乘用车两轴式机械变速器课程设计

《乘用车两轴式机械变速器课程设计》由会员分享，可在线阅读，更多相关《乘用车两轴式机械变速器课程设计（34页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、摘 要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，为了使汽车在不同速度下行驶，变速器应设有多个档位，包括空挡和倒档。机械式手动变速器是传统的汽车传动系统，由于其结构简单、体积小、制造成本低、便于装配和修理，传动效率高等优点，一直沿用至今。作为传动机构的重要部件，对变速器的设计都遵循着统一的目标，那就是力求简单和方便。变速器的性能直接体现出整车性能的高低，特别是燃油经济性的好坏。所以变速器的设计质量的高低一直是汽车行业竞争的焦点。本设计针对乘用车两轴式机械变速器。根据乘用车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数，结合选择的适合于该乘用车的发动机型号

2、可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。结合某些乘用车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，计算出变速器的相关参数，进行合理性的设计。关键词：变速器；传动机构；传动比；齿轮；轴；同步器 ABSTRACTTo change the engine used to spread transmission of torque and wheel speed, in order to make car travel at different speeds, transmission should be a number of stalls, including neutral an

3、d reverse. Mechanical transmission is a traditional manual transmission car, because of its simple structure, small size, low manufacturing cost, ease of assembly and repair, high transmission efficiency, are still in use. Transmission mechanism as an impotant component, the design of transmission l

4、ine with the goal of reunification, it is simple and convenient. Transmission performance of the vehicle directly reflects the level of performance, especially fuel economy is good or bad. Therefore, the design of transmission quality has been the focus of competition in the automotive industry.The

5、design for the two-axis mechanical transmission cars. Form the basis of passenger cars, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and parameters such as maximum speed, combined with the suitable selection of the cars engine engine models can be

6、 drawn maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters. Combination of some basic parameters of passenger cars, to choose the appropriate reduction ratio of the Lord. Based on the above parameters to calculate the transmission of the relevant parameters for a reasonable de

7、sign.Key words:Transmission;Transmission mechanism; Transmission ratio；Gear;Axis；Synchronizer第1章 绪 论1.1 选题的目的和意义 汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。由于汽油机额定转矩对应的速度范围很小,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范围内变化，因此要用齿轮传动来适应驾驶时车速的变化。变速器是传动系的主要部件,它的性能对整车的动力性、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面都有十分重要的影响。手动机械变速器可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、传动效率高、故障率相对较低、经济性好、环保

8、性强、物美价廉,因此在市场上仍占有一席之地，开发手动机械变速器也适应当代世界经济的发展和需要。随着科技的高速发展，节能与环境保护、应用新型材料、高性能及低成本都可将作为汽车新型变速器的研究方向。1.2 变速器发展和国内外研究现状教练车都是手动早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传递形式是很简单的，一般都采用皮革作衬垫的油浴离合器。汽车自动变速器作为一种新型的传动器，最早是1939年由通用公司奥兹莫比尔部开发的。自20世纪40年代起人们就不遗余力地发展自动变速器1940年奥兹莫比尔采用液力自动变速器，这是在批量生产的美国汽车上最早采用的全自动变速器，也是第一台现代意义上的自动变速器。194

9、8年，自动变速器已经发展到与行星传动组成一体的液力变矩器。1983年，丰田汽车公司生产了A140E型自动变速驱动桥。这是第一种电控换挡自动变速器，开创了变速器发展的新趋势。在我国上海通用汽车公司在其生产的别克轿车上装备了4T65-E型电控自动变速器，这是我国第一家汽车公司将自动变速器作为标准装备装于轿车。世界最大的手动变速器制造商德国ZF公司预测说，到2012年北美市场出售的汽车中将只有6%是手动挡，欧洲与美国的情况不同，有机构预测，到2013年欧洲有52%的汽车还是手动挡，配备自动手动的变速器将只有10%,配备无级变速器的将占2%,配备双离合变速器的将占16%，欧洲人崇尚节能 环保，喜欢开小

10、型车，更青睐手动变速器的经济燃油性。而在日本变速器市场，CVT的市场占据绝对优势。在我国，虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年中高档的汽车是不会轻易放弃手动变速器的。另外，现在在我国的汽车驾校中，变速器的，除了经济适用轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些之外，关键是能够让学员打好基础以及锻炼驾驶协调。1.3变速器设计的要求变速器设计的具体要求应包括：正确选择变速器的档位和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性和经济性；设置空挡，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；设置动力输出装置，需要时能进行功

11、率输出；换挡迅速、省力、方便；工作可靠，使用寿命长；变速器应有高的工作效率；变速器的工作噪音要低；轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。1.4研究的基本内容本次设计的具体内容是结合设计要求，在保证汽车有必要的动力性和经济性的前提下，利用所选定的发动机参数，完成变速器结构布置和设计。需要解决的主要问题包括：使变速器能有效的防止脱档，跳档，乱挡并方便挂档；减小噪音并尽量能达到轻量化、高承载、低噪声、换档操纵性好和经济实用性；使变速器具有良好的动力性与经济性，换挡迅速、省力、方便；变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。第2章 机械式变速器方案的设计

12、2.1变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：（1）应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。（2）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求

13、日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。（3）重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。（4）传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。（5）噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。2.2 变速器结构方案的确定1、变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98），因此在

14、各类汽车上均得到广泛的应用。 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的最高传动比范围为3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为10.020.0。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃

15、料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（0.70.8）的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包

16、括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。1 第一轴；2第二轴；3中间轴图2.1 轿车中间轴式四档变速器三轴式变速器如图2.1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是

17、三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。两轴式变速器如图2.2所示。1 第一轴；2第二轴；3同步器图2.2 两轴式变速器示意图与三轴式变速器相比，两轴式变速器结构简单、紧凑且除倒档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑

18、动齿轮外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；低档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可装在第一轴的后端，如图。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，倒档齿轮采用

19、直齿轮。由于本次所设计的汽车是发动机前置，前轮驱动，因此采用两轴式变速器。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时齿轮和轴承均受载，因此噪声较大也曾加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限也受到较大限制，但这缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来消除。 ( a ) ( b ) ( c ) （ d ） 图2.3 两轴式变速器的传动方案图2.3中的(a)、(b)、(c)、(d)分别示出来了几种两轴式变速器的传动方案，它们的共同的特点是：一档和倒档的齿轮都布置的靠近支撑。为了提高轴的刚度，有的将倒档齿轮移至附加壳体内的支撑旁，如图2.3中（c）。也有设置附加支撑的，如图2.3中（d），

20、这些措施均可减小齿轮的磨损及降低噪音。有些两轴式变速器，将高档的同步器装在第一轴上；低档的同步器装在第二轴上，如图2.3中（b）、（d），以减小变速器的轴向尺寸。2、倒档传动方案 图2.4 倒档传动方案图2.4为常见的倒挡布置方案。图2.4（b）所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2.4（c）所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.4（d）所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.4（c）所示方案。图2.4（e）所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.4(f)所

21、示方案适用于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，有的货车倒挡传动采用图2.4(g)所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图2.4(f)所示的传动方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴

22、的支承。2.3变速器主要零件结构的方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。1、齿轮型式的选择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、工作时噪声低等优点；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，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于一档采用的是常啮合方案，因此一档也采用斜齿轮传动方案，即除倒档外，均采

23、用斜齿轮传动。2、换档结构型式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同

24、时保证迅速、无噪音、操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。利用同步器换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，要求换入不同档位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。因此经过比较得出，倒档用直齿滑动齿轮换挡，其余档位选用锁环式同步器换挡。3、.防止自动脱档的措施自动脱档是变速器的主要故障之一。由于结合齿磨损、变速器刚度不足以

25、及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这一问题，除工艺上采用措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：(1)将啮合套做得长一些如图2.5中(a）或者两接合齿的啮合位置错开如图2.5中（b），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。(2)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档如图2.5中（c）。(3)图2.5中（d）的这种结构方案比较有效，常被应用于变速器中。 (（a) (b) （c） （d） 图2.5 常见啮合套形式在本设

26、计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2.6所：l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮图2.6 锁环式同步器2.4本章小结通过对变速器传动方案的分析，确定了变速器轴的布置方案，选择齿轮的形式，倒档的传动方案，讨论了防止自动脱档的方法，换挡机构与同步器的工作原理的分析与选择，为下一步做好准备。第3章 变速器齿轮的设计与校核根据本设计的要求，以桑塔纳LX为参考依据，该车的发动机最大功率P=66k

27、w,T=138Nm, n=3300r/min,主减速器传动比i=4.111,最高车速u=161km/h,整车整备质量1030kg,车轮半径0.29.1、档数的确定近年来，为了降低油耗，变速器的档位有增加的趋势。目前，乘用车一般用45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，发动机排量小的可选用4个档。本设计采用4个档。2、传动比范围的确定 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其他商用车更大。3.1 变速器各档

28、传动比的确定 1、变速器最高传动比的确定 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 （3.1）则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 （3.2）式中 ：m汽车总质量； G重力加速度； max道路最大阻力系数； rr驱动轮的滚动半径；Temax发动机最大转矩； i0主减速比； 汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件 （3.3）求得的变速器I档传动比为： （3.4）式中： G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 路面的附着系数，计算时取=0.50.6。由已知条件：满载质量 1030kg； rr=294.6mm； Te ma

29、x=138Nm； i0=4.111； =0.95。根据公式（3.4）可得：igI =2.483.72，初选igI =3.44。2、变速器各档传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系为 （3.5） 式中： 汽车行驶速度，=161km/h; n 发动机转速，n=5200r/min; 变速器传动比，最高档传动比为，最低档传动比为；主减速器传动比。 （3.6）计算得 。中间档的传动比理论上按公比为q的等比数列分配：（3.7）实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：=1.581。计算的各档传动比为： 3、中心距A的确定中心距

30、对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。初选中心距A时，可根据下述经验公式计算 （3.8）式中： 中心距系数。对轿车， =8.99.3；对货车， =8.69.6。 发动机最大转矩。 变速器一档传动比。 变速器的传动效率。计算得： A=68.2571.32 取 A=704、轴向尺寸的确定变速器的横向外形尺寸，可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。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系

31、数的上限。为检测方便，A取整。本次设计为轿车四档变速器，其壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A=210238变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确。3.2 齿轮参数的确定变速器四个前进挡采用斜齿圆柱轮，倒档采用直齿圆柱齿轮。1、模数的选取齿轮模数是一个重要参数，影响它的选取因素有很多，如齿轮的强度、质量、噪音、工艺要求等。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐近线。由于工艺上的原因同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.8-14.0t的货车为2.03.5。所有齿轮的模数定为2.5。2、 压力角的选取压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强

32、度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角定为。3、 螺旋角的确定斜齿轮咋变速器中得到广泛的应用。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。斜齿轮传递转矩时，为使工艺简便，可将螺旋角设计成一样的，中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋。中间轴式变速器为；货车变速器：；所以初选斜齿轮螺旋角。4、齿宽的确定齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮

33、的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm5、 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪音、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。规定齿顶高系数取。6、 齿轮材料的选择变速器齿轮可以与轴设计成一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支撑等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿顶圆处的厚b影响齿轮强度。要求尺寸b应该大于或等于齿轮危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮

34、毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能大一些，至少满足尺寸，为花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度应满足强度条件下设计得薄些。齿轮表面粗糙度数值降低，则噪音减小，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范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。国内汽车变速器齿轮材料主要采用、。渗碳齿轮表面硬度为。心部硬度为。值得指出的是，采用喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施能使齿轮得到强。3.3齿轮尺寸的确定1、一档齿轮尺寸的确定一档齿轮：，（1） 变位系数：，（2） 理论中心距：=77.154mm （3） 中心距变动系数：=1.1388（4） 齿顶降低系数：=0.311

35、2（5） 端面模数：（6） 分度圆直径： （7）齿顶高： （8）齿根高： （9）齿全高： （10）齿顶圆直径： （11）齿根圆直径： 2、二档齿轮尺寸的确定二档齿轮：，（1） 变位系数：，（2） 理论中心距：=78.997mm（3） 中心距变动系数：=0.401（4） 齿顶降低系数：=0.199（5） 端面模数：=2.68（6） 分度圆直径： （7）齿顶高： （8）齿根高： （9）齿全高： （10）齿顶圆直径： （11）齿根圆直径： 3、三档齿轮尺寸的确定三档齿轮：，（1） 变位系数： （2） 端面模数：=2.71（3） 分度圆直径： （4）齿顶高： （5）齿根高： （6）齿全高： （7）齿顶

36、圆直径： （8）齿根圆直径： 4、四档齿轮尺寸的确定四档齿轮：，（1）变位系数： （2） 端面模数：=2.76（3） 分度圆直径： （4）齿顶高： （5）齿根高： （6）齿全高： （7）齿顶圆直径： （8）齿根圆直径： 5、倒档齿轮尺寸的确定倒档齿轮：，（1） 变位系数：， （2） 分度圆直径： （3）齿顶高： （4）齿根高： （5）齿全高： （6）齿顶圆直径： （7）齿根圆直径： 3.4各档齿轮齿数的分配在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构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。下面结合本设计来说

37、明分配各档齿数的方法。 1、2一档齿轮，3、4二档齿轮，5、6三档齿轮 7、8四档齿轮，9、10、11倒档齿轮。 图3.1 传动方案 1、确定一档齿轮的齿数和传动比一档传动比为： （3.10） (3.11)取整52，轿车可在之间取，取，则。，带入上公式得：对中心距A进行修正 (3.12)取整得，为标准中心距。2、 确定二档齿轮的齿数和传动比取整，取 则有 带入公式得：。3、确定三档齿轮的齿数和传动比取整，取 则有，带入公式得：4、确定四档齿轮的齿数和传动比取整，取 则有，带入公式得：5、确定倒档齿轮的齿数和传动比倒档采用直齿圆柱齿轮，且传动比与一档相近，取其为3.2则有 ： 试取：，则有：倒档

38、齿轮的齿数一般在之间，取。则二轴与倒档轴的中心距有：3.5 变位系数的确定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，耐磨性、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的和为零。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想接近的程度。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，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在第一轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保

39、证各档传动比的需要，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。当齿数和多的齿轮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则应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可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。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂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一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。

40、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。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。啮合角： 计算得：查图得：，同理计算得：， ， 3.6齿轮的校核 1、齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，轮齿相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿

41、面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。2、齿轮材料的选择原则齿轮材料的选择原则是：（1）满足工作条件的要求； （2）合理选择材料匹配； （3）考虑加工工艺及热处理工艺。3、齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制

42、造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为。（1）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力 （3.13）式中，弯曲应力（MPa）； 计算载荷（）； 应力集中系数，可近似取=1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动=0.9； 齿宽，=18，=15，=18； 齿形系数。 图3.2 齿形系数图将所得出的数据带入式（3.13）得： Mpa Mpa Mpa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时，直齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。

43、斜齿轮弯曲应力 （3.14） 计算载荷； 斜齿轮螺旋角； 应力集中系数； 齿数； 法向模数，取=2.5； 齿形系数；当量齿数 ; 重合度影响系数，=2.0； 齿面宽，斜齿 。将所得出的数据带入式（3.14）得：=225.192 Mpa =66.110 Mpa =174.449 Mpa =84.412 Mpa=161.873 Mpa =111.63 Mpa =125.914 Mpa 143.577 Mpa当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180350MPa范围，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（2）齿轮接触应力 （3.15）；为计算载荷且 则有 （3

44、.16）式中： 齿轮的接触应力（MPa）； F齿面上的法向力（N），； 圆周力在（N）， ； 节点处的压力角（°）；齿轮螺旋角（°）；E齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取 MPa；B齿轮接触的实际宽度，18 （）；主、从动齿轮节点处的曲率半径（）；直齿轮： 斜齿轮： =/ /其中，分别为主从动齿轮节圆半径（）。将所得出的数据带入上式得： =937.058 Mpa =503.653 Mpa =679.047 MPa =468.001 Mpa=549.263 MPa =470.9892 MPa =480.437 MPa =514.797 MPa =1135.855 Mpa

45、 =526.907 MPa =853.946 Mpa齿轮的需用接触应力为一档和倒档 19002000，高档1300，因此，上述计算结果均符合接触应力要求。3.7变速器壳体材料的选用变速器壳体的尺寸要尽可能小些，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴承工作时不会歪斜，变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应只一刀壳体侧面的内壁与转动齿轮顶之间留有58mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪音和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该

46、有不利于吸收齿轮振动和噪音的大方面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪音。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在的平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了是第一轴或第二轴后支撑的轴承间隙处流出的润滑油再留回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取3.54mm。采用铸铁壳体时，壁厚取56m

47、m。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大并使消耗的材料增加，提高成。3.8 本章小结本章主要对变速器的相关参数以及齿轮的主要参数进行确定，包括传动比的确定，中心距的确定，齿轮参数的确定，各档齿轮齿数的分配，各档齿轮的外形尺寸，同时对变速器齿轮进行相关的校核，使之满足在许用应力下进行工作，以及变速器外形尺寸的确定，壳体材料的选择。为下一步的设计奠定基础。第4章 变速器轴及轴承的设计与校核4.1 减速器主动锥齿轮的设计（1）主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即 （4.1）式中：计算转矩；发动机最大转矩；=138;由于猛接离合器而产生的动载系数，=1；液力变矩器变矩系数，

48、=1；变速器最低档传动比，=3.462；变速器最高档传动比，=0.871；主减速器传动比，=4.111；变速器传动效率，=0.96；计算驱动桥数，=1；将数据带入上式得：=1642.264;（2）从动锥齿轮分度圆直径： （4.2）式中： 直径系数，取=1316则有：=153.376188.771，取=185汽车驱动桥主减速器锥齿轮齿数：传动比在4.004.50时，主动齿轮齿数812取主动齿轮齿数为9，则从动齿轮齿数为37。齿轮端面模数 。主动锥齿轮各参数为： 分度圆直径： 45 法向压力角： 周节: 15.708 齿顶圆直径： 57.53 齿根圆直径： 40.70 分锥角： 锥矩： 95.21

49、 分度圆齿厚： 15.7 齿面宽： 28.675 齿工作高： 8.25 齿全高： 9.16 齿顶高： () 6.35 齿根高： 2.81 齿根角： （3） 螺旋角的选择“格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值： （4.3）主动齿轮的名义螺旋角的预选值；、主、从动齿轮齿数；从动齿轮的节圆直径；对螺旋锥齿轮取=0.则有 对于“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮，预选后尚需要用刀号来加以校正，首先要求出近似刀号： 近似刀号= 、主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示；则有，近似刀号=9.1128。按近似刀号选取与其接近的标准刀号（计有：）然后按选定的标准刀号反算螺旋角： 标准刀号选为则有 螺旋方

50、向：在一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。驱动齿轮：小齿轮。旋转方向：向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针。4.2 变速器轴的设计变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第一轴： （4.4）第二轴： （4.5）式中 发动机的最大扭矩，N·m为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180

51、.21。1、第一轴的设计 图4.1 第一轴尺寸的确定如图4.1，第一轴为齿轮轴，第1段安装轴承，；第2段安装齿轮，且通过滚针轴承连接，；第3段为花键轴，用以安装同步器，；第4段通过滚针轴承安装齿轮，；第5段为轴间，；第6段为齿轮，；第7段为光轴，；第8段为齿轮，；第9段为光轴，；第10段为齿轮，；第11段安装轴承，。2、第二轴的设计 图4.2 第二轴尺寸的确定如图4.2，第1段安装轴承，；第2段为花键轴，安装双联齿轮，；第3段通过滚针轴承安装齿轮，；第4段为安装同步器的花键轴，；第5段用滚针轴承安装齿轮，；第6段安装双列圆锥滚子轴承，；第7段为主动锥齿轮，在前面已经计算过。3、倒档轴的设计 图4.3 倒档轴尺寸的确定如上图，第1段为固定端，；第2段通过滚针轴承安装齿轮，且要留有齿轮的滑动间隙，则有；第3段为固定端与箱体连接。4.3 变速器轴的校核变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、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、耐磨性均有不利影响。1、计算各档齿轮的受力（1）斜齿圆柱齿轮的受力齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出： 圆周力：