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机械毕业设计全套
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CL02-012@乘用车机械式变速器设计,机械毕业设计全套
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1 第一章 绪 论 1.1 选题的目的和意义 汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。由于汽油机额定转矩对应的速度范围很小 ,而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化，因此要用齿轮传动来适应驾驶时车速的变化。 变速器是传动系的主要部件 ,它的性能对整车的动力性、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面都有十分重要的影响。 手动机械变速器可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、传动效率高、故障率相对较低、经济性好 、环保性强 、 物美价廉 ,因此在市场上仍占有一席之地，开发手动机械变速器也适应当代世界经济的发 展和需要。 随着科技的高速发展，节能与环境保护、应用新型材料、高性能及低成本都可将作为汽车新型变速器的研究方向。 1.2 变速器发展和国内外研究现状 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。 在我国，据调查 2007 年手动变速器的市场比重为 74%，占据较大的市场份额。从2002 到 2007 年间自动档变速器市场占有率从 9%增长到 26%， Global Insight 公司预计到 2012 年自动档变速器将占据 33%的份额，而乘用车市场自动档所占的比例可 能达到44%。从 2002-2006 年间，女性用户从 20.3%增长到 30.9%，而自动档变速器使用方便特点深受女性用户群的喜爱。另外在消费者调查中最受关注的汽车配件中，第一名是nts 2 安全气囊，第二就是自动档的变速器。在中国，自动档变速器的市场是十分乐观的。同时手动档变速器的节能型，经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。 世界最大的手动变速器制造商德国 ZF 公司预测说，到 2012 年北美市场出售的汽车中将只有 6%是手动挡，欧洲与美国的情况不同，有机构预测，到 2013 年欧洲有 52%的汽车还是手动挡，配备自动手动的变速器 将只有 10%,配备无级变速器的将占 2%,配备双离合变速器的将占 16%，欧洲人崇尚节能 环保，喜欢开小型车，更青睐手动变速器的经济燃油性。而在日本变速器市场， CVT 的市场占据绝对优势。 1.3 变速器设计的要求 保证汽车有必要的动力性和经济性 ;设置不同档位 ,满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶 ;工作可靠 ,汽车行驶过程中 ,变速器不得有跳档、乱档 ,以及换档冲击等现象出现 ;工作效率高 ,噪声小 ;结构简单、方案合理 ;在满载及冲击载荷条件下 ,使用寿命长。 1.4 研究的基本内容 本次设计的具体 内容是结合设计要求，在保证汽车有必要的动力性和经济性的前提下，利用所选定的发动机参数，完成变速器结构布置和设计。需要解决的主要问题包括： 使变速器能有效的防止脱档，跳档，乱挡并方便挂档；减小噪音并尽量能达到轻量化、高承载、低噪声、换档操纵性好和经济实用性；使变速器 具有良好的动力性与经济性 ， 换挡迅速、省力、方便 ； 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 。 nts 3 第二章 变速器传动机构布置方案 2.1 传动机构布置方案分析 变速器由 变速器传动机构和操纵机构组成。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式 ， 中间轴式和多轴式变速器 4。 2.1.1 两轴式和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用三轴式变速器，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器传动比小，则常用两轴式变速器。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面： 1、 结构工艺性 两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮；而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工 艺。 2、变速器的径向尺寸 两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。 3、变速器齿轮的寿命 两轴式变速器的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因而寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。 4、变速器的传动效率 两轴式变速器虽然有等于 1的传动比，但仍 要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而中间轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。轿车尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，而中、重型载重汽车则采用中间轴式变速器。 nts 4 2.1.2 多中间轴结构 当变速器安装在转矩高于 1200 1300N m的大功率柴油即时，其齿轮轴和轴承都要承受很大的载荷。为防止过早被破坏，所以才采用多中间轴式 5。 2.1.3 倒挡的形式和布置方案 图 2.1 倒档传动方案 图 2.4为常见的倒挡布置方案。图 2.4（ b）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 2.1（ c）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 2.1（ d）所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2.1（ c）所示方案。图2.1（ e） 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 2.4(f)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 2.1(g)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 2.1(f)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 2处 。 nts 5 2.2 零、部件布置方案分析 2.2.1 齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。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，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡 6。 2.2.2 换挡的结构形式 如图 2.2 所示，变速器换挡机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。 （ a）滑动齿轮换挡 （ b）啮合套换挡 （ c）同步器换挡 图 2.2 换挡机构形式 1、滑动齿轮换挡 通常采用滑动直齿轮换挡，也有采用斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用于一挡和倒挡。 2、啮合套换挡 用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮 ，制成常啮合的斜齿轮。用啮合套换挡，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纵技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。 nts 6 3、同步器换挡 现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，而与操纵技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复 杂，制造精度要求高，轴向尺寸大。同步环使用寿命短缺等缺点，但仍然得到广泛应用。由于同步器的广泛应用，寿命问题已得到基本解决。如瑞典的萨伯 -斯堪尼亚（ SAAB-Scania）公司，用球墨铸铁制造同步器的关键部件，并在其工作表面上镀上一层钼，不仅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系数，这种同步器试验表明，它的寿命不低于齿轮寿命，法国的贝利埃（ Berliet）。德国择孚（ ZF）等公司的同步器均采用了这种工艺。 上述三种换挡方案，可同时用在一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套 的形式；对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。轿车要求轻便性和缩短换挡时间，因此采用全同步器变速器。 2.2.3 防止自动脱档的措施 自动脱挡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，都会导致自动脱挡。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 2.3 所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的 1 3mm。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挡。 2、将啮合 齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.3 0.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图 2.4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 2 3），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图 2.5 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挡的效果。 图 2.3 防止倒挡的措施 图 2.4 防止倒挡的措施 图 2.5 防止倒挡的措施 nts 7 2.2.4 轴承形式 过去，变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、 滚柱轴承和滚针轴承，近年来，变速器的设计趋势是增大其传递功率与质量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述轴承形式已不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的增多。其主要优点如下：滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮沿纵向平面分开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。由于上述特点，滚锥轴承已在欧洲一些轿车、货车和重型货车变速器上得到应用。 2.2.5 组合式变速器 近年来，增加汽车变速器的挡位，是一个重要的发展趋势，这与许多因素有关，如载货汽车上更多 地使用柴油发动机，平均车速和汽车总质量增加，以及要求降低燃料耗量等。 本次设计初步选择的齿轮形式是前进挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，轴承选取深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。 2.3 本章小结 本章对变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出了此次设计的具体方案，即设计两轴式变速器，倒挡布置方案如图 2.1（ a）所示，前进挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，轴承选取深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴 承。 nts 8 第三章 变速器齿轮的设计与校核 设计要求：采用两轴式机械式变速器。 1.传动比为 3 4.5； 2.中心距 60 80mm；3.挡数为 4。 根据要求，两轴式机械式变速器四档的车多为发动机前置的轿车。本设计选的乘用车为轿车。 轿车汽油机的 np大多为 4000 6000r/min，转矩适应系数 a=Temax/Tp， a 值大则换挡次数可减少，从而油耗也可降低。汽油机的 a 值多为 1.2 1.35，但近年来汽油机高速化结果使其转矩适应系数 a 值也有 所下降，有的低至 1.1 左右。车用柴油机的 a值多为 1.1 1.25（带校正器时）和 1.05 1.10（不带校正器时） 当发动机的最大功率 Pemax 及相应转速 np 确定后，可按下式求发动机的最大转矩Temax（单位 Nm） Temax=aTp=7019aPemax/ np式中 a 发动机的转矩适应系数； Tp 最大功率时的转矩， N m Pemax 最大功率， kW np 最大功率的相应转速， r/min 发动机最大转矩的相应转速 nT的选择 原则，是使 nT与 np保持适当关系。因为 nT过于接近 nP，则会使直接档最低稳定车速偏高，导致在通过繁忙的交叉路口时换档次数变多，甚至需要增多变速器的档位数。因此，成为转速适应系数的 np与 nT之比不宜小于 1.4，通常 np/nT=1.4 2.0，并由发动机设计保证。 发动机适应性系数 上述的转矩适应系数 a与转速适应系数 np/nT之乘积，能表明发动机适应汽车行驶工况的程度，称为发动机适应性系数，并表达 =a np/nT=Temax/Tp np/nT 值愈大，则发动机的适应性愈好。采用 值大的发动机可减少换档次 数，减轻司机的疲劳，减小传动系的磨损和降低油耗。现代发动机的适应性系数值对汽油机 =1.42.4；对柴油机 =1.6 2.6. 根据查找资料，轿车一般总质量在 1.7 1.9t 之间。整备质量 1 1.3t 之间。车轮滚动半径 0.3m左右。 根据以上内容，自行选择设计参数为依据，所选参数全部符合要求。某车参数如下： nts 9 发动机最大功率 Pemax 97kw 发动机最大转矩 Temax 170N m 最大功率时转速 np 5200r/min 最大转矩时转速 nT 3200r/min 最高车速 Umax 160km/h 汽车 总质量 ma 1820kg 变速器形式 手动四档 汽车整备质量 m0 1350kg 主减速器传动比 i0 4.15 车轮半径 rr 0.3m 1、档数的确定 近年来，为了降低油耗，变速器的档位有增加的趋势。目前，乘用车一般用 4 5个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个档，发动机排量小的可选用4个档。本设计采用 4个档。 2、 传动比范围的确定 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。目前乘用车的传动 比范围在 3.0 4.5 之间，总质量轻些的商用车在 5.0 8.0 之间，其他商用车更大。 3.1 变速器各档传动比的确定 1、 变速器最高传动比的确定 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 m a xm a x0m a x s i nc os mgm gfriiT tge （ 3.1） 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 teg iTrmgm g fi0m a xm a xm a x1 )s inc o s( （ 3.2） 已知： m=1820kg； 014.0f ； 7.16max ； r=0.3m； 170max eTNm； 15.40 i；g=9.8N/kg； 95.0t，把以上数据代入（ 3.2）式： 40.295.015.4170 3.0)7.16s in8.91 8 2 07.16c o s014.08.91 8 2 0(1 gi nts 10 2m ax 0rgIeTGri Ti 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： rge r iiT 01max 2G （ 3.3） 求得的变速器 I 档传动比为： （ 3.4） 已知： m0=1350kg， 170max eTNm， 15.40 i， g=9.8N/kg； 95.0t， g=9.8N/kg； 取 0.6， rr=0.3m。 根据公式（ 3.4）可得： ig1 3.55，综上所述， ig1 初选 3.5。 由已知式中 ： m 汽车总质量； m0 汽车整备质量 g 重力加速度； rr 驱动轮的滚动半径； Temax 发动机最大转矩； i0 主减速比； t 汽车传动系的传动效率。 道路的附着系数，计算时 可取 0.50.6 之间。 G2 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷， G2=m0g max 最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约 7.16 ） 2、变速器各档传动比的确定 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系为 0/377.0 iirnUa g （ 3.5） 式中： au 汽车行驶速度， au =160km/h; n 发动机转速， n=5200r/min; gi 变速器传动比，最高档传动比为4gi，最低档传动比为1gi； 0i 主减速器传动比。 Uag irni 0/3 7 7.04 （ 3.6） nts 11 m a x1m ingngiqi计算得 89.04 gi。 中间档的传动比理论上按公比为 q的等比数列分配 ： （ 3.7） 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： q =1.58。 计算的 各档传动比为： i 2=2.21 i 3=1.40 3、中心距 A 的确定 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。初选中心距 A时，可根据下述经验公式计算 3 1m ax geA iTKA （ 3.8） 式中：AK 中心距系数。对轿车，AK=8.9 9.3；对货车，AK=8.6 9.6。 maxeT 发动机最大转矩 mN 。 1i 变速器一档传动比。 g 变速器的传动效率，取 0.96。 计算得： A=73.84 77.16 mm 取 A=77mm 4、轴向尺寸的确定 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 (3.0 3.4)A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档 (2.2 2.7)A 五档 (2.7 3.0)A 六档 (3.2 3.5)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。 本次设计为 轿车四档变速器，其壳体的轴向尺寸为 （ 3.0 3.4） A=213 241.4mm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。 nts 12 3.2 齿轮参数的确定 变速器四个前进挡采用斜齿圆柱轮，倒档采用直齿圆柱齿轮。 1、模数的选取 齿轮模数是一个重要参数，影响它的选取因素有很多，如齿轮的强度、质量、噪音、工艺要求等。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐近线。由于工艺上的原因同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量am在 1.8-14.0t的货车为 2.0 3.5。 表 3.1 汽车变速器齿轮的法向模数nm车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 am /t 1.0 V1.6 1.6 V2.5 6.0 am 14.0 am 14.0 模数nm/mm 2.25 2.75 2.75 3.00 3.50 4.50 4.50 6.00 表 3.2 汽车变速器常用的齿轮模数 （ mm） 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （ 3.25） 3.50 （ 3.75） 4.50 5.50 所有齿轮的模数定为 2.5mm。 2、 压力角的选取 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。实际上，因国家规定的标准压力角为 200，所以在本设计中变速器齿轮压力角定为 o20 。 3、 螺旋角的确定 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。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 oo 2515 为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，为使工艺简便，可将螺旋角设计成一样的，中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋。 两轴式变速器为 200 250 中间轴式变速器为 oo 3422 ； 货车变速器： oo 2618 ； nts 13 所以初选斜齿轮螺旋角 o22 。 4、齿宽的确定 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 5、 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪音、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。规定齿顶高系数取 1.00。 6、 齿轮材料的选择 变速器齿轮可以与轴设计成一体或 与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支撑等方式之一与轴连接。 齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿顶圆处的厚 b影响齿轮强度。要求尺寸b应该大于或等于齿轮危险断面处的厚度。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大一些，至少满足尺寸 2)4.12.1( dC ， 2d 为花键内径。为了减小质量，轮辐处厚度 应满足 强度条件下设计得薄些。 齿轮表面粗糙度数值降低，则噪音减小，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 mRRaa 40.080.0范围内选用。要求齿 轮制造精度不低于 7 级。 国内汽车变速器齿轮材料主要采用 CrMnTi20 、 TiBMn220 、 515MnCr 、 520MnCr 、525MnCr 、 528MnCr 。渗碳齿轮表面硬度为 HRC6358 。心部硬度为 HRC4833 。值得指出的是，采用喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施能使齿轮得到强 2化 。 3.3 各档 齿轮齿数的分配 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。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是nts 14 整数，以使齿面磨损均匀。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方 法。 1、 2 一档齿轮， 3、 4 二档齿轮， 5、 6 三档齿轮 7、 8 四档齿轮， 9、 10、 11 倒档齿轮。 图 3.1 传动方案 本设计变速器四个前进挡采用斜齿圆柱轮，倒档采用直齿圆柱齿轮。 （ 1）直齿 hz=mA2（ 2）斜齿 hz = mA cos21、确定一档齿轮的齿数和传动比 一档传动比为： 5.3121 zzi11.575.222c o s772c o s2 1 onh mAZ 取整 58， 轿车 1Z 可在 1712 之间取，取 131Z ，则 452 Z 。 对中心距 A进行修正 19.7822c o s2 585.2c o s2 ohn zm A 取整得 mmA 800 ， 0A 为标准中心距。 46.31345121 zzi， mmA 800 ， 带入上公式得： o251 2、 确定二档齿轮的齿数和传动比 nts 15 21.2342 zzi33.595.2 22c o s802c o s2 onh mAZ 取整 59nZ，取 40,1943 ZZ则 有 ,105.219402 i带入公式得： o8.221 。 3、确定三档齿轮的齿数和传动比 40.1563 zzi33.595.2 22c o s802c o s2 onh mAZ 取整 59nZ，取 34,2565 ZZ36.12534563 zzi， o8.223 4、确定四档齿轮的齿数和传动比 89.0784 zzi33.595.2 22c o s802c o s2 onh mAZ 取整 59nZ，取 28,3187 ZZ9.0784 zzi， o8.224 5、确定倒档齿轮的齿数和传动比 倒档采用直齿圆柱齿轮，且传动比与一档相近，取其为 3.2 则有 ： 2.3910 zz试取： 4110z， 139 z则有： 154.3910 zzi倒倒档齿轮 11z 的齿数一般在 2321 之间，取 2311z 。 则二轴与倒档轴的中心距有： nts 16 80)2341(5.221)(21 1110 zzmA 3.4 变位系数的确定 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，耐磨损、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之和等于零。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相接近的程度。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，会因保证各挡传动比的需要，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。当齿数和多的齿数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，故采用得较多。对斜齿轮传动，还可以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。对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此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，应使总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。为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大雨零。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一挡主动齿轮）会造成轮齿根切。这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减少。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。 总变位系数21 c减少，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度减小，易于吸收冲击振动故噪声要小一些。另 外， c 值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿nts 17 根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。 根据上述理由，为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高挡和一轴齿轮副的c可以选为 0.2 0.2。随着挡位的降低，c值应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的c值，以便获得高强度齿轮副。一挡齿轮的c值可以选用 1.0以上。 图 3.2 选择变位系数线图 啮合角 ： c o s)(c o s212 zzam t 计算得： 62001.20 oo 查图得： 05.0， 4.01 ， 35.02 同理计算得： 42.03 ， 18.04 23.09 ， 23.010 ， 23.011 3.5 齿轮尺寸的确定 本次设计所有齿轮的几何尺寸如下所示。 nts 18 表 3.3直齿圆柱 齿轮的几何尺寸 (mm) 9z10z11z 齿数 13 41 23 模数 2.5 2.5 2.5 变位系数 0.23 0.23 -0.23 分度圆直径 33 103 58 齿顶高 3.08 3.08 1.93 齿根高 3.49 3.49 4.64 齿全高 6.56 6.56 6.56 齿顶圆直径 38.7 108.7 63.7 齿根 圆直径 25.53 95.53 50.53 中心距 80 表 3.4 斜齿圆柱齿轮的几何尺寸 (mm) 1z 2z 3z 4z 5z 6z 7z 8z 齿数 13 45 19 40 25 34 31 27 模数 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 变位系数 0.6 0.85 0.42 0.18 0 0 0 0 螺旋角 250 250 22.80 22.80 22.80 22.80 22.80 22.80 压力角 200 200 200 200 200 200 200 200 端面模数 2.66 2.66 2.68 2.68 2.71 2.71 2.76 2.76 分度圆直径 35 120 51 117 68 92 86 74 齿顶高 3.22 3.85 3.05 2.45 2.5 2.5 2.5 2.5 齿根高 2.56 1.94 3.01 3.61 4.06 4.06 4.06 4.06 齿全高 5.79 5.79 6.06 5.79 6.56 6.56 6.56 6.56 齿顶圆直径 41.03 127.41 56.98 112.01 72.80 97.21 90.51 79.48 齿根圆直径 29.46 115.84 44.85 99.88 59.67 84.08 77.80 66.35 中心距 80 3.6 齿轮的校核 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，轮齿相互啮合，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差，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 nts 19 2、 齿轮材料的选择原则 9 齿轮材料的选择原则是：（ 1）满足工作条件的要求； （ 2）合理选择材料匹配； （ 3）考虑加工工艺及热处理工艺。 3、 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、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 CrMnTi20 。 （ 1） 齿轮弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力wz bymkkTbt ykkF fgfw 212 （ 3.13） 式中，W 弯曲应力（ MPa）； gT 计算载荷（ mN ）； k 应力集中系数，可近似取k=1.65； fk 摩擦力影响系数，主动齿轮fk=1.1，从动fk=0.9； 图 3.3齿形系数图 b 齿宽，9b=18mm ，10b=15mm ， 11b =18mm ； y 齿形系数。 将所得出的数据带入式（ 3.13）得： z bymkkTb t ykkF fgfw 2192 = 672Mpa z bymkkTbt ykkF fgfw 21102 = 239Mpa nts 20 z bymkkTbt ykkF fgfw 21112 =436Mpa 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭 矩maxeT时，直齿轮的弯曲应力在400850MPa 之间。 以上结果都符合要求。 斜齿轮弯曲应力wbykzmkTb t y kkFngw 21 c o s2（ 3.14） gT 计算载荷； 斜齿轮螺旋角； k 应力集中系数； z 齿数； nm 法向模数，取nm=2.5； y 齿形系数；当量齿数 3coszz n ; k 重合度影响系数，k=2.0； b 齿面宽，斜齿 mmb 18 。 将所得出的数据带入式（ 3.14）得： bykzmkTbt y kkFngw 211 c os2= 309Mpa bykzmkTbt y kkFngw 212 c os2= 97Mpa bykzmkTbt y kkFngw 213 c os2= 225Mpa bykzmkTbt y kkFngw 214 c os2= 110Mpa bykzmkTbt y kkFngw 215 c os2=193Mpa bykzmkTbt y kkFngw 216 c os2= 138Mpa bykzmkTbt y kkFngw 217 c os2= 151Mpa nts 21 bykzmkTbt y kkFngw 218 c os2= 154Mpa 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 7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j轮齿接触应力 j=0.418 )11(bzbFE =0.418 )11(c o ss inc o s22bzcngrrKzmET （ 3.15） 式中 j 轮齿的接触应力（ MaP）； F 齿面上的法向力（ N）， F= coscos 1F ； 1F 圆周力， 1F = dTg2 ； gT 计算载荷（ Nmm）； d 节圆直径（ mm） ； 节点处压力角（）； 齿轮螺旋角（）； E 齿轮材料的弹性模量（ M aP ），钢材 E=2.1 105 M aP ； b 齿轮接触的实际宽度 （ mm） ； z 、 b 为主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm） ，直齿轮 z = zr sin , b = br sin ,斜齿轮 z =3zcossin r ， b =3bcossin r ； zr 、 br 为主、从动齿轮节圆半径（ mm） 。 将作 用在变速器第一轴上的载荷2emanT作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j如下：渗碳齿轮 ： 一挡和倒挡 j=1900 2000M aP ，常啮合齿轮和高档j=1300 1400M aP 。 1、 一挡主从动齿轮接触应力 （ 1）一挡主动齿轮接触应力 1j=0.418 )11(c o ss inc o s211121121rrKzmETcng nts 22 = 0.418 )3.11022.322(820c o s125.220s in21c o s101.27 0 0 0 0225 =965.2 j （ 2）一挡从动齿轮接触应力 2j=0.418 )11(c o ss inc o s212222222rrKzmETcng =0.418 )3.11022.322(820co s415.220s in21co s101.2)124199.070000(225 =960.3 j 2、 二挡主从动齿轮接触应力 （ 1）二挡主动齿轮接触应力 3j=0.418 )11(c o ss inc o s433323323rrKzmETcng = 0.418 )5.9626.452(820c o s175.220s in21c o s101.27 0 0 0 0225 =727.5 j （ 2）二挡从动齿轮接触应力 4j=0.418 )11(c o ss inc o s434424424rrKzmETcng =0.418 )5.9626.452(820co s365.220s in21co s101.2)173699.070000(225 =723.8 j 3、 三挡主从动齿轮接触应力 （ 1）三挡从动齿轮接触应力 5j=0.418 )11(c o ss inc o s654424525rrKzmETcng = 0.418 )4.8026.612(820c o s235.220s in21c o s101.270000225 =589.3 j （ 2）三挡从动齿轮接触应力 nts 23 6j=0.418 )11(c o ss inc o s656626626rrKzmETcng =0.418 )4.8026.612(820co s305.220s in21co s101.2)233099.070000(225 =572.9 j 4、 四挡主从动齿轮接触应力 （ 1）四挡从动齿轮接触应力 7j=0.418 )11(c o ss inc o s877727727rrKzmETcng = 0.418 )672752(820c o s285.220s in21c o s101.27 0 0 0 0225 =530.3 j （ 2）四挡从动齿轮接触应力 8j=0.418 )11(c o ss inc o s878828828rrKzmETcng =0.418 )672752(820co s255.220s in21co s101.2)252899.070000(225 =590.9 j 以上四个档都符合设计要求。按上边步骤，通过计算倒挡也符合要求，此处略去倒挡的步骤。 3.7 变速器壳体材料的选用 变速器壳体的尺寸要尽可能小些，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴承工作时不会歪斜，变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应只 一刀壳体侧面的内壁与转动齿轮顶之间留有 58mm 的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪音和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于 15mm 的间隙。 为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承nts 24 处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪音的大方面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪音。 为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在的平面处，同时利用它作为检查油面高 度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了是第一轴或第二轴后支撑的轴承间隙处流出的润滑油再留回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。 为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取 3.54mm。采用铸铁壳体时，壁厚取 56mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大并使消耗的材料增加，提高成 9本 。 3.8 本章小结 本章主要对
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