轿车变速箱设计

1、轿车变速箱设计轿车变速箱设计 摘 要 本设计的任务是设计一台用于轿车上的 FR 式的手动变速器。本设计采用中间轴式变速器，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。 根据轿车的外形、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自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。它功用是：改变

2、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。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。关键词：变速器，锁环式同步器，传动比，中间轴，第二轴，齿轮第一章第一章 机械式变速器的概述及其方案的确定机械式变速器的概述及其方案的确定. 61.1 变速器的功用和要求. 61.2 变速器结构方案的确定. 61.3 变速器主要零件结构的方案分析. 12第二章第二

3、章 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. 152.1 变速器主要参数的选择. 152.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定. 192.3 齿轮变位系数的选择. 21第三章第三章 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. 223.1 齿轮的损坏原因及形式. 223.2 齿轮强度计算与校核. 22第四章第四章 变速器轴的强度计算与校核变速器轴的强度计算与校核. 254.1 变速器轴的结构和尺寸. 254.2 轴的校核. 27第五章第五章 变速器同步器的设计变速器同步器的设计. 30第六章第六章 变速器的操纵机构变速器的操纵机构. 33 结

4、论结论.34参考文献参考文献.35致谢致谢.36林绍义许晓勤（福建交通职业技术学院汽车系，福州350007）摘要摘要 介绍了一种轻型汽车变速器齿轮参数设计，包括齿形参数、模数、变位系数、齿厚及侧隙的确定，防脱档技术和降噪技术等内容。关键词关键词 轻型汽车 变速器 齿轮参数 设计 1 引言引言齿轮是变速器的重要零件之一，齿轮参数设计是轻型汽车变速器设计的重点之一，也是难点之一。本文就笔者主持的一种轻型汽车变速器齿轮参数设计进行一些探讨。2 齿轮参数设计内容齿轮参数设计内容2.1 齿形参数的确定原则齿形参数的确定原则在齿数、传动比、输入转矩已知的情况下，就要开始对其进行齿形设计，齿形设计是本次设计

5、的难点，也是重点。国内外学者对齿轮的研究试验结果表明：（1）变位齿轮能提高齿根强度；（2）变位系数 X 值增加，重合度下降，承载能力仍有提高；（3）在同样的载荷下，齿轮的寿命并不取决于计算能力而是实践中的影响因素；（4）齿数多，正变位对齿根强度没有好处；（5）齿面胶合的原因，齿面接角压力过大，局部温升过高的缘故，其表现为：齿顶接触点压力 P 过大；齿顶接触点滑动速度 V 过大，齿顶与啮合点的节点距离 L 过大，使 P、V、L 乘积过大而引起局部温升过高。2.2 模数模数Mn的确定的确定模数是决定齿轮大小和几何参数的重要参数，直接影响齿轮的抗弯曲疲劳强度，由于高档和低档载荷不同，因此，高档与低档

6、的模数不宜相同。经验公式为：高档齿轮：Mn=（0.350.45）Tm1/3低档齿轮：Mn=（0.240.30）(Tmi1 ) 1/3在理论上常希望低一档的 Mn是高一档的 Mn (1。101。15)倍，这样计算出的模数不标准，也不实际，就按国家标准和根据实际生产工艺来确定。模数取 2.25、2.5、2.75 ，倒档齿轮模数取 3.00 。齿数 Z、法面模数 Mn确定之后，验证理论中心距 A。是否等于实际中心距 A，判断是否角变位。2.3 压力角压力角压力角取 n=20。2.4 螺旋角螺旋角一对斜齿轮啮合时，必须模数相同，压力角相等，此外两齿轮分度圆上的 值也相等，方向相反，初定范围为 =172

7、5，初选为 18和 25两种。2.5 齿宽齿宽 b根据经验公式法和本课题组的实践经验取值。2.6 变位系数变位系数本次时吸收了一些国内外汽车经济型变速器的优点，如齿轮变位，齿厚及侧隙等。对其变位原理介绍如下： （1）分析端面齿形角 t。t=arctan(tann /cos) 得出 cost和 invt的值。（2）分析啮合圆端面齿形角 t。t=arccos (A。cost /A) 得出 sint和 invt的值。（3）分析端面总变位系数 Xcs。Xcs=(Z1+Z2)( invt- invt)/2tant 法面总位系数 Xcn= Xcs/ cos（4）分析对总变位系数的分配。 采用了多种方法，分

8、析变位系数分配原理对本轻型汽车变速器影响效果。如高速档齿轮的最大接触强度及抗胶合、耐磨性情况，低速档的提高齿轮齿根弯曲强度情况等。在理论分析变位系数的分配参数后，参考实践经验值，对总变位系数分配进行设计，达到实用性经济性。2.7 传动的质量指标计算传动的质量指标计算传动的质量指标计算包括重合度 计算、滑动系数 计算、比压系数计算（参照齿轮手册公式） 。本变速器的齿轮精度定为 8 级，预值为： 1.15 3 1.41.7相关参数设计计算参照齿轮手册 。2.8 齿厚及侧隙齿厚及侧隙齿轮传动设计，是按无侧隙啮合计算的，而实际齿轮传动时，考虑到润滑油膜及传动体温度变化，又要求轮齿侧而有一定的间隙，理论

9、设计参照齿轮手册公式计算。实际取值时，合理减小各档齿轮副的侧隙，降低了变速器异常噪声。2.9 校核计算校核计算校核计算方法参照国标 GB/T3480-1997 渐开线圆柱齿轮承载能力计算方法。3轻型汽车变速器防脱档和降噪轻型汽车变速器防脱档和降噪3.1 轻型汽车变速器防脱档设计轻型汽车变速器防脱档设计由于本变速器的应用在轻型载货汽车上，可能在路面坑洼不平的路段上行驶，有可能出现脱档、跳档的现象。为此，对此进行重点攻关。在参考多位工程师意见和文献基础上，经过努力，决定采用钩齿花键和一组相关技术。我们分析了实际应用本变速器的车型极可能遇到道路崎岖、恶劣、沙石路和坑洼地等情况，加上车子可能存在超载等

10、不良状况，齿轮结合和齿套内花键的倒锥角度，定为 430030 。试制时在插床上，利用渐开线成型插齿刀头，先插出内倒锥渐开线花键的一齿槽，然后通过万能分度，依次插出工件的全部齿槽。花键修形计算：花键倒角量 e计算：e=re(s/2r+inv-invarccos(rcos/ re)+-arcsin(rk / re sin(+s/2r+ inv- invarccos(rcos/ rk)倒角起始点的渐开线展开角：z=(rk2-r2cos)1/2/(rcos)式中，re 花键齿顶圆半径； rk 花键齿顶倒角起始点半径； 花键齿顶倒角角度； s 花键齿顶圆弧齿厚； r 花键分度圆半径； 花键分度圆压力角。

11、有关参数按经验值选取。实践表明，应用本技术在成本增加不多的基础上，可有效预防脱档、跳档，并方便挂档。3.2 轻型汽车变速器降噪轻型汽车变速器降噪为降低高速档齿轮噪声，采用了国际上流行的细长齿设计，使齿轮的重合度大大提高。低速档采用了胖齿设计，提高了承载能力。通过设计合理减小各档齿轮副的侧隙，降低了变速器异常噪声。在本次细长齿设计中，ha=mn(ha*+x) h=mn(2ha*+c*) da=d+2mn(ha*+x)式中，ha 齿顶高； mn 法向模数； ha* 齿顶高系数； x 变位系数； c* 顶隙系数； h 齿高； da 齿顶圆直径；d 分度圆直径。式中，即采用非标准顶隙设计方法，齿顶高较

12、传统设计增大了，相应地啮合顶隙较原来标准顶隙减少。但要注意验证是否会引起了过渡曲线的干涉和“顶死” （即啮合顶隙0 ） 。在本次设计中通过合理选择变位系数来避免这种情况出现。过渡曲线的干涉验证参照齿轮手册上的公式进行，通过调整变位系数，避免过渡曲线干涉出现。避免“顶死” （即啮合顶隙0）计算时，在选择变位系数时，除要考虑标准顶隙设计所考虑的各方面限制条件外， 再增加了(X-k)c*（式中 X为配对齿轮变位系数和，k 为中心距变动系数，c*为顶隙系数）这样一个限制条件即可，这样，不但不会“顶死” ，而且具有所希望的啮合顶隙。减少顶隙能明显提高重合度（计算公式参照齿轮手册 ） ，众所周知，重合度是影响齿轮工作噪声的关键因素之一，重合度增大，工作噪声就减小，同时提高了齿轮的承载能力。同样低速档通过非标准侧隙设计方法，使啮合侧隙较原来的标准