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机械毕业设计

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CL01-018@CA5-38汽车变速器的设计,机械毕业设计

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1 第 1 章 绪 论 1.1 汽车变速器研究状况、发展趋势及成果 随着中共十七届五中全会召开，中国政府起草并通过了国家“十二五”规划，规划中明确提出，中国迫切需要完成从汽车大国到汽车强国的转变。 中国要成为汽车强国，首先要克服自主技术这块短板。而汽车的核心部分 动力总成，仍是国内一直没有完全掌握的关键汽车零部件技术之一。在 发动机 发展了数十年之后， 变速器 ，尤其是手动变速器成为了制约国内动力总成技术发展的重要因素。国内手动变速器的技术在国际上也较为落后，虽然目前大部分厂商都拥有生产手动变速器的设备和能力，但普遍以 5档手动变速箱为主，对于 5 档以上的产品，还得借助一些国外技术进行研究，并且生产出来的产品或多或少还存在 齿轮 敲击啸叫噪音、换档性能低下等问题。可以说，目前国内的手动变速器在制造或研发方面处于尚未成熟的阶段。 现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化，机械式变速器不能满足人们的需要。从 40 年代初，美国成功研制出两 档 的液力 -机械变速器以来，自动变速器技术得到了迅速发展。 80年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。1983 年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了 94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速 器相比，具有许多不可比拟的优势：提高发动机和传动系的使用寿命；提高汽车的通过性；具有良好的自适应性；操纵更加方便。 目前，国内变速器厂商都朝无级变速器和自动变速器方向发展，国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。 在跨越了三个世纪的一百多年后的今天，汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是 ,人们始终没有放弃寻 汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速 (Continuously Variable Transmission 简称 CVT) 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。 找实现理想汽车变速器的努力 ,各大汽车厂商对无级变速器 (CVT)表现了极大的热nts 2 情，极度重视 CVT 在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题，也是汽车变速器的研究的终极目标。 围绕汽车变速箱四个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。 1 摩擦传动 CVT 金属带式无级变速箱 (VDT-CVT)的传动功率已能达到轿车实用的要求，装备金属带式无级变速箱的 轿车已达 100多万辆。据报道：大排量 6缸内燃机（ 2.8L）的奥迪 A6轿车上装备的金属带式无级变速箱 Multitronic CVT ，能传动 142kw（ 193bhp）功率，280Nm扭矩。这是真正意义的无级变速器。 另一种摩擦传动 CVT(名为 Extroid CVT)是滚轮转盘式。日产把它装在概念车 XVL上首次于去年东京车展展示，新款公爵 (Cedric)车也装用这种 CVT。可与 3L以上排量的大马力内燃机 (XVL 的引擎输出为 330Nm/194kw)搭配使用，可谓汽车变速箱发展史上又一重要进步。 从 V 形橡胶带 CVT 到 V 型金属带 CVT 再到滚轮转盘式 CVT，摩擦传动 CVT 的研究已持续了整整一个世纪，尽管摩擦传动无级变速器的发展已经达到很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题： （ 1）无级变速（ CVT）是汽车变速箱始终追逐的目标。 （ 2）摩擦传动 CVT实现大功率的无级变速传动是极为困难的。 （ 3）摩擦传动 CVT传动效率低是必然的。 （ 4）摩擦传动 CVT的效率，功率无法与齿轮变速相比。 2液力传动 人们经常把液力自动变速器（ AT）和无级变速器（ CVT）两个概念混为 一谈。实际上这两种变速器工作原理完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档和脚踩离合器踏板的频繁操作，使开车变得简单、省力。但是 , 液力自动变速器（ AT）不是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。 从原始橡胶带无级变速箱到现代金属链无级变速箱、滚轮转盘式 CVT，百年大回转说明：无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。 3电控机械式自动变速器 电控机械式自动变速器 (Automated Mechanical Transmission 简称 AMT)和液力自动变速器（ AT）一样，不是无级变速器，是有级变速器的自动换档控制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。 nts 3 4 齿轮无级变速器 5 齿轮无级变速器（ Gear Continuously Variable Transmission）这是一种全新的设计思想，是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。 据最新消息：一种 齿轮无级变速装置 (Gear Continuously Variable Transmission 简称 G-CVT)已经试制成功，并已经进行了 多次样机试验。 齿轮无级变速装置 结构相当简单，只有不足 20种非标零件， 51个零件，生产成本甚至低于手动变速箱。预计今年进行装车试验。 齿轮无级变速器的优势表现为： （ 1）传动功率大， 200KW的传动功率是很容易达到的； （ 2）传动效率高， 90%以上的传动效率是很容易达到的； （ 3）结构简单，大幅度降低生产成本，相当于自动变速箱的 1/10； （ 4）对汽车而言，提高传动效率，节油 20%； （ 5）发动机在理想状态下工作，燃料燃烧完全，排放干净，极大的减少了对环境的污染。 1.2 汽 车变速器设计的目的和意义 随着经济和科学技术的不断发展，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国，而随着我国加入 WTO，人民的生活水平不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已经入平常家庭。 在我国，汽车工业起步较晚。入世后，我国的汽车面临的是机遇和挑战。随着我国汽车工业的不断壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。在面临着前所未有的机遇的同时，不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还有一定差距，所以我们要 努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。 现代汽车的动力设置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。 此外，汽车的使用条件颇为复杂，变化很大。如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以及适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速档；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动 力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的要求。例如，汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行时，往往可挂入较高的变速器档nts 4 位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，可是发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。一般变速器具有四个或更多的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小。 经过这几年的学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按学校的要求，进行了 CA5-38 变速器的设计。充分体现了设计者的知识掌握和创新思维。通过本次设计， 我将进一步巩固所学的知识，提高实际运用能力，并为以后参加工作打下良好的基础。 1.3 汽车变速器设计的研究方法和主要内容 在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计，我在设计中参考了一汽集团的 CA1051K26L4-3中型货车的变速器，采用了锁环式同步器的换档方式。 在设计中，我们除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件 轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操 纵机构。 通过参考 CA1051K26L4-3 中型货车的变速器及学校实验室里的松花江中型货车的变速器，对变速器进行整体结构布置，校核轴和齿轮的强度、刚度，选择材料和热处理方法；接下来的主要任务是绘制变速器的装配图和重要的零件图，确定个零件的精度等级及其它参数；最后，是对整体论文的编写整理整个设计过程中的各种资料，以及对前期设计中的错误做出修改。 本次设计主要是依据参考的中型货车的参数，通过对变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动 5 档变速器。本文主要完成下面一些主要工作： 1 参数计算。包括 变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配； 2 变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验； 3 变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析； 4 变速器轴承的选择及校核； 5 同步器的设计选用和参数选择； 6 变速器操纵机构的设计选用； 7 变速器箱体的结构设计。 nts 5 第 2 章 变速器的结构方案的确定 2.1 变速器传动机构分析和布置方案的确定 目前，汽车上采用的 变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也是由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计人员应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。 通常，有级变速器具有三个、四个、五 个前进档；重型载货汽车和重型越野车则采用多档变速器，其前进档位数多大 6 16 个甚至 20 个。变速器档位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但档位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。 某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于 1（约为 0.7 0.8）的超速档，可充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为 1 的 直接档比较，采用超速档会降低传动效率。 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副的数目、齿轮的转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。 2.1.1 两轴式与中间轴式变速器的优缺点分析 1两轴式变速器 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动齿轮，其他档位均采用常啮合齿轮传动。与中间轴式变速 器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声低。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工nts 6 作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏；受结构限制其一档速比不能设计的很大；对于前进 档 ，两轴式变速器输入轴的传动方向与输出轴的传动方向相反。 2中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且 保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除 了一档以外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或结合套换挡，还有各档同步器或结合套多数情况下装在第二轴上。 在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。 2.1.2 变速器 倒 档 布置方案分析确定 倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。倒档设计在变速器的左侧或右侧在机构上均能实现，不同之处是挂倒档时驾驶员移动变速杆的方向改变了。在结构布置上，要注意的是在不挂入倒档时，为了防止意外挂入倒档，一般在挂倒档时设有一个挂倒档 时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。倒档齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。 与前进 档 位比较，倒 档 使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒 档 ，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒 档 。为实现倒 档 传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒 档 传动比略 有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒档。 nts 7 图 2.1 倒档布置方案 图 2.1为常见的倒 档 布置方案。图 2.1b所示方案的优点是换倒 档 时利用了中间轴上的一 档 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，使换档 困难。图 2.1c所示方案能获得较大的倒 档 传动比，缺点是换 档 程序不合理。图 2.1d所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换 档 更为轻便，且能获得较大的倒 档 传动比。图 2.1e 所示方案针对图 2.1c 所示方案的缺点做了修改，因而取代了图 2.1c所示方案。图 2.1f所示方案是将中间轴上的一、倒 档 齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.1g所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换 档 更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒 档 传动采用图 2.1h所示方案。其缺点是一、倒档 须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 2.2 变速器零、部件结构方案分析确定 2.2.1 齿轮形式 变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，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。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒 档 。 变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。 齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度 b （图2.2）影响齿轮强度。要求尺寸 b 应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部 分的宽度尺寸 C ， 在结构允许 条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求 ： nts 8 2)4.12.1( dC (2.1) 式中： 2d 花键内径。 图 2.2 变速器齿轮尺寸控制图 为了减小质量，轮辐处厚度 应在满足强度条件下设计得薄些。图 2.2中的尺寸 1D可取为花键内径的 1.25 1.40倍。 齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿 轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在 80.040.0 Ra m范围内选用。 2.2.2 变速器自动脱档机构形式分析确定 自动脱 档 是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱 档 。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种： 1 将两接合齿的啮合位置错开，如图 2.3a 所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的 1 3mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱 档 。 2 将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.3 0.6mm），这样，换 档 后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱 档 ，如图 2.3b 所示。 3 将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 2 3），使接合齿面产生阻止自动脱 档 的轴向力，如图 3-3c所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱 档 的效果。 nts 9 a） b) c) 图 2.3防止自动脱挡的机构措施 2.3 本章小结 本章主要针对 变速器传动机构进行分析和布置方案方案的确定以及变速器零、部件的结构的确定，为下面的设计过程作铺垫。 nts 10 第 3 章 载货汽车主要参数的确定 3.1 发动机的选择 根据现在载货汽车选用发动机的情况，参照 CA1051K26L4-3 中型货车，针对本次设计任务选用 大柴 CA4DC2-12E3柴油机。 表 3.1 大柴 CA4DC2-12E3 柴油机技术参数 发动机型号 大柴 CA4DC2-12E3 发动机形式 四缸直 列，电控共轨 燃油种类 柴油 排量 3.168L 排放标准 国 最大输出功率 88KW 最大马力 120马力 最大扭矩 245N m 最大扭矩转速 2000 全负荷最低燃油耗率 210g/kW h 发动机净重 290KG 发动机尺寸 790 784 796mm 额定转速 3200RPM 汽缸行程 105mm 汽缸缸径 98mm 3.2 质量参数的确定 汽车的 整备质量利用系数0m： 00 mmem （ 3.1） 式中 em 汽车的载质量； 0m 整车 整备质量。 nts 11 表 3.2 货车的质量系数0m参数 车型 总质量 tma/0m货 车 1.8am 6.0 0.80 1.10 6.0am 14.0 1.20 1.35 am 14.0 1.30 1.70 装柴油机的货车为 0.80 1.00。 汽车总质量am： 商用货车的总质量am由整备质量 m 、载质量 em 和驾驶员以及随行人员质量三部分组成，即 kgnmmm ea 651 (3.2) 式中，1n为包括驾驶员及随行人员数在内的人数，应等于座位数。 此载货汽车是柴油机，查表 3.1得 质量利用系数为 0.8 1.10，其 载质量 是 em =3.0 103kg, 由公式 （ 3.1）得： 0.18.0 20 0 000 mm m e =2000 2500kg 因为此车设计为单排室 ,所以1n=2,由公式 （ 3.2）得 : kgnmmm ea 6510 =（ 2000 2500） +3000+2 65 =5130 5630kg 本课题选用 ma=5500kg。 3.3 车速的确定 3m a xm a xm a x 7614036001 VACVgfmP DaTe (3.3) 式中 maxeP 发动机最大功率， kW； nts 12 T 传动系传动效率，对单级主减速器驱动桥的 4 2式汽车取 T 0.9； am 汽车总质量， kg； g 重力加速度， m s2； f 滚动阻力系数，对载货汽车取 0.02，对矿用自卸汽车取 0.03，对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取 f 0.0165+0.0001（maxV）； maxV 最高车速， km h； DC 空气阻力系数，轿车取 0.4 0.6，客车取 0.6 0.7，货车取 0.81.0 A 汽车正面投影面积，若无测量数据，可按前轮距 B1、汽车总高 H、汽车总宽 B等尺寸近似计算： 对轿车 A 0.78BH， 对载货汽车 A B1 H。 由公式 （ 3.3）得： 3m a xm a xm a x 7614036001 VACVgfmP DaTe 3m a xm a x 7 6 1 4 0 59.03 6 0 0 02.08.95 5 0 09.0 188 VV 算出maxV 95km/h, 因为载货汽车 最高设计车速不大于 110km/h，所以 该车满足要求。 3.4 本章小结 本章主要介绍了发动机主要参数的确定、发动机选型与车速的确定，这是设计本课题的前提，为以后的设计确定了方向。 nts 13 第 4 章 变速器主要参数的选择 4.1 变速器档位数目及各档传动比 4.1.1 变速器档位数目的确定 对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数 的多少对汽车动力性、经济性影响很大。档数多，可以使发动机经常在最大功率附近的转速工作，而且发动机转速变化范围小，发动机平均功率高，故 可提高汽车的动力性。即提高汽车的加速能力和爬坡能力。档数多也增加了发动机在低油耗区工作的可能性，因而提高了汽车的燃料经济性。 档 数多少还影响相邻的低档与高档间传动比的比值。档数多，则此比值小，换 档 容易。相邻的低档与高档间传动比的比值不应大于 1.8，而且 高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 档数多的缺点是使变速器的结构复杂、质量增大、操纵不轻便等。 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。发动机排量大的乘用车变速器多用 5个档。商用车变速器采 用 4 5个档或多档。总质量 3.5t 以下的货车多采用四档变速器，总质量 3.5 10.0t 的货车多采用五档变速器。总质量大于 10t 的货车多采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 4.1.2 主减速比的确定 (4.1) 式中； au 汽车行驶速度 （ km/h）； n 发动机转速 （ r/min）； r 车轮滚动半径 （ m）； gi 变速器传动比 ； 0i 主减速器传动比。 0377.0 iirnugapenP maxemax 9549T nts 14 (4.2) 式中： emaxT 发动机最大扭矩（ N m）； maxeP 发动机最大功率（ Kw）； pn 发动机最大功率转速（ r/min） 转矩适应系数 =1.1 1.3 (4.3) 式中： Tn 发动机最大扭矩转速 已知：最高车速maxau=maxav=95 km/h；最高档为直接档，传动比5gi=1； 车轮滚动半 径由所选用的轮胎规格 7.50 16得到 r =0.41(m)；发动机最大扭矩转速 Tn =2000 (r/min)；转矩适应系数 =1.1 1.3；由公式（ 4.2）和（ 4.3）得到发动机最大功率转速pn=4000 (r/min)发动机转速 n =pn=4000（ r/min）；由公式（ 4.1） 得到主减速器传动比 ： 4.1.3 变速器一档传动比的确定 在选择最低 档 传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑来确定。 汽车行驶方程式 (4.4) 汽车爬坡时车速不高，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： (4.5) m a xm a xm a x01m a x s inc o s mgfmgriiTrTge 508.6195 400041.0377.0377.00 ag uinri2.01.4TpnndtdumGiuACGfriiTaDTg 20e m a x15.21nts 15 一般货车的最大爬坡度约为 30%，即max=16.7 则由最大爬坡度要求的变速器 1挡传动比为 ： (4.6) 式中： m 汽车总质量 ， 55000m Kg； g 重力加速度 ， 8.9g m/s； f 道路附着系数 ， 02.0f ； r 驱动车轮的滚动半径 ， 41.0rr m； maxeT 发动机最大转矩 ， 245max eTN m 0i 主减速比 ， 508.60 i； T 汽车传动系的传动效率 ， 96.0T 。 将各数据代入式 (4.6)中得： 根据驱动车轮与路面的附着条件： (4.7) 可求得变速器一 档 传动比为： (4.8) 式中 ： 2G 汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷， 因为货车 4 2后轮双胎满载时后轴的轴荷分配范围为 60% 68%，所以 G2=5500Terg iT rfmgi 0m a xm a xm a x1 )s inc o s( 313.596.0508.624541.0)7.16s in7.16c os02.0(8.9550 00)s inc os(0m a xm a xm a x1Terg iTrfmgi 201max Gr iiTrTge Terg iT rGi 0max21 nts 16 9.8 65 =35035N 道路的附着系数，计算时取 5.0 6.0 ； 其他参数同式 (4.6)。 将各数据代入式 (4.8)得： 通过以上计算可得到 5.3131gi 6.006，国产汽车中，轿车变速器传动比变化范围是 3 4，中、轻型货车约为 5 6，其他货车在 7以上。所以在本设计中，取 625.51 gi。 4.1.4 变速器各档传动比的确 定 变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数 ,故相邻档位传动比比值就是几何级数的公比；但是 实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 此变速器的最高档为直接档，其传动比为 1.0，一档传动比初选为 5.625 中间各档的传动比按理论公式1 1 ngngiiq（其中 n 为档位数）求得公比。 因为 54.11625.54151 nggiiq ，所以： 4.2 变速器中心距的确定 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中 心距 A ；对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴线之间的距离称之为变速器中心距 A 。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受 一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求006.696.0508.624541.06.08.9350350m a x21Terg iTrGi54.154.1625.5372.254.1625.5653.354.1625.53314221312qiiqiiqiiggggggnts 17 中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 中间轴式变速器的中心距 A (mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选，经验公式为： (4.9) 式中 ： AK 中心距系数，乘用车： ，商用车： maxeT 发动机的最大转矩 (N m)； 1gi 变速器一挡传动比； g 变速器的传动效率，取 96%； 将各数代入式 (4.9)中得 也可以由发动机最大转矩按下式直接求出： (4.10) 式中：AcK 按发动机最大转矩maxeT直接求 A 时的中心距系数，对乘用车取14.5 16.0；对商用车取 17.0 19.5 将各数代入式 (4.10)中得 综上所述，初选中心距 A =110mm。 4.3 变速器的齿轮参数的确定 4.3.1 齿轮齿数 确定变速器齿轮齿数时，应考虑： 1尽量符合动力性、经济性等对各档传动比的要求； 3 1max ggeA iTKA 3.99.8 K A 6.96.8 K A mm1 0 59596.06 2 5.52 4 56.96.8 33 1m a xiTKA ggeA 3 maxeAc TKA mm1221062455.190.17 33max eAc TKAnts 18 2最少齿数不应产生根切。通常，变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此齿轮不应产生根切，而且齿根圆直径应大于中间轴直 径； 3互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应注意这点； 4齿数多，可降低齿轮传动的躁声。 4.3.2 齿轮模数 齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。 根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数 m与弯曲应力w之间有如下关系： 直齿轮模数 (4.11) 式中 jT 计算载荷， N mm； K 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65； fK 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9； z 齿轮齿数； cK 齿宽系数，直齿齿轮取 4.4 7.0； y 齿形系数，见图 4-1； w 轮 齿 弯 曲 应 力 ， 当maxej TT 时 ， 直 齿 齿 轮 的 许 用 应 力850400 w MPa。 斜齿轮法向模数 (4.12) 式中 jT 计算载荷， N mm； K 应力集中系数，斜齿齿轮取 1.5； 3 2wcfjyzKKKTm3 cos2wecjyKzKKTmnts 19 斜齿螺旋角； eK 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9； z 齿轮齿数； cK 齿宽系数，斜齿齿轮取 7.0 8.6； y 齿形系数，见图 4-1； w 轮齿弯曲应力，当maxej TT 时，对乘用车变速器斜齿齿轮的许用应力350180 w MPa ， 商 用 车 变 速 器 斜 齿 齿 轮 的 许 用 应 力250100 w MPa。 从轮齿应力的合理性及强度考虑 ,每对齿轮应有各自的模数 ,但出于工艺考虑，模数应尽量统一 ,多采用折衷方案。表 4.1给出了汽车变速器齿轮模数范围。 表 4.1 汽车变速器齿轮的法向模数（ mm） 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 V 1.6 1.6 V 2.5 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 设计时所选模数应符合国标 GB1357-78规定（表 4.1）并满足强度要求。 表 4.2 汽车变速器常用齿轮 模数（ mm） 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 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；现代汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数，一档和倒档齿轮用另一种模数。 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：乘用车和总质量am在 1.8 14.0t 的货车为 2.03.5mm；总质量am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，nts 20 有利于换 档 。 由表 4.1和表 4.2 并且参照同类车型选取模数 图 4.1 齿形系数 y 4.3.3 齿形、压力角及螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。变速器齿轮用 20 ,啮合套或同步器的接合齿压力角用 30。 斜齿轮在 变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它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。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上的不同 档 位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二 轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。一 档 和倒 档 设计为直齿时，在这些 档 位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消 (但因为这些 档 位使用得少，所以也是允许的 )，而此时第二轴则没有轴向力作用。 根据图 4.2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： 111 tan na FF ；222 tan na FF (4.13) nts 21 由于 T=2211 rFrF nn ， 为使两轴向力平衡，必须满足 2121tantan rr(4.14) 式中，1Fa，2Fa为轴向力，1Fn，2Fn为圆周力， 1r ， 2r 为节圆半径； T 为中间轴传递的转矩。 图 4.2中间轴轴向力的平衡 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： 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 汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表 4.3选取。 表 4.3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形 的齿形 5.14 ， 15 ， 16 ， 5.16 25 45 一般货车 GB1356-78规定的标准齿形 20 18 26 重型车 GB1356-78规定的标准齿形 低 档 、倒 档 齿轮 5.22 ， 25 小螺旋角 4.3.4 齿宽 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 nts 22 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变 形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数 m(mn)的大小来选定齿宽 直齿 mkbc，ck为齿宽系数，取为 4.5 8.0； 斜齿ncmkb，ck取为 6.0 8.5。 采用啮合套或同步器换 档 时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 2 4mm。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数ck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。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取的稍大。 4.3.5 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、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；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.75 0.80的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为 1.00。 4.3.6 齿轮的 修正 为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种： 1 加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位； 2 改变刀具的原始齿廓参数； 3 改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。 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，又避免了其缺点。 nts 23 有几对齿轮安装在中间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，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。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及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，一对齿轮齿根总厚度越薄，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。 根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。 4.4 变速器的外形尺寸 变速器的外形尺寸主要指变速器的轴向尺寸，其轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换 档 机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距 A 的尺寸参照下列关系式初选。 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档 （ 2.2 2.7） A 五档 （ 2.7 3.0） A 六档 （ 3.2 3.5） A 此变速器为五档，故外形尺寸为（ 2.7 3.0） A =291 330mm。 4.5 变速器各档齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的 档 数、传动比和传动方案来分配各 档 齿轮的齿数。应该注意的是，各 档 齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。 nts 24 图 4.3变速器传动示意图 4.5.1 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 档 齿轮齿数分配的依据。 14130 cos2 hn zmA = cos222 38134 ）（ =110.01mm取整为 A =110mm。 4.5.2 确定一档齿轮的齿数及其参数 一档齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数nm=4