shè)計時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的燃料經(jīng)濟性和動力性都有重要的直接影響。傳動比范圍是變速器低擋傳動比與高擋傳動比的比值。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也應(yīng)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；越野車與牽引車傳動比10.02

10、0.04。通常，有級變速器具有4、5個前進擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多達616個甚至20個4。變速器擋位數(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(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換擋，對于多于5個前進擋的變速器來說是相當(dāng)困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為5擋。多于5個前進擋將使操縱機構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。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擋?？梢愿浞值乩冒l(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總

11、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的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。請預(yù)覽后下載！有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，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的最廣泛的應(yīng)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擋齒輪分別與中間軸的相應(yīng)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擋。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，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他

12、前進擋需依次經(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擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。 圖2-1 轎車中間軸式變速器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(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到擋外其他各擋的傳動效率高、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(jié)構(gòu)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(dāng)發(fā)動機

13、縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了降低了成本。除倒擋常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動；個擋的同步器多裝在第二軸上，這是因為一請預(yù)覽后下載！擋的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時，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，低擋傳動比取值的（ig=4.04.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各擋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同步器圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示

14、出了幾種中間軸式四，五，六擋變速器傳動方案。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擋。使用直接擋，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擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)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，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合

15、齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換請預(yù)覽后下載！擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在擋數(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)，換擋方式和到擋傳動方案上有差別。圖2-3 中間軸式四擋變速器傳動方案如圖2-3中的中間軸式四擋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，倒擋用直齒滑動齒輪換擋；圖2-3c所示傳動方案的一，二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動，而倒擋用直齒滑動齒輪換擋。圖2-4a

16、所示方案，除一，倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖2-4b、c、d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d所示方案中的倒擋和超速擋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擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。 圖2-4 中間軸式五擋變速器傳動方案請預(yù)覽后下載！圖2-5a 所示方案中的一擋、倒擋和圖b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋，其余各擋均用常嚙合齒輪。圖2-5 中間軸式六擋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擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中

17、，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。由于本設(shè)計的是微面車型，屬于發(fā)動機中置后輪驅(qū)動的布置形式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結(jié)合變速器的特點，現(xiàn)選用三軸式變速器。2.1.2倒擋傳動方案圖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

18、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(gòu)復(fù)雜一些。請預(yù)覽后下載！圖2-6 變速器倒擋傳動方案與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式倒擋。變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，一擋與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處，以便改善上

19、述不良狀況，本設(shè)計采用如下方案（見圖2-7）。圖2-7 倒擋布置2.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案的分析變速器的設(shè)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(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.2.1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(fù)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(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。本設(shè)計中除一、倒擋外，其余均采用斜齒輪傳動。2.2.2換擋結(jié)構(gòu)型式換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三

20、種。請預(yù)覽后下載！直齒滑動齒輪換擋的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，除一擋、倒擋外很少采用。本設(shè)計中一擋與倒擋采用直齒滑動換擋。嚙合套換擋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(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換擋結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋

21、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(jié)構(gòu)復(fù)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(yīng)用于各式變速器中。本設(shè)計也采用同步器換擋。2.2.3自動脫擋自動脫擋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(jié)構(gòu)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2-8a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖2-8b），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，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫擋。 此段切薄 請預(yù)覽后下載！a b圖2-8 防止自

22、動脫擋的結(jié)構(gòu)措施 圖2-9 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.30.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋（圖2-9）。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)生阻止自動脫擋的軸向力。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，用較多。在本設(shè)計中所采用的是直齒滑動齒輪換擋與鎖環(huán)式同步器換擋相結(jié)合的方式實現(xiàn)換擋。鎖環(huán)式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)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(jié)構(gòu)如圖2-10所示：圖2-10 鎖環(huán)式同步器l、4-同步環(huán);2-

23、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2.2.4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。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來承受軸向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承

24、外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)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來承受徑向力。變速器內(nèi)采用圓錐滾子軸承雖然直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊，裝配麻煩，磨損后軸承易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適用于線性膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。請預(yù)覽后下載！變速器第一軸、第二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承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不

25、小于620mm,下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易，成本低。3 變速器主要參數(shù)的確定3.1變速器主要參數(shù)的選擇3.1.1擋數(shù)近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，微面車一般用45個擋位的變速器。本設(shè)計也采用5個擋位。3.1.2傳動比初選傳動比：設(shè)五擋為直接擋，則：=1 = 0.377 （3.1）請預(yù)覽后下載！式中

26、： 最高車速 發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速 車輪半徑 變速器最大傳動比 主減速器傳動比/ =1.42.0 （3.2）則 =（1.42.0）3200=44806400r/min =9549 （式中=1.11.3，取=1.2） （3.3）所以，=9549=60027090r/min汽油機的轉(zhuǎn)速在50006500 r/min 取 =6000r/min主減速器傳動比 :=0.377=0.377=5.027單面主減速器，當(dāng)6時，取=95%， 乘用車在3.04.5范圍，=96%， =95%96%=91.2%最大傳動比的選擇：滿足最大爬坡度根據(jù)汽車行駛方程式： (3.4)汽車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡化為:請

27、預(yù)覽后下載！ （3.5） 即，式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=18609.8=18228N；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=105N.m；主減速器傳動比，=5.027；傳動系效率，=91.2%；車輪半徑，=0.3m；滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02；爬坡度，取=16.7=3.482滿足附著條件。 （3.6）在瀝青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75即=5.112由得：3.4825.112；又因為乘用車=3.04.5；所以，取=4.5 其它各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系： （3.7）請預(yù)覽后下載！式中：常數(shù)，即各擋之間的公比。因此，各擋的傳動

28、比有：，=1.456所以，其他各擋傳動比為：=3.09，=2.12，=1.4563.1.3中心距初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 （3.8）式中：變速器中心距（mm）；中心距系數(shù)，乘用車：=8.99.3，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， =105（N.m）；變速器一擋傳動比，=4.5；變速器傳動效率，取96% ；則，=68.3871.46（mm）初選中心距=70mm。3.1.4齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)乘用車模數(shù)取值為2.03.5mm，本設(shè)計中一擋與倒擋直齒輪模數(shù)m=3mm，其余各擋斜齒輪模數(shù)m=2.5mm（2）齒形、壓力角、螺旋角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

29、形、壓力角與螺旋角項目 齒形壓力角螺旋角請預(yù)覽后下載！車型 轎車 高齒并修形的齒形14.5，15，1616.52545一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形202030重型車同上 低擋、倒擋齒輪22.5，25小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，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角取20,嚙合套或同步器取30；斜齒輪常嚙合齒輪為25，其余各擋斜齒輪均為22 。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)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

30、軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。（3）齒寬b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，齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b： 式中 :齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0，斜齒輪取7.08.6；法面模數(shù)。使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪b=18mm,對應(yīng)一軸齒輪b=24mm；一擋：中間軸上齒輪b=20mm,對應(yīng)的一擋齒輪b=22mm；二擋：

31、中間軸上齒輪b=20mm, 對應(yīng)的二擋齒輪b=20mm；三擋：中間軸上齒輪b=18mm, 對應(yīng)的三擋齒輪b=18mm；四擋：中間軸上齒輪b=18mm, 對應(yīng)的三擋齒輪b=18mm；倒擋：b=20mm,b=20mm。3.2 各擋傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定請預(yù)覽后下載！在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。3.2.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 確定一擋直齒輪的齒數(shù)，一擋傳動比： （3.9） 圖3-1 變速器示意圖為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: （3.10）其中， A =70mm、m =3；故

32、有 。 當(dāng)乘用車為三軸式的變速器時，Z10在1517之間選擇，此處取Z10=16，則可得出=30.67（取整為31）。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)后，可以看出中心距有了變化，這時應(yīng)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47，則反推出A=70.5mm 。3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)求出常嚙合斜齒輪齒輪的傳動比: （3.11） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定: 請預(yù)覽后下載！而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 （3.12） 由此可得： 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 與聯(lián)立可得：=15、=36。則可算出實際螺旋角=25

33、.28 。 3.2.3確定其他擋位的齒數(shù)二擋傳動比： （3.13） 故有： 對于斜齒輪， （3.14） 故有： 聯(lián)立得：。則，實際螺旋角=22.78按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 ；四擋齒輪 ，實際螺旋角=22.783.2.4確定倒擋齒輪的齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選 =22， （3.15）=57mm請預(yù)覽后下載！為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和10的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為：， （3.16）則：De11=2B,1De10=71mmZ12=21.3

34、（取整為21） 倒擋軸與第二軸的中心距： =78mm。3.3各擋齒輪幾何參數(shù)（1）一擋直齒輪幾何參數(shù)=3mm， Z9=31，Z10 =16，=20 ，=0，A,=70.5mm分度圓直徑 d9=Z9m=93mm d10=Z10m=48mm齒頂高 ha9=ha10=ha*m=3mm 齒根高 hf9=hf10=(ha*+c*)=3.75mm齒全高 h9=h10=(2ha*+c*)=6.75mm齒頂圓直徑 da9=(Z9+2ha*)=99mm da10=54mm齒根圓直徑 df9=(Z9-2ha*-2c*)m=85.5mm df10=40.5mm（2）常嚙合斜齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=15，=36，

35、 =20，=25，=70.5mm=0.37，=-0.37端面模數(shù) =2.76mm端面壓力角 =21.925端面嚙合角 =22.086分度圓直徑 =41.47mm，=99.53mm齒頂高 ha1=mn(ha+1)=3.425mm ha2=mn(ha+2)=1.575mm齒根高 hf1=(ha+c-1)=2.2mm hf2=(ha+c-2)=4.05mm請預(yù)覽后下載！齒全高 5.625mm齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=48.32mm da2=d2+2ha2=102.68mm齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=37.07mm df2=d2-2hf2=91.43mm（3）二擋斜齒輪幾何參數(shù)=2.

36、5mm，=29，=23， =20，=22，=70.5mm變位系數(shù) =0.34, =-0.11，端面模數(shù) =2.696mm端面壓力角 = 21.43端面嚙合角 =22.24理論中心距 A=70.10mm中心距變動系數(shù) =0.16變位系數(shù)之和 =0.37齒頂降低系數(shù) =0.21分度圓直徑 d7=mnZ7cos=78.63mm， d8=mnZ8cos=62.36mm齒頂高 ha7=mn(ha+1-n)=2.825mm ha8=mn(ha+2-n)=1.7mm齒根高 hf7=mn(ha+c-1)=2.275mm hf8=mn(ha+c-2)=3.4mm齒全高 5.1mm齒頂圓直徑 da7=d7+2ha

37、7=84.73mm da8=d8+2ha8=67.56mm齒根圓直徑 df7=d7-2hf7=74.53mm df8=d8-2hf8=57.36mm（4）三擋斜齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=24，=28， =20，=22，=70.5mm變位系數(shù) =0.34， =0.29端面模數(shù) =2.696mm請預(yù)覽后下載！端面壓力角 =21.43端面嚙合角 =22.24理論中心距 A=70.10mm中心距變動系數(shù) =0.16 變位系數(shù)之和 =0.58齒頂降低系數(shù) =0.42分度圓直徑 d5=mnZ5cos=65.08mm，d8=mnZ8cos =75.92mm齒頂高 ha5=mn(ha+1-n)=2.3mm

38、ha6=mn(ha+2-n)=2.175mm齒根高 hf5=mn(ha+c-1)=2.275mm hf6=mn(ha+c-2)=2.4mm齒全高 4.575mm齒頂圓直徑 da5=d5+2ha5=69.68mm da6=d6+2ha6=80.27mm齒根圓直徑 df5=d5+2hf5=60.53mm df6=d6+2hf6=71.12mm（5）四擋斜齒輪幾何參數(shù)=2.5mm，=19，=33， =20，=22，=70.5mm變位系數(shù) =0.19， =0.52端面模數(shù) =2.696mm端面壓力角 =21.43端面嚙合角 =22.24理論中心距 A=70.1mm齒頂降低系數(shù) =0.42分度圓直徑 d

39、3=mnZ3cos=51.52mm，d4=mnZ4cos =89.48mm齒頂高 ha3=mn(ha+1-n)=1.75mm ha4=mn(ha+2-n)=2.75 mm齒根高 hf3=mn(ha+c-1)=2.825mm hf4=mn(ha+c-2)=1.825mm齒全高 4.575mm 請預(yù)覽后下載！齒頂圓直徑 da3=d3+2ha3=55.02mm da4=d4+2ha4=94.98mm齒根圓直徑 da3=d3+2ha3=45.87mm da4=d4+2ha4=85.83mm（6）倒擋齒輪幾何參數(shù) =3mm，Z11=22 , Z12=21 , =20，=0分度圓直徑 d11=Z11*m=

40、66mm d12=Z12*m=63mm齒頂高 ha11=ha12=ha*m=3mm 齒根高 hf11=hf12=(ha*+c*)=3.75mm齒全高 h11=h12=(2ha*+c*)=6.75mm齒頂圓直徑 da11=(Z11+2ha*)=72mm da12=69mm齒根圓直徑 df11=(Z11-2ha*-2c*)m=58.5mm df12=55.5mm4 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類：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞。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(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深

41、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，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)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(dǎo)致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞4.2齒輪的材料及熱處理請預(yù)覽后下載！現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強度,彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應(yīng)考慮到其機械加工性能及制造成本。

42、國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下：mn3.5 滲碳深度0.81.2mm3.5mn5 滲碳深度0.91.3mmmn5 滲碳深度1.01.6mm滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC5863，心部硬度為HRC3348。對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC4853。本設(shè)計變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。4.3各軸轉(zhuǎn)矩的計算發(fā)動機最大扭矩為105N.m，齒輪傳動效率99%，離

43、合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。軸 =10599%96%=99.79N.m中間軸 =99.7996%99%36/15=227.62N.m軸 一擋 =227.620.960.9931/16=419.14N.m二擋 =227.620.960.9929/23=272.76N.m三擋 =227.620.960.9924/28=185.42N.m四擋 =227.620.960.9919/33=124.56N.m五擋 =394.990.960.99=375.40N.m請預(yù)覽后下載！倒擋 =227.62*(96%*99%)2*22/16*31/21=417.32N.m倒擋軸 =227.62*(96%

44、*99%)2*22/16=297.45N.m4.4齒輪的強度計算與校核4.4.1齒輪彎曲強度計算1、直齒輪彎曲應(yīng)力圖4.1 齒形系數(shù)圖 （4.1）式中： 彎曲應(yīng)力（MPa）；計算載荷（N.mm）；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；齒寬（mm）；模數(shù)；請預(yù)覽后下載！齒形系數(shù)，如圖4.1。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa 。（1）倒擋齒輪11，12，的彎曲應(yīng)力 ， =22，=21， =0.122，=0.138，=297.45

45、N.m，=227.62N.m=569.29MPa400850MPa=676.11MPa400850MPa （2）一擋齒輪彎曲應(yīng)力，=31， =16， =0.117，=0.167，T31 =419.14N.m，=227.62N.m=578.33MPa400850MPa=455.93MPa400850MPa2、斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4.2）請預(yù)覽后下載！式中： 計算載荷（Nmm）；法向模數(shù)（mm）；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（）；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)=7.5重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪為18

46、0350MPa。（1）計算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=210.42MPa180350MPa=291.32MPa180350MPa（2）計算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 =178.14MPa180350MPa請預(yù)覽后下載！=188.60MPa180350MPa（3）計算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 =172.31MPa180350MPa =148.14MPa180350MPa（4）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力=155.20MPa180350MPa=187.95MPa180350MPa4.4.2齒輪接觸應(yīng)力j （4.3）式中： 輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；計算載荷（N.mm）；節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點處壓力角

47、（），齒輪螺旋角（）；齒輪材料的彈性模量（MPa）；請預(yù)覽后下載！齒輪接觸的實際寬度(mm)；、主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。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(yīng)力見表4.1。彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬表4.1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力=8.21mm=15.90mm = =1203.85MPa19002000MPa =1182.29MPa1900

48、2000MPa（2）計算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力請預(yù)覽后下載！=11.57mm=14.58mm = =1160.19MPa13001400MPa =1129.01MPa13001400MPa（3）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=14.08mm=12.07mm = =1047.61MPa13001400MPa =1074.61MPa13001400MPa（4）計算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力請預(yù)覽后下載！=16.60mm=9.56mm = =972.20MPa13001400MPa =1054.25MPa13001400MPa （5）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力=7.84mm=18.82mm = =10

49、09.14MPa13001400MPa =1037.02MPa13001400MPa（6）計算倒擋齒輪11，12的接觸應(yīng)力請預(yù)覽后下載！=11.29mm=10.78mm = =1251.07MPa19002000MPa =1120.16MPa19002000MPa5 變速器軸的強度計算與校核5.1各擋齒輪的受力計算（1）一擋齒輪9，10的受力N （2）二擋齒輪7，8的受力請預(yù)覽后下載！ （3）三擋齒輪5，6的受力（4）四擋齒輪3，4的受力 請預(yù)覽后下載?。?）五擋齒輪1，2的受力 （6）倒擋齒輪11，12的受力 5.2變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸已知中間軸式變速器中心距=70.5mm，第二軸和中間軸中

50、部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對中間軸，=0.160.18；對第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選請預(yù)覽后下載！ （5.1）式中：經(jīng)驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=18.8721.7mm，取25mm；第二軸最大直徑取45mm；中間軸最大直徑=31.725mm取=38mm第二軸：；第一軸及中間軸：第二軸支承之間的長度=171200mm取=173mm；中間軸支承之間的長度中=200225mm取=210mm;倒擋軸支承之間的長度L倒=103mm。令第二軸上一至四擋處各直徑分別為d21-d24 ,倒擋為d2R；中間軸上一

51、至五擋處各直徑分別為d31-d35 ,倒擋為d3R;倒擋軸上一擋與倒擋處直徑為d41,d42。5.3軸的校核5.3.1軸剛度校核若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計算 （5.2） （5.3） （5.4） 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.06105MPa；請預(yù)覽后下載！慣性矩（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10m

52、m，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。abLFr（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算（2）二軸的剛度一擋時：N，N mm，43mm，62mm 105mm=0.019mm=0.05mm=0.000014rad0.002rad請預(yù)覽后下載！二擋時：N，N 40mm，155mm，18mm 173mm=0.0018mm =0.0044mm=-0.00009rad0.002rad三擋時：N，N mm，82mm，91mm 173mm=0.032mm =0.081mm=0.00004rad0.002rad四擋時:N，N 25mm，58mm，118mm 173mm=0.0.5mm =0.1mm請預(yù)覽后下載！=0.0003rad0.002rad倒擋時:N，N mm，90mm，15mm,105mm=0.005mm =0.014mm=-0.0003rad0.002rad（3）中間軸剛度abLFr一擋時:9484.17N，3451.96N 30mm，49mm，54mm 103mm請預(yù)覽后下載！=0.01mm =0.026mm=-0.00002rad0.002rad 三擋時:N，N mm，118mm，92mm 210mm=0.043mm =0.11mm=-0.000074rad0.002rad四擋時:N，