乘用车机械式变速器设计

摘要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，为了使汽车在不同速度下行驶，变速器应设有多个档位，包括空挡和倒档。机械式手动变速器是传统的汽车传动系统，由于其结构简单、体积小、制造成本低、便于装配和修理，传动效率高等优点一直沿用至今。作为传动机构的重要部件，对变速器的设计都遵循着统一的目标，那就是力求简单和方便。变速器的性能直接体现出整车性能的高低，特别是燃油经济性的好坏。所以变速器的设计质量的高低一直是汽车行业竞争的焦点。本设计针对乘用车两轴式机械变速器。根据乘用车的外形、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，结合选择的适合于该乘用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。结合某些乘用车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，计算出变速器的相关参数，进行合理性的设计。关键词：变速器；传动机构；传动比；齿轮；轴；同步器Iword格式支持编辑，如有帮助欢迎下载支持。ABSTRACTTochangetheengineusedtospreadtransmissionoftorqueandwheelspeed,inordertomakecartravelatdifferentspeeds,transmissionshouldbeanumberofstalls,includingneutralandreverse.Mechanicaltransmissionisatraditionalmanualtransmissioncar,becauseofitssimplestructure,smallsize,lowmanufacturingcost,easeofassemblyandrepair,hightransmissionefficiency,arestillinuse.Transmissionmechanismasanimpotantcomponent,thedesignoftransmissionlinewiththegoalofreunification,itissimpleandconvenient.Transmissionperformanceofthevehicledirectlyreflectsthelevelofperformance,especiallyfueleconomyisgoodorbad.Therefore,thedesignoftransmissionqualityhasbeenthefocusofcompetitionintheautomotiveindustry.Thedesignforthetwo-axismechanicaltransmissioncars.Formthebasisofpassengercars,Tread,wheelbase,minimumgroundclearance,minimumturningradius,vehicleweight,loadedweightandparameterssuchasmaximumspeed,combinedwiththesuitableselectionofthecarsengineenginemodelscanbedrawnmaximumpower,maximumtorque,displacementandotherimportantparameters.Combinationofsomebasicparametersofpassengercars,tochoosetheappropriatereductionratiooftheLord.Basedontheaboveparameterstocalculatethetransmissionoftherelevantparametersforareasonabledesign.Keywords:Transmission;Transmissionmechanism;Transmissionratio；Gear;Axis；SynchronizerIIword格式支持编辑，如有帮助欢迎下载支持。#7、8——四档齿轮，9、10、11——倒档齿轮。图3.1传动方案1、确定一档齿轮的齿数和传动比一档传动比为：zi—2—zi—2—3.441z12Acos02x70xcos22oZ—1——51.92hmn取整52，轿车Z可在12~17之间取，1i—厶—45—3.462，带入上公式得：1z131对中心距A进行修正2.5取Z=13，则Z=45。12A=_mz^=2.5x58=78.1942cos02xcos22o3.10)(3.11)(3.12)取整得取整得A=80mm,A为标准中心距。002、确定二档齿轮的齿数和传动比zi=4zi=4=2.182z32Acos02x80xcos22oZ——二59.34hmn取Z—19,Z—40342.5取整Z二59,n则有i=40=2.105,带入公式得:2193、确定三档齿轮的齿数和传动比0=22.8。。1zi—6—1.38zi—6—1.383z52Acos02x80xcos22oZ———5hm2.5n取整Z—59，取Z—34,Z—25n6534则有\--1.36，带入公式得：03-22.804、确定四档齿轮的齿数和传动比zi—&—0.874z2AcosBZ——

h2AcosBZ——

hmn取整Z—59,n2x80xcos22。二—52.5取Z—27,Z—3187则有i4—27—0.87131带入公式得：B—25o45、确定倒档齿轮的齿数和传动比倒档采用直齿圆柱齿轮，且传动比与一档相近，取其为3.2则有：—3.2z9试取：z—41,z—13109则有：i—Mo—3.154倒z9倒档齿轮z的齿数一般在21~23之间，取z—23。11则二轴与倒档轴的中心距有：A'—1m(z+z)—1x2.5(41+23)—80210112变位系数的确定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。有几对齿轮安装在第一轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，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，对齿数和少些的齿轮副则应采用正角度变位。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。对于高档齿轮，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。对于低档齿轮，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。啮合角：cosa'=mt（z+z）cosa2a12计算得：a'=20.01o=20o6''查图得：g=0.05,g=0.4,g=—0.35为12同理计算得：g=0.42，g=0.1834g=0.23，g=0.23，g=—0.23910113.6齿轮的校核1、齿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档齿轮端部破坏。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，轮齿相互啮合，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。2、齿轮材料的选择原则[9]齿轮材料的选择原则是：（1）满足工作条件的要求；（2）合理选择材料匹配；（3）考虑加工工艺及热处理工艺。3、齿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20CrMnTi。图3.2在这里所选择的齿轮材料为20CrMnTi。图3.2齿形系数图kb10ko将所得出的数据带入式（3.13）得:o二767.806wo二767.806wo二254.503wo二531.24811wMpaMpaMpa时，直齿轮的弯曲应力在时，直齿轮的弯曲应力在当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩Temax400〜850MPa之间。斜齿轮弯曲应力oTOC\o"1-5"\h\zwcFk2Tcospko二一1—二g°wbtyk兀zmykb\o"CurrentDocument"8n8T计算载荷；gP斜齿轮螺旋角；

k——应力集中系数；（5z——齿数；m——法向模数，取m=2.5；nny――齿形系数；当量齿数z二Vq；n/C0S3Bk――重合度影响系数，k=2.0；££b齿面宽，斜齿b二18mm。将所得出的数据带入式（3.14）得：=225.192Mpaw1=66.110Mpaw2=174.449Mpaw3=84.412Mpaw4=161.873Mpaw5=111.63Mpaw6=125.914Mpaw7143.577Mpaw8许用应力当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮在180〜350MPa范围内b],因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。许用应力（2）齿轮接触应力bj3.15)FE.11.3.15)b=0.418（+）jbppUzbF=ICosacosP；「手；Tg为计算载荷且Tg二+ITE则有b=0.418.：emaxdcosacos11)——+——>P丿zby3.16)式中：<5F—齿轮的接触应力<5F齿面上的法向力（N），F=F/（cosacosP）；1F——圆周力在（N）,F二2T/d；11ga——节点处的压力角（°）；P齿轮螺旋角（°）;E——齿轮材料的弹性模量（MPa）,查资料可取E=208xlO3MPa；B齿轮接触的实际宽度，18（mm）；p、p主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；zb直齿轮：P=rsinap=rsinabb斜齿轮：p=（rsina）/cos20zp=rsina/cos2pbb其中，r、t分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。b将所得出的数据带入上式得：p=937.058Mpa1p=503.653Mpa2p=679.047MPa3p=468.00lMpa4p=549.263MPa5p=470.9892MPa6p=480.437MPa7p=5l4.797MPa8p=ll35.855Mpa9p=526.907MPa10pll=853.946Mpa齿轮的需用接触应力为一档和倒档1900〜2000，高档1300〜1400[7]，因此，上述计算结果均符合接触应力要求。3.7变速器壳体材料的选用变速器壳体的尺寸要尽可能小些，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴承工作时不会歪斜，变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应只一刀壳体侧面的内壁与转动齿轮顶之间留有5〜8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪音和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪音的大方面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪音。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在的平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了是第一轴或第二轴后支撑的轴承间隙处流出的润滑油再留回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取3.5〜4mm。采用铸铁壳体时，壁厚取5~6mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大并使消耗的材料增加，提高成本【9］。3.8本章小结本章主要对变速器的相关参数以及齿轮的主要参数进行确定，包括传动比的确定，中心距的确定，齿轮参数的确定，各档齿轮齿数的分配，各档齿轮的外形尺寸，同时对变速器齿轮进行相关的校核，使之满足在许用应力下进行工作，以及变速器外形尺寸的确定，壳体材料的选择。为下一步的设计奠定基础。第4章变速器轴及轴承的设计与校核减速器主动锥齿轮的设计（1）主减速器从动齿轮最大应力的计算载荷，即=kdTemaxHfo"ecn4.1)式中：T—ecT

emaxk—d计算转矩；—发动机最大转矩；T=138N-m;emax由于猛接离合器而产生的动载系数，k=1dk——液力变矩器变矩系数，i——变速器最低档传动比，1i——变速器最高档传动比fk=1；i=3.462；1i=0.871i——主减速器传动比，i=4.111；00n——变速器传动效率，n=0.96；n——计算驱动桥数，n=1；将数据带入上式得：T=1642.264N-m;ec2）从动锥齿轮分度圆直径：d二k：Tm2d2ec4.2)式中：k直径系数，取k=13〜16d2d2则有：d=153.376〜188.771,取d=185mmm2m2汽车驱动桥主减速器锥齿轮齿数：传动比在4.00〜4.50时，主动齿轮齿数8〜12取主动齿轮齿数为9，则从动齿轮齿数为37。齿轮端面模数m=辽2=5。主动锥齿轮各参数为：分度圆直径：d=mz11法向压力角：a周节:t=3.1416m45mm16o15.708齿顶圆直径：d=d+2hcos5a1a齿根圆直径：d=d-2hcos5fa分锥角：r=arctan(z/z)ir2锥矩：A=d2sin5o1分度圆齿厚：S=3.14mz齿面宽：F=o.155d2齿工作高：h=Hmg1齿全高：h=Hm2齿顶高：h'=h-h'(h'=km=1.9)g22a齿根高：h''=h-h'II齿根角：5=arctan(hTA)11057.53mm40.70mm16.33o95.21mm15.7mm28.675mm8.25mm9.16mm6.35mm2.81mm1.43o（3）螺旋角卩的选择格里森”制推荐用下式来近似地预选主动齿轮螺旋角的名义值：卩'=25o+5o、/^T+90o（Ed）（4.3）卩——主动齿轮的名义螺旋角的预选值；z、z——主、从动齿轮齿数；12d——从动齿轮的节圆直径mm2E——对螺旋锥齿轮取E=0.则有卩'=30.138o对于“格里森”制圆弧齿螺旋锥齿轮，预选卩'后尚需要用刀号来加以校正，首先要求出近似刀号：近似刀号=补上2sin卩2015、5——主、从动齿轮的齿根角，以“分”表示；12则有，近似刀号=9.1128。按近似刀号选取与其接近的标准刀号（计有：『拦斗冷………20|）然后按选定的标准刀号反算螺旋角卩［10:P=arcsin20x标准刀号'5+5丿12标准刀号选为92二31.562o螺旋方向：在一般情况下主动齿轮为左旋，从动齿轮为右旋。驱动齿轮：小齿轮。旋转方向：向齿轮背面看去，通常主动齿轮为顺时针。变速器轴的设计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、换档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：d=（0.4~0.5）A,mm（4.4）第二轴：d=1.073T~,mm（4.5）睥emax式中T——发动机的最大扭矩，N・memax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d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴：d/L=0.16~0.18；第二轴：d/L=0.18~0.21。1、第一轴的设计图4.1第一轴尺寸的确定如图4.1，第一轴为齿轮轴，第1段安装轴承，d=20mm,L=15mm；第2段安12装齿轮，且通过滚针轴承连接，d=25mm,L=37mm；第3段为花键轴，用以安装同23步器，d=30mm,L=22mm；第4段通过滚针轴承安装齿轮，d=30mm,L=37mm；TOC\o"1-5"\h\z3344第5段为轴间，d=38mm,L=3mm；第6段为齿轮，L=18mm；第7段为光轴，556d=30mm,L=27mm；第8段为齿轮，L=18mm；第9段为光轴，d=25,L=26；77899第10段为齿轮，L二18；第11段安装轴承，d二25,L二19。1011112、第二轴的设计图4.2第二轴尺寸的确定如图4.2,第1段安装轴承，d'=25mm,L=25mm；第2段为花键轴，安装双联11齿轮，d'二30mm,L=100mm；第3段通过滚针轴承安装齿轮，d'二30mm,L=44mm；2233第4段为安装同步器的花键轴，d'二36mm,L二25mm；第5段用滚针轴承安装齿轮，44d'=38mm,L=37mm；第6段安装双列圆锥滚子轴承，d'=40mm,L=54mm；第75566段为主动锥齿轮，在前面已经计算过。3、倒档轴的设计图4.3倒档轴尺寸的确定如上图，第1段为固定端，d”=15mm,L=15mm；第2段通过滚针轴承安装齿轮,11且要留有齿轮的滑动间隙，则有d”=20mm,L=60mm；第3段为固定端与箱体连接22d''=15mm,L''=15mm。33变速器轴的校核变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性均有不利影响。

1、计算各档齿轮的受力1）斜齿圆柱齿轮的受力齿轮啮合的圆周力F、径向力F及轴向力F可按下式求出:t圆周力径向力:2TTt圆周力径向力:2TT4Ftana―t-COSPnN轴向力：F=FtanpNat——发动机最大转矩；4.6)4.7)4.8)d——齿轮分度圆半径；1a——齿轮压力角；nPd——齿轮分度圆半