5+1变速器说明书

1、车辆与交通工程学院课程设计说明书设计类型 专业课程设计 设计题目 5+1档变速器设计（有超速档） 姓 名 院 系 车辆与交通工程学院 完成日期 2016.3.18 指导教师 目录第一章 机械式变速器方案的确定- 2 -§1.1 变速器传动机构布置方案的确定- 2 -§1.2变速器主要参数的选择- 3 -第二章 变速器的设计与计算- 8 -§2.1 轮齿强度计算- 9 -§2.2轴的计算- 10 -§2.3 轴上花键的计算- 13 -第三章 变速器同步器的设计- 14 -§3.1 同步器的结构- 15 -§3.2 同步环主要参

2、数的确定- 16 - 第四章 变速器的操纵机构- 17 - 第五章 润滑与密封- 18 -§5.1润滑- 18 -§5.2 密封- 19 -第六章 心得体会与参考文献- 22 -任务书已知参数：发动机：型号4G22D4 最大功率（kw/r/min）：105/5400 最大扭矩（Nm/r/min）:205/4000-4400整车最大总质量：2000kg最高车速：180km/h 选取轮胎型号为185/60R1484S,计算得滚动半径为0.289m变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析根据设计任务书所给数据可知本次设计为乘用车，设计该车驱动形式为发动机前置后轮驱动，因此选

3、用中间轴式变速器。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。如下图为本次设计中间轴式“5+1”（含超速挡）的变速器传动方案。其传动路线如下：1挡：一轴12中间轴1099、11间同步器二轴输出2挡：一轴12中间轴875、7间同步器二轴输出3挡：一轴12中间轴655、7间同步器二轴输出4挡：为直接挡，即一轴11、3间同步器二轴输出5挡：一轴12中间轴431、3间同步器二轴输出倒挡：一轴12中间轴1213119、11间同步器二轴输出变速器传动方案1） 倒挡布置方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡，参考汽车设计倒挡布置方案， 选用图3

4、-5 f）所示倒挡方案。变速器中的倒挡设置，要求在挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意，综合考虑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影响，参考图3-6 b）。二、零、部件结构方案分析1）齿轮形式变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。2）换挡机构形式本次设计中，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均采用同步器换挡形式。3）自动脱挡为解决自动脱挡问题，除在工艺上采取措施外，在结构上采取如下方案：将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.4mm），这样，换挡后啮合套的后断面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡。4）变速器轴承变速器的第二轴前端支承在

5、第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱棍子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，故采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力，为了保证轴承有足够的寿命，选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前后轴承，按直径系列一般选用中系列的球轴承或圆柱滚子轴承。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620mm。变速器主要参数的选择1）挡数已知，为“5+1”（含超速）挡。2）传动比范围选取超速挡五挡的传动比为0.8。初选传动比：

6、 选取 （0.70.8）由得r/min故式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（m）； 变速器最高挡传动比； 主减速器传动比； 转矩适应系数，取为1.2；选择最低挡传动比时，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°根据最大爬坡度确定1挡传动比：式中：G 车辆总重量(N)； 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=0.0110.017)；发动机最大扭矩(N·m)； 主减速器传动

7、比； 变速器传动比； 为传动效率，取为0.9（0.90.92）；r 车轮滚动半径；最大爬坡度（实际上轿车的最大爬坡能力常大30%，故在此取为20°）由上式得到：代入数据得2°根据驱动轮与路面附着力确定1挡传动比 取=0.6，得到由上述两个条件综合得，取校核最大传动比，符合要求的4.5其他各挡的传动比确定：按等比级数原则有则，（直接挡传动比取为1）3） 中心距（总体要求取大些）中间轴式变速器中心距A的确定，初选中心距A，根据下述经验公式计算式中：A 变速器中心距（mm）； 中心距系数，乘用车=8.99.3，取.0；发动机最大输出转距为205（N·m）； 变速器一档传

8、动比为2.8； 变速器传动效率，取96%。9.0=73.79 mm初取A=74mm。4） 外形尺寸变速器壳体的轴向尺寸为mm。5） 齿轮参数1°模数由汽车设计表3-1和表3-2选取一挡齿轮和倒挡齿轮的法向模数mm，其余为2.75mm。变速器接合齿模数也取为2.75mm。 2°压力角变速器齿轮压力角为20°，啮合套或同步器的接合齿压力角取为30°。 3°螺旋角 由于乘用车注重工作平稳和噪声低的特点，故选用较大的螺旋角，使齿轮啮合的重合度增加，但从提高高抵挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15°25°为宜。 斜齿轮

9、传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。这就力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简单，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、二轴上的斜齿轮应取为左旋，此时轴向力经轴承盖作用到壳体上。倒挡设计成直齿轮，其余均设计成斜齿轮。根据汽车设计提供的乘用车变速器斜齿轮螺旋角选用范围：中间轴式变速器为22°34°，故选用25°。 4°齿宽b 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿, 为齿宽

10、系数，取为4.58.0斜齿，取为6.08.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。 5°齿轮变位系数的选择原则角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点，故本次设计采用角度变位。 6°齿顶高系数采用规定的齿顶高系数，取为1.00。6）各挡齿轮齿数的分配 1°确定一挡齿轮齿数 一挡传动比，为了求和的齿数，先求其齿数和。斜齿，取。令，中心距，代入数据得联立求解得，验算一挡传动比，与预先取定的数值相差不大，满足要求。将确定后的，代入反算得出螺旋角可推出

11、2°二挡齿轮齿数的确定 根据初选中心距mm，模数为，初选螺旋角，取为52。解得，为使中间轴上的两工作齿轮的轴向力相平衡，有将及代入上式得，而，近似满足轴向力平衡关系。 3°三挡齿轮齿数的确定 ，初选解得，。代入轴向力平衡公式，近似满足轴向力平衡关系。 4°四挡为直接挡 5°五挡齿轮齿数的确定 ，初选解得代入轴向力平衡公式，近似满足轴向力平衡关系。 6°确定倒挡齿轮齿数 本次设计中倒挡传动比，中间轴上倒挡传动齿轮齿数比一挡主动齿轮略小，取，而倒挡轴齿轮取23，此处取为23由故可得出中间轴与倒挡轴的中心距mm而倒挡轴与第二轴的中心距mm以下列出各挡

12、齿轮参数如表1.表1齿轮计算及绘图参数表 变速器的设计与计算一、轮齿强度计算汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造,使轮齿表层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的同时也应考虑到其机械加工性能及其制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,20Mn2TiB,20MnVB。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。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下 渗碳深度0.81.2mm3.5<<5 渗碳深度0.91.3mm 渗碳深度1.01.6mm渗碳齿轮在淬火、

13、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC5863，芯部硬度为HRC3348。本设计变速器齿轮选用材料是20CrMnTi。1） 轮齿弯曲强度计算因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的挡位齿轮。故只计算1档齿轮的弯曲强度。1挡齿轮副：主动齿轮,从动齿轮，公式斜齿轮弯曲应力：计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩，代入公式得 2） 轮齿接触应力 代入上式得 经验算，一挡齿轮的弯曲强度和接触强度均满足要求。二、轴的强度计算1）初选轴的直径 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。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生

14、过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。已知中间轴式变速器的中心距，第二轴和中间轴中部直径取，轴的最大直径和支承距离的比值：对中间轴，；对第二轴，。第一轴花键部分直径取为 2）轴的强度验算 在进行轴的刚度和强度验算时，想求中间轴式变速器第一轴的支点反力，必须先求第二轴的支承反力。应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作铰接支承的梁，作用在第一轴上的计算转矩为发动机最大转矩 。计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力、及轴向力可按下式求出 式中 i至计算齿轮的传动比； d计算齿轮的节圆直径（mm）； 节点处压力角

15、； 螺旋角； 发动机最大转矩（N·mm）应校核在弯矩和转矩联合作用下的变速器轴的强度。作用在齿轮上的径向力和轴向力使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度；而圆周力Ft使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度。在求得个各支点的垂向反力和水平反力后，计算相应的垂向弯矩和水平弯矩。则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力为式中 计算转矩（N·mm）； 弯曲截面系数（mm3）；轴在计算断面处的直径，花键处取内径（mm）； 在计算断面处轴的垂向弯矩（N·mm）； 在计算断面处轴的水平弯矩（N·mm）；许用应力，在低挡工作时=400MPa。变速器轴与齿轮的制造材料相同都是20Cr

16、MnTi，对齿轮工作影响最大的是轴的垂直挠度和轴断面在水平面内的转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如下图所示时，若轴在垂直面内挠度为,在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算 式中 弹性模量（Mpa），； 惯性矩，对实心轴（mm4）； 轴的直径(mm)，花键处按平均直径来计算； 齿轮上的作用力矩支座A、B的距离(mm)； 支座间的距离(mm)。在以上计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的1.1倍。轴断面的转角不应大于0.002rad（弧度）。轴的垂向挠度的容许值0.050.10mm；轴的水平挠度的容许值0.100.15

17、mm。由于变速器结构布置是参考加工和装配时的难易程度而确定的轴的尺寸，总体来说强度是足够的，所以只对其危险断面进行校核即可。对于这次设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的刚度和强度都留有一定的余量，所以，在校核时只需要校核低档处即可；因为车辆在行进过程中，低档所传动的扭矩较大，即轴承受的扭矩也大。因为第二轴结构比较复杂，所以作为重点的校核对象。下面对第二轴进行校核。校核第二轴在各档位下的的强度与刚度1挡：此时第二轴受到齿轮Z9的作用力，将已知数据代入公式得危险截面的受力图为：在垂直平面内：=6879.9N 在水平平面内：（160+75）=75 得到=1317.4N； 水平面内所受力矩：垂直面所

18、受力矩：。该轴所受扭矩为：。故危险截面所受的合成弯矩为： 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）: 将代入上式可得：，在低档工作时=400MPa，因此有：；符合要求。2）轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算： 式中, -齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于； -齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N），这里等于； E-弹性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I-惯性矩（），d为轴的直径（）； a、b-为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（）； L-支座之间的距离（）。将数值代入式（4-11）和（4-12）得： 故轴的全挠度为，符合刚度要求。轴上花键的设

19、计计算 变速器轴与齿轮及其他传递转矩的部件一般通过键和花键联接。普遍采用的是矩形花键和渐开线花键。渐开线花键应用日趋广泛。这是由于渐开线花键较矩形花键有许多优点，如齿数多、齿端，齿根部厚，承载能力强，易自动定心，安装精度高。相同外形尺寸下花键小径大，有利于增加轴的刚度。渐开线花键便于采用冷搓、冷打、冷挤等无切屑加工工艺方法，生产效率高，精度高，并且节约材料。 变速器的花键尺寸可以根据初选的轴颈按花键的工作条件及花键标准选取。一般渐开线花键，随无切屑加工工艺的采用而选用小模数和大压力角（30°甚至45°）。滑动齿轮处花键长度L不应低于工作直径的1.2倍，否则，滑动件工作不稳定

20、。 花键传递转矩时，齿侧面受挤压作用，齿根部受剪切及弯曲作用。当采用标准的花键时，花键的强度计算主要验算挤压应力。 （MPa） 式中：齿侧面所受的挤压应力，MPa ； 传递转矩（按发动机最大转矩计算），Nmm； 键的工作长度，mm； 键的平均工作直径（工作齿高中部处直径），mm； 转矩在花键上分配不均匀系数，一般取>0.75； 花键齿数。 许用挤压应力按机械设计手册推荐，当<时，认为挤压强度符合要求。花键配合选择 第一轴上与离合器从动盘毂相配之花键，采用矩形花键者，外径定心，外径表面磨削。采用渐开线花键者，齿侧面定心，滑动配合。 第二轴上装同步器齿毂的花键，配合较紧，装配时常用木榔

21、头轻压，为保证装配精度，多采用大外径定心，轴上花键大径磨削，齿毂一般采用中碳钢或中碳合金钢，内孔不必热处理，因而内花键大径精度能够保证。第二轴输出轴花键用矩形花键者外径配合，用渐开线花键者齿侧面定心。当采用滑动齿轮挂档时，花键配合应保证滑动自如。中间轴上齿轮非整体式时，齿轮与轴连接方式可用单键（矩形或半圆键）或双键（对分双键）与齿轮和轴紧配合联接，也可采用过盈配合连接。由于本次设计中间轴齿轮采用宝塔齿轮，中间轴是光轴，故不设花键。第三节 变速器轴承的选择综合考虑以上因素，本次设计第一轴后轴承为外座圈上带有止动槽的角接触球轴承。此轴承承受径向载荷和第一轴上的轴向载荷，为便于第一轴的拆装，通常后轴

22、承的外圈直径选择得比第一轴齿轮的齿顶圆的直径大。由于本次设计中间轴采用固定式中间轴，所以在第二轴前端和固定式中间轴宝塔齿轮孔内采用滚针轴承，第二轴后端采用带止动槽的角接触球轴承。变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承。角接触球轴承初选代号为1066GB276-89(第一轴前端轴承)， 2206GB283-87（第二轴后端轴承）。变速器同步器的设计1、 同步器的结构 本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示：锁环式同步器 1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环） 5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套如上图，此类同步器的工作原

23、理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开

24、，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。具体过程如下图2、同步环主要参数的确定 (1)同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。图5-3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图5-3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34mm。(2)锥

25、面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件是tan。一般=6°8°。=6°时，摩擦力矩较大，但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7°时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7°。(3)摩擦锥面平均半径R R设计得越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为5060mm。（4)锥面工作长度b缩短锥面工

26、作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定 设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。（6）同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度，高耐磨性的钢配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼（厚约0.3

27、0.5mm），使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。（6）锁止角锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26°46°范围内变化。本次设计锁止角取。（7）同步时间t同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好

28、。除去同步器的结构尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取0.150.30s，低档取0.500.80s。变速器的操纵机构设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1、 换挡时只允许挂一个挡。这通常靠互锁装置来保证，其结构型式有如下图所示： 变速器自锁与互锁结构1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖 4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴 2.在挂档的过

29、程中，若操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离不足时，齿轮将不能在完全齿宽上啮合而影响齿轮的寿命。即使达到完全齿宽啮合，也可能由于汽车震动等原因，齿轮产生轴向移动而减少了齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合。为了防止这种情况的发生，应设置自锁装置（如上图所示）。3. 汽车行进中若误挂倒挡，变速器齿轮间将发生极大冲击，导致零件损坏。汽车起步时如果误挂倒挡，则容易出现安全事故。为此，应设置倒挡锁。详见图纸。润滑与密封润滑是指在摩擦面间加入润滑剂为了减少摩擦、磨损的一种技术措施，润滑不仅可以降低摩擦、减轻摩擦而且在循环润滑时还能起到散热降滑，冲洗污物的作用。另外摩擦面间的润滑油还具有缓冲，吸振的能力，还能把载荷分散到较大的面积上，使最大应力降低，润滑油还可以防止机器内部的作用介质外泄，并能阻止外部杂志侵入，起到密封作用。润滑方式一般的变速器都是浸油飞溅润滑，这种润滑方式的优点是无需外加润滑装置，结构简单，工作可靠。但在起动时必须检查油位，停车时必须保证油位在标准线上。如果油量过多，则在运转过程中会引起空载功率增大，油量升高，以使传动矩不足等现象。如果油量不足，容易使传动件表面或轴承烧伤；此外油的粘度必须适宜，若粘度过高则不能建立理想大油膜，也不能形成微小的油滴以充分润滑各个部件。对于速度较高，功率大于15KW变速器，则应采用油泵强迫润滑，用喷油