202851汽車變速器設(shè)計(含全套畢業(yè)說明書和機械CAD圖紙)

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1、 m g max r r Te max i 0 i gI G2 A A A K A m mn b Z x W j Ft Fa Fr Tg K  符 號 說 明 汽車總質(zhì)量 kg 重力加速度 N/kg 道路最大阻力系數(shù) 驅(qū)動輪的滾動半徑 mm 發(fā)動機

2、最大扭矩 Nm 主減速比 汽車傳動系的傳動效率 一檔傳動比 汽車滿載載荷 N 路面附著系數(shù) 第一軸與中間軸的中心距 mm 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) 直齒輪模數(shù) 斜齒輪法向模數(shù) 齒輪壓力角 斜齒輪螺旋角 齒輪寬度 mm 齒輪齒數(shù) 齒輪變位系數(shù) 齒輪彎曲應(yīng)力 MPa 齒輪接觸應(yīng)力 MPa 齒輪所受圓周力 N 軸向力 N 徑向力 N 計算載荷 Nm 應(yīng)力集中系數(shù) K f 摩擦力影響系數(shù) E 齒輪材料的彈

3、性模量 MPa K 重合度影響系數(shù) r z 主動齒輪節(jié)圓半徑 mm rb 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm z 主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm b 從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm T 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa WT 軸的抗扭截面系數(shù) mm3 G 軸的材料的剪切彈性模量 MPa I P 軸截面的極慣性矩 mm4 fc 垂直面內(nèi)的撓度 mm fs 水平面內(nèi)的撓度 mm 前 言 現(xiàn)在，每當(dāng)人們觀看 F1 大賽，總會被那種極速的感覺所折服。此刻，大家似乎談?wù)摰米疃嗟木褪前l(fā)動機的性能以及車手的駕駛技術(shù)。而且

4、，不忘在自己駕車的時候體會一下極速感覺或是在買車的時候關(guān)注一下發(fā)動機的性能，這似乎成為了橫量汽車品質(zhì)優(yōu)劣的一個標(biāo)準(zhǔn)。的確，擁有一顆“健康的心”是非常重要的，因為它是動力的締造者。但是，掌控速度快慢的，卻是它身后的變速器。 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）、手動 /自動變速器（ AMT ）、無級變速器（ CVT ）。 一、手動變速器 (MT) 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

5、.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。 曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課” ，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認為手動變速器不會過早的離開。 首先，從商用車的特性上來說， 手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。 以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力” ，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外， 還需要變速器的全力協(xié)助。 我們都知道一

6、檔有 “勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯 露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。 其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。從我 國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的 司機都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他 們改變常規(guī)的做法， 這是不現(xiàn)實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍， 但是大多數(shù)年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（

7、尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學(xué)校中，教練車都是手動變速器的，除了經(jīng)濟適用之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。 第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、 吉利等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是 5 檔 手動變速。 二、自動變速器（ AT） 自動變速器（ AutomaticTransmissi

8、on），利用行星齒輪機構(gòu)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。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。 在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動檔，則會反復(fù)地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。

9、使用自動檔，就不會這樣麻煩了。 在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關(guān)鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。 三、手動 / 自動變速器（ AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某 些時候也需要自動的感覺。 這樣手動 /自動變速器便由此誕生。 這種變速器在德國保 時捷車廠 911 車型上首先推出，稱為 Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng) 的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位

10、上設(shè)有“ +”、 “ -”選擇檔位。在 D 檔時，可自由變換降檔 (-)或加檔 (+) ，如同手動檔一樣。 自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而 在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者 曾在上面提到， 手動變速器有著很大的使用群體 ,而自動變速器也能適應(yīng)女士群體以 及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是 兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔” 。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術(shù)含量，但 這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度 1.3L CVT 兩廂、

11、南京 菲亞特 2004 派力奧 1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那 SpeedgearEL 這些“二 合一”的車型價格均在 10 萬元左右，這個價格層面還比較低的。 所以，手動 / 自動車在普及上還是具有相當(dāng)?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應(yīng)該以此為 契機，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。 因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。 四、無級變速器 當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展， 是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。 汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界” 。無 級變速器最早由

12、荷蘭人范多尼斯（ VanDoorne’ s）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，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔” 、 油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯 誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是 有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有 2～ 7 個檔。而無級變速器能在 一定范圍內(nèi)實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔” 。裝配 該技術(shù)的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合

13、適的傳動比。 從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術(shù)分量比較高的部件，但是也已經(jīng) 走進了普通轎車的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了 CVT 無級變速器， 既方便又省油， 且售價也僅在 9.68～11.68 萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示 QQ 無級變速器型年底上市?？磥頍o級變速器在中檔車中的運用將越為廣泛。 本設(shè)計是根據(jù)東方之子 1.8L 手動豪華車型而開展的， 設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù) 均來源于此種車型： 主減速比： 4.782 最高時速： 190km/h 輪胎型號： 205/65R15 發(fā)動機型號： SQR481FC

14、最大扭矩： 170Nm/4500 最大功率： 95kw/5750 最高轉(zhuǎn)速： 6000r/min 奇瑞東方之子 1.8L 豪華型 第一章 機械式變速器的概述及其方案的確定 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(yīng)有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是

15、： 1. 應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)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(yīng)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(yù)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(biāo)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(shè)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

16、失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?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 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 變速器由傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)組成。 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，其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉，具有高的傳動效率 （ η=0.96~0.98），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、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對

17、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(yīng)愈大。目前， 轎車變速器的傳動比范圍為 3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為 5.0~8.0；越野車與牽引車為 10.0~20.0。 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 6~16 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

18、手動的機械式操縱機構(gòu)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(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檔。采用傳動比小于 1（0.7~0.8）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(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)

19、 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 1-1 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(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

20、缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 圖 1-1 轎車中間軸式四檔變速器 1— 第一軸； 2— 第二軸； 3— 中間軸 兩軸式變速器如圖 1-2 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

21、 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 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，如圖示。 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

22、點。另外，低檔傳動比取值的上限 （i gⅠ =4.0 ~4.5） 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 1-2 兩軸式變速器 1— 第一軸； 2— 第二軸； 3— 同步器 有級變速器結(jié)構(gòu)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(fù)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

23、柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)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(shè)計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因此采用中間軸式變速器。 圖 1-3 、圖 1-4 、圖 1-5 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

24、其它前進檔位工作時，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(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)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

25、動方案上有差別。 圖 1-3 中間軸式四檔變速器傳動方案 如圖 1-3 中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 1-3a 、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 1-3c 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 1-4a 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 1-4b 、c、d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 1-4d

26、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 1-4 中間軸式五檔變速器傳動方案 圖 1-5a 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。

27、 圖 1-5 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 1-3a 、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(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖 1-4c

28、 所示的多支承結(jié)構(gòu)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 1-4c 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。 2．倒檔傳動方案 圖 1-6 為常見的倒擋布置方案。圖 1-6b 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 1-6c 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 1-6d 所示方案針對前者的缺

29、點做了修改， 因而取代了圖 1-6c 所示方案。圖 1-6e 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 1-6f 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 1-6g 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。 本設(shè)計采用圖 1-6f 所示的傳動方案。

30、 圖 1-6 變速器倒檔傳動方案 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(yīng)當(dāng)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。 1.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 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

31、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、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密 封等因素。 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 用于低檔和倒擋。但是，在本設(shè)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. 換檔結(jié)構(gòu)型式 換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同

32、步器三種。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端 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(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) 合套換檔結(jié)構(gòu)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

33、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(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。 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(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 1-7a ） 或 者兩 接合 齒的 嚙 合位置 錯 開（ 圖 1-7b ），這樣在嚙合時使接合齒端部超過 被接合齒約 1~3mm。使用中因接觸部分 擠壓和磨損，因而在接合齒端部形

34、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 ?。?0.3 ~0.6mm），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 1-8 ）。 3）將接合齒的工作面加工成斜齒 面，形成倒錐角（一般傾斜 0 0 2 ~3 ），使 接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 a b （圖 1-9 ）。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效， 圖 1-7 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ 采用較多。

35、 此段切薄 圖 1-8 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ 加工成斜面 圖 1-9 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ 在本設(shè)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(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 1-10 所示：

36、 圖 1-10 鎖環(huán)式同步器 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 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 一、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 4~5 個檔位的變速器。本設(shè)計也采用 5

37、 個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)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 Temax igI i0 T mg( f cos max sin max ) mg max rr 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為 mg max rr （2-1） ig Te maxi 0 式中 m---- 汽車總質(zhì)

38、量； g---- 重力加速度； ψmax----  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； η---- 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 Temax igI T G2 rr 求得的變速器 I 檔傳動比為： G2 rr ig I

39、 （2-2） Te maxi 0 T 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； φ---- 路面的附著系數(shù)，計算時取 φ=0.5~0.6。 由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg； r r=337.25mm； Te max=170Nm； i 0=4.782； η=0.95。 根據(jù)公式（ 2-2）可得： igI =3.85。 超速檔的的傳動比一般為 0.7~0.8，本設(shè)計去五檔傳動比 igⅤ =0.75 。 中間檔的傳動比理論上按公比為： i g max q n

40、 1 （2-3） ig min 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)上式可的出： q =1.51 。 故有： i gII 2.55 i gIII 1.69 i gIV 1.12(修正為 1) 二、中心距 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(yīng)能保證齒輪的強 度。三軸式變速器的中心局 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： 式中 K A---- A K A 3 TI max

41、 (2-4) 中心距系數(shù)。對轎車， K A ；對貨車， K A ；對多檔 =8.9~9.3 =8.6~9.6 主變速器， K A ； =9.5~11 TI max ---- 變速器處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max i gI η=628.3N﹒m故可得出初始中心距 A= 77.08mm。 三、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(gòu)的布置 初步確定。 轎車四檔變

42、速器殼體的軸向尺寸 3.0 ~3.4 A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔 數(shù)有關(guān)： 四檔 (2.2 ~2.7) A 五檔 (2.7 ~3.0) A 六檔 (3.2 ~3.5) A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時， 中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上 限。為檢測方便， A 取整。 本次設(shè)計采用 5+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 3 77.08mm=231.24mm，變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 四、齒輪參數(shù) （ 1）齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)， 所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 JB111-60

43、規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn) 值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn mn 0. 4 37Tem a mmx (2-5) 其中 Temax =170Nm，可得出 mn=2.5。 一檔直齒輪的模數(shù) m m 0. 333T mm (2-6) 1 m a x 通過計算 m=3。 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(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 2~3.5。本設(shè)計取 2.5。 （ 2）齒形、壓力角 α、螺旋角 β和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表

44、2-1 選取。 表 2-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 齒形 壓力角 α 螺旋角 β 車型 轎車 高齒并修形的齒形 14.5， 15， 1616.5 25 ~45 一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20 20 ~30 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 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，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高 齒輪承載力，取大些。在本

45、設(shè)計中變速器齒輪壓力角 α取 20, 嚙合套或同步器取 30；斜齒輪螺旋角 β取 30。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為 此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋， 而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋， 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

46、： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些， 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。 2.2 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(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳 動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各檔齒數(shù)的方 法。 1. 確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 Z 2 Z9（ 2-7） i gI Z10 Z1 為了確定

47、 Z9 和 Z10 的齒數(shù)， 先求其齒數(shù)和 Z : 2 A Z m （2-8 ） 其中 A =77.08mm、m =3；故 有 Z 51.4 。 圖  2-1  五檔變速器示意圖 當(dāng)轎車三軸式的變速器  i gI  3.5 ~ 3.9 時，則  Z10可在15 ~ 17范圍內(nèi)選擇 ，此處取 Z10 =16，則可得出  Z 9 =35。

48、 上面根據(jù)初選的 A 及 m計算出的 Z 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 2-8）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從 Z 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 Z 修正為 51，則根據(jù)式（ 2-8）反推出 A=76.5mm。 2. 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 Z 2 Z10 （2-9 ） Z1 i gI Z 9 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 Z2 1.76 ① Z1 而常嚙

49、合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 A mn ( Z1 Z 2 ) （ 2-10 ） 2 cos 由此可得： 2A cos Z1 Z 2 (2-11) mn 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： Z1 Z 2 53 。 ② ① 與②聯(lián)立可得： Z1 =19、 Z2 =34。 則根據(jù)式（ 2-7）可計算出一檔實際傳動比為： i gI 3.91 。 3. 確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動比 i g Z2 Z7 （2-12） Z1 Z

50、8 而 i g 2.55 ，故有： Z7 1.425 ③ Z8 對于斜齒輪， Z 2A cos （2-13） mn 故有： Z 7 Z 8 53 ④ ③ 聯(lián)立④得： Z 7 31、Z 8 22。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 Z 5 26、Z 6 27 ；四檔齒輪 Z 3 16、 Z 4 37 。 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

51、近，在本設(shè)計中倒檔傳動比 i gr 取 3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10 略小，取 Z12 13。 而通常情況下，倒檔軸齒輪 Z13 取 21~23，此處取 Z13 =23。 由 Z11 Z13 Z2 i gr Z12 Z1 （ 2-14） Z13 可計算出 Z11 27。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 1 A′ = mn ( Z12 Z13 ) (2-15) =50mm 而倒檔軸與第二軸的中心 : 1 (2-16) A

52、( Z11 Z13 ) 2 =72.5mm。 2.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)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想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。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

53、優(yōu)點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)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(biāo)，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(yīng)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(yīng)

54、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(yīng)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，一對齒輪齒更總厚度越薄，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 10 的齒數(shù) Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數(shù) 17 Z 17 式中 Z

55、 為要變位的齒輪齒數(shù)。  （2-17 ） 第三章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 3.1 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(fù)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

56、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 輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 3.2 齒輪的強度計算與校核 與其他機械設(shè)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

57、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(zhǔn)確的結(jié)果。 在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。 1. 齒輪彎曲強度計算 （ 1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 W Ft10 K K f ） W （3-1 bty 式中， W ---- 彎曲應(yīng)力（ MPa）； Ft 10 ---- 一檔齒輪 10 的圓周力 Ft10 2Tg / d （ N）， F10 2Tg / d；其中Tg 為計算載

58、 荷（ Nmm），d 為節(jié)圓直徑。 ---- 應(yīng)力集中系數(shù)，可近 K 似取 1.65 ； K f ---- 摩擦力影響系數(shù)，主 動齒輪取 1.1 ，從動齒輪取 0.9 ； b 齒寬（ ），取 20 ---- mm t ---- 端面齒距（ ）； mm y---- 齒形系數(shù)，如圖 3-1 所 示。 圖 3-1 齒形系數(shù)圖 當(dāng)處于一檔時，

59、中間軸上的計算扭矩為： Tg Te max Z9 Z2 （3-2 ） Z10 Z1 =170 1000 2.18 1.78 =659668Nm 故由 F10 2Tg 可以得出 Ft10 ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 3-1 ）可得 d 651.3MPa w10 w9 533.01MPa 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 Temax 時，一檔直齒輪的彎曲應(yīng) 力在 400~850MPa

60、 之間。 （ 2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力 w F1K （3-3 ） btyK 式中 K 為重合度影響系數(shù)，取 2.0 ；其他參數(shù)均與式（ 3-1 ）注釋相同， K 1.50 ， 選擇齒形系數(shù) y 時，按當(dāng)量模數(shù) zn z / cos3 在圖（ 3-1 ）中查得。 二檔齒輪圓周力： Ft 8 2Tg （ 3-4 ） Ft 7 d8

61、 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出： Ft 8 Ft 7 =6798.8N 齒輪 8 的當(dāng)量齒數(shù) zn z/ cos3 =47.7 ，可查表（ 3-1 ）得： y8 0.153。 故 w8 6798.8 1.5 212.28 MPa 7.85 0.153 2 20 同理可得： w7 231.99MPa 。 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(yīng)力，其計算結(jié)果如下： 三檔： w 5 276.2MPa w 6 266.4MPa 四檔： w1 211.5MPa

62、 w 2 197.4MPa 五檔： w3 218.8MPa w 4 216.98MPa 當(dāng)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(yīng) 力在 180~350MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。 2. 齒輪接觸應(yīng)力 j j 0.418 FE 1 1 （3-5） b z b 式中， j ---- 齒輪的接觸應(yīng)力（ MPa）； F ---- 齒面上的法向力（ N）， 1

63、 ； F Fsoc(/osc ) F1 ---- 圓周力在（ N）， F1 2Tg / d ； ---- 節(jié)點處的壓力角（）； ---- 齒輪螺旋角（）； E 齒輪材料的彈性模量（ ），查資料可取 E 190 10 3 MPa ； ---- MPa b 齒輪接觸的實際寬度， ； ---- 20mm z

64、、 b ---- 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪： z rz sin （3-6 ） b rb sin （3-7 ） 斜齒輪： rz sin 2 （3-8 ） z / cos （3-9 ） b rb sin cos2 其中， rz、 rb 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸 應(yīng)力 j 見下表：

65、表 3-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 j /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 ~ ~ 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔 1300 ~1400 650~700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下： 一檔： j 1 二檔： j 2 三檔： j 3 四檔： j 4 五檔： j 5 倒檔： jR  1998.61MPa 1325.17MPa 1233.1MP

66、a 1208.5MPa 1015.78MPa 1904.32MPa 對照上表可知，所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。 第四章 變速器軸的強度計算與校核 4.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 1. 軸的結(jié)構(gòu) 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(yīng)與離合器從動盤轂的 內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 4-1 所示： 圖 4-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)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