車輛工程畢業(yè)設計（論文）基于ProE與ANSYS的長城賽影轎車變速器設計【三維】

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1、 第1章 緒論 1.1汽車變速器的概述 汽車變速器，是一套用于來協(xié)調(diào)發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛速度的變速裝置，用于發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能。變速器可以在汽車行駛過程中，在發(fā)動機和車輪之間產(chǎn)生不同的變速比，通過換擋可以使發(fā)動機工作在其最佳的動力性能狀態(tài)下。變速器的發(fā)展趨勢是越來越復雜，自動化程度也越來越高，自動變速器將是未來的主流。 全套圖紙，加153893706 發(fā)動機的輸出轉速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉速區(qū)出現(xiàn)。為了發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能，就必須有一套變速裝置，來協(xié)調(diào)發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛速度。 汽車變速器具有這樣幾個功用：①改變傳動比，擴大驅動輪

2、轉矩和轉速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利(功率較高而油耗較低)的工況下工作；②在發(fā)動機旋轉方向不變情況下，使汽車能倒退行駛；③利用空擋，中斷動力傳遞，以發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。 變速器是由變速傳動機構和操縱機構組成，需要時，還可以加裝動力輸出器。在分類上有兩種方式：按傳動比變化方式和按操縱方式的不同來分。 汽車變速器的一般結構： 簡單式變速器由殼體、傳動部分和操縱部分組成。其中殼體：殼體是基礎件，用以安裝支承變速器全部零件及存放潤滑油。其上有安裝軸承的精確鏜孔。變速器承受變載荷，所以殼體應有足夠的剛度，內(nèi)壁有加強，形狀復雜，多為鑄

3、件(材料為灰鑄鐵，常用HT200)。為便于安裝，傳動部分和操縱部分常做成剖分式，箱蓋與殼體用螺栓聯(lián)接并可靠定位。殼體上有加油、放油口，油面檢查尺口，還應考慮散熱；傳動部分：是指齒輪、軸、軸承等傳動件。軸的幾何尺寸通過強度、剛度計算確定。因主要決定于剛度，而碳鋼與合金鋼彈性模量近乎相等，所以一般用碳鋼(常用45鋼)。只有齒輪與軸制成一體或軸載荷嚴重才用合金鋼。軸與齒輪多為花鍵聯(lián)接(對中性好，能可靠傳遞動力，擠壓應力小等)。軸的花鍵部分和放軸承處經(jīng)表面淬火處理。軸多用滾動軸承支承，潤滑簡單，效率高、徑向間隙小，軸向定位應可靠。潤滑方式多用飛濺(υ>25m／s，只要粘度適宜可甩到壁上)；操縱部分：主

4、要零件位于變速器蓋內(nèi)。 組成式變速器結構簡單式變速器有效率高、構造簡單使用方便鈞優(yōu)點礦但檔數(shù)少，i變化范圍小(牽引力、速度范圍小)，只宜在檔數(shù)不多的某些車工采用。若增加i的范圍，則使變速器尺寸加大，軸跨度增加，為了既增加檔數(shù)又不使軸跨度過大，可采用組成式變速器。所謂組成式變速器，通常由兩個簡單式變速器組合而成，其中檔數(shù)較多的稱為主變速器，較少的稱為副變速器。 按傳動比變化方式來分：①有級式變速器：是目前使用最廣的一種。它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。按所用輪系型式不同，有軸線固定式變速器(普通變速器)和軸線旋轉式變速器(行星齒輪變速器)兩種。目前，轎車和輕、中型貨車變速器的傳動比通常

5、有3-5個前進檔和一個倒檔，在重型貨車用的組合式變速器中，則有更多檔位。所謂變速器檔數(shù)即指其前進檔位數(shù)。②無忌式變速器：其的傳動比在一定的數(shù)值范圍內(nèi)可按無限多級變化，常見的有電力式和液力式(動液式)兩種。電力式無極式變速器的變速傳動部件為直流串激電動機，除在無軌電車上應用外，在超重型自卸車傳動系中也有廣泛采用的趨勢。動液式無級變速器的傳動部件為液力變矩器。③綜合式變速器是指由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機械式變速器，其傳動比可在最大指與最小值之間的幾個間斷的范圍內(nèi)作無級變化，目前應用較多。 按操縱方式來分：①強制操縱式變速器：是靠駕駛員直接操縱變速桿換檔。 ②自動操縱性變速器：其傳

6、動比選擇和換檔是自動進行的，所謂“自動”，是指機械變速器每個檔位的變換是借助反映發(fā)動機負荷和車速的信號系統(tǒng)來控制換檔系統(tǒng)的執(zhí)行元件而實現(xiàn)的。駕駛員只需操縱加速踏板以控制車速。③半自動操縱性變速器有兩種型式：一種是常用的幾個檔位自動操縱，其余檔位則由駕駛員操縱；另一種是預選式，即駕駛員預先用按鈕選定檔位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，接通一個電磁裝置或液壓裝置來進行換檔。 1.2 汽車變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展 目前，汽車市場上裝備性能更佳、功能更多的自動變速器(AT)轎車迅速增加。為解決AT油耗高、動力性能低的問題，汽車廠商為AT設計可供選擇的多種使用模式，使其智能化適應不同駕駛需要。在經(jīng)擠模

7、式下，電控單元控制變速器的執(zhí)行機構在發(fā)動機轉速較低時即按設定的規(guī)律曲線完成換檔，以減少功率輸出達到降低油耗的目的。在運動模式下，其設計的換檔規(guī)律曲線是控制變速器在發(fā)動機轉速較高時換檔，獲取發(fā)動機最多的功率，達到提高整車動力性能的目的。在變扭器鎖止離合器的控制上，盡量采取合理的工況鎖止條件方式選擇，以優(yōu)化設計達到提高傳動效率的目的(目前正在開發(fā)一種浸油離合器來替代液體變扭器式的AT，避免油介質(zhì)在動能傳遞中能量的損失)。但上述智能化設計，還是不能最終解決AT油耗高傳動效率低的問題。因為，無論采用哪種模式，都會對發(fā)動機功率或油耗作出選擇取舍。盡管普通手動齒輪變速器(MT)，存在許多不足，但因其結構簡

8、單、效率高、功率大的優(yōu)點，現(xiàn)在仍大量使用。為解決上述矛盾，在動力性和經(jīng)濟性上超過MT的汽車變速器是CVT (Continuouly Variable Transmission)無級變速技術。汽車變速器是汽車的主要裝置之一，汽車行駛速度隨工況、負荷的反復變化而不斷變化，因此需要汽車變速器傳動比的適應范圍盡量寬。只有選擇無級變速才能滿足，因為無級變速可實現(xiàn)傳動比的連續(xù)變化，使汽車行駛條件與發(fā)動機負載實現(xiàn)最佳匹配，充分發(fā)揮發(fā)動機的潛力，使發(fā)動機具有理想的動力性能，提高汽車的經(jīng)濟性，降低排放污染及噪音。 從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看，全世界的各大廠商都對提高AT的性能及研制無級變速器(CVT

9、)表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進程。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器(MT)、電控液力自動變速器(ECT)、金屬帶(鏈)式無級變速器(CVT)、電控機械式自動變速器(AMT)、雙離合器變速器(DCT)及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器(IVT)等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無級變速器前景看好。ECT變扭器中的自動變速器油(ATF)在高速運動中，由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會產(chǎn)生油液溫度升高造成功率損失，存在傳動效率低油耗較大的不足，另外還存在結構復雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點。

10、歐洲格特拉克(GETRAG)變速箱公司開發(fā)的電控機械自動變速器(AMT)則克服了AT效率低等缺點，與AT相比，具有更大的發(fā)展優(yōu)勢。可是，AMT依舊需要復雜的電控系統(tǒng)來控制。 通用可稱得上是汽車自動變速器的鼻祖了。世界上第一個自動變速器就是1940年應用在美國通用的奧斯莫比爾汽車上的，它是一臺串聯(lián)式行星齒輪結構的液控變速器。而應用于凱迪拉克 STS-V的最新Hydra-Matic六速自動變速器6L80，則可稱得上是世界上最先進的液力自動變速器(AT)了。 對于液力自動變速器來說，它的內(nèi)部其實也有擋位之分，只是取消了離合器。擋位越多，則換擋的平順性就越好。目前常見的自動變速器一般都是四速的，

11、即有4個前進擋。6L80則有6個前進擋，齒數(shù)比分別是1擋4.03、2擋2.36、3擋1.53、4擋1.15、5擋0.85、6擋0.67。顯然，它比4速自動變速器具有更大的速比和更小的速比級差，因此變速時也就更加平順。 除了檔數(shù)更多以外，6L80還具有很多獨有的特殊絕技： 駕駛換擋控制系統(tǒng)（DSC）——通過它，司機將車輛從自動擋變成無需離合器的高性能五速手動擋。司機把排擋桿推到DSC位置上后，輕輕一碰就可以在指定的范圍內(nèi)利落、流暢地實現(xiàn)加減擋。在司機切換控制狀態(tài)下，變速器控制模塊會監(jiān)控車輛的速度、發(fā)動機扭力以及所使用的擋位來決定是否自動加擋，避免對動力總成造成破壞。每個擋位上都有滑行離合

12、器，能在所有五個擋位上進行發(fā)動機制動。 性能運算降擋系統(tǒng)（PAL）——在連續(xù)高速行駛后，阻止升擋，保持發(fā)動機制動。變速器控制模塊根據(jù)駕駛行為來決定是否啟動這一裝置。如果系統(tǒng)發(fā)現(xiàn)車輛拐彎前速度下降，變速器可能會連降兩擋以避免失速。 性能運算換擋系統(tǒng)（PAS）——它在關閉油門高速水平加速時自動調(diào)節(jié)擋位，在油門重新打開時降擋迅速提升動力。變速器控制模塊一旦察覺高速水平指令，這項功能立即啟動。 這款變速器還有在崎嶇山路上減少“擋位搜索”的換擋穩(wěn)定功能，帶有制動助力的降擋監(jiān)視功能，電控發(fā)動機制動，以及適應這些高動力、高扭力的新式發(fā)動機所需的新型雙片式扭力變換器。另外，SRX還配備了性能卓越的

13、Downgrade Detection下坡剎車輔助系統(tǒng)。CVT無疑是變速最為平穩(wěn)的自動變速器，但是它也有其弱點，比如傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷等，這些技術上的難關使得它一直以來多應用在小排量、低功率的汽車上。但是，奧迪的Multitronic變速器卻打破了這一常規(guī)，將無級自動變速器(CVT)拓寬到了大排量、中高檔車領域。 傳統(tǒng)的CVT的核心是數(shù)比變換器，由兩組輪盤組和一條張緊的鏈條組成。Multitronic變速器對鏈條的結構進行了改進，它采用一種稱為多片式鏈帶的傳動組件，其鏈條采用了層狀的結構，每一層都有銷釘來承受齒輪組斜面給予的壓力。此外，鏈條也是由很多的片組成，從而分化了其所

14、承受的拉力，增加了傳輸轉矩的適應性。這種組件大大拓展了無級變速器的使用范圍，能夠傳遞和控制峰值高達280 N?m的動力輸出，其傳動比超過了以前各種自動變速器的極限值，完全可以滿足奧迪A6、A8這樣的大型車的要求。 Multitronic還利用了濕式多片式離合器，取代了以前傳統(tǒng)CVT和普通自動變速器車上的液壓變矩器。這種離合器和F1賽車采用的半機械式電子離合器極為相似，它耗能少，反應更快，而且具有質(zhì)量小、尺寸小、傳動效率高的特點。 Multitronic對液壓控制系統(tǒng)也作了優(yōu)化，它內(nèi)部有兩個活塞，而且高壓油路和冷卻油路彼此是獨立的，這樣油泵輸油量就比常規(guī)配置中的輸油量要低得多，也就提高了

15、變速器的效率，行駛性能也因此得到改善。傳統(tǒng)無級變速器的“橡膠效應”和“離合器打滑現(xiàn)象”也隨之消失。 　　全新的電子控制系統(tǒng)中還包含了DRP動態(tài)控制程序，它能對駕駛員使用油門踏板的方式進行評估，從而確定是把重點放在性能上還是經(jīng)濟性上。若是強調(diào)經(jīng)濟性，當車速低至60km/h以下時，它會根據(jù)事先設計好的以經(jīng)濟性為主的特性圖，通過調(diào)低速比，將發(fā)動機的轉速轉化成車輛前進的動力。如果駕駛員把油門踩到底，該程序立即切換到用于驅動的特性圖，并轉換到低速擋，這時即使行車速度很低，發(fā)動機也會以最大功率輸出所需的高轉速運轉。在正常駕駛條件下，它會在這兩個極端之間選擇最合適的速比。 手動變速器MT由于價格合理、

16、燃料消耗低，估計今后手動變速器一定還會繼續(xù)獲得廣泛的應用。為改進手動變速器(MT)的性能，汽車工業(yè)的主要精力集中在下列方面：(1)提高換檔的舒適性；(2)用輕金屬降低變速器的重量；(3)減少內(nèi)損耗，例如使用低粘度潤滑油；(4)以合乎環(huán)境保護標準的生產(chǎn)工藝等有效生態(tài)方案補償成本膨脹；(5)發(fā)展能用現(xiàn)有設備和零部件相兼容的雙離臺器變速器的生產(chǎn)平臺。上述提到的情況，同時適用于前輪和后輪驅動車輛的變速器。 為適應城市越來越多的汽車增長量和繁忙的交通情況，自動變速器將被廣泛開發(fā)和應用已達到提高效率，降低油耗的效果。其發(fā)展趨勢是：（1）提高傳動效率，以提高油經(jīng)濟性，強化駕駛性能；（2）復雜精密的電子控制

17、；（3）提高駕駛的舒適性；（4）保障行車安全。 1.3本設計的內(nèi)容和方法 本設計的長城賽影轎車是一款已經(jīng)上線的汽車。找到其已有的車輛參數(shù)，根據(jù)已學習的知識，根據(jù)所有參數(shù)對其變速器傳動機構進行設計，并繪制出變速器的裝配圖，零件圖，建立三維模型并進行有限元分析。 1.3.1設計內(nèi)容 （1）對變速器傳動機構的分析與選擇 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所設計車輛的特點，確定傳動機構的布置形式。 （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

18、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磙子軸承，壽命計算是按汽車的大修里程來衡量，轎車的為30萬公里。 （6）繪制變速器裝配圖及零件圖。 根據(jù)所得出的數(shù)據(jù)利用Auto CAD軟件繪制出賽影轎車的變速器裝配圖和零件圖，確定其裝配方案。 （7）三維建模和有限元分析。 1.3.2設計方法 結合二維圖對變速器傳動機構進行三維建模，對其主要零件進行有限元分析。本次設計通過查閱近幾年的變速器資料，結合所學的專業(yè)知識，在老師的指導下進行設計。根據(jù)車輛資

19、料對變速器的傳動機構進行設計及校核，本設計還引入了三維建模和有限元分析，這樣可以大大的提高本設計的安全性。設計采用技術流程如圖1.1所示： 圖1.1 設計路線流程 第2章 變速的結構方案和確定 2.1 變速器主要參數(shù)的選擇 本次畢業(yè)設計是在給定主要整車參數(shù)的情況下進行設計，長城賽影轎車整車主要技術參數(shù)如表2.1所示： 表2.1 長城賽影轎車整車主要技術參數(shù) 發(fā)動機最大功率 74.5kw 車輪型號 235/75R15S 發(fā)動機最大轉矩 190Nm 最大功率時轉速 4500 r/min 最大轉矩時轉速 3000r/min 最高車速 140km/h 總質(zhì)量

20、 1670kg 變速器形式 手動五檔 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，又稱變速箱。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉變從發(fā)動機曲軸傳出的轉矩和轉速，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動輪牽引力以及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在啟動發(fā)動機以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機傳動系保持分離；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） 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型。 （2） 設置空擋。用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪

21、的傳輸。 （3） 設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 （4） 設置動力傳輸裝置，需要時進行功率輸出。 （5） 換擋迅速、省力、方便。 （6） 工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 （7） 變速器應有高的工作效率。 （8） 變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。 2.3變速器傳動機構分析和布置方案的設計 2.3.1二軸式變速器的特點分析 兩

22、軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。其特點是：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，主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動采用滑動齒輪，其他檔位均采用嚙合齒輪傳動。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲低。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，工作噪音增大且易損壞；受結構限制其一檔速比不能涉及的很大；對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的傳動方向與輸出軸的傳動方向相反。 2.3.2中間軸式變速器的特點分析

23、 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與長嚙合齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支撐在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，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，發(fā)動機轉矩經(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，噪音低，齒輪和軸承的磨損減少。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；在其他前進擋位工作時，變速器傳動的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸之間的距離（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

24、采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除了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)結構的一檔也采用同步器或結合套換擋，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或結合套換擋，還有個檔同步器或結合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。 在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，這是他的缺點。 2.3.3倒檔的布置方案 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。有級變速器根據(jù)前進擋的不同可以分為三、四、五檔和多檔變速器；按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線和綜合式。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三

25、軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。 常見的倒檔結構方案有以下幾種： 圖2.1-a為常見的倒檔布置方案。在前進擋的傳動路線中加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛應用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 圖2.1-b所示方案的優(yōu)點是換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2.1-c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2.1-d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而經(jīng)

26、常載貨車變速器中使用。 圖2.1-e所示方案將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。 圖2.1-f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2-61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復雜一些 本設計采用圖1f所示的傳動方案。 圖2.1 倒檔布置方案 2.4變速器零、部件結構方案分析確定 2.4.1齒輪形式 變速器齒輪有支持圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直尺圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪運轉平穩(wěn)、工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時工藝復雜，工作時有軸向力。變速

27、器中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，并導致變速器的傳動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支撐等方式之一與軸連接。齒輪尺寸又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度b影響齒輪強度。要求尺寸b應該大于或等于齒輪危險斷面處的厚度。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，在結構允許條件下盡可能取大些。 為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度δ應在滿足強度條件下設計的薄些。 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。變速器齒輪面的表面粗糙度應在Ra0.80

28、～Ra0.40μm范圍內(nèi)選用。 2.4.2變速器自動脫檔機構形勢分析確定 自動脫檔是變速器的主要故障之一。由于結合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，都會導致自動脫檔。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種： 1. 將兩結合齒的嚙合位置錯開。這樣在嚙合時，使結合齒端部超過被結合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在結合齒端部形成凸肩，可用來阻止結合齒自動脫檔。 2. 將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫檔。 3. 將結合齒的工作面設計并加

29、工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2～3），使結合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力。這種方案比較有效，應用較多。將結合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫檔的效果。 2.5本章小結 本章主要針對變速器傳動機構進行分析和布置方案的確定以及變速器零、部件的結構的確定，為下面的設計過程做鋪墊。 第3章 變速器齒輪的設計及校核 3.1變速器檔位數(shù)目及格擋傳動比 3.1.1所需數(shù)據(jù)整理 最高車速：=140Km/h 發(fā)動機功率：=74.5KW 轉矩：=190Nm 總質(zhì)量：ma=1670Kg 轉矩轉速：nT=2800～3200r

30、/min 取nT=3000r/min 功率轉速：np/nT=1.4～2.0 np=4200～4600r/min 取np=4500 車輪：235/75R15 r≈R=152.5410/2+0.75235=366.75mm 3.1.2確定主減速比 初選傳動比： 設五擋為直接擋，則=0.8 = 0.377 （3.1） 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉速 —車輪半徑 —變速器最大傳動比 —主減

31、速器傳動比 =0.377=0.377=5.55 3.1.3確定一檔傳動比 在選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮來確定。 ①滿足最大爬坡度。 根據(jù)汽車行駛方程式 （3.2） 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 （3.3） 即， 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=16709.8=16366N；

32、—發(fā)動機最大轉矩，=190N.m； —主減速器傳動比，=5.55； —傳動系效率，=86%（取值在85%~90%）； —車輪半徑，=0.366m； —滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02； —爬坡度，取=16.7 i0≥163660.366(0.02cos16.7+sin16.7)/1905.5586.4% i0≥3.15 ②滿足附著條件。 φ （3.4） 在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即≤0.36616366/1905.5586.4%=10.29 由①②得3.15≤

33、≤10.29； 又因為乘用車=3.0~4.5； 所以，取=3.9 3.1.4確定格擋傳動比 變速器各檔傳動比之間的關系基本是幾何級數(shù)，故相鄰檔位傳動比值就是幾何級數(shù)的公比；但是實際上與理論值略有出入，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 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： 由ig1=q4ig5得出：q=1.486 所以，表3.1為其他各擋傳動比為： 表3.1 各檔傳動比 一檔 二檔 三擋 四檔 五檔 3.9 2.63 1.77

34、1.19 0.8 3.2確定變速器中心距 對二軸式變速器，是將輸入軸與輸出軸之間的距離稱為變速器中心距A；對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱之為變速器中心距。它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距較小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上兩軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一檔小齒輪齒

35、數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要取大些。還有，變速器中心距取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 初選中心距時，根據(jù)下述經(jīng)驗公式 （3.5） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3 ； —變速器一擋傳動比，=3.9 ； —變速器傳動效率，取96% ； —發(fā)動機最大轉矩，=190N.m 。 則， = =79.12~82.66（mm） 初選中心距=82mm。 3.3變速器齒輪參數(shù)的確定 3.3.1齒輪齒數(shù)選擇條件 確定變速器齒輪齒數(shù)

36、時，應考慮： （1）盡量符合動力性、經(jīng)濟性等對各檔傳動比的要求； （2）最少齒數(shù)不應產(chǎn)生根切； （3）互相嚙合的齒輪，齒數(shù)間不應有公因數(shù)速度高的齒輪更應注意這點；（4）齒數(shù)多，可降低齒輪傳動的噪音。 3.3.2齒輪模數(shù)選擇 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(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)應選得大些。 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表3.2

37、選取各檔模數(shù)為，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。 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)量/t 1.014 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 3.3.3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。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應

38、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。 3.3.4螺旋角 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，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于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，應當選用較大的螺旋角。

39、3.3.5齒寬 在選擇齒輪寬時，應該注意齒寬對變速器的周次昂尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的手里均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的有點被削弱，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。齒寬窄又會使齒輪的工作應力增加。選用寬些的齒輪，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪延齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬： 直齒b=kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0； 斜齒

40、b=kcm，kc取為6.0～8.5. 采用嚙合套或同步器換擋時，其結合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm。 3.3.6齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、齒輪相對滑動速度、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，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為齒輪上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80的短齒制齒輪。我國規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為1.00. 3.3.7齒輪的修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正的方法有三種： 1. 加工時改變刀具與齒輪毛坯的相對位

41、置，又稱變?yōu)椋? 2. 改變刀具的原始齒廓參數(shù)； 3. 改變齒輪的局部漸開線，又稱修形。 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、抗膠合能力和齒輪的嚙合噪聲。 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?yōu)辇X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，又避免了其缺點。 會因保證格擋傳動比的需要，使各

42、相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同個中心距，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，則對齒數(shù)和少些的齒輪副采用正角度變位。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，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此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)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，較小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的

43、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)較小，一對齒輪齒根總厚度越薄，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，對于變速器中除去一、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。 3.4變速器格擋齒輪齒數(shù)的分配 圖 3-1 齒輪分配示意圖 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔位、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。圖3-1為齒輪分配示意圖。 3.4.1一檔齒輪參數(shù)確定 一檔齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù)mn=3mm，初選螺旋

44、角β=22。 一擋傳動比為 （3.6） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （3.7） ==50.32 4.9Z1=50.32 Z1=10.26 Z2=40.05 取整 Z1=10 Z2=40 對中心距進行修正: 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 =81.477mm取整為A=82

45、mm。 對一擋齒輪進行角度變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos =21.57 嚙合角 ： cos==0.929 =21.57 變位系數(shù)根據(jù)下圖查出： 計算精確值：A= 一擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =310/cos23.84=32.79mm =340/cos23.84=131.193mm 齒頂高 =3.39mm

46、 =1.74mm 式中：=0.174 =0.29 齒根高 =2.49mm =4.14mm 齒全高 =5.88mm 齒頂圓直徑 =39.57mm =134.673mm 齒根圓直徑 =27.81mm =122.913mm 當量齒數(shù) =1

47、0.28 =41.12 節(jié)圓直徑 mm mm mm mm 3.4.2二檔齒輪參數(shù)確定 二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=20 （3.8） （3.9） ==51.36 由式（4.7）、（4.8）得=14

48、.17，=37.19取整為=14，=37 則，==2.64 對二擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =81.41mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.172 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0.23 =0.41 =-0.28 求的精確值： =21.10 二擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =45.02mm

49、 =118.97mm 齒頂高 =4.14mm =2.25mm 式中： =0.20 =0.03 齒根高 =2.52mm =4.59mm 齒全高 =6.84mm 齒頂圓直徑 =53.30mm =123.47mm 齒根圓直徑 =39.

50、98mm =109.79mm 當量齒數(shù) =17.23 =45.57 節(jié)圓直徑 mm mm mm mm 3.4.3三檔齒輪參數(shù)確定 三擋齒輪為斜齒輪，初選=23 （3.10） Z6=1.77Z5

51、 =51.04 （3.11） 由式（4.9）、（4.10）得=18.45，=32.59 取整=18，=32 ==1.78 對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋? 理論中心距 =80.33mm 取整A=82 端面壓力角 tan=tan/cos=0.3899 =21.29 端面嚙合角 ==0.931

52、 變位系數(shù)之和 0.24 =0.31 =-0.07 求的精確值： =21.10 三擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =57.89mm =102.90mm 齒頂高 =3.27mm =2.13mm 式中：=0.02 =-0.22 齒根高 =2.82mm =3.96mm 齒全高

53、 =6.09mm 齒頂圓直徑 =64.43mm =107.16mm 齒根圓直徑 =52.25mm =94.98mm 當量齒數(shù) =22.16 =39.41 節(jié)圓直徑 mm mm mm

54、 mm 3.4.4四檔齒輪參數(shù)確定 四擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=23 （3.13） Z8=2.19Z7 =50.68 （3.13） 由（4.11）、（4.12）得Z7=23.14，Z8=27.54 取整=23，=27 對四擋齒輪進行角度變位： 理論中心距 =80.89mm 取整A=81mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.39

55、 =21.45 端面嚙合角 =0.918 變位系數(shù)之和 0.61 =0.36 =0.25 求螺旋角的精確值： =23.84 四擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =75.44mm =88.56mm 齒頂高 =3.36mm =3.03mm

56、 式中：=0.37 =0.24 齒根高 =2.61mm =2.67mm 齒全高 =6.03mm 齒頂圓直徑 =82.16mm =94.62mm 齒根圓直徑 =68.17mm =82.56mm 當量齒數(shù) =30.05

57、 =35.29 節(jié)圓直徑 mm mm mm mm 3.4.5五檔齒輪參數(shù)確定 五擋齒輪為斜齒輪，初選螺旋角=22 （3.14） =0.8 =50.6 （3.15） 由（4.13）、（4.14）得=28.11，=22.49 取整=28，=22 對四擋齒輪進行角度變位

58、： 理論中心距 =80.89mm 取整A=81mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.393 =21.45 端面嚙合角 =0. 918 變位系數(shù)之和 0.62 =0.32 =0.30 求螺旋角的精確值：=0.923 =23.84 五擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =91.83mm

59、 =72.15mm 齒頂高 =3.21mm =3.15mm 式中：=0.37 =0.25 齒根高 =2.79mm =2.85mm 齒全高 =6mm 齒頂圓直徑 =98.25mm =78.45mm 齒根圓直徑 =86

60、.25mm =66.36mm 當量齒數(shù) =36.59 =28.78 節(jié)圓直徑 mm mm mm mm 3.4.6倒檔齒輪參數(shù)確定 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=23，=13，則： = =54mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運

61、動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為 =282－3(13+2)－1 =118mm =－2 =37.33 取=37 計算倒擋軸和第二軸的中心距 =91.5mm 計算倒擋傳動比 =2.92

62、 =0.24 =-0.24 =0.24 倒檔齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 da11=mZ11=39mm da12=mZ12=111mm da13=mZ13=69mm 齒頂高 ha11= ha12 =ha13=3mm 齒根高 hf11= hf12=hf13=3.75 齒全高 =6.75mm 齒頂圓直徑 =45mm =

63、117mm =75mm 齒根圓直徑 =31.5mm =103.5mm =61.5mm 當量齒數(shù) Zv11=d11=39 Zv12=d12=111 Zv13=d13=61.5 節(jié)圓直徑 mm mm mm

64、 mm mm mm 3.5齒輪的材料選擇 3.5.1齒輪的壞損形式及避免措施 變速器齒輪的損壞形式主要有三種：齒輪折斷、齒面點蝕、齒面膠合。 1. 齒輪折斷 齒輪在嚙合過程中，輪齒表便承受有集中載荷的作用?？梢园演嘄X看做懸掛梁，輪齒根部彎曲應力很大，過度圓角出又有應力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。齒輪折斷有兩種情況，一種是齒輪受到足夠大的突然載荷的作用，齒根守拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度后，齒輪突然折斷。這種破壞的斷面在疲勞斷裂部分呈光滑表面，在突然斷裂部分呈粗粒

65、狀表面，變速器中齒輪的折斷以疲勞破壞居多數(shù)。 2. 齒面點蝕 齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動齒輪在潤滑油中工作齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。面裂縫中充滿了潤滑油，嚙合時，由于齒面互相擠壓，裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。若以節(jié)圓為界，把齒輪分為根部及頂部兩端，則靠近節(jié)圓的根部齒面處，較靠近節(jié)圓的頂部齒面處點蝕嚴重；兩個互相嚙合的齒輪中，主動的小齒輪點蝕嚴重。點蝕的后果不僅是吃面出現(xiàn)許多小麻點，而且由此使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，也可能引起齒輪折斷。

66、3. 齒面膠合 高速重載齒輪傳動，軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸壓力大，使齒面間滑動油膜破壞，兩齒面間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘聯(lián)，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。在汽車變速器齒輪中，膠合損壞情況不多。 增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等，都是提高輪齒彎曲疲勞強度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高吃面強度等，可提高齒面的接觸強度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，選擇適當?shù)凝X面表面處理方法和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。 3.5.2齒輪的材料選擇 齒輪材料的種類很多，在選擇時應考慮的因素也很多，下述幾點可供選擇材料時參考： 1. 齒輪材料必須滿足工作條件的要求 例如，用于飛行器上的齒輪，要滿足質(zhì)量輕、傳動功率和可靠性高的要求，因此必須選擇力學性能高的合金鋼；礦山機械