汽车变速器箱毕业设计（三维建模CAD图纸）

《汽车变速器箱毕业设计（三维建模CAD图纸）》由会员分享，可在线阅读，更多相关《汽车变速器箱毕业设计（三维建模CAD图纸）（40页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、汽车变速器箱毕业设计（三维建模CAD图纸） 摘 要 从汽车诞生时起,汽车变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角 色。现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源,其转矩和转速变化范围较 小,而复杂的使用条件则要求汽车的动力性和燃油经济性能在相当大的 范围内变化。为解决这一矛盾,在传动系统中设置了变速器。本文以红 旗汽车的一些整车参数和发动机参数为依据,进行变速器的设计。 设计的主要内容包括变速器传动机构布置方案的确定,变速器主要 参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、外形尺寸、齿轮参数、 各挡齿轮齿数的选择,齿轮、轴、轴承的设计校核,同步器、操纵机构 及箱体的设计。在设计的过程中,本文根据轿车变速

2、器的设计要求和车 辆动力传动系统自身的特点,参考多篇文献资料,以及国内外变速器设 计图册,从经济性和实用性方面着手进行分析,设计出一种两轴式变速 器。 关键词:轿车;变速器;齿轮;轴;箱体;设计ABSTRACT?Since?automobile?was?born,?the?transmission?has?played?a?critical?role?in?the? drivetrain.?Modern? cars?widely? uses? engines? as? the? power? source.?The?range?of? torque? and? speed? are? smal

3、l,? but? complex? using? conditions? require?the? automobiles? dynamic? and? fuel? economical? efficiency? can? change? in? a?very? large? rangeTo? solve? this? contradiction,? transmission? is? set? up? in? the?drivetrainThe? transmission? is? designed? based? on? engine? parameters? and?vehicle? p

4、arameters? of? Hong? Qi? automobile? in? this? textThe? main? design?contents? include? the? layout? program? of? transmission? drive?mechanism,? the?selection? of?main? transmission? parameters? such? as? shifts,? the? range?of? gear?ratio,?center?spacing,?each?gear?ratio,?size,?gear?parameters?and

5、?the?numble?of?each? gear,? the? design? and? verification? of? gears,? shafts? and? bearings,? the?design?of?synchronizer,?manipulation?framework?and?gearbox.?Bases?on?the?design? requirement? and? the? characteristic? of? power? transmission? system,?consulting? a? great? deal? of? literatures? an

6、d? transmission? design? drafts? from?both?home?and?overseas,at?economical?efficiency?and?practicability?angle,?a?small?kind?of?two?shafted?transmission?is?designedKey?words:Automobile;Transmission;Shell;Gear;Shaft;Design1 绪论?1.1选题的目的及意义 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源,其转矩和转速变化 范围较小,而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的

7、范围内变化。为解决这一矛盾,在传动系统中设置了变速器。它的功用 是:改变传动比,扩大驱动轮转矩和转速的变化范围,以适应经常变化 的行驶条件,如起步、加速、上坡等,同时使发动机在有利的工况下工 作;在发动机旋转方向不变的前提下,使汽车能倒退行驶;利用空挡, 中断动力传递,以使发动机能够起动、怠速,并便于变速器换挡或进行 动力输出。 变速器作为汽车传动系统的主要组成部分,是汽车动力性和燃油经 济性的重要保证。随着科技的高速发展,人们对汽车的要求越来越高, 汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变 速器的性能的设计和研发。变速器技术的发展是衡量汽车技术水平的一 项主要依据。?1

8、.2国内外研究状况 汽车变速器技术的发展历史: 手动变速器(MT:Manual?Transmisson)主要采用了齿轮传动的降 速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副,而汽车行驶时的换挡工 作,也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。 自动变速器(AT:Automatic? Transmisson)是由液力变矩器,行星 齿轮和液压操纵系统组成,通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变 速变矩。AMT 是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成,主 要改变了手动换挡操纵部分。即在 MT 总体结构不变的情况下改用电子 控制来实现自动换挡。 无级变速器(CVT:Continuously

9、?Variable?Transmission),又称为连 续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组,从动轮 组,金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮,从动轮和传动带来实 现速比的无级变化,传动带一般用橡胶带,金属带和金属链等。 无限变速式机械无级变速器(IVT:Infinitely?Variable?Transmisson) 采用的是一种摩擦板式变速原理。IVT?的核心部分由输入传动盘,输出 传动盘和?Variator?传动盘组成。它们之间的接触点以润滑油作介质,金 属之间不接触,通过改变?Variator?装置的角度变化而实现传动比的连续 而无限的变化?1?。 汽车的发展经历

10、了三大革命,动力革命(内燃机的使用),传动革 命(机械传动的完善和液体传动的使用)和控制革命(用传感器、微机 和电液阀进行信息处理)。 从先进国家来看,动力革命和传动革命已经完成,目前正处于控制 革命阶段,要解决的主要是机械太“机械” ,没有灵性的问题,过去机 械全靠人来操纵控制,然而人的生理和心理能力(感觉器官的功能、头 脑分析的能力和体能)是有限的,操纵汽车这样复杂的机械对于人来说 体力和脑力负担是很重要的,更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的发 展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分(发动机、变速器、悬架、 制动和转向机构等)进行自动控制,并从各部分的单独控制向整车一体 化控制发展,从一般

11、控制向智能控制发展。要解决机械信息处理能力问 题,机械本身是无能为力的,液压控制在性能上也达不到要求,必须引 入具有良好控制性能和信息处理能力的电子技术。但是仅仅采用机电液 技术还不够,还需要应用声学、光学、和化学等多学科技术才能使机械 具有良好的信息处理能力,实现高度自动化?2?。从技术发展角度来看,汽车传动技术中的关键是电子技术、电液控 制技术和传感器技术。目前,世界主要的变速器制造生产厂家都致力于 这些关键技术的研究与应用,极大地促进了自动变速器的发展?3?。?1.3研究方法 根据此次设计要求,依据红旗轿车的整车参数和发动机参数,完成 变速器的结构布置和设计。设计的主要内容有确定变速器传

12、动机构布置 方案,变速器主要参数的选择,变速器齿轮的设计计算,轴与轴承的设 计校核。 查阅图书馆电子资源、馆藏图书和文献,以及本市各大型图书馆的 馆藏图书资源,了解变速器研究领域的最新发展动向;阅读关于变速器 设计方面的书籍,学习前人进行变速器设计的过程、步骤、方法和经验 教训;向指导教师请教;同学之间互相讨论;亲自去实验室动手拆装各 种类型的变速器,了解各种变速器的结构与工作原理进行变速器的设计 和计算。?1.4研究内容 (1) 变速器设计的目的意义、国内外现状; (2) 变速器方案的确定、各挡传动比等参数的确定; (3) 各挡齿轮的设计及校核; (4) 传动轴的设计及校核,轴承的选择校核;

13、 (5) 同步器和操纵机构的设计选用等; (6)? CAD绘制变速器装配图一张(0) (7) 零件图 3张2 变速器传动机构布置方案?2.1传动机构布置方案分析 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据轴的不同类型,分 为固定轴式和旋转轴式两大类,而前者又分为两轴式,中间轴式和多轴 式变速器?4?。 2.1.1 两轴式和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用三轴式变速器,而发动机前置前轮驱动的轿 车,若变速器传动比小,则常用两轴式变速器。在设计时,究竟采用哪 一种方案,除了汽车总布置的要求外,主要考虑以下四个方面: 1、结构工艺性 两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置 时

14、,主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮;而发动机横置时用圆柱 齿轮,因而简化了制造工艺。 2、变速器的径向尺寸 两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副,而中间轴式变速器 则有两对齿轮副。因此,对于相同的传动比要求,中间轴式变速器的径 向尺寸可以比两轴式变速器小得多。 3、变速器齿轮的寿命 两轴式变速器的低档齿轮副,大小相差悬殊,小齿轮工作循环次数 比大齿轮要高得多。因此,小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速 器的各前进挡均为常啮合斜齿轮传动,大小齿轮的径向尺寸相差较小, 因而寿命较接近。在直接挡时,齿轮只空转,不影响齿轮寿命。 4、变速器的传动效率两轴式变速器虽然有等于 1的传动比,但仍要

15、有一对齿轮传动,因 而有功率损失。而中间轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连,得到 直接挡,因而传动效率较高,磨损小,噪声也较小。轿车尤其是微型汽 车,采用两轴式变速器比较多,而中、重型载重汽车则采用中间轴式变 速器。 2.1.2 多中间轴结构 当变速器安装在转矩高于 12001300N?m的大功率柴油即时, 其齿 轮轴和轴承都要承受很大的载荷。为防止过早被破坏,所以才采用多中 间轴式?5?。 2.1.3 倒挡的形式和布置方案 图?2.1?为常见的布置方案。图?a?方案广泛用于前进挡都是同步器换 挡的四挡轿车和轻型货车变速器中;b?方案的优点是可以利用中间轴上 的 1挡齿轮,因而缩短了中间轴的

16、长度,但换挡时两对齿轮必须同时啮 合,致使换挡困难,某些轻型货车四挡变速器采用这种方案;c?方案能 获得较大的倒挡速比,突出的缺点是换挡程序不合理;d?方案针对前者 的缺点作了修改,因而在货车变速器中取代了?c?方案;e?方案中,将中 间轴上的一挡和倒挡齿轮做成一体, 其齿宽加大, 因而缩短了一些长度;?f?方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮,换挡更为轻便;为了充分利 用空间,缩短变速器轴向长度,有的货车采用?g方案,其缺点是一挡和 倒挡得各用一根变速器拨叉轴,使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 后述五种方案可供五挡变速器的选择:图?2.1? 倒挡布置方案 本次设计采用两轴式变速器,图 2.1

17、(a)所示的倒挡布置方案。?2.2零、部件布置方案分析 2.2.1 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。 与直齿圆柱齿轮比较,斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工 作噪声低等优点;缺点是制造时稍复杂,工作时有轴向力,这对轴承不 利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮,尽管这样会使常啮合 齿轮数增加,并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用 于低档和倒挡?6?。 2.2.2 换挡的结构形式 如图?2.2?所示,变速器换挡机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和 同步器换挡三种。(a)滑动齿轮换挡 (b)啮合套换挡 (c)同步器换挡 图?2.2? 换挡机构形式 1、滑

18、动齿轮换挡 通常采用滑动直齿轮换挡,也有采用斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换 挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿面承受很大的 冲击,会导致齿轮过早损坏,并且直齿轮工作噪声大,所以这种换挡方 式一般仅用于一挡和倒挡。 2、啮合套换挡 用啮合套换挡,可将构成某传动比的一对齿轮,制成常啮合的斜齿 轮。用啮合套换挡,因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多,而轮齿 又不参与换挡,它们都不会过早损坏,但不能消除换挡冲击,所以仍要 求驾驶员有熟练的操纵技术。此外,因增设了啮合套和常啮合齿轮,使 变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此,这种换挡方法 目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器

19、上应用。 3、同步器换挡 现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速,无冲击,无噪 声换挡,而与操纵技术熟练程度无关,从而提高了汽车的加速性、经济 性和行车安全性。同上述两种换挡方法相比,虽然它有结构复杂,制造 精度要求高,轴向尺寸大。同步环使用寿命短缺等缺点,但仍然得到广 泛应用。由于同步器的广泛应用,寿命问题已得到基本解决。如瑞典的 萨伯-斯堪尼亚(SAAB?Scania)公司,用球墨铸铁制造同步器的关键部件,并在其工作表面上镀上一层钼,不仅提高了耐磨性,而且提高了工 作表面的摩擦系数,这种同步器试验表明,它的寿命不低于齿轮寿命, 法国的贝利埃(Berliet) 。德国择孚(ZF)等公司

20、的同步器均采用了这种 工艺。上述三种换挡方案,可同时用在一变速器中的不同挡位上,一般倒 挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式;对于常用的高 挡位则采用同步器或啮合套。轿车要求轻便性和缩短换挡时间,因此采 用全同步器变速器。 2.2.3 防止自动脱档的措施 自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度 不足以及振动等原因,都会导致自动脱挡。为解决这个问题,除工艺上 采取措施以外,目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种:?1、将两接合齿的啮合位置错开,如图 2.3所示。这样在啮合时,使 接合齿端部超过被接合齿的? 13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同 时磨损,并

21、在接合齿端部形成凸肩,可用来阻止接合齿自动脱挡。?2、 将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄 (切下 0.30.6mm), 这样, 换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住,从而阻止自动脱挡,如 图 2.4所示。?3、将接合齿的工作面设计并加工成斜面,形成倒锥角(一般倾斜?23),使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力,如图 2.5所示。这 种方案比较有效,应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状, 也具有相同的阻止自动脱挡的效果。图 2.3? 防止倒挡的措施 图 2.4? 防止倒挡的措施 图 2.5? 防止倒挡的措施 2.2.4 轴承形式 过去,变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承

22、, 近年来,变速器的设计趋势是增大其传递功率与质量之比,并要求它有 更多的容量和更好的性能。而上述轴承形式已不能满足对变速器可靠性 和寿命提出的要求,故使用圆锥滚柱轴承的增多。其主要优点如下:滚 锥轴承的接触线长,如果锥角和配合选择合适,可提高轴和齿轮沿纵向 平面分开或沿中心线所在平面分开,这样可使装拆和调整轴承方便。由 于上述特点,滚锥轴承已在欧洲一些轿车、货车和重型货车变速器上得 到应用。 2.2.5 组合式变速器 近年来,增加汽车变速器的挡位,是一个重要的发展趋势,这与许 多因素有关,如载货汽车上更多地使用柴油发动机,平均车速和汽车总 质量增加,以及要求降低燃料耗量等。 本次设计初步选择

23、的齿轮形式是前进挡皆为斜齿圆柱齿轮,倒挡为 直齿圆柱齿轮,采用全同步器式换挡形式,轴承选取深沟球轴承、圆柱 滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。2.3本章小结 本章对变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统 的分析,并给出了此次设计的具体方案,即设计两轴式变速器,倒挡布 置方案如图?2.1(a)所示,前进挡皆为斜齿圆柱齿轮,倒挡为直齿圆柱 齿轮,采用全同步器式换挡形式,轴承选取深沟球轴承、圆柱滚子轴承、 滚针轴承、圆锥滚子轴承。3 变速器主要参数的选择及设计计算?3.1设计依据的主要技术参数 本次设计是根据 HQ7220?的技术参数来设计的一种变速器,其具体 参数如表 3.1。 表

24、3.1? HQ7220?的主要技术参数 型号 HQ7220 轮胎型号? 165/65R13?整车整备质 量?1295kg? 主减速比? 4.388?最大总质量? 1870?kg? 最大转矩? 272N?m/30003500r/min?最高车速? 220km/h? 最大功率? 133.5kw/5000?r/min?最大爬坡度? 36%? 轮距(前/后)? 1360mm/1355mm?轴距? 2835mm? 外廓尺寸 (长 宽高)?3588mm1563mm?1574mm?3.2挡位数确定 变速器的挡数可在 320个挡位范围内变化,通常变速器的挡数在 6 挡以下,当挡数超过?6?挡以后,可在?6?挡

25、以下的主变速器基础上,再 行配置副变速器,通过两者的组合获得多挡变速器。 增加变速器的挡数,能够改变汽车的动力性和燃油经济性以及平均 车速。挡数越多,变速器的结构越复杂,并且使轮廓尺寸和质量加大, 同时操纵机构复杂,而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。 在最低挡传动比不变的条件,增加变速器的挡数会使变速器相邻的 低档与高档之间的传动比比值减小,使换挡工作容易进行。要求相邻挡 位之间的传动比值在?1.8?以下,该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁,所以又要求高档区相邻挡位之间的传动比比值,要比低档区 相邻挡位之间的传动比比值小。 近年来,为了降低油耗,变速器的挡数有增加的趋势。目前,

26、乘用 车一般用? 45?个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用? 5?个挡。商用车变速器采用 45?个挡或多挡。载质量在 2.03.5t?的货车 多采用 5个挡,载质量在 4.08.0t?的货车采用六挡变速器。多挡变速器 多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 本次设计的变速器采用 5个前进挡位,1个倒挡位。?3.3传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的 比值。最高挡通常是? 1.0,有的变速器最高挡是超速挡,传动比为? 0.7?0.8。影响最低挡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

27、 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 3.04.5之间,总质量轻的商用车在 5.08.0之间,其 他商用车则更大。 本次设计的变速器传动比范围是 4.5。?3.4变速器各挡传动比的确定 3.4.1 确定一挡传动比 确定最低挡传动比时,要考虑下列因素:汽车最大爬坡度,驱动轮 与地面的附着力,汽车最低稳定车速及主传动比等?7?。 1、根据最大爬坡度确定一挡传动比 汽车在最大上坡路面上行驶时,最大驱动力应能克服轮胎与地面间 滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时,车速不高,故忽略空气阻力。这时?t?F f?F? +? ?i?F?(3.1) 式中? ?t?F

28、? ?最大驱动力,? ?t?F? ?r?g?e?r?i?i?T h?0?1? ;?f?F? ?滚动阻力,? f?F? ?fmgcos? a ;?i?F? ?最大上坡阻力,? ?i?F? mgsin? a 。 将上述有关参数代入式(3.1)得?r?g?e?r?i?i?T h?0?1? ?mgfmgcos? a? +mgsin? a? mg? Y?1?g?ih?0?i?T?r?mg?e?r Y (3.2) 式中? ?e?T? ?发动机最大转矩,? ?e?T? 172N?m;?0?i?主减速比,? 0?i? 4.388;?m?汽车总质量,m1870kg;? Y ?道路最大阻力系数;?f?滚动阻力系数

29、(良好的沥青或混凝土路面? f0.0100.018?取?f0.015)?8?;?1?g?i? ?变速器一挡传动比; h ?汽车传动系效率,h 0.9;?g?重力加速度,g9.8;?r?r?驱动轮滚动半径,? r?r? 0.1651m; a ?道路最大上坡角(最大爬坡度? i0.36tg? a ,则?sin? a? 0.34,cos? a? 0.94)。 将上述有关参数代入式(3.2)得?1?g?i 90?3884?72?16510?340?940?0150?89?1270+?2.558946 ?2.559?2、根据驱动轮与路面的附着力确定一挡传动比 汽车行驶时,为了使驱动轮不打滑,必须使驱动力

30、等于或小于驱动 轮与路面间的附着力,此条件可用下列不等式表示?r?g?e?r?i?i?T h?0?1? y?2?G1?g?ih y?0?2?i?T?r?Ge?r?(3.3) 式中 y ?道路附着系数,计算时取y?0.50.6取y?0.55;?2?G? ?汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷,?2?G? 11000N。 将上述有关参数代入式(3.3)得?1?g?i 90?3884?72?16510?550?110003.512859848?3.513?故取? 1?g?i? 3.42。 3.4.2 确定五挡传动比 为了提高汽车经济性,高速行驶时发动机转速不致过高,而设置一 个超速挡,超速挡的

31、传动比一般取为 0.70.85。把五挡设为超速挡,则 取? 5?g?i? 0.76。3.4.3 确定其它各挡传动比 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系?2?1?g?g?i?i?3?2?g?gi?i?4?3?g?g?i?i?5?4?g?gi?i?q?(3.4) 式中? q?常数,也就是各挡之间的公比,q?4?5?1?g?g?i?i?1.456475315?1.456。 因此,各挡传动比为?1?g?i? 3.42?5?g?i? 0.76?4?g?i? ? 5?g?i? q0.76?1.4561.11?3?g?i? ? 5?g?i?2?q? 0.762?4561? 1.61?2?g?i? ? 5?g

32、?i?3?q? 0.763?4561? 2.35?gR?i? 3.818?3.82?3.5中心距?A?初选中心距 A时,可根据下述经验公式计算?A? 3? 1? g?e?A? i?T?K h (3.5) 式中? A?变速器中心距(mm) ;?A?K? ?中心距系数,乘用车:8.99.6,多挡变速器:? A?K? 9.511.0取? A?K? 9.5;? ?e?T? ?发动机最大转矩(N?m) ;?1?i?变速器一挡传动比;?g h ?变速器传动效率,? g h 0.96。 将上述有关参数代入式(3.5)得?A9.5?3? 960?423?7283.73994702 ?83.7mm?3.6外形尺

33、寸 变速器的横向外形尺寸,可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡 机构的布置初步确定。 影响变速器壳体的轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮 形式。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为(3.03.4)A。 商用车四挡变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用: (1)四挡 (2.22.7)A?(2)五挡 (2.73.0)A?(3)六挡 (3.23.5)A?当变速器选用的挡数和同步器多时,上述中心距系数应取给出范围 的上限。为了检测方便,中心距 A最好取为整数。 轴向尺寸为(2.73.0)A58.49676.1mm,取为 635mm。?3.7齿轮参数 3.7.1 模数 齿轮模数是一个重要参数,并且影

34、响它的选取因素又很多,如齿轮 的强度、质量、噪声、工艺要求等。应该指出,选取齿轮模数时一般要遵守的原则是: 在变速器中心距相同的条件下,选取较小的模数,就可以增加齿轮 的齿数, 同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加, 并减少齿轮噪声, 所以为了减少噪声应合理减少模数,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,各挡齿轮应该选用一种 模数,而从强度方面考虑,各挡齿轮应有不同的模数;减少乘用车齿轮 工作噪声有较为重要的意义,因此齿轮的模数应选得小些;对货车,减 少质量不减少噪声更重要,故齿轮应选用大些的模数;变速器低档齿轮 应选用大些的模数,其他挡位选用另一种模数。

35、少数情况下,汽车变速 器各挡齿轮均选用相同的模数,变速器用齿轮模数的范围如表 3.2?9?。 所选模数值应符合国家标准 GB/T1357?1987?的规定,如表 3.3。选 用时,应优先选用第一系列,括号内的模数尽可能不用。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原 因,同一变速器中的接合齿模数相同。其取用范围是:乘用车和总质量?a?m? 在?1.814.0t?的货车为?2.03.5mm;总质量? a?m? 大于?14.0t?的货车为?3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多,有利于换挡。 表 3.2? 汽车变速器齿轮的法向模数? n?m?车型 乘用车的发动机排量?V/L

36、? 货车的最大总质量? a?m? /t?1.0V1.6? 1.6V2.5? 6.014.0?模数? n?m? /mm? 2.252.75? 2.753.00? 3.504.50? 4.506.00?表 3.3? 汽车变速器常用的齿轮模数 (mm) 一系列? 1.00? 1.25? 1.5? 2.00? 2.50? 3.00? 4.00? 5.00? 6.00?二系列? 1.75? 2.25? 2.75? (3.25)? 3.50? (3.75)? 4.50? 5.50? ?3.7.2 压力角a 齿轮压力角较小时,重合度较大并降低了轮齿刚度,为此能减少进 入啮合和退出啮合时的动载荷,使传动平稳,

37、有利于降低噪声;压力角 较大时,可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明:对于直齿 轮,压力角为? 28时强度最高,但是超过 28强度增加不多;对于斜 齿轮,压力角为? 25时强度最高。因此,理论上对于乘用车,为加大重 合度以降低噪声应取用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角;对 商用车,为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。 实际上,因国家规定的标准压力角为 20,所以变速器齿轮普遍采 用的压力角为 20。 啮合套或同步器的接合齿压力角为 20、?25、?30 等,但普遍采用 30压力角。 应该指出,国外有些企业生产的乘用车变速器齿轮采用两种压力 角,即高档

38、齿轮采用小些的压力角以减少噪声;而低档和倒挡齿轮采用 较大的压力角,以增加强度,必须指出,齿轮采用小压力角和小模数时, 除必须采用大的齿高系数外,还应采用大圆弧齿根,这样可以提高弯曲 强度在 30%以上。 3.7.3 螺旋角b 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角,应注意它 对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋 角时,使齿轮啮合的重合度增加,因而工作平稳、噪声降低。试验还证 明:随着螺旋角的增大,齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于 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,以 152

39、5为宜; 而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼,应选用较大的螺旋 角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用: (1)乘用车变速器?1)两轴式变速器为 2025?2)中间轴式变速器为 2234 (2)货车变速器:1826 3.7.4 齿宽 b 在选择齿宽时,应该注意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。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量,应该选用较小的 齿宽。另一方面,齿宽减少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。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加

40、。选用宽些的齿 宽,工作时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 m? n?m? 的大小来选定齿宽: (1)直齿 b? c?k? m,? c?k?为齿宽系数,取为 4.58.0; (2)斜齿轮 b? c?k? n?m? ,? c?k?取为 6.08.5。?b?为齿宽(mm)。采用啮合套或同步器换挡时,其接合齿的工作宽 度初选时可取为 24?mm。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数? c?k?可取大些,使接触线长度增加, 接触应力降低,以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡齿 轮,挡位低的齿轮的齿宽系数取得

41、稍大。3.7.5 齿轮的变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮,除 为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外,它还影响齿轮的强度,使用 平稳性,耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一 对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强 度,使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不 能同时增加一对齿轮的强度,也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位 系数之和不等于零。 角度变位既具有高度变位的优点, 又避免了其缺点。 由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器,会因保 证各挡

42、传动比的需要,使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对 齿轮有相同的中心距,此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿数副采 用标准齿轮传动或高度变位时,对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变 位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标,故采用得较 多。对斜齿轮传动,还可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的 要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作,有时还承受冲击负 荷。对于高挡齿轮,其主要损坏形式是齿面疲劳剥落,因此应按保证最 大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触 强度,应使总变位系数尽可能取大些,这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆 较远,以增大齿廓曲率半径,减小

43、接触应力。对于低档齿轮,由于小齿 轮的齿根强度较低,加之传递载荷较大,小齿轮可能出现齿根弯曲、断 裂的现象。为提高小齿轮的抗弯强度,应根据危险断面齿厚相等的条件 来选择来选择大小齿轮的变位系数,此时小齿轮的变位系数,此时小齿 轮的变位系数大雨零。由于工作需要,有时齿轮齿数取得少(如一挡主 动齿轮)会造成轮齿根切。这不仅削弱了轮齿的抗弯强度,而且使重合度减少。此时应对齿轮进行正变位,以消除根切现象。 总变位系数? 2?1 x x x + ?c? 减少,一对齿轮齿根总的厚度越薄,齿根 越弱,抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度减小,易于吸收冲击振动故 噪声要小一些。另外,? c x 值越小,齿轮的齿形

44、重合度越大,这不但对降 噪有利,而且由于齿形重合度增大,单齿承受最大载荷时的着力点距齿 根近,弯曲力矩减小,相当于齿根强度提高,对由于齿根减薄而产生的 削弱强度的因素有所抵消。 根据上述理由,为了降低噪声,对于变速器中除去一、二挡和倒挡 以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值,以便获得低 噪声传动。一般情况下,最高挡和挡和一轴齿轮副的? c x 可以选为-0.2?0.2。随着挡位的降低,? c x 值应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮,应该 选用较大的? c x 值, 以便获得高强度齿轮副。 一挡齿轮的? c x 值可以选用 1.0?以上?10?。 3.7.6 齿顶高系数 齿顶高系数

45、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。若齿顶高系数小,则齿轮重合度小、工 作噪声大;但因轮齿受到的弯矩减少,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作用到齿顶 上,所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后, 短齿制齿轮不再被采用, 包括我国在内, 规定齿顶高系数为 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于 1.00的细高齿制。采用细高齿制时,必须通过验 算保证齿顶厚度不得小于 0.3m。和齿轮没有根切和齿顶干涉。目前,对于细

46、高齿制的齿顶高系数, 还没有制定统一的标准, 由各企业自行确定, 从小至?1.05?到大至?1.90?的都有,且许多变速器的一对主、从动齿轮的 齿顶高系数不同。?3.8各挡齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后,可根据变速器的挡数、传 动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是,各挡齿轮的齿 数比应该尽可能不是整数,以使齿面磨损均匀。如图?3.1?是本次设计的 变速器的传动方案。 图?3.1? 变速器的传动示意图 3.8.1 确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比为1?g?i? ?1?2?z?z?3.42?为了求? 1?z?、? 2?z?的齿数,先求其齿数和? h?z? 。 (1)直

47、齿?h?z? ?m?A?2?(3.6) (2)斜齿?h?z? ? m?A b?cos?2?(3.7)?h?z? ? 2?20?cos?758?2 55?为了使?1?2?z?z?尽量大些,应将? 1?z?取得尽量小些,则取? 1?z? 12,? 2?z? 43。 3.8.2 对中心距 A 进行修正 因为计算齿数和? h?z?后,经过取整使中心距有了变化,所以应根据取 定的? h?z? 和齿轮变位系数重新计算中心距 A,再以修正后的中心距 A作为 各挡齿轮齿数分配的依据,则修正后的中心距既实际中心距 A84mm。 3.8.3 确定一挡齿轮变位系数 法面模数?n?m? 2?端面模数t?m? ?20?

48、cos?n?m? ?20?cos?2?2.1mm?法面压力角?n a? 20 端面压力角?t a? arctg b a?cos?n?tg? ?20?cos?20?tg?arctg? 21.17 理论中心距?A?2?2?1? z?z +?t?m? ? 2?43?12 +2.157.75?mm?中心距变动系数?t?y? ?t?m?A?A -?/?12?7557?60 -?1.071428571?z?y? ? A?A?A -?/? t?y2?1?2?z?z +?1.0714285755?2?0.038961038?查表得? z?x? 0.04405,则总变位系数 S?x? ? z?x? 2?2?1?

49、 z?z + 0.044052?55?1.211375?根据齿数比? 1?u? ?12?43?3.583,按线图分配变位系数得? 1?x?0.58,则?2?x? S?x?-? 1?x?1.211375-0.580.631375?3.8.4 确定其他挡位的齿轮齿数及变位系数 1、二挡齿轮齿数3?z? +? 4?z? ?n?m?A? 3?cos?2 b? ?2?22?cos?60?2 55.6310312756?2?g?i? ?3?4?z?z?2.35 则取? 3?z? 17,? 4?z? 56-1739。 2、二挡变位系数 法面模数?n?m? 2?端面模数?t?m? ?22?cos?n?m? ?

50、22?cos?2?2.2mm?法面压力角?n a? 20 端面压力角?t a? arctg b a?cos?n?tg? ?22?cos?20?tg?arctg? 21.43 理论中心距?A?2?4?3? z?z +?t?m? ? 2?39?17 +2.161.6mm?中心距变动系数?t?y? ?t?m?A?A -?/?22?661?60 -?-0.727272727?z?y? ? A?A?A -?/? t?y4?3?2?z?z +?-0.72727272756?2?-0.025974025查表得? z?x? -0.01563,则总变位系数 S?x? ? z?x? 2?4?3? z?z + -0

51、.015632?55?-0.43764?根据齿数比? 2?u? ?17?39?2.294,按线图分配变位系数得? 3?x? 0.58,则?4?x? S?x?-? 3?x? -0.43764-0.58-0.631375?3、三挡齿轮齿数?5?z? +? 6?z? ?n?m?A? 5?cos?2 b? ?2?22?cos?60?2 56?3?g?i? ?5?6?z?z?1.61 取? 5?z? 24则? 6?z? 56-2132。 4、三挡变位系数 法面模数? n?m? ,端面模数? t?m?,法面压力角? n a ,端面压力角? t a ,理论 中心距 A,中心距变动系数? t?y?、? z?y

52、?,总变位系数? z?x?、 S?x?都同二挡。 根据齿数比? 3?u? ?24?32?1.3,按线图分配变位系数得? 5?x? 0,则?6?x? S?x?-? 5?x? -0.43764-0-0.43764?5、四挡齿轮齿数?7?z? +? 8?z? ?n?m?A? 7?cos?2 b? ?2?22?cos?60?2 56?4?g?i? ?7?8?z?z?1.61?取? 7?z? 27则? 8?z? 56-2729。6、四挡变位系数 法面模数? n?m? ,端面模数? t?m?,法面压力角? n a ,端面压力角? t a ,理论 中心距 A,中心距变动系数? t?y?、? z?y?,总变位

53、系数? z?x?、 S?x?都同二挡。 根据齿数比? 4?u? ?27?29?1.074,按线图分配变位系数得? 7?x? 0,则?8?x? S?x?-? 7?x? -0.43764-0-0.43764?7、五挡齿轮齿数?9?z? +? 10?z? ?n?m?A? 9?cos?2 b? ?751?25?cos?60?2 62?5?g?i? ?9?10?z?z?0.76?取? 9?z? 35则? 10?z? 62-3527。 8、五挡变位系数 法面模数?n?m? 1.75?端面模数?t?m? ?25?cos?n?m? ?25?cos?751?1.9mm?法面压力角?n a? 20 端面压力角?t

54、 a? arctg b a?cos?n?tg? ?25?cos?20?tg?arctg? 21.88 理论中心距A?2?10?9? z?z +?t?m? 83.9mm?中心距变动系数?t?y? ?t?m?A?A -?/?91?958?60 -?0.578947368,?z?y? ? A?A?A -?/? t?y4?3?2?z?z +?0.57894736862?2?0.018675721?查表得? z?x? 0.01996,则总变位系数 S?x? ? z?x? 2?4?3? z?z + 0.019962?62?0.61876?根据齿数比? 5?u? ?27?35?1.3,按线图分配变位系数?1

55、1?得? 9?x? 0.35,则?10?x? S?x?-? 9?x? 0.61876-0.350.26876?9、倒挡齿轮副的齿数 通常倒挡中间轴齿轮的齿数? 13?z? 2123。初选? 13?z? 22,则?gR?i? ?13?11?12?13?z?z?z?z?11?12?z?z?3.82?(3.8) 计算输入轴与倒挡轴的中心距?/?A? ?2?1?m? 12?z? +? 13?z? ?2?12? ? 12?z? +22? 12?z? +22?为避免干涉, 齿轮 11与齿轮 12的齿顶圆之间应有不小于 0.5mm的 间隙,则?2?12?11? a?a? d?d + A-0.5即? 12?a

56、?d? 2A-? 11?a?d? -112?m? ? 12?z? 260-? 11?m? ? 11?z? -9?2? 12?z? 260-2? 11?z? -9?(3.9) 由(3.8)(3.9)解得? 11?z? 11,? 12?z? 43则? gR?i? 3.9?输入轴与倒挡轴的中心距?/?A? ? 12?z? +2243+3275mm?倒挡轴与输入轴的中心距?/?A? ?2? 13?11? z?z?m + 21+2739mm?本次设计所有齿轮的几何尺寸如表 3.4、3.5所示。 表 3.4? 直齿圆柱齿轮的几何尺寸 mm?11?z? 12?z? 13?z?分度圆直径? 35? 86? 44?齿顶高? 2? 2? 2?齿根高? 2.5? 2.5? 2.5?齿全高? 4.5? 4.5? 4.5?齿顶圆直径? 34? 132? 35?齿根圆直径? 30