HGC7160轻型乘用车变速器设计论文说明书

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1、 摘　　要 变速器是汽车的核心组成部分，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。本设计以乘用车变速器为基础，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算；并对变速器的传动方案和结构形式进行设计；同时对

2、操纵机构和同步器的结构进行设计；从而提高汽车的整体性能。 关键词：乘用车；变速器；齿轮；计算；结构 ABSTRACT Transmission is the core components of automobile.Its task is transforming and regulateing the performance of engine. It can be used to change the engine driving wheel on the spread of torque and speed. Transmission is the importa

3、nt part of drivetrain components to complete the tasks. as well as one of the main factor to decide the whole performance of vehicle. The standards of Transmission designing can directly impact the vehicle dynamics, fuel economy, the reliability and portability of shifting , the smoothness and effic

4、iency of Transmiting. Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight,and hope have smaller size and excellent performance. The design based on the FAW-Volkswagen Automotive Company Passenger c

5、ar Transmission, In conditions that knowing the engine output torque,speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focus on the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design; Mea

6、nwhile on the structure of components to manipulation and synchronous design; thereby enhancing the overall performance of cars. Key words: Passenger car ；Transmission；Gear ；Compute；Structure I 目 录 摘要 Ⅰ Abstract Ⅱ 第1章 绪论 1 1.1概述 1 1.1.1汽车变速器的设计要求 1 1.1.2国内外汽车变速器的发展现状 2 1.

7、2设计的内容及方法 3 1.3设计的目的及意义 3 第2章变速器传动机构与操纵机构的选择与设计 4 2.1变速器传动机构布置方案 4 2.1.1变速器传动方案分析与选择 4 2.1.2 倒档布置方案 4 2.1.3零部件结构方案分析 6 2.2变速器操纵机构布置方案 7 2.2.1概述 7 2.2.2典型的操纵机构及其锁定装置 8 2.3本章小结 10 第3章变速器的设计与计算 11 3.1变速器主要参数的选择 11 3.1.1档数 11 3.1.2传动比范围 11 3.1.3变速器各档传动比的确定 11 3.1.4中心距的选择 15 3.1.5变速器的外形尺

8、寸 15 3.1.6齿轮参数的选择 15 3.1.7各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 17 3.1.8变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 21 3.2变速器齿轮强度校核 22 3.2.1齿轮材料的选择原则 22 3.2.2变速器齿轮弯曲强度校核 23 3.2.3轮齿接触应力校核 25 3.2.4倒档齿轮的校核 27 3.3轴的结构和尺寸设计 29 3.4轴的强度验算 31 3.4.1轴的刚度计算 31 3.4.2轴的强度计算 34 3.5轴承选择与寿命计算 39 3.5.1输入轴轴承的选择与寿命计算 39 3.5.2输出轴轴承的选择与寿命计算 42 3.本章小结

9、 43 第4章变速器同步器及结构元件设计 44 4.1同步器设计 44 4.1.1同步器的功用及分类 44 4.1.2惯性式同步器 44 4.1.3锁环式同步器主要尺寸的确定 45 4.1.4主要参数的确定 46 4.2变速器壳体 48 4.3本章小结 48 结论 49 参考文献 50 致谢 51 第1章 绪 论 1.1 概述 随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况

10、范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。 1.1.1 汽车变速器的设计要求 变速器是汽车的核心组成部分，用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿

11、车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。 变速器的基本设计要求[1]：保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档，以及换档冲击等现象出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造

12、成本低、维修方便等要求。 变速器传动机构有两种分类方法。 根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。 根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 1.1.2 国内外汽车变速器的发展现状 变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制

13、技术等是科学技术发展的重要领域[2]，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。 根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。 根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变

14、速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。目前自动变速器得到广泛的应用。 变速器技术的发展动向如下： （1）节能与环境保护。变速器的节能与环境保护既包括传动系本身的节能与环境保护，也包括发动机的节能与保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行。 （2）应用新型材料。材料科学与技术是21世纪重

15、点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高。陶瓷材料、高分子聚合物、纳米材料、梯度材料、表面渡膜技术等独特的性能特点，将对变速器的性能产生重要的影响。 （3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向。 （4）智能化、集成化。变速器智能化、集成化是信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。将变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上[3]。这样的汽车可以依据驾车者的

16、性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。变速器的发展使汽车好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索，它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。 随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车自动变速器会越来越多的得到使用。 1.2 设计的内容及方法 本次设计的变速器是在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。 1、对变速器传动机构的分析与选择。 通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，

17、确定传动机构的布置形式。 2、变速器主要参数的选择 变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。 3、变速器齿轮强度的校核 变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。 4、轴的基本尺寸的确定及强度计算。 对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。 5、轴承的选择与寿命计算。 对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万千米。 本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并

18、对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。 1.3 设计的目的及意义 此次变速器设计将基本满足乘用车的使用要求，通过自己的分析、方案选择、设计计算和整理，能达到预期的效果。在此次毕业设计中，通过运用计算机绘图提高计算机绘图水平，了解变速器设计的基本过程和在设计过程中应该注意的问题，学会设计的过程和方法，提高计算能力和逻辑思维。 第2章 变速器传动机构与操纵机构的选择与设计 2.1 变速器传动机构布置方案 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。 2.1.1

19、 变速器传动方案分析与选择 机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。 其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。 而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿

20、轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。 对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸

21、增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设计的捷达GTX变速器是中档轿车变速器，布置形式采用发动机前置前轮驱动，驱动形式采用，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超速档。 2.1.2 倒档布置方案 常见的倒档布置方案如图2.1所示。图2.1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度；图2.1c方案能获得较大的倒档传动比，同时利用五档换挡同步器，在换倒档时使其容易啮合；图2.1d方案对2.1c的缺点做了修改；图2.1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2.1f所

22、示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。 综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图2.1c所示方案。 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) 图2.1 倒档布置方案 整个变速器传动方案如图2.2： 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档

23、主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮 图2.2 五档变速器传动方案简图 2.1.3 零部件结构方案分析 1、齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计长啮合齿轮选用斜齿轮，倒档选用直齿圆柱齿轮。 变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。 齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿

24、根圆处的厚度（图2.3）影响齿轮强度[6]。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求： （2.1） 式中：——花键内径。 为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图2.3中的尺寸可取为花键内径的1.25～1.40倍。 图2.3 变速器齿轮尺寸控制图 齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在μm范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级

25、。 2、变速器轴 变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。 用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易[4]。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与μm，硬度不低于58～6

26、3HRC。因渐开线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。 倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。 由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。 3、变速器轴承的选择 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等等。 滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方[5]。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽

27、然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。 2.2 变速器操纵机构布置方案 2.2.1 概述 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求[6]：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。 变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操

28、纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。 用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。 2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置 定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。 图2.4 为典型的操纵机构图 1、换档机构 变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。 采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。但考虑到可以缩短轴向空间，

29、本设计倒档外采用直齿滑动换挡。 常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。 使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。 通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。 2、防脱档设计 互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，

30、其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有： （1）互锁销式 图2.5是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。 图2.5，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.5，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。 a b c d 图2.5 互锁销式互锁机构 （2）摆动锁块式 图2.6为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的

31、拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 （3）转动钳口式 图2.7为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用[8]。 图2.6 摆动锁块式互锁机构 图2.7 转动钳口式互锁机构 操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。 锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作

32、用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。 倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。 本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。 2.3 本章小结 本章主要介绍了变速器传动机构和操纵机构的类型，分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型、特点及功用，对变速器的传动方式、操

33、纵机构的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的选择，为后期的设计工作打下基础。 第3章 变速器的设计与计算 3.1 变速器主要参数的选择 最高车速：=175Km/h 发动机功率：=70KW 发动机转矩：=140 满载总质量：=1545Kg 驱动轮规格：185/60R14S r=29mm 3.1.1 档数的选择 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4～5个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用4～5个档或多档。载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。多档变

34、速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 档数选择的要求： 1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。 2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的轿车变速器为5档变速器。 3.1.2 传动比范围 变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.9。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0～4.

35、5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。 本设计最高档传动比为0.75。 3.1.3 变速器各档传动比的确定 1、主减速器传动比的确定 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为[12]： （3.1） 式中： ——汽车行驶速度（km/h）； ——发动机转速（r/min）； ——车轮滚动半径（m）； ——变速器传动比； ——主减速器传动比。 已知：最高车速==175km/h；最高档为超速档，传动比=0.75；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14S得到=29(mm)；发动机转

36、速==5800（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式： 2、最低档传动比计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）[9]。用公式表示如下： （3.2） 式中： G ——车辆总重量(N)； ——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02)； ——发动机最大扭矩(N·m)； ——主减速器传动比； ——变速器传动比； ——为传动效率（0.

37、85~0.9）； R ——车轮滚动半径； ——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约） 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=1545kg；；；r=0.29m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式： 满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （3.4） 式中： ——驱动轮的地面法向反力，；

38、 ——驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。 已知：kg；取0.6，把数据代入（3.4）式得： 所以，一档转动比的选择范围是： 初选一档传动比为3。 3、变速器各档速比的配置 按等比级数阶分配的各档速比的计算 汽车多在高档区工作，换档频率，高档区也多于低档区，为了节约燃料和操纵轻便起见，应尽量使高档区两档位之间的速度差值小些，所以高档区的速比阶K要比低档区的速比阶K要小。根据汽车的工作要求(长途运输、城市公交车、矿山运输等)和发动机特性的不同，速比阶K的偏离情况也不同.例如城市公交车和山区工作的汽车速比阶K的偏离值要小一些，而轿车的直接档的速比

39、阶K要更小一些。 为了减少高档的速比阶，新的传动比分配方法，就是把总跨(因第I档的传动比为，第n档的传动比为I)的对数，平均分成n-1个台阶(台阶总是比档位数少1)，并将它排列到中间档位的位置，即将中间档位的速比阶定为K(K=计算).排列后的直接档的速比阶将为。 对于直接档的速比阶，一般可按下式计算 （3.5） 式中:系数Cs=0.8 ～0.95.对于轿车Cs值取小一些，如0.8～0.9;对于货车，取Cs=0.85～ 0.95:对于非公路用车，取Cs= 0.9～0.97[10]。 这

40、样一来，高档的速比阶将小于低档.直接档和中间档的阶差为，而其间的档位数为。由上述可知，相邻两档阶差常数，所以直接档和中问档的阶差为，因此 将各档的速比阶按等比级数排列，它们的公比为B，这种方法又称为等比级数阶分配法.如从第n档(直接档)到第2档各档的速比阶分别为、、······、、则有， 2档：取， 3档：取， 4档：取， 3.1.4 中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算[11]： （3.6） 式中：

41、 A ——变速器中心距（mm）； ——中心距系数，乘用车=8.9~9.3； ——发动机最大输出转距为150（N·m）； ——变速器一档传动比为3.5； ——变速器传动效率，取96%。 （8.9~9.3）=（8.9-9.3）7.925=70.83~74.01mm 轿车变速器的中心距在60～80mm范围内变化。初取A=73mm。 3.1.5 变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： mm 初选长

42、度为270mm。 3.1.6 齿轮参数的选择 1、模数 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取模数范围为2.25~2.75，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。 表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数 车 型 乘用车的发动机排量V/

43、L 货车的最大总质量/t 1.014 模数/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 2、压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角[12]。 国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用3

44、0°压力角。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。 3、螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计中螺旋角大小根据实际情况选择。 4、齿宽 齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩

45、短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 斜齿，取为6.0～8.5，取6.0 mm为了不使齿宽过小，本设计中齿宽全部采用17.5mm。 5、齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数

46、小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。 本设计取为1.00。 3.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀

47、。 1、一档齿数及传动比的确定 一档传动比为： 当选定中心距A，模数和螺旋角后，可以根据算出两轴间相啮合齿轮副的总齿数。 由，得出 ， 取整后， 实际传动比 实际中心距 取整后 精确螺旋角 变位后啮合角 2、对中心距A进行修正 取整得mm，为标准中心矩。 3、二档齿数及传动比的确定 由，得出 ， 取整后， 实际传动比 实际中心距 精确螺旋角 变位后啮合角 4、计算三档齿轮齿数及传动比 由，得出 ， 取整后， 实际传动比 实际中心距 精确螺旋角 变位后啮合角 5、计算四档齿轮齿数及传动比 由，得出 ， 取整后， 实际传动

48、比 实际中心距 精确螺旋角 变位后啮合角 6、计算五档齿轮齿数及传动比 由，得出 ， 取整后， 实际传动比 实际中心距 精确螺旋角 变位后啮合角 7、计算倒档齿轮齿数及传动比 初选倒档轴上齿轮齿数为=21，输入轴齿轮齿数=13，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3.7） 已知：，，把数据代入（3.7）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为： 输入轴与倒档轴之间的距离： mm 取整 输出轴与倒档

49、轴之间的距离： mm 取整 3.1.8 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。 1、 一档齿轮的变位 压力角 角度变位系数之和 查机械手册齿轮变位系数表得到：， 因为，故要采用齿轮高度变位，根据机械设计手册：，取， 2、 二档齿轮的变位 压力角 角度变位系数之和 查机械手册齿轮变位系数表得到： ，

50、 3、 三档齿轮的变位 压力角 角度变位系数之和 查机械手册齿轮变位系数表得到：， 4、 四档齿轮的变位 压力角 角度变位系数之和 查机械手册齿轮变位系数表得到：， 5、 五档齿轮的变位 压力角 角度变位系数之和 查机械手册齿轮变位系数表得到：， 3.2 变速器齿轮强度校核 3.2.1 齿轮材料的选择原则 （1）满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 （2）合理选择材料配对。如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，

51、为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 （3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度>350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，

52、其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮[12]。 由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为58～62HRC。 3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核 齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (3.8) 式中： 　——圆周力（N），； ——计算载荷（N·mm）； 　——节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）； 　——斜齿轮螺旋角； ——

53、应力集中系数，=1.50； 　——齿面宽（mm）； 　 ——法向齿距，； 　——齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图3.2中查得； ——重合度影响系数，=2.0。 图3.1 齿形系数图 将上述有关参数据代入公式（3.8），整理得到 (3.9) （1）一档齿轮校核 主动齿轮： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齿形系数图3.1得：y=0.125，把以上数据代入(3.9)式，得： MPa 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齿形系数图3.1得：y=0

54、.157，把以上数据代入(3.9)式，得： MPa 其余各档弯曲应力校核结果： 单位：MPa 二挡 三挡 四挡 五档 输入轴 214.44 211.865 187.254 188.580 输出轴 234.675 203.863 185.234 187.76 3.2.3 轮齿接触应力校核 （3.10） 式中： 　——轮齿接触应力（MPa）； 　——齿面上的法向力（N），； 　—

55、—圆周力（N），； 　——计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）； 　——节点处压力角，为齿轮螺旋角； 　——齿轮材料的弹性模量（MPa）； 　——齿轮接触的实际宽度（mm）； ，——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，； 、 ——主从动齿轮节圆半径（mm）。 表3.3 变速器齿轮许用接触应力 齿轮 /MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 1900-2000 950-1000 常啮合齿轮和高档齿轮 1300-1400 650-700 将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力[]见表3.

56、3。 1、一档齿轮接触应力校核 已知：N·mm；；；MPa； mm； mm； ；mm N 由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入（3.10）可得： MPa 其余各档弯曲应力校核结果： 单位：MPa 二挡 三挡 四挡 五档 1500.102 1363.660 1225.878 1000.567 以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力[]，所以各档均为合格。

57、 3.2.4 倒档齿轮的校核 1、齿面接触疲劳许用应力的计算[19] （3.11） 式中： ——齿轮的接触疲劳极限应力（MPa）； 　——寿命系数； ——润滑油膜影响系数； 　——工作硬化系数； 　——尺寸系数； ——最小安全系数。 查机械设计手册得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1将这些数据代入（3.11）式，得： MPa 2、齿根弯曲疲劳许用应力计算 （3.12） 式中

58、： ——齿根弯曲疲劳极限应力； 　——寿命系数； ——相对齿根圆角敏感系数； 　——尺寸系数； ——表面系数； ——最小安全系数。 查机械设计手册得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25将这些数据代入（3.12）式，得： MPa 3、接触疲劳强度校核 （3.13） 式中： ——节点区域系数； ——弹性系数； ——重合度系数； 　 ——齿轮上的圆周力（N）； ——表示齿宽（mm）； ——齿轮直径； ——表示传动比；

59、 ——使用系数。 查机械设计手册得到： =2.33；=189.8；0.73； 已知： mm； ； N 将以上数据代入（3.13）式，得： MPaMPa。 4、齿根弯曲疲劳强度校核 （3.14） 式中： ——齿形修正系数； ——重合度系数。 查机械设计手册得到： =4.9；=0.64 将以上数据代入（3.14）式得： MPa 所以倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。 3.3 轴的结构和尺寸设计 变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力

60、、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。 初选轴的直径 在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.16～0.18；对输出轴，0.18～0.21。 输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取： 式中： ——经验系数，=4.0～4.6； ——发动机最大转矩（N.m）。 输入轴花键部分直径： =21.25～24.44mm 初选输入、输出轴支承之间的长度=270mm。 按扭转强度条件确定轴的最小直

61、径： （3.15） 式中： d——轴的最小直径（mm）； ——轴的许用剪应力（MPa）； P——发动机的最大功率（kw）； n——发动机的转速（r/min）。 将有关数据代入（3.15）式，得： mm 所以，选择轴的最小直径为20mm。 根据轴的制造工艺性要求[20]，将轴的各部分尺寸初步设计如图3.2、3.3所示： 图3.2 输入轴各部分尺寸 图3.3 输出轴各部分尺寸 3.4 轴的强度验算 3.4.1 轴的刚度计算 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产

62、生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。 图3.4 变速器轴的挠度和转角 轴的挠度和转角如图3.4所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用下式计算： （3.16） （3.17）

63、 （3.18） 式中： 　 ——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； 　——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； 　 ——弹性模量（MPa），=2.1×105 MPa； 　 ——惯性矩（mm4），对于实心轴，； 　 ——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算； 、——齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； ——支座间的距离（mm）。 轴的全挠度为mm。 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。

64、1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核 （1）轴上受力分析 一档工作时： N N N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm，把有关数据代入（3.16）、（3.17）、（3.18）得到： mm mm mm rad 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=45mm，把有关数据代入（3.16）、（3.17）、（3.18）得到： mm mmmm rad 由于一挡工作时，轴上所受的作用力、弯矩最大，所以只需

65、校核一挡工作时的轴的强度，若满足要求，则轴的强度满足要求。 倒档工作时： N N N 输入轴的挠度和转角的计算： 已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=32mm，把有关数据代入（3.16）、（317）、（3.18）得到： mm mmmm mm 输出轴的挠度和转角的计算： 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=30mm，把有关数据代入（3.16）、（317）、（3.18）得到： mm mmmm mm 由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。 3.4.2 轴的强

66、度计算 变速器在一档工作时： 对输入轴校核： 计算输入轴的支反力： N N N 已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm 1、垂直面内支反力 对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： （3.19） 将有关数据代入（3.19）式，解得：=3248.66N 同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得： 2、水平面内的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （3.20） （3.21） 将相应数据代入（3.20）、（3.21）两式，得到： 3、计算垂直面内的弯矩 B点的最大弯矩为： N·mm N·mm N·mm B点的最小弯矩为： N·mm 4、计算水平面内的弯矩 N·mm 5、计