轎車五檔手動變速器設(shè)計

1、摘要本設(shè)計的任務(wù)是設(shè)計一臺用于轎車上的五檔手動變速器。合理的設(shè)計和布置變速器能使發(fā)動機(jī)功率得到最合理的利用，從而提高汽車動力性和經(jīng)濟(jì)性。設(shè)計部分?jǐn)⑹隽俗兯倨鞯墓τ门c設(shè)計要求，對該變速器進(jìn)行了方案論證，選用了三軸式變速器。說明了變速器主要參數(shù)的確定，齒輪幾何參數(shù)的計算、列表，齒輪的強(qiáng)度計算、強(qiáng)度校核，軸的設(shè)計及強(qiáng)度校核。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??；二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。關(guān)鍵詞：變速器 齒輪 軸目 錄第一章 緒 論1第二章 變速器的總體方案設(shè)計62.1變速器的功用及設(shè)計要求62.2變速器傳動機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析72

2、.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器72.2.2變速器主傳動方案的比較92.2.3倒檔的布置方案102.3變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析112.3.1齒輪型式112.3.2換檔結(jié)構(gòu)型式112.3.3軸承型式122.3傳動方案的最終設(shè)計12第三章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計- 12 -3.1變速器主要參數(shù)的選擇- 13 -3.1.1檔位數(shù)和傳動比- 13 -3.1.2中心距- 14 -3.1.3齒輪模數(shù)- 14 -3.1.4齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b- 15 -3.1.5齒輪的變位系數(shù)- 15 -3.2各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定- 16 -3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù)- 16 -3.2.2確

3、定常嚙合齒輪副的齒數(shù)- 16 -3.2.3確定其他檔位的齒數(shù)- 17 -3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù)- 17 -3.3齒輪主要參數(shù)表18第四章 變速器齒輪的強(qiáng)度計算與材料選擇204.1齒輪的損壞原因及形式204.2齒輪的強(qiáng)度計算及材料接觸應(yīng)力204.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計算204.2.2齒輪材料接觸應(yīng)力22第五章 變速器軸的設(shè)計與校核- 23 -5.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸- 23 -5.1.1軸的結(jié)構(gòu)- 23 -5.1.2軸的尺寸- 23 -5.2軸的校核- 24 -5.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核- 24 -5.2.2第二軸的強(qiáng)度與剛度校核- 25 -第六章 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計- 2

4、7 -6.1同步器設(shè)計- 27 -6.1.1同步器的工作原理- 28 -6.1.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定306.2變速器的操縱機(jī)構(gòu)32第一章 緒 論變速器的發(fā)展現(xiàn)狀在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器3為手動變速器（mt）、自動變速器（at）、手自一體變速器（amt）、無級變速器（cvt）、雙離合變速器（dct）五種型式。它們各有優(yōu)缺點：mt的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟(jì)性娛樂性強(qiáng)，但對駕駛技術(shù)要求高；at的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；amt具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一些；cvt結(jié)構(gòu)簡單、效率

5、高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷；dct結(jié)合了手動變速器的燃油經(jīng)濟(jì)性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術(shù)。 在我國，據(jù)調(diào)查2007年手動變速器的市場比重為74%，占據(jù)較大的市場份額。從2002到2007年間自動檔變速器市場占有率從9%增長到26%，global insight公司預(yù)計到2012年自動檔變速器將占據(jù)33%的份額，而乘用車市場自動檔所占的比例可能達(dá)到44%。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長到30.9%，而自動檔變速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調(diào)查中最受關(guān)注的汽車配件中，

6、第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟(jì)性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。針對中國變速器市場發(fā)展趨勢，global insight的亞洲區(qū)技術(shù)分析師段誠武博士闡述了幾點自己的見解： 一、在短期內(nèi)，手動檔變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動檔變速器將有更大的增長空間。二、鑒于中國市場情況的復(fù)雜性，長期來看變速器不是單一式的發(fā)展趨勢，沒有哪一種形式變速器會成為最后的贏家。三、在中國市場，從技術(shù)支持、目前的市場份額以及設(shè)備提供這幾個方面來看amt與lpg、autoe和汽油、cvte和混合動力以及dct和柴油都具有相似性。四、從長遠(yuǎn)

7、來看，中國本土的企業(yè)應(yīng)該更加關(guān)注dct這個產(chǎn)品，因為它將有非常好的前景。第二章 變速器的總體方案設(shè)計2.1變速器的功用及設(shè)計要求變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱變速箱。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動機(jī)曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在起動發(fā)動機(jī)以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)與傳動系保持分離；必要時還應(yīng)有動力輸出功能。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計要求。1. 應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在

8、汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機(jī)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. 設(shè)置空檔，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機(jī)與傳動系長時間分離；設(shè)置倒檔，使汽車可以倒退行駛。3. 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(qiáng)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)。4. 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。5. 傳動效率高。為減

9、小齒輪的嚙合損失，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?. 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。7. 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)。8. 需要時應(yīng)設(shè)計動力輸出裝置。2.2變速器傳動機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按根據(jù)前進(jìn)檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。其中固定軸式應(yīng)用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機(jī)前置

10、前輪驅(qū)動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的汽車上。 2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案。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(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(jìn)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

11、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。圖2-1 轎車三軸式四檔變速器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(jī)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(jī)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(jī)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

12、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，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（ig=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.同步器由于本設(shè)計的汽車是發(fā)動機(jī)前置，后輪驅(qū)動，因此采用三軸式變速器。2.2.2變速器主傳動方案的比較圖2-3是三軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一

13、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(jī)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(dá)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(jìn)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(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙

14、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，三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，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和倒檔傳動方案上有差別。圖2-3a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2-3b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-3d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，形成一個只有四個前進(jìn)檔的變速器.以上各種方案中

15、，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。變速器用圖2-3c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2-3c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。2.2.3倒檔的布置方案常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：圖2-4a為常見的倒擋布置方案。在前進(jìn)檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處

16、于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。圖2-4b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(jìn)入嚙合，使換擋困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。圖2-4c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2-4d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。圖2-4e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2-4f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2-4g所示方案。

17、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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。綜合考慮，本次設(shè)計采用圖2-4f所示方案的倒檔換檔方式。2.3變速器主要零件的結(jié)構(gòu)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(hù)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、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式等因素。2.3.1齒輪型式齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。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。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，

18、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。2.3.2換檔結(jié)構(gòu)型式現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強(qiáng)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(jì)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。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

19、保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。其結(jié)構(gòu)及工作原理將在第六章重點講解。2.3.3軸承型式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。在本設(shè)計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。2.4傳動方案的最終設(shè)計通過對變速器型式、傳動機(jī)構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計任務(wù)與要求，最終確定的傳動方案如圖2-5所示。其傳動路線：1檔：一軸12中間軸1099、11間同步器二軸輸出2檔：一

20、軸12中間軸875、7間同步器二軸輸出3檔：一軸12中間軸655、7間同步器二軸輸出4檔：為直接檔，即一軸11、3間同步器二軸輸出5檔：一軸12中間軸431、3間同步器二軸輸出倒檔：一軸12中間軸1213119、11間同步器二軸輸出圖2-5 五檔變速器結(jié)構(gòu)簡圖第三章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計3.1變速器主要參數(shù)的選擇主減速比：4.782最高時速：190km/h最大扭矩：170nm/4500rpm最高轉(zhuǎn)速：6000r/min 0-100km/h加速時間：12s發(fā)動機(jī)功率：120馬力3.1.1檔位數(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。

21、本設(shè)計也采用5個檔位。選擇最低檔傳動比5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6則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比 （3-1）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(jī)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： （3-2）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=

22、0.50.6。由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；rr=337.25mm；te max=170nm；i0=4.782；=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(shè)計取五檔傳動比ig=0.75。中間檔的傳動比理論上按公比為： （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(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：=1.51。故有：、（修正為1）。3.1.2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(qiáng)度。三軸式變速器的中心距a，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式進(jìn)

23、行初選。 （3-4）式中k a 中心距系數(shù)，對轎車取k a =8.99.3；ti max 變速器處于一檔時的輸出扭矩：ti max=te max igi =628.3nm故可得出初始中心距a=77.08mm。3.1.3齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。建議用下列各式選取齒輪模數(shù)

24、，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （3-5）其中=170nm，可得出mn=2.5。一檔直齒輪的模數(shù)mmm （3-6）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。變速器中齒輪上的花鍵和結(jié)合套模數(shù)取2.5或2。3.1.4齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角7按表3-1選取。表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角齒形壓力角螺旋角轎車高齒并修形的齒形14.5、15、16、16.52545一般貨車gb/t1356-2001規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形202030重型車gb/t1356-2001規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低檔、倒檔齒輪22.5、25小螺旋角壓力角較小時，重合度大

25、，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)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。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角取20,嚙合套或同步器取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(qiáng)度條件8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

26、。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。3.1.5齒輪的變位系數(shù)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(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)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(qiáng)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。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則 ：1）對于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大

27、接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 3.2各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù)已知一檔傳動比 （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 =77.08mm、m =3；故有。選擇齒

28、輪的齒數(shù)時應(yīng)注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機(jī)會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=51。當(dāng)轎車三軸式的變速器時，則，此處取=16，則可得出=35。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，從式（3-8）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51，則根據(jù)式（3-8）反推出a=76.5mm。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）由已知數(shù)據(jù)可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （3-10）由此可

29、得： （3-11）根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。聯(lián)立方程式可得：=19、=34。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： 聯(lián)立方程式得：。按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。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(shè)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10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取2123，此處取=23。由 （3-14）可計算出。因本設(shè)計倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 而倒檔軸與第二軸的中心

30、距第四章 變速器齒輪的強(qiáng)度計算與材料選擇4.1齒輪的損壞原因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。4.2齒輪的強(qiáng)度計算及材料接觸應(yīng)力與其他機(jī)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(qiáng)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。4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計算（1） 直

31、齒輪彎曲應(yīng)力 （4-1）式中彎曲應(yīng)力（mpa）；一檔齒輪10的圓周力（n）， ；其中為計算載荷（nmm），d為節(jié)圓直徑。應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65；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（mm），取20t 端面齒距（mm）；y 齒形系數(shù)當(dāng)處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （4-2）可求得 =659668nm故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力10在400850mpa之間。（1） 斜齒輪彎曲應(yīng)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）注釋相同，選擇齒形系數(shù)y時

32、，按當(dāng)量模數(shù)在圖（4-1）中查得。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：=6798.8n齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)=47.7，可查表（4-1）得：。故可求得： 同理可得： 。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：；四檔：；五檔：；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180350mpa范圍內(nèi)。因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。4.2.2齒輪材料接觸應(yīng)力 齒輪接觸應(yīng)力11 （4-5）式中齒輪的接觸應(yīng)力（mpa）； f 齒面上的法向力（n），； 圓周力在（n）；節(jié)點處的壓力角（）；齒輪螺旋角（

33、）；e 齒輪材料的彈性模量（mpa），查資料可取；b 齒輪接觸的實際寬度，20mm；主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；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）。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)力見下表：表4-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪/mpa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一檔：=1998.61mpa；二檔：=1325.17mpa；三檔：=1233.1mpa四檔：=120

34、8.5mpa；五檔：=1015.78mpa；倒檔：=1904.32mpa對照上表4-1可知，所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。第五章 變速器軸的設(shè)計與校核5.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸5.1.1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(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

35、別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪圖5-2 變速器中間軸5.1.2軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝12要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗第一軸和中間軸： （5-1）第二軸： （5-2）式中發(fā)動機(jī)的最大扭矩，nm為保證設(shè)計的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度l的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸：d/l=0.160.18；第二軸：d/l=0.180.21。5.2軸的校核由變速器結(jié)

36、構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險斷面進(jìn)行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度13都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進(jìn)的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進(jìn)行校核。5.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 （5-3）式中 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，mpa；t 軸所受的扭矩，nmm；軸的抗扭截面系數(shù)，；p 軸傳遞的功率，kw；d

37、 計算截面處軸的直徑，mm； 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，mpa。其中p =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：由查表可知=55mpa，故，符合強(qiáng)度要求。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計算公式為： （5-4）式中t 軸所受的扭矩，nmm；g 軸的材料的剪切彈性模量，mpa,對于鋼材，g =8.1mpa；軸截面的極慣性矩，；將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 對于一般傳動軸可?。还室卜蟿偠纫?。5.2.2第二軸的強(qiáng)度與剛度校核1）軸的強(qiáng)度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （5-5） （5-6） （5-7） 式中 至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比3.8

38、5；d 計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為105mm； 節(jié)點處的壓力角，為16； 螺旋角，為30； 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為170000nmm。代入上式可得： ； ； 。 危險截面的受力圖為： 圖5-3 危險截面受力分析水平面：（160+75）=75 ，可得出=1317.4n；水平面內(nèi)所受力矩：垂直面： （5-8）可求出 =6879.9n垂直面所受力矩：。該軸所受扭矩為：。故危險截面所受的合成彎矩為： （5-9）可得m則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（mpa）： （5-10）將代入上式可得：，在低檔工作時=400mpa，因此有： ，符合要求。2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按

39、下式計算： （5-11） （5-12） 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（n）,這里等于；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（n），這里等于；e 彈性模量（mpa），（mpa），e =mpa；i 慣性矩（），d為軸的直徑（）；a、b 為齒輪坐上的作用力距支座a、b的距離（）；l 支座之間的距離（）。將數(shù)值代入式（5-11）和（5-12）得： ， 。 故軸的全撓度為，符合剛度要求。第六章 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計6.1同步器設(shè)計在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖6-1所示：圖6-1 鎖環(huán)式同步器1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)

40、） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結(jié)合套6.1.1同步器的工作原理如圖6-2，此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖6-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近

41、，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合（圖6-2d），完成同步換檔。圖6-2 鎖環(huán)同步器工作原理6.1.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強(qiáng)，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大，摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距

42、增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖6-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車；圖6-3b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為612個，槽寬34mm。圖6-3 同步器螺紋槽形式(2)錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan。一般=68。=6時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時，則有粘著和咬住的傾向；在=7時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7。(3)摩擦錐面平均半徑r r設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大。r往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及r取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將r取大些。本次設(shè)計中采用的r為5060mm。(4)錐面工作長度b （6-1）設(shè)計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。(5)同步環(huán)徑向厚