三軸五檔變速器設計與校核講訴

1、變速器是汽車傳動系統(tǒng)中一個比較關鍵的部位，它設計的好壞直接影響到汽 車的實際使用性能。本文主要說明了輕型客車變速器的設計計算過程， 主要分為 設計和校核兩大部分。設計部分敘述了輕型汽車手動變速器的功用， 要求，對比了變速器各種結(jié)構 方案，說明了變速器主要參數(shù)的確定方法， 齒輪的幾何計算和校核過程，軸的尺 寸確定和校核過程，軸承等標準件的選用方法和同步器的選用方法。同時分析設 計了與之相適應的操縱機構，最后給變速器殼體的設計方案圖紙。 校核部分主要 包括齒輪強度校核程序，軸的強度校核程序和軸的剛度校核程序。關鍵詞：手動變速器齒輪 軸 同步器 殼體4ABSTRACTAS a common type

2、 of commercial car , the light-duty coach makes our living more convenient.The transmission a key component in the drivel of an automotive vehicle.This paper,which mainly consists of two parts-the part design and check.The design part introduces the function of the transmission and the demand. By co

3、mparing some kinds of alignment ,the paper made an optimization.The paper also introduces how to choose the main parameters of transmission,the gears, the shafts,the synchronizers etc. The paper gives some MATLAB programs to check the gears and shafts in order to ensues that transmission is safe eno

4、ugh when it is working .The main program of the calculation and the result will be explained in details in another appendix.Keywords :Manual transmission Gear Shaft Synchronizers Housing1 緒論1.1 本次設計的目的及意義 11.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 11.3 變速器設計面臨的主要問題 22 變速器的總體設計方案設計 32.1 畢業(yè)設計任務及要求 32.2 變速器的功用及設計要求 32.3 變速器傳動機構的型式

5、選擇與結(jié)構分析 42.3.1 三軸式變速器與兩軸式變速器 42.3.2 變速器主傳動比方案的比較 62.3.3 倒檔的布置方案 82.4 變速器主要零件的結(jié)構方案分析 92.4.1 齒輪型式 92.4.2 換擋結(jié)構型式 92.4.3 軸承型式 92.5 傳動方案的最終設計 103變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計 113.1 變速器主要參數(shù)的選擇 113.1.1 檔位數(shù)和傳動比 113.1.2 中心距 133.1.3 齒輪模數(shù) 143.1.4 齒形、壓力角 a、螺旋角B和齒寬b 143.1.5 齒輪的變位系數(shù) 163.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 173.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 173.2

6、.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 173.2.3 確定其他檔位的齒數(shù) 183.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 183.3 齒輪主要參數(shù)表 194變速器齒輪的強度計算與材料選擇 204.1 齒輪的損壞原因 204.2 齒輪材料的選擇原則 204.3 齒輪設計與計算 214.4 齒輪的強度計算及材料接觸應力 214.4.1 齒輪彎曲強度計算 214.4.2 齒輪材料接觸應力 245變速器軸的設計與校核 255.1 變速器軸的結(jié)構和尺寸 255.1.1 軸的結(jié)構 265.1.2 軸的尺寸 265.2 軸的校核 275.2.1 第一軸的強度和剛度校核 275.2.2 第二軸的強度與剛度校核 28結(jié)論 33參考

7、文獻 34致謝 401.1 本次設計的目的及意義隨著經(jīng)濟和科學技術的不斷發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產(chǎn)業(yè)， 汽車的 使用已經(jīng)遍布全國。而隨著我國加入 WTO人們生活水平的不斷提高，微型客貨 兩用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨的是機遇和挑戰(zhàn)。 隨著我國汽車工業(yè)的不斷長大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出經(jīng)濟 實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊 迫問題。在面臨著前所未有的機遇同時， 不得不承認在許多技術上，我國與發(fā)達 國家還有一定的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。經(jīng)過這幾年的

8、刻苦學習，我掌握了多門基礎知識和專業(yè)知識。在大學畢業(yè)， 即將走向工作崗位之際，按學校的要求，進行了對汽車變速器的設計。畢業(yè)設計 是對每個大學生進行知識掌握與實際應用的一次大檢閱，充分體現(xiàn)了一個設計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想，通過本次設計，我將進一步鞏固所學知識，提高實 際運用能力，并為以后參加工作打下良好的基礎。1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀在汽車變速器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變速器為手動變速器（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。他們各有優(yōu)缺點：MT的節(jié)能效果好、經(jīng)濟性娛樂性強

9、，但對駕駛技術要求 高；AT的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單，舒適行好、元器件可靠性好；AMT具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一點；CVT結(jié)構簡單、 效率高、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吉合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性， 它是從傳統(tǒng)的手動 變速演變而來，目前代表變速器的最高技術。在我國，據(jù)調(diào)查2007手動變速器的市場比重為74%占有較大的市場份額。 從2002到2007年間自動變速器市場占有率從 9%曾長到26% Global Insight 公司預計到2012年自動變速器將占據(jù)33%勺份額，而乘用車市場自動擋所占的

10、 比例可能達到44%從2002-2006年間，女性用戶從20.3%曾長到30.9%,而自動 變速器使用方便特點深入女性用戶群的喜愛。另外在消費者調(diào)查中最受關注的汽 車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是變速器。在我國，自動變速器的市場是 十分樂觀的，同時手動變速器的節(jié)能性，經(jīng)濟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 lnsight的亞洲區(qū)技術分析師段誠武博士闡述了幾點自己的見解：一、在短期內(nèi)，手動變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動變速器將有更大的增 長空間。二、鑒于中國市場情況的復雜性，長期看來變速器不是單一式的發(fā)展趨勢， 沒有哪一種變速器會成為最后的贏家。

11、三、在中國市場，從技術支持、目前的市場份額以及設備提供這幾個方面來 看AMTf LPG AUTOE口汽油、CVT刖混合動力以及DC用口柴油機都具有相似性。四、從長遠來看，中國本土的企業(yè)應該更關注DCT個產(chǎn)品，因為它將具有 非常好的前景。1.3 變速器設計面臨的主要問題在汽車工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價格的日益上漲和運用在汽車各 種配件上的技術日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問題如下：1 .如何設計出更加節(jié)能環(huán)保、經(jīng)濟型的變速器，將是變速器乃至汽車發(fā)展 所要面臨的一個巨大問題。2 .自動變速器之所以發(fā)展的如此迅速是因為它操縱起來簡單方便，但同時 也減少了駕車的樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的

12、同時，又能使操縱更加方便 快捷，也是變速器設計時要考慮的一個重要問題。3 .如何設計出結(jié)構更簡單、傳動效率更高、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以及 駕車舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設計所要攻克的技術難關。2變速器的總體設計方案設計2.1 畢業(yè)設計任務及要求本次畢業(yè)設計的任務是設計一臺用于轎車上的五檔變速器， 其主要參數(shù)參考 東風風神變速器。因此本設計所選用的變速器型號為 FR式手動變速器，是基于 東風風神發(fā)動機而展開的，設計中所采用的相關參數(shù)詳見第三章。要求完成變速器的造型、設計計算并繪制相關圖紙。2.2 變速器的功用及設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

13、速器。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)動機曲軸傳出的 轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應汽車在起步、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。止匕外，變速器還用于使汽車能倒退 行駛和再起動發(fā)動機以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機與傳動系統(tǒng)保持分離；必要時還應有動力輸出功能。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設計要求。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 .設置空擋，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分開；設置倒檔

14、，使汽車可以倒退行駛3 .工作可靠，操縱方便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應有自動跳檔、 亂檔、換擋沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)。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，這可通過同步器和預選氣動換擋或自動、 半自動換擋 來實現(xiàn)。4 .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。5 .傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精 度和安裝質(zhì)量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? .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

15、可減小齒輪的噪聲。7 .貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設計要求，遵守有 關標準和法規(guī)。8 .需要時應設計動力輸出裝置。2.3 變速器傳動機構的型式選擇與結(jié)構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。 有級變速器按根據(jù)前進擋擋數(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 應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上， 而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。2.3.1 三軸式變速器與兩軸式變速器現(xiàn)代汽車多采用三軸式變速器。以下便是三軸式變速器和兩軸式變

16、速器的傳 動方案。三軸式變速器如圖2-1所示，其第一軸的嚙合齒輪與第二軸的各檔傳動比分 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，軸承、齒輪及中間軸均不承載，而第一、第 二軸也傳遞扭矩。因此，直接檔的傳動效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式 變速器的主要優(yōu)點。其它前進擋需依次經(jīng)過兩對齒輪的嚙合來傳遞扭矩。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：除直接檔外其它各檔的傳 動效率有所下降。兩軸式變速器沒有直接檔，如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，具結(jié)

17、構簡 單、緊湊且除倒檔外其它各擋的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前圖2r轎車三軸式四檔變速器 1 一第一軸2 第二軸3一第三軸輪驅(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，其他各 檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；各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

18、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，因而在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪 聲比較大，也增加了磨損，這是他的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（i =4.0-4.5 ）也受到較大的限制，但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增 g 1大主減速器比來取消。r圖2-2兩軸式變速器1.第T由2.第二軸3.第三軸由于本設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，因而采用三軸式變速器2.3.2 變速器主傳動比方案的比較圖2-3是三軸五檔變速器傳動方案。他們的共同特點是：變速器第一軸和第 二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將他們連接得到直接檔。 使用直接檔，變速 器的

19、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周直接輸 出，此時變速器的傳動效率高，可達 90%Z上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減小 因為直接檔的利用率高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他檔位 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 的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構的一檔也采用同步器或嚙合 套換擋，還有個當同步器或嚙

20、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 的情況下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)， 換擋方式和倒檔傳動方案 上有差異。圖2-3 a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換擋外，其余各檔為常嚙合 齒輪傳動。圖2-3b、c、d所示方案的各前進擋，均采用常嚙合齒輪傳動；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，減小齒輪磨損和降低工作噪音外，還可以在不需要超速擋的條件 下，形成一個只有四個前進擋的變速器。以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換擋方式可以用同步器

21、或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器，有的檔位用嚙合套換擋， 那么一定是檔位高的用同步器換擋，檔位低的用嚙合套換擋。變速器用圖2-3c所示的多支承結(jié)構方案，能提高軸的剛度。這時，如果在 軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零件裝配困難的問題。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。2.3.3 倒檔的布置方案常見的倒檔結(jié)構方案有以下幾種：圖2-4 a為常見的倒檔布置方案。在前進檔的傳動方案中，加入一個傳動， 使結(jié)構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方

22、案廣泛 用于轎車和輕型貨車的四檔全部同步器式變速器中。圖2-4b所示方案的優(yōu)點是換擋倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪， 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。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檔傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-4d所示方案針對前者的缺點作了修改，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、倒檔齒輪做成一體，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，有的貨車倒檔傳動采用圖 2-4g 所示方案。其缺點是一、倒檔須各用一根

23、變速器撥叉軸， 致使變速器上蓋中的操 縱機構復雜一些。綜合考慮，本次設計采用圖2-4f所示方案的倒檔換擋方式。2.4 變速器主要零件的結(jié)構方案分析變速器的設計方案必須滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。 在確定變速器結(jié)構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構型式、軸承型式等因素。2.4.1 齒輪型式齒輪型式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。有級變速器結(jié)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。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作噪聲低等優(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

24、的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒檔。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。2.4.2 換擋結(jié)構型式現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換擋。 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，縮短了換檔時間， 從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，止匕外，該種型式還有利于實現(xiàn) 操作自動化。具缺點是結(jié)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種各樣變速器中。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

25、以從結(jié)構上保證結(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。其結(jié)構及工作原理將在隨后章節(jié)重點講解。2.4.3 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 軸承等。在本設計中，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、第二軸的后頸軸承按直徑系列選 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。2.5 傳動方案的最終設計通過對變速器型式、傳動機構方案及主要零件結(jié)構方案的分析與選擇，并根據(jù)設計任務與要求，最終確定的傳動方案如圖 2-5所示。其傳動路線：1檔：一軸一 1 一2一中間

26、軸一 10一9一9、11間同步器一二軸一輸出2檔：一軸一 1 一2一中間軸一 8一7一5、7間同步器一二軸一輸出3檔：一軸一 1 一2一中間軸一 6一5一5、7間同步器一二軸一輸出4檔：為直接檔，即一軸一 1 一1、3同步器一二軸一輸出5檔：一軸一 1 一2一中間軸一 4一3一 1、3同步器一二軸一輸出倒檔：一軸一 1 一2一中間軸一 12一 13 11、9間同步器一二軸一輸出圖25五檔變速器結(jié)構筒圖3變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計本設計是根據(jù)東風風神H30發(fā)動機而展開的，設計中所采用的相關參數(shù)均來 源于此型發(fā)動機：最高時速：183km/h輪胎型號：205/50 R16最大扭矩：142Nm/4

27、000rpm最大功率：78kw/5750rpm主減速比：4.782圖3-1東風風神尊雅型3.1 變速器主要參數(shù)的選擇3.1.1 檔位數(shù)和傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(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。選擇最低卞3傳動比1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 面的滾動阻力及爬坡阻力。故有T e max i g1 i 0 tr-mg f cos：maxmax=mg-2max33(3-1)(3-2)則有

28、最大爬坡度要求的變速器mg- rrI檔傳動比iq maxrr ig| emax 0 t式中 m 一汽車總質(zhì)量g一重力加速度中一道路最大阻力系數(shù)maxr r 一驅(qū)動輪滾動半徑T emax 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 e maxi0 一主減速比 ”一汽車傳動系的傳動效率| e max g1 t根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件 G/PRrG求的變速器I檔傳動比為:中rG2_r_i g 1| emax | 0 t式中G 2 一汽車滿載靜止于水平路面式驅(qū)動橋給路面的載荷；中一路面的附著系數(shù)，計算時取值 中=0.50.6。由有已知條件：滿載質(zhì)量 1600kg; rr=297.2293mm ; Temax=142Nmi 0

29、 =4.782 ; n =0.95根據(jù)公式(3-2)可得：ig1=3.85超速檔的傳動比一般為0.70.8。本設計取五檔傳動比jg5=0.75。中間檔的傳動比理論上按公比為：q=| gmax(3-3)i i 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)且常用檔位問 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： q=1.51 o故有：jg2=2.55、jg3=1.69、ig4=1.12 (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、應能保證齒輪的強度。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 進行初選

30、。A=KA3max(3-4)式中 KA中心距系數(shù)，對轎車取 KA=8.99.3;T 1 max 變速器處于一檔時的輸出扭矩；T1max=Temaxig1 =519.36N m故可得出初始中心距A=72.34mm3.1.3 齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：1） 為了減小噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒數(shù)；2）為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減小齒寬；3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應該應該選用一種模數(shù)；4）從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，較少噪聲較為重要，因此模數(shù)應選的小些；對于貨車，減小質(zhì)量 比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選的大些。所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。建議用下列各式選取齒

31、輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mnmn =0.47 VTemaxmm（3一 5）其中 Temax=142Nm 可彳#出 mn =2.5一檔直齒輪的模數(shù)mm=0.333；T1max mm（3 6）通過計算m=2.75變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表3-1:表3-1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)mn車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量m_/t g1.0V 1.61.6 V2.56.0 m 14.0 g模數(shù)mn/mm2.252.752.753.003.504.504.506.0所選模數(shù)值應符合國家標準 GB/T1357-1987的規(guī)定，見表3-2。選用時，應 優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不

32、用。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 a、螺旋角B和齒寬b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角及螺旋角按表 3-2選取表3 - 2汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角四形壓力角a螺旋角B轎車高齒并修形的齒形14.50、15、16、16.5025 45一般貨車GB/T1356- 2001規(guī) 定的標準齒形20020 30重型車GB/T1356- 2001規(guī) 定的標準齒形低檔、倒檔齒輪22.525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，為加大重合度降低噪聲，取小些。

33、在本設計中變 速器齒輪壓力角 a取20。，嚙合套或同步器取30。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時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右旋，而第一軸和第二軸上的斜齒輪左旋， 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受能力，b加大，齒的承受能力增高。 但實驗表明，在齒寬增加到一定數(shù)值時，由于載荷分布不均勻，反而使齒輪的承 受能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件3下，盡量選擇較小的齒寬，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)的大小來選擇齒寬：直齒 b= (4.5-8.0) m mm斜齒 b= (6.0-8.5) nn, mm第

34、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 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) *:一表3-3 齒輪變位系數(shù)表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 難降低噪音。角度變位齒輪副的變位之和不等于零。 角度變位可獲得良好的嚙合 性能及傳動質(zhì)量指標，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則：1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強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

35、輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(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，齒輪齒根抗彎強度越低。但容易吸收沖擊振動，噪聲 要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二襠以外的其他各檔的總變位系數(shù)要 選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔數(shù)的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。 一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。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)(3-7)(3-8)已知一檔傳動比i產(chǎn)Z. Zgiz z0為了確定z9和z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 立_2Az- m其中A=72.34mm m=2.7;故有zv=53.5選擇齒輪的齒數(shù)時應注意

36、最好不是相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減小因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會， 否則會引起齒面的不均勻磨損。則取zv=53當轎車三軸式的變速器i g1 =3.53.9時，則Z10可在1517范圍內(nèi)選擇,此處取z0=16,則可得出z9 =370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（3-8）看出中心距有了變化，這是應從 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三修正為53,則根據(jù)式（3-8）反推出A=72.11mm3.2.2 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z2 = ; x z0（3-9）1 g1z

37、z9由已知數(shù)據(jù)可得： Z“58z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A=mn（z1；z2）（3- 10）2 cos -由此可得：乙+Z2 = 2AcosB(3-11)mn根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：z z2 =51連立方程可得：Z1 =19、z2 =32。則根據(jù)式(3- 7)可計算出一檔實際傳動比為：ig1=3.893.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動比Z2Z7(3- 12)ig2 二一LZ1Z8而jg2=2.55，故有:Z7 =1.514,對于斜齒輪:Z82Acos :Z-(3- 13)mn故有：Z7 Z8 51聯(lián)立方程式可得：Z7=31、Z8=20按同樣的方法可分別計算出

38、：三檔齒輪z5=26、z6 = 25四檔齒輪Z3 = 16、z4=353.2.4 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比較接近，在本設計中倒檔傳動比iargr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2123,止匕處取z3=23。由 igLz1.z3.z2（3-14）Zl3 Z12 Zl可計算出Z11=29。因本設計倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中間距A =mn（Z12 Z13）二51.07mm 2cosl-而倒檔軸與第二軸的中心距AmlZ1 Z13）=74.12mm2 cos :3.3齒輪主要

39、參數(shù)表表3-4漸開線齒輪基準齒形基本要素名稱代號標準齒短齒增大齒形角齒形角（ ）a202025齒頂圖系數(shù)fo1.00.81.0徑向間隙系數(shù)c0.250.30m0.2m齒根圓半徑r0.380.46m0.35m表3 - 5齒輪主要參數(shù)參 主數(shù) 要齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角變位系數(shù)分度圓直徑（mrm齒根圓直徑（mrm齒頂圓直徑（mrm1檔Z10162.7300.84441.50046.0乙37-0.810097.500102.02檔乙202.4530-0.45649.87560.9Z7310.48881.87592.93乙252.453007063.87574.9檔Z2607467.87578.95檔Z

40、4352.4530-0.29992.875103.9Z3160.24538.87549.9常嚙Z2322.4530-0.29083.87594.9乙190.25447.87558.9倒檔Z12132.4530-0.83633.20038.0Z13230.1326663.50068.0乙1290.88279.50084.04變速器齒輪的強度計算與材料選擇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端部破壞。4.2 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

41、足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬， 齒芯軟。(2)合理選擇材料配對如對硬度0 350HBs的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度 應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 3050HBs左右。為提高抗膠合性能，大、 小輪應采用不同鋼號材料11。(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的方法來制造毛坯，毛坯的材料可以選用鑄鋼或 鑄鐵；中等或中等以下尺寸，并且要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯， 其材料可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作為毛坯。軟齒面齒輪常用 中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)過正火或調(diào)質(zhì)處理以后，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

42、齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）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。常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動，所以磨損較大，應選 用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMNTi材料滲碳后淬火，硬度為5862HRC。 大齒輪用40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為4855HRC;傳動比大，齒輪所受沖擊 載荷作用也大，所以抗彎強度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi滲碳后淬火， 硬度為5662HRC,大齒輪40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為4655HRC;其

43、余 各檔小齒輪均采用40Cr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為4855HRC,大齒輪用45鋼 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為4050HRC。4.3 齒輪設計與計算變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部 破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對齒輪進行強度校核。4.4 齒輪的強度計算及材料接觸應力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。止匕外，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。如汽車變速器齒輪所用低碳合金鋼制造，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

44、齒輪強度4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(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。4.4.1 齒輪彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力仃w(4 1)FtKKfbty式中仃w一彎曲應力（MPa；Ft10一檔齒輪10的圓周力（N）, f t10 = 2T ；其中Tg為計算載荷（Nmm, d為節(jié)圓半徑。K。一應力集中系數(shù)，可近似取1.65;kf摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1,從動齒輪取0.9;b一齒寬（mmi,取20t一端面齒距（mrm;y一齒形系數(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:Tg =Temax(4 - 2)Z10Zi可

45、求得 Tg =553053Nm故由Ft10=2r可以求得出Ft10；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得二 wio=651.3Mpa二 w9 = 533.01MPa當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩Tmax時，一檔直齒輪的彎e max曲應力 在400850M必問。（2） 斜齒輪彎曲應力(4-3)FtKbty K式中k，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， 卜仃=1.50,選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù) 辦=，3 0在圖（41）中查的二檔齒輪圓周力：F t8二 Ft7 二d8(4一4)根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：Ft7 = Ft8 =齒輪8的當量齒數(shù)Zn=:/3P

46、 =47.7,可查表（4-1）得：y8 = 0.153.故可求得：仃w8=212.28MPa同理可得：:一 7=231.99MPa -w7依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其它檔位齒輪的彎曲應力，其計算結(jié)果如三檔：- 4 =276.2MPa-w5；- R =266.4MPa-w6四檔：C-211.5MPaw1w2= 197.4MPa五檔：二 W3 =218.8MPa二 W4 =216.9MPa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)果均符合彎曲強度要求04.4.2齒輪材料接觸應力齒輪材料接觸應力6 FE 1

47、1；: i =0.418 ()j b -b(4-5)式中仃j一齒輪的接觸應力（MPa；F一齒面上的法向力（N）,F1一圓周力（N）;a 一節(jié)點處的壓力角（ ）P 一齒輪螺旋角（ ）;E 一齒輪材料的彈性模數(shù)（B 一齒輪接觸的實際寬度，MPA,查資料可取 E=190X 103MPa20mmpz、pb一主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm；直齒輪：P z = r zsin（4-6）=rbsin :(4 7)斜齒輪:2 一： cos(4-8)(4 9):rbsin:b2:cos其中，rz口分別為主從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm。將作用在變速器第一軸上的載荷T作為計算載荷時，變速器齒輪的許用emax7接觸應力

48、P見下表: j表4 - 1變速器齒輪的許用接觸應力齒輪p (MPa j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擋齒輪的接觸應力分別如下：一檔：二- j1 =1998.6MPa二檔：二- j2 =1325.17MPa三檔：=1233.1MPaj3四檔：二- j4 =1208.5MPa五檔：-.=1015.78MPa j5倒檔：；.=1904.32MPa jr對照上表4-1可知，所設計變速器的齒輪的接觸應力基本符合要求。5變速器軸的設計與校核5.1 變速器軸的結(jié)構和尺寸5.1.1 軸的結(jié)構第一軸通常和齒輪做成一體

49、，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸頸根 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：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，以便磨損后更換。具結(jié)構如下圖所示：圖5-2變速器由間軸5.1.2 軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝7要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的

50、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)驗第二軸和中間軸：d= (0.4 0.5) A, mm(5-1)第一軸：d =(4-4.6)仃 emax , mm(5-2)式中Te max發(fā)動機的最大扭矩，Nm e max為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調(diào)關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選取：第一軸和中間軸：d/L=0.16 0.18 ;第二軸：d/L=0.18 0.215.2 軸的校核由變速器結(jié)構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足 夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。 對于本設計的變速器來說，在設計的過程 中，軸的強度和剛度8都留

51、有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可； 因為車輛在行 進的過程中，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) 構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。5.2.1 第一軸的強度和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，可以認為其只受 扭矩。此種情況下，軸的扭矩強度條件公式為(5-3)P 9550000 三工 Wt02 d式中”一扭轉(zhuǎn)切應力，MPaT 一軸所受的扭矩，N-mmWT 一軸的抗扭截面系數(shù),3 mmP 一軸傳遞的功率，km；d 一計算截面處軸的直徑，mmtt許用扭轉(zhuǎn)切應力，MPa其中 P=78kw n=5750r

52、/min , d=24mm 代入上式可得:789550000 - 5750=46.9MPaWt0.2 24由查表可知h T =55MPa,故t T M T,符合強度要求軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角中來表示。其計算公式為:4 T 川310環(huán)(5-4)式中T一軸所受白扭矩，N mmG 一軸的材料的剪切彈性模數(shù),MPa 對于鋼材，G=8.1X104MPaI P 一軸截面的極慣性矩，mrmp = R4/32;將已知數(shù)據(jù)代入上式可得:4142 1000,：-5.73 104 -0.94 3.14 248.1241032對于一般傳動軸可取甲=0.5 1 /m；故也符合剛度要求。5.2.2第二軸的強度與剛度

53、校核(1)軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力Ft、徑向力Fr及軸向力Fa可按下式求出:Ft2T emax id(5-5)2Temax，i Kan：F r dcos：(56)Fa(5-7)式中i 一計算齒輪的傳動比，此處為一檔傳動比3.85 ;d 一計算齒輪的節(jié)圓半徑，mm為100mma一節(jié)點處的壓力角，為16 ;P一螺旋角，為30。；Temax一發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為1420002 mm代入上式可得：Ft=10934N;Fr=3620.4N;Fa=6312.7N;危險截面的受力圖為：圖5-3危險截面受力分析水平面：R(160 + 75)=Fr X 75,可彳4出 Fi=1155.4N;水平面內(nèi)所受力矩： M C=160 - Fi - 10-3=184.87N -