车辆毕业设计-比亚迪F3R手动变速器设计（全套CAD图纸） .pdf.pdf

摘要 本文设计研究了三轴式五挡手动变速器。 首先， 对于变速器的工作原理做了阐述， 从传动机构到倒档布置方案都一一做了详细的说明，完成了换挡机构形式和轴承的选 择等，特别值得一提的是在倒档的选择和布置上。因为变速箱在低档工作时作用有较 大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处。 紧接着对变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，包括了档数、传动比、中 心距以及各档齿轮的齿数，并且进行了强度校核，紧接着对一些标准件进行了选型， 其中包括同步器、操纵机构、固定件以及密封件等等。 最后进行的是齿轮、 轴以及轴承的校核， 其中齿轮校核包括弯曲强度和接触应力， 轴校核包括强度和刚度的计算，轴承校核的则是其寿命计算，并讲述了变速器中各 部件材料的选择。 关键字：变速器；设计；齿轮；轴；校核 abstract this design of a three-axis five-speed manual transmission. first, the working principle of transmission are described in detail, from the transmission to reverse layout programs are all doing a detailed description, complete the form and bearing of shift the choice of institutions and so on, is particularly worth mentioning is the reverse of the on the selection and arrangement. because the role of transmission in low-grade work, a greater force, it is generally low-grade gearbox are arranged near the support at the rear axle. then each block of the transmission gears and shafts made a detailed design calculations, including the gears, transmission ratio, center distance and the number of teeth of the gear profile and strength check carried out, followed by a number of standard parts were selected type, including synchronization, control mechanism, fixed fittings and seals and so on. finally, the gear, shaft and bearing checking, checking gear which includes bending strength and contact stress, axial strength and rigidity checking, including the calculation of the bearing checking is its life span, and about each transmission component materials of choice. . keywords : transmission; design; gear; axis;checking 目录 摘要.i abstract.ii 第 1 章 绪论.1 1.1 选题的背景1 1.2 设计目的及意义.2 1.3 国内外研究现状.2 1.3.1 国内研究现状.2 1.3.2 国外研究现状.3 1.4 设计主要内容.3 第 2 章 变速器总体方案设计.5 2.1 设计初始数据.5 2.2 变速器设计应满足的基本要求.5 2.3 传动机构布置方案分析.6 2.3.1 两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析6 2.3.2 倒挡布置方案.6 2.3.3 其他问题.7 2.4 各档齿轮位置安排7 2.5 变速器齿轮形式与自动脱档分析8 2.5.1 齿轮形式8 2.5.2 变速器自动脱档分析9 2.6 换挡机构形式9 2.7 本章小结10 第 3 章 变速器主要参数设计. 12 3.1 挡数的选择和确定.12 3.2 各档传动比的确定.12 3.2.1 主减速器传动比12 3.2.2 最低档传动比计算13 3.2.3 各档传动比.14 3.2.4 初选中心距14 3.2.5 变速器的外形尺寸15 3.3 齿轮参数计算.15 3.3.1 模数的选取.15 3.3.2 齿形、压力角及螺旋角的确定.15 3.4 各挡齿轮齿数的分配.17 3.4.1 确定一挡齿轮的齿数.17 3.4.2 对中心距进行修正.18 3.4.3确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数.18 3.4.4 确定其他各挡的齿数及变位系数.18 3.4.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数.20 3.5 本章小结.21 第 4 章 变速器的校核. 22 4.1 齿轮的损坏形式.22 4.2 齿轮强度计算.22 4.2.1 轮齿的弯曲应力23 4.2.2 轮齿的接触应力24 4.2.3 各档齿轮的强度校核25 4.3 轴的结构尺寸设计.32 4.4 轴的强度验算.33 4.4.1 轴的刚度的计算.33 4.4.2 轴的强度的计算.37 4.5 轴承寿命计算40 4.6 本章小结.43 第 5 章 同步器的选择. 44 5.1 锁销式同步器44 5.2 锁环式同步器45 5.3 本章小结46 第 6 章 变速器操纵机构的选择47 6.1 直接操纵手动换挡变速器.47 6.1.1 变速操纵杆的布置.47 6.1.2 换档锁装置47 6.2 本章小结.49 结论.50 参考文献.51 致谢.52 附录.53 第 1 章 绪论 1.1 选题的背景 21 世纪，汽车工业成为各国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的 设计需求旺盛。其实，汽车与人一样，也是有着整套健康系统的有机结合体。发动机 是心脏，车轮、底盘与悬挂是躯干与四肢，然而连接它们的，是类似于人体经脉的变 速器系统。如果汽车丧失了变速器这个中心环节，心脏、四肢与躯干再好，汽车只能 如同植物人般成为废铁一堆！可以说，变速器是伴随着汽车工业出现的必然产物，是 汽车上的必需品。在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越 高，这是变速箱演变过程的首要催产素。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十 分重要的意义。 随着汽车工业的不断发展，人们对汽车的性能要求越来越高，汽车的性能、使用寿 命、能源消耗、振动噪声等很大程度取决于变速器的性能，因此必须重视对变速器的设 计。它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器的结构除了对汽车的动力性、 经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影 响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性； 采 用自锁及互锁装置，倒档安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生跳档、乱档、 自动脱档和误挂倒档；采用同步器可使换档轻便，无冲击及噪声；采用斜齿轮、修形及 参数优化等措施可使齿轮传动平稳、 噪声低。 众多汽车工程师在改进汽车变速器性能的 研究中倾注了大量心血，使变速器技术得到飞速的发展。 目前许多变速器生产企业正在研发一些能大幅提高离合器、 同步器寿命和行车安全 性，且保留了传统有级机械变速器传动效率高、体积小、机构简单、使用可靠、易于制 造、成本低、燃油消耗少和维护与使用费用低、多档位、大速比变化范围改善了汽车的 动力性、 燃油经济性和换档平顺性的变速器。 现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自 动变速箱或无级变速器方向发展。手动变速器即 mt，自动变速器包括传统 at、amt、 cvt 及 dct。如果按变速结构可分为三类：圆柱齿轮、行星齿轮及锥盘。圆柱齿轮类 包括 mt、amt、dct；行星齿轮类包括传统 at 及使用了多片湿式离合器替代液力变 矩器的 at。 锥盘类包括金属钢带 cvt 及半环面锥轮无级变速器等。控制技术和电子信 息技术的高速发展， 使得自动变速器得到快速发展， 手动变速器向自动变速器发展的趋 势越发明显。 新技术的发展一方面仍在不断改善现有变速器的性能。 我所要设计的是手 动变速器也就是 mt。mt 的优势是传动效率高及成本低，但换档复杂。amt 传动效率 也高。且具备自动换档功能，但换档冲击性有待解决。 1.2 设计目的及意义 汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程，其设计的成功与否决定着车辆的平顺 性、 动力性和燃油经济性等多方面的设计要求。 这就对变速器设计人员提出较高的要求。 我们除了要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。 本设计研究基本内容是比亚迪 f3r 的机械变速器的组成、结构与原理，弄清楚同 步器、齿轮、轴等零部件之间的配合关系。选择标准齿轮模数在总当数和一档传动比确 定后， 合理分配各档位的速比， 接着计算出齿轮参数和中心距， 并对齿轮进行强度验算， 确定齿轮的结构与尺寸， 绘制出所有齿轮的零件图， 根据经验公式初步计算出所有轴的 基本尺寸，对每个档位下对轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构与尺寸，绘制出 各个轴的结构与尺寸，对现有传统变速器的结构进行改进、完善，最终完成变速器的零 件图和装备图的绘制。 利用计算机辅助设计软件绘制变速器的各零件的零件图， 并完成 变速器的总装配图。 在此次设计中对变速器作了总体设计， 对变速器的传动方案进行了 选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计。 1.3 国内外研究现状 1.3.1 国内研究现状 改革开放 30 年来，我国汽车变速器行业随着整车行业的快速发展而不断发展壮 大， 形成了一批颇具规模的变速器企业。 大多数本土变速器企业在引进消化吸收国外先 进技术方面取得了突出成绩，并不断坚持自主创新，在手动变速器领域,，尤其是在重 型车用和微型车用手动变速器上，涌现了大量自主创新的产品。另外，一些跨国公司独 资或合资的变速器企业开始陆续在中国设厂， 为满足持续高速增长的中国汽车市场需求 作出了非常大的贡献。 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。 目前，在中国乘用车手动变速器市场，国产品牌已占主导地位，随着中国乘用车市 场的快速发展， 对变速器的要求无论从数量上还是从技术水平上均不断提高， 但技术落 后严重阻碍着国产品牌变速器企业的发展。 虽然现在越来越多的人在买车的时候选择了 自动变速器，但是在中国，手动变速器仍然是车用变速器的主流。具体有两个原因： 首 先， 目前国内企业已经基本掌握对手动变速器的开发， 所以在一定程度上加大了手动变 速器的价格优势；另外，绝大多数中国驾驶者在学车时就用的是手动车，他们更加享受 手动车带来的驾驶乐趣 2006 年中国手动档乘用车共销售 354.54 万辆，较 2005 年增长 20.54%。2007 年 1 9 月份，手动档乘用车共销售 308.65 万辆，同比增长 21.70%。在中国乘用车用手动变 速器市场中，国产品牌占主导地位，进口量很小，因而随着手动档乘用车销量的快速增 长，手动变速器市场也将不断扩大，随着全球能源及原材料价格的不断上涨，汽车销售 价格的下降，要求汽车变速器向着体积小质量轻、承载能力大、结构紧凑上发展。这就 要求零件设计结构机械性能也要相应有所改变， 向着小巧紧凑高强度， 高刚性方向改进， 进而也要求有新技术新工艺来保证能够制造出来。 1.3.2 国外研究现状 国外在手动变速器的研究上开始趋于自动变速器，这是为了节省燃油以及缓解驾 驶者在频繁换挡中产生的疲劳感等一系列缺点。据预测，2013 年欧洲变速器市场上， 配备手动变速器的汽车将占 52%， 配备自动手动变速器的将占 10%， 配备无极变速器的 将占 2%，配备双离合器变速器的将占 16%，配备自动变速器的将占 20%。,可见手动变 速器依然占据着半壁江山， 这证实了手动变速器在消费者心中的分量。 国外专家指出， 新变速器产品还在不断研发的过程中，因此，今后汽车市场的变速器情况可能还会出 现一些变化。 目前许多变速器生产企业正在研发一些燃油经济性更好、 换挡性能更高 的变速器， 以满足市场上的多层次需求。 例如， 某公司正在研制一种传动效率可达 92%、 换挡性能更好的变速器。 1.4 设计主要内容 本次设计的变速器是在原有比亚迪 f3r 的变速器的基础上， 在给定发动机输出 转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出 变速器装配图及主要零件的零件图。 1、对变速器传动机构的分析与选择 通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点， 以及所设计车辆的特点， 确定 传动机构的布置形式。 2、变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。 3、变速器齿轮强度校核 变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳 强度进行校核。 4、轴的基本尺寸计算及强度校核 对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。 5、轴承的选择与寿命计算 对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承， 寿命计算是按汽车的大修里程来 衡量，轿车的为 30 万公里。 本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专 业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行 设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵 机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。 第 2 章 变速器总体方案设计 2.1 设计初始数据 变速器设计所需的汽车基本参数如表2.1: 表2.1设计基本参数表 发动机型号byd473qb 排量1500ml 发动机最大功率75kw 最高车速170km/h 总质量1170kg 最大转矩135 nm 最大功率转速5800 r/min 最大扭矩转速4800 r/min 2.2 变速器设计应满足的基本要求 汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节、变换发动机的性能，将动力 有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重 要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃 料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着 汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具 有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器 运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。 主要参数包括中心距、 变速器轴向尺寸、 轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。 （1）正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽 车具有良好的动力性与经济性； （2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输； （3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶； （4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出； （5）换挡迅速、省力、方便； （6）工作可靠； （7）变速器应有高的工作效率； （8）变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修 方便等要求。 2.3 传动机构布置方案分析 2.3.1 两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析 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 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。 2.3.2 倒挡布置方案 常见的倒档布置方案如图 2.2 所示。图 2.2b 方案的优点是倒档利用了一档齿轮， 缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图 2.2c 方案 能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图 2.2d 方案对 2.2c 的缺点做了修 改；图 2.2e 所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图 2.2f 所示方案适 用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。 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。 图 2.2 倒档的布置方案 综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图 2.2f 所示方案。 2.3.3 其他问题 经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠 近轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保 持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。 某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。 使用传动比小于 1 （为 0.70.8）的超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶 1km 所需发动机曲轴的 总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用 超速挡会使传动效率降低，噪声增大。 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状 态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的 制造精度等。 2.4 各档齿轮位置安排 各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的 安排应考虑以下四个方面： 1 整车总布置根据整车的总布置， 对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速 器的轮廓形状以及换档机构提出要求。 2 驾驶员的使用习惯人们习惯于按档的高低顺序， 由左到右或由右到左排列来 换档。值得注意的是倒档，虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决 定序列组合方案的重要环节。按习惯，倒档最好与序列不接合。从安全角度考虑，将 倒档与一档放在一起较好。 3提高平均传动效率为提高平均传动效率，在中间轴式变速器中，普遍采用具 有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。 4 改善齿轮受载状况各档齿轮在变速器中的位置安排， 应考虑齿轮的受载状况。 承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以较小轴的变形，使齿轮的 重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因 此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。 因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力，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档，都应当布置在靠近轴的支承处，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档顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足 够大的刚性，又能保证容易装配。 2.5 变速器齿轮形式与自动脱档分析 2.5.1 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。斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮 比较，有运转平稳、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： 2 )4 . 12 . 1 (dc 式中： 2 d 花键内径。 图 2-2 变速器齿轮尺寸控制图 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. 0ra m 范围内选用。 2.5.2 变速器自动脱档分析 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 13mm。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 0.30.6mm） ，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 23） ，使接 合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图 2-3c 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。 a） b)c) 图 2-3 防止自动脱挡的机构措施 2.6 换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各 挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲 击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而 换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。 只有驾驶员用熟练的操作技术 （如两脚离合器） ， 时齿轮换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响 行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。 由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态， 所以可用移动啮合套换挡。 这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会 过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增 设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。 因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这 是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用 啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关， 从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽 然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。 使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特 别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要 求尽可能一样。 自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目 前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种： 互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是 防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有： （1）互锁销式 图 2.4 是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销 子的长度和凹槽来保证互锁。 图 2.4，a 为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图 2.4，b、c、d 为某一叉轴在 工作位置，而其它叉轴被锁住。 图 2.4 互锁销式互锁机构 （2）摆动锁块式 图 2.5 为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并 可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起 部分 a 档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 2.7 本章小结 本章首先先确定了设计变速器所需的汽车主要参数以及设计变速器所应满足的基 本要求，对自己的设计也有了一定的规范。然后又对变速器的传动机构和档位的布置 形式的进行了简单的介绍，分析了各个传动方案的优缺点，选取了合理高效的的传动 方案和一些在设计变速器时常遇的问题，为后面齿轮和轴的计算打下了良好的基础。 最后对齿轮的形式做了介绍和优缺点的比较，通过以上比较合理的选择齿轮形式。分 析了几种换挡形式，和容易出现的问题，并提供了相关的解决方法 第 3 章 变速器主要参数设计 3.1 挡数的选择和确定 在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡 之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在 1.8 以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡 区相邻挡位之间的传动比比值小。 近年来为了降低油耗， 变速器的挡数有增加的趋势。 目前轿车一般用 45 个挡位， 级别高的轿车变速器多用 5 个挡，货车变速器采用 45 个挡位或多挡。装载质量在 23.5t 的货车采用 5 挡变速器，装载质量在 48t 的货车采用 6 挡变速器。多挡变速 器多用于重型货车和越野车。本设计为 5 挡变速器。 3.2 各档传动比的确定 3.2.1 主减速器传动比 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： 0 377 . 0 ii rn u g a （3. .1） 式中 a u汽车行驶速度（km/h） ； n 发动机转速（r/min） ； r 车轮滚动半径（m） ； g i变速器传动比； 0 i主减速器传动比 由上文可知最高车速 maxa u= maxa v=170km/h；最高档为超速档，传动比 5g i=0.7；车 轮滚动半径由所选用的轮胎规格 19/60r15 得到r =226.5 （mm） ； 发动机转速n= p n =4800 （r/min） ；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式： 4377 . 0 0 agu i nr i 3.2.2 最低档传动比计算 按最大爬坡度设计， 满足最大通过能力条件， 即用一档通过要求的最大坡道角 max 坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力 忽略不计） 。用公式表示如下： maxmax 0max sincos ggf r iit tge （3. .2） 式中g 车辆总重量（n） ； f 滚动阻力系数，对良好路面=0.010.02； maxe t发动机最大扭矩（nm） ； 0 i 主减速器传动比； g i 变速器传动比； t 为传动效率（0.750.85） ； r 车轮滚动半径； max 最大爬坡度本设计为能爬 30%的坡，大约 7 . 16。 由公式（3.2）得： te g it rgg i 0max maxmax 1 )sincos( （3. .3） 已知： m=4060kg；012 . 0 f； 7 . 16 max ； r=0.3775m；210 max e tnm；66 . 4 0 i； g=9.8m/s2；9 . 0 t ，把以上数据代入（3.3）式： 4 816. 064 . 3 135 2265 . 0 ) 7 . 16sin8 . 911707 .16cos015. 08 . 91170( 1 g i 满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公 式表示如下： n tge f r iit 10max te n g it rf i 0max 1 （3. .4） 式中 n f 驱动轮的地面法向反力，gmfn 1 ； 驱动轮与地面间的附着系数； 对混凝土或沥青路面可取 0.50.6 之间。 取 0.55，把数据代入（3.4）式得： 4 816 . 0 64 . 3 135 2265 . 0 75 . 0 8 . 91170 1 g i 所以，一档转动比的选择范围是： 4196 . 1 1 g i 初选一档传动比为 4。 3.2.3 各档传动比 变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时 用超速挡，在本设计中最高档即为超速挡。中间档的传动比理论上按公比为 max1 11 minn gg nn gg ii q ii （其中 n 为档位数）的几何级数排列，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。 q i i i i i i i i 5 4 4 3 3 2 2 1 53 . 1 1 4 4 5 1 i i q 1 . 1 53 . 1 69 . 1 69 . 1 53 . 1 59 . 2 59 . 2 53 . 1 4 3 4 2 3 1 2 q i i q i i q i i 3.2.4 初选中心距 初选中心距可根据经验公式计算： 3 1maxgea itka（3. .5） 式中a变速器中心距（mm） ； a k中心距系数， a k =8.69.6； maxe t发动机最大输出转距为 135（nm） ； 1 i 变速器一档传动比为 4； g 变速器传动效率，取 96%。 a（8.6-9.6） 3 96 . 0 5 . 2135=75mm 变速器的中心距在 60100mm 范围内变化。所以根据计算结果，初取 a=75m。 3.2.5 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（2.22.7）a 五档（2.73.0）a 六档（3.23.5）a 此变速器为五档，故初选外形尺寸为（2.73.0）a=270300mm。 。 3.3 齿轮参数计算 3.3.1 模数的选取 遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加 数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考 虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮 的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。 低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡 齿轮均选用相同的模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器 的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量 a m 在 1.814.0t 的货车为 2.0 3.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。 初选齿轮模数m =2.5mm 齿轮法向模数 n m =2.5mm 3.3.2 齿形、压力角及螺旋角的确定 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 3-2 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 (3.12) 由于 t= 2211 rfrf nn ，为使两轴向力平衡，必须满足 2 1 2 1 tan tan r r (3.13) 式中， 1 fa ， 2 fa 为轴向力， 1 fn ， 2 fn 为圆周力， 1 r ， 2 r 为节圆半径；t为中间轴传 递的转矩。 图 3-2 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 ：2030 中间轴式变速器为：2234 3.4 各挡齿轮齿数的分配 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。 3.4.1 确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比 91 102 1 zz zz i （3. .9） 如果 9 z ， 10 z 齿数确定了，则 2 z 与 1 z 的传动比可求出，为了求 9 z ， 10 z 的齿数，先 求其齿数和 h z 直齿 h z=2a/m（3. .10） 斜齿 h z=2acos/ n m（3. .11） 因为一挡用的是斜齿轮，所以 h z=2acos/m=55 计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可 能取小些，以便使 9 z / 10 z 的传动比大些，在 1 i 已定的情况下， 2 z / 1 z 的传动比可分配小 些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴 有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数 又不宜取多。 中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。在 选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。商用车中间轴式变速器一挡传动比 1 i =56 时，中间轴上一挡齿轮数可在 1517 间取，货车在 1217 间取。 因为 1 i =4 取中间轴上一挡齿轮 10 z =13输出轴上一挡齿轮 9 z= h z- 10 z =55-13=42 根据确定的中心距 a 求啮合角 ： )( 2 cos 109 zz a m cos=0.9397 得： = 20=故总变位0 x即为高度变位 根据齿数比 u=23.3 13 42 10 9 z z 查得：45.0 9 x则45.0 10 x 两齿轮分度圆仍相切，节圆与分度圆重合，合齿高度不变。 3.4.2 对中心距进行修正 因为计算齿数和 h z后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据 h z和齿轮变位 系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。故修正后中 心距 a 取 90mm 3.4.3确定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数 求出传动比 9 10 1 1 2 z z i z z （3. .12） 46 14 4 1 2 z z 而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即 a=)( 21 zzmn/2cos（3. .13） 75=2.5（ 2 z + 1 z ）/2cos24 求得常啮合齿轮齿数为 1 z =25 2 z =31 核算 101 92 1 zz zz i =4在误差允许范围内 故可得齿轮 1、2 精确的螺旋角为 21.04 凑配中心距8 .75 cos )( 2 21 zzm a t 斜齿端面模数为 2 cos n t m m3.158mm 啮合角 20995.19cos 2 )( cos 21 a zzmt 高度变位0 x 根据齿数比24.1 22 34 z z u查得变位系数09.0 1 x故064.0 2 x 3.4.4 确定其他各挡的齿数及变位系数 二挡齿轮是斜齿轮螺旋角 8 与常啮合齿轮 2 不同 2 1 2 8 7 z z i z z 31 25 53 . 2 （3.14） 8 87 cos2 )( zzm a n （3.15） 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： )1 ( tan tan 8 7 21 2 8 2 z z zz z （3.16） 联解上述三式，采用试凑法，当螺旋角为 67.20时，解（3.14） 、 （3.15）得： 求得二挡齿轮齿数为 ：38 7 z19 8 z代入上式近似满足轴向力平衡 凑配中心距amm mzz a n 84.75 cos2 )( 8 87 正角度变位 斜齿面模数mm m m n t 5 . 2 cos 8 啮合角 01.20 cos )( cos 87 zzmn 根据齿数比2 8 7 z z 查得变位系数31 . 0 x02 . 0 1 x33 . 0 2 x 图 3.3 选择变位系数线路图 同理：三挡齿轮齿数32 5 z24 6 z 21 6 时近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距mm mzz a n 98.74 cos )( 6 65 斜齿端面模数mm m m n t 16 . 3 cos 6 啮合角93 . 0 cos)( 2 cos 65 , , zz a mt 6 . 21 , 根据齿数比65 . 1 6 5 z z 查得变位系数006 . 0 x22 . 0 1 x226 . 0 2 x 五挡齿轮齿数27 3 z29 4 z22 4 时近似满足轴向力平衡关系 凑配中心距mm mzz a n 04.75 cos )( 4 43 斜齿端面模数mm m m n t 5 . 2 cos 4 啮合角9395 . 0 cos)( 2 cos 43 , , zz a mt 03.20 , 根据齿数比07 . 1 4 3 z z 查得变位系数077 . 0 x18 . 0 1 x011 . 0 2 x 3.4.5 确定倒挡齿轮齿数及变位系数 倒档齿轮选用的模数往往与一档相近，倒档齿轮 13 z 的齿数一般在2123 之间 初选23 13 z计算输入轴与倒档轴的中心距 , a设13 12 z 有中心距mm zzm a45 2 )( 1312 圆整后取mma45 为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮 11 和 12 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，故取39 11 z满足输入轴与中间轴距离 假设当齿轮 11 和齿轮 12 啮合时中心距： a = 2 )( 1211 zzm =77.5a 且05 . 0 aamm 故倒档轴与中间轴的中心距mmzzma 5 . 77)( 2 1 1311 倒 3.5 本章小结 本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围，根据最大 爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定一挡传动比和五挡传动比，进而确定其它各挡传 动比，选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数，根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮 齿数，进行各挡齿轮变位系数的分配。最后列出了各挡齿轮的几何尺寸。这些为之后 齿轮、轴的设计计算做好了准备。 第 4 章 变速器的校核 4.1 齿轮的损坏形式 变速器齿轮的损坏形式主要有三种：齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合。 1齿轮折断 齿轮在啮合过程中，轮齿表面承受有集中载荷的作用。可以把轮齿看作悬臂梁， 轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。齿 轮折断有两种情况，一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致齿轮断裂， 这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应 力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度后，齿轮突然折断。 2齿面点蚀 齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑 油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂 缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂缝中油压增高，使裂缝 继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量扇形小麻点，这就是齿面点 蚀现象。 3齿面胶合 高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相 对滑动速度大，接触压力大，使齿面间滑动油模破坏，两齿面间金属材料直接接触， 局部温度过高，互相熔焊粘联，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。 增大轮齿根部齿