變速器標準說明書詳解

1、黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計機械變速器傳動機構(gòu)設(shè)計說明書姓名：高慶偉班級：車輛07-10學(xué)號：20073213I黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計第1章緒論11.1 概述11.1.1 汽車變速器的設(shè)計要求 11.1.2 國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 21.2 設(shè)計的內(nèi)容及方法 2第2章變速器傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)32.1 變速器傳動機構(gòu)布置方案32.1.1 變速器傳動方案分析與選擇 32.1.2 倒檔布置方案32.1.3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析42.2 變速器操縱機構(gòu)布置方案62.2.1 概述62.2.2 典型的操縱機構(gòu)及其鎖定裝置 72.3 本章小結(jié)9第3章 變速器的設(shè)計與計算 103.1 變速器主要參數(shù)的

2、選擇 103.1.1 檔數(shù)103.1.2 傳動比范圍103.1.3 變速器各檔傳動比的確定 103.1.4 中心距的選擇133.1.5 變速器的外形尺寸 133.1.6 齒輪參數(shù)的選擇 133.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 153.1.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 183.2 變速器齒輪強度校核193.2.1 齒輪材料的選擇原則 193.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核203.2.3 輪齒接觸應(yīng)力校核233.2.4 倒檔齒輪的校核273.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計303.3.1 初選軸的直徑 303.4 軸的強度驗算323.4.1 軸的剛度計算313.4.2 軸的強度計算393

3、.5 軸承選擇與壽命計算443.5.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 453.5.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 483.6 本章小結(jié) 49第4章變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計504.1 同步器設(shè)計504.1.1 同步器的功用及分類 504.1.2 慣性式同步器504.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 514.1.4 主要參數(shù)的確定 524.2 變速器殼體544.3 本章小結(jié) 54結(jié)論55參考文獻56致謝57黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計第1章緒論1.1 概述隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而 變速器設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。 它是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上

4、的轉(zhuǎn)矩 和轉(zhuǎn)速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機 在最有利的工況范圍內(nèi)工作。因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標，對轎車而言，其設(shè)計意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也 是評價汽車的一個重要指標，而變速器的設(shè)計不合理，將會使汽車的舒適性下降，使 汽車的運行噪聲增大，影響汽車的整體性。1.1.1 汽車變速器的設(shè)計要求汽車傳動系是汽車的核心組成部分。其任務(wù)是調(diào)節(jié)、變換發(fā)動機的性能，將動力 有效而經(jīng)濟地傳至驅(qū)動車輪，以滿足汽車的使用要求 1。變速器是完成傳動系任務(wù)的 重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力

5、性、 燃料經(jīng)濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨 著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設(shè)計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。 在汽車變速器的設(shè)計工作開始之前， 首先要根據(jù)變速 器運用的實際場合來對一些主要參數(shù)做出選擇。主要參數(shù)包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數(shù)、各檔齒輪的齒數(shù)等。變速器的基本設(shè)計要求2:保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性；設(shè)置空檔，用來 切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸；設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛；換檔迅速、省力、 方便；工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔，以及換檔沖擊等現(xiàn)象 出現(xiàn)；工作效率高，噪聲小

6、；結(jié)構(gòu)簡單、方案合理；在滿載及沖擊載荷條件下，使用 壽命長；除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等 要求。變速器傳動機構(gòu)有兩種分類方法。根據(jù)前進檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器， 中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。1.1.2 國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展現(xiàn)狀目前，國內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展十分迅速，普遍研究和采用電

7、控自動變速器，這 種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車安全性30但是駕駛員失去了駕駛樂趣，不能更好的體驗駕駛所帶來的樂趣。機械式手動變速器具有結(jié) 構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不 同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。在檔位的設(shè)置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數(shù) 等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同 時，6檔變速器的裝車率也在日益上升4。1.2 設(shè)計的內(nèi)容及方法本次設(shè)計的變速器是在原有 7220變速器的基礎(chǔ)上，在給定發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn) 速及最高車速、最大爬坡度等條件下，主要完成傳動機構(gòu)的設(shè)計，并繪制出

8、變速器裝 配圖及主要零件的零件圖。1、對變速器傳動機構(gòu)的分析與選擇。通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所設(shè)計車輛的特點，確定傳動機構(gòu)的布置形式。2、變速器主要參數(shù)的選擇變速器主要參數(shù)的選擇：檔數(shù)、傳動比、中心距、齒輪參數(shù)等。3、變速器齒輪強度的校核變速器齒輪強度的校核主要對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度 進行校核。4、軸的基本尺寸的確定及強度計算。對于軸的強度計算則是對軸的剛度和強度分別進行校核。5、軸承的選擇與壽命計算。對變速器軸的支撐部分選用圓錐磁子軸承，壽命計算是按汽車的大修里程來衡 量，轎車的為30萬公里。本次設(shè)計主要是查閱近幾年來有關(guān)國內(nèi)外變速器設(shè)計的文獻資料

9、，結(jié)合所學(xué)專業(yè)知識，在老師的正確指導(dǎo)下進行設(shè)計。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行設(shè) 計，計算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對其進行校核計算；同時對同步器、換檔操縱機 構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進行分析設(shè)計；另外，對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進行改進、完善。第2章變速器傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)2.1 變速器傳動機構(gòu)布置方案機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點，故在 不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。2.1.1 變速器傳動方案分析與選擇機械式變速器傳動機構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器相 比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)

10、簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。止匕外，各中間檔 因只經(jīng)一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接 檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速 比不能設(shè)計的很大。具特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機 縱置時直接輸出動力。而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的汽 車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一 軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和 軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。對不同類型的汽車，具有不同

11、的傳動系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、 對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同5。而傳動系的檔位數(shù)與汽車的動力性、 燃油經(jīng)濟性有著密切的聯(lián)系。就動力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率 附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟性而言，檔位數(shù)多， 增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產(chǎn)率， 降低運輸成木。不過，增加檔數(shù)會使變速器機構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成 本提高、操縱復(fù)雜。綜上所述，由于此次設(shè)計的CA7220變速器是中檔轎車變速器，驅(qū)動形式屬于發(fā)動 機前置前輪驅(qū)動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲

12、 小，設(shè)計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇 5檔變速器，并且五檔為超 速檔。2.1.2 倒檔布置方案常見的倒檔布置方案如圖2.1所示。圖2.1b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合， 使換檔困難；圖2.1c方案 能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理；圖 2.1d方案對2.1c的缺點做了 修改；圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖 2.1f所示方 案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖2.1f所示方案。圖2.1倒檔布置方案2.1.3 零部

13、件結(jié)構(gòu)方案分析1、齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一 檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作 噪聲低等優(yōu)點，所以本設(shè)計全部選用斜齒輪。變速器齒輪可以與軸設(shè)計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支 承等方式之一與軸連接。齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 b (圖2.2)影響齒輪強 度6。要求尺寸b應(yīng)該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。 為了使齒輪裝在軸上以后， 保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸C ,在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大 些，至少滿足尺寸要求：C =(1.2 1.4)d2(2.1

14、)式中：d2 花鍵內(nèi)徑。為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度占應(yīng)在滿足強度條件下設(shè)計得薄些。圖2.2中的尺寸D1可取為花鍵內(nèi)徑的1.251.40倍圖2.2變速器齒輪尺寸控制圖齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。 變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在 Ra0.80-Ra0.40 pm范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精 度不低于7級。2、變速器軸變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)。當(dāng)變速器中心距小，在殼體 的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動。用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應(yīng)選用矩形花鍵連接，以保證良好的 定心和滑動靈活，而且定心外徑

15、及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開線花鍵要容易7。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙 合齒輪副的齒輪與軸之間，常設(shè)置有滾針軸承、滑動軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在 軸上。此時，軸的表面粗糙度不應(yīng)低與 Ra0.8 pm,硬度不低于5863HRC。因漸開 線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛 度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩

16、形或 漸開線花鍵，所以設(shè)計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應(yīng)當(dāng)可以順利拆裝軸上各零件。止匕外，還要注意工藝上的有關(guān)問題。3、變速器軸承的選擇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、滑動軸套滾針軸承、滑動軸承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 的地方網(wǎng)。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、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、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的 缺點。由于本設(shè)計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計中變速器輸入 軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。2.2 變速器操縱機構(gòu)布置方案2

17、.2.1 概述根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構(gòu)完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空 檔。變速器操縱機構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求9:換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應(yīng) 使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。變速器操縱機構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi)，也有少數(shù)是分開的。變速器操縱機構(gòu)操 縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。用于機械式變速器的操縱機構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互 鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔 工作，稱為手動換檔變速器。1、直接操縱式手動換檔變速器當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿

18、直接安裝在變速器上，并依靠駕 駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。 這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來 ，單軌式操縱機構(gòu)應(yīng)用較多， 其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構(gòu)簡化，但它要求 各檔換檔行程相等。2、遠距離操縱手動換檔變速器平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制， 變速器距駕 駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件， 換檔手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn) 換機構(gòu)才能完成換檔功能。這種手動換檔變速器，稱為遠距離操縱手動換檔變速器。3、電動自動換檔變速器20世紀80年代以后，在固定軸式機械變速器基礎(chǔ)上

19、，通過應(yīng)用計算機和電子控 制技術(shù)，使之實現(xiàn)自動換檔，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏 板，汽車在行駛過程中就能自動完成換檔，這種變速器成為電動自動換檔變速器由于所設(shè)計的變速器為兩軸變速器，采用發(fā)動機前置前輪驅(qū)動，變速器離駕駛員 座椅較近，所以采用直接操縱式手動換檔變速器。2.2.2 典型的操縱機構(gòu)及其鎖定裝置圖2.3為典型的操縱機構(gòu)圖定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般 采用彈簧和鋼球式機構(gòu)。1、換檔機構(gòu)變速器換檔機構(gòu)有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早 損壞，并伴隨

20、著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套 不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位 及重型貨車變速器上應(yīng)用。使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)， 從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖 然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用 同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設(shè)計全部檔位均選用同步器換檔。2、防脫檔設(shè)計互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，

21、其它變速叉軸互被鎖住，該機構(gòu)的作用是 防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機構(gòu)有：(1)互鎖銷式圖2.4是汽車上用得最廣泛的一種機構(gòu)，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。圖2.4, a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2.4, b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。cd65圖2.4互鎖銷式互鎖機構(gòu)(2)擺動鎖塊式圖2.5為擺動鎖塊式互鎖機構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并 可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時，鎖塊的一個或兩個突起 部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。(3)轉(zhuǎn)動鉗口式圖2.6

22、為與上述鎖塊機構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動。選檔時操縱桿轉(zhuǎn)動鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用11。圖2.5擺動鎖塊式互鎖機構(gòu)圖2.6轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構(gòu)操縱機構(gòu)還應(yīng)設(shè)有保證不能誤掛倒檔的機構(gòu)。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機 構(gòu)，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產(chǎn)生明顯的手感。鎖止機構(gòu)還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構(gòu)。自鎖機構(gòu)的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止自 動脫檔和掛檔。自鎖機構(gòu)有球形鎖定機構(gòu)與桿形鎖定機構(gòu)兩種類型。倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔

23、，起到提醒 注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。本次設(shè)計屬于前置前輪驅(qū)動的轎車，操縱機構(gòu)采用直接操縱方式，鎖定機構(gòu)全部采用，即設(shè)置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實現(xiàn) 互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。2.3 本章小結(jié)本章主要介紹了變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)的類型， 且簡要分析了各類型機構(gòu)的 優(yōu)缺點，并針對所設(shè)計的變速器的類型、特點、及功用，對變速器的傳動方式、操縱 機構(gòu)的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的選擇，為后期的設(shè)計工作打下基 礎(chǔ)。第3章變速器的設(shè)計與計算3.1 變速器主要參數(shù)的選擇本次畢業(yè)設(shè)計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進

24、行設(shè)計，CA7220整車主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所?。罕?.1 CA7220整車主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動機最大功率75kw車輪型號185/60R14S發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩170N - m最大功率時轉(zhuǎn)速5200 r/min最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速3200r/min最局車速169km/h總則11710kg前軸載荷1300kg3.1.1 檔數(shù)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。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5個檔。商用車變速器采用45 個檔或多檔。載質(zhì)量在2.03.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在 4.08.0t的貨車 采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越

25、野汽車上。檔數(shù)選擇的要求：1、相鄰檔位之間的傳動比比值在 1.8以下。2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。因此，本次設(shè)計的轎車變速器為5檔變速器。3.1.2 傳動比范圍變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0;有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為 0.70.8。影響最低檔傳動 比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行 駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.04.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在 5.03.1.3 ，其

26、它商用車則更大。本設(shè)計最高檔傳動比為0.75。3.1.4 變速器各檔傳動比的確定1、主減速器傳動比的確定發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為12:式中:Ua汽車行駛速度發(fā)動機轉(zhuǎn)速（車輪滾動半徑igi0rn Ua =0.377 二 igi0(km/h)；r/min)；(m)；變速器傳動比;主減速器傳動比。(3.1)已知：最高車速Uamax = Vamax =169 km/h；最高檔為超速檔，傳動比i g =0.75；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14S得至ij r=29（mm）;發(fā)動機轉(zhuǎn)速n=np=2500（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式:2nr5200

27、 29 10i0 =0.377= 0.377=4.49igUa0.75 169g a2、最抵檔傳動比計算按最大爬坡度設(shè)計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角 、ax坡道時，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣 阻力忽略不計）13。用公式表示如下:T 一 Ji ,em a'XD1 g t二 Gf co s m a x Gsi nmaxr式中:車輛總重量（N）;坡道面滾動阻力系數(shù)（對瀝青路面仙=0.010.02）Temax 一發(fā)動機最大扭矩（N m）；10 主減速器傳動比；ig變速器傳動比；nt 為傳動效率（0.850.9）;車輪滾動半徑;-max

28、最大爬坡度（一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約16.7 ：）由公式（3.2）得:(G 二 COSmax Gsi nmaXri g1 -；Tem aiX) t(3.3)已知：m=1710kg； f =0.015; amax =16.7 二；r=0.29m； Temax =170 Nm； i0=4.49;g=9.8m/s2;，=0.88,把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式:i g1(1710 9.8 0.015 cos16.71710 9.8 sin16.7) 0.29> =2.18170 4.49 0.88滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。 式表小如下：式中:T

29、e maxi 0i g1 t三 Fn -： rFn rig1 - -ng1 t iem a'X) tFn驅(qū)動輪的地面法向反力， Fn = mg ;驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面中可取0.50.6之間。已知：mi = 1300kg；中取0.6,把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得:,1300 9.8 0.6 0.29 o oig1 = 3.3g 170 4.49 0.88所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是：2.18 <igi <3.3初選一檔傳動比為3.05。3、變速器各檔速比的配置按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，即:i1 i2 i3 i 4, i1一 =一=q q=4 一 i2

30、i3 i4 i553.05八=4 1.420 :0.75第2.147i3i2 2.147-1.512q 1.420i4i31.512=1.065q 1.42014.3.1.4 中心距的選擇初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算式中：A變速器中心距(mm);Ka 中心距系數(shù)，乘用車 Ka=8.99.3;Temax 一發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為170 (Nm)；11 變速器一檔傳動比為3.05;12 一變速器傳動效率，取96%。 gA= (8.99.3)- 3/170M 3.05父 0.96= (8.9-9.3)父 7.925=70.5373.70mm轎車變速器的中心距在6080mm范圍內(nèi)變化。初取A=72mm。

31、3.1.5 變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據(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。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：L =(3.0 3.4)A = (3.0 3.4) 80 = 240 272mm初選長度為270mm。3.1.6 齒輪參數(shù)的選擇1、模數(shù)選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加 齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng) 該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應(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)

32、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)選得大些表3.2汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)重ma /ta1.0<V<1.61.6<V<2.56.0< ma <14ma >14模數(shù)mn /mm2.252.752.753.003.504.504.506.00轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表3.2選取各檔模數(shù)為mn = 2.75 ,由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。2、壓力角：壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒 的抗彎強度和表面接觸強度

33、。對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用 14.5°、15°、16°、16.5等小些的壓力角。對 貨車，為提高齒輪強度，應(yīng)選用 22.5或25。等大些的壓力角15。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。本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角 20 03、螺旋角一：齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角 時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應(yīng)提高，但

34、當(dāng)螺旋角大于30。時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)， 并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼， 應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋 角。本設(shè)計初選螺旋角全部為22 04、齒寬b齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受 力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方 面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的 工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜

35、，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(n )的大小來選定齒寬：斜齒b=kcmn, kc取為 6.08.5,取 6.0b = kcmn =6 2.75 =16.5mm5、齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒 頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的 彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上 受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為

36、1.00。為了增加 齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00 的細高齒。本設(shè)計取為1.00。3.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方 案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)， 以使齒面磨損均勻16o根據(jù)圖3.1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。1、一檔齒數(shù)及傳動比的確定一檔傳動比為：i1 = = 3.05 乙2Acos :zh 二mn:=22mn =2.752 72cos22 二 48.62.75取整得49。轎車乙可在1217之間選取，取13,則z2 =40

37、。則一檔傳動比為:.一五一組11 一Z113=3.07711T T7TT628 101- 一檔主動齒輪 2一檔從動齒輪3-二檔主動齒輪4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪6-三檔從TT3孕動齒輪7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11-倒檔主動齒輪12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪圖3.1五檔變速器傳動方案簡圖2、對中心距A進行修正A _ mnZh2 cos :2.75 53A = = 78.6142 cos22取整得A0 =80mm, A0為標準中心矩。3、二檔齒數(shù)及傳動比的確定._ Z4i2Z3Aomn（Z3 ， Z4）2cos已知：Ao=80m

38、m, i2 =2.147,mn =2.75, p =22二；將數(shù)據(jù)代入（3.6）、（3.7）兩式，齒數(shù)取整得：Z3 =17, Z4 =36,所以二檔傳動比為:Z4i2Z336=2.1184、計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比Z6i3 -Z5mn（Z5 Z6）Ao =2 cos :已知：Ao=80mm, ia=1.512, mn =2.75, P=22二；將數(shù)據(jù)代入（3.8）、（3.9）兩式，齒數(shù)取整得：Z5 =21, Z6 =32,所以三檔傳動比為:; Z6 i3 - Z532=1.524215、計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比（3.11）八mn（Z7 Z8）A0 二-；：2 cos -已知：A0=80mm,

39、i4 =1.065, mn =2.75,P =22 二；將數(shù)據(jù)代入（3.10）、（3.11）兩式，齒數(shù)取整得：Z7=26, % =27,所以四檔傳動比為:i4»1.0386、計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比40i5 =Z9mn（Z9 A。）A0 = 2c常已知：Ao=80mm, is =0.75, m° =2.75, P =22：;將數(shù)據(jù)代入（3.12）、（3.13）兩式，齒數(shù)取整得：z9=30, z10=23,所以五檔傳動比為:i5 =顯=23 =0.767Z9307、計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為 “=25,輸入軸齒輪齒數(shù)乙尸13,為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動

40、干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有 0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式:(乙1 z132m2cos 112mn0.5 = A0(3.14)已知：P11 =21 1 mn =2.75 , Ao =80 ,把數(shù)據(jù)代入（3.14）式，齒數(shù)取整，解得：z13 =37,則倒檔傳動比為:Z13Z1137 . 2.8413輸入軸與倒檔軸之間的距離:A'=mn(Z11 一刃了.75 (13 蜀=55.97mm2cos 112cos21mln(Z134)2cos 11輸出軸與倒檔軸之間的距離:2.75 (37 2嘰 91.32 mm2cos213.1.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整采用

41、變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙 合噪聲17。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。為了減小軸向力，抵檔選用較小的螺旋角，一檔選 21:二*3選22°為了增加重合度，減小噪聲，三檔、四檔、五檔選用較大的螺旋角，都選為 24 =01、一檔齒輪的變位ZHmln2cos 1A0 =80(40 13) 2.75077 8.0 72 cos21(Ao - A) cos'-(80-78.07) cos21yt

42、= = = 0.6552mn2.752 cc c 2yz -yt 一 = 0.6552 一 = 0.02510Zh53查機械傳動設(shè)計手冊齒輪變位系數(shù)表得到：Xz =0.02726x= xz 包=0.02726 =0.73 -222、其它各檔齒輪的變位采用與一檔齒輪變位的方法和公式，得到其余各檔的變位系數(shù)如下：二檔變位系數(shù)：x；=0.46;三、四、五檔的變位系數(shù)：xT=0.08o3.2變速器齒輪強度校核3.2.1 齒輪材料的選擇原則(1)滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒 輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和 耐磨性，而且齒面

43、硬，齒芯軟。(2)合理選擇材料配對。如對硬度 0 350HBs勺軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近， 小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBs左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。20CrMnTi滲碳后表面淬火處(3)考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼 或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺 寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼， 經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪(硬度 >350HBS)常采用低 碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼(或中碳

44、合金鋼)切齒后表面淬火，以獲得 齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但 若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪18c 由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度 要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用理，硬度為5862HRC。3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核齒輪彎曲強度校核（斜齒輪）式中:Fi圓周力（N）, Fi =2TgFiKcbtyK(3.15)Tg計算載荷（N mm）;節(jié)圓直徑（mm）, dmnZ,mn為法向模數(shù)（mm）；K仃應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50;齒面寬（mm）；法向齒距，

45、t=nmn；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)Zn3 cos正在齒形系數(shù)圖3.2中查得;圖3.2齒形系數(shù)圖將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3.15）,整理得到2Tg cos ' K ；3zmn yKcK(3.16)（1） 一檔齒輪校核主動齒輪：已知：T。=170 103g= 2/； K 仃=1.5; mn = 2.75 mm； Kc=6.0;0 =0.73; K =2.0; Zn =z3 cos133 l16.25,查齒形系數(shù)圖 3.2 得：y=0.191, cos 21把以上數(shù)據(jù)代入（3.16）式，得:、-w12Tg cos '' K _ g二4mn3yKcK32 170 103 co

46、s21 1.53244.7 MPa3.14 13 2.753 0.191 2 6從動齒輪:已知：Tg4033= 170 x M103 = 523M103N mm； P = 21 ; K13仃=1.5 ; mn = 2.75 mm；Kc =6.0; J =0.73; K2.0； Znzcos3 :40 一 = 49.16,查齒形系數(shù)圖3.2得: cos3 21y=0.182,把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：2Tgeos k=2 523 103 cos21 1.5、-w2 =3 =3 = 256.8MPa二z2mn3yKcK . 3.14 40 2.753 0.182 2 6（2）二檔齒輪校核主

47、動齒輪:已知：Tq =170x103 N mm； P=22：; K.,=1.5; mn=2.75mm； Kc = 6.0 ;gncz0=0.46; K2.0; zn =3-cos -17一 J = 21.33,查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.168, cos 22把以上數(shù)據(jù)代入（3.16）式，得:-w32Tg cos K 二Z3mn3yKcK32 170 103 cos22 1.5211.3 MPa3.14 17 2.753 0.168 2 6從動齒輪:已知：Tg3633 一=170 父一乂103 =360M103N mm； P =22 ; K» = 1.5; mn=2.75mm； 1

48、7Kc =6.0; 0=0.46; K =2.0;4=一 cos :36 一 = 45.17,查齒形系數(shù)圖 3.2 cos322得：y=0.175,把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式,得:"""w42Tg cos K ；_3zmn yKcK2 360 103 cos22 1.5 3二 202.8MPa3.14 36 2.753 0.175 2 6(3)三檔齒輪校核 主動齒輪：已知：Tq =170x103N| mm； gP =24 二；K0= 1.5; mn = 2.75mm； Kc =6.0;。=0.07 ;z kl2.0； Zn =cos3P213 , cos 24工

49、=27.54,查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.148,把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得:、-w52Tg cos 工一- 2 170 103 3cos24 " =191.3MPa 二z5mn3yKcK . 3.14 21 2.753 0.148 2 6從動齒輪：3233 .已知：Tq =170 父一父10 =259父10 N mm； P =24 ; K" = 1.5; mn =2.75mm；g21Kc =6.0; ，=0.07; K =2.0; 4= 'cos -32二=41.97 ,查齒形系數(shù)圖3.2cos 24得：y=0.154,把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式,得:2

50、Tg cos K 二3一4min yKcK32 259 103 cos24 1.5二183.8 MPa3.14 32 2.753 0.154 2 6(4)四檔齒輪的校核 主動齒輪：已知：Tg =170M103Nmm；P =24 二；仁= 1.5; mn = 2.75mm； Kc =6.0;，=0.07 ;Kr= 2.0 ； Zn =zcos3 :26cos3 24“34.10,查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.149,把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式,二 w7= 153.5MPa2Tg cos Kc 2 1 70 1 03 cos24 1.5- z7mn3yKcK .3.14 26 2.753 0.1

51、49 2 6從動齒輪:27已知：Tg=i70x 乂10 =176.5x10 N mm； P =24 ; K = 1.5 ; mn=2.75mm；g26zKc =6.0; q =0.07； K =2.0; Zn = - 'cos :273 一 = 35.41 ,查齒形系數(shù)圖3.2得:cos 24y=0.151,把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式,得:2Tg cos K ；_ "-'w8 =3zmn yKcK32 176.5 103 cos24 1.523151.4N mm3.14 27 2.753 0.151 2 6(5)五檔齒輪的校核 主動齒輪：已知：Tg =170x103

52、 N mm； P = 24 Kq. = 1.5 ; mn = 2.75mm； Kc =6.0;，=0.07 ;Kw = 2.0; Zn =Z3cos303 -, cos 24 = 39.34,查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.154,把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得:2Tg cos K _ 一 g、-w93zmn yKcK .32 1 70 1 03 cos24 1.533.14 30 2.753 0.154 2 6=128.7MPa從動齒輪:2333 一已知：Tg=170乂E乂10 =130.310 N mm； P =24 ; Kq = 1.5; mn=2.75mm；Kc =6.0;，=0.07

53、 ; K 8=2.0 ; zn = yTT =3e =30.17 ,查齒形系數(shù)圖 3.2cos : cos 24得：y=0.144,把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得:w102Tg cos K二3Z10mn yKcK ；3- J ， 一2 130.3 103 cos24 1.53.14 23 2.753 0.144 2 6= 137.7 MPa對于轎車當(dāng)計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應(yīng)力不超過180350MPa,以上各檔均合適。3.2.3 輪齒接觸應(yīng)力校核式中:輪齒接觸應(yīng)力(MPa);F齒面上的法向力（N）, F=1o «s P一2TgFi 圓周力（N）, Fi =; dTg計算載荷（Nmm）; d為節(jié)圓直徑（mm）;a 節(jié)點處壓力角，P為齒輪螺旋角；E 齒輪材料的彈性模量2.1 m