37-轿车机械式变速器设计（全套含CAD图纸）
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摘要随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势为增大变速器传递功率与重量之比，并要求变速器具有较小的尺寸和良好的性能。在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算。该型结构紧凑工艺性能好，适配性强，传动平稳噪声低，节油且成本低。关键词：变速器；齿轮；同步器；设计AbstractAlongwiththedevelopmentoftheautomobileindustry,thetrendofcartransmissiondesigningistoincreaseitstransmissionpoweranddecreseitsweight,andhopehavesmallersizeandexcellentperformance.Inconditionsthatknowingtheengineoutputtorque,speedofengineandmaximumspeedofvehicles,maximumdegree,focusonthedesigningoftransmissiongearstructuralparameters,axisgeometrydesigncomputation;aswellasthetransmissionanddriveprogramstructuredesign，Structurebytheprocessperformancetogether,andfitandstrong,smoothtransmissionandlownoise,fuel-efficientandlowcost。Keywords:transmission;gear;synchrotron;design轿车机械式变速器设计3目录摘要Abstract1绪论.11.1变速器的国内外发展状况及种类.11.2机械式变速器的特点.22两轴五挡机械式变速器设计.32.1变速器设计的基本要求.32.1.1变速器的功用与要求.32.2变速器的传动布置方案的确定.32.2.1倒挡传动方案.52.3变速器主要零件结构的方案分析.52.3.1齿轮形式.52.3.2轴的结构.52.3.3轴承形式.62.3.4换挡结构形式.63变速器主要参数的选择与主要零件的设计.83.1变速器主要参数的选择.83.1.1挡数和传动比.83.1.2中心距.93.1.3轴向尺寸.93.1.4齿轮参数.93.2各档传动比及其齿轮齿数的确定.103.2.1确定一挡齿轮的齿数103.2.2确定其他挡位的齿数.113.3齿轮变位系数的选择.11轿车机械式变速器设计44变速器齿轮的强度计算与材料的选择.134.1变速器齿轮的几何尺寸计算.134.2齿轮的强度计算与校核.155变速器轴与轴承.205.1变速器轴的结构和尺寸.205.2轴的校核.205.3轴承的校核.226变速器同步器的设计.236.1同步器的结构类型.236.2锁环式同步器的工作原理.236.3锁环式同步器的主要参数的确定.257结论.28参考文献致谢摘要随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势为增大变速器传递功率与重量之比，并要求变速器具有较小的尺寸和良好的性能。在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算。该型结构紧凑工艺性能好，适配性强，传动平稳噪声低，节油且成本低。关键词：变速器；齿轮；同步器；设计AbstractAlongwiththedevelopmentoftheautomobileindustry,thetrendofcartransmissiondesigningistoincreaseitstransmissionpoweranddecreseitsweight,andhopehavesmallersizeandexcellentperformance.Inconditionsthatknowingtheengineoutputtorque,speedofengineandmaximumspeedofvehicles,maximumdegree,focusonthedesigningoftransmissiongearstructuralparameters,axisgeometrydesigncomputation;aswellasthetransmissionanddriveprogramstructuredesign，Structurebytheprocessperformancetogether,andfitandstrong,smoothtransmissionandlownoise,fuel-efficientandlowcost。Keywords:transmission;gear;synchrotron;design轿车机械式变速器设计1目录摘要Abstract1绪论.11.1变速器的国内外发展状况及种类.11.2机械式变速器的特点.22两轴五挡机械式变速器设计.32.1变速器设计的基本要求.32.1.1变速器的功用与要求.32.2变速器的传动布置方案的确定.32.2.1倒挡传动方案.52.3变速器主要零件结构的方案分析.52.3.1齿轮形式.52.3.2轴的结构.52.3.3轴承形式.62.3.4换挡结构形式.63变速器主要参数的选择与主要零件的设计.83.1变速器主要参数的选择.83.1.1挡数和传动比.83.1.2中心距.93.1.3轴向尺寸.93.1.4齿轮参数.93.2各档传动比及其齿轮齿数的确定.103.2.1确定一挡齿轮的齿数103.2.2确定其他挡位的齿数.113.3齿轮变位系数的选择.11轿车机械式变速器设计24变速器齿轮的强度计算与材料的选择.134.1变速器齿轮的几何尺寸计算.134.2齿轮的强度计算与校核.155变速器轴与轴承.205.1变速器轴的结构和尺寸.205.2轴的校核.205.3轴承的校核.226变速器同步器的设计.236.1同步器的结构类型.236.2锁环式同步器的工作原理.236.3锁环式同步器的主要参数的确定.257结论.28参考文献致谢轿车机械式变速器设计3轿车5挡机械式手动变速器设计1绪论变速器是用于改变发动机的转矩及转速，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对驱动车轮牵引力及车速不同要求的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶工况下，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。因此它的性能直接影响汽车的动力性和经济性。1.1变速器的国内外发展状况及种类变速器由变速传动机构和操纵机构组成。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）。手动变速器（ManualTransmission）采用齿轮组，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”)。所以说它是有级变速器。1.2机械式变速器的特点机械式变速器结构简单，维修维护方便，造价低廉，传动效率较高，工作可靠性强。机械式变速器分为两轴式和中间轴式。两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动乘用车，中间轴式发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的中轻型货车。中间轴式机械效率低，噪声大。而两轴式轴和轴承数少，所以有结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点。本设计中所采用的相关设计参数均来源于07款捷达春天CiF车型，根据其发动机前置前驱的特点，本设计采用两轴式结构形式，以使设计的变速器结构紧凑、优化、操作简便，并且性价比更高。设计中采用的具体参数如下表所示：表1-1变速器设计参数项目参数最高时速175km/h轮胎型号185/60R14发动机型号TRITEC1.595L最大扭矩140Nm/3500最大功率68kw/5600最高转速6000r/min主减速比4.529轿车机械式变速器设计42两轴五档机械式变速器设计2.1变速器设计的基本要求变速器的设计应满足如下基本要求：（1）保证汽车有必要的的动力性和经济性；（2）设置不同挡位，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；（3）工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡，以及换挡冲击等现象出现；（4）工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；（5）在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长。2.1.1变速器的功用和要求变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。变速器都装有单向的通气阀，以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底的放油塞多置磁铁，以吸附油中铁屑。涉水车需有防水措施。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下的设计要求。（1）正确的选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比做优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。（2）设置空挡，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。（3）操作简单、准确、轻便、迅捷。（4）传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。（5）制造工艺性好、造价低廉、维修方便。（6）贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。（7）需要时应设置动力输出装置。（8）体积小、质量小、承载能力强、使用寿命长、工作可靠。2.2变速器的传动布置方案有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率，因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求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。轿车机械式变速器设计5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，其前进挡位数多达616个甚至20个。变速器挡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，直接操纵式变速器挡位数的上限为5档。多于5个前进挡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。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1（0.70.8）的超速档，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。但与传动比为1的直接档比较，采用超速挡会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、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。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。两轴式变速器如图2-1所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，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面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；各档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。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1。轿车机械式变速器设计6图2-1两轴式变速器1第一轴；2第二轴；3同步器两轴式变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。斜齿比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮合式，因此也采用斜齿轮。由于所设计的汽车是发动机前置，前轮驱动，因此采用两轴式变速器。2.2.1倒档传动方案变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的扰度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声大。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1。本设计采用图2-2所示的传动方案。图2-2变速器倒档传动方案23变速器主要零件结构的方案分析2.3.1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轿车机械式变速器设计7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，即均采用斜齿轮传动。2.3.2轴的结构变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正常啮合，产生较大的噪声、降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间用动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大经定心更宜。变速器中间轴分为旋转式和固定式两种。2.3.3轴承形式变速器多采用滚动轴承，即深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮。为了适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增大其承载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等发展方向，变速器采用圆锥滚子轴承的日益增多8。2.3.4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、导致齿轮早期损坏等原因，初一档、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。自动脱档是变速器的主要障碍之一。为解决这个问题，工艺上采取措施3：轿车机械式变速器设计8图2-3防止自动脱档的结构措施将啮合套做得长一些（如图2-3），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约13mm。使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档1。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2-4所示3：图2-4锁环环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块;7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮轿车机械式变速器设计9轿车机械式变速器设计10max0maxaxmax(cosin)egITrifgaxm0rgeiTimax2egITriGax0rgIeTii3变速器主要参数的选择与主要零部件的设计3.1变速器主要参数的选择3.1.1档数和传动比近年来，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。本设计采用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1则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为（3-1）式中m-汽车总质量（mm）；g-重力加速度（m/s2）；max-道路最大阻力系数；rr-驱动轮的滚动半径（mm）；Temax-发动机最大转矩（Nm）；i0-主减速比；-汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档传动比为：（3-2）轿车机械式变速器设计11max1ingnq3IAmaxKT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1545kg；rr=289mm；Temax=140Nm；i0=4.529；=0.9；;max.48根据公式（3-1）可得：igI=3.67。ax01590.2.48regiT本设计取五档传动比ig=1。中间档的传动比理论上按公比为：（3-3）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（3-3）可得出：q=1.4011。故有：62.gi871.34IVi3.1.2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定：(3-4)式中KA-中心距系数。对轿车，KA=8.99.3；对货车，KA=8.69.6；对多档主变速器，KA=9.511；TImax-变速器处于一档时的输出扭矩：TImax=TemaxigI=462.42Nm1403.6793max92.AKN故可得出初始中心距A=72mm1。3.1.3轴向尺寸轿车机械式变速器设计12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3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)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。本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3.472mm=244.8mm，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。3.1.4齿轮参数（1）齿轮模数第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mnmm（3-63max0.47eT）其中=140Nm，可得出mn=2.44。maxeT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去相同，轿车和轻型货车取23.5mm。本设计取2.5mm。（2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。表2-1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。在本设计中变速器齿轮压力角取20,啮合套或同步器取30o；斜齿轮螺旋角取30。应该注意的是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，第二轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一轴的斜齿轮左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。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7。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿b=kcmn,kc为齿宽系数，取为6.08.5b=kcmn=7.22.5=18b为齿宽(mm)。采用接合套或同步器换档时，其接合套的工作宽度初选时可取为24mm。轿车机械式变速器设计131092ZigImAZ2nmAZcos2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1。3.2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。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。3.2.1确定一档齿轮的齿数一档传动比（3-7）为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和:（3-8）其中A=72mm、m=2.44；故有。60Z当轿车两轴式的变速器时，此处取，则可得出1。9.35gIi94Z103Z上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）Z看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A=75，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。3.2.2确定其他档位的齿数二档传动比（3-10897gZi9）而，故有：72.gi872.Z对于斜齿轮，（3-10）轿车机械式变速器设计1417Z故有：5287Z可得出：813、按同样的方法可分别计算出：三档齿轮；四档齿轮；五651936Z、4320Z、档齿轮。2162Z、一般情况下，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取3.67。gri倒档传动齿轮的齿数与一档主动齿轮相当，取1。/121Z倒挡3.3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。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剂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，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，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他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。其中，一档主动齿轮10的齿数Z1017，因此一档齿轮需要变位。变位系数（3-11）式中Z为要变位的齿轮齿数。轿车机械式变速器设计154变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1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刀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，两齿轮的螺旋角必须相等而方向相反。中线如图4-1基圆齿形表4-1渐开线圆柱齿轮的基准齿形基本要素名称代号标准齿短齿增大齿形角齿形角202025齿顶高系数f1.81.0径向间隙系数c0.253m3m齿根圆角半径r80.46.35（1）直齿圆柱齿轮计算（见表4-2）档直齿圆柱齿轮计算：mm2.5m，10394轿车机械式变速器设计16表4-2直齿圆柱齿轮尺寸计算计算公式计算项目非变位齿轮（mm）分度圆直径mm103dmz91.56dmz齿顶圆直径mm*(2).56aZh*9(2)4.4.aZh齿根圆直径mm*10(3.)26.fadC*9(10.5)6.2fadC基圆直径mm100cos39.84bd90cos1.512.35bd（2）斜齿圆柱齿轮计算表4-3斜齿圆柱齿轮计算名称公式二挡三挡四档五档倒挡螺旋角30303030303030303030基圆螺旋角btancosbt282828282828282828法面模数/mnm2.52.52.52.52.52.52.52.52.52.5法面压力角n02n202020202020202020端面模数/mmtcosn2.92.92.92.92.92.92.92.92.9法面齿距/mmnpnm7.857.857.857.857.857.857.857.857.85端面齿距/mmtt9.119.119.119.119.119.119.119.119.11分度圆直径/mmdtmZ42108501006585757559齿顶圆直径2ah47113551057090808064轿车机械式变速器设计17/mmad齿根圆直径/mmf2fh35.75101.7543.7593.7558.7578.7568.7568.552.75齿顶高/mmah*nam2.52.52.52.52.52.52.52.52.5齿根高/mmf*nanhc3.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.1253.125端面压力角ttacostn230230230230230230230230230基圆直径/mmbdt38100469260786969554.2齿轮的强度计算与校核1.齿轮弯曲应力计算w（1）档直齿圆柱齿轮：mm2.5m103594,.041EMPamm，mm1dz99dmz（4-max.5,.57jejN:1）（4-310274.03jtFd2）（4-3310109.514.7810mcoscos0t:3）（4-492721.8jtFd:轿车机械式变速器设计18）（4-533991010.81.260mcoscos2tF:）（4-6tfwKbty）1.650.9mfKb-应力集中系数，可近似取摩檫力影响系数，主动轮取，从动齿轮取齿宽（），取t-端面齿距（），y齿形系数，取0.21（4-73104781.65091.4MPa2tfwFKbty）（4-839.2.53.0a167801tfwty）当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩时，一挡直齿轮的弯曲应力maxeT在400850MPa（2）斜齿轮弯曲应力（4-91wFKbty）式中为重合度影响系数，取2.0，=1.50K二档齿轮圆周力：（4-82678.5NjtTFd10）齿轮8的当量齿数823.7,0.13cosnZ可查表得：y（4-186.526.5MPawFKbty11）同理得：279.36MPa7w轿车机械式变速器设计19依据计算二挡齿轮的方法可以得到其他档位的弯曲应力，其计算结果如下：三挡：5627.4MPaw四挡：341.a97Pw五挡：128.Ma6w当计算载荷取作用到第一轴的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180MPa350MPa,以上校核在其范围内，强度要求符合1。2.轮齿接触应力j（4-10.48jzbFE12）（1）直齿圆柱齿轮：m=2.5mm51093,4,2.01MPaZ9mdax,.5.7NjejT:31024.10jtFd（4-331010099.5.789MPacoscos2t13）0011099sinsi5.322.dr轿车机械式变速器设计20（4-1010935.48.72.41.1976.25MPa6.320.jFEb14）391.7NmjtTFd:3399001010.1.24coscos2st:（4-910935.48.2.410.162.MPa6.30.jFEb15）渗碳齿轮的许用应力在19002000或650700之间，应力符合:（4-10.48jzbFE16）（2）斜齿圆柱齿轮：m=2.5mm58715,3,2.041MPaZ74m8dax,0.NjejT:382.10jtFd（4-3388077.5MPacoscos2tF17）008877sinsi.142.36dr轿车机械式变速器设计21（4-8109350.4.52.41.11376.5MPa87.8.jFEb18）371.290NmjtTFd:（4-33770088.71coscosstF19）（4-7109350.4.2.41.18130.MPa87.8.6jEb20）同理得：613.Paj528j4.Maj31709Pj2.5aj14j渗碳齿轮的许用应力在13001400之间，强度符合要求8。（3）变速器齿轮的材料及热处理现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮常用材料是20CrMnTi(过去的钢号18CrMnTi)，也采用20Mn2TiB,20MnVB,20MnVoB的，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为了消除内应力，还要进行回火8。变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下：渗碳层深度0.81.2mm3.5nm轿车机械式变速器设计22渗碳层深度0.91.3mm3.5nm渗碳层深度1.01.6mm轿车机械式变速器设计235变速器的轴与轴承5.1变速器轴的结构尺寸变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径d与支承间的距离可按下列关系式初选：对第一轴及中间轴：0.168dl对第二轴：2三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A（mm）按下式初选：mm0.4560.45673.54dA:第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩按下式初选：maxe33max.12e初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正1。5.2轴的校核在进行轴的刚度和强度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力如图（5-1）。计算用的齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa可按下式求出：齿轮1、221493.7imax1210.89etidax121tn43.7tan23.6coscoseriF（5-max121t0.t84.719eaid1）轿车机械式变速器设计24如图5-1213140.53.7dr（5-23.2168.420mc:）（5-38.735.s3）（5-4312max475.021jgei:）（5-5222223368.74.175.039.7csjwWdPa）,强度符合5。40Pa变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更重要。对齿轮影响工作最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角，前者使齿轮中心距发生变化，并破坏了齿轮的正确啮合。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。分别计算出轴在水平面内和垂直面内的挠度后，用下列公式计算总挠度。22fff总水平垂直变速器轴的刚度最小。按发动机最大转矩计算时，第二轴齿轮处轴截面的总挠度不得大于0.13mm。对于低档齿轮处轴截面的总挠度，由于低档工作时间较短，又接f总近轴的支承点，因此允许不得大于0.15mm。齿轮所在的平面转角不应超过；0.12rad轿车机械式变速器设计25两轴的分离不得超过0.2mm。斜齿轮对轴和支承的变形较直齿轮敏感。变速器刚度试验证明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于轴的变形，而且取决于支承和壳体的变形。计算中间轴时，通常只计算与第二轴上齿轮相啮合的齿轮处的轴截面的挠度。常啮合齿轮副处的挠度不必计算，因为距离支承点较近，负荷较小，挠度值不大5。5.3轴承的校核，根据对机器的使用经验推8.7tFk3.6rk4.72aFk60/minnr荐的预期计算寿命值，可供参考使用查得。Lh1.360arF根据角接触球轴承的最大e值，are得出载荷系数，1.28pf0.41,.87y初步计算当量动载荷P：（5-6.04136.8742089.6prafF）求出轴承应有的基本额定动载荷值（5-8366002892.79.k11nLhcp）按照轴承样本和设计资料（GB/T292-1994）.5kc此轴承的基本额定静载荷79.kc在深沟球轴承表中介于0.060.13之间，Y值为1.61.4之间。4720.69aFc用线性插值法求得：0.56,1.97y8360.547210prafF366174.39k01nLhc按照轴承样本和设计资料（GB/T292-1994）.2c轿车机械式变速器设计26此轴承的基本额定静载荷，6007轴承系列15.329kNc（5-93660152907204Lhhnp）寿命符合要求5。6变速器同步器的设计同步器使变速器换挡轻便、迅速，无冲击，无噪声，且可延长齿轮寿命，提高汽车的加速性能并节油，故轿车变速器除倒档、货车1档，倒档外，其它档位多装用。要求其转矩容量较大，性能稳定、耐用。6.1同步器的结构类型惯性同步器能确保同步啮合换挡，性能稳定、可靠，因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。它又分为惯性锁止器和惯性增力式。用得最广的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器，它们虽结构有别，但工作原理无异，都有摩擦原件、锁止原件和弹性原件。挂挡时，在轴向力作用下摩擦原件相靠，在惯性转矩作用下产生摩擦力矩，使被结合的两部分逐渐同步；锁止原件用于阻止同步前强行挂挡；弹性原件使啮合套等在空挡时保持中间位置，又不妨碍整个结合和分离过程。本设计采用锁环式同步器又称锁止式、齿环式或滑块式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，转矩容量不大，适于轻型以下汽车，广泛用于轿车及轻型客、货车。6.2锁环式同步器的工作原理在分析与计算中考虑到常温条件下润滑油阻力对齿轮转速的影响可以忽略不计，并假设在同步过程中车速保持不变，这一假设在道路阻力系数0.l5同步器时间t1s时是符合实际的。由于变速器输出端的转速在换挡瞬时保持不变，而输入端靠摩擦作用达到与输出端同步。如图6-1（a）、（b）同步器的计算模型(同步器的计算模型轿车机械式变速器设计27(同步器的计算模型图6-1同步器计算模型现建立输入端惯性质量的运动方程：（6-1rfdwJTt）将上式积分得rcfTJwt由上式可得同步时间：（6-1rcrTeffgkgkJtwii2）将上式中的以摩擦面所受的轴向力代替，则有faF（6-1sin30erTagkgkJtfRi3）同步器摩擦锥面的滑磨功为（6-0tffrctLwd4）将其代入上式，并将其中的值用式代入，得Tt64（6-522130erfgkgknJLii轿车机械式变速器设计28）同步器的滑磨功与其摩擦面积之比fA（6-/ffqL6）称为同步器的比滑磨功。对高档同步器q值应不大于;而对低档同步器则20./Jm应不大于。为了阻止同步前挂挡，则要求摩擦力矩大于脱锁力矩20.3.5/JmfT,若忽略锁止面的摩擦系数，以锁环式同步器为列，如图（b）所示：T（6-7sinafFfRTtanTtFR:）根据，则可建立同步器的锁止条件：fT（6-8tansifR）6.3惯性锁止式同步器的主要结构参数（1）摩擦锥面的半锥角和摩擦系数f愈小则摩擦力矩Tf愈大，故为增大同步器容量值应取小一些，但为了避免摩擦面的自锁应使大于摩擦角，后者与摩擦系数有关，即tan=f。推荐，的上限允许到12。当=6取时摩擦力矩较大，但当锥面粗糙度、润滑油种类及温度等因素的不同而异。一般，在油中工作的青铜-钢同步器摩擦副，可按f=0.1计算。通常，在内锥面上制有破坏油膜的细牙螺纹槽，以提高摩擦系数f的值。螺纹槽的齿顶宽要窄一些以利刮油，可取0.1mm左右或更小些，齿顶越尖则接触面上的压强和磨损就越大。螺距可取0.60.75mm,螺纹角一般取5060。再者，齿顶所在的锥表面的加工精度及粗糙度要求高，不允许有切削刀痕，最后进行研磨。轴向泄油槽一般为6个，槽宽约3mm，槽深要刚好达到螺纹槽深。（2）摩擦锥面的平均半径R和同步锥环的径向厚度WR和W都受到变速器齿轮中心距及有关零部件的尺寸和布置上的限制。当结构布置允许时，R和W应尽量取大些。（3）摩擦锥面的工作面宽b同步锥环的工作面宽b，受到变速器总长的尺寸限制，也要为散热和耐磨损提供足够大的摩擦面积。可根据摩擦表面的许用压力P来确定：，（6-9sinafFfRT1.5Pap）轿车机械式变速器设计29对于锁环式同步器0.25.4bR10,.1,8aFf（6-1022sin0.5.421.5afFfTbRpRfR:）得14mR6（4）锁止角由公式(6-9)得出，通常在范围内。240，得出tansifR0.14tan26si
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