双离合器式自动变速器的设计【毕业论文】【汽车专业】

本科 学 生 毕业设计 双离合器式自动变速器 的六档齿轮 系部名称 ： 汽车工程系 专业班级 ： 车辆工程 0793111 班 学生姓名 ： 孙宏宇 指导教师 ： 赵 雨 旸 职 称 ： 副教授 哈工大 学 华德应用技术学 院 二 一 年十一 月 The Graduation Design for Bachelors Degree Six archives gear wheel change gear design of pair of dyadic clutch automatic transmission Candidate： Sun Hongyu Specialty： Vehicle Engineering Class： 0793111 Supervisor： Associate Prof. Zhao Yuyang Institute of Technology 2010-11 Harbin 哈工大华德应用技术 毕业设计 I 摘 要 双离合器式自动变速器 (DualClutehTransmission，即 DCT)，是由双轴式手动变速器发展而来的。它既保留了结构简单、传动效率高的优点，又具有电液控制方式的优点，改善了换档品质，降低了油耗、故障率和制造成本。目前国内外有许多汽车大公司与学者在致力于双离合器式自动变速器的开发与研究，并已在多款车上应用。因此研究双离合器式自动变速器的工作特性，并对其齿轮变速器进行设计，是非常重要和必须的。 本文设计研究了双离合器式自动变速器的六挡齿轮变速器，对变速器的工作原理做了阐述，对 各种不同变速器的布置方案及变速器的倒档方案做了详细的分析后选定了本变速器的最终布置方案，对变速器中的主要零件包括齿轮形式、换挡结构形式作了阐述并进行了选择、并且对变速器的挡位数、传动比的范围、中心距、做初步的选择和设计。对变速器中的齿轮的模数、压力角、螺旋角、进行了选择、对变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计。 简单讲述了变速器中各部件材料的选择。 关键字： 双离合器；挡位数；传动比；齿轮；自动变速器 哈工大华德应用技术 毕业设计 II ABSTRACT Pair of dyadic clutch automatic transmission (DualClutehTransmission , namely DCT), is to come from biax style hand movement change gear by developing. Now that it having reserved the structure simplicity , efficient merit of drive, have had electricity liquid control mode merit , improvement shifting into quality , lessening oil consumes , the malfunction leads cost of manufacture to draw. And at present, there is a lot of important automobile company in home and abroad and the scholar is in exploitation and research concentrating efforts on dyadic Yu Shuang clutch automatic transmission, already have applied to much money vehicle. And automatic transmission performance data studying pair of clutches are dyadic therefore, change gear carries out design on its gear wheel, be very important and necessary. This design double clutch type automatic transmission gear transmission, the six blocked for transmission principle of work done on various transmission, the layout and the transmission of reverse scheme after a detailed analysis of the transmission of the final selection for transmission, the layout of main parts including gear shift structure forms, expounds the choice, and the number of transmission gears and scope, the transmission, the center distance, preliminary design and choice. Transmission of transmission scheme design. Simply tells the transmission components of material selection. Key words: Pair of clutches； Number of Gear； Transmission Ratio； Gear； Automatic Transmission 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 目 录 摘要 . Abstract . 第 1章 绪论 . 1 1.1 课题研究的目的意义 . 1 1.2 课题的研究现状 . 3 1.3 双离合器式自动变速器的结构及其优点 . 4 1.3.1 双离合器式自动变速器的结构 . 4 1.3.2 双离合器式自动变速器的工作原理 . 6 1.4 设计的主要内容与技术路线 . 12 第 2章 双离合器式自动变速器方案的选择和基本尺寸的确定 . 15 2.1 方案的选择 . 13 2.1.1 变速器的功用和要求 . 13 2.1.2 变速器结构方案的确定 . 14 2.2 变速器主要零件结构的方案分析 . 16 2.3 本章小结 . 18 第 3章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 . 19 3.1 变速器主要参数的选择 . 19 3.1.1 挡位数 . 19 3.1.2 传动比范围 . 19 3.1.3 中心距 A. 20 3.1.4 轴向尺寸 . 20 3.1.5 齿轮参数 . 20 3.2 变速器各挡传动比的选择 . 23 3.2.1 初选传动比 . 23 3.2.2 最大传动比的选择 . 23 3.2.3 其他各挡传动比的确定 . 24 3.3 各挡齿轮齿数的分配 . 24 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 3.3.1 一档齿轮参数 . 25 3.3.2 确定二档齿数 . 26 3.3.3 确定三档齿轮齿数 . 28 3.3.4 确定四档齿轮齿数 . 29 3.3.5 确定五档齿轮齿数 . 31 3.3.6 确定六档齿轮齿数 . 32 3.3.7 确定倒档齿轮齿数 . 33 3.4 本章小结 . 35 第 4章 变速器齿轮强度的计算与材料的选择 . 36 4.1 齿轮的损坏原因及形式 . 36 4.2 齿轮材料的选择 . 36 4.3 齿轮材料的强度计算与校核 . 36 4.4 各轴上的转矩的计算 . 38 4.5 各挡齿轮弯曲强度计算 . 39 4.6 各挡齿轮接触应力的计算 . 40 4.7 本章小结 . 42 第 5章 变速器轴的设计与校核 . 43 5.1 轴的功用与类型 . 43 5.1.1 轴的功用 . 43 5.1.2 轴的分类 . 43 5.1.3 轴的材料 . 43 5.1.4 轴的工艺要求 . 44 5.2 轴的结构设计 . 44 5.2.1 轴的加工工艺性 . 44 5.2.2 轴的装配工艺性 . 44 5.2.3 轴的设计 . 44 5.3 轴的校核 . 46 5.3.1 第一 输出轴的校核 . 46 5.3.2 第二输出轴的校核 . 48 5.4 本章小结 . 50 第 6章 变速器同步器设计 . 51 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 6.1 同步器的结构 . 51 6.2 同步器的主要参数确定 . 52 6.3 本章小结 . 53 结论 . 54 参考文献 . 55 致谢 . 56 附录 . 57 附录 A 外文文献原文 . 57 附录 B 外文文献原文中文翻译 . 63 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 变速器的类型及发展方向 汽车传动系的基本功用是将发动机发出的动力传给车轮，一般来说，车轮由外力负载决定的转矩、转速与发动机所提供的有大的偏差，因此传动系的功用可概括为：通过变换传动比来调节或变换发动机的性能，将动力经济而方便的传给车轮，以适应外界道路和负载的变化。在汽车传动系的发展过程中，自动变速一直是人们追求的目标。随着计算 机技术在汽车领域的广泛应用，自动变速技术得到了飞速的发展。在轿车日益普及 ,非熟练驾驶员大量增加的今天 ,汽车自动变速器的应用有着更加重要的意义 。 汽车自动变速器主要有液力机械式 (AT,Automatic Transmission)、电控机械式(AMT,Automated Manual Transmission) 、双离合器式（ DCT Double Clutch Transmission）、无级变速器 (CVT,ContinuouslyVariable Transmission)等几种形式。在AT 中，液力变矩器具有 无级连续变速和变矩的能力，对外部负载具有良好的自动调节和适应性能，使车辆起步平稳，加速迅速、均匀、柔和，加之液体传动本身特有的减震性能，又进一步降低了传动系的尖峰载荷和扭转振动。它延长了传动系的使用寿命，提高了乘坐舒适性和车辆平均速度，以及行使安全性和通过性等。因此，它是目前世界车辆自动变速器的主导产品。目前美国轿车 AT 的装车率达到 95%左右 1，西欧也达到 30%左右 1。 1、手动变速器 (MT) 手动变速器（ Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速 比是个定值 (也就是所谓的 “级 ” )。比如，一档变速比是 3.852,二档是2.552,再到五档的 0.752,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有 5 个值(即有 5 级 )，所以说它是有级变速器。 2、自动变速器（ AT） 自动变速器（ AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变 速的目的。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 2 3、手动 /自动变速器（ AMT） 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动 /自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂 911 车型上首先推出，称为 Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有 “+”、 “-”选择档位。在 D 档时，可自由变换降档 (-)或加档 (+)，如同手动档一样。 4、无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的 。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的 “最高境界 ”。无级变速器最早由荷兰人范 多尼斯（ VanDoornes）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器 “突然换档 ”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有 2 7 个档 3。而无级 变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的 “档 ”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。 双离合器式自动变速器 (DualClutehTransmission，即 DCT)，是由双轴式手动变速器发展而来的。它既保留了结构简单、传动效率高的优点，又具有电液控制方式的优点，改善了换档品质，降低了油耗、故障率和制造成本。目前国内外有许多汽车大公司与学者在致力于双离合器式自动变速器的开发与研究，并已在多款车上应用。因此研究双离合器式自动变速器的工作特性，并对其齿轮变速器进行 设计，是非常重要和必须的。 1.2 变速器的应用前景 DCT是基于平行轴式手动变速器发展而来的，它继承了手动变速器传动效率高、安装空间紧凑、质量轻、价格低等许多优点，而且实现了动力换挡，这不仅保证了车辆的加速性，而且由于车辆不再产生由于换挡引起的急剧减速情况，也极大地改善了车辆运行的舒适性 。 DCT在推广使用方面的一个显著的优点是它几乎不受传递功率的限制，应用范围很广，它既可以应用在大型载重汽车、城市公共汽车、工程机械、中型货车等大中型车辆上，使驾驶员免于频繁的换挡操作，而且由于它的换挡时间很短，也可以 应用在运动型车辆上。通常在功率较大的车辆中，它的应用更为有利。这是因为，一般情况哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 3 下它有两根传动轴是同心的，即中间的一根传动轴是实心的，而套在它外面的则是一根空心的，由于轴的刚度、强度以及结构尺寸等方面的原因，较大的传动轴轴径有利于双离合器式自动变速器的设计，多适合功率较大的车辆。 DCT在推广使用方面的另一个显著的优点是生产成本低。它是靠离合器和齿轮传递动力的，复杂程度低，对现有的手动挡变速器生产线稍加改造就可以转而生产 !#，充分利用原有手动变速器的生产设备，生产继承性好，很适合现有的手动变速器生产厂将产品 升级到自动变速器。表 1.13为几种 自 动变速器在性能、技术难度及成本方面的比较 。 我国汽车工业起步较晚，现在的生产线也多以生产手动挡变速器为主，高档的自动变速器主要依靠进口，而生产 DCT变速器可以充分利用原有手动变速器的生产设备，新增投资较少，比较适合我国国情 4。 1.3 双离合器式自动变速器的结构及其 工作原理 1.3.1 双离合器式自动变速器的结构 DCT 主要包括带扭转减振器的湿式离合器系统、按 DCT 工作原理配置的变速器及换挡系统和相应的控制系统。 1、 扭转减振系统 由于在 DCT 中没有使用液力变矩器等可以 吸收系统振动的元件，所以需要采用扭转减振器来吸收系统的扭转振动。在 DCT 系统中，可以采用普通的单级或多级扭转减振器，其安装位置在发动机飞轮与 DCT 动力输入部件之间，因此需要将飞轮的转动惯量与 DCT 动力输入件的惯量综合匹配，并确定系统的扭转刚度来设计扭转减振器。 较。 图 1.1 变速器后端振动加速比较 2、 离合器系统 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 4 在 DCT 中，既可以采用干式离合器，也可以采用湿式离合器，但两者的工作特性存在较大的差别。干式离合器可以通过压板和飞轮吸收较大热量，对滑磨产生热量的速度不敏感，但因为空气散热较慢，热量不易在短时 间内散发出去，因此它受滑磨产生的总热量的限制。干式离合器适于在短时间内结合，这样滑磨时间短，产生热量少。其滑磨功特性曲线如图 1.2（ a） 所示 5。湿式离合器用油冷却摩擦片，它受限于产生热量的速度，但不受产生的总热量的限制，所以适用于离合器结合过程中压力逐步增加、发热速度较慢的场合。其滑磨功特性如图 1.2（ b） ,所示。在设计中可以选用较小的离合器储备系数，并控制加压油缸的油压增长速度，使摩擦扭矩逐步增加。 （ a） 干式 （ b）湿式 图 1.2 干式、 湿式离合器产生的滑磨功 3、 液压控制系统 DCT 的液压控制系统主要负责接受电控系统的控制指令，对离合器和变速器的换挡机构进行操纵。液压控制系统主要包括：双离合器控制部分、换挡机构控制部分和冷却部分。双离合器控制部分是通过对离合器油缸充入和释放高压油来实现离合器的分离和接合的。 双离合器变速箱 (DCT)的档位切换是由档位选择器来操作的，档位选择器实际上是个液压马达，推动拨叉就可以进入相应的档位，由液压控制系统来控制它们的工作。以一个典型的 6档双离合器变速箱 (DCT)为例，液压控制系统中有 6个油压调节电磁阀，用 来调节 2个离合器和 4 个档位选择器中的油压压力，还有 5 个开关电磁阀，分别控制档位选择器和离合器的工作 。 4、 电子控制系统 DCT 的电子控制系统负责采集车辆运行信息、驾驶员的操作指令，实时在线的对车辆的运行状态进行综合处理和判断，并控制 DCT 的运行。同时，电控系统还要负责与发动机电控单元以及其它系统的电控单元协调工作。图 1.3 为电子控制系统框图 3。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 5 图 1.3 DCT 电子控制系统框图 1.3.2 双离合器式自动变速器的工作原理 与手动变速箱形成对照的是，双离合器变速箱使用两个离合器，但没有离合器踏板 。最新的电子系统和液压系统控制着离合器，正如标准的自动变速箱中的一样。在双离合器变速箱中，离合器是独立工作的。一个离合器控制了奇数档位 (如： 1 档、 3 档、5 档和倒档 )，而另一个离合器控 制了偶数档位 (如： 2档、 4档和 6档 )。使用了这个布局，由于变速箱控制器根据速度变化，提前啮合了下一个顺序档位，因此换档时将没有动力中断。其中最具创意的核心部分是双离合器和机械部分变速箱中的两轴式的输入轴。这个精巧的两轴式结构分开了奇数档和偶数档。不象传统的手动变速箱将所有档位集中在一根输入轴上，双离合器变速箱 (DCT)将奇 数档和偶数档分布在两根输入轴上 。 外部输入轴被挖空，给内部输入轴留出嵌入的空间。以 6档变速箱为例，内部输入轴上安装了 1档、 3档、 5档和倒档的齿轮，外部输入轴上安装了 2档、 4档和 6档的齿轮。这使得快速换档成为可能，维持了换档时的动力传递。标准的手动变速箱是做不到这点的，因为它必须使用一个离合器来控制所有的奇数档和偶数档。 直接换挡变速器原则上由两个彼此独立的分动器组成，原则上总有一个分动器处于力的传递链中，而另外一个分动器则已经被切换到另一个档位，但是，离合器还处于开启状态。对分动器的每个档位，均配备 了传统的同步器和换挡装置如图 1.4所示 3。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 6 图 1.4 DCT 结构 目前唯一量产的双离合器变速箱 (DCT)是德国大众的 DSG变速箱，使 BorgWarner DualTronic 技术，被装备在 Volkswagen Beetle、 Golf、 Touran 和 Jetta 以及 Audi TT 和A3； Skoda Octavia； Seat Altea, Toledo和 Leon上。下面以 DSG变速箱为例，简单介绍双离合器变速箱 (DCT)的工作过程：在 1 档起步行驶时，动力传递路线如下图中直线和箭头所示，外部离合器 接合，通过内部输入轴到 1 档齿轮，再输出到差速器。同时，图中虚线和箭头所示的路线是 2 档时的动力传输路线，由于离合器 2是分离的，这条路线实际上还没有动力在传输，是预先选好档位，为接下来的升档做准备的。当变速器进入 2 档后，退出 1 档，同时 3 档预先结合。所以在 DSG 变速器的工作过程中总是有2 个档位是结合的，一个正在工作，另一个则为下一步做好准备如图 1.5所示。 DSG变速器在降档时，同样有 2个档位是结合的，如果 6档正在工作，则 5档作为预选档位而结合。 DSG变速器的升档或降档是由变速箱控制器 (TCU)进行 判断的，踩油门踏板时，变速箱控制器 (TCU)判定为升档过程，作好升档准备；踩制动踏板时，变速箱控制器 (TCU)判定为降档过程，作好降档准备。一般变速器升档总是一档一档地进行的，而降档经常会跳跃地降档， DSG 变速器在手动控制模式下也可以进行跳跃降档，例如，从 6 档降到 3 档，连续按 3 下降档按钮，变速器就会从 6 档直接降到 3档，但是如果从 6档降到 2档时，变速器会降到 5 档，在从 5档直接降到 2 档。在跳跃降档时，如果起始档位和最终档位属于同一个离合器控制的，则会通过另一离合器控制的档位转换一下，如果起始档位和 最终档位不属于同一个离合器控制的，则可以直接跳跃降至所定档位。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 7 图 1.5 DCT变速器 1档：外部离合器 内部驱动轴 输出轴 1差速器如图 1. 6所示 5。 图 1. 6 1 档传动路线 2 档：内部离合器 外部驱动轴 输出轴 差速器如图 1.7 所示 5。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 8 图 1. 7 2 挡传动路线 3 档：外部离合器 内部驱动轴 输出轴 差速器如图 1.8 所示 5。 图 1.8 3 挡传动路线 4 档：内部离合器 外部驱动轴 输出轴 差速器如图 1.9 所示 5。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 9 图 1.9 4 挡传动路线 5 档：外部离 合器 内部驱动轴 输出轴 差速器如图 1.10 所示 5。 图 1.10 5 挡传动路线 6 档：内部离合器 外部驱动轴 输出轴 差速器如图 1.11 所示 5。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 10 图 1.11 6 挡传动路线 倒档：外部离合器 内部驱动轴 倒档轴 输出轴 差速器如图 1.12 所示 5。 图 1.12 倒挡传动路线 1.4 设计的主要内容与技术路线 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 11 （ 1）双离合器式自动变速器的六挡齿轮变速器设计 。 （ 2） 对 离合器式自动变速器的 档位数、中心距进行了初步的选择。 （ 3） 对齿轮的模数、压力角、螺旋角、各挡位齿轮的齿数等相关参数的 设计。 （ 4） 对变速器的轴和轴上零件的定位进行设计和校核。 （ 5） 对同步器的进行了设计和选择。 技术路线如图 1.13 所示。 图 1.13 技术路线 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 12 第 2 章 双离合器式自动变速器方案的选择和基本尺寸的确定 2.1 方案选择 根据任务书所提设计参数如表 2.1。 表 2.1 设计基本参数 发动机最大转矩 280 N m/1800-5000rpm 发动机最大功率 147kw/5100-6000rpm 最高车速 240km/h 轮胎 规格 245/45R/17 汽车总质量 1280kg 转向盘操纵力 200N 轮胎气压 2.5MPa 2.1.1 变速器的功用和要求 变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。 对变速器的主要要求是： 1、应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽 车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。 2、工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。 3、重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。 2.1.2 变速器结构方案的确定 变速器由传动机构与操纵机构组成。 1、 变 速器传动机构的结构分析与型式选择 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 13 如图 2.1 中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图 2.1(a)、 (b)所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图 2.1c 所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。 （ a） (b) (c) 图 2.1 中间轴式四档变速器传动方案 图 2.2(a)所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。图 2.2(b)、 (c)、 (d)所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 2.2(d)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体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 (a) (b) (c) (d) 图 2.2 中间轴式五档变速器传动方案 图 2.3(a) 所示方案中的一档、倒档和图 (b)所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮 8。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 14 (a) (b) 图 2.3 中间轴式六档变速器传动方案 2 倒档传动方案 图 2.4 为常见的倒挡布置方案。图 2.4(b)所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短 了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 2.4(c)所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2.4(d)所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2.4(c)所示方案。图 2.4(e)所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) 图 2.4 变速器倒档传动方案 2.2 变速器主要零件结构的方案分析 1、齿轮型式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。 2、换档结构型式 换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点 是哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 15 结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，初一档、倒档外很少采用。 自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种： 1、 将啮合套做得长一些如图 2.5(a)所示。 或者两接合齿的啮合位置错开图 2-5(b)，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 1 3mm9。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。 2、 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（ 0.3 0.6mm） 9，这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档图 2.6 所示。 3、 将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜 2 3） 9，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力 图 2.9。这种结构方案比较有效，采用较多。 (a) (b) 图 2.5 防止自动脱档的结构措施 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图 2.10 所示： 此段切薄 图 2.6 防止自动脱档的结构措施 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 16 加工成斜面 图 2.7 防止自动脱档的结构措施 l、 4同步环 ；2同步器齿鼓 ；3接合套 ；5弹簧 ；6滑块 ； 7止动球 ；8卡环 ；9输出轴 ；10、 11齿轮 图 2.8 锁环式同步器 2.3 本章小结 本章根据汽车设计所学的变速器设计知识对汽车变速器的结构形式和动力传动布置形式及倒档布置形式进行初步的选择 。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 17 第 3 章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 3.1 变速器主要参数的选择 3.1. 1 挡数 变速器的挡数可在 3 20 个挡位范围变化。通常变速器的挡数在 6 挡以下，当挡数超过 6 挡以后，可在 6 挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。 3.1.2 传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。转动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 目前轿车的传动比范围在 3 4 之间，轻型货车在 5 6 之间，其他货车则更大 。 3.1.3 中心距 A 中间轴式变速器中心距 A 的确定 。 初选中心距 A 时 ,可根据下述经验公式计算 11。 3 1m ax geA iTKA = （ 3.1） 式中， A 为变速器中心距（ mm） ； KA-中心距系数，车用车： K A =8.93. 9.3；商用车： KA =8.6 9.6；对多档 KA =9.5 11； Temax -为发动机最大转矩（ Nm） i1 为变速器一档传动比； 为变速器传动效率，取 96%。 乘用车变速器中心距 A 的确定。 乘用车变速 器的中心距在 60 80mm 范围内变化，而商用车的变速器中心距在80 170mm范围内变化。原则上，总质量小的汽车，变速器中心距也小些。 3.1.4 轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 3.0 3.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档 (2.2 2.7)A 五档 (2.7 3.0)A 六档 (3.2 3.5)A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数的上限。为检测方便， A 取整 。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 18 3.1.5 齿轮参数 1、模数 对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是 12：乘用车和总质量 ma在 1.8 14.0t 的货车为 2.03.5mm；总质量 ma大于 14.0t 的货车为 3.5 5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡见表 3.1。 2、压力角 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角见表 3.2。 国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。 表 3.1 汽车变速器齿轮法向模数 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 am /t 1.0 V1.6 1.6 V2.5 6.0 am 14.0 am 14.0 模数nm/mm 2.25 2.75 2.75 3.00 3.50 4.50 4.50 6.00 表 3.2 汽车变速器常用齿轮模数 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （ 3.25） 3.50 （ 3.75） 4.50 5.50 3、螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的 螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。 根据图 3.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件。 由于 T= 2n21n1 rF=rF ，为使两轴向力平衡，必须满足。 2r1r=2tan1tan （ 3.2） 式中， Fa1， Fa2为轴向力， Fn1， Fn2为圆周力 r1， r2为节圆半径； T为中间轴传递的转矩。 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 19 时，使齿轮啮合的重合度增加 ，因而工作平稳、噪声降低。 图 3.1 中间轴轴向力平衡 最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 轿车变速器： 两轴式变速器为 20 30。 中间轴式变速器为 22 34。 货车变速器： 18 34。 货车变速器螺旋角： 18 26。 初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 24，其余挡斜齿轮螺旋角 24。 4齿宽 b 应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程 度均有影响。 通常更据齿轮模数 m的大小来选定齿宽。 直齿： b=KCm, KC为齿宽系数，取为 4.5 8.0 。 斜齿： b= KCmn， KC取 6.0 8.5 。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数， KC可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 5 变位系数的选择原则 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、抗胶合能哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 20 力及齿轮的啮合噪声。 6 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声 、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小、工作噪声大；但因轮齿收到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为齿轮上受到的载荷集中作用到齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.75 0.80的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后。短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 1.00。 3.2变速器各挡传动比的选择 3.2.1 初选传动比： 0m inm a x 377.0 iirnUgpa = （ 3.3） 式中，maxaU为汽车最高速度； np 为为发动机最大功率转速； r 为车轮半径； igmin 为变速器最小传动比（六挡传动比）； i0 为主减速器传动比。 0i=0.377maxmin agpui rn =0.377 240921.0 326.05500 =3.0508 双曲面主减速器 ， 当0i6时，取 =90%，当0i 6 时取 =85%，轻型商用车1gi在5.0 8.0 范围， 3.2.2 最大传动比的选择： 1、 档数和传动比 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用 4 5个档位的变速器。本设计采用 6 个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不 高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： 满足最大爬坡度 根据汽车行驶方程式 dtdumGiuACGfriiTaDTg 15.21 20e m a x += （ 3.4） 汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为 ： 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 21 s in c o s0e m a x GGfr iiT Tg += （ 3.5） ( )Teg iTfGri s inc o s0m ax1+ （ 3.6） 式中， G为汽车重力（ G=mg=12809.8=12544N）；emaxT为发动机最大转矩；0i为主减速器传动比；T为机械传动效率； r为车轮半径； f为滚动阻力系数； 为爬坡度，选取=16.7。 f=0.0076+0.000056ua=0.0076+0.00005624=0.02。 所以由式（ 3.4） 1gi1.698。 满足附着条件 。 01emax r iiT Tg z2F （ 3.7） 式中， z2F 为驱动桥荷（前桥） z2F =G75%=9408N； 为附着系数在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取 =0.75。 1gi3.325。 由公式（ 3.4）（ 3.5）得 1.6981gi3.325。 选取一档传动比为 3.3。 超速档 的的传动比一般为 0.7 0.8，本设计去五档传动比 ig =0.921。 3.2.3 其他各挡传动比的确定 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： qiiiiiiiiiigggggggggg =6554433221 式中： q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： 3.3651 = gg iqi 23.2642 = gg iqi 79.1633 = gg iqi 43.1624 = gg iqi 149.165 = gg iqi 3.3各挡齿轮齿数的分配 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 22 图 3.2 动力传动示意图 3.3.1 确定一档齿轮齿数 121g ZZi = （ 3.8） 为了求 1Z ， 2Z 的齿数，先求其齿数和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.9） 式 (3.8) (3.9)得 1Z =13.59 为避免发生根切现象选取 1Z =18。 2Z =59.4 选取 2Z =60。 1、 对中心距 A 进行修正 因为计算齿数和hZ后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ和齿轮变位系数重新计算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 cos2 hnZmA = （ 3.10） 根据公式 (3.10) A=118mm。 2、 对螺旋角的修正 6.241182 7875.2c o s2 )(c o s 21 = =+= arA ZZmar n 3、 对一挡齿轮进行角度 变位 tan t =costan na （ 3.11） 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 23 cos ,t=toAA cos （ 3.12） 式中 t 为压力角 n 为端面压力角； 为螺旋角；t为端面压啮合角； A0 为理论中心距；A 为中心距。 根据公式 (3.11)t=21.88t=22.07。 经过查机械设计手册变位系数之和 X=0.55 Xn1=0.47 Xn2=0.08。 4、 中心距变动系数 Yn=2.75117 .8 5-118A-0 =nmA =0.0545 5、 齿高变动系数 Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.4955 6、 分度圆直径 11n1 cos/m zd = = 6.24cos 1875.2 =54.63mm 12n2 cos/m zd = = 6.24cos 6075.2 =182.1mm 6、 齿顶高 )y-*( n11 na Xhanh += =（ 1+0.47-0.4155） 2.75=2.679mm )y-*( n22 na Xhanh += =（ 1+0.08-0.4995） 2.75=1.607mm 8、 齿根高 )-*( 11 nnanf XChh += =（ 1+0.25-0.47） 2.75=2.145mm )-*( 21 nnanf XChh += =（ 1+0.25-0.88） 2.75=3.2175mm 9、 全齿高 1fa11 hhh +=4.824mm 2fa22 hhh +=4.824mm 10、 齿顶圆直径 11a1 2 ahdd +=57mm 22a2 2 ahdd +=185mm 11、 齿根圆直径 111 2- ff hdd =48mm 222 2- ff hdd =176mm 12、 当量齿数 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 24 1311v cos/zz =24.193 2322v cos/zz =80.645 3.3.2确定二挡齿数 342g ZZi = （ 3.13） 为了求3Z， 4Z 的齿数，先求其齿数和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.14） 由公式 (3.13) (3.14)得3Z=24.27，选取3Z=24, 4Z =54。 1、 对螺旋角的修正 6.241182 7875.2c o s2 )(c o s 43 = =+= arA ZZmar n 2、 对二挡齿轮进行角度变位 tant=costan na （ 3.15） cos ,t=toAA cos （ 3.16） 式中 t 为压力角 n 为端面压力角； 为螺旋角；t为端面压啮合角； A0 为理论中心距；A 为中心距。 根据公式 (3.15)t=21.88t=22.07。 经过查机械设计手册变位系数之和 X=0.55 Xn3=0.42 Xn4=0.13。 3、 中心距变动系数 Yn=2.75117 .8 5-118A-0 =nmA =0.0545 4、 齿高变动系数 Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.4955 5、 分度圆直径 33n3 cos/m zd = = 6.24cos 2475.2 =72.82mm 44n4 cos/m zd = = 6.24cos 5475.2 =164mm 6、 齿顶高 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 25 nnana mXhh )y*( n33 +=（ 1+0.42-0.4955） 2.75=2.542mm nnana mXhh )y*( n43 +=（ 1+0.13-0.4955） 2.75=2.144mm 7、 齿根高 nnnanf mXChh )*( 44 +=（ 1+0.25-0.43） 2.75=2.255mm nnnanf mXChh )*( 44 +=（ 1+0.25-0.88） 2.75=3.08mm 8、 全齿高 3fa33 hhh +=4.797mm 4fa44 hhh +=4.824mm 9、 齿顶圆直径 33a3 2 ahdd +=77.904mm 44a4 2 ahdd +=167mm 10、 齿根圆直径 333 2- ff hdd =77.904mm 444 2- ff hdd =176mm 11、 当量齿数 3333v cos/zz =32.24 4344v cos/zz =72.54 3.3.3确定三挡齿数 563g ZZi = （ 3.17） 为了求5Z，6Z的齿数，先求其齿数和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.18） 式 （ 3.17） （ 3.18） 得5Z=28.09，选取5Z=28 6Z=50。 1、 对螺旋角的修正 6.241182 7875.2c o s2 )(c o s 65 = =+= arA ZZmar n 2、 对三挡齿轮进行角度变位 tan t =costan na （ 3.19） cos t =toAA cos （ 3.20） 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 26 式中 t 为压力角 n 为端面压力角； 为螺旋角；t为端面压 啮合角； A0 为理论中心距；A 为中心距。 根据公式 (3.19)t=21.88t=22.07。 经过查机械设计手册变位系数之和 X=0.55 Xn5=0.41 Xn6=0.14。 3、 中心距变动系数 Yn=2.75117 .8 5-118A-0 =nmA =0.0545 4、 齿高变动系数 Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.4955 5、 分度圆直径 55n5 cos/m zd =6.24cos2875.2 =84.96mm 66n6 cos/m zd =6.24cos5075.2 =152mm 6、 齿顶高 nnnanf mXChh )*( 55 += nnana mXhh )y*( n55 +=（ 1+0.41-0.4955） 2.75=2.514mm nnana mXhh )y*( n66 +=（ 1+0.13-0.4955） 2.75=1.7714mm 7、 齿根高 nnnanf mXChh )*( 55 +=（ 1+0.25-0.41） 2.75=2.31mm nnnanf mXChh )*( 65 +=（ 1+0.25-0.14） 2.75=3.0525mm 8、 全齿高 5fa55 hhh +=4.824mm 4fa44 hhh +=4.824mm 9、 齿顶圆直径 55a5 2 ahdd +=90mm 66a6 2 ahdd +=155mm 10、 齿根圆直径 555 2- ff hdd =80.34mm 666 2- ff hdd =146mm 11、 当量齿数 5355v cos/zz =37.634 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 27 6366v cos/zz =67.168 3.3.4确定四挡齿数 784g ZZi = （ 3.21） 为了求7Z，8Z的齿数，先求其齿数和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.22） 式 (3.21) (3.22)得7Z=32.26，选取7Z=33 8Z=46。 1、 对螺旋角的修正 6.241182 7875.2c o s2 )(c o s 87 = =+= arA ZZmar n 2、 对四挡齿轮进行角度变位 tant=costan na （ 3.23） cost=toAA cos （ 3.24） 式中 t 为压力角 n 为端面压力角； 为螺旋角；t为端面压啮合角； A0 为理论中心距；A 为中心距。 根据公式 （ 3-23） t=21.88t=22.07。 经过查机械设计手册变位系数之和 X=0.55 Xn7=0.32 Xn8=0.23。 3、 中心距变动系数 Yn=2.75117 .8 5-118A-0 =nmA =0.0545 4、 齿高变动系数 Y=X-Yn=0.55-0.0545=0.4955 5、 分度圆直径 77n7 co s/m zd =6.24cos3375.2 =100.132mm 88n8 cos/m zd =6.24cos4675.2 =140mm 6、 齿顶高 nnana mXhh )y*( n77 += =（ 1+0.32-0.4955） 2.75=2.267mm nnana mXhh )y*( n88 += =（ 1+0.23-0.4955） 2.75=2.0198mm 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 28 7、 齿根高 nnnanf mXChh )*( 77 +=（ 1+0.25-0.32） 2.75=4.8245mm nnnanf mXChh )*( 88 +=（ 1+0.25-0.23） 2.75=2.805mm 8、 全齿高 7fa77 hhh +=4.824mm 8fa88 hhh +=4.824mm 9、 齿顶圆直径 77a7 2 ahdd +=104.66mm 88a8 2 ahdd +=144mm 10、 齿根圆直径 777 2- ff hdd =90.66mm 888 2- ff hdd =133.96mm 11、 当量齿数 7377v cos/zz =44.33 8388v cos/zz =67.794 3.3.5确定五挡齿数 第二输出轴与输入轴的中心距 A2=95mm。 1095g ZZi = （ 3.25） 为了求3Z， 4Z 的齿数，先求其齿数和hZ， nh mAZ cos2= （ 3.26） 式（ 3.25）（ 3.26）得9Z=33.3，选取9Z=33 4Z =29。 1、 对螺旋角的修正 75.261182 7875.2c o s2 )(c o s 43 = =+= arA ZZmar n 2、 对五挡齿轮进行角度变位 tan t =costan na （ 3.27） cos t =toAA cos （ 3.28） 式中 t 为压力角 n 为端面压力角； 为螺旋角； t 为端面压啮合角； A0 为理论中心距；哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 29 A 为中心距。 根据公式 （ 3-27） t=22t=22.5。 经过查机械设计手册变位系数之和 X=0.35 Xn9=0.07 Xn10=0.28。 3、 中心距变动系数 Yn=2.7594.827-59A-0 =nmA=0.0629 4、 齿高变动系数 Y=X-Yn=0.35-0.0625=0.2871 5、 分度圆直径 99n9 cos/m zd =6.24cos3375.2 =136.102mm 1010n10 co s/m zd =6.24cos2975.2 =88.739mm 6、 齿顶高 nnana mXhh )y*( n99 +=（ 1+0.07-0.2871） 2.75=2.152mm nnana mXhh )y*( n1010 +=（ 1+0.28-0.2871） 2.75=2.73mm 7、 齿根高 nnnanf mXChh )*( 1010 +=（ 1+0.25-0.07） 2.75=3.245mm nnnanf mXChh )*( 1111 +=（ 1+0.25-0.88） 2.75=2.6675mm 8、 全齿高 9fa99 hhh +=5.397mm 01fa1010 hhh +=5.40mm 9、 齿顶圆直径 99a9 2 ahdd +=93.043mm 1010a10 2 ahdd +=159.01mm 10、 齿根圆直径 999 2- ff hdd =83.32mm 101010 2- ff hdd =95.644mm 11、 当量齿数 9399v cos/zz =39.94 1031001v cos/zz =45.454 3.3.6确定六挡齿数 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 30 第二输出轴与输入轴的中心距 A2=95mm。 7116g ZZi = （ 3.29） 已知7Z=33， （ 3.30） 式（ 3.29）（ 3.30）得 11Z =30.393，选取 11Z =30。 1、 对螺旋角的修正 23.241182 6375.2c o s2 )(c o s 109 = =+= arA ZZmar n 2、 对五挡齿轮进行角度变位 tant=costan na （ 3.31） cost=toAA cos （ 3.32） 式中 t 为压力角 n 为端面压力角； 为螺旋角；t为端面压啮合角； A0 为理论中心距；A 为中心距。 根据公式 （ 3.31） t=21.75t=22.5 经过查机械设计手册变位系数之和 X=0.35 Xn9=0.07 Xn10=0.28。 3、 中心距变动系数 Yn=2.7594.827-59A-0 =nmA=0.0629 4、 齿高变动系数 Y=X-Yn=0.35-0.0625=0.2871 5、 分度圆直径 1111n11 cos/m zd = = 6.24cos 3075.2 =90.47mm 6、 齿顶高 nnana mXhh )y*( n1111 +=（ 1+0.07-0.2871） 2.75=2.152mm 7、 齿根高 nnnanf mXChh )*( 1111 +=（ 1+0.25-0.07） 2.75=3.245mm 8、 全齿 高 11fa1111 hh +=h =5.397mm 9、 齿顶圆直径 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 31 1111a11 2 ahdd +=93.043mm 10、 齿根圆直径 111111 2- ff hdd =83.32mm 11、 当量齿数 1131111v cos/zz =39.94 3.3.7 确定倒档齿轮齿数 1617115 ZZZZig =倒 (3.33) 初选倒档传动比为 3.01。 1倒档和输入轴的中心距 cos2 151 ZZA += (3.34) ADeDe 21316 =+ (3.35) 由 公式 (3.34)( 3.35)选取 Z16=9 Z17=34。 2、 修正螺旋角 23.241182 4575.2c o s2 )(c o s 151 = =+= arA ZZmar n 3、 对倒挡齿轮进行角度变位 tant=costan na （ 3.36） cost=toAA cos （ 3.37） 式中 t 为压力角 n 为端面压力角； 为螺旋角；t为端面压啮合角； A0 为理论中心距；A 为中心距。 根据公式 （ 3-36） t=21.75t=22.5。 经过查机械设计手册变位系数之和 X=0.57 Xn9=0.47 Xn10=0.01。 4、 中心距变动系数 Yn=2.7567.73-68A-0 =nmA=0.0981 5、 齿高变动系数 Y=X-Yn=0.57-0.0981=0.4719 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 32 6、 分度圆直径 1515n15 co s/m zd =6.24cos2775.2 =81.926mm 1616n16 co s/m zd =6.24cos1975.2 =57.824mm 1717n17 co s/m zd =6.24cos3475.2 =104.071mm 7、 齿顶高 nnana mXhh )y*( n1515 +=（ 1+0.1-0.4179） 2.75=1.7272mm nnana mXhh )y*( n1616 +=（ 1+0.39-0.232） 2.75=3.1845mm nnana mXhh )y*( n1717 +=（ 1+0.31-0.232） 2.75=2.9645mm 8、 齿根高 nnnanf mXChh )*( 1515 +=（ 1+0.25-0.1） 2.75=3.1625mm nnnanf mXChh )*( 1516 +=（ 1+0.25-0.39） 2.75=2.365mm nnnanf mXChh )*( 1717 +=（ 1+0.25-0.31） 2.75=2.585mm 3.4 本章小结 本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿 数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 33 第 4 章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择 4.1 齿轮的损坏原因及形式 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。 1、 满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、 合理选择材料配对 如对硬度 350HBS17的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 30 50HBS17左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 3、 考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： 5.3法m 时渗碳层深度 0.8 1.2 5.3法m 时渗碳层深度 0.9 1.3 5法m 时渗碳层深度 1.0 1.3 表面硬度 HRC58 63；心部硬度 HRC33 48 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度 HRC48 5318。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO， 20CrNiMO， 12Cr3A 等钢材 。 4.3 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 40Cr。 1 轮齿弯曲强度计算 （ 1）直齿轮弯曲应力 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 34 btyKKF fw 1= （ 4.1） 式中，w为弯曲应力（ MPa）； 1F为圆周力（ N） , dTFg /21 =；gT为计算载荷（ Nmm）；d 为节圆直径（ mm）； K为应力集中系数，可近似取 1.65；fK为摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮fK取1.1 从动齿轮fK=0.9； b 为齿宽； t 为端面齿距（ mm） ,t=m,m为模数； y 为齿形系数，如图 4.1 所示 。 因为齿轮节圆直径 d=mz,式中 z 为齿数。所以 ： 上述有关参数带入 (4.1)后得 ： yzKmKKTcfgw32 = （ 4.2） 图 4.1 齿形系数 （ 2）斜齿轮弯曲应力1 btyKKFw = （ 4.3） 式中， F1 为圆周力（ N）， F1=Tg/d； Tg为计算载荷（ Nmm）； d 为节圆直径（ mm）， d=（ mnz） /cos， mn 为法向模数（ mm）； z 为齿数； 为斜齿轮螺旋角（ ）； K为应力集中系数，K=1.50； b 为齿面宽（ mm）； t 为法向齿距（ mm）， t=mn； y 为齿形系数，可按当量齿数 zn=z/cos3在图 (4.1)中差得；K为重合度影响系数，K=2.0。 将上述有关参数代入公式（ 4.3），整理后得到斜齿轮弯曲应力为 ： 3 c o s2 KyKzm KTcngw = （ 4.4） 当计算载荷 Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350MPa 范围，对货车为 100 250MPa。 2、 .轮齿接触应 力 ( )bzbFE11148.0 1 += （ 4.5） 式中，j为轮齿的接触应力（ MPa）； F 为齿面上的法向力（ N）， F=F1/（ coscos）；F1 为圆周力（ N）， F1=Tg/d； Tg为计算载荷（ Nmm） 为节点处压力角 ()， 为齿轮哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 35 螺旋角（ ）； E 为齿轮材料的弹性模量（ MPa）； b 为齿轮接触的实际宽度（ mm）； z 、b 为主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm），直齿轮 z =rzsin、 b =rbsin，斜齿轮 z =（ rzsin） /cos2、 b =（ rbsin） /cos2； rz、 rb为主、从动齿轮节圆半径（ mm）。 将作用在变速器第一轴上的载荷 Temax/2 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见表 4.1。 表 4.1 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 j/MPa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 19002000 9501000 常啮合齿轮和高档 13001400 650700 4.4 各轴上的转矩计算 发动机最大扭矩为 280N.m，最高转速 2500r/min，齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 1T =承离 maxeT=28099%96%=266.112N.m 2T = 承离 maxeT =28099%96%=266.112N.m 1T = 11 giT 齿承 =266.1120.960.9960/18=843.04N.m 1T = 31 giT 齿承=266.1120.960.9950/28=456.192 N.m 1T = 51 giT 齿承=266.1120.960.9933/29=287.797 N.m T2=21 giT 齿承=266.1120.960.9954/24=569.05 N.m T2=41 giT 齿承=266.1120.960.9946/33=352.545 N.m T2= 61 igT 齿承=266.1120.960.9930/33=229.920 N.m T2= 倒齿承 iT 1=266.1120.960.993.99=1009.122 N.m T 倒 = 倒齿承 iT 1=266.1120.960.9927/18=379.36 N.m 4.5 各挡齿轮弯曲强度计算 1、 计算 1 挡齿轮的弯曲应力 1Z =18， 2Z =60， 1y =0.171， 2y =0.162， 1T =266.112N.m，2T =843.04N.m，8 =25 1311 1 1c o s2 KKymz KTcnw= =257.13MPa834MPa 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 36 232222 c o s2 KKymz KTcnw= =257.95MPa834MPa 2、 计算 2 挡齿轮 3， 4 的弯曲应力 3Z=24，4Z=54，3y=0.145，4y=0.164，gT=266.112N.m，2T=569.05N.m，6=25 33333 c o s2 KKymz KTcngw = =227.42MPa834MPa 434424 c o s2 KKymz KTcnw= =191.1MPa834MPa 3、 计算 3 挡齿轮 5， 6 的弯曲应力 5Z=28，6Z=50，5y=0.171，6y=0.16535T=266.112N.m， 2T =456.192N.m， 4 =20 5355355 c o s2 KKymz KTcnw= =165.29MPa834MPa 636626 c o s2 KKymz KTcnw= =164.45MPa834MPa 4、 计算 4 挡齿轮 7,8 的弯曲应力 7Z=33，8Z=46，7y=0.169，8y=0.165，3T=266.112N.m， 2T =352.545N.m，7=25。 737737 c o s2 KKymz KTcnw= =141.91MPa834MPa 838828 c o s2 KKymz KTcnw= =138.14MPa834MPa 5、 计算 5 挡齿轮 9,10 的弯曲应力 Z9=29 Z10=33，9y=0.153，10y=0.166， 1T =266.112N.m， 2T =287.797N.m，9=25。 939929 c o s2 KKymz KTcnw= =192.91mpa834MPa 1031010210 c o s2 KKymz KTcnw= =144.47mpa834MPa 6、 计算 6 挡齿轮 11 的弯曲应力 Z11=30， 11y =0.153 2T =229.92N.m，9=24 1131111211 c o s2 KKymz KTcnw= =150.16mpa834MPa 7、 计算倒挡齿轮 15 16 17 的弯曲应力 Z15=27， Z16=19 z17=51 15y =0.158 16y =0.163 17y =0.171 2T =229.92N.m， 9 =24 T（倒输入） =1009.122 N.m T（倒输出） =379.36 N.m。 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 37 1531515215 c o s2 KKymz KTcnw= =266.59mpa834MPa 1631616216 c o s2 KKymz KTcnw= =367.21mpa834MPa 1731717217 c o s2 KKymz KTcnw= =346.88mpa834MPa 4.6 各挡齿轮接触应力计算 1、 计算一挡齿轮 1,2 的接触应力 )c o s/(c o s1 FF = dTF /21= c o sc o s2d TF = 20s in2 04.43s in2s in 111 =dr zz =7.36mm 20s in2 07.113s in2s in 222 =drbb=19.33 mm )11(c o sc o s2148.0211 += bd TE=636.416MPa1900 2000MPa )11(c o sc o s2148.021222 +=bdET=620.33MPa1900 2000MPa 2、 计算二挡齿轮 3， 4 的接触应力 )c o s/ ( c o s1 FF = dTF /21= coscos 2d TF = 20s in2 21.45s in2s in 333 = dr zz =7.73mm 20s in2 74.101s in2s in 444 = drb =17.39 mm )11(c o sc o s2148.04333 += bd TE=548.96MPa1300 1400MPa )11(c o sc o s2148.044342 +=bdET=535.12MPa1300 1400MPa 3、 计算三挡齿轮 5， 6 的接触应力 )c o s/(c o s1 FF = dTF /21= c o sc o s2d TF = 20s in2 75.52s in2s in 555 = dr zz =9.02mm 哈工大华德应用技术学院 本科生毕业设计 38 20s in2 2.94s in2s in 666 = drb =16.1 mm )11(c o sc o s2148.06555 += bd TE=488.87MPa1300 1400MPa )11(c o sc o s2148.046542 +=bdET=478.98MPa1300 1400MPa 4、 计算四挡齿轮 7， 8 的接触应力 。 )c o s/(c o s1 FF = dTF /21= coscos 2d TF = 20s in2176.62s in2s in 777 = dr zz =10.63mm 20s in2 7.86s in2s in 888 = drb =14.82 mm )11(c o sc o s2148.08777 += bd TE=436.05MPa1300 1400MPa )11(c o sc o s2148.087828 +=bdET=425.03MPa1300 1400MPa 5、 计算五挡齿轮 9， 10 的接触应力 )c o s/(c o s1 FF = dTF /21= coscos 2d TF = 20s in2 1.55s in2s in 999 = dr zz =9.42mm 20s in2 7.62s in2s in 10801 = drb=10.72 mm )11(c o sc o s2148.091099 += bd TE=514.47MPa1300 1400MPa )1 1(c o sc o s2148.090110201 +=bdET=501.55MPa1300 1400MPa 4.7 本章小结 本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条