皮卡車變速器設計

西南林業(yè)大學本科畢業(yè)（設計）論文（2012屆）題目 皮卡車變速器設計 教學院系 機械與交通學院 專 業(yè) 車輛工程 學生姓名 吳成國 指導教師 李玉云（副教授） 評 閱 人 2012年06月05 日皮卡車變速器設計吳成國（西南林業(yè)大學 車輛工程專業(yè)2006級，云南 昆明，650224）摘要：本課題是取材于汽車中比較實用的皮卡車，皮卡，是一種用轎車車頭和駕駛室，同時帶有敞開式貨車車廂的車型，他的特點是既有轎車般的舒適性，又有貨車的載貨和優(yōu)越性能，動力好，是一種集轎車，貨車優(yōu)點于一身的車型。在裝量配備上采用較高品質的零部件，性能不亞于中檔轎車，可謂是下鄉(xiāng)不嬌，進城不土。本課題主要是根據長城風駿皮卡車車型來選定它的參數，再根據選定的參數來設計皮卡車的變速器，通過對這種變速器的的組合布置形式的分析和相關計算校核，使其能達到皮卡車對變速器的性能要求，包括各檔位組合方式的分析和計算，傳動比的選擇，齒輪參數的選擇，軸的選擇計算，軸承的選擇等。關鍵詞：組合式變速器；中間軸；鎖環(huán)式同步器；齒輪；傳動比Design Of The Pickup Truck Gearbox Wu Chengguo( Southwest Forestry University vehicle engineering Yunnan Kunming 650224)Abstract: This paper is based on the car more practical pickup, pickup, a car head and cab, at the same time with the open truck compartment models, his characters are both car-like comfort, and truck cargo and superior performance, power, is a set of cars, on the merits of a truck vehicle. In charge with the high quality components, the performance is not inferior to mid-range cars, it is not a go to the countryside, town without soil. This subject is mainly according to the the Great Wall fan Chun pickup car models to select its parameter, then according to the selected parameters to design the pickup truck's transmission, the transmission of the combined arrangement forms of analysis and calculation, which can achieve the pickup truck on transmission performance requirements, including the file a combination of analysis and calculation, the choice of gear transmission ratio, parameter selection, the selection and calculation of the shaft, bearing selection.Key words: Combined Transmission Shaft The lock ring synchronizer gear Transmission ratio 目 錄第一章 緒論1 1.1概述1 1.1.2國內外研究狀況與變速器的發(fā)展趨勢1 1.1.1 變速器的基本要求：2 1.2 變速器的類型2第二章 變速器結構方案的確定4 2.1變速器傳動形式的選擇5 2.1.1兩軸式變速器5 2.1.2三軸式變速器5 2.2變速器傳動機構布置方案6 2.3多檔變速器的組合方案6 2.3.1 倍檔組合式機械變速器6 2.3.2半檔組合式變速器7 2.3.3組合式多檔變速器傳動比的搭配方式7 2.4倒檔傳動方案8 2.5變速器主要零件結構的方案分析9 2.5.1 齒輪型式9 2.5.2 換檔結構形式9 2.5.3 變速器軸承的選擇10第三章 變速器主要參數選擇和校核11 3.1 擋數的選擇11 3.2 傳動比的確定12 3.2.1 最低檔傳動比計算12 3.2.2 其他各擋傳動比初選13 3.3 中心距A的確定13 3.4 外形尺寸的初選14 3.5 變速器各齒輪基本參數的選擇14 3.5.1 組合式變速器齒輪的設計準則14 3.5.2 模數14 3.5.3 壓力角15 3.5.4 螺旋角16 3.5.5 尺寬b17 3.6 各擋齒輪齒數的分配17 3.6.1 確定一檔齒輪的齒數18 3.6.2 對中心距A進行修正18 3.6.3 確定常嚙合齒輪的齒數18 3.6.4 二檔齒數的確定19 3.6.5 其他檔位齒輪齒數的確定20 3.6.6 倒檔齒輪齒數的確定20 3.6.7 副變速器超速檔常嚙合齒輪齒數的確定20 3.7 變速器齒輪的變位21 3.7.1 常嚙合齒輪的計算22 3.7.2 其他檔位齒輪的計算22第四章 齒輪與軸的設計與校核24 4.1 齒輪設計與計算24 4.1.1 齒輪材料的選擇原則24 4.1.2 各軸轉矩的計算25 4.1.3 齒輪強度的校核25 4.2 軸的設計與計算30 4.2.1 軸的工藝要求30 4.2.2 初選軸的直徑30 4.2.3 軸的強度驗算31第五章 同步器的設計33 5.1 同步器33 5.2 同步器的結構34 5.3 同步環(huán)主要參數的確定35第六章 變速器操縱機構38 6.1型操縱換擋機構.39 6.1.1直接操縱手動換擋變速器39 6.1.2 遠距離操縱手動換擋變速器39 6.1.3 電控自動換擋變速器39結論40致謝41參考文獻42第一章 緒論1.1 概述汽車問世百余年來，特別是從汽車的大批量生產及汽車工業(yè)的大量發(fā)展以來，汽車已為世界經濟的發(fā)展、為人類進入現代生活，產生了無法估量的巨大影響，為人類社會的進步不可磨滅的巨大貢獻，掀起了一場劃時代的革命。自從汽車采用內燃機作為動力裝置開始，變速器就成為了汽車重要的組成部分，現代汽車上廣泛采用的往復活塞式內燃機具有體積小、質量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點，但其轉矩和轉速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化，故其性能與汽車的動力性和經濟性之間存在著較大的矛盾，這對矛盾靠現代汽車的內燃機本身是無法解決的。因此，在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器，變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，使汽車在不同的工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況下工作，變速器設置有空檔，必要是切斷發(fā)動機的動力傳輸，還有倒檔，使汽車能夠倒退行駛。需要時，變速器還可以輸出動力1.1.2 國內外研究狀況與變速器的發(fā)展趨勢 1894年變速器由法國人路易斯•雷納•本哈特和埃米爾•拉瓦索推廣在汽車上使用，從此變速器在汽車上就得到廣泛的運用。經過100多年的發(fā)展，汽車變速器的技術達到了一個空前的高度，尤其在近幾十年，汽車工業(yè)在各個國家的高速發(fā)展，更加帶動了變速器的進步。隨著各個領域的科學技術的發(fā)展，未來變速器主要發(fā)展方向： （1）節(jié)能與環(huán)境保護：研究高效率的傳動副節(jié)約能源，采用零污染的工作介質或潤滑油來避免環(huán)境污染，根據發(fā)動機的特性和行駛工況來設計變速器，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運行，（2）應用新型材料：各種新材料的使用推動汽車技術的發(fā)展和性能的提高。（3）高性能，低成本，微型化,對變速器進行機構創(chuàng)新的研究，探索變速器的新類型；對傳動副的材料和機理進行研究，提高壽命，減小質量；進行變速器的動力學特性和振動研究，以求提高特性，降低噪聲；采用先進的制造技術提高變速器的性能和降低成本。（4）智能化，集成化：根據發(fā)動機的特性和汽車的行駛工況，通過計算機智能控制，實現對變速器傳動比的實時控制，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。1.1.1 變速器的基本要求： （1）應該合理地選擇變速器的檔數和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經濟性； （2）工作可靠，在使用過程中不應該有自動跳檔、脫檔和換檔沖擊現象發(fā)生；此外，還不允許出現誤掛倒檔的現象； （3）操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度； （4）傳動效力高、噪音小。為了減少齒輪的嚙合損失，應設有直接檔。此外合理地齒輪形式以及結構參數，提高其制造和安裝精度，都是提高效率和減小噪聲的有效措施。 （5）結構緊湊，盡量做到質量輕、體積小、制造成本底。 （6）制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； （7）貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定； （8）需要時應設置動力輸出裝置1.2 變速器的類型汽車變速器的種類有很多，分類的方法也有很多，按傳動比的變化方式劃分，變速器可分為有級式，無極式和綜合式3種；按使用方法可分為手動變速器，自動變速器，無級變速器。（1）手動變速器： 手動變速器通過大小齒輪的組合變換改變發(fā)動機輸出的轉速和轉矩，通過反轉齒輪實現倒檔功能，又稱手動擋，即用手撥動變速桿才能改變變速器內的齒輪齒痕合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的，駕駛者踩下離合器時，方可撥得動變速桿，如果駕駛技術好，裝手動變速器的汽車在加速，超車時比自動變速器快，也節(jié)省油。 現在的手動變速器根據前進檔數的不同，有三檔,四檔，五檔和多檔幾種；根據軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩種，前者又分為兩軸式，中間軸式和多中間軸式變速器。 手動變速器的換擋可完全遵守駕駛員的意志，而且結構簡單，效率相對較低，價廉物美，但是在今天的大城市中堵車的現象越來越嚴重，駕駛員需要頻繁的踩離合器換擋，體力消耗大，發(fā)動機也沒法在最佳的狀態(tài)工作。 （2）自動變速器： 自動變速器利用行星齒輪機構變速它能根據節(jié)氣門踏板和車速的變化，自動的進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板加速即可。 一般來講汽車上常用的自動變速器有以下幾種類型：液力自動變速器，液壓傳動自動變速器，電力傳動自動變速器，有極式機械自動變速器和無極式機械自動變速器等。 （3）無級變速器： 無級變速器是由兩組變速輪盤和一條傳動帶組成的，因此比傳統(tǒng)自動變速器結構簡單，體積小，另外，它可以自由改變傳動比，從而實現全程無極變速，使汽車的車速變化平穩(wěn)，沒有傳統(tǒng)變速器換擋時的那種頓的感覺。無級變速器屬于自動變速器的一種，但是它能克服普通自動變速器“突然換擋”節(jié)氣門慢，油耗高等缺點 第二章 變速器結構方案的確定目前，汽車上采用的變速器結構形式是多種多樣的，這是由于各國汽車的使用、制造條件不同,也是由于各種類型汽車的使用要求不同所決定的，盡管如此，一般變速器的結構形式，還是有很多的共同點，各種結構形式都有各自的優(yōu)缺點，這些缺點隨主觀和客觀的條件變化而變化。因此設計者應該深入實際、收集資料、調查研究并對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。本次設計采用的車型是長城風駿5 小雙兩驅 商務版 精英型 2.8TC-2柴油 2009款。已知的皮卡車型和整車主要技術參數如下： 圖2-1 長城風駿皮卡皮卡車主要結構參數發(fā)動機最大功率80kw車輪型號235/70R16發(fā)動機最大轉矩300N.m主減速器傳動比5.1最大轉矩時轉數3600r/min最高車速140km/h整備質量1740KG滿載質量2545kg2.1變速器傳動形式的選擇2.1.1兩軸式變速器 兩軸式變速器與三軸式變速器相比，其結構簡單，傳動效率高，嘈聲低，轎車多采用前輪驅動布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊，操縱性能好，對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的傳動方向與輸出軸的傳動方向相反，而中間軸變速器的第一軸與輸出軸傳動方向相同，兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而嘈聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點，另外，低擋傳動比取值的上限也受到很大的限制，但這一缺點可以通過減小0傳動比同時增大主減速比來取消。2.1.2三軸式變速器 三軸式變速器的第一軸常合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應的齒輪相嚙合，且第一，第二軸同心。將第一第二軸直接連接起來傳遞轉矩則為直接擋。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，直接擋的傳動效率高，磨損和嘈音也小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點，其前進擋需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩，因此，在齒輪中軸距較小的情況下依然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點，其缺點是：除直接擋外其他各檔的傳動比有所下降。有極式變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常場嚙合齒輪副的數目，從而可采用斜齒輪，后者比直齒輪有更長的壽命，更低的嘈聲，雖然其制造稍微復雜而且在工作中有軸向力，因此，在變速器中，除抵擋及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經被斜齒圓柱齒輪所代替，但是在本設計中，由于倒檔齒輪采用的是常齒式，因此也采用斜齒輪。由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。2.2變速器傳動機構布置方案中間軸式五檔變速器的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將他們連接到直接擋。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，可以高達90%以上，嘈聲低，齒輪和軸承的磨損減小因為直接擋的利用率高于其他檔位，因而提高了使用壽命，在其他前進檔位工作時，變速器傳動的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第三軸的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸和第三軸之間的距離不大的條件下，一檔仍有較大的傳動比，檔位高的齒輪采用齒合齒輪傳動，檔位低的齒輪可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案除一檔外的其他檔位的換擋機構，都采用同步器或嚙合套換擋，還有各檔同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上，在除直接擋外其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率有降低，這是它的缺點。 2.3多檔變速器的組合方案 組合式機械變速器一般分為倍檔組合式變速器和半檔組合式機械變速器。2.3.1 倍檔組合式機械變速器倍檔組合式機械變速器是在主減速器后部串聯(lián)安裝一個2檔副變速器，是主減速器的檔位數增加1倍，所增加的檔位傳動比數值等于主減速比傳動比和副變速器傳動比的成績，而且齒輪對數少于檔位數，因此箱體尺寸縮短，軸的長度減短，剛度增大，所以增大了變速器的容量，例如在一個五檔變速器的后端，串聯(lián)一個安裝一個具有高，低2擋的副變速器，即可組成10擋倍檔組合式變速器增加倍檔組合式機械變速器最大輸入和最低傳動比的技術難點是副變速器齒輪強度容量不足，超出齒輪輪齒的承載能力，解決的辦法進有一個齒輪承受的載荷分給了幾個齒輪來承受，這樣，輸入齒輪不變，每個齒輪的負荷將等于同時接觸齒輪的平均值。倍檔組合式機械變速器的副變速器功率分流方法有兩種：一種是采用形象齒輪的傳動方法，這種結構非常緊密，現在還在廣泛運用。另一種方法是采用齒輪系的傳動結構。雙中間軸傳動最大工藝難點是保護主傳動齒輪能和所齒合的雙中間軸齒輪的輪齒同時接觸問題，解決的辦法是用浮動式主傳動齒輪的方法來消除齒軸對位的制造誤差，確保齒輪同時接觸，達到功率分流的目的，與此相適應的換擋同步器也要有一定的浮動量。 2.3.2半檔組合式變速器半檔組合式變速器是將副變速器傳動比均勻的插入傳動比間隔大的主減速器的各檔傳動比之間，式變速器的檔位數增加一倍，半檔副變速器串聯(lián)在主減速器前部，它只有一對齒輪副和同步器。早期的半檔副變速器串聯(lián)在主減速比前部，它只有一對齒輪副和同步器，早期的半副變速器由單獨的一個箱子組成，近年來發(fā)展成將半檔齒輪直接發(fā)到變速器之內，既縮短變速器長度由簡化半檔結構。半檔副變速器有一對類似一軸常齒輪副組成，齒圈套在動力輸入軸上自由轉動，當動力輸入軸上的齒圈與動力輸入軸上的結合齒輪的齒輪圈連接時，常齒和齒輪與主主減速器上的中間軸連接，因此主減速器中間軸也旋轉，因此組成的各檔傳動比均勻地插入變速器的各檔位傳動比之間。因為半檔組合式變速器的長度小于倍檔組合式變速器，而且他們的結構簡單，成本低，維修保養(yǎng)容易深受客戶的喜愛，國外貨車采用半檔組合式變速器的情況是，發(fā)動機的功率在200kw以下的汽車基本上采用半檔組合式變速器，發(fā)動機功率在200kw以上的多采用倍檔組合式變速器。由于本次設計的變速器為皮卡車組合式變速器，輸入功率相當于小貨車，并且設有高，低速檔故采用組合式變速器。前置式副變速器常做出具有超速檔的傳動形式，這樣可以減輕主變速器的負荷；而傳動比大的副變速器則多裝在主不是后面，這有利于減小主變速器的質量和尺寸，傳動比小的副變速器，放在主減速器前后均可，視總體布置情況而定，也可兼有前置和后置副變速器。因為所設計的變速器一軸輸入扭矩在200N.m以下，考慮到強度可以滿足的原因，故選擇前置副變速器的設計方法。副變速器有兩個檔位可供選擇一個直接擋一個超速檔。2.3.3組合式多檔變速器傳動比的搭配方式 （1）插入式： 變速器檔位間公比較大，副變速器的傳動比均勻的插入住變速器各檔傳動比之間，兩者交替換擋，共同組成一個產的比系列。副變速器有兩個檔。分段式：租變速器檔位之間公比嬌小副變速器傳動比范圍較大時，副變速器高，抵擋傳動比分別與主減速器各檔搭配，組成高，主減速器有5個擋，副變速器有兩個檔位。 （2）綜合式：插入式和分段式的結合，使傳動比范圍進一步擴大。2.4倒檔傳動方案倒檔使用率不高，常采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。為實現傳動有些利用在前進檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。a) 四檔倒檔方案 b）四檔倒檔方案 c)五檔倒檔方案 d)貨車倒檔方案 e)一體倒檔方案 f)嚙合倒檔方案 g)手動倒檔方案圖2.1變速器倒檔傳動方案常見的倒檔結構方案有以上幾種：方案1.（如圖2.1a）所示）在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。方案2.（如圖2.1b）所示）此方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。方案3.（如圖2.1c）所示）此方案能獲得較大的倒檔傳動比，突出的缺點是換檔程序不合理。方案4.（如圖2.1d）所示）此方案針對前者的缺點作了修改，因而經常在貨車變速器中使用。方案5.（如圖2.1e）所示）此方案中，將中間軸上一檔和倒檔齒輪做成一體其齒體、寬加大，因而縮短了一些長度。方案6.（如圖2.1f）所示）此方案中，采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，結構簡單緊湊，維修和保養(yǎng)方便，工作噪聲低，換檔輕便，制造成本低，使用壽命長等特點。方案7.（如圖2.1g）所示）綜合考慮：本次課程設計采用的車型為皮卡車，結合皮卡車的實際使用條件和使用要求，再綜合考慮對比各種傳動方案的特點，考慮到方案6換擋方便，結構簡單緊湊，使用壽命長，制造成本低，比較實用像皮卡車這樣的車型，所以本設計采用方案6.2.5變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設計方案必須滿足使用性能、制造簡單、維護方便等要求，在確定變速器的結構方案時，也要考慮齒輪型式，換擋結構形式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.5.1 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直齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除倒檔外，均采用斜齒輪傳動。2.5.2 換檔結構形式 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，簡湊，但由于換擋不輕便，換擋時齒面受到很大的沖擊，導致齒輪早期損壞，滑動花鍵磨損后易造成脫檔，噪聲大等原因，除一擋，倒擋外很少采用。 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。嚙合套有分為內嚙合套和外嚙套，視結構布置而定，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，目前在要求不高的檔位上常被采用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操作輕便，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，這種形式還有利于實現操作自動化，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)使用壽命短，目前，同步器廣泛采用與各式變速器中。本課題采用的同步器是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現同步的。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,并且使用壽命長，拆裝方便，維修保養(yǎng)容易。2.5.3 變速器軸承的選擇 做旋轉運動的變速器軸承在殼體或者其他部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置軸承，變速器軸承采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動軸套等至于什么時候采用什么樣的軸承視情況而定。 第一軸常嚙合齒輪的內腔尺寸足夠時，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。滾針軸承，滑動軸承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，變速器采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊，裝配麻煩，磨損后軸易歪斜而影響正確嚙合的缺點。本課題的中間軸采用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾子軸承，二軸右端采用圓錐滾子軸承，一軸用圓錐滾子軸承，一軸和中間軸支撐選用圓錐滾子軸承。第三章 變速器主要參數選擇和校核3.1 擋數的選擇 變速器的擋數可在320個檔位范圍內變化。通常變速器的擋數在6檔以下，檔數超過6檔以后，可在6檔以下的主變速器基礎上，再行配置副變速，通過兩者的組合獲得多檔變速器。增加變速器的檔數能夠改善汽車的動力性和經濟性以及平均車速。檔數越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，同是操縱復雜，而且在使用時換檔頻率也增高，增加了換擋難度。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。檔數選擇的要求： （1）相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下； （2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。目前，轎車一般用45個檔位變速器，貨車變速器采用45個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。本設計的主變速部分選用5個檔位，副變速部分選用2各檔位，最高檔傳動比為0.8。3.2 傳動比的確定 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動傳動比的比值，本設計最高檔為超速檔，傳動比初選為0.8。3.2.1 最低檔傳動比計算 影響最低檔傳動比的選取因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定車速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定形式車速等。目前乘用車的傳動比范圍是3.04.5之間，總質量輕些的商用車在5.08.0之間，其他商用車則更大。 （3-1） （3-2）式中 最大轉矩=300N.m； 車輪半徑，由已知輪胎規(guī)格R15可知，mm； 主減速器傳動比，=5.1； 傳動系傳動效率； mg汽車重力，mg=25459.8，代入公式（3-2）得到： 根據車輪與路面的附著條件則： （3-3） （3-4） 在0.50.6之間取0.6。代入式（3-3）得到：所以： 3.436.85 由于本設計為組合式變速器有超速檔，一檔初選傳動比取5.863.2.2 其它各擋傳動比初選 各檔傳動比為等比分配，則： 3.3 中心距A的確定由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據以下的經驗公式（3-5）計算。 （3-5） 式中 變速器中心距（mm）； 中心距系數，商用車； 發(fā)動機最大轉距300（N.m） 變速器一檔傳動比為5.86變速器傳動效率，取96%將各參數代入式（3-5）得到： =mm組合式變速器中心距在范圍內變化，初取A=120mm。3.4 外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關：四擋 （2.22.7）A 五擋 （2.73.0）A 六擋 （3.23.5）A 為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為3.5A=420mm變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。3.5 變速器各齒輪基本參數的選擇3.5.1 組合式變速器齒輪的設計準則由于汽車變速器各檔齒輪的工作情況是不同的，所以齒輪按齒輪受力、轉速、噪聲要求等情況，應該將他們分為高檔工作區(qū)和低檔工作區(qū)兩大類。齒輪的變位系數、模數、壓力角、螺旋角、和齒頂高系數等都應該按這兩個工作區(qū)進行不同的選擇。3.5.2 模數 齒輪模數是一個重要參數，并且影響它的選取參數又很多，如齒輪的強度、質量、嘈聲、工藝要求等。齒輪模數選取的一般原則：為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬； 為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數應選得小些。對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數應選得大些。所選模數值應符合國家標準的規(guī)定。微型、普通級轎車：2.252.75；中級轎車：2.753.00；中型貨車：3.54.5；重型貨車：4.56.0。選用時，優(yōu)先選用第一系列，括號內的盡量不要用，表3.2為國標GB/T13571987，可參考表3.2進行變速器模數的選擇。表3.2 變速器常用的齒輪模數第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5表中數據摘自（GB/T13571987）第一軸常嚙合斜齒輪和一檔齒輪的法向模數 （3-6）其中=300Nm，可得出=3.1綜合考慮文中設計由于組合式變速器，變速器一檔、倒檔、副變速箱常兩對嚙合齒輪模數取3.0mm；其他各檔為2.5mm。3.5.3 壓力角壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。 3.5.4 螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強度來著眼，應當選用較大的螺旋角值。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： （3-7） （3-8） 為使兩軸向力平衡，必須滿足：式中，Fa1、Fa2為作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；Fn1、Fn2為作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；r1、r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。 斜齒輪螺旋角選用范圍：轎車變速器： 兩軸式為20°25° 中間軸式為22°34° 貨車變速器：18°26圖3.1中間軸軸向力的平衡3.5.5 尺寬b 齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應力增加。 選用較大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據齒輪模數m（mm）的大小來選定齒寬b： 直齒：，Kc為齒寬系數，取為4.58.0 斜齒：，Kc取為6.08.5 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為（24）mm。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數Kc可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命3.6 各擋齒輪齒數的分配 在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。3.6.1 確定一檔齒輪的齒數一檔傳動比為：如果一檔齒數確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可求出，為了求一檔的齒數，要先求其齒輪數， （3-10） 中間軸上小齒輪的最少齒數，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸上的尺寸及齒輪齒數要統(tǒng)一考慮。貨車可在1217之間選取，本設計取=17，初選， 代入公式（3-10）得到： 取整得73，則。3.6.2 對中心距A進行修正因為計算齒數和后，經過取整使中心距有了變化，所以要根據取定的齒數和和齒輪變位系數重新計算中心距A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數分配的依據。將各已知條件代入式（3-11）得到：取整為120mm 3.6.3 確定常嚙合齒輪的齒數 （3-12）而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： （3-13）已知各參數如下：Mn=3.0 代入公式得: 3.6.4 二檔齒數的確定 已知： （3-14） （3-15） （3-16）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： （3-17）由上述（3-13），（3-14），（3-15）三個方程式組，可采用比較方便的試湊法。解得結果如下：， 3.6.5 其他檔位齒輪齒數的確定同上述計算三檔齒輪齒數：四檔齒輪齒數：3.6.6 倒檔齒輪齒數的確定 倒檔齒輪的模數： 初選 （21-23）之間，小于取為15，中間軸與倒檔軸之間的距離的確定： 為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪11和齒輪頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙。則齒輪11的齒頂圓直徑De11為：二軸與倒檔軸之間的距離確定：mm3.6.7 副變速器超速檔常嚙合齒輪齒數的確定 (3-18) 而副變速器超速檔常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： （3-19） 已知各參數如下：代入式（3-18）得到： 常嚙合齒輪精確螺旋角：3.7 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因：（1）配湊中心距；（2）提高齒輪的強度和使用壽命；（3）降低齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。 變位系數的選擇原則： （1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數；（2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數；（3）總變位系數越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。本設計采用角度變位來調整中心距。3.7.1 常嚙合齒輪的計算 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑：3.7.2 其他檔位齒輪的計算其他齒輪的計算過程同上計算結果見表3.3：表3-3各齒輪主要參數零件名稱齒數模數螺旋角/°分度圓直徑/mm齒頂圓直徑/mm齒根圓直徑/mmZ1263.029899581Z2473.029161167153Z3402.525110.34115.5104.09Z4482.525132.40137.40126.15Z5502.522134.81139.817128.56Z6372.52299.7694.9693.51Z7592.520156.96161.96150.71Z8282.52074.4979.4968.24Z9563.025185.36192.36177.86Z10173.02556.2761.2748.77Z11413.020130.89136.89123.39Z12153.02047.8853.8840.38Z13233.02075.5581.5568.05Z1'263.02989.1895.1881.68Z2'473.029161.217167.21153.71 第四章 齒輪與軸的設計與校核4.1 齒輪設計與計算變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對齒輪進行強度校核。4.1.1 齒輪材料的選擇原則 （1）滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。（2）合理選擇材料配對 如對硬度 350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料11。 （3）考慮加工、工藝及熱處理工藝 大尺寸的齒輪一般采用鑄造的方法來制造毛坯，毛坯的材料可以選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸，并且要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，其材料可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作為毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經過正火或調質處理以后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪。 常嚙合齒輪因其傳遞的轉矩較大，并且一直參與傳動，所以磨損較大，應選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMnTi材料滲碳后淬火，硬度為5862HRC。大齒輪用40Cr調質后表面淬火，硬度為4855HRC；傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMnTi滲碳后淬火，硬度為5662HRC，大齒輪40Cr調質后表面淬火，硬度為4655HRC；其余各檔小齒輪均采用40Cr調質后表面淬火，硬度為4855HRC，大齒輪用45鋼調質后表面淬火，硬度為4050HRC。4.1.2 各軸轉矩的計算一軸轉距： ；中間軸轉矩：二軸各檔轉距：一檔齒輪：N·m；二檔齒輪：N·m；三檔齒輪：四檔齒輪：五檔齒輪：倒檔軸：二軸倒檔齒輪：4.1.3 齒輪強度的校核1.斜齒齒輪彎曲強度的計算： （4-1）式中 圓周力（N） 計算載荷（N·mm）； d節(jié)圓直徑（mm） 法向模數（mm）;為斜齒輪螺旋角； 應力集中系數，=1.50； b齒面寬（mm）； t法向齒距，； y齒形系數，可按當量齒數在齒形系數圖4.1中 重合度影響系數，=2.0。將上述有關參數代入（4.1），整理得到： （4-2） 圖4-1 齒形系數圖當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一檔和倒檔直齒輪許用彎曲應力在400850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限。斜齒輪對貨車為100200MPa。 （1）一檔齒輪彎曲強度的校核：已知參數：查齒形系數圖4.1得：； 代入公式（4-2）得： 對于貨車當計算載荷取變速器第一軸最大轉距時，其許用應力應該小于400Mpa，均小于400Mpa，所以滿足設計要求。 （2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核： 常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強度校核方法與一檔齒輪相同其計算結果見表4.1：表4.1各檔齒輪的彎曲強度校核常嚙合齒輪副常嚙合齒輪二檔齒輪三檔齒輪四檔齒輪齒輪代號彎曲應力104.9858.07257.56248.02214.39253.48231.90222.00248.19230.302.斜齒齒輪輪齒接觸應力 （4-3）式中 輪齒接觸應力（）； F齒面上的法向力（N），； F1 圓周力（N），； Tg 計算載荷（N·mm）； 節(jié)圓直徑（mm）； 節(jié)點處壓力角； 齒輪螺旋角；E齒輪材料的彈性模量；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作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表4.2 ：表4.2 變速器的許用接觸應力齒輪滲碳齒輪液體滲氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700 （1）一檔齒輪接觸應力校核已知條件：，,mm將已知數據代入公式（4-3）得:，均小于1900 ，所以滿足設計要求。（2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應力校核常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應力校核的方法同上，校核計算結果見表4.3表4.3各齒輪的接觸應力常嚙合齒輪副常嚙合齒輪二檔齒輪三檔齒輪四檔齒輪接觸應力535.72866.13839.821266.271174.801126.44726.73936.10569.57779.28 各齒輪的接觸應力均小于13001400 ，所以滿足設計要求。4.2 軸的設計與計算 變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結構和強度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應該有足夠強的剛度和強度。因為剛度不足軸會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設計變速器軸時，其剛度的大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據經驗公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據公式進行有關剛度和強度方面的驗算。 4.2.1 軸的工藝要求 第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面粗糙度，硬度應在HRC5863，表面光粗糙度不能過低。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度；對于采用高頻或滲碳鋼