汽车六档变速器项目设计方案

1 汽车六档变速器项目设计方案 题的背景及意义 汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运 而生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。 从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器、自动变速器、手动 /自动变速器、无级变速器。 （ 1） 手动变速器 手动机械式变速器采用齿轮组，每挡的齿轮组的齿数是固定的，所以各挡的变速比是定值，即所谓有级变速器。虽然这种变速器在操作时比较繁琐，驾驶工作强度大，但具有成本低、起速快、传递扭矩大等特点，从目前市场实际需求和适用角度来看，手动变速器还不能被其它新型汽车变速器所完 全替代。 （ 2）自动变速器 自动变速器，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的 。 （ 3） 手动 /自动变速器 2 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动 /自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷 911 车型上首先推出，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动挡束缚 ，让驾驶者也能享受手动换挡的乐趣。此型车在其挡位上设有“ +”、“ -”选择挡位。在 D 挡时，可自由变换降挡 (-)或加挡 (+)，如同手动挡一样。 （ 4） 无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应 慢、油耗高等缺点。通常有些人将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换挡是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的挡，一般自动变速器有 4 8个挡。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“挡”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。 内外研究状况 手动变速器的许多最近的发展集中在为降低成本和体积的新制造方法上。传统来说，变速器制造包含大量昂贵的机器，以及为机械加工和装配操作所需留出的空间限制的设计。最 新的技术包括，如在最新的 替代前一代变速器的铸铁拨叉，这种精致而坚固的设计方案可以导致更少的对内部的损害。齿轮盘片的激光和摩擦焊接同时保证了所需机器设计空间的降低，这是一种由雷诺公司在 5档副轴圆型变速器设计中发明的技术，命名为 在 2000年展出并因为它的简单和轻便仅 22公斤却能提供 140N 一方面，设计人员也在其齿轮提供转矩输出的设计上进行了认真的研究，提高了耐久性和低噪声 3 水平。 从变速器的发展现状中我们 可以看出，无论是自动变速器还是手动变速器，都存在着优点和某些不足，所以对于一款新设计出的变速器进行适当的优化是必不可少的。传统的汽车变速器设计是采用许多经验公式计算和测绘同类型变速器来初步确定其参数，这样设计出来的变速器盲目性比较大，常过于保守。减小体积和质量，提高传扭能力，是当前汽车变速器优化设计的主要目的，因为减小变速器的体积和质量可减少制造费用，降低齿轮动载荷，提高齿轮寿命，使汽车的总体布置更为方便和灵活。当发动机选定时，就要求设计的变速器在规定的使用年限内保证其性能，而且要求变速器体积最小，节省材料 ，降低成本。如何达到此要求，如何合理地分配传动比，合理选择各档的模数、齿数、螺旋角、齿轮变位系数等，传统设计方法是根据经验类比、估算或试凑的方式初步确定这些参数，然后再进行刚度与强度等校核，若不合适，就对其中某参数进行修改，再进行重复计算，直到满意为止。这种设计方法在一定程度上伴随着主观性，而通过变速器专业软件的优化功能，可适当的消除这种盲目性和主观性 8。 目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发能力的人才和先进设备的多少来评 价，而是用更重要的一个方面就是它是否拥有最先进的开发软件和数据库来评价。 当前对轿车设计中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零部件的限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式已经无法满足新型变速器设计的要求。而总结新的经验公式又需要丰富的设计经验与知识，是一个长期的过程。当今科技日新月异，轿车生产的手段方法与目标也不断在改变。大量使用的经验公式已不具备长期生存实用的必要性和可能性。 综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优 点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系 4 统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂的工作。 采用前置后驱形式的轿车一直被认为是极具驾驶乐趣的车型。目前国内采用这种驱动布置的主要有华晨宝马、丰田锐志、皇冠等少数车型。以宝马为例，除其中某几款四驱车型以外，其余车型均采用前置后驱的形式。在这种布置中，发 动机的位置通常较前置前驱车型靠后，甚至直接位于前轴之上，同时发动机采用纵置布置，这就使得变速器要采用三轴形式，变速器距离驾驶员位置较近，从而简化了操纵机构的复杂程度。而前置后驱的布置，使得宝马汽车的前后轴荷可以达到完美的 50:50。采用性能优异的手动变速器，更能增加汽车的操控性与驾驶乐趣；而增加变速器的挡数，又能够改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速，因此目前宝马汽车的手动变速器均采用六挡形式。 本文主要参考同类齿轮软件的设计，结合变速箱设计的实际情况，对手动变速器的结构、工作原理及工作 过程进行一定的研究。首先确定汽车手动变速器的设计方案，包括齿轮和轴的总布置形式、换档操纵机构及档位布置形式等；其次根据所配发动机的基本参数以及考虑到整车动力性和经济性要求的传动比，设计计算出变速器主要零件的相关参数。完成齿轮、轴和轴承等主要零件以及同步器同步过程的分析。 5 2 变速器方案的确定 速器结构方案的确定 变速器由传动机构与操纵机构组成。 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（ =因 此在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、挡位数及各挡的传动比，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挡传动比与高挡传动比的比值。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，轿车变速器的传动比范围为 通常，有级变速器具有 4、 5、 6 个前进挡。 变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃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、无声换挡，对于多于 6 个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为 6 挡。多于 5 个前进挡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。 某些轿车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动比小于 1（ 超速挡，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 的直接挡比较，采用超速挡会降低传动效率。 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 6 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。 三轴式变速器如图 2示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡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挡。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，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。 在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。 1 第一轴； 2 第二轴； 3 中间轴 图 2轿车中间轴式四挡变速器 7 两轴式变速器如图 2示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其他各挡的传动效率高、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 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传动系的结构简单。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。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他挡均采用常啮合斜齿轮传动；个挡的同步器多装在第二轴上，这是因为一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。 两轴式变 速器没有直接挡，因此在高挡工作时，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，低挡传动比取值的上限（ =受到较大限制，但这一缺点可通过减小各挡传动比同时增大主减速比来取消。 1 第一轴； 2 第二轴； 3 同步器 图 2轴式变速器 8 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，除低挡及倒 挡外，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，由于倒挡齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。 所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，采用中间轴式变速器。图 2 2 2别是几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它 的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差别。 9 图 2间轴式四挡变速器传动方案 如图 2的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图 1b 所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡；图 1示传动方案的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。 图 2示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图 2c、 d 所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图2 图 2间轴式五挡变速器传动方案 图 2示方案中的一挡、倒挡和图 b 所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。 10 图 2间轴式六挡变速器传动方案 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮 传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图 2b 所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 变速器用图 2示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就 能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图 2示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。 挡传动方案 图 2常见的倒挡布置方案。图 2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示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2示方案。图 2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示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更 11 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示的传动方案 图 2速器倒挡传动方案 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挡与倒挡，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，然后按照从低挡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的支承处。 速器主要零件结构方案的分析 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、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。 轮型式 12 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，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。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挡和倒挡。 在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。 挡机构型式 换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡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挡、噪声大等原因，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的 缺点。因此，除一挡、倒挡外很少采用。 采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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。 当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮 处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大，因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。 采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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， 13 同步器广泛应用于各式变速器中。 在本设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示： 、 42356 滑块 ; 789 输出轴 ;10、 11图 2环式同步器 3 变速器主要参数的选择 14 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I i i m g f m m g i m a x 2e g I r 速器主要参数的选择 表 关参数 主减速比 最高时速 最大扭矩 最大功率 最高转速 15km/h 200/60015400500r/ 挡数和传动比 近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 45 个挡位的变速器。本设计也采用 5 个挡位。 选择最低挡传动比时，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。 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 则由最大爬坡度要求的变速器挡传动比为 （ 3 式中， m/； m)； N m)； 根据驱动车轮与路面的附着条件： 15 2m i 求得的变速器 I 挡传动比为： （ 3 式中， 算时取 = 由已知条件：满载质量 1800 07 Te 00N m； = 根据公式（ 3得： 设计取六挡传动比为 1， 中间挡的传动比理论上按公比为： （ 3 的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 根据上式可的出： q=有： 心距 中心距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。三轴式变速器的中心局 A（ 根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： A = 31 (3 16 式中， K 轿车 ， K A =货车， K A =多挡变速器 :K A =1； TI TI e =m 故可得出初始中心距 A= 向尺寸 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。 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸 车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关： 五挡 ( 六挡 ( 当变速器选用常啮 合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 取给出系数的上限。为检测方便， A 取整。 本次设计采用 6+1 手动挡变速器， 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定。 轮参数 （ 1）齿轮模数 建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 定的标准值。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 m a 4 7 m m(3其中70得出 一挡直齿轮的模数 m 31 m a 3mT (3通过计算 m= 3。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因， 17 同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车取 2 设计取 （ 2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 2取。 表 3车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 15， 16 25 45 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。在本设计中变速器齿轮压力角 取 20 ,啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角 取 30。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 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=(.0)m， 斜齿 b=(.5)m， 一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 4 主要零件的选择 18 101212 ZZ( 21 n co 档传动比机器齿轮齿数的确定 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挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。 定各挡齿轮的齿数 一挡传动比 1 1 112 1 2（ 3 为了确定 齿数，先求其齿数和 Z : 2m （ 3 其中 A=m=3，故有 Z = 54 当轿车三轴式的变速器 .3 范围内选择可在 171512Z ，此处取 12Z =17，则可得出 11Z =37。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 3出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 54，则根据式（ 3推出 A=81 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 3出常啮合齿轮的传动比 （ 3 由已经得出的数据可确定 （ 3 而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等 （ 3 由此可得： (3根据已求得的数据可计算出： 5221 。 （ 3 （ 3（ 3联立可得： 1Z =19、 2Z =33。 则根据式（ 3计算出一挡实 际传动比为：1 。 19 10912 g 1214151513 )(21 1514 n co ( 1513 n 二挡传动比 （ 3 而 ，故有 （ 3 对于斜齿轮， （ 3 故有： 52109 3 （ 3联立 （ 3得： 2131109 。 按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮 232987 ；四挡齿轮 2725 65 ， 2923 43 。 确定倒挡齿轮的齿数 一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为 接近，在本设计中倒挡传动比间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮 10 略小，取 1414 Z 。 而通常情况下，倒挡轴齿轮15123，此处取15Z=23。 由 （ 3 可计算出 2913 Z。 故可得出中间轴与倒挡轴的中心距 (3=58 而倒挡轴与第二轴的中心 : (3= 轮变位系数的选择 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 20 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。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并 构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，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，则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。对于高挡齿轮，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。对于低挡齿轮，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。 根据上述理由，为降低噪声，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的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一挡主动齿轮 12的齿数 7，因此一挡齿轮不需要变 位。 速器齿轮的强度计算与材料的选择 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挡齿轮端部 21 10 K Kb 10 2/ dK 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，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿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挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 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 40 （ 1）齿轮弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力W（ 3 式中，W 100 的圆周力 (N)， ；其中 为计算载荷 (N 近似取 动齿轮取 动齿轮取 取 20 22 1 1 2m a 1Z 122 w 1 0 982 10 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a 当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为： （ 3 =200 1000 659668由 可以得出12将所得出的数据代入式（ 3得 12 6 5 1 P a 11 5 3 3 . 0 1w M P a 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩挡直齿轮的弯曲应力在 400850间。 斜齿轮弯曲应力 （ 3 式中 K为重合度影响系数，取 他参数均与式（ 3释相同， ， 选择齿形系数 当量模数 3/ co 在图（ 3查得。 二挡齿轮圆周力： （ 3 根据斜齿轮参数计算公式可得出：10 9轮 10的当量齿数 3/ co =查表（ 3：10 。 故 同理可得： 9 2 3 1 . 9 9w M P a 。 依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下： 三档 23 110 . 4 1 8j1 2/ d 22s i n / c o ss i n c o 四档 五档 六挡 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180550围内，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 式中， N)，1 / ( c o s c o s )； 1(N)， ； 角； 资料可取 31 9 0 1 0E M P a ； 20 、动齿轮节点处的曲率半径 直齿轮： （ 3 （ 3 斜齿轮： （ 3 （ 3 其中，别为主从动齿轮节圆半径（ 将作用在变速器第一轴上的载荷速器齿轮的许用接 24 触应力j见下表： 表 3速器齿轮的许用接触应力 整理可得： 直齿： )s i i n1(c o sc o 斜齿： )s i nc o ss i nc o s(c o sc o 2 通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下： 一档 档 档 档 档 档 对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。 速器轴的强度计算与校核 速器轴的结构和尺寸 齿轮 j/碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 19002000 9501000 常啮合齿轮和高挡 13001400 650700 25 （ 1）轴的结构 第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据 前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的 内花键统一考虑。第一轴如图 3示： 图 3速器第一轴 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一挡和倒挡齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高挡齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。 （ 2）轴的尺寸 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、换挡部件的 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： 第一轴和中间轴： ( 0 . 4 0 . 5 ) ,d A m m （ 3 第一轴花键部分直径 d(选 d=K 3 （ 3 式中： K 经验系数 ， K K 26 发动机最大转矩 Nm； d=取 d 32 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 的关系可按下式选取： 第一轴和中间轴： d/L= 第二轴： d/L= 以下是轴的计算尺寸 ： 第二轴： 311 （ C 是由轴的材料和承载情况确定的常数 ） （ 3 T=1610 T=ig因发动机最大扭矩不大，故 机械设计取 C 100 整理可得： 36m a xm ge (代入数据可得各挡位齿轮处的轴径为： d d d d d d 处还应根据阶梯轴的结构特点与标准件要求进行轴径调整。 的校核 由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对 于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一挡处即可；因为车辆在行进的过程中，一挡所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。 （ 1）第一轴的强度与刚度校核 因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只 27 395500000 . 2 311595500006500 5 0 . 50 . 2 2 5T M P a45 . 7 3 1 04442 0 0 1 0 0 05 . 7 3 1 0 0 . 93 . 1 4 2 58 . 1 1 032 受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为 （ 3 式中：T N 3 T 其中 P =115n =6400r/d =24入上式得： 由查表可知 T=55T T，符合强度要求。 轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为： （ 3 式中， T N G 于钢材， G =10 4 32/4； 将已知数据代入上式可得： 。 对于一般传动轴可取 0 1 ( ) / m ；故也符合刚度要求。 （ 2） 第二轴的校核计算 轴的强度校核 计算用的齿轮啮合的圆周力向力 28 m a xm a xm a t a nc o s2 t a 1 2 4 6 6 2 7 9 7 16021 6 0 7 5 （ 3 （ 3 （ 3 式中 i 处为三挡传动比 d 90 16； 30； 200000N 代入上式可得： ， ， 。 危险截面的受力图为： 图 3险截面受力分析 水平面：160+75） = 水平面内所受力矩： 31 6 0 1 0 2 1 0 . 7 8 N m 垂直面： = （ 3 29 2 2 22