高級轎車三軸五檔手動機械式變速器設計說明書

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1、. . . . 高級轎車三軸五檔手動機械式變速器 設計說明書 目錄 一、設計任務書…………………………………………………………………4 二、機械式變速器的概述與總體方案論證……………………………………4 2.1 變速器的功用、要求、發(fā)動機布置形式分析……………………….4 2.2 變速器傳動機構布置方案…………………………………………….5 2.2.1 傳動機構布置方案分析…………………………………………5 2.2.2 倒擋布置方案…………………………

2、…………………………7 2.3 變速器零部件結構方案分析………………………………………….8 三、變速器主要參數的選擇與主要零件的設計………………………………11 3.1 變速器主要參數選擇………………………………………………….11 3.1.1 檔數與傳動比……………………………………………………13 3.1.2 中心距……………………………………………………………14 3.1.3 外形尺寸…………………………………………………………14 3.1.4 齒輪參數…………………………………………………………15 3.2 各檔齒輪齒數的分配…………………………………

3、……………….15 3.2.1 確定一檔齒輪的齒數……………………………………………15 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數………………………………………16 3.2.3 確定其他檔位的齒數……………………………………………18 3.2.4 確定倒擋齒輪的齒數……………………………………………18 3.3 齒輪變位系數的選擇………………………………………………….19 四、變速器齒輪的強度計算與材料的選擇…………………………………….22 4.1 齒輪的損壞原因與形式………………………………………………..22 4.2齒輪的強度計算與校核……………………

4、…………………………...22 4.2.1齒輪彎曲強度計算………………………………………………..23 4.2.2齒輪接觸應力……………………………………………………..24 五、變速器軸的強度計算與校核……………………………………………….26 5.1變速器軸的結構和尺寸………………………………………………...26 5.1.1 軸的結構………………………………………………………….26 5.1.2 確定軸的尺寸……………………………………………………..26 5.2軸的校核…………………………………………………………………27 5.2.1 第一軸的強度與剛度

5、校核………………………………………..28 5.2.2 第二軸的校核計算………………………………………………..29 六、變速器同步器的設計與操縱機構…………………………………………...30 6.1 同步器的結構……………………………………………………………31 6.2 同步環(huán)主要參數的確定…………………………………………………33 6.3 變速器的操縱機構………………………………………………………35 參考文獻…………………………………………………………………………….36

6、 一、設計任務書 某款四座高級轎車整備質量1458kg，擬設計最高車速203km?h-1，最大功率124kW，對應轉速6000r/min；最大轉矩226N?m，對應轉速4000r/min，前后輪胎尺寸均為205/60 R16。第四組 （1） 畫出手動機械式變速器的總裝配圖（0號圖紙）； （2） 畫出所有手動機械式變速器零部件圖紙（需要標注裝配尺寸、配合公差與明細欄，撰寫裝配技術要求等）；（0/1/2/3號圖紙） （3） 選取、設計和確定手動機械式變速器各零部件結構、尺寸等，能實現所設計零部件的相關功能要求； （4） 校核手動機械式變速器的關鍵零部件； （5） 設計

7、說明書一份（5000字左右） 二、機械式變速器的概述與總體方案論證 2.1 變速器的功用、要求、發(fā)動機布置形式分析 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，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圍工作。變速器設有空檔，可在啟動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 變速器設計應該滿足以下基本要求： （1）具有正確的檔數和傳動比，保證汽車有需要的動力性和經濟性指標； （2）有空檔和倒檔，使發(fā)動機可以與驅動輪

8、長期分離，使汽車能倒車； （3）換檔迅速、省力，以便縮短加速時間并提高汽車動力性（自動、半自動和電子操縱機構）； （4）工作可靠。汽車行駛中，變速器不得跳擋、亂擋以與換擋沖擊等現象發(fā)生； （5）應設置動力輸出裝置，以便必要時進行功率輸出； （6）效率高、噪聲低、體積小、重量輕便于制造、成本低。 變速器是由變速傳動機構和操縱機構組成。根據前進檔數的不同，變速器有三、四、五和多擋幾種。根據軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速器。 相比于經濟型轎車，高級轎車更加追求汽車性能。發(fā)動機縱置具有以下特點： （1）為復雜的前懸架騰出足夠的

9、布置空間 （2）均衡軸荷，減輕前橋軸荷 （3）體積龐大的大排量發(fā)動機只能縱置 （4）修長的車頭有非凡的魅力 因此高級轎車普遍采用發(fā)動機縱置、前置后驅的形式。而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客車上。因此本設計采用中間軸式機械變速器。 根據給出的設計條件和發(fā)動機布置形式的分析，變速器具體的參數說明如下： 發(fā)動機 縱置 變速器 中間軸式 MT 發(fā)動機最大扭矩 226/4000 發(fā)動機最大功率 124/6000 驅動形式 FR 汽車整備質量kg 1458 最高車速 203km?h-1 前后輪胎尺寸 205/60 R16

10、 2.2 變速器傳動機構布置方案分析 2.2.1 傳動機構布置方案分析 有級變速器[1]與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。 設計時首先應根據汽車的使用條件與要求確定變速器的傳動比圍、檔位數與各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響。 傳動比圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車

11、與牽引車為10.0~20.0。 通常，有級變速器具有3、4、5個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數多達6~16個甚至20個。 變速器檔位數的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經濟性與平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數的上限為5檔。多于5個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（0.7~

12、0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪與軸以與殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式變速器得到的最廣泛的應用。 三軸式變速器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、軸承與中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，

13、磨損與噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數）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：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔與倒檔外，直齒圓柱齒輪已經被斜齒圓柱齒輪所代替。 圖2-1

14、a所示[2]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2-4b、c、d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；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，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，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 圖2-1中間軸式五檔變速器傳動方案 以上各種方案中，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。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。

15、 變速器用圖2-1c所示的多支承結構方案，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2-1c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。 2.2.2 倒擋布置方案 圖2-2為常見的倒擋布置方案[2]。圖2-2b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入嚙合，使換擋困難。圖2-2c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2-2d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-

16、2c所示方案。圖2-2e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2-2f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2-2g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。 圖2-2變速器倒檔傳動方案 本設計采用圖2-2f所示的傳動方案。 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布

17、置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 2.3 變速器零部件結構方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便與三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 2.3.1齒輪型式 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增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒

18、輪僅用于低檔和倒擋。 2.3.2換檔結構型式 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種[2]。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，除一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副空間允許，采用齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受

19、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、經濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖2-3a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖2-3b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。

20、 此段切薄 ab 圖2-3防止自動脫檔的結構措施Ⅰ圖2-4防止自動脫檔的結構措施Ⅱ 圖2-5防止自動脫檔的結構措施Ⅲ 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.3~0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖2-4）。 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產生阻止自動脫檔的軸向力（圖2-5）。這種結構方案比較有效，用較多。 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同步的。但它可以從結構上保證結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

21、聲。同步器的結構如圖2-6所示： 圖2-6鎖環(huán)式同步器 l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊; 7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪 2.3.3變速器軸承 變速器軸承[12]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。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結構緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結構受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的腔中，腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支撐

22、在飛輪的腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來承受軸向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。變速器采用圓錐滾子軸承雖然直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊，裝配麻煩，磨損后軸承易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適用于線性膨脹系數較大的鋁合金殼體。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承以與中間軸前

23、、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6～20mm,下限適用于輕型車和轎車。 滾針軸承、滑動軸套[13]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。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位與運轉精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點是制造容易，成本低。 三、變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 3.1 變速器主要參數選擇 3.1.1 檔數與傳動比 近年來，為了降低油耗

24、，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個檔位的變速器。本設計也采用5個檔位。 根據發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式確定主減速器傳動比: 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 已知：最高車速=203km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.75 (超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設計取五檔傳動比取0.75)；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格205/60R16得到=326.2(mm)；由于發(fā)動機最大轉速略大于最大功率轉速6000r/min；所以根據公

25、式，可取=4.93 。 選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以與主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時[1]車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力與爬坡阻力。故有 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為 =1.3557 （3-1） 式中 m----汽車總質量； g----重力加速度； ψmax----道路最大阻力系數； rr----驅動輪的滾動半徑； Temax----發(fā)動機最大轉矩； i0----主減速比； η----汽車傳動系的傳動效率。

26、根據驅動車輪與路面的附著條件 求得的變速器I檔傳動比[4]為： =3.698 （3-2） 式中 G2----汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； φ----路面的附著系數，計算時取φ=0.5~0.6，本設計取0.6 。 由已知條件：取滿載質量 2000kg； rr=326.2mm Te max=226Nm i0=4.93 η=0.95。 可取igI =3.5 中間檔的傳動比理論上按公比為： （3-3） 的等比數列，實際上與理論上略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機

27、參數的合理匹配。根據上式可的出：=1.47 故有： 3.1.2 中心距 中心距對變速器的尺寸與質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初定： （3-4） 式中 KA----中心距系數。對轎車，KA =8.9~9.3；本設計取KA =9.0 TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max igI η=751.45N﹒m 故可得出初始中心

28、距A=81.8mm。 3.1.3 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以與倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關：四檔(2.2~2.7)A，五檔(2.7~3.0)A，六檔(3.2~3.5)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數KA應取給出系數的上限。為檢測方便，A取整。 本次設計采用5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 381.8mm=245.4mm， 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 3.1.4 齒輪參數 （1）齒輪模數 建議用下列各式

29、選取齒輪模數[12]，所選取的模數大小應符合GB1357-80[5]規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數mn （3-5） 其中=226Nm，可得出mn=2.5。 一檔、倒擋直齒輪的模數m mm （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[13]。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都取一樣，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設計取2.5。 （2）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、與螺旋角按表3-1選取。 表3-1汽車變速器齒輪的齒形、

30、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45° 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 20° 20°~30° 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪22.5°，25° 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，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取30°。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時

31、應力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小[13]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，在保證齒輪的強度條件下，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。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬[14]： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提

32、高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 （3）分度圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑，齒頂高，齒根高，全齒高 分度圓直徑：d=mz，； 齒頂高：，； 齒根高：，； 全齒高：； 齒頂圓直徑：； 齒根圓直徑：； 3.2 各檔齒輪齒數的分配 在初選了中心距、齒輪的模數[1]和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。 3.2.1 確定一檔齒輪的齒數 一檔傳動比 （3-7）

33、 為了確定Z9和Z10的齒數， 先求其齒數和: （3-8） 其中 A =81.8mm、m =3；故 有54.53 當轎車三軸式的變速器 時，則 [15]， 此處取=16，則可得出=39。 圖3-1檔變速器示意圖 上面根據初選的A與m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時應從與齒輪變位系數反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 這里修正為55，則根據式（3-8）反推出A=82.5mm，即為標準中心距。 當α=20°時，齒輪齒數小于17，齒輪發(fā)生根切

34、，因此對一檔齒輪進行角度變位： 變位系數 =0.06 所以，可取=0.1，= - 0.1 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數 由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （3-9） 由已經得出的數據可確定=1.4359 ① 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （3-10）

35、 由此可得： （3-11） 而根據已求得的數據可計算出：=57 。 ② ① 與②聯立可得：=23、=34。 則根據式（3-7）可計算出一檔實際傳動比為：=3.6 。 對常嚙合齒輪進行變位： 理論中心距：=82.28mm 由中心距和嚙合角函數方程： 無側隙嚙合方程： （α為弧度） 其中：a和a，分別為標準齒輪傳動和變位齒輪傳動的中心距； α和α，分別為其嚙合角； a=m/2*（Z1+Z2）；

36、α=20°； =Z1+Z2為齒數和； =X1+X2為變位系數和； =tanα，—α，，=tanα—α； 因此可求棏：= - 0.065； u==34/23=1.478； 查變位系數線圖得： 計算精確值： X1=0.08；X2= - 0.145； =30.27° 變位系數圖 3.2.3 確定其他檔位的齒數 二檔傳動比 （3-12） 而=2.38，故有： =1.

37、61③ 對于斜齒輪， （3-13） 故有：=57④ ③ 聯立④得：=35，=22 。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪=30，=27 ； 五檔齒輪=20，=37 。 二檔變位系數：X7=0.09，X8=—0.155； 三檔變位系數：X5=0.01，X6=—0.075； 五檔變位系數：X3=0.2，X4=—0.265； 3.2.4 確定倒擋齒輪的齒數 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.6。中間軸上倒檔

38、傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪10略小，取。 而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。 由 （3-14） 可計算出=31。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距： （3-15） 而倒檔軸與第二軸的中心距： （3-16） 3.3 齒輪變位系數的選擇 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、抗膠合能力與齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高

39、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相接近的程度。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。 有幾對齒輪安裝在中間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和不同。為保證各對齒輪有一樣的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能與傳動質量指標，故采用的較多。對

40、斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距一樣的要求。 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。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，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，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象。 總變位系數越小，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。 根據上述理由，為降低噪聲，變速器

41、中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。 齒輪主要參數歸納如下表3-2。 表3-2齒輪主要參數 主要 參數 齒 數 模數 (mm) 螺旋角 變位系數 分度圓 直徑(mm) 齒根圓 直徑(mm) 齒頂圓 直徑(mm) 齒寬 (mm) 一檔 16 3 0° 0.1 48 40.5 54 15 39 -0.1 117 109.5 123 15 二檔 22 2.5 30° 0

42、.09 63.5 57.25 68.5 15 31 -0.155 89.5 83.25 94.5 15 三檔 27 2.5 30° 0.01 78 71.75 83 15 30 -0.075 86.6 80.35 91.6 15 五檔 37 2.5 30° 0.2 106.8 100.55 111.8 15 20 -0.265 57.7 51.5 62.7 15 常嚙 34 2.5 30° 0.08 98 91.75 103 20 23 -0.145 66.4

43、60 71.4 20 倒檔 13 3 0° 0 39 31.5 45 15 23 0 69 61.5 75 15 31 0 93 85.5 99 15 四、變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 4.1 齒輪的損壞原因與形式 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生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠

44、壓，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，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生沖擊載荷，并造成損壞。 4.2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

45、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40Cr。 4.2.1 齒輪彎曲強度計算 （1）直齒輪彎曲應力 （4-1） 4-4-1齒形系數圖 式中，----彎曲應力（MPa）； ——一檔齒輪10的圓周力（N）， ；其中為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。 ----應力集中系數，可近似取1.65； ----摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b----齒寬（mm），取20 t----端面齒距（mm）； y----齒形系數，如圖4-1所示。

46、 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： (4-2) 求得 334086 MPa 故由可以得出；再將所得出的數據代入式（4-1）可得 當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力在400~850MPa之間。 2）斜齒輪彎曲應力 (4-3) 式中 為重合度影響系數，取2.0；其他參數均與式（4-1）注釋一樣，， 選擇齒形系數y時，按當量模數在圖（4-1）中查得。 二檔齒輪圓周力：

47、 （4-4） 根據斜齒輪參數計算公式可得出：=12149N 齒輪8的當量齒數=33.9，可查表（4-1）得：。 故可求得： 同理可得： 。 依據計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下： 三檔：； 四檔：； 五檔：； 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180~350MPa圍。 因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結果均符合彎曲強度要求。 4.2.2 齒輪接觸應力 齒輪接觸應力

48、 （4-5） 式中——齒輪的接觸應力（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（°）； E——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??； 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：

49、 （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力見下表： 表4-1變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 1）對于本例，計算第一軸常嚙合齒輪接觸應力 N mm mm MPa

50、b=20mm 代入式（4-5）得：?MPa???采用滲碳齒輪滿足設計要求。 2）計算高檔——五檔常嚙合齒輪接觸應力： N mm mm MPa 代入式（3-4）得：?MPa??采用液體碳氮共滲齒輪滿足設計要求。 3）計算一檔和倒檔直齒齒輪接觸應力 N mm mm 代入式（3-4）得：?采用滲碳處理齒輪滿足設計要求。 五、變速器軸的強度計算與校核 5.1變速器軸的結構和尺寸 5.1.1 軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪腔的軸承上，其軸徑根據前軸承徑確定。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。第一軸長度由離合器的軸

51、向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的 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 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。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，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖5-2變速器中間軸 5.1.2 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據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，也可由下列經驗公式初步選

52、定： 第一軸和中間軸： =33mm，系數取0.4 （5-1） 第二軸： =65mm（5-2） 式中 ----發(fā)動機的最大扭矩，N·m 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=0.160.18； L中=194mm，L1=185mm 第二軸： d/L=0.180.21。 L2=226mm 5.2軸的校核 由變速器結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

53、本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，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 第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只 受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度[8]條件公式為 （5-3） 式中：----扭轉切應力，MPa；

54、 T----軸所受的扭矩，N·mm； ----軸的抗扭截面系數，； P----軸傳遞的功率，kw； d----計算截面處軸的直徑，mm； []----許用扭轉切應力，MPa。 其中P =124kw，n =6000r/min,d =24mm；代入上式得： =71MPa 由查表可知[]=75MPa，故[]，符合強度要求。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為： （5-4） 式中，T ----軸所受的扭矩，N·mm； G

55、 ----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，，； 將已知數據代入上式可得： =0.9 對于一般傳動軸可取；故也符合剛度要求。 5.2.2 第二軸的校核計算 1）軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力與軸向力可按下式求出： （5-5） （5-6）

56、 （5-7） 式中 ----至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比1.62； d ----計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為75mm； ----節(jié)點處的壓力角，為20°； ----螺旋角，為30°； ----發(fā)動機最大轉矩，為226000N·mm。 代入上式可得： Ft=9763.3N Fr=4103.4N Fa=5636.8N 。 危險截面的受力圖為： 圖

57、5-3危險截面受力分析 水平面：（175+34.5）=34.5=675.7N； 水平面所受力矩：Mc=175 FA10-3 =118.25N 垂直面： （4-8） 垂直面所受力矩：。 該軸所受扭矩為：Tj=2263.85=870.1N。 故危險截面所受的合成彎矩為： (4-9) 則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸應力（MPa）: (5-10) 將代入上式可得：=309.9MPa，在低檔工作時[

58、]=400MPa， 因此有： []；符合要求。 2）軸的剛度校核 第二軸在垂直面的撓度和在水平面的撓度可分別按下式計算： （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）; I----慣性矩（

59、），，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（）。 將數值代入式（5-11）和（5-12）得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。 六、變速器同步器的設計與操縱機構 6.1 同步器的結構 在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示： 圖6-1鎖環(huán)式同步器 1、9-變速器齒輪2-滾針軸承3、8-結合齒圈4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧6-定位銷10-花鍵轂11-結合套 如圖（6-1

60、），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，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。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，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失

61、，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(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。 總的來說，同步運動分為3個階段。第一階段，結合套通過變速桿移向齒輪，并與花鍵轂逐漸結合；第2階段，結合套的運動使滑塊將鎖環(huán)壓在齒輪的錐面上；第3階段，同步環(huán)完成其與齒輪錐面配合的摩擦，齒輪隨著同步組件成為一樣的速度。結合套在齒輪上滑動，并將齒輪和其同步器組件鎖定在第2軸上。 圖6-2鎖環(huán)同步器工作原理 6.2 同步環(huán)主要參數的確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺

62、線的頂部設計得窄些，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，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對摩擦因數的影響很大，摩擦因數隨齒頂的磨損而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，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6～12個，槽寬3～4mm。 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生自鎖現象，避免自鎖的條件是tan

63、。一般=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現咬住現象。本次設計中采用的錐角均為取7°。 (3)摩擦錐面平均半徑R R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距與相關零件的尺寸和布置的限制，以與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。本次設計中采用的R為50～60mm。 （4)錐面工作長度b 縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據下式計算確定

64、 （6-1） 設計中考慮到降低成本取一樣的b取5mm。 （5）同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距與相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取得很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。鍛造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數在鋼與銅合金摩

65、擦副圍，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 本設計中同步器徑向寬度取10.5mm。 （6）鎖止角 鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數、摩擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26°～46°圍變化。本次設計鎖止角取。 （7）同步時間t 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時

66、間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差與作用在同步器摩擦錐面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不一樣。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬圍選?。簩I車變速器高檔取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。 6.3 變速器的操縱機構 設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求： 1.換檔時只允許掛一個檔。這通?？炕ユi裝置來保證，其結構型式如下圖所 示。 2.在掛檔的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應設置自鎖裝置（如圖6-4所示）。 3.汽車行進中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。汽車起步時如果誤掛倒檔，則容易出現安全事故。為此，應設置倒檔鎖.