5+1变速器设计

符 号 说 明汽车总质量 kgm重力加速度 N/kgg道路最大阻力系数ax驱动轮的滚动半径 mmr发动机最大扭矩 NmmaxeT主减速比0i汽车传动系的传动效率一档传动比gIi汽车满载载荷 N2G路面附着系数第一轴与中间轴的中心距 mmA中间轴与倒档轴的中心距 mm第二轴与中间轴的中心距 mm中心距系数AK直齿轮模数m斜齿轮法向模数n齿轮压力角 斜齿轮螺旋角 齿轮宽度 mmb齿轮齿数xZ齿轮变位系数齿轮弯曲应力 MPaW齿轮接触应力 MPaj齿轮所受圆周力 NtF轴向力 N a径向力 Nr计算载荷 NmgT应力集中系数K 摩擦力影响系数fK齿轮材料的弹性模量 MPaE重合度影响系数 主动齿轮节圆半径 mmzr从动齿轮节圆半径 mm b主动齿轮节圆处的曲率半径 mmz从动齿轮节圆处的曲率半径 mmb扭转切应力 MPaT轴的抗扭截面系数 W3m轴的材料的剪切弹性模量 MPaG轴截面的极惯性矩 PI 4垂直面内的挠度 mmcf水平面内的挠度 mms前 言现在，每当人们观看 F1 大赛，总会被那种极速的感觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能以及车手的驾驶技术。而且，不忘在自己驾车的时候体会一下极速感觉或是在买车的时候关注一下发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT） 、自动变速器（AT） 、手动/自动变速器（AMT） 、无级变速器（CVT） 。一、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 3.85,二档是 2.55,再到五档的 0.75,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。曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课” ，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力” ，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲” ，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是 5 档手动变速。二、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。在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。三、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。自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档” 。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度 1.3L CVT 两厢、南京菲亚特 2004 派力奥 1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那 Speedgear EL 这些“二合一”的车型价格均在 10 万元左右，这个价格层面还比较低的。 所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。四、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 27 个档。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。从市场走向来看，虽然无级变速器是一个技术分量比较高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“身体” 之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了 CVT无级变速器，既方便又省油，且售价也仅在 9.6811.68 万元。而且奇瑞汽车销售公司表示 QQ 无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。本设计是根据东方之子 1.8L 手动豪华车型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：主减速比：4.782最高时速：190km/h轮胎型号：205/65R15发动机型号：SQR481FC最大扭矩：170Nm/4500最大功率：95kw/5750最高转速：6000r/min 奇瑞东方之子 1.8L 豪华型第一章 机械式变速器的概述及其方案的确定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。4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。5. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。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有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=0.960.98 ） ，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为 3.04.5；一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0；越野车与牵引车为 10.020.0。通常，有级变速器具有 3、4、5 个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达 616 个甚至 20 个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于 5 个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为 5 档。多于 5 个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于 1（0.70.8）的超速档，可以更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。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、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。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器如图 1-1 所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。 图 1-1 轿车中间轴式四档变速器1 第一轴；2第二轴；3中间轴两轴式变速器如图 1-2 所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（i g =4.04.5）也受到较大限制 ,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。图 1-2 两轴式变速器1 第一轴；2第二轴；3同步器有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。图 1-3、图 1-4、图 1-5 分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，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高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（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；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再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。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。图 1-3 中间轴式四档变速器传动方案如图 1-3 中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图 1-3a、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 1-3c 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。图 1-4a 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 1-4b、c、d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 1-4d 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。图 1-4 中间轴式五档变速器传动 方案图 1-5a 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。图 1-5 中间轴式六档变速器传动方案以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图 1-3a、b 所示。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。变速器用图 1-4c 所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图 1-4c 所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。2倒档传动方案图 1-6 为常见的倒挡布置方案。图 1-6b 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 1-6c 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 1-6d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 1-6c 所示方案。图 1-6e 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。图 1-6f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 1-6g 所示方案。其缺点是一，倒挡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。本设计采用图 1-6f 所示的传动方案。图 1-6 变速器倒档传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。1.3 变速器主要零件结构的方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。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。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。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。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。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 1-7a）或者两接合齿的啮合位置错开（图 1-7b） ，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 13mm。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（0.30.6mm ） ，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 1-8） 。3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜 2030） ，使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力 a b（图 1-9） 。这种结构方案比较有效， 图 1-7 防止自动脱档的结构措施采用较多。 此段切薄图 1-8 防止自动脱档的结构措施 加工成斜面图 1-9 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 1-10 所示：max0maxaxmax(cosin)egITrif g图 1-10 锁环式同步器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-齿轮第二章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计2.1 变速器主要参数的选择一、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45 个档位的变速器。本设计也采用 5 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max0rgeiTimax2egITriG2max0rgIeTiimax1ingq2.5169.()gIgIVii修 正 为则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为（2-1）式中 m-汽车总质量；g-重力加速度；max-道路最大阻力系数；rr-驱动轮的滚动半径；Temax-发动机最大转矩；i0-主减速比；-汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器 I 档传动比为：（2-2）式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；-路面的附着系数，计算时取 =0.50.6。由已知条件：满载质量 1800kg；rr=337.25mm；Te max=170Nm；i0=4.782；=0.95。根据公式（2-2）可得：i gI =3.85。超速档的的传动比一般为 0.70.8，本设计去五档传动比 ig =0.75。中间档的传动比理论上按公比为：（2-3）的等比数列，实际上与理论上略有出入，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。根据上式可的出： =1.51。q故有：3IAmaxKT二、中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局 A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (2-4)式中 K A-中心距系数。对轿车，K A =8.99.3；对货车， K A =8.69.6；对多档主变速器，K A =9.511；TI max -变速器处于一档时的输出扭矩：TI max=Te max igI =628.3N m故可得出初始中心距 A=77.08mm。三、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 3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7) A五档(2.73.0) A六档(3.23.5) 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。本次设计采用 5+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3 77.08mm=231.24mm，变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。四、齿轮参数（1）齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 JB111-60 规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn (2-5)3max0.47neT其中 =170Nm，可得出 mn=2.5。maxeT一档直齿轮的模数 mmm (2-6)31max0.通过计算 m=3。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取 23.5。本设计取 2.5。（2）齿形、压力角 、螺旋角 和齿宽 b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 2-1 选取。表 2-1 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 14.5，15，1616.5 2545一般货车 GB1356-78 规定的标准齿形 20 2030重型车 同上 低档、倒档齿轮 22.5，25 小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。在本设计中变速器齿轮压力角 取 20,啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角 取 30。应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力，b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。1092ZigImAZ22.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距、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。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 1.确定一档齿轮的齿数 一档传动比 （2-7） 为了确定 Z9 和 Z10 的齿数，先求其齿数和 :（2-8） 其中 A =77.08mm、 m =3；故有 。4.51Z图 2-1 五档变速器示意图当轿车三轴式的变速器 时，则 ，此处取9.35gIi 范 围 内 选 择可 在 17510Z=16，则可得出 =35。10Z9Z上面根据初选的 A 及 m 计算出的 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-8）看出中心距有了变化，这时应从 及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。91012ZigI76.12Zcos2)(21ZmAnn21 91.3gIi8712Zig45.87nmAZcos25.2gi这里 修正为 51，则根据式（2-8）反推出 A=76.5mm。Z2.确定常啮合齿轮副的齿数由式（2-7 ）求出常啮合齿轮的传动比（2-9）由已经得出的数据可确定 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等（2-10）由此可得： (2-11)而根据已求得的数据可计算出： 。 5Z 与联立可得： =19、 =34。12则根据式（2-7）可计算出一档实际传动比为： 。 3.确定其他档位的齿数二档传动比（2-12）而 ，故有：对于斜齿轮， （2-13）故有： 5387Z 联立得： 。2187、按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 ；四档齿轮 2765Z、。31643、4.确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 取gri3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取 。132Z而通常情况下，倒档轴齿轮 取 2123，此处取 =23。13Z131231Zigr)(2132Zmn)(2113ZA由 （2-14）可计算出 。271Z故可得出中间轴与倒档轴的中心距A = (2-15)=50mm 而倒档轴与第二轴的中心:(2-16)=72.5mm。2.3 齿轮变位系数的选择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17Z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。 根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他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。其中，一档主动齿轮 10 的齿数 Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数 （2-17）式中 Z 为要变位的齿轮齿数。第三章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择3.1 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，一对相互啮合，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茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。3.2 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、10tfWFKby102/tgTdK102/gFTd92max10geZT102gTFdg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. 齿轮弯曲强度计算（1） 直齿轮弯曲应力 （3-1）式中， -弯曲应力（MPa） ；W -一档齿轮 10 的圆周力t（N）， ；其中 为计算载荷（Nmm） ， d 为节圆直径。-应力集中系数，可近似取 1.65；-摩擦力影响系数，主f动齿轮取 1.1，从动齿轮取 0.9；b-齿宽（mm） ，取 20t-端面齿距（mm） ；y-齿形系数，如图 3-1 所示。图 3-1 齿形系数图 当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：（3-2）=170 1000 2.18 1.78=659668Nm故由 可以得出 ；再将所得出的数据代入式（3-1）可得10tF65.3wMPa9当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩 时，一档直齿轮的弯曲应maxeT1wFKbty8782gttTFd8679.152.8203w MPa5627.4wMPa12.97wa348.6PMj10.48j zbFEj力在 400850MPa 之间。（2） 斜齿轮弯曲应力 （3-3）式中 为重合度影响系数，取 2.0；其他参数均与式（3-1）注释相同，K，1.50选择齿形系数 y 时，按当量模数 在图（3-1）中查得。3/cosnz二档齿轮圆周力： （3-4）根据斜齿轮参数计算公式可得出： =6798.8N7ttF齿轮 8 的当量齿数 =47.7，可查表（3-1）得： 。3/cosnz80.153y故 同理可得： 。7.依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档：四档：五档：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，许用应力在 180350MPa 范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。2. 齿轮接触应力 （3-5）式中， -齿轮的接触应力（MPa） ；F-齿面上的法向力（N） ， ；1/(cos)12/gFTdsinzbr2sin/coszzbr1234598.657.081.792jjjjjjRMPaaPM-圆周力在（N） ， ；1F-节点处的压力角（） ；-齿轮螺旋角（） ；E-齿轮材料的弹性模量（MPa） ，查资料可取 ；3190EMPab-齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm） ；z、直齿轮： （3-6）（3-7）斜齿轮： （3-8）（3-9）其中， 分别为主从动齿轮节圆半径（mm） 。zbr、将作用在变速器第一轴上的载荷 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触maxeT应力 见下表：j表 3-1 变速器齿轮的许用接触应力/MPaj齿轮渗碳齿轮 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通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：一档： 二档： 三档： 四档： 五档： 倒档： 对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。第四章 变速器轴的强度计算与校核4.1 变速器轴的结构和尺寸1. 轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图 4-1 所示：图 4-1 变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。其结构如下图所示：一档齿轮 倒档齿轮图 4-2 变速器中间轴2. 确定轴的尺寸3950.2TTPnWd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：第一轴和中间轴： （4-(0.45),dAm1）第二轴： （4-3max1.07,edT2）式中 -发动机的最大扭矩，NmmaxeT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：第一轴和中间轴： d/L=0.16 0.18；第二轴： d/L=0.18 0.21。4.2 轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂，故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。1. 第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为（4-3）式中： -扭转切应力，MPa；T395070.2T MPa45.7310PTGI4441705.730.93.258.maxaxmax2tncos2tetereaTiFdiTiFdT-轴所受的扭矩，Nmm；-轴的抗扭截面系数， ；W3mP-轴传递的功率，kw；d-计算截面处轴的直径，mm； -许用扭转切应力，MPa。T其中 P =95kw， n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：由查表可知 =55MPa，故 ，符合强度要求。T轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为：（4-4）式中， T -轴所受的扭矩，Nmm；G -轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材， G =8.1 MPa；410-轴截面的极惯性矩， ， ；PI 4m/4dIp将已知数据代入上式可得： 。对于一般传动轴可取 ；故也符合刚度要求。0.1()/2. 第二轴的校核计算1）轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力 、径向力 及轴向力 可按下式求出：traF（4-5）（4-6）（4-7）式中 -至计算齿轮的传动比，此处为三档传动比 3.85；id -计算齿轮的节圆直径，mm，为 105mm；-节点处的压力角，为 16；1246.789.traFN160275atAdF22225(10.78)(10.78)(654.10)69csjMTNm32d-螺旋角，为 30；-发动机最大转矩，为 170000Nmm。maxeT代入上式可得： ，。危险截面的受力图为：图 4-1 危险截面受力分析水平面： （160+75）= 75 =1317.4N；Ar AF水平面内所受力矩： 32.78cAMNm垂直面：（4-8）=6879.9N垂直面所受力矩： 。316010.8sAFNm该轴所受扭矩为： 。7.564jT故危险