轿车51变速器的研究与设计论文说明

1、.前言现在，每当人们观看F1比赛时，总是被极速的感觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能和车手的驾驶技术了。而且，在自己开车的时候不要忘记体验极速的感觉，或者在买车的时候要注意发动机的性能，这似乎已经成为衡量一辆车好坏的标准。的确，拥有一颗“健康的心”非常重要，因为它是动力的创造者。然而，控制速度的是它背后的传动装置。从市场上针对不同车型配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。1.手动变速箱（MT）手动变速器使用齿轮组，每个齿轮组的齿数是固定的，因此每个齿轮的速比是一个固定值（即所谓的“步”）。比如一档

2、3.85，二档2.55，五档0.75。这些数字乘以主减速比以获得总传动比。一共只有5个值（也就是5级），所以说是阶梯式传输。有人曾断言，驾驶操作繁琐等缺点阻碍了汽车快速发展的步伐，手动挡将在不久的将来“淘汰”。从事物的发展来看，这种说法确实有道理。不过，从目前的市场需求和应用来看，笔者认为手动挡不会过早离开。首先，就商用车的特性而言，手动变速器的功能是其他变速器无法替代的。以卡车为例，卡车用于运输，通常装载数吨货物。面对如此高的“压力”，除了发动机的强劲动力外，还需要变速器的全力助力。我们都知道，一档是有“动力”的，这样在起步的时候就有足够的牵引力让车子动起来。尤其是面对爬坡路段，其特点非常明

3、显。对于其他新型变速器，虽然具有操作简便等特点，但这些特点尚不具备。其次，对于老年司机和大多数男性司机来说，他们最喜欢的是手动挡。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了我国汽车发展的整个历史。最有经验的司机都是“手动”司机。他们对手动变速器的理解非常深刻。如果内容他们改变他们的套路做法，这是不现实的。虽然自动变速器和无级变速器很常见，但大部分年轻司机还是崇尚手动，尤其是超车时手动变速器带来的快感，所以一些中高档轿车（尤其是轿车）不敢放弃手动轻松传输。另外，在我国的驾校，教练车都是手动挡的。除了经济实用外，关键是要让学生打下扎实的基本功，以便练习驾驶协调性。第三，随着生活水平的不断提高，现在

4、汽车已经走进了家庭。对于普通工薪阶层来说，经济型车是最合适的。手动挡适合经济型车厂家，有自己的性价比。汽车销量一直是汽车市场中名列前茅的。比如夏利、奇瑞、吉利等国的经济型车，都是手动挡车，车型基本都是5挡手动挡。2.自动变速箱（AT）自动变速器采用行星齿轮机构进行换档，可根据油门踏板的程度和车速自动换档。驾驶员只需操作油门踏板即可控制车辆的速度。自动挡汽车虽然没有离合器，但是自动挡中的离合器还是很多的。这些离合器可以随着车速的变化而自动分离或闭合，从而达到自动变速的目的。在中档车市场，自动变速器有自己的一片天。使用此类车辆的用户希望尽可能享受高速驾驶的乐趣，以方便操作，减少驾驶疲劳，驾驶汽车。

5、在高速公路上，这是一场完美的表演。而且，就城市而言，目前的交通状况并不好，堵车现象屡见不鲜。有时需要不停地启动和停止几次。如果司机使用手动挡，他会反复换档和卸档，非常繁琐。尤其是新手，更是惨不忍睹。有了自动变速箱，就不会那么麻烦了。在市场上，这类车的销量还是不错的，尤其是对于女性朋友来说，平时开车都比较方便。我国要想普及这种车型，关键要解决的是路况问题。目前路况参差不齐，很难充分发挥自动挡汽车的优势。3.手动/自动变速箱（AMT）事实上，通过一些车友的了解，他们并不想放弃传统的手动挡，在某些时候也需要一种自动的感觉。于是手动/自动变速器诞生了。这款变速箱最早在德国的保时捷 911 上推出，名为

6、 Tiptronic，它将高性能跑车从传统自动变速箱的束缚中解放出来，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。这类车的档位上有“+”和“-”选择档位。在 D 档中，降档 (-) 或升档 (+) 可以自由切换，就像手动变速器一样。手自一体变速箱系统为人们提供了两种驾驶模式手动变速箱用于驾驶乐趣，自动变速箱用于交通拥堵时。这种传输方式非常适合我国目前的情况。上面笔者提到，手动挡的用户群体很大，而自动挡也能适应女性群体，解决堵车带来的烦恼，所以对于一些夫妻都可以开车的家庭，可以说成为一个平衡点。双方，体现“夫妻”。这种二合一配置虽然技术含量很高，但这样的车在价格上也不是高不可攀，比如本田飞度1.3LCVT掀

7、背车、菲亚特2004 Palio 1.3 HL Speedgear、菲亚特Sienna Speedgear EL这些“二合一”车型都是10万元左右的价格，在这个价位还是比较低的。因此，手动/自动车辆在普及方面仍然具有相当大的优势。汽车制造商和配套变速器制造商应以此为契机，根据市场需求精心打造此类变速器。因为这种类型的变速器有比较广阔的市场。4.无级变速器当今汽车工业的发展非常迅速，用户对汽车的性能要求也越来越高。汽车变速器的发展不仅限于此，无级变速器是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早是由荷兰人 Van Doornes 发明的。无级变速器系统不像手动变速器或自动变速器那样使用齿轮来换档，而

8、是使用两个皮带轮和钢带来改变速度。传动比可以随意改变，不会有突然的换档感觉。它可以克服普通自动变速器“突然换挡”、油门响应慢、油耗高的缺点。通常有些朋友把自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有共同点，但自动变速器只有自动换档，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档位。一般来说，自动变速器有2到7个档位。无级变速器可以实现速比在一定圆周上的无级变化，选择几个常用的速比作为常用的“档位”。配备该技术的发动机在任何速度下都会自动获得最合适的传动比。从市场趋势来看，无级变速器虽然是技术分量比较高的零部件，但也进入了普通汽车的“车身”。广本两厢飞度每排量都有一个CVT。传动方便省油，售价仅为

9、9.68万元至11.68万元。而奇瑞汽车销售公司则表示，无级变速器车型将在年底上市。看来，无级变速器在中档车上的使用会越来越广泛。本设计基于宗子1.8L手动豪华车型，设计中使用的相关参数均来源于此车型：主减速比：4.782最高速度：190km/h轮胎型号：205/65R15发动机型号：SQR481FC最大扭矩：170Nm/4500最大功率：95kw/5750最高转速：6000r/min奇瑞之子1.8L豪华版中文摘要和关键词摘要：本文在对现有变速器进行仔细分析的基础上，提出了一种5+1变速器的设计方案，它是最适合普通工薪阶层经济型轿车的变速器。该方案的工作原理是：设置变速器从三档换到四档，当啮合

10、套退出三档进入空档时，啮合套和同步环同速转动。在惯性的作用下。此时，四档主动齿轮的转速大于联轴套和同步环的转速。换档过程可简单摘要为：推杆（滑块）推动摩擦工作面接触产生摩擦力矩同步器转一个角度锁紧件（同步环）的锁紧面起到锁紧作用，防止啮合 套筒向前运动（即防止同步提前啮合），摩擦力矩不断增大并迅速同步转动惯量消失同步环与输入端零件转动一个角度锁定作用消失啮合套筒与被啮合元件啮合，从而完成同步换档关键词：5+1传输；锁定元件；同步器；接合套筒摘要和关键词摘要：本文在对现有变速器进行仔细分析的基础上，针对普通工人阶级的经济型轿车进行最合适的变速器，5+1变速器的设计。程序的工作原理是：由三挡设置传

11、动进入四档，当联轴套退出三挡进入空档时，啮合环设置在同转惯性的同时作用速度。此时，四档齿轮的速度大于啮合环组的速度和同步速度。换档过程可简单摘要为：推动片（滑块）推动摩擦片面接触同步器摩擦力矩锁紧转角片（同步环）起锁紧作用，锁紧面防止粘结套向前（即防止同时提前人类交配），摩擦力矩继续增大迅速消失，转动惯量同步同步环连同输入的零件转开一个点接头套筒锁紧功能被结合组件进入关节，从而完成同步移位关键词： 5+1传输；锁片；同步器；接头套第二章机械传动概述及方案确定1.1 传输功能及要求变速器的作用是根据汽车在不同行驶条件下的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车有合适的牵引力和速度，同时保持发动机工作

12、在最有利的状态。工作环境。为确保汽车倒车以使发动机和传动系统能够分离，变速箱具有倒档和空档。当需要动力输出时，也应该有动力输出装置。传输的主要要求：应确保汽车具有较高的动力和经济指标。在汽车的整体设计中，根据汽车的承载能力、发动机参数和汽车的要求，选择合理的传动齿轮数量和传动比来满足这一要求。工作可靠，操作简单。汽车在行驶过程中，变速器不应出现自动跳车、乱换挡、换挡震动等现象。为了降低驾驶员的疲劳强度，提高行车安全性，对轻便操控的要求越来越重要，这可以通过使用同步器和预选气动换档或自动和半自动换档来实现。重量轻，体积小。影响该指标的主要参数是传输的中心距离。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计

13、合适的齿形，提高齿轮精度，配合圆锥滚子轴承减小中心距。传输效率高。为了减少齿轮的啮合损失，应该有一个直接齿轮。提高零件的制造精度和安装质量，使用合适的润滑油提高传动效率。低噪声。采用斜齿轮传动，选择合理的位移系数，提高制造精度和安装刚度，可降低齿轮的噪音。1.2 传动结构方案确定1.2.1传动装置由传动机构和控制机构组成。传动传动机构的结构分析与选型与无级变速器相比，有级变速器结构简单，制造成本低，传动效率高（ =0.960.98），因此广泛应用于各类汽车。设计时，应首先根据车辆的使用条件和要求确定传动比、档位数和各档位的传动比，因为它们对车辆的动力和燃油经济性有着重要而直接的影响。 .传动比

14、是变速器的低速比与高速比的比值。汽车行驶的路况越多，发动机功率与汽车质量的比值越小，变速器的传动比就应该越大。目前汽车变速器的传动比为3.04.5；通用卡车和轻型客车为5.08.0；越野车和拖拉机是10.020.0。通常，有级变速器有 3、4 和 5 个前进档；重型卡车和重型越野车使用多档变速器，前进档数多达 6 到 16 甚至 20 个。传动齿轮数量的增加可以提高发动机的动力利用效率、车辆的燃油经济性和平均车速，从而提高车辆的运输效率，降低运输成本。但是，使用手动机械操作机构时，前进档超过 5 档的变速器很难实现快速、静音的换档。因此，直动式变速器档位数的上限为5个。超过5个前进档位会使控制

15、机构复杂化或需要增加具有独立控制机构的副变速器，仅用于某些行驶条件。一些汽车和卡车的变速器使用仅在良好道路和空载行驶时使用的超速档。使用传动比小于1（0.70.8）的超速档可以更充分地利用发动机动力，降低发动机曲轴每公里总转数，从而降低发动机磨损和油耗。但是，与传动比为1的直接齿轮相比，使用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选择的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副的数量、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮、轴的制造精度和刚度、外壳和其他零件。应用最广泛的三轴和二轴变速器。如图1所示，三轴传动的第一轴和第二轴的各齿轮分别与中间轴对应的齿轮啮合，第一轴和第二轴同心。直接连接第一轴

16、和第二轴来传递扭矩的称为直接齿轮。此时，齿轮、轴承和中间轴都没有负载，第一和第二轴也传递扭矩。因此，直接齿轮传动效率高，磨损和噪音小，是三轴传动的主要优点。其他前进档需要依次通过两对齿轮传递扭矩。所以。较小的齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）仍然可以获得较大的一档传动比，这是三轴变速器的另一个优点。缺点是直接齿轮以外的其他齿轮的传动效率降低。图 1. 汽车中间轴四档变速器第一轴； 2第二轴； 3中间轴二轴传动如图2所示。与三轴传动相比，它结构简单紧凑，除最极端的齿轮外，所有齿轮传动效率高，噪音低。大多数汽车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，机动性好，可以将

17、汽车质量减少6%到10%。两轴传动有利于这种布置，并且传动系的结构简单。如图所示，双轴变速器的第二轴（即输出轴）与末级减速器的主动齿轮为一体。发动机垂直放置时，末级减速器可采用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机水平放置时，可以使用圆柱齿轮，简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用的滑动齿轮（正齿轮）外，其他齿轮均采用常啮合斜齿轮传动；一档同步器多安装在二轴上，因为一档主动齿轮尺寸小，安装同步。高档同步器也可以安装在第一轴后端，如图。二轴传动没有直接齿轮，所以在高速档工作时，齿轮和轴承都承受负荷，所以噪音比较大，磨损也增加，这是它的缺点。此外，低速比的上限（i gI = 4.04.5）也受到很大限制，

18、但可以通过降低各档速比，提高最终减速比来消除这一缺点。图2 二轴传动第一轴； 2第二轴； 3同步器阶梯式传动结构的发展趋势是增加常啮合齿轮副的数量，从而可以使用斜齿轮。后者比直齿轮具有更长的寿命和更低的噪音，尽管它们的制造稍微复杂一些并且在操作中具有轴向力。因此，在变速器中，除低档和倒档外，正齿轮已被螺旋正齿轮取代。但是，在这种设计中，由于倒档齿轮是常啮合型，因此也使用了斜齿轮。由于设计的汽车是前置发动机，后轮驱动，因此使用了副轴变速器。图3、图4、图5分别给出了中间轴式四、五、六档变速器的几种传动方案。它们的共同特点是变速器的第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，并通过啮合套筒相连接，得到直齿轮

19、。采用直接齿轮，变速器和中间轴的齿轮和轴承没有负载，发动机扭矩直接通过变速器的一、二轴输出。由于直接齿轮的利用率高于其他齿轮，因此减少了轴承的磨损，从而提高了变速器的使用寿命；其他前进档工作时，变速器传递的动力需要经过第一轴、中间轴和第二轴。因此，在变速器中间轴与二轴的距离（中心距）不大的情况下，一档仍有较大的传动比；高档齿轮由常啮合齿轮传动，低档齿轮（一档）可采用常啮合齿轮传动或不传动；在大多数传动方案中，除一档外的其他档位的换档机构均采用同步器或啮合套换档，少数结构上的一档也采用同步器或啮合套换档，而同步器或啮合套大多数情况下，每个齿轮都安装在第二个轴上。在直接齿轮以外的其他档位工作时，中

20、间轴传动的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的情况下，各种副轴变速器的主要区别在于常啮合齿轮的对数、换档方式以及对齿轮的传动方案。图3 中间轴式四档变速器传动方案图3中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图3a和b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档通过直齿滑动齿轮换档;1.3c如图所示二、三档传动方案，四档采用常啮合齿轮传动，一、倒档采用直齿滑动齿轮换档。图4a中，除一个倒档齿轮由直齿滑动齿轮换档外，其余齿轮均由常啮合齿轮传动。图 4b、c、d 所示方案中的前进齿轮均由常啮合齿轮驱动；图4d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱内，这样布置可以提高轴速。除了减少齿轮磨损和降低运

21、行噪音外，还可以轻松组成只有四个前进档的变速器，无需超速档。图4 中间轴式五档变速器传动方案图5a和图b所示方案中的倒档齿轮由直齿滑动齿轮换档，其他齿轮均采用常啮合齿轮。图5 中间轴式六档变速器传动方案在上述各种方案中，在采用常啮合齿轮传动的情况下，换档方式可以通过同步器或啮合套来实现。在同一个变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么就必须用同步器换高档，用低档啮合。前置发动机后轮驱动的汽车采用中间轴传动。为了缩短传动轴的长度，可以加长传动装置的后端，3a如图b所示。细长的第二轴有时安装在三个支架上，其中最后一个位于细长的附加外壳上。如果将倒档齿轮和换档机构设置在附加壳体内，

22、还可以减小变速器主体的外形尺寸。传动采用4c如图所示的多支撑结构方案，可提高轴的刚性。这时，如果采用可以在轴平面上分离的外壳，就可以更好地解决轴、齿轮等零件装配困难的问题。图中所示方案的高档从动齿轮处于4c悬臂状态，而一档和倒档设置在变速器壳体的中间跨度，中间齿轮的同步器设置在中间轴上，这是该方案的特点。2.倒档传动方案图 6 显示了一种常见的倒档装置。图6b所示方案的优点是在换挡时利用了中间轴上的一档，从而缩短了中间轴的长度。然而，换档时，两对齿轮同时啮合，换档困难。图中所示的方案6c可以获得较大的倒档比，但缺点是换档过程不合理。图 6d 所示方案针对前者的缺点进行了修改，从而替代了6c图中

23、所示方案。图6e所示方案是将中间轴上的一个和倒档齿轮制成一体，并加长其齿宽。图示方案6f适用于所有齿轮副均为常啮合齿轮，换档更方便。为充分利用空间，缩短传动轴向长度，部分货车采用如图所示的倒档传动方案6g。缺点是必须使用其中一根变速器拨叉轴作倒档，使变速器上盖内的操作机构较复杂。本设计采用图6所示的传输方案。图6 变速箱倒档传动方案由于变速器在一档和倒档工作时受力较大，因此无论是双轴传动还是中间轴传动的低档和倒档都应布置在靠近轴的支撑处，以减少轴的变形。 ，确保齿轮的重合度不会减少太多，然后将齿轮按从低档到高档的顺序排列，这样不仅可以使轴具有足够的刚度，而且还可以确保组装方便。虽然倒档的传动比

24、接近一档，但由于使用倒档的时间很短，一些方案会从这个角度将一档布置在靠近轴支撑的位置。1.3 变速器主要部件结构方案分析变速器的设计方案必须满足性能、制造条件、维修方便和三化现代化的要求。在确定传动结构方案时，还应考虑齿轮类型、变速结构类型、轴承类型、润滑和密封等因素。1.3.1齿轮类型与直齿轮相比，斜齿轮具有使用寿命长、运行时噪音低等优点；缺点是制造稍复杂，运行时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均为斜齿轮正齿轮，尽管这增加了常啮合齿轮的数量并导致变速器的转动惯量增加。正齿轮仅用于低档和倒档。但在本设计中，由于倒档采用恒啮合方案，倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。1.3.2

25、移位结构类型换档结构分为直齿轮滑动齿轮、啮合套筒和同步器三种。直齿滑动换档的特点是结构简单紧凑。但由于换挡不方便，换挡时齿端面受到较大冲击，导致齿轮过早损坏，滑动花键容易磨损，造成脱档、噪音大等原因。 ，一档，倒档很少使用。啮合套筒的换档式一般与斜齿轮传动配合使用。由于齿轮不断啮合，降低了噪音和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套筒分为齿啮合套筒和外齿啮合套筒，根据结构布置选择。在齿轮副的空间内容的情况下，采用带齿的方式减小轴向尺寸。组合套筒换档结构简单，但不能完全消除换档冲击，常用于要求不高的档位。使用同步器换档可以保证换档时档位不受冲击，充分发挥档位的力量，同时操作轻便，换档时间缩短，从

26、而提高了加速性能，汽车的经济性和驾驶安全性。此外，这种类型也有利于自动化操作。缺点是结构复杂，制造精度高，轴向尺寸增加，铜同步环使用寿命短。目前，同步器广泛应用于各种变速器中。自动脱位是传输的主要障碍之一。为了解决这个问题，除了过程中采取的措施外，在结构上，比较有效的解决方案如下：1）使啮合套筒更长（如图所示7a）或者两个啮合齿的啮合位置错开（图7），使啮合齿的端部在啮合时超过啮合齿约1 3mm。由于在使用过程中接触部分的挤压和磨损，在啮合齿的末端形成了一个肩部，以防止自动错位。2）在啮合套齿座上将前齿圈的齿厚切薄（0.3 0.6mm），使啮合套后端面由后齿圈前端面支撑后移位，从而减少自动错位

27、（图7）。 ）。3）啮合齿工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2 0 3 0 ），使啮合齿面产生防止自动脱离的轴向力（图 9）。这种结构更有效。使用更多。薄的切片一个_图 7 防止自动错位的结构措施 I 图 8 防止自动错位的结构措施 II斜图 9 防止自动脱离的结构性措施 III本设计中使用的是锁环同步器，它通过摩擦实现同步。但在结构上可以保证联轴套和待啮合的花键齿圈在同步之前不能接触，从而避免齿间冲击和噪音。同步器的结构如图10所示：图 10 锁环同步器l、4-同步环； 2-同步器齿轮鼓； 3关节套筒； 5弹簧; 6-滑块；7-停球； 8-卡环； 9-输出轴； 10、11-档第二章传动

28、主要参数的选择与主要零部件的设计2.1 传输主要参数的选择2.1.1齿轮数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的齿轮数有增加的趋势。目前乘用车一般采用4-5档变速器。这个设计也使用了5个齿轮。选择最低传动比时，应根据汽车的最高等级、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定速度、主减速比和滚动半径综合考虑确定的驱动轮。汽车在陡坡爬坡时，车速不高，空气阻力可以忽略不计，所以用最大的驱动力来克服轮胎与路面之间的滚动阻力和爬坡阻力。因此有那么最大档位要求的变速器一档的传动比为：(1)其中m 是车辆的总质量；g重力加速度； max道路最大阻力系数；r r驱动轮的滚动半径；T emax发动机的最大扭矩；i 0

29、 主减速比；汽车传动系统的传动效率。根据驱动轮与路面的附着情况得到的变速器档传动比为：(2)式中， G 2 车辆满载静止在水平路面上时驱动桥对路面的载荷； 路面附着系数，计算时取 =0.50.6。按已知条件：满载质量 1800 kg ；r = 337.25mm; _T e max =170Nm；我0 =4.782;n = 0.95。根据式(2)可得： i gI =3.85。超速档的传动比一般为0.70.8。在本设计中，五档传动比为ig =0.75。中间齿轮的传动比理论上如下：(3)其实与理论略有出入，因为齿数是整数，普通齿轮之间的公比应该更小，还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得： =

30、1.51。因此：2.1.2中心距中心距直接影响变速器的尺寸和质量，所选择的中心距应能保证齿轮的强度。三轴传动的中心局A（mm）可根据现有传动的统计所得经验公式初步确定：(4)式中K A 中心距系数。对于汽车， K A =8.99.3；对于卡车， K A =8.69.6；对于多速主传动， K A =9.511；T I max 变速器一档时的输出扭矩：T I max = T e max i g I =628.3N米可以得到初始中心距A= 77.08mm。2.1.3轴向尺寸变速器的横向外形尺寸可根据齿轮直径及倒档中间齿轮和换档机构的布置情况初步确定。该车四档变速箱轴向尺寸为3.0 3.4A四档（ 2

31、.2 2.7 ） A五档（ 2.7 3.0 ） A六档（ 3.2 3.5 ） A当变速器选用多对常啮合齿轮和同步器时，中心距系数K A应取给定系数的上限。为方便检测，将A四舍五入。本设计采用5+1手动变速箱，其外壳轴向尺寸为3 77.08mm=231.24mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应根据变速器总图的结构尺寸链确定。2.1.4齿轮参数(1) 齿轮模块建议按以下公式选择齿轮模数，所选模数应符合111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn(5)其中=170Nm，可以得出m n =2.5。m一档正齿轮毫米(6)通过计算m = 3。同步器与啮合套的啮合多采用渐开线齿形。由于制造工艺的原

32、因，同一个变速器的组合模块是一样的，轿车和轻卡取23.5。这个设计需要2.5。(2) 齿形、压力角 、螺旋角和齿宽b汽车传动齿轮的齿形、压力角和螺旋角按表1选择。表1 汽车传动齿轮的齿形、压力角和螺旋角项目汽车模型齿形压力角螺旋角车高齿形和改良齿形14.5、15、16、16.52545普通卡车GB1356-78规定的标准齿形202030重型车辆同上低档和倒档 22.5、25小螺旋角压力角小，重合度大，传动平稳，噪音低；当压力角大时，可以提高轮齿的弯曲强度和表面接触强度。对于汽车，为了增加重合度，降低噪音，取较小的值；对于卡车，为了提高齿轮承载能力，取较大值。本设计中，传动齿轮压力角取20 ，啮

33、合套或同步器取30 ；斜齿轮螺旋角取30。需要注意的是，在选择斜齿轮的螺旋角时，中间轴上的轴向力应相互抵消。为此，中间轴上的所有齿轮都向右转动，而第一轴和第二轴上的斜齿轮向左转动，轴向力通过轴承盖由外壳承担。齿轮宽度b的大小直接影响齿轮的承载能力。 b越大，齿的承载能力越高。但试验表明，当齿宽增加到一定值时，由于载荷分布不均匀，齿轮的承载能力降低。因此，在保证齿轮强度的情况下，齿宽应选择尽可能小，有利于减轻传动装置的重量，缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选择齿宽：直齿b=(4.58.0)m，mm斜齿b=(6.08.5)m，mm第一轴恒啮合齿轮副的齿宽系数值可以较大，从而增加接触线的长度

34、，减少接触应力，从而提高传动的稳定性和寿命的齿轮。2.2 各齿轮传动比及轮齿数的确定在初步选定中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据预定的传动齿轮数、传动比和结构方案分配各齿轮的齿数。下面结合本设计对各齿轮齿数的分配方法进行说明。2.2.1确定第一齿轮的齿数第一传动比(7)9和 Z 10的齿数，先求齿数之和：(8)其中A = 77.08mm， m = 3；所以是的。图11 五档变速器示意图当汽车为三轴传动时，若此处取=16 ，则可得=35。基于主A和m的计算可能不是整数。将其调整为整数后，由式（8）可以看出，中心距发生了变化。此时，中心距A应与齿轮位移系数成反比计算，然后将此校正后的中心距作为以后

35、计算的依据。此处修正为51，则根据公式(8)推导出76.5mmA = 。2.2.2确定恒啮合齿轮副的齿数由式（7）计算常啮合齿轮的传动比(9)可以根据已经得到的数据来判断常啮合齿轮的中心距等于第一齿轮的中心距。(10)所以：(11)并根据得到的数据可以计算出： 。 结合，我们得到： = 19 , = 34 。然后根据公式（7），可以计算出一档的实际传动比为： 。2.2.3确定其他齿轮的齿数2档传动比(12)但是，有：对于斜齿轮， (13)因此： 连理得到： 。按照同样的方法，可以单独计算：三档；四档.2.2.4确定倒档齿轮的齿数一般来说，倒档齿轮比接近一档齿轮比，在本设计中，倒档齿轮比为3.7

36、。中间轴上的倒档齿轮的齿数略小于一档主动齿轮10的齿数，以较小者为准。一般情况下，倒档轴档位取2123，这里取=23。取决于(14)可以计算出来。因此，可以得到中间轴和倒档轴的中心距A = (15)=50mm以及倒档轴与二轴的中心：(16)= 72.5mm。2.3 齿轮位移系数的选择齿轮位移是齿轮设计中一个非常重要的环节。它除了避免齿轮的咬边和匹配中心距外，还会影响齿轮的强度、使用的稳定性、耐磨性、抗胶合能力和齿轮的啮合噪音。位移齿轮主要有两种类型：高度位移和角位移。高位移齿轮对的一对啮合齿轮的位移系数之和为零。大排量可以增加小齿轮的齿根强度，使其接近大齿轮的强度。大排量齿轮副的缺点是不能同时

37、增加一对齿轮的强度，而且难以降低噪音。角位移齿轮副的位移系数之和不等于0。角位移具有位移大的优点，避免了它的缺点。在中间轴和第二轴上安装多对齿轮组成组合的传动，由于需要保证各齿轮的传动比，会使各啮合齿轮对的齿数不同。为保证每对齿轮的中心距相同，此时应换档。齿数多的齿轮副采用标准齿轮传动或大位移时，齿数少、齿数少的齿轮副应采用正角位移。由于角位移能获得良好的啮合性能和传动质量指标，所以使用较多。对于斜齿轮传动，通过选择合适的螺旋角也可以达到相同的中心距。传动齿轮承受循环载荷，有时还承受冲击载荷。对于高档齿轮，主要的损坏情况是齿面的疲劳剥落，因此应根据保证最大接触强度和抗粘着磨损的原则来选择位移系

38、数。为提高接触强度，总位移系数应尽可能大，使两齿轮的渐开线远离基圆，从而增大齿廓的曲率半径和减少接触应力。对于低速齿轮，由于小齿轮齿根强度低，传递载荷大，小齿轮可能会出现齿根弯曲断裂的现象。总位移系数越小，一对轮齿的总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但由于轮齿刚度小，容易吸收冲击和振动，因此噪音较小。根据以上原因，为了降低噪声，变速器中除一、二、倒档以外的其他齿轮的总位移系数应选择较小的值，以获得低噪声变速器。其中，一档主动齿轮10的齿数Z 10 17，因此需要换档一档。修正系数(17)其中Z是要移动的轮齿数。第三章传动齿轮的强度计算与材料选择3.1 齿轮损坏原因及形式齿轮损坏分为三种类型：

39、断齿、齿面疲劳剥落和变速齿轮端部损坏。轮齿断裂有两种：轮齿受到足够大的冲击载荷，导致轮齿弯曲断裂；在轮齿的反复载荷作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐增大，进而弯曲断裂。前者很少出现在传输中，而后者出现的频率更高。齿轮工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压。这是因为齿面小裂纹中润滑油的油压升高，导致裂纹扩大，进而使齿面出现块状脱落，在齿面形成点蚀。 .他增加了齿形误差，产生动态载荷，并导致齿轮齿断裂。通过移动齿轮完成换档的抵抗和倒档。由于换档时两个啮合齿轮的角速度，在换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，造成损坏。3.2 齿轮强度计算与校核与其他机械设备中使用的变速器相比，不同用途车辆的变速器

40、齿轮的使用条件还是相似的。此外，汽车传动齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式等基本相同。如汽车传动齿轮采用低碳合金钢，剃齿或齿轮精加工，齿轮表面经渗碳淬火热处理，齿轮精度不低于7级。因此，使用比一般齿轮强度计算公式更简化的计算公式计算汽车齿轮可以获得更准确的结果。这里选择的齿轮材料是40Cr。3.2.1齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力(18)式中， 弯曲应力（MPa）；的圆周力（N） ，；其中是计算的载荷 (N mm)， d是节圆的直径。应力集中系数，可近似取为1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，从动齿轮取0.9；b 齿宽（mm），取20t端面齿距（mm）；y齿形系数

41、，如图12所示。图 12 齿形系数图在一档时，中间轴上的计算扭矩为：(19)=170 1000 2.18 1.78=659668Nm因此，可以从当计算载荷取最大扭矩作用于变速器第一轴时，一档正齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。斜齿轮的弯曲应力(20)式中为重合度影响系数，取2.0；其他参数同式(18), ,选择齿形系数y ，根据等效模量 计算如图（12）所示。二档圆周力：(21)根据斜齿轮参数计算公式可得： =6798.8N齿轮8的等效齿数=47.7，由表2可得： .所以同样可以得到： .根据第二个齿轮的计算方法，可以得到其他齿轮的弯曲应力。计算结果如下：三档：四档：五档：当计算载荷取作

42、用于第一轴的最大扭矩时，恒啮合齿轮和高档齿轮的许用应力在180-350MPa左右。因此，上述计算结果满足抗弯强度要求。3.2.2齿轮接触应力（二十二）式中， 齿轮的接触应力（MPa）；F齿面法向力（N） ，；（N）中的圆周力， ；节点处的压力角（）；齿轮螺旋角（）；E齿轮材料的弹性模量（MPa），宜核对数据；b 实际齿轮接触宽度， 20mm；主、从动齿轮节点的曲率半径（mm）；正齿轮：(23)（24）斜齿轮：(25)(26)其中，主、从动齿轮的节圆半径（mm）分别为。以作用于变速器第一轴的载荷为计算载荷时，传动齿轮的许用接触应力如下表所示：表2 传动齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳

43、氮共渗齿轮一档和倒档1900 2000950 1000恒啮合齿轮和高等级1300 1400650 700通过计算可以得出各齿轮的接触应力如下：1档：二档：三档：四档：五档：倒档：从上表可以看出，设计的传动齿轮的接触应力基本满足要求。第四章传动轴强度计算与校核4.1 传动轴结构及尺寸4.1.1轴的结构第一轴通常与齿轮成一体，前端多支撑在飞轮腔的轴承上，其轴径根据前轴承直径确定。轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由带止动环和轴承盖的后轴承实现。第一轴的长度由离合器的轴向尺寸决定，花键尺寸应与离合器盘毂相同。样条被统一考虑。第一个轴如图 12 所示：图 12 变速器第一轴中间轴分为转轴式和固定轴式。

44、本设计采用转轴传动方案。由于一、倒档齿轮较小，通常与中间轴为一体，高档齿轮分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示：一档倒档图 13 变速器中间轴4.1.2确定轴的尺寸传动轴的确定和尺寸主要根据结构布置的要求，并考虑加工工艺和装配工艺的要求来确定。在草图设计中，轴的长度可以通过齿轮和变速零件的工作位置和尺寸来初步确定。轴径可参照同类汽车传动轴尺寸选择，也可按以下经验公式初步选择：第一和中间轴：(27)第二轴：(28)式中发动机的最大扭矩，Nm为了保证设计的合理性，轴的强度和刚度应有一定的协调关系。因此，轴径d与轴长L的关系可以选择如下：第一轴和中间轴： d/L =0.16 0.

45、18；第二轴： d/L =0.18 0.21。4.2 轴检查一般来说，考虑加工和装配的变速器的结构布置所确定的轴的强度是足够的，只可以检查危险部分。对于这种设计的变速器，在设计过程中，轴的强度和刚度都有一定的余量，所以在校核时只需要校核一档；因为车辆在行驶过程中，一档传递的扭矩最大，即轴上的扭矩也最大。由于第二轴结构复杂，是重点检查对象。下面检查第一和第二轴。4.2.1第一轴的强度和刚度检查由于第一轴在运行过程中的弯矩很小，可以忽略不计，可以认为它只受扭矩。在这种情况下，轴的扭矩强度条件公式为(29)式中： 扭转剪应力，MPa；T轴上的扭矩，Nmm；轴的扭转截面系数， ；P轴传递的功率，kw；

46、d轴在计算截面处的直径，mm； 许用扭剪应力，MPa。其中P =95kw， n =5750r/min， d =24mm；代入上式可得：从表中可以看出， =55MPa，所以 满足强度要求。轴的扭转变形表示为每米长度的扭转角。其计算公式为：(30)式中， T轴上的扭矩，Nmm；G轴材料的剪切弹性模量，MPa，对于钢， G =8.1 MPa； 轴截面的极惯性矩, , ;将已知数据代入上式可得： .适用于一般传动轴；因此，它也满足刚性要求。4.2.2第二轴校准计算1) 轴强度校核用于计算的齿轮啮合的径向力和轴向力可以得到如下：(31)(32)(33)式中对计算出的档位的传动比，这里是三档的传动比3.8

47、5；d计算齿轮的节圆直径，mm，为105mm；节点处的压力角，16； 螺旋角，30；发动机的最大扭矩为170000Nmm。代入上式可得： ,.危险段受力图为：图 14 危险段受力分析平面： （160+75）= 75 =1317.4N；水平面上的力矩：垂直平面：(34)=6879.9N垂直平面上的力矩： 。轴上的扭矩为： 。因此，危险段的组合弯矩为：(35)那么弯矩和扭矩共同作用下的轴向应力（MPa）：(36)代入上式得： , =400 MPa 低档工作时，有： ;符合要求。2）检查轴的刚度第二轴在垂直面的挠度和在水平面的挠度可以计算如下：(37)(38)式中， 轮齿宽（N）中间平面上的径向力，

48、等于；轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于；E 弹性模量（MPa）， （MPa）， E = MPa；I 转动惯量( ), , d为轴的直径( )；a、b为齿轮作用力与支座A 、 B之间的距离（ ）；L支撑之间的距离（ ）。将值代入方程（4-11）和（4-12）得到：因此，轴的全挠度为，满足刚度要求。第5章传输同步器设计5.1 同步器的结构如前所述，本设计中使用的同步器类型为锁环同步器，其结构如下图所示：图 15 锁环同步器1、9传动齿轮2滚针轴承3、8组合齿圈4、7锁紧环（同步环）5-弹簧 6-定位销 10-花键轮毂 11-组合套筒如图（15）所示，该型同步器的工作原理是：换档时，轴向作用

49、在啮合套上的换档力推动啮合套，带动定位销和锁紧环运动，直到锁环的锥面与啮合齿轮的锥面接触，直到与啮合齿轮上的锥面接触。之后，由于作用在锥面上的法向力与两个锥面的角速度不同，在锥面上作用了一个摩擦力矩，使锁紧环相对于啮合套和滑块旋转一个角度。 , 滑块移动。被定位。接着，啮合套筒的齿端与锁环齿端的锁紧面接触（图16b），使啮合套筒的运动受阻，同步器处于锁定状态，第一阶段换档结束。换档力继续将锁紧环压在锥面上，使摩擦力矩增大，同时反方向的拨环力矩作用在锁紧面上。齿轮和锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成第二阶段的换档过程。之后，摩擦力矩消失，拨环力矩返回锁紧环，两个锁紧面分

50、离，同步器解除锁紧状态，啮合套上的啮合齿通过锁紧环到达齿轮在换挡力的作用下。上部啮合齿啮合（图 16d），完成同步换档。图16 锁环同步器工作原理5.2 同步回路主要参数的确定(1)同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺旋的顶部设计得较窄，则刮去摩擦锥面之间存在的油膜效果好。但是，如果顶部的宽度太窄，则会影响接触面的压力并加速磨损。试验还证明，螺纹的齿尖宽度对摩擦因数影响很大，摩擦因数随着齿尖磨损而降低，换档费力，因此齿尖宽度不易被太大了。螺纹槽设计得更大，使刮出的油可以储存在螺纹之间的间隙中，但螺距的增大会减小接触面，增加磨损率。图14a中给出的尺寸适用于轻型和中型车辆；图 14b适用于重型车辆。

51、通常轴向排油槽有6 12个，槽宽为3 12 4mm。图14 同步器螺纹槽形式(2)锥面半锥角摩擦锥的半锥角，摩擦力矩越大。但如果太小，摩擦锥会产生自锁现象，避免自锁的条件为棕褐色。一般=6 8 。 = 6 时，摩擦力矩大，但锥面表面粗糙度没有严格控制时，有粘咬倾向； = 7 时，几乎没有咬合现象。本设计中使用的锥角均取为7 。摩擦锥的平均半径RR设计得越大，摩擦力矩越大。 R往往受到结构的限制，包括传动中心距的限制以及相关零件的尺寸和布置的限制。如果大于R ，也会影响同步环径向厚度要小的约束，不能大。原则上，在可能的条件下， R 应尽可能大。本设计中使用的 R 为 50 60mm。( 4)锥体

52、工作长度b缩短锥面工作长度缩短了传动的轴向长度，但同时减小了锥面工作面积，增加了单位压力，加速了磨损。设计可根据以下公式确定(39)考虑到设计中降低成本，同样的b取为5mm。(6)同步环径向厚度与摩擦锥的平均半径一样，同步环的径向厚度也受到机构布置的限制，包括变速器及相关零件的中心距，尤其是锥体的平均半径和布局。径向厚度必须保证同步环有足够的强度。汽车同步环的厚度比载重汽车的要小，应采用锻件或精密锻件制造，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。卡车同步环可以通过压铸加工。制作分段时使用锰黄铜等材料。有的变速器采用高强度、高耐磨的钢来匹配摩擦副，即在钢或球墨铸铁同步环的锥面上喷一层钼（约0.3 0厚）

53、，使.5mm摩擦系数与钢相同。配合铜合金摩擦副，耐磨性和强度显着提高。也有在铜环座的空心面上喷涂0.07 0.12mm厚的钼制成的同步环。喷钼环的寿命是铜环的2 3倍。以钢为基础的同步环不仅可以节省铜，而且可以提高同步环的强度。在本设计中，同步器的径向宽度为 10.5mm。(6) 锁定角度锁角可以保证只有当换档的两部分之间的角速度差达到零时才能进行换档。影响锁定角选择的因素主要有摩擦系数、摩擦锥的平均半径R 、锁定面的平均半径和锥体的半锥角。现有结构的锁定角度从 26 到 46 不等。本设计的锁定角度采用。(7) 同步时间t同步器工作时，两部分连接达到同步所需的时间越短越好 EQ 。除了同步器

54、的结构尺寸外，转动惯量对同步时间有影响，变速器输入轴和输出轴的角速度差以及作用在同步器摩擦面上的轴向力都有影响关于同步时间。轴向力大，同步时间减少。轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同的车型对作用在手柄上的力有不同的要求。为此，同步时间与车型有关，计算时可在子圈内选择：轿车高档0.15-0.30s ，低速0.50-0.80s ； 1.50 秒。第六章传动控制机构在设计传动操作机构时，应满足以下要求：换档时只内容一个档位。这通常由联锁装置来保证，其结构如右图所示：图 15 传动自锁联锁结构1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-传动盖4-联锁钢球 5-联锁销 6-叉轴2、在换档过程中，如果操作换档杆

55、前后拨叉的距离不足，齿轮将无法在全齿宽上啮合，影响齿轮的使用寿命.即使实现全齿宽啮合，由于车辆振动等原因，齿轮也可能发生轴向移动，减少齿轮的啮合长度，甚至完全脱开。为了防止这种情况发生，应设置自锁装置（如图15所示）。3、如果汽车误挂倒档，传动齿轮之间会产生很大的冲击，导致零件损坏。如果汽车在倒档时误启动，很容易发生安全事故。为此，应提供倒档锁。倒档锁的结构如图 67、68 和 69 所示。第7章结论这种设计是奇瑞之子1.8豪华车型的传动部分。变速器是车辆不可缺少的部件。机械传动设计发展到今天，技术已经成熟，但对于我们这些还没有走出校门的同学来说，设计理念还是值得我们讨论和研究的。 .本次设计

56、的变速箱，其特点是：扭矩变化大，可以满足不同工况的要求，结构简单，生产、使用、维修方便，价格低廉。齿轮平稳，噪音降低，轮齿不易损坏。设计中采用5+1速手动变速箱。通过大的传动比变化范围，可以满足汽车在不同工况下的要求，从而满足其经济性和动力性的要求；变速器挂档时，使用组合式套筒虽然增加了成本，但增加了汽车变速器的操作舒适性，使齿轮传动更加平稳。本着实用性和经济性的原则，各部件的设计要求都采用了相对开放的标准，因此安全系数不高，不适合本次设计。但是，在以后的工作和学习中，我会继续研究和研究传动技术，以使其设计更加合理和经济。忙碌的毕业设计即将结束。这个设计是我四年大学学习中最全面的一次测试，也是

57、一个全面的学习过程。毕业设计不仅让我学习和巩固了专业课程的知识，还学到了很多相关的专业知识，个人能力得到了很大的提升。同时，我也锻炼了与人合作的精神，为我以后踏入社会工作打下了良好的基础。参考1 魏鑫.汽车设计：清华大学，2001： 158-2002 洪鑫.汽车设计：机械工业，1981：1061263 贾锐.汽车结构。第二版：机械工业，2005：40-614 文春汽车理论：机械工业，2005：70-835 文胜，志明，黄华良机械设计。：高等教育，2002： 96-1386 董宝成.汽车底盘：机械工业，2004：32-817 江焕，徐双英运输专业英语：机械工业，2002：20-308 洪文.简明

58、材料力学。：高等教育，1997：254-2599 周明，毛恩荣车辆工效学：科技大学，1999：15417410（美国）J. Erjavik。汽车手动变速器和驱动桥：机械工业，1998：496511 典云，舒芬，闵贤工程力学：大学出版社，2003：18219612 志奇简明机械零件设计手册：冶金工业，1985：14-16、113-11513 濮良贵，季明刚机械设计。第七版：高等教育，2005：184-22314 王坤，何小白，王新元课程设计手册：高等教育，1995：474915侯鸿生，王秀英机械工程制图：科学，2001：225333至随着社会的发展，传动已成为我国现代工业发展中越来越重要的分支。

59、传播渗透到整个社会。无论哪个行业，都有传输。在日常生活中，轻工业和重工业都离不开传动生产。通过几年的学习，我对变速器的设计和制造有了很深的了解。在本次设计中，我采用了5+1速手动变速箱，通过较大的传动比变化范围，可以满足汽车在不同工况下的要求，从而满足其经济性和动力性的要求；换档时使用组合套筒，虽然增加了成本，但增加了汽车变速器的操作舒适性，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，各部件的设计要求都采用了相对开放的标准，因此安全系数不高，不适合本次设计。但是，在以后的工作和学习中，我会继续研究和研究传动技术，以使其设计更加合理和经济。在这次毕业设计的过程中，我得到了老师们的大力支持和热心帮助

60、，尤其是在我的设计上，给了我很多宝贵的意见；我们的各种有利条件；感谢同学们的帮助；我在设计上提升了自己，锻炼了自己动手的能力。我想在这里表达我的衷心祝愿。由于本人水平有限，有错误和不准确之处在所难免，请大家批评指正。希望各位老师多多指教。通过这个毕业设计，我在理论和实践上都进一步加深了。传动结构设计的好坏直接影响产品质量和经济性。最后，我要感谢多年来教过我的老师们，让我受益终生！目录TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc261955419 前言 PAGEREF _Toc261955419 h - 1 - HYPERLINK l _Toc261955420 中文摘要和关