基于大众MQ200手动变速器的结构设计(共66页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上湘潭大学毕业设计说明书题 目：大众MQ200手动变速箱结构设计学 院： 机械工程学院 专 业： 材料成型及控制工程 学 号： 姓 名： 余国宽 指导教师： 林启权 教授 完成日期： 2012年05 月 目 录专心-专注-专业大众MQ200手动变速箱结构设计摘要：中国现在已经是世界上第一大汽车市场，汽车变得越来越普遍，但是事实上中国远远不是一个汽车强国。对于中国来说，在重要汽车零部件技术方面依然相对落后，比如发动机、变速器等。本课题选取速腾1.6L轿车展开变速器结构和参数的研究设计工作。本文阐述了变速器的发展历史、分类以及发展趋势。分析了MQ200变速器在中国存在的一些

2、问题，并提出了优化方法。着重考虑到中国的现实状况重新设计了一款变速器。主要对于变速器的结构和参数进行了设计，讨论了结构设计和参数选取的原则，齿轮档位的安排、各档传动比确定等等，经过校核最终确定了变速器的结构和各项参数。关键词: 变速器；结构；参数；设计Structure and parameter of the MQ200 transmissionAbstract: China has become the first car-market in the world. Cars are more and more universal, but in fact China is not stro

3、ng enough. In China，technology in the important auto-parts are still lagging behind，such as engines，transmissions and so on. The paper selects Sagitar 1.6L vehicle to start a research and design work in transmissions structure and parameter. This paper explains transmissions history, category, and t

4、rend in the future, analysis the MQ200 transmissions existing defects，and proposes optimization methods. The paper designs a transmission, focusing on taking into account on the reality of China. It mainly designs the transmissions structure and parameters，and discusses principles of the selection i

5、n structure and parameters，such as the gear arrangement，each gear transmission ratio and so on，and after the final check determines transmissions ,structure and parameters.Key words: transmission, structural, parameters, design第1章 绪论1.1、本次毕业设计研究的目的和意义变速器设计是一个很基础也很重要的汽车技术，其技术的高低关乎汽车主动安全、汽车污染水平、燃油消耗水平

6、等等。中国现在有很多合资企业，大多车型均是直接引进到中国，因此有一些车型会出现不适应中国工况的问题。本毕业设计基于速腾轿车的各项参数设计一款新的变速器，并着重解决这些问题。1.2、汽车变速器的分类及其简介1.2.1 手动变速器手动变速器（Manual Transmission，简称MT）又称机械式变速器，即必须用手拨动变速杆（俗称“挡把”）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。轿车手动变速器大多为四挡或五挡有级式齿轮传动变速器，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。手动变速器是与自动变速器相对而言的，其实在自动变速器出现之

7、前所有的汽车都是采用手动变速器。手动变速器是利用大小不同的齿轮配合而达到变速的。最常见的手动变速器多为6挡位（5个前进挡、1个倒挡）。1.2.2 自动变速器手动变速器汽车由于频繁换挡操作，易使驾驶员疲劳，影响行驶安全；且不同的驾驶技术水平对车辆的燃油经济性、动力性、乘坐舒适性造成极大差异，所以自动变速是人们长期追求的目标，是车辆向高级发展的重要标志。自动变速器种类很多，主要有液力自动变速器(AT)、电控机械式自动变速器(AMT)、无级自动变速器(CVT)。1.2.2.1 液力自动变速器(AT)AT的结构相当复杂，不同型号变速器的局部结构各不相同，使得自动变速器的结构多样化。但不论是哪一种，基本

8、都是由液力变矩器、行星齿轮变速器和液压操纵机构及控制系统组成(如图1-2所示)。AT通过传感器装置将汽车的运行工况转化为电信号，并通过自动变速器的电脑对电信号进行处理，然后输出控制指令给相应的电磁阀，实现变速器的自动换挡操作。AT的换挡方式较简单、直接，电信号转换为液压信号后直接控制结合元件换挡，换挡过程平稳。液力自动变速器也存在一些缺点:结构复杂，制造精度要求高，成本较高。液力变矩器的传动效率比机械传动低，燃油消耗比机械变速器高，但如果液力自动变速器与发动机匹配较好，或采用液力变速器闭锁等措施，也可以使燃料消耗与机械变速器持平，甚至减少。1.2.2.2 电控机械式自动变速器(AMT)AMT在

9、传统轴式变速器和干式离合器基础上进行改造，即在总体传动结构不变的情况下通过加装电控系统、传感器和相应执行机构，将选换挡、离合器及发动机油门的操纵控制自动化。电控机械式自动变速器可根据当前汽车运行状态、路面状况及驾驶员意图等进行自动换挡控制。驾驶员通过加速踏板和选择器(包括选挡范围、换挡规律、巡航控制等)向控制器(ECU)表达意图，发动机转速、输入轴转速、车速、挡位、油门开度等传感器实时监测发动机工况和车辆的运行状况，并将相应的电信号输入ECU，ECU按存储在其中的设定程序模拟熟练驾驶员的驾驶规律(最佳换挡规律、离合器最佳结合规律、发动机油门的自适应调节规律等)，对油门开度、离合器结合及换挡进行

10、控制，以实现发动机、离合器和变速器最佳匹配，从而获得优良的行驶性能、平稳起步性能和迅速换挡能力。AMT实现了变速器换挡的自动控制，选换挡操纵杆的动作和离合器的结合与分离由气动、液动或电动执行机构完成，使选换挡操作方便，减轻了驾车者的劳动强度。通过ECU进行最优化的换挡控制，使汽车能在最理想的换挡点及时换挡，并可避免击。因此，AMT可使汽车的动力性和平顺性等有所提高。采用传统的齿轮变速器传动，传动效率优于液力变速器，机械传动机构的维修也较简单。AMT在齿轮变速器基础上实现了换挡操作自动化，具有生产继承性好、投入费用低、效率高、制造简单、操纵方便等优点，已成为自动变速器研究开发的热点。但AMT通过

11、微机控制实现自动换挡，增设了相关的传感器、ECU及换挡执行机构，其成本较手动变速器高，结构较复杂，维修难度也相应有所提高。1.2.2.3 无级自动变速器(CVT)CVT是理想的传动方式之一，在汽车上已实用化的CVT分为传动带型与牵引驱动型两种，它们都是应用摩擦力传递动力。目前实际应用的有金属带(推块)式、复合带式、摆销链式及锥盘滚轮式CVT。其中，金属带式CVT开发最早，应用最广。金属带式无级变速传动是迄今为止应用成功的车辆无级变速传动。大量实践表明，装有金属带式无级变速器汽车的经济性、动力性及排放比装有液力自动变速器和手动机械变速器的汽车更佳。因此，金属带式CVT自1987年首次装车以来，在

12、短短的十几年间得到了广泛应用，预计在21世纪将获得更大的发展。CVT系统主要包括主动轮组、从动轮组、传动带和液压泵等基本部件。1.2.3 双离合变速器双离合器变速器(DCT)最早是德国大众技术，困此在大众车系里又称DSG变速器。它可以说是目前世界上最先进的、具有革命性的变速器系统，大众汽车在2002年于德国沃尔夫斯堡首次向世界展示了这一技术创新。DSG变速器旨在满足消费者对驾驶运动感和车辆节油的双重要求，为那些酷爱手动变速器的驾驶者们提供了一个最佳选择。DSG在带来低油耗的同时，在车辆性能方面却没有任何损失，同样具有出色的加速性和最高时速，并且与传统自动变速器一样可以实现顺畅换挡而不影响牵引力

13、。困此，既保证了其舒适性，同时还体现其动感加速性。1.3、汽车变速器的发展趋势近年来，随着微电子技术的飞速发展，电子控制自动变速器的问世，给汽车带来了更理想的传动系统。机电一体化技术进入汽车领域，推动汽车变速器装置的重大变革。自动变速器装置出现了电子化趋势，特别是大规模集成电路技术的发展，使由微机控制发动机和变速器换挡成为可能。1.3.1 智能型电子控制自动变速器智能型电子控制自动变速器的电子系统可在汽车行驶过程中对运行参数进行控制，合理选择换挡点，而且可在换挡过程中对恶化的参数(摩擦片的摩擦系数、油的粘度、车辆的复合变化等)进行修正。同时具有自诊断系统，可将汽车运行中的故障记录下来，便于维护

14、。利用微机控制变速器，不仅使换挡程序更符合驾驶员的意愿，而且能利用模糊控制理论解决特殊情况下变速程序的复杂问题，使自动变速器的控制能力及可靠性大幅度提高。现代电子控制自动变速器的主要特点是一机(微机)多参数、多规律性的控制。1.3.2 电子控制无级变速器(ECVT)无级变速器能自由改变速比，故能进行理想的变速控制，比多挡位齿轮传动机构更优越。自动变速器多挡化虽能扩大自动变速的范围，但它并不安全、迅速，只在有级变速与无级变速之间，而理想的无级变速器是在整个传动范围内能连续、无挡比地切换变速比，使变速器始终按最佳换挡规律自动变速。无级化是对自动变速器的理想追求。但是无级变速器存在体积大、笨重和传动

15、效率低的问题，而且缺少解决耐久性问题的相应措施。随着电子技术的应用，电子控制的V形金属带型无级变速器在西欧及日本得到重视，正在积极开发。目前，日本富士重工公司、荷兰VDT公司等正着手研制开发并在微型轿车上采用此类变速器。当今世界各大汽车公司对无级变速器的研制十分活跃。不久的将来，电子控制无级变速器可望得到广泛应用和发展。1.3.3 机械结构逐渐简化虽说新型变速器挡位数在增多，但并不意味着变速器整体结构和体积变得复杂和加大，这是困为机械元件的组合也由过去众多数量的换档执行元件控制多个行星排来实现简单4前1倒的变速功能，发展到今天的5个换档执行元件控制所谓的“莱佩莱捷式”行星齿轮组通过逻辑组合即可

16、实现6前1倒的变速功能，零部件数量明显减半，ZF公司生产6HP系列变速器就是一个例子。目前，德国ZF公司和日本AISIN AW公司都已成功推出8前速自动变速器，但其齿轮部分仍然在使用行星齿轮机构，由此我们会发现无论是传统的辛普森、串联、拉维那，还是今天的莱佩莱捷式行星齿轮，都是由“单排单级齿轮”和“单排双级齿轮”两种形式的行星齿轮组组成。为此，我们只要熟悉掌握两种行星齿轮的传递规律就可以了，当我们再去分析不同公司生产的5、6、7、8档变速器各档动力传递要素时就容易得多了。1.3.4 自动变速器向多档位发展随着自动变速器汽车保有量的上升，自动变速器技术的演变也由过去传统的简单4前速电子控制(3个

17、电磁阀)发展到今天的6、7、8前速(多电磁阀控制) 的模糊逻辑控制加网络控制。近几年来，轿车自动变速器档位数不断增加的趋势非常明显，从传统的4速发展到5、6、7、8速。挡位数的增多就意味着总的传动比范围在加宽，而相邻两挡之间的传动比又在拉近，困此换档时间会变得提前，同时又是在发动机的转速下完成。所以，既保证了燃油经济性，同时还满足了其加速性能。如今，全球各大自动变速器生产厂商都已推出5前速以上的多挡自动变速器，如ZF公司的6HP系列；AISIN AW公司的U151/U250E，TF-60SN和TR-60SN；JATCO公司生产的型号为JF506E变速器；GM公司的6T40E，6L50/80E等

18、。1.4、MQ200变速器之大众速腾1.6L简介及其参数 在德国大众的车型谱系中，速腾是大众的A级车。2011年广州车展中亮相的最新款捷达，第六代捷达（国内称为速腾），外观和上一代速腾有着较大的差异，全新速腾的前脸设计使用了大众车系最新的家族式前脸设计，更具运动感。“速腾”这一命名采取了与大众汽车顶级豪华产品辉腾相似的命名方式，拉丁语名称为Sagitar，是希腊神话中的“”。相传，射手座是智慧、勇武、热情、自由的武士，它的守护神是宇宙之王宙斯。中文名称"速腾"则充分体现了极速启航、激越腾飞的意境。"速"代表速度、动感；"腾"代表腾飞、

19、激情，象征着驾驶者对动感激情的无限追求，对成功的不断超越。作为一汽大众生产的紧凑型轿车，速腾首先生产的有1.8T和2.0两种车型，后续有1.6车型、1.8TSI冠军版车型，于2009年推出1.4TSI发动机，完全替代2.0发动机，使得油耗大幅降低的同时动力比1.6提升非常明显，不低于不带增压的2.0发动机。并计划于2013年推出1.2TSI发动机，用以替代1.6L发动机。采用激光焊接技术及12年防腐双面镀锌钢板车身，变速器有6速Tiptronic手自一体化变速器或5速手动变速器，安全配置较高，速腾在同级别车中率先全系标配ESP车身稳定系统，尤其在雨雪天气道路摩擦力减小的情况下，以及车辆在受到离

20、心力作用下能保持不侧滑，标准配置具有4安全气囊、ASR牵引力控制系统、EDL电子差速器、MASR发动机力矩控制系统等，速腾不仅在工艺上继承大众汽车一贯的品质，整车性能和配置都达到新的高度。它是由 PQ35平台上生产的第2款车型，国内大众汽车的开迪和上海大众都是来自该平台。一汽-大众速腾2012款1.6手动时尚型参数如表1-1所示。 表1-1 速腾2012时尚手动型1.6L轿车整车技术参数 一汽大众 速腾 2012款 1.6 手动 时尚型车型名称速腾 2012款 1.6 手动 时尚型生产厂商一汽大众所属速腾上市时间2012-03车身结构三厢轿车级别紧凑型轿车排量1.6L官方油耗6.9（L/100

21、Km）0-100Km加速12.5s最高时速185.0（Km/h）安全星级C-NCAP整车质保两年或6万公里动力总成发动机型号EA111动力类型汽油进气形式自然吸气气缸容积1598cc气缸数4每缸气门数4气缸排列形式直列特色技术最大马力105匹最大功率77/5600（Kw/rpm）最大扭矩155/3500（N·m/rpm）变速箱五档手动供油方式多点电子喷射排放标准欧缸体材料铸铁燃油标号93#压缩比工信部油耗底盘驱动方式前置前驱前悬挂麦弗逊式独立悬架后悬挂创新耦合杆式悬挂转向助力电子助力前轮制动通风盘式后轮制动盘式轮毂尺寸16英寸前轮胎205/55/R16后轮胎205/55/R16最小转

22、弯半径5.5m最小离地间隙108mm最大爬坡度37.5接近角17.5离去角29.5纵向通过角车身车重1290kg轴距2651mm轮距长度4644mm宽度1778mm高度1482mm行李箱容积510L 油箱容积55L座位数51.5、MQ200变速器简介及其参数大众MQ200系列变速器，是德国大众专门为小型车开发设计的。其以挡位清晰、入挡顺滑、响应灵敏等诸多优点一直被人们传颂，它们在国内的众多车型上都有使用，如高尔夫、宝来、POLO、速腾、明锐等。之所以称MQ200是一个系列，是因为德国大众会根据不同的发动机需要或者不同的车型定位，来调整变速器齿轮及变速箱长度等结构，从而设计出更适合该车型齿比的变

23、速器。除了我们比较常见的5个前进挡的MQ200-5F外，MQ200系列还衍生出了四驱版本和6个前进挡的MQ200-6F车型（欧洲版1.4单增压车型）。MQ200变速器采用两轴式结构，五个前进挡，一个倒挡。壳体由两部分组成，带后盖变速器壳体和离合器壳体。内换档机构采用转动式换档拨叉的支点有球轴承，离合器为液压操纵式，外换档机构为拉索式。输出轴上面的倒挡从动齿轮与一、二挡的接合套做成一体，节省了轴向空间。输入轴和输出轴的齿轮均为常啮合斜齿轮，传动平稳，均采用同步器换挡，所有换档齿轮都通过高强度的滚针轴承和轴配合。其结构如图1-1所示，MQ200变速器参数如表1-2所示。图1-1 MQ200变速器结

24、构图表格1-2 MQ200变速器参数型号MQ200-5F主传减速比4.235挡位数5挡传动比1档3.769传动效率90%2档2.095最高档传动比3.5453档1.433重量33.5kg4档1.079车速表传动比13:225档0.851外换档机构形式拉锁式倒档3.182承受最大扭矩200Nm1.6、MQ200变速器传动系在中国的实际使用问题1.6.1一、二档动力不足大众另一款代号为MQ250 变速器，通过比较MQ200与MQ250 的变速箱工况图（工况图如图1-2、图1-3所示）可以发现，MQ250的一档最低换档转速是2500转，一档最高车速可以达到65Km/ h，二档最低换档转速是1300(

25、r/min)左右，最高可以达到 115Km/ h，四五档的最低换档转速都在1400(r/min)转左右。而对于MQ200，一档最低换档转速是2500(r/min)，但一档最高只可以达到52Km/h，二档最低换档转速是1800(r/min)左右，最高只能达到91Km/ h。三、四、五档的最低换档转速都在1800(r/min)转左右。从以上比较可以看出，相对MQ250而言，MQ200一、二档动力不足，当然，这与与之相匹配的发动机性能有很大关系。速腾1.6L，POLO、明锐等采用的都是MQ200的变速箱。在中国，许多消费者对它们的反映都是起步乏力，一二档动力不足。图1-2 MQ200工况图图1-3

26、MQ250工况图1.6.2不适应中国道路工况在我国现行的道路交通安全法中规定的一般情况下的限速是:在没有限速标志，没有道路中心线的道路上行驶，城市道路限速30 Km/h，公路限速40 Km/h；在没有限速标志，同方向只有一条机动车道的道路上行驶时，城市道路限速50 Km/h，公路限速70 Km/h。我国城市道路和高速公路都分别限速，但事实上，城市道路高峰期主要路段严重堵车，不设限速汽车速度也不高；而在高速公路上有坡道或急弯路段不用限速自然大家都减速，而在有长距离的直线路段，可以高速跑车却被限速。限速加大了汽车尾气排放，不利于环保，在能源紧缺情况下更是造成了巨大的浪费。因此我们可以在这个规章之下

27、改变变速器的参数来改善汽车的排放和经济水平。也就是说低档利用率较高，应当适当缩小低档传动比之间的差距。第2章 变速器主要参数设计2.1、变速器各档传动比的确定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。最高挡通常是直接挡，传动比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：发动机的最大扭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达到的最低稳定行驶速度等。目前乘用车的传动比范围在3.0-4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0-8.0之间，其他商用车则更大。2.1.1最高档位传动比（

28、最小传动比）汽车最高档传动比，即最小传动比直接影响车辆行驶的最高稳定车速，所以最小传动比的选定是很重要的。传动系统的总传动比是传动系统中各部件传动比的乘积。即 式中： 为变速器的传动比；为主减速器的传动比；为分动器或副变速器的传动比。主减速器的减速比，对汽车的动力性能和燃料经济性有较大的影响。一般来说，主减速比越大，加速性能和爬坡能力较强，而燃料经济性比较差。一般用于汽油机型的轿车来说，选用的主减速比较大，例如奥迪A62.8型的轿车，它的主减速比为4.778，这样一方面可以弥补汽油机扭矩小的问题，在加速时获得较好的性能；另一方面靠汽油机的高转速也可以达到相当高的车速，长城SF2.2的原厂主减速

29、比为4.55。对于MQ200变速器，其主减速传动比根据表1-2可得，=4.235所以整车最小传动比的确定就是确定变速器的最小传动比。MQ200没有设计分动器和副变速器，所以最小传动比就是主减速器传动比和变速器最小传动比的乘积。MQ200变速器为五档变速，所以其最小传动比为，设计中，可以根据汽车最高车速来初选变速器的最小传动比。由公式在主减速器传动比已知的情况下，汽车变速器的最小传动比与该车的最高车速相对应。所以有 该公式变形后为 式中：=5600,发动机最大功率时发动机转速，rpm； ，汽车最高车速，Km/h； =0.306，汽车驱动车轮滚动半径（根据所用轮胎规格205/55/R16确定），m

30、；=4.235，主减速器传动比，即主减速比；由公式可以计算出变速器的最小传动比2.1.2最低档传动比的确定选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。2.1.2.1根据汽车最大爬坡角度确定 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间的滚动阻力与爬坡阻力。故有根据汽车行驶方程式 汽车以一档在无风、干砂路面行驶，公式简化为 即则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为 式中： 汽车总重，N ； 坡道面滚动阻力系数（沥青路面中为0.010.02），取0.02； 发动机最大扭矩，N·m ;

31、 汽车传动系传动效率，取 0.90； 汽车最大爬坡角度(一般轿车要求爬上30%的坡，tan×100%=30%)故取16.7°； 9.8m/s2 ,重力加速度； 由上式可得 = =2.0072.1.2.2根据驱动车轮与路面的附着条件确定根据车轮与地面的附着条件： 即 式中： 驱动轮的地面法向反力，即=（前置前驱汽车此处取=1590×60%），N； 道路附着系数，在沥青和混凝土干路面，=0.70.8，取0.80；所以 =3.874所以可得一档传动比的选择范围是 2.0073.874初选一档传动比为=3.7692.1.3其余各档传动比的确定 一般汽车各档传动比大致符合如

32、下关系：（即 ）即传动比采用等比分配，如轿车SH760和一些档位很多的货车变速器，采用等比分配时，换挡过程中发动机总是在同一转速范围内工作，这样驾驶员在起步加速时操作就方便多了。不过按等比级数分配传动比的主要目的还在于充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性。当汽车需要大功率(如全力加速或上坡时)，若排挡选择恰当，具有按等比级数分配传动比的变速器，能使发动机经常在接近外特性最大功率处的大功率范围内运转，从而增加了汽车的后备功率。提高了汽车的加速或上坡能力。按等比级数分配传动比的(主)变速器，还便于和副变速器结合构成更多档位的变速器。例如一台具有5挡位的主变速器，各档位间的公比为q2，其传动比

33、序列为l、q2、q4、q6、q8。若结合一台后置两档副变（减）速器，其传动比为1、q，便可构成一台具有10挡位的变速器，各档间的公比为q，其传动比序列为1、q、q2、q3、q4、q5、q6、q7、q8、q9。实际上，在欧洲国家的变速器中，对于挡位较少(如5档以内)的变速器，各档传动比之间的比值常常并不正好相等，即并不是恰好是按等比级数来分配传动比的。这主要是考虑到各档利用率差别很大的缘故。汽车主要是用较高档位行驶的，例如中型货车5挡变速器中的1、2、3档，这三个挡位的总利用率仅为10%15%，所以较高挡位相邻两档位间的传动比的间隔应小些，特别是最高挡与次高档之间更应小一些。事实上在中国的一线以

34、及二线城市，普遍存在堵车的情况，况且速腾的定位就是一辆家庭用车，车主还是主要分布在一线以及二线城市，所以在大多数情况下2至3档的利用率要高于其他挡位。所以，本变速器的设计原则就是在等比分配的基础之上，适当减小2-4档相邻两档之间的传动比间隔。根据以上最低档传动比和最高档传动比的计算可得（即 ）则q=1.462； =3.769； = q2 =2.137； =q =1.462； =1.0；最高档位为超速档，=0.825；考虑到我国的交通状况，适当减小2至4档相邻两档之间的传动比间隔，所以初选各档传动比如表2-1所示。 表2-1 传动比分配表档位一二三四五倒档传动比3.7692.0951.4331.

35、0790.8253.1822.2、变速器中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选择的中心距应该保证齿轮的强度。二轴式变速器的中心距a（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： （其中）式中：变速器处于一档时输出的最大扭矩，N·m;变速器中心距（mm）；中心距系数，乘用车：=8.99.3，商用车：=8.69.6，多档变速器：=9.511.0；发动机最大转矩，N·m；变速器一挡传动比=3.769；变速器传动效率，取96%。所以由上式可得 = mm =（73.3976.69）mm初选中心距mm 。2.3、变速器齿轮参数的设计计算2.3.1模数齿轮模数是一个重要

36、参数，并且影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。选取齿轮模数时一般要遵守的原则是如下：（1）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小模数，同时增加齿宽；（2）为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；（3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；（4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数；（5）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；（6）对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；（7）变速器低档齿轮应选用大些的模数，

37、其他挡位选用另一种模数，只有少数情况下，汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。（8）初选模数时，可以参考同类型汽车的齿轮模数确定，也可根据大量现代汽车变速器的齿轮模数统计数据，找出模数的变化规律，即经验公式。例如，可以利用下列经验公式初选模数：第一轴常啮合齿轮模数 mm，其中=155N·m,可得出 =2.52； 一档齿轮模数 mm，其中= , =2.72 （9）最后确定的模数值应该满足强度要求，并符合国标GB/T1357-1987规定。表2-2汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.75

38、2.753.003.504.504.506.00表2-3汽车变速器常用齿轮模数（摘自GB/T1357-1987）一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。根据表2-2、表2-3结合本次设计，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，同一变速器中的结合套模数都取相同轿车和轻型货车取23.5mm。本设计取3mm。综合以上可得，一、二档、倒档齿轮的模数定为2.75mm，三、四、五档模数为2.50mm。2.3.2压力角齿轮压力角

39、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，使转动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮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28º时强度最高，超过28º时强度增加不多；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14.5º、15º、16º、16.5º等小些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为20 º，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20º。啮合套或同步器的接合齿压力角20º、25º、30

40、º等，但普遍采用30º压力角。国外有些企业生产的乘用车变速器齿轮采用两种压力角，即高档齿轮采用小些的压力角减小噪声；而低档和倒档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。本变速器齿轮压力角选用20º，同步器的接合齿压力角为30º。2.3.3齿宽 在选择齿宽时，应该注意到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的均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺小和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减少使斜齿

41、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。齿宽过窄还会使齿轮的工作应力增加。若选用过大的齿宽，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。所以，通常根据齿轮模数m(mm)的大小来选定齿宽：直齿：，为齿宽系数，取为4.58.0；斜齿：，取6.08.5；采用啮合套或同步器换档时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，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。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿宽系数取得稍大。

42、2.3.4螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意到它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力的影响。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，并不希望采用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高低档齿轮的接触强度来看，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：乘用车变速器：两轴式变速器为20°25°；中间轴式变速器为22°34

43、6;；本变速器一、二、三、四、五档螺旋角初选为22°。2.3.5齿顶高变位系数ha* 齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声、齿轮相对滑动速度、齿根切和齿顶厚度等皆有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大，此时齿轮受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减小。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为齿轮上受到的载荷集中作用到齿顶上面，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，规定齿高系数取为1.00。本变速器齿轮的齿顶高系数也采用1.00。2.3.6变速器各档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

44、变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。变速器的传动结构方案示意图如图2-1所示；图2-1 变速器传动结构示意图2.3.6.1确定一档齿轮的齿数 一档： 对斜齿有： ，齿轮中心距； 所以 取整 取 ， ； 所以修正后 . 二档： ， 取整 ； 所以 ， ， 三档： ，取整 ； 所以 ， ， 四档： ，取整 ； 所以 ， ， 五档： ，取整 ； 所以 ， ， 2.3.6.2对中心距和螺旋角进行修正因为计算各档齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据各档齿数和齿轮变位系数重新计算中心距，在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据

45、。所以修正后一、二档 中心距mm； 一、二档螺旋角22.68。 ；三、四、五档中心距 mm；三、四、五档螺旋角22.92。 。2.3.6.3确定倒挡齿轮齿数倒档齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一档接近，初选为3。倒档齿轮的齿数一般在2123之间，初选后，可以计算出动力输入轴和倒档轴的中心距。初选，则：mm，为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11与12的齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮12的齿顶圆直径应为 mm 所以 又 ， 由上可得 mm 所以 ，取； 计算倒档轴与输出轴的中心距mm 计算倒档传动比 所以，经计算修正后齿轮的传动比如表2-4所示表2-4 修正后的传动比档位

46、一二三四五倒档传动比3.63621.5451.1540.8673.1822.3.6.4新修正传动比前后工况比较正如前所述，根据我国公路交通和城市道路交通的基本国情，本着节约能源和减少汽车尾气排放的原则下，通过改变变速器的参数来改善汽车的排放和经济水平。即主要通过提高低档的利用率，适当缩小低档传动比之间的差距等措施，以最终达到更好的适应中国交通状况目的。（1）传动比的对比 修正后的传动比的对比如表2-5所示表2-5 传动比分配对照表档位一档二档三档四档五档倒档原减速器传动比3.7692.0951.4331.0790.8513.182修正后传动比3.6362.0001.5451.1540.8673

47、.182（2）传动比变化前后扭矩变化定量对比 通过提高低档的利用率，适当缩小低档传动比之间的差距，通过以下经验公式可以计算变速器在每个档位下的输出扭矩。式中：变速器处于档时输出的最大扭矩，N·m;发动机最大转矩，N·m；变速器挡传动比；变速器传动效率，取96%；离合器传动效率，取99%。所以，由上式可以计算档时原减速器最大输出扭矩和修正后相应档位的最大输出扭矩，以及扭矩的变化率。得：一档时：扭矩变化率二档时： 扭矩变化率三档时： 扭矩变化率四档时： 扭矩变化率五档时： 扭矩变化率对以上计算的数据绘制表格，如图2-2所示图2-2传动比变化前后各档扭矩的变化 综上可以看出，一、

48、二档时，扭矩稍有减小，三、四档时扭矩增大率较大，保证了在三、四档速度较高的情况下，仍然具有较好的加速性能，考虑到速腾（Sagitar）的定位，其消费者为国内一、二、三线城镇的群体，加上现阶段城乡交通道路的大量完善，所以，即使一、二档的扭矩较原MQ200稍微小一点点，但结合现在的交通路况，本次设计所选用的传动比是合理的。2.3.7确定齿轮参数利用图2-3可用于齿条型刀具加工外齿轮时选择变位系数。图中阴影区以内为许用区，各射线为等啮合角线。根据齿数和在许用区内选择合适的点，可得相应的变位系数和，再由图左侧齿数比的斜线找到分配的变位因数,取变位因数。由该线图选择的并分配的、可保证：（1）加工时不产生

49、根切； （2）齿顶厚；（3）端面重合度； （4）啮合时不发生齿廓干涉；（5）两轮最大滑动率接近或相等。图2-3 选择变位因数线图（=，ha*=1） 一档齿轮变位后的参数：角度变位后的端面压力角： = 所以 。端面啮合角： 解得查表得变位系数和： =0.21 =0.38 分度圆直径:mm mm齿顶高：mm mm齿根高:2.40mm 3.905mm全齿高:mm mm齿顶圆直径:mm mm齿根圆直径:mm mm当量齿数: 二档齿轮变位后的参数：角度变位后的端面压力角： = 所以 。端面啮合角： 解得查表得变位系数和：=0.21 =0.31 分度圆直径:mm mm齿顶高：mm mm齿根高: 2.585

50、mm 3.713mm全齿高: mm mm齿顶圆直径:mm mm齿根圆直径:mm mm当量齿数: 三档齿轮变位后的参数：角度变位后的端面压力角： = 所以 。端面啮合角： 解得查表得变位系数和：=0 =0.12 分度圆直径:mm mm齿顶高：mm mm齿根高: 2.825mm 3.425mm全齿高: mm mm齿顶圆直径:mm mm齿根圆直径:mm mm当量齿数: 四档齿轮变位后的参数：角度变位后的端面压力角： = 所以 。端面啮合角： 解得查表得变位系数和：=0 =0.07 分度圆直径:mm mm齿顶高：mm mm齿根高: 2.95mm 3.30mm全齿高: mm mm齿顶圆直径:mm mm齿根圆直径:mm mm