毕业设计（论文）-轿车（5+1）档变速器设计论文.doc

全套图纸加扣3012250582 绪 论目前，汽车市场上装备性能更佳、功能更多的自动变速器(AT)轿车迅速增加。为解决AT油耗高、动力性能低的问题，汽车厂商为AT设计可供选择的多种使用模式，使其智能化适应不同驾驶需要。尽管普通手动齿轮变速器(MT)，存在许多不足，但因其结构简单、效率高、功率大的优点，现在仍大量使用。为解决上述矛盾，在动力性和经济性上超过MT的汽车变速器是CVT (Continuouly Variable Transmission)无级变速技术横空出世。从现代汽车变速器的市场状况和发展来看，全世界的各大厂商都对提高AT的性能及研制无级变速器(CVT)表现积极，汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。目前世界上装配较多的汽车变速器是手动变速器(MT)、电控液力自动变速器(ECT)、金属带(链)式无级变速器(CVT)、电控机械式自动变速器(AMT)、双离合器变速器(DCT)及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器(IVT)等数种，并具有各自优势，但其中金属带式无级变速器前景看好。 尽管依照现代汽车变速器的发展和前景来说，手动变速器（MT)稍显落后，但由于技术条件以及时间限制，本次设计对象为手动变速器（MT），并保证设计出的手动变速器必须解决以下问题： a.正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性； b.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶； c.操纵简单、方便、迅速、省力； d.传动效率高，工作平稳、无噪声； e.体小、质轻、承载能力强，工作可靠； f.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。本次设计的大致步骤： 第一步，确定档数，此次设计选择5+1档。 第二步，选定车型，确定基本参数。 第三步，变速器主要参数的确定。其中包括轴数（两轴），传动比范围，中心距A， 外形尺寸，齿轮参数的确定（模数，压力角，螺旋角，齿轮宽度，齿轮变位系数，齿顶高系数），各档齿轮齿数的分配：1.确定一档齿轮齿数。2.对中心距A的修正。3.确定常啮合传动齿轮副的齿数。4.确定其他各挡的齿数。5.确定倒挡齿轮齿数。 第四步，齿轮强度的计算与校核。 第五步，轴的强度计算与校核。 第六步，组装配合。本次设计针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精确的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计，选择合适的传动比。 此次设计参考的车型是宝骏630。 第一章 汽车变速器概述1.1当代汽车变速器分类：1手动变速器(MT)2自动变速器(AT) 3手动自动一体变速器(AMT)4无级变速器(CVT)5双离合器变速器(DCT)1.2变速器的发展现状 在汽车变速箱100多年的历史中，主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器3为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）、双离合变速器（DCT）五种型式。它们各有优缺点：MT的节能效果最好、经济性娱乐性强，但对驾驶技术要求高；AT的节能效果差一些，但是操作简单、舒适性好、元器件可靠性高；AMT具备前两者的优点，但在换挡时会有短暂的中断，舒适性差一些；CVT结构简单、效率高、功率大、车速变化平稳，但它的传动带容易损坏，无法承受较大的载荷；DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性，它是从传统的手动变速器演变而来，目前代表变速器的最高技术。1.3变速器的功能(1)改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。 在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如，在高速路上车速应能达到100km/h，而在市区内，车速常在50km/h左右。(2)实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要。实现倒车行驶，发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速器中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。 (3)中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换档或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。 (4)实现空档，当离合器接合时，变速器可以不输出动力。例如，可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。1.4汽车变速器设计要求 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出了如下基本要求： （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。1.5变速器结构变速器结构：变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换档，以达到变速变矩。1.6变速器工作原理 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换档行为，也就是通过操纵机构使变速箱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。 第二章 变速器结构分析及方案的确定2.1变速器传动机构分析及确定：2.1.1变速器传动机构 普通齿轮变速器变速传动机构 分为三轴式普通齿轮变速器、两轴式变速器和组合式变速器，现主要分析三轴式与两轴式变速器。2.1.2三轴式与两轴式变速器 （1）三轴式变速器如图2-1所示，三轴式变速器的第一轴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、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小, 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，但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。 图2-1 三轴式变速器1第一轴；2第二轴；3中间轴 （2）两轴式变速器如图2-2所示，两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高。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曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档位均采用常啮合齿轮（斜齿圆柱齿轮）传动,但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，因而噪声较大，也增加了磨损。这种结构适用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车和微、轻型货车上，其特点是输入轴和输出轴平行，无中间轴。 图22 两轴式变速器 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（ig=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。2.1.3方案的确定轿车、尤共是微型汽车，采用两轴式变速器比较多。这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。 由于所设计的轿车是发动机前置，前轮驱动，同时考虑到制造成本以及便于用户维护等因素，再结合变速器的特点和任务书的要求因此采用两轴式变速器。2.2变速器档位数的分析及确定： 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。因此本次设计采用5个前进档的设计方案。2.3变速器换挡机构形式的确定 目前汽车上的机械式变速器采用的换挡结构形式有三种： 2.3.1滑动齿轮换档通常是采用滑动直齿轮进行换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏。并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式，一般仅用在例档上。采用滑动斜齿轮换档，虽有工作平稳、承载能力大、噪声小的优点。但它的换档仍然避免不了齿端面承受冲击，所以现代汽车的变速器中，前进档采用滑动齿轮换档的已甚为少。 2.3.2啮合套换档用啮合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的接合齿，用来与啮合套柏啮合。这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换档时，冲击力集中在l2个轮齿上的缺陷。因为在换档时，由啮合套以及相啮合的接合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和接合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。 2.3.3同步器换档 现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻接合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行驶的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来，由于同步器广泛使用，技术日益成熟，现在寿命问题已解决。2.3.4方案的确定 上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上。一般的考虑原则是不常用的倒档和一档，采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式。对于常用的档位则采用同步器或啮合套。因本设计的是轿车变速器，轿车要求操纵轻便和缩短换档时间，因此前进档采用同步器换挡，倒挡采用滑动齿轮换挡。2.4变速器同步器位置的确定 图2-3所示方案，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。图2-3f中的倒档齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换档；同步器多数装在输出轴上。而高档的同步器可以装在输入轴后端。本次设计选用结构简单的图2-3g的变速器同步器位置方案。g) 图2-32.5倒档传动方案与前进档位比较，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。本设计倒档齿轮采用的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。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。 图2-4为常见的倒档布置方案。图2-4a所示方案的优点在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。图2-4b所示方案的优点可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。图2-4c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2-4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。图2-4e所示方案是将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。图2-4f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。图2-4g所示方案。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。图2-4 变速器倒档传动方案 一般c、d、e、f、g五种方案用于五档变速器。由于变速器处于一档和倒档时产生较大的扭矩力，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，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，加强轴的强度，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档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒档的传动比虽然与一档的传动比接近，但因为使用倒档的时间非常短，从这点出发有些方案将一档布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒档。 除此以外，倒档的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒档轴的受力状况有影响作用，见图2-5所示。图2-5 倒档轴位置与受力分析综合考虑，本设计采用图2-4f所示的倒档传动方案。2.6传动路线方案传动路线：如图2-6所示 图2-6传动路线图档：一轴122、4齿轮间的同步器二轴输出档：一轴342、4齿轮间的同步器二轴输出档：一轴566、8齿轮间同步器二轴输出档：一轴786、8齿轮间同步器二轴输出V档: 一轴91010齿轮左边同步器二轴输出R档：一轴111312二轴输出第三章 变速器主要零件与参数的选择设计3.1 汽车主要参数的选择 本设计所选择的参照车型宝骏630 1.5L MT,汽车基本参数如下表:表3-1 项目参数值 汽车总质量(Kg)1206最大输出功率（KW）81最大输出扭矩（Nm)146 主减速比3.944 轮胎型号195/60R15 档数5+1最高车速(Km/h)175车轮滚动半径(m)0.289爬坡度30%驱动轮上法向反作用力(N)72943.2档数和传动比3.2.1前进档数的选择变速器档数多少对汽车动力性、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，而且使发动机转速变化范围小，发动机平均功率高。不同类型汽车的变速器档数也不相同。轿车由于最低档与最高档间传动比范围小即小，常用三档、四档变速器，但近年来，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个前进档位。 3.2.2传动比的选择 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。 汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面见滚动阻力及上坡阻力Fi。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，此时有： 式（3-1）式中：最大驱动力； 滚动阻力； 最大上坡阻力。又 代入式（3-1），得 整理后得： （汽车现代设计制造P36）式（3-2）式中：发动机最大扭矩，=146Nm 变速器一档传动比； 主减速器传动比,=3.944; 汽车传动系总效率,取值为0.90； （汽车理论第四版P6） 汽车总质量，其值为1206kg； 重力加速度；取为9.8； 驱动轮滚动半径，其值为=0.2985m； 滚动阻力系数，取为0.020； （汽车理论第四版P9） 道路最大上坡角，汽车最大爬坡度为30%，即=16.7； 注：（轮胎型号195/55R15 ，轮胎宽度195毫米，轮胎内口直径15英寸 ，1英寸=25.4mm，自由半径：d/2=（195mm 60%）+（15 25.4mm/2）=307.5mm滚动半径=Fd/(2pi),F：子午线轮胎为3.05，斜交轮胎为2.99，d:轮胎的自由直径；滚动半径为=3.05307.52/（23.141592657）=298.53mm=0.2985m。)将所取数值代入式（3-2)中可得：2.69， 一般的轿车变速器一档传动比取3.0-4.0之间，所以取=3.5。本设计的变速器五档是超速档，超速档主要用于在良好路面上轻载或高速驾驶的场合，以此提高汽车的燃油经济性。超速档的传动比一般为0.70.85,取=0.8由 （汽车理论第3版P59） 式中，为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于1.71.8。由中等比性质得： =1.446; 因为换挡齿轮的齿数必须为整数，所以实际的传动比与计算出的理论值肯定有所差别。另外，在换档过程中，由于空气和道路阻力，空档的一瞬间车速下降。为了使发动机在各档时都在差不多的转速范围内工作，高速档的相邻公比应该比低档的小。所以取：=3.5，=2.42;=1.67，=1.15，=0.8， iR=3.13.3中心距 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。而两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离为变速器中心距。其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命越短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不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，要求中心距也要大些。轿车变速器的中心距在6080mm变化范围。原则上总质量小的汽车中心距也小。初选中心距可以由发动机最大转矩按下式直接求出： 式（3-3）式中，A为中心距（mm）；为按发动机最大转矩直接求出A时的中心距系数，对轿车：=1114； 为发动机最大转矩（），其值为146Nm。故可求出中心距为：=1114=57.92mm73.72mm(汽车设计丛书变速器P15)所以最终初选取中心距A=74mm3.4 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（3.03.4）A。当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数上应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。 故A=74mm。本次设计的是五档变速器，中心距理应比四档变速器的大，初定轴向壳体尺寸为250mm。变速器壳体的轴向尺寸最终应由变速器总图的结构尺寸链确定。3.5 各档齿轮参数3.5.1齿轮模数 影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。在中心矩相同的情况下，采用小模数齿轮可以减少噪声，故轿车多采用较小的齿轮模数。 （汽车理论第3版P91）变速器低档齿轮应选用大些的模数，其他档位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各档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。 初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即： = =2.44 mm 高档齿轮K=1 式（3-4） = =2.562 mm 一档齿轮 式（3-5）式中： 为斜齿轮法向模数； 发动机最大扭矩,=146 Nm 变速器传动效率：取96； （汽车设计第四版P90） 变速器一档传动比； =3.5该设计前进档齿轮都为斜齿轮，并按同一模数进行。理论上倒档齿轮模数与一档接近。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都相同，轿车和轻型货车都取23.5。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。同样所选模数值应符合国家标准。本设计前进档斜齿轮法向模数取=2.5，倒档直齿轮法向模数也取=2.5。3.5.2 压力角 本设计的齿轮全都选用渐开线齿轮，渐开线齿轮的渐开线上某点的压力角，通常所指的压力角20 度、25度指的是齿轮分度圆与渐开线交点处点的压力角。齿轮压力角较小时，重合度大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5,15，16，16.5等小些的压力角，对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用小些的压力角。如图3-1。实际上，因国家规定齿轮标准压力角为20，而啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。（汽车设计第4版P91）所以变速器齿轮压力角为 20， 啮合套和同步器的接合齿压力角用30。3.5.3 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。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。 （汽车设计第4版P92） 因设计的是两轴式变速器，故斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：轿车两轴式变速器为 2025,故初选的变速器齿轮螺旋角为：=22 图3-13.5.4 齿宽b选择齿宽，应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受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，减少齿宽会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，但这时的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。使用宽些的齿宽，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（）的大小来选定齿宽：直齿：b=，为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：b=，取6.08.5 （汽车设计第4版P93） 直齿 ： b=（4.58.0）2.5=11.2520（mm）； 斜齿 ： b=（6.08.5）2.5=1521.25（mm）对于模数相同的各档齿轮。档位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510，所以有：故各前进档齿轮齿宽为： =19mm, =15mm, =24mm, =20mm，=18mm ； =14mm, =17mm, =13mm，=13mm, =17mm。倒档各齿轮的齿宽为： mm, =17mm, =13mm.3.5.5各档齿数Z及传动比的修正 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的档数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。图3-2为所设计的五档变速器的传动方案。图3-2（1）、各档齿轮齿数 一档传动比为 =3.5 式（3-6） 直齿=2A/m 式（3-7） 斜齿=2A/ 式（3-8）为齿轮副的齿数和。因为设计一档用的是斜齿轮，选取的=22。所以根据式（3-8）可得： =2A=274/2.5=54.89取=55即： 式（3-9）联合式（3-6）、（3-9）可求出一档齿轮的齿数为： =12，=43 （取整）因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位系数重新计算中心距，在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。A=74.14,取整可得：A=74mm a修正传动比： =3.583%=（）100%=2.3% 5% （合格）； b修正： 由A= 得： =21.71图3-3 一档从动齿 二档的传动比为： =2.42 式（3-10） 因所设计的二档齿轮是斜齿轮，则其齿轮的中心距为： =74 式（3-11） 由式（3-10）和（3-11）得： =54.88取圆整55故解得;=16，=39 （取整） 修正： =2.4375 %=（）100%=0.41% 5% （合格） 修正： =21.71图3-4二档从动齿三档的传动比为： =1.67 式（3-12） 又三档齿轮的中心距为： =74 式（3-13）联合式（3-12）和式（3-13）可得三档传动齿轮的齿数： =54.89求得： =21，=34 （取整）修正： =1.62 %=2.9% 5% （合格）修正： =21.71a)三档主动齿 b）三档从动齿图3-5四档的传动比为： =1.15 式（3-14） 而四档齿轮的中心距为： =74 式（3-15） 联合式（3-14）和式（3-15）求出四档的和如下： =54.89 取55 解得： =26，=29 （取整） 修正：=1.12%=2.6% 5% (合格） 修正 =21.17a）四档主动齿 b）四档从动齿图3-6五档传动比： =0.8 式（3-16） 而五档齿轮的中心距为： =74 式（3-17） 联合式（3-16）和式（-17）求出四档的和如下： =55 解得： =31，=24 （取整） 修正：=0.774 %=3.3% 5% (合格） 修正 =21.71a）五档主动齿 b）五档从动齿图3-7确定倒档齿轮的传动比齿数 因为倒档齿轮的模数往往与一档相近，为了防止根切，故初选输入轴倒档齿轮齿数为 。而倒档齿轮的齿数一般在2123之间选择。故选其值为=21。又本设计的倒档传动比为=3.1，故有：=3.1，解得：=40（取整）修正：=3.078%=0.74% 5%（合格）为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉,齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙,故： 不会发生运动干涉 3.5.6齿轮精度的选择 根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取所有齿轮为七级。3.5.7螺旋方向由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力衡。关于螺旋角的方向，输入轴轴齿轮采用右旋，这样可使第一所受的轴向力直接经过轴承盖作用在变速器壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递。所以输入轴采用右旋，输出轴齿轮为左旋。3.5.8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。采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变速器不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。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。由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，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。变速器齿轮是断续工作的,各档使用条件不同,齿轮经常承受循环负荷,有时还承受冲击负荷。使用表明,变速器齿轮大多是因为齿面剥落和疲劳断裂而损坏的,因此,变位系数只要应按提高接触强度、弯曲强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。对于常用的高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，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,应使所选用的变位系数尽可能取大些,这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于齿轮的齿根强度较低，加之传递的载荷较大，有时会出现小齿轮的弯曲强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。为提高耐磨性及抗胶合能力，应使所选用的变位系数能降低两齿合齿轮的相对滑动系数，并使两齿轮齿根外的滑动系数趋于平齐。利用六艺方圆计算变位系数是目前较好的一种方法，它比较全面地综合了各种限制条件和各种传动质量指标。计算出变位系数可不必校核是否干涉、根切、齿顶变尖以及重合系数过低等情况。3.5.9变位系数的计算： 已知实际中心距，z 标准中心距：=(+)/(2*cos) 端面压力角：: 端面齿合角：: inv=inv+2*( +)* /(+) 式(3-18) (inv= -) =*cos /cos =arccos(*cost / ) 代入式(3-18)并整理得：= +=(inv-inv )*( + )/2*由六艺方圆软件计算可得到齿轮的变位系数。3.6计算所得齿轮参数：齿轮的基本参数如下表3-2表3-2z12431639213426293124134021b1915242018141713131721171321.7121.7121.7121.7121.710(mm)2.52.52.52.52.52.5(mm)2.692.692.692.692.692.5(mm)2.52.502.52.52.52.52.52.52.52.52.52.52.5(mm)3.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.125(mm)32.28115.6743.04104.9156.4991.4669.9478.0183.3964.5632.510052.5(mm)37.28120.6748.04109.9161.4996.4674.9483.0188.3969.5637.510557.5(mm)26.02109.4136.8098.6750.2585.2263.7071.1777.1558.3226.2593.7546.250.40-0.39960.325-0.32460.250-0.24960.06-0.0597-0.12470.1250.25-0.2500.1550.1270.1520.1280.150.130.1370.1390.1330.1430.150.130注：直齿圆柱齿轮： 斜齿圆柱齿轮：齿顶高=（）； 端面模数=/；齿根高=（+ ）； 分度圆直径=； 齿顶高系数=1.0； 齿顶圆直径=+2； 顶隙系数=0.25； 齿根圆直径=-2； 齿顶圆直径=+2； 全齿高=+；分度圆直径= ； （其它可根据直齿齿轮的公式来计算） 全齿高=+ ； 齿根圆直径=-2 第四章 变速器齿轮材料的选择与强度计算校核4.1 齿轮结构的设计 在保证齿轮强度和使用寿命的前提下，尽量减少齿轮的质量和转动惯量，使得设备总重减小及换挡操作轻便。通常是通过改变齿轮的结构形式，如将齿轮加工成腹板式或孔板式，来实现齿轮质量的削减。 对于直径很小的钢制齿轮，当为圆柱齿轮时，若齿根键槽底部的距离e2mt（mt为端面模数）均应将齿轮和轴做成一体，叫做齿轮轴。若e值超过上述尺寸时，齿轮与轴以分开制造为合理。当齿顶圆直径da160mm时，或高速传动且要求低噪声时可以做成实心结构的齿轮4.2齿轮的材料 现代汽车变速器的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的变速器齿轮的材料选用20CrMnTi。4.3齿轮的常见损坏形式：轮齿折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，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。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。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以后，齿轮突然折断。 为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。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。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。 提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。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，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。齿面磨损齿面磨损通常有磨粒磨损和跑合磨损两种。由于灰尘、硬屑粒等进入齿面间引起的磨粒磨损，在开式传动中是难以避免的，齿面过度磨损后，齿廓显著变形，常导致严重噪声和振动，最终使传动失效。4.4齿轮的强度计算与校核与其他机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外汽车变速器的齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也是基本一致。故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。4.4.1齿轮弯曲强度计算：直齿轮弯曲应力 式（4-1）式中，弯曲应力（)；圆周力(N)，；计算载荷(Nmm)； d节圆直径(mm)；b齿面宽(mm