汽车变速器毕业设计

1、! 14伯懈?如重庆航天职业技术学院专班学姓汽车六档变速器毕业设计XXXXXXXXXX级XXXXXXXXXXXXXX号XXXXXXXXXX名XXXXXXXXXX指导教师XXXXXXXXXXXX 起止日期 XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX机电信息工程系作为汽车传动系统的重要组成部分，变速器对藜乍的动力性与经济性、操 纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接的影响。虽然传统 机械式的手动变速器具有换档冲击大，体积大，操纵麻烦等诸多缺点，但仍以 其传动效率高、生产制造工艺成熟以及成本低等特点，广泛应用于现代汽车上。本文在深入了解和学习变速器开发流程和相关设计理论知识的前提下

2、，首 先确定该微型汽车手动变速器的设计方案，包括齿轮和轴的总布置形式、换档 操纵机构及档位布置形式等；其次根据所配发动机的基本参数以及考虑到整车 动力性和经济性要求下的传动比，设计计算出变速器主要零件的相关参数，通 过对设计参数的分析，找到影响手动变速器性能的因素，完成齿轮、轴和轴承 等主要零件以及同步器同步过程的分析。同时针对各影响因素结合变速器的结 构和目标性能进行优化。在提高传动效率，换挡舒适性，整机NVH性能，轻帚:化 等方面进行研究。词：手动变速器传动效率NVH性能轻最化AbstractAs an important part of automobile transmission,

3、gearbox not only has a direct i-mpact on the vehicle's power and economy, also affects the operation reliability andease, transmission stability and efficiency. Althougli tlie traditional mechanical manual transmission has many disadvantages > such as large sliift shock, huge volumeand compli

4、cated contiol, it is still widely used in modem cars for its advantages ofliigli transmission efficiency, mahire production tecluiiqiie and more importantly lowcost.Tliis thesis firmly confirms the design plan of manual gearbox of micro car, basing on the comprehension and study on gearbox developme

5、nt process as well asrelevant tlieories- Tlie design plan includes the layout of gear and shaft, layout of gearshifting operation mechanism, etc. Secondly based on the essential parameter offiiniished engine and the required transmission ratio of the vehicle's powerperf01 mance, the related para

6、meters on main components of gearbox are worked out. Via analysis to design parameters, finds out the factors which take effects on theperfonnance of manual gearbox. This tliesis completes gear, shaft and bearing main parts and synchronizer syiiclironous process analysis. Considering all the factors

7、 combined with the stmctiire of the perfonnance target and transmission is optimized .In improve the transmission efficiency, tlie sliifting comfort ability, the overall perfonnance of NVH, lightweight, etc,Key word: manual transiiii ssi ontransmi ssi on effi ci encyNVHperfonnance liglitweiglit摘要IAb

8、stractn一、绪论1（一）选题的背景及意义1（二）国内外研究状况2（三）研究的内容4二、变速器方案的确定5（一）变速器结构方案的确定51变速器传动机构的结构分析与型式选择52. 倒挡传动方案10（二）变速器主要零件结构方案的分析121. 齿轮型式122. 换挡机构型式12三、变速器主要参数的选择14（一）变速器主要参数的选择141. 挡数和传动比142. 中心距153. 轴向尺寸164. 齿轮参数16四、主要零件的选择18（一）各档传动比机器齿轮齿数的确定18确定各挡齿轮的齿数18-in-1. 齿轮变位系数的选择20（二）变速器齿轮的强度计算与材料的选择211齿轮的损坏原因及形式212.齿

9、轮的强度计算与校核22（三）变速器轴的强度计算与校孩261. 变速器轴的结构和尺寸262. 轴的校核28（四）轴承的选择与校核321. 轴承选择322. 轴承的校核33（五）变速器同步器的设计401. 同步器的结构402. 同步环主要参数的确定42五、提高整机的NVH性能设计44（一）摇结构的NVH 优化设计45（二）齿轮的NVH优化设计45结论46致谢46参考文献47附录49-IV-重庆航天职业技术7院毕业设计（论文）一、绪论（一）选题的背景及意义汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动力的汽 车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较 大的矛盾。例如

10、，受到载运量、道路坡度、路而质量、交通状况等条件的影 响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范闱内变化，以适应各种使用要求; 此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱 的倒挡齿轮來实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、 行驶方向等之间的矛盾，单靠发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而 生，它与发动机匹配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机 扭矩的若干倍，同时乂可使其转速减小到发动机转速的儿分之一。从现在市场上不同车型所配置的变速器來看，主要分为：手动变速器、 自动变速器、手动/自动变速器、无级变速器。（1）手动变速器手动机械式变速器釆用齿轮

11、组，每挡的齿轮组的齿数是固定的，所以各 挡的变速比是定值，即所谓有级变速器。虽然这种变速器在操作时比较繁琐, 驾驶工作强度大，但具有成本低、起速快、传递扭矩大等特点，从目前市场 实际需求和适用角度來看，手动变速器还不能被其它新型汽车变速器所完全 替代。（2）自动变速器白动变速器，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车 速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说 自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随 车速变化而白动分离或合闭，从而达到白动变速的冃的。（3）手动/自动变速器-1 -重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）其实通过对一些车

12、友的了解，他们并不希與摒弃传统的手动变速器，而 且在某些时候也需要门动的感觉。这样手动/ 口动变速器便由此诞生。这种变 速器在徳国保时捷911午型上首先推出，它可使高性能跑午不必受限于传统 的自动挡束缚，让驾驶考也能亨受手动换挡的乐趣。此型车在其挡位上设有 “ + ”、“”选择挡位。在D挡时，可自由变换降挡（）或加挡（+）,如同手动 挡一样。（4）无级变速器当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越來越 高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高 境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯发明。无级变速系统不像手动变速 器或白动变速器那样用齿轮变速，而是

13、用两个滑轮和一个钢带來变速，其传动 比可以随意变化，没有换挡的突跳感觉。它能克服普通门动变速器“突然换挡”、 汕门反应慢、油耗高等缺点。通常有些人将自动变速器称为无级变速器，这是 错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换挡是自动的，但它的传 动比是有级的，也就是我们常说的挡，一般自动变速器有48个挡。而无级变 速器能在一定范伟I内实现速比的无级变化，并选定儿个常用的速比作为常用的 “挡”"装配该技术的发动机可在任何转速下H动获得最合适的传动比"（二）国内外研究状况手动变速器的许多最近的发展集中在为降低成本和体积的新制造方法上。 传统來说，变速器制造包含大星昂贵的机器

14、，以及为机械加工和装配操作所需 留出的空间限制的设计。最新的技术包括，如在最新的Ford/Getra96档变速器 中可以看到的激光焊接冲床钢滑动齿轮选择器轴套。为替代前一代变速器的铸 铁拨叉，这种精致而坚固的设计方案可以导致更少的对内部的损害。齿轮盘片 的激光和摩擦焊接同时保证了所需机器设计空间的降低，这是一种由雷诺公司 在5档副轴圆型变速器设计中发明的技术，命名为EMI,曾在2000年展出并因为重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）它的简单和轻便仅22公斤却能提供140Nin的转矩而出名。另一方面，设计人员 也在其齿轮提供转矩输出的设计上进行了认真的研究，提高了耐久性和低噪声 水平。从变速器的

15、发展现状中我们可以看出，无论是自动变速器还是手动变速器, 都存在着优点和某些不足，所以对于一款新设计出的变速器进行适当的优化是 必不可少的。传统的汽车变速器设计是采用许多经验公式计算和测绘同类型变 速器來初步确定其参数，这样设计出來的变速器盲目性比较大，常过于保守。 减小体积和质量，提高传扭能力，是当前汽车变速器优化设计的主要目的，因 为减小变速器的体积和质量可减少制造费用，降低齿轮动载荷，提高齿轮寿命, 使汽车的总体布置更为方便和灵活。当发动机选定时，就要求设计的变速器在 规定的使用年限内保证其性能，而且要求变速器体积最小，节省材料，降低成 本。如何达到此要求，如何合理地分配传动比，合理选择

16、各档的模数、齿数、 螺旋角、齿轮变位系数等，传统设计方法是根据经验类比、估算或试凑的方式 初步确定这些参数，然后再进行刚度与强度等校核，若不合适，就对其中某参 数进行修改，再进行重复计算，直到满意为止。这种设计方法在一定程度上伴 随着主观性，而通过变速器专业软件的优化功能，可适当的消除这种盲目性和 主观性（目前汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车白动开发设计软 件。发达国家汽午开发能力的高低己不再用它拥有多少高级开发能力的人才 和先进设备的多少來评价，而是用更重要的个方面就是它是否拥有最先进 的开发软件和数据库來评价。当前对轿午设计中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零部件的 限制条

17、件也越來越多，越來越复杂。传统的经验公式已经无法满足新型变速 器设计的要求。而总结新的经验公式乂需要丰富的设计经验与知识，是一个 长期的过程。当今科技I新月异，轿车生产的手段方法与目标也不断在改变。重庆航天职业技术7院毕业设计（论文）大最使用的经验公式已不具备长期生存实用的必要性和可能性。综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势 來看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其优点不仅仅在 于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系 统的引入，使得其更具有可扩展性。它可以直接将一个复杂的要求引入到设 计过程中，能在不改变或较少改变设计系统的情

18、况下，进行进一步设计和检 验其合理性。而在传统设计方法中，要做到这样是很困难的，因为改变设计 系统和过程将是一个复杂的工作。采用前置后驱形式的轿车一直被认为是极具驾驶乐趣的车型。目前国内采 用这种驱动布置的主要有华晨宝马、丰HI锐志、皇冠等少数车型。以宝马为例， 除其中某儿款四驱车型以外，其余午型均采用前置后驱的形式。在这种布置中， 发动机的位置通常较前置前驱车型靠后，共至直接位于前轴之上，同时发动机 采用纵置布置，这就使得变速器要采用三轴形式，变速器距离驾驶员位置较近， 从而简化了操纵机构的复杂程度。而前置后驱的布置，使得宝马汽午的前后轴 荷可以达到完美的50:50。采用性能优异的手动变速器

19、，更能增加汽车的操控 性与驾驶乐趣：而增加变速器的挡数，乂能够改善汽车的动力性、燃汕经济性 和平均车速，因此目前宝q汽车的手动变速器均采用八挡形式（三）研究的内容本文主要参考同类齿轮软件的设计，结合变速箱设计的实际情况，对手动 变速器的结构、工作原理及工作过程进行一定的研究。首先确定汽车手动变速 器的设计方案，包括齿轮和轴的总布置形式、换档操纵机构及档位布置形式等; 其次根据所配发动机的基本参数以及考虑到整午动力性和经济性要求的传动 比，设计计算出变速器主要零件的相关参数。完成齿轮、轴和轴承等主耍零件 以及同步器同步过程的分析。二、变速器方案的确定（一）变速器结构方案的确定变速器由传动机构与操

20、纵机构组成。1.变速器传动机构的结构分析与型式选择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5 =0. 960. 98）,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、挡 位数及各挡的传动比，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。传动比范围是变速器低挡传动比与髙挡传动比的比值。汽车行驶的道路 状况愈多样，发动机的功率与汽车质最之比愈小，则变速器的传动比范甬应 愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5。通常，有级变速器具有4、5、6个前进挡。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽午的燃料

21、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、无声换挡，对于多于6个前进挡的变速器来 说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的上限为6挡。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。某些轿车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。采用 传动比小于1（0.70.8）的超速挡，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的直接挡比较，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

22、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-5 -重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）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。三轴式变速器如图21所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿 轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴 直接连接起來传递扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载, 而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最 小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡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

23、 可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直 接挡外其他各挡的传动效率有所下降。21第一轴：2第一.轴：3中间轴图2-1轿车屮间轴式四挡变速器3-7-重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）两轴式变速器如图22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挡的传动效率髙、噪声低。轿午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 车质暈降低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（即输出抽）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而

24、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）夕卜，其他挡均采用常啮合斜齿轮传动：个挡的同步器多 装在第二轴上，这是因为一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡 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挡，因此在高挡工作时，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，低挡传动比取值的上 限（i=4.04.5）也受到较大限制，但这一缺点可通过减小各挡传动比同时 增大主减速比來取消。1第一轴：2第二轴；3同步器图2-2两轴式变速器有级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

25、斜 齿轮。后者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，除低挡及倒挡外，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，由于倒挡齿轮采用的是常啮式， 因此也采用斜齿轮。所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，采用中间轴式变速器。图2-3、 图2-4、图2-5分别是几种中间轴式四，五，六挡变速器传动方案。特点是: 变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接 挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变 速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上， 噪声低，齿轮和轴承的磨损减

26、少因为直接挡的利用率离于其它挡位，因而提 高了变速器的使用寿命：在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经 过设置在第一轴，中间轴和第二轴匕的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴 与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比； 挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采 用常啮合齿轮传动：多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均 采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还 有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡 位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相 同的条件下，各

27、种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡 传动方案上有差别。图2-3中间轴式卩q扌为变速器传动方案如图2-3中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别：图l-3a、b所 示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡：图l-3c所示传动方案 的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和倒挡用直齿滑动齿轮换挡。图2-4a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮 合齿轮传动。图2-4b、c、d所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动：图 2-4d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内。图2-4中间轴式五描变速器传动方案图2-5a所示方案中的一挡、倒挡和图b所示方

28、案中的倒挡用百齿滑动-11 -重庆航天职业技术7院毕业设计（论文）齿轮换挡，其余各挡均用常啮合齿轮。-# -重庆航天职业技术7院毕业设计（论文）-# -重庆航天职业技术7院毕业设计（论文）图2-5中间轴式六捋变速器传动方案以上各种方案屮，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同 步器或啮合套來实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用 啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度， 可将变速器后端加长，如图2-3a、b所示。伸长后的第二轴有时装在三个支 承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如

29、果在附加壳体内，布置倒 挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。变速器用图2-4c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用 在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问 题。图2-4c所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状态，同时一挡和倒挡齿轮布 置在变速器壳体的屮间跨距里，而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方 案的特点。2.倒挡传动方案图2-6为常见的倒挡布置方案。图2-6b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2-6c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点 是换挡程

30、序不合理。图2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了 图2-6c所示方案。图2-6e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2-6f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2-6g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨义轴，致使变速器 上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图2-6f所示的传动方案rrrrlLabg图2-6变速器倒挡传动方案因为变速器在一挡和倒挡匸作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器 还是中间轴式变速器的低挡与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减 少轴的变形，

31、保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺字布置各 挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，乂能保证容易装配。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。（二）变速器主要零件结构方案的分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要 求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型 式、润滑和密封等因素。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。变速器屮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

32、加，并导致变速器的转动惯量增大。直 齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方 案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。2. 换挡机构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但由于换挡不轻便、换挡 时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱挡、 噪声大等原因，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此, 除一挡、倒挡外很少采用"采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发 挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽午的加速性、经济性和 行驶

33、安全性，此外，该种型式还有利于实现換纵自动化。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。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动 啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿 数多，而齿轮乂不参与换挡，所以他们都不会过早损坏，但因不能消除换挡 -15 -重庆航天职业技术学院毕业设计(论文)冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外因增设了啮合套和常啮合齿 轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大，因此，目前这种换挡方法只在某 些要求不高的挡位及重型货车变速器上使用。采用同步器换挡

34、可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发 挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，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锲纵白动化。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。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2-7所示：三、变速器主要参数的选择表3.1相关参数主减速比最高时速最大扭矩最大功率最高转速3. 64215km/h200/Nm/3

35、600rpm115kw/6400rpm6500r/min(一)变速器主要参数的选择1. 挡数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。本设计也采用5个挡位。选择最低挡传动比时，应根据汽午最大爬坡度、驱动轮与路而的附着力、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，则最大驱动力用丁克服轮胎与路而间的滚动阻力及爬坡阻力。故有5>iiig(f COS % + sin 礼)=Illg% rr则由最大爬坡度要求的变速器I挡传动比为(3-1)j 吨Jr_ 6式中，m汽车总质量(kg)；g

36、重力加速度(m/s2):Wmax道路最人阻力系数：rr-一驱动轮的滚动半径(m)；Temax发动机最大转矩(N 111)：io主减速比：-17 -重庆航天职业技术7院毕业设计(论文)Y汽午传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件：女込5G"(3-2)求得的变速器I挡传动比为：i v G"；61飞M式中，Gy汽车满载静止于水半路而时驱动桥给路面的载荷:0路面的附着系数，计第时取严0.5-0.6。由己知条件：满载质量1800kg；r, =307nun：Temax=200N 111：io=3.64：“=0.95:根据公式（3-2）可得：igj=3.91本设计取六挡传动比为1

37、,中间挡的传动比理论上按公比为：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挡位间的公比 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=1.314o 故右:ig?=2 979ig3=2267ig4=l 725ig5=l 313ig5l2. 中心距中心距对变速器的尺寸及质最有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮 的强度。三轴式变速器的中心局A (mm)可根据对己有变速器的统计而得出的 经验公式初定：A=(3-4)式中，Ka中心距系数。对轿轧 Ka=8.99.3；对货车，Ka= &69.6；对 多挡变速器:Ka=9.511：Umax一一变速器处于一挡时的输出扭矩

38、： nua=Temaxigl"=743.85N Ill故得出初始中心距A=81 55mm。3. 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构 的布置初步确定。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸3. 03. 4乩货车变速器壳体的轴向尺寸 与挡数有关：五挡(2. 73. 0) A 六挡(3. 23. 5) A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心跖系数Ka应取给出 系数的上限。为检测方便，/取整。本次设计采用6+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3. 5x81. 55mm二285. 43mm,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。4. 齿轮参数

39、(1)齿轮模数建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定 的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数叫】-19-重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）叫二 0 4疽bm(35)其中Zn«xT70Nm,可得出 叫=2.749,取 2.75 =一挡直齿轮的模数inm = ° 3誘二 mm(3-6)通过计算m=2.99,取3。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，轿车収23.5。本设计取2.5。(2)齿形、压力角a、螺旋角卩和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表21选取。表3-1汽车变速

40、器齿轮的齿形、压力角与螺旋角车齿形压力角a螺旋角0轿车高齿并修形的齿形145° , 15° , 16° 16.5°25° -45°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。在本 设计中变速器齿轮压力角Q取20° ,啮合套或同步器取30° ；斜齿轮螺旋角 0 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是轴向力相互抵 消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮 去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受

41、。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暈和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小來选定齿宽：直齿 b=（4.58.0）m, mm 斜齿 b=（6.08.5）m, nun第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值町取人-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。Ui、主要零件的选择-21-重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）-#-重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）（一）各档传动比机器齿轮齿数的确定

42、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扌当数、传动比和结构方案来分配各扌当齿轮的齿数。卜面结合本设计来说明分配各扌半齿数的方法。1.确定各挡齿轮的齿-挡传动比(3-7)为了确定乙1和Z12的齿数，先求其齿数和Zg：(3-8)2AZh = 一m其中 A=8155, m=3,故有Zz =54.367,取 54当轿车三轴式的变速器=3.53.9时，则Zf可在1517范围内选择，此处取Z12=17,则可得出Zn =37o上而根据初选的A及m计算出的空可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从玉及齿轮变位系数反过来计算中心典A,再以这个修正后的中心跖

43、作为以后计算的依据。这里N修正为54,则根据式（3-8）反推出A=8 lniin确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比2_ :匸 Z12由已经得出的数据可确定1 = 1.8而常啮合齿轮的中心距与挡齿轮的中心距相等A-叫（Zi+Z?） 由此可得：2cos0' 叫而根据已求得的数据可计算出：Z1+Z2=52 o（3-10）和（3-13）子联立可得：召=19、Z产33。则根据式（3-7）可计算出一挡实际传动比为:i61=3.780确定其他挡位的齿数二挡传动比 .口=玉全 而 ign = 2.979，故有 = 1.655 Zg对于斜齿轮，zz = 2Acos/?叫(3-9)

44、(3-10)(3-11)(3-12)(3-13)(3-13)(3-14)(3-15)(3-16)故有：Zp + 20 =52-23-重庆航天职业技术学院毕业设计(论文)-#-重庆航天职业技术学院毕业设计(论文)(3-14)联立(316)得：Zg =3L Z10 =21o按同样的方法可分別计算出：三挡齿轮=29、Zs=23:四挡齿轮Z5 = 25、Z6=27 9 Z3 = 2X Z4 = 29 o确定倒挡齿轮的齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中倒挡传动比咕取3.6。中间轴上倒扌当传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略小，取Z14=14o而通常情况下，倒挡轴齿轮乙5取2123,

45、此处取Z】5=23。_ Z3 Z5 Z2 glz；(3-17)可计算出Z13 =29o故可得出中间轴与倒挡轴的中心距.1A =严(Z14 + Z5) =5 8mm而倒挡轴与第二轴的中心：(3-18)2.齿轮变位系数的选择A” 一 叫( + 氐) =81 OOmm2cos0(3-19)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

46、程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿-25-重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）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 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星指标，故采用的较多。对斜齿轮传动， 还可通过选择合适的螺旋角來达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在

47、承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对 丁高挡齿轮，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。对于低挡齿轮，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。 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，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耍选用较小的一些数值，

48、以便获得低噪声传动。其中，一 挡主动齿轮12的齿数Zu二17,因此一挡齿轮不需要变位。（二）变速器齿轮的强度计算与材料的选择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挡齿轮端部 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 -# -重庆航天职业技术7院毕业设计（论文）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，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中 的润滑油汕压升髙，并导致裂缝扩展，然后齿而表层岀现块状脱落形成齿面 点蚀。他使齿形误差加大，

49、产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒样齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在 角速度茶，换描瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。2.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40Cr»

50、;（1）齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力Sv耳風耳bty(3-20)式中，弯曲应力（MPa）；Ftl0一一一挡齿轮10的圆周力（N）, Ftl0 = 21；/d ;其中£为计算载荷 （Nmm）, d为节圆直径。K 一一应力集中系数，可近似取1.65；aKf摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1,从动齿轮取0.9；b齿宽(mm),取20t端而齿距（mm）；on重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）y一一齿形系数当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为：T =T 纽冬（3-18）6 g氐乙 =200x1000x2.18x1.78=659668Nm故由F13 = 可以得出耳” 再将所得出的数据代入式（3-

51、17）可得crvl2 = 651.3MPaSi = 533.01MPa当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩Z问时，一挡直齿轮的弯曲应力在400850MPa之间。斜齿轮弯曲应力(3-19)式屮 瓦为重合度影响系数，取2.0；其他参数均与式（3-19）注释相同, 瓦=1.50,(3-20)选择齿形系数y时，按当量模数 = z/cos30在图（3-19）中査得。二挡齿轮圆周力：K _2工110 = rt9 = -j根据斜齿轮参数计算公式可得出：耳山=Ft9 =6798. 8N齿轮 10 的当量齿数 = z/cos3/?=47.7,可查表(3-20)得：y10 = 0.153 o= 212.28

52、MPa679&8x1.520x7.85x0.153x2同理可得:氐9 = 231.99MPa。-23 -重庆航天职业技术7院毕业设计（论文）依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：(3-21)三档a ,7=276. 2a =266. 4四档a =211. 5a “二197. 4五档ct 沪218. 8a ./=216. 98六挡ct 肪494. 11ct “尸496. 93当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮, 许用应力在184550MPa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（2）齿轮接触应力重庆航天职业技术7院毕业设计

53、（论文）重庆航天职业技术7院毕业设计（论文）式中，（J.齿轮的接触应力（MPa）；F-一齿面上的法向力(N), F = F /(cosacosQ)：耳圆周力在（N）,耳= 2£/d :a节点处的压力角；P齿轮螺旋角：E齿轮材料的弹性模量MPa,査资料可取E = 190xl03MPa :b齿轮接触的实际宽度，20mm；Ph、主、从动齿轮节点处的曲率半径mm：(3-22)直齿轮： pz = rz sma pb = ibsiiia重庆航天职业技术少院毕业设计（论文）(3-23)斜齿轮：(2 o(3-24)p2 = (rzsma)/cos- p/2 n(3-25)Pb =(Rsma)cos0

54、齿轮p /MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡1900-2000950-1000常啮合齿轮和高挡1300-1400650-700其中，戛、兀分别为主从动齿轮节圆半径（皿）。将作用在变速器第一轴上的载荷1；唤作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接 触应力。见下表：衷3-2变速器齿轮的许用接触应力整理可得:直齿:rr = 0.41 x 叫(】+?)y dkcmcoscos/7 rz sin a sin a斜齿：叭玉(旦+旦)V dku cosa cos0 r2 sin a rb sin a通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下:一档a 川=1998. 6a 疋=1325.17二档a /, =1233.1Q 丿” =1208.5三档a ,7=1015.78a =190432四档CT “=1308.72a “=1279.68五档a “=1357.68CT “=1367.57倒档Q 小=1904.370* 川=1765.17a 加=1502.63对照上表可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。（三）变速器轴的强度计算与校核1 变速器轴的结构和尺寸（1）轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承