三軸五檔變速器(共52頁)

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1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 金杯小海獅X30三軸五檔變速器 1 緒論 1.1變速器的簡介 1.1.1手動變速器（MT） 手動變速器（Manual Transmission，簡稱MT, 又稱機械式變速器）采用齒輪組[1]，，它的原理是用手撥動變速桿改變變速器內齒輪的嚙合位置，而改變傳動比，以達到變速的目的?，F(xiàn)代轎車的手動變速器大多為五擋的有級式齒輪傳動變速器，由于大多采用同步器的原因，所以，噪音小，換擋方便。但是，手動變速器在操縱時必須踩下離合，才能撥得動變速桿。 曾有人預言，駕駛操作繁雜等缺點，阻礙了汽車迅猛的發(fā)展，手動變速器會在不久便會被淘汰，從事物發(fā)展的角度

2、來說，的確有它的道理所在。但從目前市場的適用角度和需求來看，我認為手動變速器暫時還不會離開太快。 首先，從微車的特性上來說，其他變速器的功用不能完全代替手動變速器。以貨車為例，貨車用于運輸，通常要裝載大量的貨物，面對如此高的重力，除了需要強勁的發(fā)動機動力之外，還需要變速器的全力配合。大家都知道一擋功率最大，這樣，在起步的時候才有足夠大的牽引力將車帶動。尤其是在爬坡路段，它的優(yōu)勢就更加明顯了。與其他新型的變速器相比較，它們雖然具有簡便的操作等優(yōu)勢，但這些優(yōu)勢卻十分欠佳。 其次，雖然自動變速器和無級變速器已非常普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是喜歡手動，尤其是喜歡在超車時手動變速器

3、帶來的那種快速超越感。所以，一些中高級別的汽車（特別是轎車）也不敢果斷的換掉手動變速器。還有一個原因是，我國的汽車駕駛學校中大部分教練車都是使用的手動變速器，除了經濟性之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及駕駛協(xié)調性。 第三，現(xiàn)在轎車已經進入了生活水平不斷提高的尋常百姓中，對于一般的家庭來說，經濟適用型轎車最為合適。經濟型轎車廠家采用性價比高的手動變速器，這就使得經濟適用型轎車占據(jù)著在中國車市銷量的大部分份額。例如，長安、吉利、奇瑞等國內廠家的經濟型轎車都配備的手動變速，而且各款車型基本上都是采用的5擋手動變速。 1.1.2自動變速器（AT） 自動變速器（Automatic

4、Transmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板行程和車速變化而自動變速。駕駛者只需操作加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器踏板，但自動變速器里面有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動合閉或者分離，從而達到自動變速的目的。 在中檔級別的汽車市場上，自動變速器有著自己的一席之地。駕駛這種車型的用戶希望能夠操作簡便，降低駕駛疲勞感，從而享受高速駕駛的帶來的愉悅。特別是在高速公路上，這個體現(xiàn)幾乎完美。況且，以重慶市的交通狀況來說，堵車更是家常便飯，有時要不斷的停停走走，像蝸牛般蠕動，司機如果使用手動變速器，就會反復地踩離合并掛擋摘擋，繁瑣的操作，尤其對

5、于新手和女式來說更是有苦難言。使用自動擋，就不會再有這樣麻煩了。 在市場上，這種汽車的銷售狀況還是十分可觀，特別適合女性朋友，因為她們需要的是駕車時的便捷性。然而，對于我國現(xiàn)在的不均勻道路的狀況，普及這種車型還是有相當?shù)碾y度，因為自動擋汽車的優(yōu)勢無法完全發(fā)揮出來。 1.1.3手動/自動變速器（AMT） 在了解了一些車友后，知道他們既希望擁有傳統(tǒng)的手動變速器的駕駛樂趣，有時候又希望駕駛的便捷。這樣，手/自一體變速器應運而生。這種變速器第一次推出是在德國保時捷車廠的911車型上面，稱為Tiptronic。它解放了高性能跑車受傳統(tǒng)自動擋的束縛，讓駕駛者享受了手動換擋的無盡樂趣。這種車型

6、在擋位上面設有 “-”和“+”選擇擋位。當撥擋桿選擇D擋時，可自由選擇加檔(+)或減擋(-)，和手動擋操作一樣。 自動—手動變速系統(tǒng)向駕駛者提供的兩種駕駛方式，既可以滿足手動擋的駕駛樂趣，又可以在擁堵的交通道路中切換成自動擋，這種變速方式也非常適合我國的道路現(xiàn)狀。并且，這種變速器十分適合那些夫妻雙方都會駕車的家庭，既滿足了男性駕駛者喜愛手動擋的樂趣，又兼顧了女性駕駛者駕駛簡捷的要求，可謂真正的“夫妻擋”。雖然這種二合一的配置技術含量要求比較高，但這類汽車在價格上也并不是高得離譜，比如長安CS35、起亞K2、捷達2013款等等，這些“二合一”的車型價格均在8-9萬元左右，這個價格大眾還是比較能

7、夠接受的。所以，手動/自動變速器的汽車銷售上面還是有相當大優(yōu)勢。因此，這類型的變速器的市場還是比較比較廣闊。 1.1.4無級變速器(CVT) 當今，汽車產業(yè)以其迅猛的速度發(fā)展著，然而，用戶對于汽車性能的要求也是越來越高。汽車變速器的發(fā)展也并沒有停滯不前，無級變速器成了人們的“終極”追求。無級變速器最早由荷蘭人范?多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換擋的突跳感覺[2]。它能克服普通自動變速器“突然換擋”、油門反應慢、油耗高等缺點[3]。通常有些朋友錯誤的將自動變速器稱為無級變速

8、器，雖然它們有共同之處，但是，自動變速器是有級式傳動比，只有換擋是自動的，一般自動變速器有2～7個擋。而無級變速器能在一定范圍內實現(xiàn)無級的速度比變化，并可以將幾個常用的速度比選定為常用的“擋”。配備這種變速器的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最適合的傳動比。從市場需求分析，雖然無級變速器的技術含量相比其他變速器較高，但是，也已經裝配到了普通的家庭轎車之上。 1.2變速器的確定與設計車型參數(shù) 本設計就是根據(jù)金杯小海獅X30車型而開展的，變速器依舊是采用經典的手動變速器，而設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型： 最高時速：135km/h 輪胎型號：175/70 R14

9、 總質量： ma=1860Kg 最大扭矩：105N?m/3200r/min 最大功率：60kw/5500r/min 轉矩轉速: nT=3200r/min 2 變速器傳動機構布置方案的確定 2.1變速器結構方案的確定 2.1.1變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其制造低廉、結構簡單，具有高的傳動效率（η=0.93），因此，在各類汽車上均得到廣泛的應用。 設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的燃料經濟性和動力性都有重要的直接影響。 傳動

10、比范圍是變速器低擋傳動比與高擋傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍也應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0～4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0～8.0；越野車與牽引車傳動比10.0～20.0[4]。 通常，有級變速器具有4、5個前進擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進擋位數(shù)多達6～16個甚至20個[4]。 變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換擋，對于多于5個前進擋的變速器來說

11、是相當困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為5擋。多于5個前進擋將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋。可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。 三軸式變速器如圖2-1

12、所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進擋需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。 圖2-1 轎車中間軸式變速器 1第一軸；2第二軸；3中間軸 兩軸式變速器如圖2-2所示

13、。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到擋外其他各擋的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了降低了成本。除倒擋常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動；個擋的同步器多裝在第二軸上，這是因為一擋的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖

14、示。 兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低擋傳動比取值的（ig=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各擋傳動比同時增大主減速比來取消。 圖2-2 兩軸式變速器 1--第一軸；2—第二軸；3—同步器 圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六擋變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪

15、聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在擋數(shù)相同的條件

16、下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換擋方式和到擋傳動方案上有差別。 圖2-3 中間軸式四擋變速器傳動方案 如圖2-3中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖2-3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋；圖2-3c所示傳動方案的一，二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動，而倒擋用直齒滑動齒輪換擋。 圖2-4a所示方案，除一，倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖2-4b、c、d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需

17、要超速擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。 圖2-4 中間軸式五擋變速器傳動方案 圖2-5a 所示方案中的一擋、倒擋和圖b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋，其余各擋均用常嚙合齒輪。 圖2-5 中間軸式六擋變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同

18、一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 由于本設計的是微面車型，屬于發(fā)動機中置后輪驅動的布置形式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護等因素，再結合變速器的特點，現(xiàn)選用三軸式變速器。 2.1.2倒擋傳動方案 圖2-6為常見的倒擋布置方案。圖2-6b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-6c所示方案。圖2-6e所示方案是將

19、中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-6f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-6g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 圖2-6 變速器倒擋傳動方案 與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式倒擋。變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，一擋與

20、倒擋，都應當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，本設計采用如下方案（見圖2-7）。 圖2-7 倒擋布置 2.2 零、部件結構方案的分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 2.2.1齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。本設計中除一、倒擋外，其余均采用斜齒輪傳

21、動。 2.2.2換擋結構型式 換擋結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，除一擋、倒擋外很少采用。本設計中一擋與倒擋采用直齒滑動換擋。 嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換擋結構簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。 采用同步器換擋可

22、保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。本設計也采用同步器換擋。 2.2.3自動脫擋 自動脫擋是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖2-8a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖2-8b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損

23、，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫擋。 此段切薄 a b 圖2-8 防止自動脫擋的結構措施Ⅰ 圖2-9 防止自動脫擋的結構措施Ⅱ 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.3~0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋（圖2-9）。 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力。這種結構方案比較有效，用較多。 在本設計中所采用的是直齒滑動齒輪換擋與鎖環(huán)式同步器換擋相結合

24、的方式實現(xiàn)換擋。鎖環(huán)式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結構如圖2-10所示： 圖2-10 鎖環(huán)式同步器 l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊; 7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪 2.2.4變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結構緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結構受限制，常

25、在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來承受軸向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。變速器內采用圓錐滾子軸承雖然直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需

26、要調整預緊，裝配麻煩，磨損后軸承易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適用于線性膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6～20mm,下限適用于輕型車和轎車。 滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點是制造容

27、易，成本低。 3 變速器主要參數(shù)的確定 3.1變速器主要參數(shù)的選擇 3.1.1擋數(shù) 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，微面車一般用4~5個擋位的變速器。本設計也采用5個擋位。 3.1.2傳動比 初選傳動比： 設五擋為直接擋，則：=1 = 0.377 （3.1） 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉速 —車輪半徑

28、 —變速器最大傳動比 —主減速器傳動比 / =1.4～2.0 （3.2） 則 =（1.4～2.0）3200=4480～6400r/min =9549 （式中=1.1～1.3，取=1.2） （3.3） 所以，=9549=6002～7090r/min 汽油機的轉速在5000～6500 r/min 取 =6000r/min 主減速器傳動比 : =0.377=0.377=5.027 單面主減速器，當<6時，取=95%

29、， 乘用車在3.0~4.5范圍，=96%， ==95%96%=91.2% 最大傳動比的選擇： ①滿足最大爬坡度 根據(jù)汽車行駛方程式： (3.4) 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為: （3.5） 即， 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質量，—重力加速度，=18609.8=18228N； —發(fā)動機最大轉矩，=105N.m； —主減速器傳動比，=5.027； —傳動系效率，=91.2%； —車輪半徑，=0.3m；

30、—滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02； —爬坡度，取=16.7 =3.482 ②滿足附著條件。 φ （3.6） 在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即≤=5.112 由①②得：3.482≤≤5.112； 又因為乘用車=3.0~4.5； 所以，取=4.5 其它各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： （3.7） 式中：—常數(shù)，即各擋之間的公比。 因此，各擋的傳動比有： ，，

31、， ==1.456 所以，其他各擋傳動比為： ==3.09，==2.12，==1.456 3.1.3中心距 初選中心距時，可根據(jù)下述經驗公式 （3.8） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3， —發(fā)動機最大轉矩， =105（N.m）； —變速器一擋傳動比，=4.5； —變速器傳動效率，取96% ； 則， ==68.38～71.46（mm） 初選中心距=70mm。 3.1.4齒輪參數(shù) （1）齒輪模數(shù) 乘用車模數(shù)取值為2.0~3.5mm，本設計中一擋與倒

32、擋直齒輪模數(shù)m=3mm，其余各擋斜齒輪模數(shù)m=2.5mm （2）齒形、壓力角α、螺旋角β 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-1選取。 表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5，15，1616.5 25~45 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 20 20~30 重型車 同上 低擋、倒擋齒輪22.5，25 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度以降低噪聲，取小

33、些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20,嚙合套或同步器取30；斜齒輪常嚙合齒輪為25，其余各擋斜齒輪均為22 。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 （3）齒寬b 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b

34、： 式中 :——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4～7.0，斜齒輪取7.0～8.6； ——法面模數(shù)。 使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪b=18mm,對應一軸齒輪b=24mm； 一擋：中間軸上齒輪b=20mm,對應的一擋齒輪b=22mm； 二擋：中間軸上齒輪b=20mm, 對應的二擋齒輪b=20mm； 三擋：中間軸上齒輪b=18mm, 對應的三擋齒輪b=18mm； 四擋：中間軸上齒輪b=18mm, 對應的三擋齒輪b=18mm； 倒擋：b=20mm,b=20mm。 3.

35、2 各擋傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結構方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。 3.2.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 確定一擋直齒輪的齒數(shù)， 一擋傳動比： （3.9）

36、圖3-1 變速器示意圖 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: （3.10） 其中， A =70mm、m =3；故 有 。 當乘用車為三軸式的變速器時，Z10在15~17之間選擇，此處取Z10=16，則可得出=30.67（取整為31）。 上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，可以看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。這里修正為

37、47，則反推出A’=70.5mm 。 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 求出常嚙合斜齒輪齒輪的傳動比: （3.11） 由已經得出的數(shù)據(jù)可確定: ① 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等

38、 （3.12） 由此可得： 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： ② ① 與②聯(lián)立可得：=15、=36。 則可算出實際螺旋角β=25.28 。 3.2.3確定其他擋位的齒數(shù) 二擋傳動比： （3.13）

39、 故有： ③ 對于斜齒輪， （3.14） 故有：

40、 ④ ③ 聯(lián)立④得：。 則，實際螺旋角β=22.78 按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 ；四擋齒輪 ，實際螺旋角β=22.78 3.2.4確定倒擋齒輪的齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選 =22， （3.15） ==57mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪11和10的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為： ，

41、（3.16） 則：De11=2B,—1—De10=71mm Z12=21.3 （取整為21） 倒擋軸與第二軸的中心距： =78mm。 3.3各擋齒輪幾何參數(shù) （1）一擋直齒輪幾何參數(shù) =3mm， Z9=31，Z10 =16，=20 ，=0，A,=70.5mm 分度圓直徑 d9=Z9m=93mm d10=Z10m=48mm 齒頂高 ha9=ha10=ha*m=3mm 齒根高 hf9=hf10=(ha*+c*)=3.75mm 齒全高

42、 h9=h10=(2ha*+c*)=6.75mm 齒頂圓直徑 da9=(Z9+2ha*)=99mm da10=54mm 齒根圓直徑 df9=(Z9-2ha*-2c*)m=85.5mm df10=40.5mm （2）常嚙合斜齒輪幾何參數(shù) =2.5mm，=15，=36， =20，=25，=70.5mm =0.37，=-0.37 端面模數(shù) ==2.76mm 端面壓力角 =21.925 端面嚙合角 ==22.086 分度圓直徑 =41.47mm，=99.53mm 齒頂高

43、 ha1=mn(ha+ξ1)=3.425mm ha2=mn(ha+ξ2)=1.575mm 齒根高 hf1=(ha+c-ξ1)=2.2mm hf2=(ha+c-ξ2)=4.05mm 齒全高 5.625mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=48.32mm da2=d2+2ha2=102.68mm 齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=37.07mm df2=d2-2hf2=91.43mm （3）二擋斜齒輪幾何參數(shù) =2.5mm，=29，=23， =20，=22，=70.5mm 變位系數(shù) =0

44、.34, =-0.11， 端面模數(shù) ==2.696mm 端面壓力角 = 21.43 端面嚙合角 ==22.24 理論中心距 A==70.10mm 中心距變動系數(shù) ==0.16 變位系數(shù)之和 =0.37 齒頂降低系數(shù) =0.21 分度圓直徑 d7=mnZ7cosβ=78.63mm， d8=mnZ8cosβ=62.36mm 齒頂高 ha7=mn(ha+ξ1-σn)=2.825mm ha8=mn(ha+ξ2-σn)=1.7mm 齒根高 hf7=mn(ha+c-ξ1)=2.275mm hf8=mn(ha+c-ξ2)=3.4mm 齒全高 5.1mm

45、 齒頂圓直徑 da7=d7+2ha7=84.73mm da8=d8+2ha8=67.56mm 齒根圓直徑 df7=d7-2hf7=74.53mm df8=d8-2hf8=57.36mm （4）三擋斜齒輪幾何參數(shù) =2.5mm，=24，=28， =20，=22，=70.5mm 變位系數(shù) =0.34， =0.29 端面模數(shù) ==2.696mm 端面壓力角 =21.43 端面嚙合角 ==22.24 理論中心距 A==70.10mm 中心距變動系數(shù) ==0.16 變位系數(shù)之和 =0.58 齒頂降低系數(shù) =0.42 分度圓直徑 d5=mnZ5cosβ=65

46、.08mm，d8=mnZ8cosβ =75.92mm 齒頂高 ha5=mn(ha+ξ1-σn)=2.3mm ha6=mn(ha+ξ2-σn)=2.175mm 齒根高 hf5=mn(ha+c-ξ1)=2.275mm hf6=mn(ha+c-ξ2)=2.4mm 齒全高 4.575mm 齒頂圓直徑 da5=d5+2ha5=69.68mm da6=d6+2ha6=80.27mm 齒根圓直徑 df5=d5+2hf5=60.53mm df6=d6+2hf6=71.12mm （5）四擋斜齒輪幾何參數(shù) =2.5mm，=19，=33， =20，=22

47、，=70.5mm 變位系數(shù) =0.19， =0.52 端面模數(shù) ==2.696mm 端面壓力角 =21.43 端面嚙合角 ==22.24 理論中心距 A==70.1mm 齒頂降低系數(shù) =0.42 分度圓直徑 d3=mnZ3cosβ=51.52mm，d4=mnZ4cosβ =89.48mm 齒頂高 ha3=mn(ha+ξ1-σn)=1.75mm ha4=mn(ha+ξ2-σn)=2.75 mm 齒根高 hf3=mn(ha+c-ξ1)=2.825mm hf4=mn(ha+c-ξ2)=1.825mm 齒全高 4.575mm 齒頂圓直徑 da

48、3=d3+2ha3=55.02mm da4=d4+2ha4=94.98mm 齒根圓直徑 da3=d3+2ha3==45.87mm da4=d4+2ha4=85.83mm （6）倒擋齒輪幾何參數(shù) =3mm，Z11=22 , Z12=21 , =20，=0 分度圓直徑 d11=Z11*m=66mm d12=Z12*m=63mm 齒頂高 ha11=ha12=ha*m=3mm 齒根高 hf11=hf12=(ha*+c*)=3.75mm 齒全高 h11=h12=(2ha*+

49、c*)=6.75mm 齒頂圓直徑 da11=(Z11+2ha*)=72mm da12=69mm 齒根圓直徑 df11=(Z11-2ha*-2c*)m=58.5mm df12=55.5mm 4 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 4.1齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三類：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時，一對相互

50、嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞 4.2齒輪的材料及熱處理 現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結合,以大大提高其接觸強度,彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮到其機械加工性能及制造成本。 國產汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的

51、。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消除內應力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下： mn≤3.5 滲碳深度0.8～1.2mm 3.5＜mn＜5 滲碳深度0.9～1.3mm mn≥5 滲碳深度1.0～1.6mm 滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48～53。 本設計變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。 4.3各軸轉矩的計算 發(fā)動機最大扭矩為105N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳

52、動效率99%，軸承傳動效率96%。 Ι軸 ==10599%96%=99.79N.m 中間軸 ==99.7996%99%36/15=227.62N.m Ⅱ軸 一擋 =227.620.960.9931/16=419.14N.m 二擋 =227.620.960.9929/23=272.76N.m 三擋 =227.620.960.9924/28=185.42N.m 四擋 =227.620.960.9919/33=124.56N.m 五擋 =394.990.960.99=375.40N.m 倒擋 =227.62*

53、(96%*99%)2*22/16*31/21=417.32N.m 倒擋軸 =227.62*(96%*99%)2*22/16=297.45N.m 4.4齒輪的強度計算與校核 4.4.1齒輪彎曲強度計算 1、直齒輪彎曲應力 圖4.1 齒形系數(shù)圖 （4.1） 式中： —彎曲應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)；

54、 —齒形系數(shù)，如圖4.1。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400～850MPa 。 （1）倒擋齒輪11，12，的彎曲應力 ， =22，=21， =0.122，=0.138，=297.45N.m，=227.62N.m =569.29MPa<400～850MPa ==676.11MPa<400～850MPa （2）一擋齒輪彎曲應力， =31， =16， =0.117，=0.167，T31 =419.14N.m，=227.62N.m ==578.33MPa<400～850MPa ==455.93MPa<400～850

55、MPa 2、斜齒輪彎曲應力 （4.2） 式中： —計算載荷（Nmm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（）； —應力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=7.5 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪為180～350MPa。 （1）計算二擋齒輪7，8的彎曲應力 ==210.42MPa<180～350MPa ==291.32MPa<180～350MPa （2）計算

56、三擋齒輪5，6的彎曲應力 ==178.14MPa<180～350MPa ==188.60MPa<180～350MPa （3）計算四擋齒輪3，4的彎曲應力 ==172.31MPa<180～350MPa ==148.14MPa<180～350MPa （4）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應力 ==155.20MPa<180～350MPa ==187.95MPa<180～350MPa 4.4.2齒輪接觸應力σj （4.3） 式中： —輪齒的接觸應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(

57、mm)； —節(jié)點處壓力角（），—齒輪螺旋角（）； —齒輪材料的彈性模量（MPa）； —齒輪接觸的實際寬度(mm)； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表4.1。 彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬 表4.1　變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 （1）計算一擋齒輪9，10的接觸應力 =8

58、.21mm =15.90mm = =1203.85MPa<1900～2000MPa = =1182.29MPa<1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪7，8的接觸應力 =11.57mm =14.58mm = =1160.19MPa<1300～1400MPa = =1129.01MPa<1300～1400MPa （3）計算三擋齒輪5，6的接觸應力 =14.08mm =12.07mm = =1047.61MPa<13

59、00～1400MPa = =1074.61MPa<1300～1400MPa （4）計算四擋齒輪3，4的接觸應力 =16.60mm =9.56mm = =972.20MPa<1300～1400MPa = =1054.25MPa<1300～1400MPa （5）常嚙合齒輪1，2的接觸應力 =7.84mm =18.82mm = =1009.14MPa<1300～1400MPa = =1037.02MPa<1300～1400MPa （6）計算倒擋齒輪

60、11，12的接觸應力 =11.29mm =10.78mm = =1251.07MPa<1900～2000MPa = =1120.16MPa<1900～2000MPa 5 變速器軸的強度計算與校核 5.1各擋齒輪的受力計算 （1）一擋齒輪9，10的受力 N （2）二擋齒輪7，8的受力 （3）三擋齒輪5，6的受力 （4）四擋齒輪3，4的受力 （5）五擋齒輪1，2的受力 （6）倒擋齒輪11，12的受力

61、5.2變速器軸的結構和尺寸 已知中間軸式變速器中心距=70.5mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： 對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1） 式中：—經驗系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑=18.87~21.7mm，取25mm；第二軸最大直徑取45mm；中間軸最大直徑=31.725mm取=38mm 第二軸：；第一軸及中間軸： 第二軸支承之間的長度=171～200mm取=173mm；

62、中間軸支承之間的長度中=200～225mm取=210mm;倒擋軸支承之間的長度L倒=103mm。 令第二軸上一至四擋處各直徑分別為d21-d24 ,倒擋為d2R；中間軸上一至五擋處各直徑分別為d31-d35 ,倒擋為d3R;倒擋軸上一擋與倒擋處直徑為d41,d42。 5.3軸的校核 5.3.1軸剛度校核 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計算 （5.2） （5.3） （

63、5.4） 式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； —彈性模量（MPa），=2.06105MPa； —慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、—齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 a b L δ Fr （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大， 可以不必計算 （2）二軸的剛度

64、 一擋時： N，N mm，43mm，62mm 105mm =0.019mm =0.05mm =0.rad0.002rad 二擋時： N，N 40mm，155mm，18mm 173mm =0.0018mm =0.0044mm =-0.00009rad0.002rad 三擋時： N，N mm，82mm，91mm 173mm =0.032mm =0.081mm =0.00004rad0.002rad 四擋時: N，N 25mm，58mm，118mm 173mm =0.0.5mm =0.1mm =

65、0.0003rad0.002rad 倒擋時: N，N mm，90mm，15mm,105mm =0.005mm =0.014mm =-0.0003rad0.002rad （3）中間軸剛度 a b L δ Fr 一擋時: 9484.17N，3451.96N 30mm，49mm，54mm 103mm =0.01mm =0.026mm =-0.00002rad0.002rad 三擋時: N，N mm，118mm，92mm 210mm =0.043mm =0.11mm =-0.rad0.002rad

66、四擋時: N，N mm，95mm，115mm 210mm =0.06mm =0.15 =0.0001rad0.002rad 五擋時: N，N mm，18mm，192mm 210mm =0.011mm =0.027mm =0.00034rad0.002rad 倒擋時: N，N 30mm，90mm，15mm ,L=105 mm =0.024mm =0.067mm =0.rad0.002rad 5.3.2軸的強度校核 （1）二軸的強度校核 三擋時撓度最大，最危險，因此校核（如圖5.1）。 C RVA RHB RHA RVB Fa5 Fr5 Ft5 RHA Ft5 RHB L2 L1 L RVA RVB Fr5 M 287.27Nm Mvc右=96.30Nm Mvc左=129.78Nm T33=185.42Nmm M