轿车7级自动变速器的设计与优化

绪论1.1课题背景我国是以平行轴式变速器生产为主的国家，生产双离合器自动变速器可以利用原有手动变速器的生产设备，只需增加少量生产设备就可以了，生产继承性好，发展自动变速器有助于我国汽车行业的发展。近年随着世界各国对能源的日益重视，石油成为重要的竞争资源之一，根据现在社会和能源的需要，设计出能够既环保而且耗能少的轿车，设计变速器就是一个好的方法之一。近年来，随着世界各国家对能源的日益重视，石油已经成为重要的竞争资源之一，在这种大环境下，我国也十分重视石油的开采问题，尤其是这些年在石油行业上已经由过去的粗放型向集约型开始转变，石油的勘探，开采，提纯都得到相当程度地重视。筛管正是保证整个石油开采纯度的关键部位，这就直接要求生产筛管的机械要有相当的加工精度和保证产品的质量，现在我国筛管缠绕机的加工精度还停留在一个比较低的水平，机床还完全是全机械传动的情况，生产出的筛管精度并不能达到要求，这在生产石油筛管方面体现得还并不明显，在其他各类需要精密过滤的行业我们的产品就不能达到要求，所以提高缠绕机的加工精度，和对缠绕机的再次优化显得尤为的重要。1.2国内外研究现状汽车自动变速器早在1940年已经应用在美国通用的奥兹莫比尔汽车上，这是一台串联式行星齿轮结构的液控变速器。时距60多年的今天，汽车自动变速器已经发生了重大的变化。这种变化主要体现在以下几个方面。（一）汽车自动变速器早在1940年已经应用在美国通用的奥兹莫比尔汽车上，这是一台串联式行星齿轮结构的液控变速器。时距60多年的今天，汽车自动变速器已经发生了重大的变化。这种变化主要体现在以下几个方面（二）是通过改造油泵、优化液压控制系统提高变速器传动效率。自动变速器在结构上主要由液力变矩器、油泵和机械齿轮传动机构组成。由于液力变矩器通过液力使泵轮、涡轮和导轮工作，油泵运转会消耗能量，加之换档执行元件的摩擦又会消耗能量，使得自动变速器的传动效率低于手动变速器，因此耗油也会高于手动变速器。采用现代控制理论的电控技术，自动变速器的机械效率已经大大提高。通过降低油泵的轴向和径向泄漏来提高油泵效率，同时对整个油泵系统设计进行改进，可以进一步提高油泵高转速时的传动效率。1.3变速器介绍发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。变速器的发展趋势是越来越复杂，自动化程度也越来越高，自动变速器将是未来的主流。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。目前，随着其理论与设计制造技术的不断完善，其应用范围越来越广泛。近十几年来，自动变速器的多段化、电控化，液力变矩器自锁区域的低车速化和传动部件的小型化、大容量化和高强度技术有了很大的发展和提高。无级自动变速器技术在轻量小型化、大容量化和最佳控制化方面也有了较快的发展。汽车是高新技术的最具价值的商业载体，随着我国已正式加入WTO，追赶世界汽车技术的步伐将进一步加快，自动变速器作为汽车传动系统计一个十分重要的总成，其发展无疑反映了当今该项技术的潮流。作为汽车关键总成之一，变速器技术在汽车诞生的百年历史中在不断地与时俱进。手动变速器由于其传递动力的直接与高效性，加上制作技术的成熟与低成本，现代汽车中装备手动变速器的汽车仍然占有很大比例。但随着人们对汽车舒适性要求越来越高，现代汽车自动变速器装备率越来越高却是一个不争的事实，尤其是当自动变速器也逐渐能够兼顾操控性的时候。但，传统自动变速器技术却由于其效率的低下而在等待一场革命。我们想要知道的是，自动变速器的未来究竟将走向何方？在当前多种技术的研发中，自动变速器技术逐渐呈现出了比较明显的三大发展趋势，一是以德国大众汽车公司为代表的双离合技术，二是无级变速技术即CVT技术，三是多家公司已然推出的多档位技术。自动变速器根据汽车速度、发动机转速、动力负荷等因素自动进行升降档位，不需由驾驶者操作离合器换档，使用很方便。特别在交通比较拥挤的城区马路行驶，自动变速器体现出很好的便利性。自动变速器比手动变速器复杂得多，有很多方面不相同，但最大的区别在于控制方面。手动变速器由驾驶员操纵档位，加档或减档由人工操作，而自动变速器是由机器自动控制档位，变换档位是由液压控制装置进行的。以一个典型的自动变速器为例，液压控制装置根据节气门（油门）开度和变速器输出轴上输送来的信号控制升降档。根据节气门开度变化，液压控制装置中的调节阀产生与加速踏板踏下量成正比的液压，该液压作为节气门开度“信号”加到液压控制装置；另外有装配在输出轴上的速控液压阀，可产生与转速（车速）成正比的液压，作为车速“信号”加到液压控制装置。因此，就有节气门开度“信号”和车速“信号”，液压控制装置根据这两个“信号”自动调节变速器油量，从而控制换档时机。也就是说在汽车驾驶中，驾驶员踏下加速踏板（油门踏板），控制节气门开度和汽车的行驶速度（变速器输出轴转速），就能自动控制变速器内的液压控制装置，液压控制装置会利用液力去控制行星齿轮系统的离合器和制动器，以改变行星齿轮的传动状态。自动变速器的厂牌型号很多，外部形状和内部结构也有所不同，但它们的组成基本相同，都是由液力变矩器和齿轮式自动变速器组合起来的。常见的组成部分有液力变矩器、行星齿轮机构、离合器、制动器、油泵、滤清器、管道、控制阀体、速度调压器等，按照这些部件的功能，可将它们分成液力变矩器、变速齿轮机构、供油系统、自动换挡控制系统和换挡操纵机构等五大部分。2变速器的总体方案设计2.1变速器的功用及设计要求随着汽车工业的迅猛发展，人们越来越最求汽车的舒适性和操作稳定性。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，保证在各种行驶工况下都能获得良好的动力性和燃油经济性，因此变速器如果设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的设计水平对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。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性能。本文阐述了发动机的选择、变速器方案的确定、变速器设计、变速器同步器设计、变速器箱体设计。在给定发动机排量、最高车速、最大扭矩等条件下，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。变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，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范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有空挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5）换挡迅速，省力，方便。6）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发生。7）变速器应当有高的工作效率。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，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。2.2变速器传动机构布置方案机械式变速器因具有结构简单、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。2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器现代汽车变速器中两轴式和中间轴式变速器应用广泛。以下是三轴式和两轴式变速器的传动方案。三轴式变速器其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档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、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。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，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档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）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用发动机前置前轮驱动，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。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。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（igⅠ=4.0~4.5）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。综上所述，由于此次设计的是家庭经济型变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择7档变速器，并且五档为超速档。2.2.2倒档的布置方案常见的倒档结构方案有以下几种：图2-1a为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。图2-1b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。某些轻型货车四档变速器采用此方案。图2-1c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2-1d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而经常在货车变速器中使用。图2-1e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2-1f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2-1g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。综合考虑，本次设计采用图2-1f所示方案的倒档换档方式。2.3变速器主要零件的结构方案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、换档结构型式、轴承型式等因素。2.3.1齿轮型式齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。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倒挡。但是，在本设计中由于各档采用的是常啮合方案，因此全部采用斜齿轮传动方案。2.3.2换档结构型式变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。2.3.3自动脱档自动脱档是变速器的主要障碍之一。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）将啮合套做得长一些或者两接合齿的啮合位置错开，这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1-3mm。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。2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.3-0.6mm），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档。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20-30），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。这种结构方案比较有效，采用较多。2.3.4轴承型式变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。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两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。2.3.5变速器操纵机构布置方案根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。1、直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。2、远距离操纵手动换档变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。3、电动自动换档变速器20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器。由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。2.4传动方案的最终设计通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图所示。其传动路线：1-一档主动齿轮2-一档从动齿轮3-二档主动齿轮4-二档从动齿轮5-三档主动齿轮6-三档从动齿轮7-四档主动齿轮8-四档从动齿轮9-五档主动齿轮10-五档从动齿轮11-倒档主动齿轮12-倒档中间轴齿轮13-倒档输出轴齿轮3变速器主要参数的选择与齿轮设计本设计是根据帝豪EC7手动进取型而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：主减速比：5.7最高时速：165km/h轮胎型号：205/65R15最大扭矩：140Nm/4400rpm最大功率：80kw/6000rpm 最高转速：6250r/min整备质量：1258kg3.1档数近年来，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，本次设计的轿车变速器为7档变速器。3.2传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。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，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为0.77。3.3变速器各档传动比的确定1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：（3-1）式中：——汽车行驶速度（km/h）；——发动机转速（r/min）；——车轮滚动半径（m）；——变速器传动比；——主减速器传动比。已知：最高车速==165km/h；最高档为超速档，传动比=0.77；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格205/65R15得到取r=0.323m,发动机转速==6000（r/min）；由公式（3-1）得到主减速器传动比2、最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下：（3-2）式中：G——车辆总重量（N）；Ft——驱动力——坡道面滚动阻力系数（对沥青路面μ=0.01~0.02）；——发动机最大扭矩（N·m）；——主减速器传动比；——变速器传动比；——为传动效率（0.85~0.9）；R——车轮滚动半径；——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3-2）得：（3-3）已知：m=1625kg（总质量m由整备质量m0、乘员和驾驶员质量以及行李三部分构成）；；r=0.323m；=140N·m；=5.7；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3-3）式：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：（3-4）式中：——驱动轮的地面法向反力，；——驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。已知：kg；取0.6，把数据代入（3-4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为3.4。3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即：3.4中心距的选择轿车变速器的中心距在60～80mm范围内变化。初取A=75mm。3.5变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以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。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：mm初选长度为240mm。3.6齿轮参数的选择1、模数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。表3-1汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<<14>14模数/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3-1选取各档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。2、压力角压力角较小时，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14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。3、螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，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；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为21°。4、齿宽齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：斜齿，取为6.0～8.5，取6.05、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。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。本设计取为1.00。3.7各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动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整数，以使齿面磨损均匀。根据图3-1确定各档齿轮齿数和传动比。1、一档齿数及传动比的确定一档传动比为：（3-5）取整得56。轿车可在12～17之间选取，取13，则。则一档传动比为：1-一档主动齿轮2-一档从动齿轮3-二档主动齿轮4-二档从动齿轮5-三档主动齿轮6-三档从动齿轮7-四档主动齿轮8-四档从动齿轮9-五档主动齿轮10-五档从动齿轮11-倒档主动齿轮12-倒档中间轴齿轮13-倒档输出轴齿轮图3-1五档变速器传动方案简图2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3、二档齿数及传动比的确定（3-6）（3-7）已知：=76mm，=2.345，=2.50，；将数据代入（3-6）、（3-7）两式，齿数取整得：，，所以二档传动比为：4、计算三档齿轮齿数及传动比（3-8）（3-9）已知：=76mm，=1.618，=2.50，；将数据代入（3-8）、（3-9）两式，齿数取整得：，，所以三档传动比为：5、计算四档齿轮齿数及传动比（3-10）（3-11）已知：=76mm，=1.116，=2.50，；将数据代入（3-10）、（3-11）两式，齿数取整得：，，所以四档传动比为：6、计算五档齿轮齿数及传动比（3-12）（3-13）已知：=76mm，=0.77，=2.50，；将数据代入（3-12）、（3-13）两式，齿数取整得：，，所以五档传动比为：7、计算倒档齿轮齿数及传动比初选倒档轴上齿轮齿数为=25，输入轴齿轮齿数=13，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式：（3-14）已知：，，，把数据代入（3-14）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离： mm取=51输出轴与倒档轴之间的距离：mm取=863.8变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整采用变位齿轮的原因：配凑中心距；提高齿轮的强度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。4变速器的设计与计算4.1齿轮材料的选择原则（1）满足工作条件的要求。不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对。如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺。大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度>350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为58～62HRC。4.2变速器齿轮强度校核4.2.1齿轮弯曲强度校核（斜齿轮）（4-1）式中：——圆周力（N），；——计算载荷（N·mm）；——节圆直径（mm），，为法向模数（mm）；——斜齿轮螺旋角；——应力集中系数，=1.50；——齿面宽（mm）；——法向齿距，；——齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图4-1中查得；——重合度影响系数，=2.0。图4-1齿形系数图将上述有关参数据代入公式（4-1），整理得到（4-2）4.2.2轮齿接触应力校核（4-3）式中：——轮齿接触应力（MPa）；——齿面上的法向力（N），；——圆周力（N），；——计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）；——节点处压力角，为齿轮螺旋角；——齿轮材料的弹性模量（MPa）；——齿轮接触的实际宽度（mm）；，——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、——主从动齿轮节圆半径（mm）。表4.3变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力[]见表4.3：4.4轴的强度验算4.4.1轴的刚度计算对齿轮工作影响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，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图4.2变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图4.2所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用下式计算：（4-5）（4-6）（4-7）式中：——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；——弹性模量（MPa），=2.1×105MPa；——惯性矩（mm4），对于实心轴，；——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、——齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；——支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核（1）轴上受力分析一档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有关数据代入（4-5）、（4-6）、（4-7）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm，把有关数据代入（4-5）、（4-6）、（4-7）得到：mmmmmmrad，变速器在各档工作时均满足刚度要求。4.4.2轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：NNN已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，1、垂直面内支反力对B点取距：FAY（a+b）+Fa1*r1-Fr1*b=0代入得：FAY=2623.567N对A点取距：FBY（a+b）-Fa1*r1-Fr1*a=0代入得：FBY=512.173N2、水平面内的支反力对B点取距：FAX（a+b）-Ft1*b=0代入得：FAX=7265.402N对A点取距：FBX（a+b）-Ft1*b=0代入得：FBX=722.644N3、计算垂直面内的弯矩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，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为（4-8）式中：（N.m）；——轴的直径（mm），花键处取内径；——抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.29）式，得：MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：NNN已知：a= 25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm1、垂直面内支反力对B点取距：FAY（a+b）+Fa2*r2-Fr2*b=0代入得：FAY=3097.58N对A点取距：FBY（a+b）-Fa2*r2-Fr2*a=0代入得：FBY=38.16N2、水平面内的支反力对B点取距：FAX（a+b）-Ft2*b=0代入得：FAX=786.69N对A点取距：FBX（a+b）-Ft2*b=0代入得：FBX=7357.39N把以上数据代入（4-8），得：MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。参考文献[1]王洪欣，李木，刘秉忠.机械设计工程学（Ⅰ）[M].第一版.江苏：中国矿业大学出版社，2001.[2]唐大放，冯晓宁，杨现卿.机械设计工程学（Ⅱ）[M].第一版.江苏：中国矿业大学出版社，2001.[3]张树森.机械制造工程学[M].第一版.辽宁：东北大学出版社，2001.[4]王东梅.变速器与取力器连接螺栓断裂原因及改进措施[J].万淳才.专用汽车，2006，01期：46-47.[5]甘永立.几何量公差与检测[M].第五版.上海：上海科技技术出版社，2001.[6]赵琳，魏庆主.汽车概论[M].第一版.辽宁：人民交通出版社出版，2003.[7]吴际璋.汽车构造（下）[M].第一版.辽宁：安徽科学技术出版社出版，2001.[8]刘维信.汽车设计[M].第一版.北京：清华大学出版社出版，2003.[9]邓亚东等主编[M]汽车设计辽宁：人民交通出版社出版，2003.[10]高维山主编[M]变速器北京：人民交通出版社出版，2001.[11]于长明.丰田车系维修笔记汇总（29）[J].汽车与驾驶维修（维修版），2018（03）：54-55.[12]王光宏.运用数据流分析一汽-大众车系故障案例（3）[J].汽车与驾驶维修（维修版），2018（03）：56-58.[13]王核成，鲁东琴，周泯非.企业网络权力配置与创新能力的提升——吉利汽车纵向案例研究[J].科学学与科学技术管理，2018（03）：61-76.[14]汪学慧.汪学慧专家门诊[J].汽车维修与保养，2018（03）：26+28.[15].世界十佳变速器亮点解析[J].汽车维修与保养，2018（03）：34+36.[16]徐占富.2009年帕萨特自动变速器偶发性强制降挡故障[J].汽车维修技师，2018（03）：80-82.[17]薛庆文.2013年一汽奥迪A6L为何只有起步加速耸车[J].汽车维修技师，2018（03）：83-85.[18].新风尚实力三厢轿车领先价值定义“敢为座驾”——广汽丰田YARiSL致享[J].世界汽车，2018（03）：124-125.[19]陈顺强.速腾轿车双离合自动变速器挡位缺失故障的分析[J].汽车维修，2018（03）：8-9.[20]郭振杰.宝马