小轿车机械式变速器设计_本科毕业设计(论文).doc

毕毕 业业 设设 计（论计（论 文）文） 题目：小轿车机械式变速器设计 （英文）：the mechanical transmission design of the car 院 别： 机电学院 专 业： 车辆工程（师范） 姓 名： 董德权 学 号： 2009095244028 指导教师： 赖新方 日 期： 2013 年 3 月 小轿车机械式变速器设计小轿车机械式变速器设计 摘要摘要 本设计的任务是设计一台用于小轿车上的三轴五挡式机械变速器。本设计 采用中间轴式变速器，与国内同类型产品相比该变速器具有两个突出的优点： 一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情 况下仍然可以获得较大的一档传动比。此外，本设计的特点是用采用惯性式同 步器，可从结构上保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触， 以避免齿间冲击和噪声，以使本次设计的产品换挡平顺、操纵轻便、故障率低、 可靠性高。 关键词：关键词：机械变速器；三轴五挡式；参数选择 the mechanical transmission design of the car abstract this design task is to design the three transmission and mechanical transmission has five forward gears on a car. this design is used the intermediate shaft type transmission, it compared to domestic same type product the transmission has two outstanding advantages:the first advantage is the direct gear transmission efficiency high, wear and noise is minimal; the second advantage is that under the condition of the smaller gear center distance is still on a larger transmission ratio can be obtained. in addition, the characteristics of this design is by using inertial synchronizer, from structure to ensure that joint sets and joint on the spline gear ring before achieve synchronization can not contact, in order to avoid tooth between the shock and noise, in order to make the design of product shifting smooth, manipulation of light, low failure rate, high reliability. 目目 录录 1 1 绪论绪论 1.1 变速器的种类 1.2 手动变速箱暂不淘汰 2 2 乘用车变速器的概述乘用车变速器的概述 2.1 变速器的功用； 2.2 变速器结构方案及其布置方案的确定 ； 2.3 变速器主要零件结构的方案分析 ； 3 3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计变速器主要参数的选择与主要零件的设计 3.1 变速器主要参数的选择 3.1.1 档数和传动比 3.1.2 中心距 3.1.3 轴向尺寸 3.1.4 齿轮参数 3.2 各档传动齿轮齿数的确定 3.2.1 确定一档齿轮的齿数 3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数 3.2.3 确定其他档位的齿数 3.3 齿轮变位系数的选择 4 4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择变速器齿轮的强度计算与材料的选择 4.1 齿轮的损坏原因及形式 4.2 齿轮强度计算与校核 4.2.1 变速器齿轮所用的材料 4.2.2 齿轮弯曲强度计算 4.2.3 齿轮部分尺寸参数 5 5 变速器轴的强度计算与校核变速器轴的强度计算与校核 5.1 变速器轴的结构和尺寸 5.2 轴的校核 6 6 变速器同步器的设计变速器同步器的设计 6.1 同步器的结构 6.2 同步环主要参数的确定 7 7 变速器的操纵机构变速器的操纵机构的设计、选取的设计、选取 8 8 乘用车变速器箱体的设计乘用车变速器箱体的设计 9 9 总结总结 1010 参考文献参考文献 1111 致谢致谢 1 1 绪论绪论 1.11.1 变速器的种类变速器的种类 1.111.11 按传动比变化的方式，变速器可分为有级式、无级式和综合按传动比变化的方式，变速器可分为有级式、无级式和综合 式式 有级式变速器应用最为广泛。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。 目前轿车和轻、中型载货汽车变速器的传动比通常有 35 个前进档和 1 个倒档， 而所谓的变速器挡数，均指前进档位数。 无级式变速器的传动比在一定范围内可按无限多级变化，常见的有电力式 和液力式两种。 综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变 速器，其传动比可以在最大值和最小值之间的几个间断的范围内作无级变化 1.121.12 按操纵方式不同，变速器又可分为手动操纵式、自动操纵式按操纵方式不同，变速器又可分为手动操纵式、自动操纵式 和半自动操纵式和半自动操纵式 3 3 种种 手动操纵式变速器靠驾驶员用手操纵变速杆换档，为大多数汽车所采用。 自动操纵式变速器的传动比选择是自动进行的，即档位的变换是借助反映 发动机负荷和车速的信号系统来控制换档系统的执行元件来实现的，驾驶员只 需操纵加速踏板即可控制车速。 半自动操纵式变速器有两种形式。一种是常用的几个档位自动操纵，其余 档位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩 下离合器踏板或者松开加速踏板时，自动接通电磁装置或液压装置来进行换档。 1.21.2 机械式变速箱暂不淘汰机械式变速箱暂不淘汰 机械式变速器（manualtransmission，简称 mt）俗称手动变速器，即必须 用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变 速的目的，并且通常带同步器，换挡方便，噪音小。手动变速在操纵时必须踩 下离合，方可拨得动变速杆。 一般来说，手动变速器的传动效率要比自动变速器的高，因此驾驶者技 术好，手动变速的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。 与自动变速器相比较 ，机械式变速器可以给汽车驾驶爱好者带来更多的 操控快感。 传输效率比自动变速箱为高，当然理论上会比较省油。维修保 养上会比自动变速箱便宜。 如果愿意以较高成本使用自动手排，则可以兼 顾自排的方便性及手排的高效率。引擎煞车的效能较强 因此，机械式变速器以结构简单、效率高、功率大、维修成本低四大显着 优点依然占领着汽车变速箱的主流地位，机械式变速箱暂不淘汰。 2 2 乘用车变速器的概述乘用车变速器的概述 2.12.1 变速器的功用变速器的功用 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多 组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变 速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速 时，让传动比小的齿轮副工作。 2.1.12.1.1 变速器的功用：变速器的功用： 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； 利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机 换档或进行动力输出。 2.1.22.1.2 变速器的基本要求：变速器的基本要求： 保证汽车有必要的动力性和经济性； 设计空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输； 设计倒档，使汽车能倒退行驶； 设计动力输出装置，需要时能进行功率输出； 换档迅速、省力、方便； 工作可靠； 变速器应当有高的工作效率； 变速器的工作噪声低。 2.22.2 变速器结构方案及其布置方案的确定变速器结构方案及其布置方案的确定 2.2.12.2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择变速器传动机构的结构分析与型式选择 1.1.变速器的传动类型的选择变速器的传动类型的选择 变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要 作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实 现变速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。 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） ，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。本设计的变速器就 选择有级变速器。 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 35 个前进档。 2.2.变速器轴数的选择变速器轴数的选择 固定轴式变速器应用广泛，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。 两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高 和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。 三轴式变速器除有第一轴、第二轴外，还增设了中间轴。其特点是空间布 置比较灵活，传动比的范围大，可设有直接挡传动。 汽车最早就是后驱的，现在高档的跑车、小轿车以及货车仍然是后驱。显 然后轮驱动的技术已经是非常好的。与发动机前置，前轮驱动相比，发动机前 置，后轮驱动（简称：发动机前置后驱,fr）有明显的优点： 1、操控性好。因为一些组件从前部移到后部，前后的重量分布也容易接近 50：50，大大的改善了汽车的平衡性和操控性。这就是为什么大多数跑车都采 用后驱的原因。 2、维修容易。前置后驱的安排也使发动机、离合器和变速器等总成临近驾 驶室，简化了操纵机构的布置和转向机构的结构，更加便于车辆的保养和维修。 3、和其他两轮驱动的行驶相比，前置后驱在良好的路面上启动、加速或爬 坡时，驱动轮的附着压力大，牵引性明显优于前驱形式。 4、采用前置后驱的车型具有良好的操纵稳定性和行驶平顺性，有利于延长 轮胎的使用寿命。 本设计参考了广州人所熟悉的广州标致轿车的变速器的布置形式 一种 典型的前置后驱轿车的形式，这种驱动形式的轿车，其前车轮负责转向任务， 后轮承担驱动工作，即：本设计采用三轴五档式机械变速器的方案设计机械式 变速器。 。 2.2.22.2.2 变速器倒挡布置方案变速器倒挡布置方案 倒挡的使用率不高，而且都是在停车状态下实现换档，故采用直齿滑动齿 轮结合啮合套的方式换倒挡。 2.2.32.2.3 基本结构：基本结构： 2.32.3 变速器主要零件结构的方案分析变速器主要零件结构的方案分析 ； 2.3.12.3.1 齿轮形式的选择齿轮形式的选择 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 直齿圆柱齿轮多用于滑动式，故适用在倒挡和一挡较多，它们的结 构简单，制造容易，但在换挡时齿轮齿根部容易产生冲击，噪声大，从 而使端部磨损加剧，寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员疲劳 驾驶。 与直齿圆柱齿轮相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运行平稳、 工作噪声低等优点，缺点是制造复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利， 但这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。变速器中的常啮合齿 轮均采用斜齿圆柱齿轮。 通过比较两种形式的齿轮的优缺点，本设计中，倒档和一档采用直 齿轮传动，这是考虑到倒挡和一档使用率较低，综合衡量经济性和实用 性而定的。其余各挡均采用斜齿轮传动，这样可以充分发挥其传动平稳、 噪声低等优点。 2.3.2.3.2 2 同步器的选择同步器的选择 同步器一般有常压式、惯性式和增力式三种，其中，惯性式同步器 较为常用。 同步器是手动变速器中的重要组成部分,它对于变速器换档过程中的 换档轻便性、平顺性等主要技术指标都有很重要的影响,能够减轻换档手 柄上换档力,减小换档冲击和驾驶员的疲劳。 常压式同步器虽然结构形式简单，但不能保证被啮合体在同步状态 下（即角度相同时）换挡的缺点。所以这种形式的同步器现在已经不在 小轿车上有所应用，本变速器不采用这种同步器。 惯性增力式同步器能可靠的保证只在同步状态下换挡。只要啮合套 与齿轮间存在角速度差，同步器上弹簧片的支承力就阻止同步环缩小， 从而也就阻止了啮合套的移动。只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载 荷，由于对同步环直径的缩小失去阻力，这样才能实现换挡。惯性增力 式同步器的摩擦力矩大、结构简单、工作可靠、轴向尺寸短，适用于货 车变速器。 惯性式同步器依靠摩擦作用实现同步的。它从结构上保证了接合套 与待接合花键齿圈未达到同步时不接触，避免了齿间冲击和噪声。从结 构上分，惯性式同步器有锁销式、锁环式、滑块式、多片式和多锥式等 几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。 (1)(1) 锁环式同步器锁环式同步器： 它工作可靠，零件耐用，但因结构布置上的限制，弯矩容量不大， 齿面磨损大，易失效。它主要用于轿车和轻型货车上。故本次设计采用 这种同步器。 (2)(2) 锁销式同步器：锁销式同步器： 这种同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，转矩容 量得到提高。轴向尺寸大是它的缺点。从汽车的安全性方面考虑， ，本次 设计采用这种形式的同步器。 (3)(3) 多锥式同步器：多锥式同步器： 多锥式同步器的锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个 锥面之间再插入两个辅助同步锥。由于锥表面的有效摩擦面积成倍地增 加，同步转矩（在同步器摩擦锥面上产生的摩擦力矩）也相应的增加， 因而具有较大的转矩容量和低热负荷。这不但改善了同步效能，增加了 可靠性，而且使换挡 力大为减小。若保持换挡力不变，则可缩短同步时 间。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器以及分动器中。 (4)(4) 惯性增力式同步器惯性增力式同步器 2.3.32.3.3 换挡结构形式的选择换挡结构形式的选择 变速器的换挡机构形式有以下几种：直齿滑动齿轮、啮合套和同步 器换挡。 综上所述，本设计的变速器前进挡均使用锁环式同步器；倒挡采用啮合套 辅助换档。 3 3 变速器主要参数的选择与主要零件的设计变速器主要参数的选择与主要零件的设计 3.13.1 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 3.1.13.1.1 档位数选择档位数选择 档数增加能够改善汽车的动力性和经济性。但档数越多，变速器的结构越 复杂，轮廓尺寸和质量越大，同时操纵机构也越复杂。 本设计采用 5 挡的机械式变速器。 3.1.23.1.2 传动比的确定传动比的确定 本设计以 2011 年奔驰 c180k 经典型小轿车为参考因数，初步选定传动比。 奔驰 c180k 的配置参数： 发 动 机：1.6t 156 马力 l4；驱动方式：前置后驱；整备质量 1545 kg； 最高车速 223 km/h；最大马力 156 ps；最大功率 115kw；最大功率转速 5200rpm；最大扭矩 230nm；最大扭矩转速 30004500；车轮轮胎规格：205/55 r16。经过 5at 测试的 c180k，效率约为 71.8%。车身尺寸：长 x 宽 x 高 =4581x1770x1448（m m）,轴距 2760mm，最大转矩 211nm。 1 1 变速器最高挡传动比变速器最高挡传动比的选择：的选择： i ig5 g5 本设计初步确定此变速箱五挡为超速挡,传动比大多数为 0.70.8；四挡 为直接挡，即。 4= 1.0 （3.2）,，而 = 1.42.0 = 30004500= 140 车轮直径径 r=16 英寸=40.64cm，即车轮半径 。 r = 20.32cm + 205mm 55% 0.3160m 所以，五挡 。 5= = 0.377 （30004500） 0.3160 2.1 223 0.761.14 本设计初步选取。 5= 0.76 （3.1） = 0.377 0 式中： 最高车速, = 223 发动机最大功率转速 车轮半径, =0.3160m r 变速器最高挡传动比 主减速器传动比 0 0= 0.377 = 0.377 (30004500) 0.3160 0.76 223 2.113.20 本设计初步选定0 = 3.0 2 2 变速器最大传动比变速器最大传动比的选择：的选择： 1 (1) 变速器最大传动比需要满足最大爬坡度 1 根据汽车行驶方程式 （3.3） dt du mgiu ac gf r iit a d tg 2 0emax 15.21 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 （3.4） sin cos 0emax ggf r iit tg 即， (3.5) ttq g it fgr i 0 1 sincos 式中： 汽车质量，m=1545kg；m 重力加速度，；g g = 10m/2 g 作用在汽车上的重力，； = = 15450 发动机最大转矩， ； = 211 主减速器传动比，； 0 i 0= 2.1 传动系效率，=71.8%； t t 车轮半径， =0.3160m；rr 滚动阻力系数，参考汽车理论中轮胎的滚动阻力系数图，f 初步选定。025 . 0 f 爬坡度，目前，市面上同类车型爬坡度一般为。 16 1 15450 0.3160 (0.025 cos 16 + sin 16) 211 8.0 71.8% 1.21 (2) 变速器最大传动比需要满足汽车行驶的附着条件 1 （3.6） 10 2 在沥青混凝土干路面，取而此时， = 0.70.8 = 0.75， 2= g（ ) l 为汽车轴距，a 为汽车质心至前轴距离。因为变速器与奔驰 c180k 原装变速 器有所不同， ，所以，初步取 a=1656mm.因此， 。 2= g（ ） = 15450 1656 2760 = 9270 1 2 0 = 9270 0.75 0.3160 211 2.1 71.8% 6.90 显然，。目前乘用车 1 挡的传动比范围在 3.04.5 之间， 4.98 1 1.21 初步选取。 1= 3.50 2 2 变速器其他传动比变速器其他传动比的选择：的选择： 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： 1 2 = 2 3 = 3 4 = 4 5 = (3.7) 式中：q常数，也就是各挡之间的公比，而 ，那么 4= 1.0,5= 0.76 。本设计衡量后，初步选取中间值，。 q = 1/0.74 1.322= 2.22,3= 1.66 3.1.33.1.3 中心距的确定中心距的确定 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴（输出轴）线之间的距离称为变 速器中心距 a。参考汽车设计 （王望予主编） ，乘用车变速器中心距在 6080mm 范围内变化，其中发动机前置后轮驱动（fr）乘用车中心距变化范围 多在 7080mm。而且，为了检测方便，中心距 a 最后取为正数。所以，初步选 定中心距 a=75mm。 3.1.43.1.4 齿轮参数的确定齿轮参数的确定 1 1 模数的选定模数的选定 齿轮模数是一个重要参数，而且影响它选取的因素又很多，如齿轮的强度、 质量、噪声、工艺要求等。 应当指出，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，同时增加齿轮宽可使齿轮啮 合的重合度增加，并减少齿轮噪声。 参考汽车设计 （王望予主编） ，表 3-1 汽车变速器齿轮的法向模数： 乘用车的发动机排量 v/l货车的最大总质量/车型 1.0 1.61.6 2.5 6.0 14.014.0 模数/2.252.752.753.003.504.504.506.00 国家标准 gb/t1357-1987 规定汽车变速器常用齿轮模数： 第一系列 2.002.503.00 第二系列 2.252.75 选用时，应该优先选用第一系列。同时，由于工艺的原因，乘用车的模数 取用范围为 2.03.5。因为奔驰 c180k 的发动机参数：1.6t 156 马力 l4，而 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形，那么出自于制造工艺上的原因， 同一变速器中的结合套模数都去相同，所以初步选定模数为 2.50。 2 2 压力脚压力脚的选定的选定 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。 3 3 螺旋角螺旋角的选定的选定 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。斜齿轮传递转矩时，要产生的轴向力并 作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平 衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。 斜齿轮螺旋角在中间轴式乘用车变速器中的选用范围：2234。 初选斜齿轮齿轮螺旋角为 25 4 4 齿宽齿宽 b 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受力均匀程度均有影响。 通常根据齿轮模数 m()的大小来决定齿宽： 直齿，为齿宽系数，取为 4.88.0；mkb c c k 斜齿，取为 6.08.5。 ncm kb c k 那么，； 直齿= （4.88.0） 2.50 = 12.020.0 。 斜齿 斜齿 = （6.08.5） 2.50 = 15.0 21.25 从公式上看，计算的齿宽范围是比较大的，第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。本变速器的齿轮取第一轴一档齿轮的齿宽为 20mm,第五挡齿轮的齿 宽为 17mm，其余齿轮的齿宽都取 19mm。 。 5 5 齿顶高系数齿顶高系数 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。 3.23.2 各档传动齿轮齿数的确定各档传动齿轮齿数的确定 3.2.13.2.1 确定一档齿轮的齿数确定一档齿轮的齿数 一挡传动路线如上图所示，一档齿轮 11 和 12 选用直齿圆柱齿轮。 一档传动比:。为了确定的齿数，先求其齿数和。 1= 2 1 11 1211 、 12 = 2 = 2 75 2.5 = 60 小轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数可在 1517 之间选取，本设计初步选 取，那么一挡大齿轮齿数。 12= 1711= 12= 60 17 = 43 上面根据初选的 a 及计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，中 心距可能会有变化，这时应从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。但是本设计初步求出的齿数和恰好是正 数，不用圆整，因此中心距 a 没有变化，a=75mm。 3.2.23.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数确定常啮合齿轮副的齿数 常啮合齿轮的传动比,而常啮合齿轮 2 1 = 1 12 11 = 3.50 17 43 1.38 的中心距与一档齿轮的中心距相等，即：,由此可以推算 = (1+ 2) 2cos 出：,圆整， 1+ 2= 2cos = 75 2cos 25 2.5 54.38 。 1+ 2= 54 那么，由此可得， 2 1 = 1.38 1+ 2= 54 ? 1= 23，2= 31 此时，可计算出一档实际传动比。 1= 2 1 11 12 = 31 23 43 17 = 3.41 3.2.33.2.3 确定其他档位的齿数确定其他档位的齿数 1 1 二挡齿数及其传动比的确定二挡齿数及其传动比的确定 二挡传动路线如上图所示，二档传动比,所以 2= 2 1 7 8 = 2.22 。对于斜齿轮，即。 7 8 1.65 = (7+ 8) 2cos 7+ 8 54 求解联立方程组，并且圆整答案，得。 7 8 = 1.65 7+ 8 54 ? 7= 33，8= 21 此时，可计算出二档实际传动比。 2= 2 1 7 8 = 31 23 33 21 = 2.12 2 2 三挡齿数及其传动比的确定三挡齿数及其传动比的确定 三挡传动路线如上图所示，三档传动比,所以 3= 2 1 5 6 = 1.66 。 5 6 1.23 对于斜齿轮，即。 = (5+ 6) 2cos 5+ 6 54 求解联立方程组，并且圆整答案，得。 5 6 = 1.23 5+ 6= 54 ? 5= 29，6= 25 此时，可计算出三档实际传动比。 3= 2 1 5 6 = 31 23 29 25 = 1.56 3 3 四挡齿数及其传动比的确定四挡齿数及其传动比的确定 四挡传动路线如上图所示，四档实际传动比, 4= 1.00 4 4 五挡齿数及其传动比的确定五挡齿数及其传动比的确定 五挡传动路线如上图所示，五档传动比所以 5= 2 1 3 4 = 0.76 。对于斜齿轮，即。 3 4 0.60 = (7+ 8) 2cos 3+ 4 54 求解联立方程组，并且圆整答案，得。 3 4 = 0.60 3+ 4= 54 ? 3= 19，4= 35 此时，可计算出五挡实际传动比。 5= 2 1 3 4 = 31 23 19 35 0.73 5 5 各挡实际传动比各挡实际传动比 一档实际传动比，二档实际传动比，三档实际传动比 1= 3.412= 2.12 ，四档实际传动比，五挡实际传动比。 3= 1.564= 1.005= 0.73 6 6 主减速器传动比主减速器传动比 0= 0.377 = 0.377 (30004500) 0.3160 0.73 223 2.203.29 本设计选定0 = 3.0 7 7 倒档齿轮的齿数及其传动比的确定倒档齿轮的齿数及其传动比的确定 倒挡传动路线如上图所示，一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接 近，其模数往往也与一挡相近。在本设计中倒档传动比初步选定为。 = 3.40 中间轴上倒档传动齿轮 13 的齿数比一档主动齿轮 12 略小，本设计中初步选定 取为。 13= 15 而通常情况下，倒档轴齿轮 10 的齿数，一般在 2123 之间。本设计中初 步选定取为。 10= 23 此时，可以计算倒挡传动比： = 2 1 10 13 9 10 = 2 1 9 13 = 31 23 9 15 = 3.40 显然，,圆整后取：。 9= 37.849= 38 故可得出中间轴与倒档轴的中心距： = 1 2(10 + 13)= 0.5 2.50 (23 + 15) = 47.5 而倒档轴与第二轴的中心的距离： = 1 2(10 + 7)= 0.5 2.5 (23 + 38) = 76.25 3.33.3 齿轮变位系数的选择齿轮变位系数的选择 齿轮的变位系数是齿轮设计中的一个重要环节。采用变位齿轮，除为了避 免齿轮产生根切和凑配中心距外，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。 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，会保证各档传 动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的 中心矩，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，则对齿数和小的齿轮副应该采用正角度变位。由于角度变为可以获 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载荷的条件下工作，有时还承受冲击载荷。对于 高档齿轮，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。 由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一档齿轮）会造成齿轮根切，这 不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减小。此时应对齿轮进行正变位， 以消除根切现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。 根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各 档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。为了避免 根切，提高齿根的弯曲强度：当小齿轮齿数 时， 可以利用正变位避 12 免根切，提高齿根的弯曲强度。 显然齿轮的变位系数 x 是径向变位系数，加工标准齿轮时，齿条形刀具中 线与齿轮分度圆相切。加工变位齿轮时齿条形刀具中线与齿轮分度圆相切位置 偏移距离，外移 x 为正，内移 x 为负。除了圆锥齿轮有时采用切向变位外， 圆柱齿轮一般只采用径向变位。 变位系数 x 的选择不仅仅是为了凑中心距，而 主要是为了提高强度和改善传动质量。齿轮的变位系数： 。当压力角 a=20时，。其中，一档主动齿轮 = ( ) = 17 ，因此一档齿轮是标准齿轮，可以不变位。 12= 17 = 4 4 变速器齿轮的强度计算与材料的选择变速器齿轮的强度计算与材料的选择 4.14.1 齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏原因及形式 变速器齿轮损坏的形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（也称“点蚀” ） 、 移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。 轮齿折断的原因一般分两种：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，导致出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。 轮齿工作时，总有一对相互啮合，齿面相互挤压，存在于齿面细小裂缝中 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，俗称：“起麻点” 。这个现象会使齿形误差加大，产生动载荷，很可能会导 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。 齿面胶合是指相啮合点两齿面，在高压下直接接触发生粘着，同时随着两 齿面的切向相对滑动，使金属从齿面上撕落而形成的一种比较严重的粘着磨损 现象。变速器齿轮的这种破坏出现较少。 4.24.2 齿轮强度计算与校核齿轮强度计算与校核 4.2.14.2.1 变速器齿轮所用的材料变速器齿轮所用的材料 不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。而且以现在的工艺技术 而言，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。 齿轮是依靠本身的结构尺寸和材料强度来承受外载荷的，这就要求材料具 有较高强度韧性和耐磨性；由于齿轮形状复杂，齿轮精度要求高，还要求材料 工艺性好。常用材料为锻钢、铸钢、铸铁。 4.2.24.2.2 齿轮弯曲强度计算齿轮弯曲强度计算 1 1 直齿轮弯曲应力的计算 w 参考汽车设计中，直齿轮弯曲应力的计算公式：。 = 1 式中，为弯曲应力（mpa） ；为圆周力（n） ，；为计算载荷； 11= 2/ d 为节圆直径（mm）,d=mz；为应力集中系数，可近似取 1.65；为摩擦力 影响系数，主动齿轮取 1.1，从动齿轮取 0.9；b为齿宽（mm） ；t 为端面齿距 (mm)，； m 为模数(mm) ；y 为齿形系数。 = 因为齿轮节圆直径，z 为齿数，所以 = (4.1) = 1 = 2 3 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一档、倒档直 齿轮许用弯曲应力在 400850mpa。 校核：已知：最大转矩，；那么计算载荷 = 211 2 1 = 31 23 。 = 2 1 = 211 31 23 284.39 因为本变速器的齿轮取第一轴一档齿轮的齿宽为 20mm，即,模数 1= 20 初步选定为 2.50，而齿形系数y 与齿数 z 的关系如下图表示： z(齿形系数图 y-z) 圆周力，主动齿轮摩擦力影响 1= 2 = 2 284.39 17 2.5 = 13.38 = 1.65 系数，一挡主动齿轮齿宽 b=20mm=0.020m，端面齿距 = 1.1 。根据齿形系数图， = = 3.14 2.5 = 7.85 = 7.85 10 - 3 ，一档齿轮的变位系数可以选取 0，选择不变位，对应的 y 取值： 12= 17 。所以， 1= 0.123 = 1 = 2 3 = 2 284390. 1.65 1.1 3.14 2.52 20 17 0.123 1258 弯曲应力在 400850mpa 之间，不可以满足要求。第一档齿轮变形，当 时，弯曲应力在 400850mpa 之间，可以满足要 1= 0.193= 814.32 求。此时齿轮变形系数。 1=+ 0.6 倒档轴上的倒档直齿齿轮与一档齿轮基本相同，且不承受交变载荷，同样 适用。 2 2 斜齿轮弯曲应力斜齿轮弯曲应力的的计算 w w 参考汽车设计中，斜齿轮弯曲应力的计算公式：。 w w w= 1 式中，为弯曲应力（mpa） ；为圆周力（n） ，；为计算载荷； w w11= 2/ d 为节圆直径（mm）,法向模数，z 为齿数，斜齿轮螺 = ()/cos = 2.5 旋角；为应力集中系数，可近似取 1.50； b 为齿宽（mm） ；t 为法向 = 25 齿距(mm)，；y 为齿形系数，也是根据齿形系数图查得，但此时 = ；重合度影响系数。 = /3= 2.0 整理有关参数后，可得： (4.2) w= 2 cos 3 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对轿车常啮合 齿轮和高档齿轮的许用弯曲应力在 180350mpa 范围。 校核：常啮合齿轮计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩， 已知，齿宽。 = 211 2= 19 对于一、二、三挡及五挡， 。 = 2 1 = 211 31 23 284.4 = 284400. 二挡主动齿轮,那么，对应的, 8= 21 2= 21 325 28 2= 0.135 。弯曲应 2= 2 cos 3 = 2 284400 25 1.50 3.14 28 2.52 19 0.135 2.0 284.7mpa 力在 180350mpa 之间，可以满足要求。 三挡主动齿轮,那么，对应的。 6= 25 6= 25 325 34 3= 0.145 。弯 3= 2 cos 3 = 2 284400 25 1.50 3.14 34 2.52 19 0.145 2.0 210.2mpa 曲应力在 180350mpa 之间，满足要求。 五挡主动齿轮,那么，齿宽，齿轮不变 4= 35 5= 35 325 47 3= 17 形时，对应的， 5= 0.152 sin sin zz bb r r 。弯曲应 5= 2 cos 3 = 2 284400 25 1.50 3.14 47 2.52 17 0.152 2.0 162.1mpa 力不在 180350mpa 之间，不满足要求。第五挡齿轮变形，当时， 3= 0.125 ，弯曲应力在 180350mpa 之间，可以满足要求。此时齿轮 3= 197.2 变形系数。 5= 0.4 对于第四挡，。四挡主动齿轮,那么， = = 211.1= 23 ，齿轮不变形时，对应的, 1= 23 325 31 4= 0.141 。弯曲 3= 2 cos 3 = 2 211000 25 1.50 3.14 31 2.52 19 0.141 2.0 175.90mpa 应力不在 180350mpa 之间，不满足要求。第四挡齿轮变形，当时， 4= 0.135 ，弯曲应力在 180350mpa 之间，可以满足要求。此时齿轮