乘用車機械式變速器設計

摘要變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，為了使汽車在不同速度下行駛，變速器應設有多個檔位，包括空擋和倒檔。機械式手動變速器是傳統(tǒng)的汽車傳動系統(tǒng)，由于其結構簡單、體積小、制造成本低、便于裝配和修理，傳動效率高等優(yōu)點一直沿用至今。作為傳動機構的重要部件，對變速器的設計都遵循著統(tǒng)一的目標，那就是力求簡單和方便。變速器的性能直接體現(xiàn)出整車性能的高低，特別是燃油經(jīng)濟性的好壞。所以變速器的設計質(zhì)量的高低一直是汽車行業(yè)競爭的焦點。本設計針對乘用車兩軸式機械變速器。根據(jù)乘用車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)，結合選擇的適合于該乘用車的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。結合某些乘用車的基本參數(shù)，選擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，計算出變速器的相關參數(shù)，進行合理性的設計。關鍵詞：變速器；傳動機構；傳動比；齒輪；軸；同步器Iword格式支持編輯，如有幫助歡迎下載支持。ABSTRACTTochangetheengineusedtospreadtransmissionoftorqueandwheelspeed,inordertomakecartravelatdifferentspeeds,transmissionshouldbeanumberofstalls,includingneutralandreverse.Mechanicaltransmissionisatraditionalmanualtransmissioncar,becauseofitssimplestructure,smallsize,lowmanufacturingcost,easeofassemblyandrepair,hightransmissionefficiency,arestillinuse.Transmissionmechanismasanimpotantcomponent,thedesignoftransmissionlinewiththegoalofreunification,itissimpleandconvenient.Transmissionperformanceofthevehicledirectlyreflectsthelevelofperformance,especiallyfueleconomyisgoodorbad.Therefore,thedesignoftransmissionqualityhasbeenthefocusofcompetitionintheautomotiveindustry.Thedesignforthetwo-axismechanicaltransmissioncars.Formthebasisofpassengercars,Tread,wheelbase,minimumgroundclearance,minimumturningradius,vehicleweight,loadedweightandparameterssuchasmaximumspeed,combinedwiththesuitableselectionofthecarsengineenginemodelscanbedrawnmaximumpower,maximumtorque,displacementandotherimportantparameters.Combinationofsomebasicparametersofpassengercars,tochoosetheappropriatereductionratiooftheLord.Basedontheaboveparameterstocalculatethetransmissionoftherelevantparametersforareasonabledesign.Keywords:Transmission;Transmissionmechanism;Transmissionratio；Gear;Axis；SynchronizerIIword格式支持編輯，如有幫助歡迎下載支持。#7、8——四檔齒輪，9、10、11——倒檔齒輪。圖3.1傳動方案1、確定一檔齒輪的齒數(shù)和傳動比一檔傳動比為：zi—2—zi—2—3.441z12Acos02x70xcos22oZ—1——51.92hmn取整52，轎車Z可在12~17之間取，1i—厶—45—3.462，帶入上公式得：1z131對中心距A進行修正2.5取Z=13，則Z=45。12A=_mz^=2.5x58=78.1942cos02xcos22o3.10)(3.11)(3.12)取整得取整得A=80mm,A為標準中心距。002、確定二檔齒輪的齒數(shù)和傳動比zi=4zi=4=2.182z32Acos02x80xcos22oZ——二59.34hmn取Z—19,Z—40342.5取整Z二59,n則有i=40=2.105,帶入公式得:2193、確定三檔齒輪的齒數(shù)和傳動比0=22.8。。1zi—6—1.38zi—6—1.383z52Acos02x80xcos22oZ———5hm2.5n取整Z—59，取Z—34,Z—25n6534則有\(zhòng)--1.36，帶入公式得：03-22.804、確定四檔齒輪的齒數(shù)和傳動比zi—&—0.874z2AcosBZ——

h2AcosBZ——

hmn取整Z—59,n2x80xcos22。二—52.5取Z—27,Z—3187則有i4—27—0.87131帶入公式得：B—25o45、確定倒檔齒輪的齒數(shù)和傳動比倒檔采用直齒圓柱齒輪，且傳動比與一檔相近，取其為3.2則有：—3.2z9試?。簔—41,z—13109則有：i—Mo—3.154倒z9倒檔齒輪z的齒數(shù)一般在21~23之間，取z—23。11則二軸與倒檔軸的中心距有：A'—1m(z+z)—1x2.5(41+23)—80210112變位系數(shù)的確定齒輪的變位是齒輪設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優(yōu)點，有避免了其缺點。有幾對齒輪安裝在第一軸和第二軸上組合并構成的變速器，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，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少些的齒輪副則應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，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。嚙合角：cosa'=mt（z+z）cosa2a12計算得：a'=20.01o=20o6''查圖得：g=0.05,g=0.4,g=—0.35為12同理計算得：g=0.42，g=0.1834g=0.23，g=0.23，g=—0.23910113.6齒輪的校核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，輪齒相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，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差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。2、齒輪材料的選擇原則[9]齒輪材料的選擇原則是：（1）滿足工作條件的要求；（2）合理選擇材料匹配；（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。3、齒輪的強度計算與校核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。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、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為20CrMnTi。圖3.2在這里所選擇的齒輪材料為20CrMnTi。圖3.2齒形系數(shù)圖kb10ko將所得出的數(shù)據(jù)帶入式（3.13）得:o二767.806wo二767.806wo二254.503wo二531.24811wMpaMpaMpa時，直齒輪的彎曲應力在時，直齒輪的彎曲應力在當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩Temax400?850MPa之間。斜齒輪彎曲應力oTOC\o"1-5"\h\zwcFk2Tcospko二一1—二g°wbtyk兀zmykb\o"CurrentDocument"8n8T計算載荷；gP斜齒輪螺旋角；

k——應力集中系數(shù)；（5z——齒數(shù)；m——法向模數(shù)，取m=2.5；nny――齒形系數(shù)；當量齒數(shù)z二Vq；n/C0S3Bk――重合度影響系數(shù)，k=2.0；￡￡b齒面寬，斜齒b二18mm。將所得出的數(shù)據(jù)帶入式（3.14）得：=225.192Mpaw1=66.110Mpaw2=174.449Mpaw3=84.412Mpaw4=161.873Mpaw5=111.63Mpaw6=125.914Mpaw7143.577Mpaw8許用應力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在180?350MPa范圍內(nèi)b],因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。許用應力（2）齒輪接觸應力bj3.15)FE.11.3.15)b=0.418（+）jbppUzbF=ICosacosP；「手；Tg為計算載荷且Tg二+ITE則有b=0.418.：emaxdcosacos11)——+——>P丿zby3.16)式中：<5F—齒輪的接觸應力<5F齒面上的法向力（N），F(xiàn)=F/（cosacosP）；1F——圓周力在（N）,F二2T/d；11ga——節(jié)點處的壓力角（°）；P齒輪螺旋角（°）;E——齒輪材料的彈性模量（MPa）,查資料可取E=208xlO3MPa；B齒輪接觸的實際寬度，18（mm）；p、p主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；zb直齒輪：P=rsinap=rsinabb斜齒輪：p=（rsina）/cos20zp=rsina/cos2pbb其中，r、t分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。b將所得出的數(shù)據(jù)帶入上式得：p=937.058Mpa1p=503.653Mpa2p=679.047MPa3p=468.00lMpa4p=549.263MPa5p=470.9892MPa6p=480.437MPa7p=5l4.797MPa8p=ll35.855Mpa9p=526.907MPa10pll=853.946Mpa齒輪的需用接觸應力為一檔和倒檔1900?2000，高檔1300?1400[7]，因此，上述計算結果均符合接觸應力要求。3.7變速器殼體材料的選用變速器殼體的尺寸要盡可能小些，同時質(zhì)量也要小，并具有足夠的剛度，用來保證軸承工作時不會歪斜，變速器橫向斷面尺寸應保證能布置下齒輪，而且設計時還應只一刀殼體側面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪頂之間留有5?8mm的間隙，否則由于增加了潤滑油的液壓阻力，會導致產(chǎn)生噪音和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。為了加強變速器殼體的剛度，在殼體上應設計有加強肋。加強肋的方向與軸支承處的作用力方向有關。變速器殼壁不應該有不利于吸收齒輪振動和噪音的大方面。采用壓鑄鋁合金殼體時，可以設計一些三角形的交叉肋條，用來增加殼體剛度和降低總成噪音。為了注油和放油，在變速器殼體上設計有注油孔放油孔。注油孔位置應設計在潤滑油所在的平面處，同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應設計在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞，可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了是第一軸或第二軸后支撐的軸承間隙處流出的潤滑油再留回變速器殼體內(nèi)，常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設回油孔。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力，在變速器頂部裝有通氣塞。為了減小質(zhì)量，變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時，壁厚取3.5?4mm。采用鑄鐵殼體時，壁厚取5~6mm。增加變速器殼體壁厚，雖然能提高殼體的剛度和強度，但會使質(zhì)量加大并使消耗的材料增加，提高成本【9］。3.8本章小結本章主要對變速器的相關參數(shù)以及齒輪的主要參數(shù)進行確定，包括傳動比的確定，中心距的確定，齒輪參數(shù)的確定，各檔齒輪齒數(shù)的分配，各檔齒輪的外形尺寸，同時對變速器齒輪進行相關的校核，使之滿足在許用應力下進行工作，以及變速器外形尺寸的確定，殼體材料的選擇。為下一步的設計奠定基礎。第4章變速器軸及軸承的設計與校核減速器主動錐齒輪的設計（1）主減速器從動齒輪最大應力的計算載荷，即=kdTemaxHfo"ecn4.1)式中：T—ecT

emaxk—d計算轉(zhuǎn)矩；—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；T=138N-m;emax由于猛接離合器而產(chǎn)生的動載系數(shù)，k=1dk——液力變矩器變矩系數(shù)，i——變速器最低檔傳動比，1i——變速器最高檔傳動比fk=1；i=3.462；1i=0.871i——主減速器傳動比，i=4.111；00n——變速器傳動效率，n=0.96；n——計算驅(qū)動橋數(shù)，n=1；將數(shù)據(jù)帶入上式得：T=1642.264N-m;ec2）從動錐齒輪分度圓直徑：d二k：Tm2d2ec4.2)式中：k直徑系數(shù)，取k=13?16d2d2則有：d=153.376?188.771,取d=185mmm2m2汽車驅(qū)動橋主減速器錐齒輪齒數(shù)：傳動比在4.00?4.50時，主動齒輪齒數(shù)8?12取主動齒輪齒數(shù)為9，則從動齒輪齒數(shù)為37。齒輪端面模數(shù)m=遼2=5。主動錐齒輪各參數(shù)為：分度圓直徑：d=mz11法向壓力角：a周節(jié):t=3.1416m45mm16o15.708齒頂圓直徑：d=d+2hcos5a1a齒根圓直徑：d=d-2hcos5fa分錐角：r=arctan(z/z)ir2錐矩：A=d2sin5o1分度圓齒厚：S=3.14mz齒面寬：F=o.155d2齒工作高：h=Hmg1齒全高：h=Hm2齒頂高：h'=h-h'(h'=km=1.9)g22a齒根高：h''=h-h'II齒根角：5=arctan(hTA)11057.53mm40.70mm16.33o95.21mm15.7mm28.675mm8.25mm9.16mm6.35mm2.81mm1.43o（3）螺旋角卩的選擇格里森”制推薦用下式來近似地預選主動齒輪螺旋角的名義值：卩'=25o+5o、/^T+90o（Ed）（4.3）卩——主動齒輪的名義螺旋角的預選值；z、z——主、從動齒輪齒數(shù)；12d——從動齒輪的節(jié)圓直徑mm2E——對螺旋錐齒輪取E=0.則有卩'=30.138o對于“格里森”制圓弧齒螺旋錐齒輪，預選卩'后尚需要用刀號來加以校正，首先要求出近似刀號：近似刀號=補上2sin卩2015、5——主、從動齒輪的齒根角，以“分”表示；12則有，近似刀號=9.1128。按近似刀號選取與其接近的標準刀號（計有：『攔斗冷………20|）然后按選定的標準刀號反算螺旋角卩［10:P=arcsin20x標準刀號'5+5丿12標準刀號選為92二31.562o螺旋方向：在一般情況下主動齒輪為左旋，從動齒輪為右旋。驅(qū)動齒輪：小齒輪。旋轉(zhuǎn)方向：向齒輪背面看去，通常主動齒輪為順時針。變速器軸的設計變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。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)驗公式初步選定：第一軸：d=（0.4~0.5）A,mm（4.4）第二軸：d=1.073T~,mm（4.5）睥emax式中T——發(fā)動機的最大扭矩，N?memax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?。旱谝惠S：d/L=0.16~0.18；第二軸：d/L=0.18~0.21。1、第一軸的設計圖4.1第一軸尺寸的確定如圖4.1，第一軸為齒輪軸，第1段安裝軸承，d=20mm,L=15mm；第2段安12裝齒輪，且通過滾針軸承連接，d=25mm,L=37mm；第3段為花鍵軸，用以安裝同23步器，d=30mm,L=22mm；第4段通過滾針軸承安裝齒輪，d=30mm,L=37mm；TOC\o"1-5"\h\z3344第5段為軸間，d=38mm,L=3mm；第6段為齒輪，L=18mm；第7段為光軸，556d=30mm,L=27mm；第8段為齒輪，L=18mm；第9段為光軸，d=25,L=26；77899第10段為齒輪，L二18；第11段安裝軸承，d二25,L二19。1011112、第二軸的設計圖4.2第二軸尺寸的確定如圖4.2,第1段安裝軸承，d'=25mm,L=25mm；第2段為花鍵軸，安裝雙聯(lián)11齒輪，d'二30mm,L=100mm；第3段通過滾針軸承安裝齒輪，d'二30mm,L=44mm；2233第4段為安裝同步器的花鍵軸，d'二36mm,L二25mm；第5段用滾針軸承安裝齒輪，44d'=38mm,L=37mm；第6段安裝雙列圓錐滾子軸承，d'=40mm,L=54mm；第75566段為主動錐齒輪，在前面已經(jīng)計算過。3、倒檔軸的設計圖4.3倒檔軸尺寸的確定如上圖，第1段為固定端，d”=15mm,L=15mm；第2段通過滾針軸承安裝齒輪,11且要留有齒輪的滑動間隙，則有d”=20mm,L=60mm；第3段為固定端與箱體連接22d''=15mm,L''=15mm。33變速器軸的校核變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性均有不利影響。

1、計算各檔齒輪的受力1）斜齒圓柱齒輪的受力齒輪嚙合的圓周力F、徑向力F及軸向力F可按下式求出:t圓周力徑向力:2TTt圓周力徑向力:2TT4Ftana―t-COSPnN軸向力：F=FtanpNat——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；4.6)4.7)4.8)d——齒輪分度圓半徑；1a——齒輪壓力角；nPd——齒輪分度圓半