毕业设计（论文）-微型客车干式6速双离合器式变速箱结构设计.pdf

天津职业技术师范大学天津职业技术师范大学 Tianjin University of Technology and Education 毕毕 业业 设设 计计 专 业： 汽车维修工程教育 班级学号： 汽修 1201 - 28 学生姓名： 杨光宇 指导教师： 肖金坚 高级工程师 二一六年六月 天津职业技术师范大学本科生毕业设计天津职业技术师范大学本科生毕业设计 微型客车干式微型客车干式 6 6 速双离合器式变速箱结构设计速双离合器式变速箱结构设计 The structure design of the 6 speed double clutch transmission of the mini passenger car 专业班级：汽修 1201 学生姓名：杨光宇 指导教师：肖金坚 高级工程师 学 院：汽车与交通学院 2016 年 6 月 摘摘 要要 本课题为微型客车干式 6 速双离合器式变速箱结构设计，根据毕业设计初期资 料的收集与分析，确定采用中间轴式的布置方案。灵活运用所学汽车专业知识，结 合机械设计、材料力和工程力学等知识完成本次毕业设计。为了满足使用要求，要 对内部零部件进行计算和校核。最后的成果装配图和零件图以 AutoCAD 展现出来。 具体操作流程如下：查阅资料了解双离合变速箱的发展现状，撰写研究的目的和意 义。调查现如今汽车市场中各类变速箱的应用情况，重点放在微型客车变速器的使 用类型这一部分。确定使用 NJ6484CCM 型微客的基本参数作为参考，确定变速箱的 基本结构。 根据确定的基本参数进行计算， 包括齿轮的基本计算和齿轮的强度校核。 还要对轴和轴承进行计算，计算的流程包括两者的刚度计算和强度的校核，画出弯 矩、扭矩图补充说明强度校核的内容。根据设计使用要求，选择合适的同步器。 关关键词键词：双离合器；变速器；干式双离合器 ABSTRACT This topic for minibus dry 6 speed dual clutch gearbox structure design, according to the graduation design of the initial data collection and analysis to determine the intermediate shaft arrangement scheme 。 The knowledge of automobile design, engineering mechanics, mechanical design, mechanical drawing and other aspects of the application has been studied in this design. According to the design requirements of the transmission parts of the design calculation and check. Using AutoCAD to draw the assembly drawing and parts drawing.The specific operation process is as follows: the purpose and significance of the research is to refer to the research status quo at home and abroad. Detailed knowledge of the application of transmission, especially in the field of mini bus. Combined with the basic parameters of the mini bus to determine the structure of the program, a clear dry dual clutch transmission working principle and its structural characteristics.Calculate the basic parameters of the mini bus with selected, including the basic strength of gear and gear calculation. The shaft and the bearing calculation, which includes the calculation of stiffness calculation and strength check of shaft. In the strength check, draw the corresponding bending moment, torque diagram to carry on the detailed description. To understand the working principle of the synchronous machine, select the method. According to the design requirements, reasonable selection of suitable synchronizer. Key Words：Double clutch；Transmission；Dry double clutch I 目 录 1 绪论 . 1 1.1 研究的目的和意义 . 1 1.2 国内外研究现状 . 1 1.3 双离合变速器的应用进展 . 2 1.3.1 微型客车变速器应用现状 . 2 1.3.2 双离合变速器的应用现状 . 2 1.3.3 微型客车采用 DCT 的优势 . 3 1.4 主要内容与技术路线 . 4 2 双离合器式变速箱布置方式的确定 . 5 2.1 变速箱布置方案的分析 . 5 2.1.1 两轴式变速器和中间轴式变速器对比介绍 . 5 2.1.2 变速箱的结构确定和传动方式介绍 . 5 2.1.3 分析与确定倒挡布置方案 . 6 2.2 齿轮形式 . 7 3 主要参数的设计计算 . 8 3.1 变速器各档传动比确定 . 8 3.1.1 设计的给定参数 . 8 3.1.2 主减速比的确定 . 8 3.1.3 变速器一档传动比的确定 . 9 3.1.4 变速器各档位传动比的确定 . 10 3.2 变速器中心距的确定 . 10 3.3 变速器的齿轮参数确定 . 11 3.3.1 齿轮模数 . 11 3.3.2 压力角及螺旋角 . 11 3.3.3 齿宽 . 12 3.3.4 齿顶高系数 . 12 3.3.5 齿形修整 . 12 3.4 各个档位齿轮齿数和参数的计算 . 13 3.4.1 各档齿轮齿数计算 . 13 II 3.5 本章小结 . 15 4 齿轮的材料选择和参数计算 . 16 4.1 齿轮的材料选择 . 16 4.1.1 齿轮的失效形式 . 16 4.1.2 齿轮的常用材料及材料的选择 . 16 4.2 齿轮强度的计算 . 17 4.2.1 齿轮弯曲应力的计算 . 17 4.2.2 齿轮的接触应力计算 . 19 4.2.3 各个档位齿轮强度的计算和校核 . 19 4.3 本章小结 . 22 5 变速器轴和轴承的设计计算和校核 . 23 5.1 轴的设计以及计算 . 23 5.1.1 轴的功用及其设计要求 . 23 5.1.2 轴的尺寸 . 23 5.2 轴的刚度计算 . 24 5.3 轴的强度计算 . 43 5.3.1 实心输入轴的强度校核 . 43 5.3.2 一挡输出轴段的强度校核 . 44 5.3.3 空心输入轴的强度校核 . 45 5.3.4 空心输入轴的强度校核 . 45 5.3.5 倒挡输出轴段的强度校核 . 46 5.4 轴承的选择及校核 . 46 5.4.1 一挡时轴承的寿命校核 . 47 5.4.2 一挡输出轴承的校核 . 48 5.4.3 倒挡轴轴承的校核 . 49 5.4.4 倒挡时输出轴承的校核 . 50 5.5 本章小结 . 51 结 论 . 52 参考文献 . 53 致 谢 . 55 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 1 1 绪论 1.1 研究的目的和意义 双离合自动变速器是一种性能优于传统变速器的一种发展前景更高的变速器类 型。以平行轴式手动变速器为基础，所以同样具备了手动变速器的优点。质量相比较 更轻、制造成本低廉、安装结构紧凑但传动效率却很高。还具备 AT 的动力不中断特 性，换挡品质高，已经成为业界的开发热点。基本结构：装置在一起的两个离合器以 及定轴式齿轮机构，简单的说就是拥有两组变速器和变速箱相配合可以交替进行工 作。正常工作状态为一组处于工作状态，一组处于空转状态。当汽车处于某一个档位 正常行驶时驾驶人员变换档位，此时根据对应信号判断是哪一工作档位，离合器工作 使前一组进入空转，后一组进入工作状态。一个档位分离的同时保证了下一个档位及 时的结合，动力可以不断的进行传递。这样的换挡方式将会在很大程度上提高驾驶人 员以及乘客的舒适性。降低油耗，提高燃油经济性，这样也可以再节能减排方面做出 突破。 本课题目标的选取一个微型客车作为参考车型，依照其动力参数，设计干式 6 速双离合变速器。 在设计之初要对变速箱的特性详细了解， 包括工作状态、 结构特点。 在设计过程中，需要合理选择参数，综合考虑动力性，油耗，驾驶稳定性，制造成本 等各个方面，设计一款适合于微型客车的干式双离合变速箱，争取做到使所设计的变 速箱性价比达到计划要求。 1.2 国内外研究现状 随着汽车更新换代，技术的不断革新，作为汽车的重要部件变速器，也在不断地 进化。为了满足汽车的驾驶要求，在 1894 年工程师首次将变速器安装在了汽车上。 变速器的主要作用在于传递动力， 改变发动机的扭矩， 使汽车可以适应各种行驶状况。 在汽车技术不断发展的情况下，从手动变速器（MT）到自动变速器（AT） 、机械式自 动变速器（AMT） 、无级变速器(CVT)，设计者们主要追求的目标是驾驶更平顺，油耗 更低，驾驶舒适性以及驾驶乐趣等方面。DCT 双离合变速器的出现使设计者可以离目 标更进一步。 双离合自动变速器的这种变速器运行观点最早可以追溯到 1940 年。德国 Darmstadt 大学教授 Franke 第一个申请了双离合器变速器(DCT)专利，其后他在货车 上进行了性能试验，但因为技术问题和应用方面问题，没能进行推广。随后，保时捷 公司也进行了这方面的研究，专用于赛车的双离合变速器 PDK 加入到了赛车中，主要 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 2 目的就是为了解决赛车在比赛中的动力问题。受限于当时的电子控制技术，导致研究 受到了限制，所以依旧没有能够更广泛的推广。德国大众和博格华纳两家公司联手共 同研发出直接换档变速器(DIRECT SHIFT GEARBOX,即 DSG)。这种离合器的主要特点 就是具备了一对平行输入的离合器， 所以人们给他的另一个称呼就是双离合器自动变 速器(DUAL CLUTCH TRANSMISSION,即 DCT)。博格华纳公司预测 DCT 在欧洲的市场份 额将在 2010 年预计将达到 20%。 奥迪公司也将开发出的新一代 DCT 安装在了奥迪 TT 和高尔夫 R32 上。2008 年德国大众汽车公司决定将 LuK 干式双离合器 7 挡 DSG 变速 箱装应用到产品中，由此双离合器变速箱进入了大批量的应用阶段，现如今成功的例 子如 Sagitar 等车型。在北美市场，福特公司看准商机，也投入了 PowerShift 变速 箱。装配这种变速箱的汽车比如北美版嘉年华，当然 S-MAX、Galaxy 和 Kuga 都可以 选择这种类型双离合器变速箱。 我国的汽车产业处于一个高速发展阶段，随着大众对汽车的要求越来越高，汽车 的各个方面技术都在飞速发展。目前我国的汽车主要开发形式有中外合资联合开发、 国内企业联合开发， 独立自主研发。 我国的 DCT 研发起步晚， 投资少， 研究经验不足， 这也是我国开发双离合器 DCT 的一个基本的情况。就目前研究状况来说：在 2007 年 的 863 计划中，将开发双离合变速器 DCT 作为一个重点项目提出、在 2009 年江淮汽 车也将湿式双离合项目列为了开发重点，并且项目得到了政府的大力支持。2009 年 中国也出现自出研发的双离合变速箱样机， 但距离将其装入汽车中并且广泛推广还有 很长的路要走。 1.3 双离合变速器的应用进展 1.3.1 微型客车变速器应用现状 经过调查，目前微型客车大部分所采用的变速箱为手动变速箱。还有一部分车商 家提供了同款车手动、自动两种类型。在市场销售中的汽车基本看不到具备干式双离 合变速箱的微型客车。 其主要原因是相比较于国内发展并不完善的 DCT 系统手动变速 器（MT）已经非常成熟了，它的造价低、构造简单、可靠性高等特性也受到生产厂商 的青睐。与自动变速器（AT）相比油耗更低（同等条件下） ，相比较于其它变速器， MT 的驾驶乐趣更高。相对而言 DCT 的结构比 MT 更为复杂，直接导致的结果就是它的 开发制造成本会很高。结构复杂的另一个缺陷问题就是怎样处理它的质量。不完善的 技术也会使人们质疑它的可靠性。综合以上种种原因，导致了汽车市场上的这种变速 器应用现状。 1.3.2 双离合变速器的应用现状 目前湿式双离合的核心技术主要由 BorgWarner 掌握而干式双离合的技术核心在 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 3 LuK 公司，如表 1-1 所示。 表 1-1 技术掌握现状 DCT 类型 公司代表 产品 干式双离合自动变速器 福特公司 福克斯、嘉年华 LUK 公司 大众速腾 湿式双离合自动变速器 ZF 公司 运动型 7 速 DCT 格特拉克 福克斯、沃尔沃等 博格华纳 奥迪 TT、大众迈腾 Ricardo 公司 布加迪威龙 1.3.3 微型客车采用 DCT 的优势 能够同时兼顾 AT 和 MT 的特性，DCT 双离合变速器具有良好的灵活性和平顺的操 纵性，它的运行方式实现了平稳不间断的动力输出。双离合自动变速器可以分为湿式 和干式两种类型， 相比较之下湿式的能够承载更大的扭力， 但干式的体积小、 油耗低、 效率高。DCT 的亮点在于它的成本和传动效率，与传统 MT 相比，在满足换挡的舒适 性的同时，可以让驾驶者体验更高的驾驶乐趣。在开发 DCT 的时候，可以借鉴与之硬 件基本相似的 MT 手动变速器的各个方面。基于借鉴 MT 的成熟的技术，可以使 DCT 得开发更加容易，但研发成本将低于 AT。不受功率传递的制约特性可以使它应用于 各种类型的车辆中，可以避免驾驶员频换的切换档位。极短的换挡时间也满足了特殊 用途车的要求。DCT 的特殊之处在于两根输入轴的装配方式：一空心另一根套入空心 输入轴之中。综合考虑轴的特性（刚度、强度）以及轴的尺寸大小，双离合变速器比 较适合应用在微型客车上。良好的加速性、灵敏的操纵性、更加划算的生产继承性使 DCT 得发展前景更为广阔。表 1-2 为德国大众公司所开发的传统 AT、湿式 6 档、干式 七档 DSG 的性能对比。 表 1-2 各类型变速器对比 传统 AT 湿式 6 速 干式 7 速 DSG 档位数 6 6 7 最大转矩（Nm） 320 350 250 离合器形式 湿式 干式 变速箱油量 5.81 6.15 1.71 传统 AT 湿式 6 速 干式 7 速 DSG 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 4 重量（kg） 85 93 77 效率（） 83 85 91 1.4 主要内容与技术路线 本课题设计以 NJ6484CCM 型汽车的基本参数，设计干式 6 速双离合变速箱。在设 计过程中合理的设计变速箱的布置方式， 使其满足使用要求。 运用所学汽车专业知识， 结合工程力学等对变速器的零件轴和齿轮进行分析计算。 由于变速器的各档位工作状 况不同，出现的结果是齿轮的负荷和转速的差别。如高档（低负荷、高转速） ，接触 疲劳就会成为它的主要损坏形式。 针对这一损坏状况所采取的措施是较小的模数和较 大的齿数，这一措施的主要目的是加强运行时稳定性，降噪。齿轮工作时的作用力将 会作用到轴上，使轴必须要有能够承受转矩和弯矩的能力。这就要求轴具有一定的刚 度和强度，否则轴的形变会使齿轮的啮合出现问题，进而让变速箱无法正常工作。根 据设计参数，合理选择适合的同步器。详细了解 DCT 的结构特点，综合对比各种形式 的布置方案，选择一种最合适的布置方案。通过对各个部分的分析和参数计算，设计 出一款符合要求的干式 6 速双离合变速箱。本次设计的主要内容： （1）根据选定基本参数进行计算，这其中包括传动比的确定、中心距的确定、齿 轮参数的确定、各档位齿数和参数的确定。 （2）选择合适的齿轮材料，保证工作的可靠性。对齿轮进行强度计算和校核。变 速器的轴的设计计算，依据轴的设计和使用要求确定轴的刚度和强度，并进行校核。 （3）满足支撑以及降噪的要求选择合理的轴承。 （4）以满足换挡要求为目的选择合适的同步器。 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 5 2 双离合器式变速箱布置方式的确定 2.1 变速箱布置方案的分析 2.1.1 两轴式变速器和中间轴式变速器对比介绍 机械式自动变速器是现如今市场占有量最高的变速器种类，它的可靠性、低成 本 、低维修费用使它相比较其他种类更有占据市场的优势。机械式自动变速器还可 以细化为两轴式/中间轴式两种结构形式的变速器。根据不同的使用要求设计安装在 不同的车型中。两轴式多用于前置前驱而中轴式多用于前置后驱。两轴式的优点：体 积小、中间档位效率高、噪音小。缺点：因结构原因，导致在高档位工作时齿轮与轴 承都要承担负荷，运行过程中噪音大，容易发生故障。结构的要求，也使得两轴式无 法获得很高的一档速比。与中间轴式相比较，通过将同一直线上的一、二两轴，以啮 合套为媒介形成直接当。 通过这样一种形式避免了在使用直接档时轴和轴承也必须要 承载。输入的转矩经过一二两根轴输出时，达到了降噪降低磨损并且提高了效率的目 的。 不同的汽车使用要求不同，档位数不同，人们对车的油耗、动力性、经济性也各 有要求。具体情况具体分析，本课题要求设计微型客车干式 6 速双离合变速箱。普通 微客所使用的为 5 档手动变速箱， 在此基础上如果增加档位综合微客的质量和两种变 速箱的特性，选择更为合理的中间轴式更为恰当。 2.1.2 变速箱的结构确定和传动方式介绍 双离合变速器的这种无动力中断和极快的换挡特性是由它的结构特点决定的， 两 组离合器和变速器相关联如图 2-1 所示。同步器 S13、S24、S5R、S6 分别控制着相 邻两个档位的分离以及结合，C1 离合器控制着奇数档位，C2 离合器控制着偶数档位 和倒挡。一组进入工作的同时另一组空转，根据驾驶人员的需求预先进行换挡，随后 切换离合器的状态进行换挡。假若此时工作档位为奇数档位，那么与之相关联的离合 器 C1 的状态为工作，离合器 C2 这一组处于一种空转没有结合的状态。动力传递路 线为离合器 C1 到 1 号输入轴，再进入奇数档位某个档位齿轮经由同步器到输出轴， 输出轴输出动力。如果此时驾驶员人换挡进入相邻偶数档位，整体结构各个部件具体 的变化形式是偶数档位提前完成换挡工作。两个离合器同时进行变化，前者分离后者 结合，分离成功的同时偶数档位完成结合正式进入工作状态。相反的如果此时是偶数 档位但是驾驶员操纵换入奇数档位，也同样的提前完成换挡工作。保证两个离合器同 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 6 时完成分离与结合状态的转变。 大大降低换挡冲击的同时提高了舒适性和车辆的可操 纵性。 图 2-1 变速箱的整体布局 2.1.3 分析与确定倒挡布置方案 汽车使用倒挡的目的是为了让整车运动方向与正常行驶方相反运动。 所以实用的 频率并不是很高， 那么在齿轮的选择上可以优先选用直齿。 在倒挡传动的布置方案中， 有的是采用在二轴传递路线和中间轴加入一个传动齿轮的设计。 还有联体齿轮的布置 形式。还有一些布置方案细化了具体的布置结构，缺点就是成本的增加。图 2.1 是常 见的倒挡布置方案。从 2.1（a）中可以大体了解倒挡布置的基本结构。倒挡齿轮和 一档齿轮安装在中间轴上， 倒挡轴上的双联齿轮又分别与中间轴上和二轴上的倒挡齿 轮相结合。2.1（b）的优点是换挡时可以利用中间轴一档，所以可以适当地缩短中间 轴， 缺点就是这种利用方式会在换挡时加倍的齿轮进入啮合， 加大换挡困难程度。 2.1 （c）这种方式强调了传动比，但是布置欠缺合理性。2.1（e）图在 c 图的基础上进 行布置形式的修改。可以称为 c 图的改进版。2.1（f）的特点是中间轴上的齿轮可以 做成一个整体，这样的好处是可以缩短轴向长度。2.1（g）布置特点与前面的布置形 式相比少一组传动齿轮，布置更简单，缺点传动比要比其他几种布置方案小。最后一 种布置形式的缺点是结构复杂，为了换挡要在系统中增加拨叉轴。 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 7 图 2-2 倒挡布置 2.2 齿轮形式 斜齿和直齿圆柱齿两者都是普遍应用于变速箱上的齿轮。 根据档位要求受力情况 合理选用这两种齿轮。当应用在变速箱上时，斜齿圆柱齿轮运行更加平顺、噪音小、 重合度高、可靠性好。缺点是在变速箱运行时会产生轴向力，对轴与轴承会产生一定 的影响， 制作工艺较为复杂。 通常在使用的过程中采用斜齿圆柱齿轮作为常啮合齿轮。 在低档位（一档）和使用率低的到档位采用直齿。 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 8 3 3 主要参数的设计计算主要参数的设计计算 3.13.1 变速器各档传动比确定变速器各档传动比确定 3.1.13.1.1 设计的给定参数设计的给定参数 本设计任务是干式 6 速双离合变速箱的结构设计，档位数明确，通过前两章节的 分析，也明确了基本布置形式和各档位齿轮的使用类型。通过的已确定的 NJ6484CCM 基本参数（图 3.1）结合查阅资料了解的各个部分计算公式进行变速器的主要参数计 算。 表 3-1 NJ6484CCM 基本参数 发动机最大输出功率 90KW 发动机最大扭矩 220Nm 发动机最大扭矩转速 1800RPM 发动机最大功率转速 3600RPM 汽车最高车速 130Km/h 轮胎类型与规格 215/75R14 汽车前轴负荷 1480N 汽车后轴负荷 2070N 3.1.2 主减速比的确定 （3-1） 其中： a u汽车行驶速度，单位 Km/h； r代表车轮滚动半径单位 m； g i变速器传动比； 0 i主减速器传动比； n发动机最大功率转速，单位 r/min； 已知：最高车速 maxa u= maxa v=120km/h；最高档为直接档，传动比 6g i=1，选取得 到车轮滚动半径，由基本参数可得发动机的最大功率转速，利用公式 3-1 进行计算 主减速器传动比解得： 39. 2 1301 229. 03600 377. 0377. 0 0 = = agu i nr i 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 9 3.1.3 变速器一档传动比的确定 汽车的最大爬坡度、车速、传动比、以及对地面的附着力等一档传动比确定的关 键性条件。综合以上各方面因素，运用汽车行驶方程计算： （3-2） 汽车行驶在一定坡度的路面上时，所受阻力主要有风阻、滚动阻、爬坡阻，汽车 的驱动力主要克服这几种阻力。当车速控制在一定范围内时，风阻可以不计，主要考 虑其他两种主要阻力。本设计将此变速箱的最高档位 6 档的传动比设定为 1，利用公 式 3-2 计算： 常规情况下，微客能够达到的爬坡度设定为：30%，也就是说 16.7。通过计算 公式和以上数据计算得到 1 档传动比： 式中：G载荷，由基本参数可知NG15000=； f道路附着系数，取值为015. 0=f； r r代表滚动半径，取值31595. 0= r rm； maxe T代表最大最大转矩，取值220 max = e TNm 0 i表示为主减速比，由上述可知72. 3 0 =i； T 传动效率，这里取效率值为95. 0 T 。 将各数据代入公式： 分析地面和车轮之间的力的关系计算： dt du mGiu AC Gf r iiT a D Tg += 20emax 15.21 () maxmax 01max sincos +fmg r iiT r Tge Te r g iT fGr i 0max maxmax 1 )sincos(+ 86. 2 95. 039. 2220 )7 .16sin7 .16cos015. 0(31959. 015000 )sincos( 0max maxmax 1 = + = + Te rr g iT rfGr i 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 10 计算一档传动比： （3-3） 式中： 2 G此参数确定条件为汽车满载，在满载状态下此参数确定为 8000N。 代表附着系数，利用公式 3-3 计算时取值为：8 . 0=； 将所需数据带入解得： 保证最小传动比满足能够克服汽车在平直路面上行驶过过程中的各种阻力， 并且 能够以其相对应最高速度行驶，在选择传动比时应满足上述条件。那么在本设计中， 选取04. 4 1=g i。 3.1.4 变速器各档位传动比的确定 通常情况下，档位传动比之间存在几何级数关系。按照等级的分配比确定各档位 传动比。 此种分配方式的好处在于在于保证了发动机功率的同时可以满足汽车动力性 的要求。具有等比分配传动比特性的变速箱，优势体现在换挡后，能够持续性的在外 特性的最大功率 maxe P附近进行运转，提高后备功率，好处是有利于爬坡和加速。 通过本设计任务确定 6 挡位为直接挡，传动比 1.通过参数计算初步选定一档传 动比为 4.04.其他档位传动比通过公式依次求出。 3.2 变速器中心距的确定 中心距的值可以影响变速器大小、质量、转矩容量、使用的耐久程度，是变速器 的重要参数之一。可以进行初选，但只有基本布置完成之后才能够做最终的确定，这 个过程要经过针对齿轮、轴、轴承和同步器等各个方面的计算。综合各方面的考虑， 中心距要做的稍微大一下。中心距过小的缺点是会导致轴承孔距离小，整个壳体的强 度会受到很大影响。取值过小也意味着变速器整体必须要加长，而加长的代价是轴必 须加长，轴越长对轴的刚度和轴上齿轮啮合状况的影响越大。经过查阅资料，给出初 选公式： （3-4） 其中： A K中心距系数； maxe T发动机的最大转矩(Nm)； 1g i变速器一挡传动比； g 变速器的传动效率，通常取值为取 96%； Te r g iT rG i 0max 2 1 04. 4 95. 039. 2220 31595. 08 . 08000 0max 2 1 = = Te r g iT rG i 3 1maxggeA iTKA= 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 11 根据车型和使用用途，乘用车：K=8.99.3：商用车：K=8.69.6。将各数值带入 3-4 初选公式解得： 3.3 变速器的齿轮参数确定 3.3.1 齿轮模数 模数是衡量齿根承载高低的一个量，刚档位工作状况受力情况不同，代表着所需 的模数也不相同。所以在设计变速器箱的过程中考虑选择较大的模数，目的是为了使 齿根具备一定的弯曲强度，但过大的模数会使噪音过大，影响运转的稳定性。针对这 一状况，解决的方式是在一定的范围内选择合适的模数，介于上述情况之间。具体说 明当变速器运转时低档位特性转速低负荷大，高档位高转速低负荷。在抵挡状况下主 要出现的齿轮问题是齿根上的弯曲疲劳， 这时候我们就需要恰当选择一个较大的模数 来满足齿根弯曲强度的要求。反之高档位在高转速之下，齿轮主要出现的问题是接触 疲劳， 它不需要和低档位一样的高弯曲强度。 在处理的过程中可以选择适当的小模数， 提高齿轮齿数。这样的优点是可以提高变速箱运转的稳定性，降噪。介于两者之间的 档位，在两个值所组成的范围内选取恰当的符合设计要求的模数。 表 3-2 各排量车型齿轮模数选择 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 a m/t 1.0V1.6 1.6V2.5 6.0 a m14.0 a m14.0 模数 n m/mm 2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00 设计选择模数时， 参照上图表 3.2 （GB/T1357-2008） ， 选择满足设计要求的模数。 表 3-3 常用模数 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.0 0 6.0 0 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.5 0 3.3.2 压力角及螺旋角 压力角主要影响的是齿轮的抗弯强度和接触强度。 根据车的用途选择不用数值的 压力角，通常情况下给出的压力角衡量标准是 20。在这一衡量标准值附近可以同 mm15.7496.7096.04 .22206 .96 .8 3 3 1max = iTKA ggeA 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 12 时兼顾齿轮的可靠性还能满足减少噪音的要求。 压力角增大可以提升抗压强度和齿轮 接触强度，减少不根切的齿数。增大压力角的缺点也很明显，在相同工作条件下，会 使齿轮刚度增大导致噪音更大，齿面载荷的提升重合度降低。货运车为了满足其工作 要求，就需要选择增大压力角。乘用车为了满足驾驶人员以及乘客的要求，则需要选 取适当小一点的压力角，满足车辆行驶时的低噪音和舒适性。综合设计要求同一变速 器选择策略： 低档位大压力角： 高档位小压力角。 直接选取满足设计要求的 30 作为啮合套和同步器的压力角。 变速箱中应用最多的斜齿轮的一个重要的参数就是螺旋角， 对于它的选取要进行 各个方面的综合考虑，考虑的范围包括：啮合情况、齿轮的强度、轴的平衡性等。提 高螺旋角会提升齿根齿面强度，但是达到一个极限 30后会使齿根弯曲强度降低， 齿面的强度不受影响。但是过大的螺旋角也不可避免的产生一些问题，会导致变速箱 的稳定性降低，噪音加大。加重轴的负担的同时还会让传动效率降低，所以通常情况 选定的螺旋角小余 30 度为宜。根据本次变速箱的设计，在设计这部分的过程中以减 小轴向力为目的，令低档位齿比高档位齿的螺旋角小一些。综合微客发动机特点，确 定螺旋角要大于 30，以此来提高接触强度降低噪声。 3.3.3 齿宽 齿宽是最直接表现出齿轮承载能力的一个标准， 齿宽越大承载能力越强反之则越 小，但过分强调齿宽反而会影响齿轮的承载能力，所以在满足齿宽的要求后不需要过 度追求齿宽。在设计时对变速箱的基本要求中有对于体积和整体质量的要求，那么齿 宽就必须要适当， 不能过大也不能太小。 齿宽过窄会影响平稳性， 应力也会随之加大。 过宽会影响轴的使用进而影响齿轮的工作状况， 造成齿轮的受力不均， 降低承载能力。 在初选的过程当中： （1）直齿mkb c =，设定齿宽系数为 c k，通过查阅资料取值为 4.58.0； （2）斜齿 ncm kb =，齿宽系数通过查阅资料取值为 6.08.5。 3.3.4 齿顶高系数 正常齿取值齿顶高系数为 1，以 1 位界限大于为长齿小于为短齿。正常齿只作为 一个衡量值，各个档位齿轮都有其工作要求，根据要求再详细调整齿顶高系数。近些 年来长齿因为重合度大稳定性高和噪音小的优点而被使用的更加广泛。 但长齿会增加 跟切的危险，运行一段时间后齿顶容易变尖，限制了正变位。许多公司也在研发更好 条件的增大重合度的方式比如增加齿顶隙系数和齿全高等等各方面。 3.3.5 齿形修整 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 13 在变速器使用过程当中，齿轮出现变形或者制造出现尺寸误差，会导致齿轮之间 的冲击。通过调整渐开线，润滑等方式解决这一问题称之为齿形修整。齿形修整中， 应用最为广泛的是齿顶修缘。这样做的目的是增加平顺性，降噪并且可以减小齿轮啮 合冲击。这种方式虽然能够改善齿根应力情况但是齿轮的重合度却减小了。确定在设 计中修缘高度小于等于 0.3，当然也可以通过增加齿高的方式提高齿轮的重合度。 3.4 各个档位齿轮齿数和参数的计算 通过计算以及资料的查阅基本已经选定螺旋角、压力角、中心距，6 档位布置方 案传动比综合以上数据分配各档齿轮齿数。调整各个档位齿数比，这样的目的是可以 使齿面磨损更均匀。在齿轮的参数设定上，基本选定螺旋角 20，压力角为 20， 齿轮模数设定为 2.75。 3.4.13.4.1 各各档齿轮档齿轮齿数齿数计算计算 一档使用齿轮为斜齿圆柱齿轮，已知的齿轮参数为螺旋角 20、齿轮模数 2.75、 压力角 20，对一档进行参数计算。 对于斜齿: 26.51 cos2 = n h m A z （3-5） 在允许的范围内取值 51。当= 1 z15，= 2 z51-15=36 通过以上值计算传动比： 4 . 2 15 36 1 2 1g = z z i （3-6） 再对当量齿数进行计算： 08.18 cos3 1 1 = z zv38.43 cos3 2 2 = z zv （3-7） 对边位系数进行计算： 1396. 0 tan2 )( 21 = += n tt n invinv zzx （3-9） 对齿顶高变动系数进行计算： 0035. 01361. 01396. 0= nn yxy （3-10） 查表并计算： 天津职业技术师范大学2016届本科生毕业设计 14 4 . 0 1 = n x 、 2604. 0 12 = nnn xxx cos2 hnz m A = + cos202 361575. 2）（ =74.6257mm 取附近的整数值为：A=75mm。 为了使结构更紧凑，提高齿轮的载荷能力对齿轮进行变位计算： 计算端面压力角 t ： 计算端面啮合角 , t ：54218993.21coscos 0 = ttt A A 计算中心距变动系数 n y：1361. 0 75. 2 6257.7475 0 = = = n n m AA y 对变位系数进行合成 n x ： ()() 1396. 0 tan2 n t21 n = + = invinvzz x t 对变位系数进行查表并计算： 4 . 2 15 36 1 2 = z z u4 . 0 1 = n x260. 0 1n2 = n xxx 计算齿顶降低系数n ：0035. 0= nnn yxy 由上述的两齿轮的参数进行以下参数的计算： 对分度圆直径进行计算：mm mz d n 9 .43 20cos 75. 215 cos 1 1 = = （3-11） mm mz d n 35.105 20cos 75. 236 cos 2 2 = = 计算齿顶圆直径值：mmhdd a 58.5184. 329 .432 11a1 =+=+= mmhdd a 41.10903. 2235.105