经济型轿车机械式变速器结构设计毕业设计.doc

前 言 变速器是汽车最重要的系统之一，如果把作为动力源的发动机比作汽车的心脏，那么 作为传递动力的变速器可谓汽车的动脉。在过去十年里，作为汽车心脏的发动机是研究的 热点，而在未来十年里，变速器可能成为研究的热点。变速器的好坏直接影响到汽车的平 稳性和动力性，它使汽车在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下能获得不同的 牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作，提高了汽车的燃油经济性，这 一点对于石油资源紧缺的当今社会是非常重要的。变速器还有中止变速器动力输出和使汽 车倒退行驶等功能，这些都决定了变速器将有可能成为研究的热点问题。 变速器发展涉及的行业非常广，不仅对其上游的零部件企业（如生产齿轮、轴的企业） 影响很大，而且对其下游的汽车企业也影响很大。其涉及领域包括材料、机械、电子等， 在整个社会生产链中起着相当重要的作用。 经过l00多年的发展，汽车变速器已出现了多种类型和结构，包括 MT、AT、AMT、CVT、DCT等等，它们分别在不同时代、不同领域发挥着各自独特的作用。近 年来， 自动变速器(AT)在北美市场，AT和CVT(无级变速器)在日本市场，手动变速器在欧 洲市场分别占据主导地位。中国变速器还处于起步阶段，现在是以手动变速器为主导，CVT 的产业化和科研水平走在最前面，AMT正在加速产业化。 目前，这几种变速器都有各自的优缺点。MT变速器的结构简单、技术和产品成熟，成 本低，维护保养经济、方便，但遇到拥堵需要频繁换档时会很累，需要一定的操作熟练度。 AT是最早得到广泛应用的自动变速器，国外有成熟技术，广泛应用在各种类型的汽车上， 高可靠性，低技术风险。其也有缺点就是制造工艺复杂，制造成本高，油耗大，经济性相 对差，机构复杂，修理困难，维修成本高。AMT的优点主要有生产成本低，生产继承性好， 传动效率高，油耗低，经济性好，维修容易，维修费用低等。其缺点在于换档性能比液力 自动变速器差，也不如CVT，顿挫感，特别是低档顿挫感明显，还有换档过程需要切断动力， 对车辆安全性也有一定影响。CVT能真正实现无级变速，重量轻，体积小，零部件少，运行 效率高，油耗低。但是其制造复杂，成本高，传动带寿命相对短，维护成本高，主要适合 用于中小排量汽车，不适合大功率传递，与手动变速器的继承性也差。而对于DCT，其优点 在于几乎具有AMT的所有优点，与手动变速器工艺继承性好， 换档不存在动力中断，可以 实现动力不切断换档。主要缺点是成本比AMT高，技术比较复杂，不能在动力不切断时实现 跳档换档，如1档直接升3档，档位数量增加后，体积明显增加。 任何一种产品或者技术，是否具有生命力，关键还在于市场的需求。中国市场非常大， 车型非常多，消费者的需求也有很大差别，因此很难判定未来哪一种技术方案会占主导。 本文是针对目前国内占主导地位的手动变速器做的设计，全文共分为8章。第1章绪论主要 是介绍目前国内外主要的几种变速器技术。第2章是确定变速器的结构方案，介绍了此变速 器前进挡和倒档的布置方案以及重要零部件的结构方案。第3章是确定变速器的主要参数， 包括传动比，轴的参数以及齿轮的参数的确定。第4章是设计齿轮，包括对齿轮参数的设计 计算，齿轮损坏形式的分析以及齿轮强度的校核。第5章是对轴进行设计计算，包括轴的结 构和尺寸的设计以及轴的强度和刚度的校核。第6章是对同步器的设计，介绍了锁环式同步 器的结构，确定了其主要的参数。第7章是变速器的总体设计，包括了外壳的部分结构和尺 寸的设计以及操纵机构的设计。最后一章是对本次设计的总结，作一个综合性的归纳。 本设计是以普通桑塔纳的变速器为设计对象，本着结构简单紧凑，便于生产、使用和 维修，价格低廉的原则进行设计的。设计中所采用的相关参数均来源于此种车型： 主减速比：4.444 最高时速：165km/h 轮胎型号：195/60R14 发动机：直列四缸 最大扭矩：145Nm/3000 最大功率：70kw/5200 满载质量：1520kg 目 录 前 言1 摘 要I ABSTRACT.II 第 1 章 绪 论.1 11 手动变速器(MT) 1 12 自动变速器（AT） 2 13 机械式自动变速器（AMT） .2 14 无级变速器（CVT） .3 15 变速器国内外发展现状 3 16 主要设计内容 4 第 2 章 机械式变速器的概述及其方案的确定.5 21 变速器的功用和要求 5 22 变速器结构方案的确定 5 23 变速器主要零件结构的方案分析 8 第 3 章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计.9 31 变速器主要参数的选择 9 311 档数和传动比 .9 312 中心距 10 313 轴向尺寸 10 314 齿轮参数 11 32 各档传动比及其齿轮齿数的确定 .12 第 4 章 变速器齿轮的设计计算16 41 变速器齿轮的几何尺寸计算 .16 42 齿轮的损坏原因及形式 .18 43 齿轮的强度计算与校核 .18 431 齿轮弯曲强度计算 18 432 齿轮接触应力 20 第 5 章 变速器轴的强度计算与校核22 51 变速器轴的结构和尺寸 .22 52 轴的校核 .23 521 第一轴的强度与刚度校核24 522 第二轴的强度与刚度校核 25 第 6 章 变速器同步器的设计29 61 锁环式同步器的结构 .29 62 同步环主要参数的确定 .30 第 7 章 变速器总体设计33 71 变速器壳体 .33 72 变速器的操纵机构 .33 第 8 章 总 结.35 致 谢.36 参考文献.37 摘摘 要要 汽车变速器是汽车中的一个关键设备,其性能直接影响到汽车的动力性、经济性和可靠 性。随着汽车的发展，变速器技术在近几年也得到了飞速的发展，变速器产品出现多样化， 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） 。本设计是以经济型轿车的变速器为研究对象，根据其特点进行变速器的结构方案、 总体尺寸和参数的选择与确定，分析其工作原理和工作过程，完成其传动设计与计算、结 构设计与计算。 本设计采用的是三轴式变速器结构，根据轿车的主减速比等参数确定出变速器的各档 传动比，再由传动比确定出齿轮的齿数，算出齿轮的各参数，由齿轮来决定轴的结构。对 于齿轮和轴还要进行强度和刚度的校核，满足要求后再对整体结构进行设计，并绘制出变 速器的装配图和部分零件图，将变速器的结构和工艺表达得更加清楚。 关键词：经济型轿车，变速器，结构设计，齿轮 ABSTRACT Auto transmission is a key equipment of automotive,its performance affects the dynamic, economy and reliability of motor vehicles directly. With the development of automobile, transmission technology has been developed rapidly in recent years.Transmission product is diversification.It can be divided into: manual transmission (MT), automatic transmission (AT), manual/automatic transmission (AMT) , Continuously Variable Transmission (CVT). This design is based on economic cars transmission,the structure program, the overall size and the parameters of the transmission are selected and identificated according to the economic cars characteristics. It is analysised to the working principle and working process of the transmission,and be completed to its design and calculation, as well as the structural design and calculation. Three-axis transmission structure is used in this design. The transmission ratio of each stall are calculated by the cars main reduction ratio, and then certained gears teeth according to the transmission ratio, work out of the parameters of the gears, certained shafts structural.It must check the strength and stiffness of the Gear and shaft,after meet the requirements,then designed the overall structure,drawing out assembly diagram and some parts diagram, it make the structure and process of the transmission more clearly. Keywords: Economy cars, Transmission, Structural design, Gear 第第 1 1 章章 绪绪 论论 变速器是汽车非常重要的一个配置，如果把作为动力源的发动机比作汽车的心脏，那 么作为传递动力的变速器可谓汽车的动脉。它对汽车的操控性、舒适性以及燃油经济性都 起到很重要的作用，其占汽车制造成本的 7%。另外，对于消费者而言，变速器配置的丰富 程度在很大程度上会影响他们的购买决定。 1 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） 。 11 手动变速器(MT) 手动变速器是最常见的变速器，主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传 动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿 轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工 作。由于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”)， 即有级变速器。 2 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。 12 自动变速器（AT） 自动变速器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，以重庆市来说，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。 13 机械式自动变速器（AMT） AMT是在传统有级固定轴式变速器和干式离合器的基础上，应用微电子驾驶和自动变速 理论增加自动变速操纵系统组成的，它实现了机电液一体化协调控制。AMT实现了变速器换 挡的自动控制，选换挡操纵杆的动作和离合器的结合与分离由气动、液动或电动执行机构 完成，使选换挡操作方便，减轻了驾车者的劳动强度。通过ECU进行最优化的换挡控制，使 汽车能在最理想的换挡点及时换挡，并可避免手动换挡操作不当所造成的换挡冲击。因此， AMT可使汽车的动力性和平顺性等有所提高。采用传统的齿轮变速器传动，传动效率优于液 力变速器，机械传动机构的维修也较简单。 3 AMT由于继承了齿轮传动固有的传动效率高、机构紧凑、工作可靠等优点，并可以实现 手动和自动两种模式选择，因此有较强的可靠性和适应性。AMT整体结构简单，工作可靠， 受环境影响低，在不增加油耗的情况下，能减轻驾驶疲劳强度，减少初学者的事故隐患。 由于AMT固有的优势，以及能够利用对现有MT生产线的改造进行生产，如果能够大批量生产， AMT的制造成本将大幅度下降，AMT在自动变速器中的市场占有率将有所提高。由于AMT的换 档冲击对重型车的影响相对较小，因此AMT在重型商用车领域的优势将更加明显。 14 无级变速器（CVT） 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。 4 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。 15 变速器国内外发展现状 近年来， 自动变速器(AT)在北美市场，AT和CVT(无级变速器)在日本市场，手动变速 器在欧洲市场分别占据主导地位。几年前开始出现双离合器变速器(DCT)，这将在一定程度 上改变现有的市场格局。而未来几年，全球的乘用车变速器市场的竞争将在AT、CVT和DCT 之间激烈展开。 美国消费者惯于对自动变速器偏爱，而且美国乘用车一向以车身大、发动机排量大、 油耗高闻名于世，汽车生产商几乎不生产A00、A0级微型车。美国三大汽车公司始终坚持对 自动变速器的研究和提高，先进的六速变速器将充分利用现有的四速自动变速器的设施和 基础，而其燃油经济性也将更好(提高大约5左右)。然而，随着能源紧缺、油价高企不下， 美国消费者在注重乘驾舒适性的同时，开始关心各种可以降低燃油消耗的方法：双离合器 技术便是其中之一。 日本由于国土面积狭小，拥挤的城市交通以及对CVT技术的深入探究使得他们将维持现 有的状况：AT、手动和CVT在市场共存。日本大约是2人一辆汽车，为进一步开拓国内市场， 厂家针对女性群体开发生产了近百种装液力自动变速器的小排量车。据统计，在日本本土 生产的且只在日本国内销售的近400种车型中，仅有60多种手动机械变速器车型、近200种 AT车型、40种CVT车型。 欧洲与美国的情况就有很大不同。有机构预测，到2013年，欧洲有52%的汽车还是手动 挡。崇尚节能、环保，喜欢开小型车，这已成为欧洲人的习惯。何况，在面临自动挡与手 动挡的选择时，他们奈何不了高油价。这样，许多人站在了燃油经济性高的手动挡一边。 对于中国，手动变速器的市场份额也同样呈现下降趋势。随着广大汽车消费者对汽车 专业知识的积累以及汽车消费意识的成熟，尤其是当部分消费者在购买了第一辆车后，开 始考虑第二辆时，其消费行为将变得理性起来，而市场的竞争将从产品层面上升到技术层 面的竞争。在未来的几年里，中国乘用车变速器市场仍以手动变速器（MT）为主，但所占 市场份额将会小幅减小；自动档变速器（AT）由于其操纵简便等优点，所占市场份额将有 小幅增加，但主要以进口为主；手/自一体变速器已经在国产乘用车上少量安装，市场份额 也将有小幅增加，主要以进口为主；双离合器自动变速器目前还没有在国产乘用车上装配， 但随着双离合器自动变速器在国外市场上的推广，有可能进入国产乘用车市场。 16 主要设计内容 本设计是针对目前中国变速器市场上占主导地位的手动变速器而设计的。手动变速器 结构比较，但它确体现了变速器实现变速的基本原理，其他的变速器技术也是在手动变速 器的基础上发展起来的。本文从以下几个方面来对变速器进行设计：首先是确定变速器的 结构方案和布置方案，对变速器的档位顺序进行布置，确定传动路线，选择好倒档方案等。 然后是确定各个档位的传动比以及各齿轮的齿数，根据给定的参数先进行初选，再根据计 算最终确定传动比和齿数。接着就是计算齿轮和轴的主要参数以及对齿轮和轴进行相应的 强度和刚度的校核，由于本设计采用的是三轴式变速器，计算齿轮参数时要在保证中心距 不变的情况下进行，尽量使结构简单和紧凑，这部分是本设计的重点，因为变速器中主要 靠这部分实现变速功能，而且齿轮和轴的强度和刚度直接影响到变速器的寿命。最后是对 同步器和总体结构进行设计，从换挡的平稳性考虑，本设计全部采用同步器换挡，对于换 挡机构设置有自锁机构和互锁机构，以保证不会自动脱档和同时挂两个档。总体设计主要 是对变速器箱上的部件的设计，包括油标，通气孔等。 第第 2 2 章章 机械式变速器的概述及其方案的确定机械式变速器的概述及其方案的确定 21 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。 5 对变速器的基本要求是： （1）保证汽车有必要的动力性和经济性。这与变速器的档数、传动比范围和各档传动 比有关。 （2）设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 （3）设置倒档，使汽车能够倒退行驶。 （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。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，这里通过采用同步器来实现。 （6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档以及换挡冲击等现象发生。 这主要靠操纵机构的自锁机构和互锁机构以及倒档锁来实现。 （7）变速器应当有高的工作效率。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。 （8）变速器的工作噪声小。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。 22 变速器结构方案的确定 （1）变速器传动机构的结构分析与型式选择 首先应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。 6 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，设计中采用的是 5 档 变速器。其中一个采用超速档，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。 6 三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。它们各有其优缺点，对于三轴式变速器， 其主要优点是直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小。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。它的缺点是除直接档外其他各档的传动效率有所下降。而两轴式变速 器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。 但两轴式变速器也有其缺点，就是在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大， 也增加了磨损。 6 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 2.1 中间轴式五档变速器传动方案 图2.1示出了几种中间轴式五档变速器传动方案。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，经啮合套或同步器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。 图 2.1a 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 2.1b、c、d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 2.1d 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。变速器用图 2.1c 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 2.1b 所示的方案 布置比较紧凑，轴和齿轮等零部件装配容易，但由于轴的跨距比较大，故轴的负荷也比较 大，适用于发动机功率不大的情况。 本设计由于发动机的功率不大，为了是机构更加紧凑，采用图 2.1b 所示的传动方案， 不过是将图中一档和倒档的位置交换了一下，让倒档更靠近箱体，这样布置使得档位数从 高到低布置比较合理。 （2） 倒档传动方案 图 2.2 为常见的倒挡布置方案。图 2.2b 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 2.2c 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 2.2d 所示方案针 对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2.2c 所示方案。图 2.2e 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 2.2f 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 2.2g 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。 5 图 2.2 变速器倒档传动方案 本设计采用图 2.2f 所示的传动方案。 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。 23 变速器主要零件结构的方案分析 （1 1）齿轮型式）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 2）换档结构型式）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，除一档、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。 7 本设计中个档均采用同步器换挡，这样使换挡操纵更加容易，不管是否是有经验的驾 驶员，换挡时都不会使齿轮受到冲击。 第 3 章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 31 变速器主要参数的选择 311 档数和传动比 不同类型汽车变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小，过去 常用3个或4个前进挡，但近年来为了提高动力性和燃油经济性，档位数也不断增加，本设 计采用的是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： maxmaxmax 0max )sincos( mgfmg r iiT r Tge 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： （3.1） Te r g iT rmg i 0max max 式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； -道路最大阻力系数； max -驱动轮的滚动半径； r r -发动机最大转矩； max e T i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。 T 根据驱动车轮与路面的附着条件： 2 0max G r iiT r Tge 求得的变速器 I 档传动比为： (3.2) Te r g iT rG i 0max 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；rr=307.5mm；Te kgm1520 max=145Nm；i0=4.444； =0.95。根据公式（3.2）可得：igI =3.81。 T 超速档的的传动比一般为 0.70.8，本设计取五档传动比 ig=0.75。 中间档的传动比理论上按公比为： （3.3）11 min max n gn g n g g i i i i q 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：=1.50。q 故有： ； ；(修正为 1)。54 . 2 II g i69 . 1 III g i13 . 1 IV g i 312 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： （3.4） 3 maxI TKA A 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；取1 . 9 A K TI max -变速器处于一档时的输出扭矩： （3.5） ImaxmaxIge iTT -发动机最大转矩； maxe T -变速器的 I 档传动比； Ig i -变速器的传动效率，取 0.95。 g 代入数据计算得 Nm；故可得出初始中心距 A=74.54mm。 7 . 549 maxI T 313 轴向尺寸 变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换挡机构的机构型式等都有直接关系，设计 除可根据中心距A的尺寸参照下列关系初选。 5 货车变速器壳体的轴向尺寸： 四档(2.22.7)A 五档(2.73.0)A 六档(3.23.5)A 轿车变速器壳体的轴向尺寸： 四档(3.03.4)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。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。 314 齿轮参数 （1）齿轮模数 齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大静载荷作用下的静强度所决定。但初选模数也 可由下列公式确定。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数： n m （3.6） 3 max 0.47 ne mTmm 其中=145Nm，可得出。在根据表 3.1，却所选模数值应符合国家标准， maxe T2.47mm n m 所以取。mmmn5 . 2 表 3.1 汽车变速器齿轮的法向模数 n m 车 型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车 n m2.252.752.7533.504.54.506 一档直齿轮的模数 m： mm （3.7） 3 1max 0.33mT 其中，代入公式计算得，根据国家标准，取mNT 7 . 549 maxI mmm703 . 2 。mmm75 . 2 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 结合套模数都取相同，轿车和轻型货车的选取范围是 23.5。本设计取 2.5。 （2）齿形、压力角 及螺旋角 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3.2 选取。 表 3.2 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14.5，15，1616.52545 一般货车 GB1356-78 规定的标准齿形202030 重型车同上 低档、倒档齿轮 22.5，25小螺旋角 汽车变速器及分动器齿轮都采用渐开线齿廓。为改善啮合、降低噪声和提高强度，现 代轿车变速器齿轮多采用高齿却修形的齿形。加大齿根圆角半径和采用齿根全圆角过渡等 能显著提高齿轮的承载能力及疲劳寿命。国家规定的齿轮标准压力角为，压力角增大20 使根圆齿厚及节圆处渐开线曲率半径都加大，从而齿轮的弯曲强度和接触强度都会提高， 但不根切的最少齿数减小，重合度减小，噪声亦随之增大。螺旋角也应选择适宜，太小 时发挥不出斜齿轮的优越性，太大又会使轴向力过大。增大螺旋角使齿轮啮合的重合系数 增大，工作平稳、噪声降低，齿的强度也相应的提高，但当时，虽然接触强度会继 30 续提高，而弯曲强度则会骤然下降。因此，从提高齿轮弯曲强度考虑，角也不宜过大。 轿车变速器齿轮宜采用较小压力角及较大螺旋角以提高运转平稳性，降低噪声。 在本设 8 计中变速器齿轮压力角 取 20,啮合套或同步器取 20；斜齿轮螺旋角 取 15。 选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。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 。 10 （3） 齿宽 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑、又要保证轮齿的强度及工作平 稳性的要求。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b： （3.8） ncm Kb 式中 -齿宽系数，直齿轮取；斜齿轮取； c K0 . 84 . 4 c K6 . 80 . 7 c K -法面模数。 n m 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。本设计中去直齿轮的为 7.2，取斜齿轮的为 8.0。 c K c K 所以通过计算可初取一档直齿轮的齿宽为 ，第轴常啮合斜齿轮的mmb202 . 775 . 2 I 齿宽为 。mmb200 . 85 . 2 IV 同步器和啮合套的接合齿的工作宽度初选时可取。本设计中初选同步器工作宽m)42( 度为，即为 7.5。m3mm 32 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。下面结合图 3.1 来说明齿数的分配方法。 （1）确定一档齿轮的齿数 已知一档传动比 ，且 Ig i （3.9） 10 9 1 2 I z z z z ig 为了确定和的齿数，先求其齿数和: 9 Z 10 Z Z （3.10） n m A z m A z cos2 2 斜齿轮 直齿轮 其中 A =74.54mm、=2.75；故有。m 2 . 54 Z 图 3.1 五档变速器示意图 当轿车三轴式的变速器时，则，前面已经求出8 . 35 . 3 gI i范围内选择可在1715 10 Z ，比 3.8 大一点，也可以在此范 81 . 3 I g i 围内选择，此处取=16，则可得出=38。 10 Z 9 Z 按式（3.10）计算所得的不是整数，将其调整为整数后在按式（3.10）反算中心距 Z ，修正后的中心距则是个档齿轮齿数分配的依据。这里将调整为54，则：A Z mm mZ A25.74 2 5475 . 2 2 （2）确定常啮合齿轮副的齿数 由式（3.9）得： （3.11）6 . 1 38 16 81 . 3 9 10 1 1 2 z z i z z g 因常啮合传动齿轮副与I档齿轮副以及其他各档齿轮副的中心距相同，故由式（3.10） 得： (3.12) n m A zz cos2 )( 21 其中，代入计算得：mmA25.7415mmmn5 . 2 （3.13）51 21 zz 式（3.11）与式（3.13）联立可得：。31,20 21 zz 则根据式（3.9）可计算出一档实际传动比为： 68 . 3 16 38 20 31 I g i （3）确定其他档位的齿数 二档传动比： （3.14） 8 7 1 2 II z z z z ig 其中，故有：54 . 2 II g i 64 . 1 31 20 54 . 2 2 1 II 8 7 z z i z z g （3.15） 又因为对于斜齿轮： n m A z cos2 故有： （3.16）51 87 ZZ 式（3.14）联立式（3.16）得：。1932 87 ZZ、 再根据式（3.15）可计算出二档的实际传动比为： 61 . 2 19 32 20 31 II g i 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 ，三档实际传动比为24,26 65 ZZ ；五档齿轮，五档实际传动比为。68. 1 III g i3417 43 ZZ、775 . 0 V g i （4）确定倒档齿轮的齿数 通常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初取 3.7。中间轴上 gr i 倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取。而通常情况下，倒档轴齿轮13 12 Z 取 2123，此处取=22。由： 13 Z 13 Z （3.17） 12 13 13 11 1 2 z z z z z z igr 可计算出。31 11 Z 故可得出中间轴与倒档轴的中心距为： （3.18）)( 2 1 1312 zzmA n 代入数据得。mmA45.50 而倒档轴与第二轴的中心距为: （3.19）)( 2 1 1311 zzmA n 代入数据计算得。mmA94.76 第 4 章 变速器齿轮的设计计算 41 变速器齿轮的几何尺寸计算 汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比恒定不变 等传动的基本要求外，还有互换性好，中心距具有可分离性及切齿刀具制造容易等优点。 渐开线齿轮的正确啮合条件是：两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等，两斜齿轮的 螺旋角必须相等而方向相反。渐开线圆柱齿轮的基准齿形（GB135678）见表4.1。 6 表4.1 渐开线圆柱齿轮基准齿形 GB135678 基本要素名称代号标准齿短齿增大齿形角 齿形角202025 齿定高系数 0 f1.00.81.0 径向间隙系数cm*)35 . 0 (25 . 0 m30 . 0 m2 . 0 齿根圆角半径rm*)25 . 0 (38 . 0 m46 . 0 m35 . 0 *考虑某些工艺要求，径向间隙允许增大至，齿根圆角半径允许减小至。m35 . 0 m25 . 0 （1）直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 在本设计中，只有一档齿轮采用了直齿传动，且一档主动齿轮10的齿数，1716 10 z 因此一档齿轮需要变位。变位系数为： （4.1） 17 17z 故一档主动齿轮10的变位系数为。通过下表，计算出一档齿轮的几何尺寸059 . 0 10 。 6 表4.2 渐开线直齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 序号计算项目计算公式结果 （1）分度圆直径mzd mmdmmd44, 5 . 104 109 （2）齿顶高mfha)( 0 mmhmmh aa 9 . 2,6 . 2 109 （3）齿根高mcfhf)( 0 mmhmmh ff 3 . 3,6 . 3 109 （4）齿全高mcfh)2( 0 mmhmmh2 . 6,2 . 6 109 （5）齿顶圆直径 aa hdd2mmdmmd aa 8 . 49, 7 . 109 109 （6）齿根圆直径 ff hdd2mmdmmd ff 4 . 37, 3 . 97 109 （7）中心距 m zz AA 2 21 0 mmAA25.74 0 （8）周节mpmmp64 . 8 （9）基节cosmpbmmpb12 . 8 （10 ） 分度圆弧齿 厚 tan2 2 1 mms mmsmms4 . 4,2 . 4 109 （11 ） 基圆直径cosddbmmdmmd bb 41,98 109 *表中的值计算齿轮9时取，计算齿轮10时取。 9 10 （2）斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 本设计中除一档之外的所有档位都采用的是斜齿传动，对于每档的圆柱齿轮的几何尺 寸的计算方法都是相同的，下面就以二档齿轮为例按表4.3的步骤对斜齿轮的几何尺寸进行 计算。 6 表4.3 渐开线斜齿圆柱齿轮的几何尺寸计算 序号计算项目计算公式结果 （1）变位系数 87 0 （2）端面模数 cos n t m m mmmt89 . 2 （3）端面压力角 cos tan tan n t 8 . 22 t （4）分度圆直径 t zmd mmdmmd 9 . 54, 5 . 92 87 （5）齿顶高 na mfh)( 0 mmhh aa 5 . 2 87 （6）齿根高 nf mcfh)( 0 mmhh ff 1 . 3 87 （7）齿全高 n mcfh)2( 0 mmhh6 . 5 87 （8）齿顶圆直径 aa hdd2mmdmmd aa 9 . 59, 5 . 97 87 （9）齿跟圆直径 ff hdd2mmdmmd ff 7 . 48, 3 . 86 87 （10）法向基节 nnbn mpcosmmpbn8 . 6 （11）基圆直径 tb ddcosmmdmmd bb 6 . 50, 3 . 85 87 （12） 法面分度圆 弧齿厚 nnn mmstan2 2 1 mms9 . 3 （13）当量齿数 3 cos z zn 29,49 87 nn zz *其它各档齿轮的几何尺