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机械毕业设计车辆工程
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CL01-077@三轴式十二挡手动变速器,机械毕业设计车辆工程
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哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 I 摘 要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速， 是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。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。 本文设计研究了三轴式十二挡手动变速器，其目的是基于机械原理、机械设计、 AutoCAD 等知识的熟练运用和掌握，并 利用 Auto CAD 软件绘制装配图和零件图等 五 项内容。 同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科知识对三轴式十二档变速器进行设计。 首先，本文将概述变速器的现状和发展趋势，介绍 变速器领域的最新发展状况。 其次，工作原理做了阐述， 对不同的变速器传动方案进行比较，选择合理的结构方案进行设计。 再次，对变速器的各挡齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算 ,并为为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。 最后，本文将对变速器换档过程中的重要部件 同步器以及操纵机构进行阐述，讲述同步器的类型、工作原理、设计方法以及重要参数。 关键词： 变速器；传动比；参数；设计计算；校 核 ；齿轮；轴 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 II ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency. This design study of the three-axis 12-speed manual transmission, the purpose is based on mechanical principles, mechanical design, AutoCAD and other knowledge and mastery of the use of skilled and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12. At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission. The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme. Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment. At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer. At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design. Key words: Transmission； Transmission Ratio； Parameters； Design and Calculation； Checking； Shaft； Gear nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 1 目 录 摘 要 . I ABSTRACT . II 第 1章 绪 论 . 1 1.1 汽车变速器概述 . 1 1.2 国内外研究状况和发展方向 . 1 第 2章 传动方案及零部件结构分析 . 3 2.1 变速器的基本设计要求 . 3 2.2 变速器传动机构分析和方案的设计 . 3 2.2.1 双中间轴特点分析 . 4 2.2.2 倒挡布置方案分析 . 4 2.2.3 传动机构布置其他问题的分析 . 6 2.3零部件结构方案分析 . 6 2.3.1 齿轮形式 . 6 2.3.2 变速器轴 . 6 2.3.3 变速器轴承的选择 . 7 2.3.4 换档机构 . 7 2.3.5 防止自动脱挡的结构设计 . 8 2.4本章小结 . 10 第 3章 变速器齿轮参数选择及齿数分配 . 11 3.1 汽车主要技术参数 . 11 3.2 变速器挡数和传动比的确定 . 11 3.2.1 主减速比的确定 . 11 3.2.2 变速器最低挡传动比的确定 . 12 3.2.3 变速器挡数和传动比范围的确定 . 13 3.2.4 变速器其他各挡传动比的确定 . 13 3.3中心距 A的确定 . 14 3.4 变速器齿轮参数的选择 . 15 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 2 3.4.1 模数和齿宽选择 . 15 3.4.2 齿形、压力角 a . 15 3.4.3 齿宽 b . 15 3.4.4 齿顶高系数 . 16 3.4.5 齿轮的修正 . 16 3.5变速器各挡齿轮齿数的分配 . 17 3.5.1 确定一挡齿轮的齿数 . 17 3.5.2 确定二挡齿轮的齿数 . 18 第 4章 齿轮与轴的设计计算 . 21 4.1 齿轮设计与计算 . 21 4.1.1 齿轮材料的选择原则 . 21 4.1.2 轮齿强度校核 . 21 4.2变速器 轴的轴径和轴长设计计算 . 23 4.2.1 各轴的转矩和转速计算 . 24 4.2.2 变速器轴的强度校核 . 24 4.2.3 轴的挠度校 核 . 26 4.3 轴承的选择与校核 . 28 4.3.1 一轴轴承的选择与校核 . 28 4.3.2 二轴轴承的选择与校核 . 29 4.3.3 中间轴轴承的选择与校核 . 30 第 5章 同步器和操纵机构的设计及格选用 . 32 5.1 同步器的设计 . 32 5.1.1 锁销式同步器 . 32 5.1.2 锁环式同步器 . 33 5.1.3 同步器主要尺寸的确定 . 34 5.1.4 同步器主要参数的确定 . 37 5.2 变速器操纵机构的设计 . 39 5.2.1 变速器操纵机构的要求及分类 . 40 5.2.2 变速器操纵机构分析 . 41 5.3 变速器箱体的设计 . 42 5.4 本章小结 . 43 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 3 结 论 . 44 致 谢 . 45 参考文献 . 46 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 1 第 1 章 绪 论 1.1 汽车变速器概述 变速器用于 改 变发动机曲轴的转矩和转速，以适 应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下， 满足 驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。 随着汽车工业的不断发展，今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。 但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速， 同时使发动机在最有利的工况范围内工作 。 因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。 变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。 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，倒挡安全装置，其他结构措施，可使操纵可靠，不产生 跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，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， 不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性，使汽车和发动机有良好的匹配性。 1.2 国内外研究状况和发展方向 变速器作为汽车传动系统的总要组成 部分 ，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的 一 项 重 要依据。 2l世纪能源 与 环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息 与 控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动 了 变速器技术的发展。 目 前国内外的变速器主要向着 多档位 方向发展， 多档位 变速器在实际 中 所占的比例越 来越大，目 前有 一 部分重型载货汽车上使用的是 多档 变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水 平 的 一 项 重 要依据。 21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材 料技术、信息与控制技术等是科学技术发nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 2 展的重要领域，这些领域的科技进步推动 了 变速器技术的发展。 根据前进档数分为： 三 档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。 根据轴的形式分为：同定轴式，旋转轴式。其中 固 定轴式又分为：两轴式变速器，中 间 轴式变速器，双中 间轴式变速器，多中间 轴式变速器。固定 轴式应用广泛，其中两轴式变速器多刚于发动机前置前轮驱动的汽车上 ，中 间 轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式 主 要用于液力机械式变速器。 目 前自动变速器得到 了广 泛的应用。 变速器技术的发展动 向如下： (1)节能 与环境保护。变速器的节能 与环境保护既包括传动系本身的节能与环境保护，也包括发动机的节能 与 保护。 因此 研究高效率的传动副 来节约能源，采用零污染的 工 作介质或润滑油 来 避免环境污染，根据发动机的特性和行驶 工况来 设计变速器，使发动机 工 作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放 区 运行： (2)应用新型材料。材料科学 域 技术是 21 世纪重点发展的科学技术领域。 各 种新型材料在变速器 种 的 应 用 已经 推动了汽车技术的发展和性能的提高。陶瓷材料、高分 子 聚合物、纳米材料、梯度材料、表面渡膜技术 等独特的性能特点，将对变速器的性能产生重要的影晌： (3)高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向； (4)智能化、集成化。变速器智能化、集成化 是 信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶 工 况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机 工 作在最 佳 状态。将变速器智能化，并且普及到 大 众化的汽车 上。这样的汽车可以依据驾车者 的性情、路面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种 因 素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。变速器的发展使汽车好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索，它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。 随着科技的发展和汽车 工 业的 不 断向前进步，汽车 多档 变速器会越来越多的得到使用。 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 3 第 2 章 传动方案及零部件结构分析 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，使汽车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。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行 驶能力。变速器设有空档，可在发动机起动、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮工作。 2.1 变速器的基本设计要求 在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计， 在给定的发动机最大转矩、转速及最高车速、发动机标定功率等条件下，主要完成变速器机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。 在本设计中主要设计是带有主副变速箱的三轴式十二档变速器。，主箱是三轴式六档的变速器，齿轮全部为斜齿轮，采用惯性锁环式同步器，最高档位为直接档 1。副箱采用一对直接档齿轮传动和一对减速档齿轮传动并采用锁销式同 步器来改变传动比 。从而使挂入副箱减速档时或得通过减速齿轮后的六个减速档位。 对于变速器的要求： (l)保证汽车有必要的动力性和经济性； (2)设置空档，用来切断发动机的动力传输； (3)设置倒梢，使汽车能倒退行驶； (4)设置动力输出装置； (5)换档迅速、省力、方便； (6)工 作可靠。变速器不得有跳档、乱档及换档冲 击 等现象发生； (7)变速器应有高的 工 作效率 ； (8)变速器的 工 作噪声低。 除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求，满足汽车有必要的动力性和经济性指标。 2.2 变速器传动机构分析和 方案的设计 目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也是由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 4 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本 低 和工作可靠等优点，故在不 同形式的汽车上得到广泛应用。 机械式 变速器，具有高的传动效率（ =0.96 0.98），因此在 各类车上得到广泛的应用 。 通常，有级变速器具有三个、四个、五个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡位数多大 6 16 个甚至 20 个。变速器挡位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但挡位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也复杂。 某些轿车和货车的变速器，采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速挡。采用传动 比小于 1（约为 0.7 0.8）的超速挡，可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。 机械式 变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副 的数目、 齿轮的 转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。 综上所述，由于 本次设计的为重型货车变速器 ， 布置形式采用发动机前置后轮驱动， 变速器 布置的 空间较 大 ，对变速器的 结构 要求较高，要求运行 时 噪声 要 小，故选用 双中间 轴 十二档 变速 档，并且 五 档为直接档 1 ，六档为超速档。 2.2.1 双 中间轴特点分析 1.由于双中间轴，使中间轴上多个齿轮传递输出的力大小相等，方向相反，从而使输出轴只受扭矩而不受弯矩，可在设计时减小轴颈和齿轮直径，从而减小中心距。体积小，质量轻，降低噪音，提高寿命。 2.主轴及齿轮浮动安装，主轴齿轮与二轴之间可以没有滚针轴承，减小发热故障，提高工作可靠性和性价比。 3.双中间轴一般档数较多，有利于提高加速性。 2.2.2 倒挡布置方案分析 倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。在结构布置上，要注意在不挂入倒档时，不能与第二轴齿轮有啮合情况。换倒档时能 顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。 与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 5 倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，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，并使倒挡传动比略有增加。 图 2-1 倒挡布置方案 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。 综上所述本次设计选择第 6 种倒挡布置方案。 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，然后按照从低挡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，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此 同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 6 除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响，与此同时 为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意 2.2.3 传动机构布置 其他问题 的分析 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。该处因轴的变形而引起 齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。 在三轴式变速器中，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。 能够更充分的利用发动机的功率，使汽车行驶 时 所需发动机曲轴的总转数减少，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。 2.3 零部件结构方案分析 2.3.1 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 。 与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、 工 作噪声低等优点， 但是考虑到设计过程的复杂性，以及现在通用的多档变速器多为直齿轮 ，如图2-2。 所以本设计 各档均 选用直齿轮 。 2.3.2 变速器轴 变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。 设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。 轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 7 图 2-2 常见的十二档变速器 2.3.3 变速器轴承的选择 变速器轴承常采用 深沟球轴承、 圆柱滚子 轴 承 圆锥滚子轴承、 滚针轴承、 滑动轴套等等。 滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。由于本设计的变速器为 三轴式 变速器，变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用 深沟球轴承 ，用来承受轴向力和径向力。 根据载货汽车的轴承承受高扭矩和高负荷且有 一定轴向力故 中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用圆柱滚子轴承 或圆锥滚子轴承 。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6 20mm。 2.3.4 换档机构 目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种： 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。nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 8 缺点是换档使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，所以这种换档方式一般仅用在倒档上。 2. 啮合套换档：用接合套换档，可将构 成某传动比的一对齿轮，制成常啮合斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的结合齿，用来与啮合套向啮合。这种结构具有斜齿轮的传动优点，同时克服了滑动齿轮换档时冲击力集中在 1-2 个轮齿上的缺陷。因为在换档时，有啮合套以及相啮合的结合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和结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。 3. 同步器换档：现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结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，经济性和山区行使的安全性。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的广泛使用，受命问题已解决。 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。 2.3.5 防止自动脱挡的结构 设计 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、 互锁销式 图 2-3 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 2-3， a 为空档位置，此时任一 叉 轴可自由移动。图 2-3， b， c， d为某一 叉 轴在 工 作位置，而其他叉轴被锁住。 图 2-3互锁销式工作原理 2、 摆动锁块式 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 9 图 2-4 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 档住其他两个变速叉轴槽，保证换档时不能同 时挂入两档。 3、 转动钳口式 图 2-5 为 与 上 述锁块机构原理相似的转动钳 口 式互锁装置。操纵杆拨头置于钳 口 中，钳形板可绕 A 轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。上海 SH-130型载重 汽 车的变速器互锁机构就采用这种型式。 图 2-4摆动锁块式互锁机构 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 10 图 2-5转动钳口式互锁机构 2.4 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 传动机构形式的选择并 依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡机构布置方案， 阐述了各种方案的优缺点并对倒档布置形式做出了选择 。在 变速器 零部件的 结构 选择部分 中 ，对变速器齿轮、 轴、 换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了本设计的传动机构布置方案和零、部件的结构形式，作为以后 变速器 设计的基础。 nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 11 第 3 章 变速器 齿轮参数选择及 齿数分配 3.1 汽车 主要技术参数 型号 陕西陕 汽 发动机额定功率 (kw) 193 外廓尺寸 (mm)(长 宽 高 ) 11916 2500 3162 发动机最大 转 矩 (N.m) (3000 3500r/min) 646 轮距 (前 )(mm) 1939 满载轴荷 前 (kg) 13000 轮距 (后 )(mm) 1800 后 (kg) 16000 轴距 (mm) 前 -中（ 4000） 中 -后（ 1350） 主减速器减速比 8.6 最高车速 (km/h) 90 载质量 (kg) 14000 最大爬坡度 (%) 16.7 整车整备质量 (kg) 15000 轮胎 规格 11.00-20 满载总重 (kg) 29000 3.2 变速器 挡数和 传动比的确定 3.2.1 主减速比的确定 0377.0 iirnuga (3.1) 式中： au 汽车行驶速度 （ km/h）； n 发动机转速 （ r/min）； r 车轮滚动半径 （ m）； gi 变速器 传动比 ； 0i 主减速器传动比。 已知：最高车速maxau=maxav=90 km/h；最高档为超速档，传动比gi=0.78； 车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 11.00 20R 得到 r =533(mm)；nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 12 发动机转速 n =pn=3000（ r/min）；由公式（ 3.1） 得到主减速器传动比计算公式 0 8.6i 3.2.2 变速器最低挡传动比的确定 在选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、 汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑 来 确定。 汽车爬坡时车速不高，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 10。故有 m a xm a xm a x01m a x s inc o s mgfmgr iiTrTge (3.2) 则由最 大爬坡度要求的变速器 1 挡传动比为 ： Terg iT rfmgi 0m a xm a xm a x1 )s inc os( (3.3) 式中： m 汽车总质量 ， m=29000 Kg； g 重力加速度 ， 8.9g m/s2； f 道路附着系数 ， 02.0f ； r 驱动车轮的滚动半径 ， =533mm； maxeT 发动机最大转矩 ， =646Nm 0i 主减速比 ， =8.6； T 汽车传动系的传动效率 ， 96.0T 。 将各数据代入式 (3.3)中得 ： 1 8.49gi 根据驱动车轮与路面的附着条件 ： nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 13 201max Gr iiTrTge 可求得变速器一挡传动比为 ： 式中 ： 2G 汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，150002 G Kg； 道路的附着系数，计算时取 5.0 6.0 ； Terg iT rGi 0max21 =12.18 所以取一档传动比为 12.1 3.2.3 变速器挡数和传动比范围的 确定 变速器的档位数根据不同种类车的用途以及 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 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。商用车变速器采用 4 5 个档或多档。载质量在 2.0 3.5t 的货车采用五档变速器，载质量在 4.0 8.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 档数选择的要求： 1、相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下。 2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此， 本次 设计的 重型货车 变速器为 12 档变速器 。 3.2.4 变速器其他各挡传动比的确定 变速器的挡为直接挡，其传动比为 1.0，中间挡的传动比理论上按公比1 11mi nmax ngngnggiiiiq (其中 n 为挡位数 )的几何级数排列，实际上与理论值略有出入。将各数代入式中得 ： q=1.28 则变速器其他各挡的传动比为 1 12.1gi 2 9.41gi 3 7.31gi nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 14 4 5.71gi 5 4.64gi 6 3.48gi 7 2.71gi 8 2.11gi 9 1.64gi 10 1.28gi 11 1gi 12 0.78gi 主副箱传 动比为 611 2 7. . . . . . 4 . 4 6ggg iii 3.3 中心距 A 的确定 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距 A ；它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度 考虑，要求中心距取大些。还有，变速器中心 距 取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏 11。 由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下经验公式（ 3.1）计算。 3A e m a x 1 gA = K T i （ 3.1） 式中： A 变速器中心距（ mm）； AK 中心距系数，（多档 9.5 11.0） maxeT 发动机最大转矩 =646（ N.m）； nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 15 1i 变速器一档传动比为 12.1； g 变速器传动效率，取 96%。 将各参数代入式（ 3.4）得到： A=164.3-191.4 初取 A=170mm 3.4 变速器齿轮参数的选择 3.4.1 模数 和齿宽选择 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽 ；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 变速器齿轮法向 模数 由下表给出 车 型 轿车 货车 微型轿车 中级轿车 中型货车 重型货车 模数nm/mm 2.25 2.75 2.75 3.00 3.50 4.50 4.50 6.00 本次设计的为重型货车故选取模数为 m=5、 m=6 3.4.2 齿形、压力角 a 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；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，为了降低噪声，应选用小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5o 或 25o 等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20o 所以普遍采用的压力角为 20o 。啮合套或 同步器的压力角有 20o 、 25o 、 30o 等，普遍采用 30o 压力角。 本变速器全部选用标准压力角 20o 。 3.4.3 齿宽 b 齿宽对变速器的轴向尺 寸 齿轮 工作平 稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。 选用较 大 的齿宽，工作时会 因 轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 16 方向受力不均匀并存齿宽方向磨损 不 均匀。 通常根据齿轮模数 m的大小来选定齿宽 b， b= cKm 式中： cK 齿宽系数，为 4.5 8.0。 3.4.4 齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮 齿的弯曲应力也减少。 本次设计 齿顶高系数取 1.25。 3.4.5 齿 轮的修正 为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种： 1.加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位； 2.改变刀具的原始齿廓参数； 3 改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。 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，耐磨性、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，有避免了其缺点。 有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，则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。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，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一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 17 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。 总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越 弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。 3.5 变速器各挡齿轮齿数的分配 在初选了变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各挡齿轮的齿数进行分配。所设计的变速器的传动简图如图 3.3 所示。 图 3-3 中间轴式六档变速器传动方案 3.5.1 确定一挡齿轮的齿数 已知一挡传动比1gi=12.1， 1 6 1 72 1 111 1 2 1 5 1 81 2 . 1g zzzzi z z z zggg 为了 确定 的齿数，先求齿数和zmAz 2（ 3.2） 代入数据后得mAz 2=56 试凑法得 11 40z 12 16z nts 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计 18 所以211.084zz 2 1 2()2m z zA （ 3.3） 1 32z 2 35z 173 5 4 0 2 . 7 33 2 1 6ggii g 所以无需调整 。 3.5.2 确定 二 挡齿轮的齿数 9 1 6 1 7221 1 0 1 5 1 89 . 4 1g z z zzi z z z zggg 921 1 02 .1 1zzzzg
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