兩軸式五擋手動變速器設計(共69頁)

《兩軸式五擋手動變速器設計(共69頁)》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《兩軸式五擋手動變速器設計(共69頁)（70頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、精選優(yōu)質文檔-----傾情為你奉上 本科畢業(yè)設計說明書 某型乘用車五擋手動變速器設計 PASSENGER CAR MANUAL TRANSMISSION DESIGN 學院（部）： 機械工程 專業(yè)班級： 車輛工程11-1 學生姓名： 王懷遠 指導教師： 張國榮 2015 年 06 月 02 日 專心---專注---專業(yè) 某型乘用車五擋手動變速器設計 摘要 本次設計針對小型前置前驅乘用車，綜合考慮乘用車對乘坐舒適性、操作簡便性

2、、動力性以及燃油經濟性等方面需求，進行五擋機械式變速器設計。變速器結構采用兩軸式，同時采用鎖環(huán)式同步器換擋機構，使換擋更及時、更準確、更平穩(wěn)。設計過程包括動力參數分析、傳動比分配、變速器結構設計以及各個零部件強度的校核。在結構設計中，運用CATIA軟件進行三維建模和結構分析，最后根據確定的參數完成工程圖紙的繪制。 關鍵詞：乘用車，機械式變速器，結構分析，強度校核 PASSENGER CAR MANUAL TRANSMISSION DESIGN ABSTRACT The des

3、ign is directed at small front precursor passenger cars. It takes various requirements into comprehensive consideration, such as comfort, ease operation, power performance and fuel economy.With two shaft type transmission structure, and using the lock ring synchronizer shifting mechanism at the same

4、 time, makes the shifting more timely, more accurate, more stable.Design process including analysis, dynamic parameters distribution of transmission ratio, the transmission structure design and strength check every parts and components.In structure design, using CATIA software for 3 d modeling and s

5、tructure analysis, according to the determined parameters to complete drawing engineering drawings. KEYWORDS: passenger vehicles, mechanical transmission, structure analysis and strength check 目錄

6、 1 機械式變速器設計概述 變速器通過不同傳動比的切換使汽車能夠很好地適應各種復雜工況。使轉速及扭矩范圍很小的內燃機在汽車上得到很好地利用。變速器設有空擋、倒擋、前進擋，從而滿足汽車在不同工況下對扭矩及轉速的需求?？論跷恢檬拱l(fā)動機能夠順利啟動，并且可以在不需要動力的時候及時可靠切斷發(fā)動機動力輸出；倒擋使汽車能夠倒退行駛，滿足汽車對停車以及在狹小空間行駛的性能需求；而前進擋是汽車正常行駛擋位，使汽車能夠獲得各種不同的車速和扭矩，同時使發(fā)動機的動力得到充分利用，使汽車的動力性和燃油經濟性得到均衡。變速器的設計，歸根結底就是為了是發(fā)動機的轉速和扭矩

7、范圍擴大，并且使之得到很好地控制。通常變速器的設計需要滿足以下基本設計要求： 1） 使汽車得到良好的動力性的同時，力求確保獲得最佳的燃油經濟性； 2） 使汽車動力能夠隨時可靠中斷和傳輸，因此須要設置空擋； 3） 確保汽車能夠在狹小空間倒退行駛，因此變速器必須設置倒擋； 4） 汽車換擋過程要平穩(wěn)，齒輪產生的沖擊和噪聲要盡可能小，因此需要采取齒輪轉速同步措施，如使用同步器； 5） 變速器工作要可靠，不可出現脫擋、同時掛入兩個以上擋位等危險工況； 6） 變速器各個擋位傳動比分配要合理，此外應該設置動力輸出裝置，使發(fā)動機的動力能夠在需要的時候對外輸出； 7） 變速器的工作效率要足夠高，以

8、確保發(fā)動機的動力能夠可靠驅動質量很大汽車。 8） 變速器在滿足基本功能的同時，應盡可能使其輕量化，并且盡量減小其體積，從而降低生產和使用維護成本 隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，現代汽車使用的變速器結構形式很多，但是它們的基本結構原理大體相同。對于很多大型貨運汽車為了獲得更連續(xù)的傳動比變化，要求變速器具有更多擋位，因此有些變速器在常用的變速器基礎上增設一個副變速箱，以獲取更多的擋位，從而滿足重型汽車的使用需求。對于這種變速器，拆除副變速箱后，同樣可以將其使用在對擋位數要求不多的場合。變速器一般均由動力傳輸機構和操縱機構兩部分組成。近幾年電控、以及液壓控制系統(tǒng)的應用使駕駛員可以通過對變速器的操縱控制

9、，使汽車發(fā)動機得到更加精確的控制和利用。 其中變速器的傳動機構，根據其傳動軸的數目以及變速器前進擋位的數目具體分類如下： 本次手動五擋變速器設計參數參考桑塔納2015款1.6L手動舒適版官方公布數據，如表1.1 表1.1 五擋變速器設計參數 最高車速（km/h） 185 最大馬力（Ps） 110 最大功率（kW） 81 最大功率轉速（rpm） 5800 最大扭矩（N·m） 155 最大扭矩轉速（rpm） 3800 輪胎規(guī)格 185/60 R15 滿載質量（kg） 1600 驅動形式 前置前驅 2 變速器傳動機構布

10、置方案 機械式變速器不僅結構簡單、制造以及使用維護成本低而且工作可靠、傳動效率也很高。因此目前在很多汽車上得到廣泛應用。 2.1傳動機構布置方案分析 1. 固定軸式變速器 （1） 兩軸式變速器 目前，實用型私人轎車為了使汽車動力傳動路徑減短，同時避免因傳動軸布置而導致車廂地板凸包，從而有效增大人員乘坐空間，提高乘坐舒適性。而對于兩軸式變速器，通常使用在發(fā)動機前置前驅的汽車上。 兩軸式變速器，與中間軸式比較，結構更簡單，其軸和軸承的使用數量比中間軸式少，因此兩軸式變速器體積更小，制造成本也比較低。此外，兩軸式變速器動力傳輸只經過一對嚙合齒輪副，因此傳動效率高，但是由于結構的限制，兩軸

11、式變速器不能設置直接擋，因此在高速擋位工作時，齒輪傳動噪聲很大。而且兩軸式變速器，在輸入和輸出軸中心距不大的條件下，無法使一擋獲取較大的傳動比。兩軸式變速器器輸入軸和輸出軸轉速相反，而中間軸式變速器其第一軸與輸出軸轉向相同，且可以設置直接擋，從而降低了高速擋位的工作噪聲。 （2） 中間軸式變速器 中間軸式變速由三根傳動軸組成，其動力輸入軸為第一軸，輸出軸為第二軸，還有一根軸即中間軸。第二軸一端通過軸承支撐在第一軸輸入齒輪中心孔上，這種結構特點使其可以設置直接擋。在直接擋位時，變速器第一軸和第二軸直接連接，不僅動力傳輸可靠，而且傳動效率高、噪聲小、齒輪及軸承的磨損量也得到減少。因為直接擋

12、使用時間比較長，所以變速器的使用壽命得到了一定程度的提高。第一軸將動力傳輸給中間軸，再經由中間軸將動力最終通過第二軸對外輸出。因此，第一軸轉動方向與第二軸轉動方向相同。此外，由于中間軸式變速器通過兩對齒輪副嚙合傳動，所以在中心距不大的情況下，一擋更容易獲取較大的傳動比，使汽車可以應對更苛刻的行駛條件。中間軸式變速器適用于發(fā)動機前置后輪驅動和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車，多見于客車。 因為中間軸式變速器的輸出軸支承在輸入軸上的座孔內，所以除直接擋外，其他擋位嚙合傳動不是很平穩(wěn)，噪聲比較大且傳動效率較低。 常見中間軸式變速器，結構差別不是很大，主要體現在，常嚙合齒輪對數、換擋方式、軸的支承方式、倒

13、擋布置方案以及擋位布置順序的差別上。 變速器中常嚙合齒輪傳動的擋位，必須通過同步器或者用嚙合套實現換擋。而且高擋位一般使用同步器進行換擋，低擋位可以用選用嚙合套換擋。 本次五擋手動變速器傳動布置方案如圖2-1所示。 圖2-1 五擋變速器傳動布置方案 2. 倒擋布置方案 倒擋是為了滿足汽車在停車以及保證汽車在狹小空間能夠正常行駛的需要而設置的。因為倒擋一般都是在汽車停車狀態(tài)下進入使用的，因此對換擋機構的要求不高，大多均采用直齒滑動齒輪換擋。換擋是通過在輸入軸或者中間軸與輸出軸之間增加一個中間傳動齒輪而實現的。也有的使用兩個聯(lián)體齒輪共用一擋輸入齒輪從而實現倒擋的，這個倒擋布置方案

14、減少了齒輪的使用數量，不僅降低生產成本，而且變速器的質量和體積均得到適量的減少。但是這種倒擋布置方案的缺點是，兩個聯(lián)體齒輪要求同時進入嚙合，這使倒擋的換擋操作不是很輕便。但是這種倒擋布置方案，中間齒輪實在單向循環(huán)應力下工作的，并且還可以是倒擋傳動比適當增加。而前者的工作狀態(tài)則是在較為不利的雙向交變應力狀態(tài)下。有些汽車倒擋也采用同步器進行換擋，這使變速器成本增加，但是使換擋操作進行的更容易。 倒擋布置方案常見的如圖2-2。圖2-2b方案倒擋和一擋共用輸入齒輪，是變速器結構簡單化，但是由于要求兩對齒輪副同時進入嚙合，所以該方案換擋操作不易進行；圖2-2c和圖2-2d所示方案，可以使其倒擋傳動比比

15、一般倒擋方案稍大，但是方案2-2c倒擋機構不合理，換擋過程中倒擋齒輪會出現運動干涉，而方案2-2d則解決了這一問題；圖2-2e所示方案中，一、倒擋齒輪做成一體，使其總齒長增加；圖2-2 f所示方案采用同步器換擋，使換擋操作更輕便。圖2-2 g所示方案換擋操作機構比較復雜，但是可以縮短變速器的軸向尺寸。 圖2-2 變速器倒擋布置方案 倒擋和一擋得得傳動比都比較大，變速器在一擋和倒擋齒輪工作時其相應齒輪和軸需要承受的載荷也比較大。因此，一般將倒擋和一擋的支承布置在靠近軸端處。因為倒擋的使用頻率比一擋更低，所以優(yōu)先安排一擋布置在更靠近軸端處。倒擋和一擋的軸在較大的工作載荷下產生不同程度的撓度

16、和轉角，導致齒輪嚙合傳動不平穩(wěn)，同時加劇了齒輪和軸承的磨損，使變速器的工作噪聲變大，傳動效率變差。此外考慮到變速器維修時的拆裝方便應在軸上從小到大依次布置各擋齒輪。 從結構上來說，倒擋既可以布置在變速器的左側也可以布置在變速器的右側，但是兩者的差異在于，駕駛員進行換擋操作時，控制桿的操作方向發(fā)生了改變，如圖2-3所示。倒擋布置在變速箱左側時，換擋操作程序如圖2-3a所示，倒擋齒輪在變速箱右側時，換擋操作程序如圖2-3b。為了防止行駛途中誤掛倒擋，一般會在變速器倒擋操作機構中布置彈簧，使掛入倒擋時產生一定的阻力，從而確保駕駛員不會誤掛入倒擋。 圖2-4中對倒擋齒輪布置在變速器左右兩側的布置方

17、案中的受力情況分析，由圖可知，不同的布置方案對倒擋軸的受力情況影響很大。 圖2-3 變速桿換擋位置與順序 圖2-4 倒擋軸位置與受力分析 3. 其他問題 常用擋位齒輪齒面會由于應力存在導致齒面點蝕損壞。而變速器傳動軸中部由于軸的變形而引起的齒輪中心面偏轉量很小，所以傳動軸中部適宜于安裝高擋位齒輪，從而保證輪齒處于比較好的嚙合狀態(tài)，減少輪齒表面的偏載現象，延長齒輪壽命。 變速器的布置方案影響其傳動效率，其中傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數、傳遞的功率、每分鐘轉速、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪和殼體的制造精度等都對變

18、速器傳動效率有影響。 2.2 零、部件結構方案分析 2.2.1 齒輪形式 為了使變速器嚙合傳動更平穩(wěn)、傳動噪聲更小，變速器的常嚙合齒輪一般均采用斜齒圓柱齒輪。此外，斜齒圓柱齒輪還有比圓柱齒輪使用壽命更長的優(yōu)點。但是斜齒圓柱齒輪的采用，要求齒輪常嚙合，因此齒輪的對數增加，使變速器質量和轉動慣量增加。變速器的低擋和倒擋一般采用直齒圓柱齒輪。 本次設計，一擋和倒擋采用直齒圓柱齒輪，其他各擋均采用斜齒圓柱齒輪。 2.2.2換擋機構形式 高速擋位一般采用同步器進行換擋，而低速擋位使用嚙合套和直齒滑移齒輪換擋。 目前，同步器換擋機構應用很普遍。采用同步器換擋，可以確保換擋過程迅速且齒輪無沖

19、擊，因此降低了變速器的換擋噪聲，同時使汽車的加速性、經濟性和安全舒適性均得到提高。此外，同步器換擋機構還有操作輕便、換擋行程短等優(yōu)點。這使變速器更容易實現自動控制。但是同步器換擋機構結構復雜，制作精度要求比較高，軸向尺寸比較大，銅質同步環(huán)容易被磨損而失效。 嚙合套換擋機構相對于同步器而言，結構簡單、軸向尺寸比較小、制造精度要求也相對較低，因此嚙合套的生產制造成本相對較低。但是嚙合套換擋機構不能消除換擋沖擊，因此其換擋噪聲以及轉動慣量都比較大。該換擋機構一般應用于重型汽車變速器和對使用要求不高的汽車變速器上。 軸向滑動直齒齒輪換擋機構，不能消除換擋沖擊，因此會導致齒輪端部磨損過快，并且由于換

20、擋噪聲比較大、換擋行程長，其換擋操作安全性也相對降低。但是這種換擋機構結構簡單、體積和轉動慣量小、便于拆裝和維修。但目前除一擋和倒擋外很少使用這種換擋機構。 自動脫擋是變速器使用過程中最容易出現的故障之一。為了應對這個問題，可以同時從工藝和結構上采取措施。目前常見的相對有效的措施如下： 圖2-5防止自動脫擋的結構措施Ⅰ 圖2-6防止自動脫擋的結構措施Ⅱ 1） 增加嚙合套的長度（如圖2-5），或者錯開接合齒的嚙合位置（如圖2-5），使接合齒在工作中由于擠壓和磨損而產生凸肩，以此有效防止自動脫擋。 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄，這樣，換擋后嚙合套

21、的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋（圖2-6）。 3）目前應用比較多的最有效的方法是將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力。 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結構如圖2-7所示： 2-7鎖環(huán)式同步器 l、4-同步環(huán) 2-同步器齒鼓 3-接合套 5-彈簧 6—滑塊 7-止動球 8-卡環(huán) 9—輸出軸 10、11-齒輪 2.2.3 變速器軸承 變速器軸承的選用

22、，需要根據其所需承受的載荷和變速器具體結構選用。變速器中使用的常見軸承有圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承球軸、滾針軸承以及滑動軸承，其中滾針軸承和滑動軸承在變速器內部使用很普遍，其他軸承多用于支承作用。 汽車變速器內部結構緊湊，尺寸小，因此內部可選用的軸承尺寸要求比較小，如滾針軸承和滑動軸承。由于變速器傳動軸和變速器齒輪的尺寸限制，其內部空間很難布置承載能力很好的圓柱或者圓錐滾子軸承，因此齒輪和傳動軸之間的聯(lián)接軸承多采用滾針軸承和滑動軸承套。對于中間軸式變速器，若輸入軸末端傳動齒輪尺寸足夠，輸出軸前端支承軸承也可以采用圓柱滾子軸承。變速器內多采用斜齒圓柱齒輪，因此其支承軸承需要承受較大的軸向載荷，

23、而圓錐滾子軸承的徑向和軸向承載能力均很強，所以變速器支承軸承多用圓錐滾子軸承。此外，變速器前端受布置空間和殼體厚度的限制，要求采用的支承軸承的軸向尺寸要盡可能小。因此，變速器前端軸承一般采用徑向承載能力很強的圓柱滾子軸承，而其后端支承軸承一般采用外側帶密封圈的雙列圓錐滾子軸承，以便同時承受前、后兩個方向的軸向力。而且通過對圓錐滾子軸承的預緊，可以減少傳動軸的軸向竄動，減少變速器內部工作時產生的沖擊和噪聲，同時避免了因為軸向間隙過大而導致軸的歪斜，最終使變速器齒輪嚙合不良。對于使用大線脹系數材料鑄造的殼體，不適宜采用圓錐滾子軸承。 變速器支承軸承尺寸的選用受變速器傳動軸中心距的限制，同時為了保

24、證軸承安裝不會嚴重削弱殼體強度，要求支承軸承在殼體上座孔之間距離不小于6～20mm，對于載荷量較小的輕型轎車可以選用下限，而重型客運以及貨運汽車則一般選用上限，以確保變速器具有足夠的強度[3]。 變速器中常嚙合齒輪所占比例很大，因此多需要采用滾針軸承和滑動軸承套連接齒輪和傳動軸。由于滾針軸承尺寸小，運動和定位很準確，而且傳動效率高、摩擦損失也很小，所以在各種變速器廣泛采用?；瑒虞S承套徑向配合間隙大且接觸磨損比較快，因此齒輪定位和運轉精度都比較差，而且常伴有工作噪聲。但其優(yōu)點是制造工藝簡單，生產成本比較低。 3 變速器主要參數的選擇 3.1 變速器擋數的確定和各擋傳動比

25、分配 變速器的設計目的是使汽車發(fā)動機動力得到更好的控制和利用。通過對發(fā)動機的動力特性分析可以知道，為了盡可能將發(fā)動機控制在理想的綜合性能曲線附近，就要求變速器設置盡可能多的擋位。但是隨著擋位數目的增加，變速器的操縱機構以及換擋程序變得復雜化，不利于操作。本次設計綜合考慮汽車的動力性、燃油經濟性以及操作簡便性，確定采用五個擋位。 3.1.1確定最大和最小傳動比[6] 一擋時，要求變速器輸出為低速率、高扭矩，以確保汽車具備良好的起步、爬坡以及低速穩(wěn)定行駛性能。一般最大傳動比的確定從以下三方面確定：最大爬坡度、附著率及汽車最低穩(wěn)定車速。 汽車爬坡時車速很低，空氣阻力小可以被忽略，此時汽車的

26、最大驅動力應為 Ftmax = Ff + Fimax （3-1） 或 （3-2） 即 （3-3） Ttqmax ———最大轉矩，Ttqmax = 155 N·m ； r ———車輪滾動半徑，r ≈ (185*0.6*2+15*25.4)/2=301.5mm ； i0 ———主減速器傳動比，i0 = 4.585 ；

27、 ηt ———傳動系傳動效率，ηt = 0.86 ； G ——— 汽車重力， G = mg = 1600*9.8 = 15680N ； f———滾動阻力系數，f=0.02 ； αmax———最大爬坡角度，αmax = 16.7deg 。 將參數代入式3-3得： 根據汽車行駛的附著條件： （3-4）

28、 （3-5） 由上述各式可得： （3-6） 在瀝青混凝土干路面,取值范圍為0.7～0.8,本次設計中取為0.75。 FZ1———汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷，本設計為前置前驅轎車，所以查表3.1汽車前軸的軸荷分配系數為60%，故 FZ1 = mg*60% = 1800*9.8*0.6 = 10584N 表3.1 轎車軸荷分配系數 車型 前軸 后軸 轎車 前置發(fā)動機前輪驅動 47%-60% 40%-53% 前置發(fā)動機后輪驅動 45%-50% 50%-55% 后置

29、發(fā)動機后輪驅動 40%-45% 55%-60% 將所得值代入式3-6得： 由上述計算可知，一擋傳動比范圍為2.4～4.3，本次設計采用3.8。超速擋傳動比一般為0.7～0.8，本次設計采用0.8。 3.1.2 確定中間各擋傳動比 在選定汽車的最小傳動比itmin、最大傳動比itmax及傳動系的擋位數后，可以大體按照等比級數進行各中間擋位傳動比的分配。由于高速擋齒輪轉速快，換擋更容易產生較大沖擊，為了使高速擋位換擋更容易，各擋傳動比應該滿足ig1/ig2>ig2/ig3>ig3/ig4>ig4/ig5。此外，相鄰各擋傳動比比值一般不應該超過大于1.7～1.8以免造成換擋困難。

30、各擋之間的公比： 故可得各中間擋傳動比如下： 3.2中心距A 中心距可根據下列經驗公式進行初選： (3-7) 式中： A ——— 變速器中心距（mm） KA ——— 中心距系數，乘用車：KA=9.5～11.0； Temax ———為發(fā)動機最大轉矩(N·m) ，Temax=155N·m； i1 ——— 變速器一擋傳動比，i1=3.8； ηg ———變速器傳動效率，取96％。 則 初選中心距A=90mm。

31、 3.3 齒輪參數 1. 模數 變速器用齒輪模數范圍見表3.2 表3.2 汽車齒輪變速器法向模數mn 車型 乘用車發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量ma/t 1.014.0 模數mn/mm 2.25~2.75 2.75~3.0 3.50~4.50 4.50~6.00 所選模數值應符合國家標準GB/T1357-1987的規(guī)定，見表3.3。選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內的模數盡可能不用。 表3.3 汽車變速器常用齒輪模數（摘自GB/T1357-1987）（mm） 第一系列 1.00 1.25

32、 1.5 — 2.00 — 2.50 — 3.00 第二系列 — — — 1.75 — 2.25 — 2.75 — 第一系列 — — — 4.00 — 5.00 — 6.00 第二系列 (3.25) 3.50 (3.75) — 4.50 — 5.50 — 嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線齒形。變速器低擋應選用大些的模數，其他擋選用另一種模數。其取用范圍是：乘用車為2.0～3.5mm。本次設計一、倒擋，取m=3.00mm，二、三、四、五擋，取mn=2.25mm。 2. 壓力角α 國家規(guī)定標準壓力角為20o，所

33、以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20o。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20o、25o、30o等，但普遍采用30o壓力角。 本次設計變速器齒輪采用20o壓力角，同步器接合齒采用30o壓力角。 3. 螺旋角β 隨著螺旋角度的增加輪齒重合度也逐漸增大，從而使齒輪傳動更平穩(wěn)、噪聲更低。此外，試驗表明：隨著螺旋角的增大輪齒強度也得到提高，但是當螺旋角超過30時，其齒根彎曲強度下降幅度很大。因此盡管其接觸強度隨螺旋角繼續(xù)增強也不推薦使用超過30的螺旋角，一般推薦選用15～25；綜合考慮變速器齒輪傳動的重合度和輪齒接觸強度，應選用較大的螺旋角。 乘用車兩軸式變速器斜齒輪螺旋角一般為20～25°本次設

34、計初選螺旋角為=22 4. 齒寬b 通常根據齒輪模數m的大小來選定齒寬。 直齒：， 為齒寬系數，取為4.5～8.0 。 斜齒：，取6.0～8.5 。 b為齒寬（mm）。嚙合套或同步器接合齒的工作寬度可在2～4mm范圍內選取。對于其他各擋齒輪，由于低擋要求比較高的承載能力，因此要比高擋齒寬系數取得稍大。 本次設計一、倒擋齒寬系數取7，二擋吃齒寬系數取9，其他擋位齒寬系數均取8。即一、倒擋齒寬為3.00*7=21mm,二擋齒寬為2.25*9≈20.25mm,取整為20mm，其他擋位齒寬均為2.25*8=18mm。 5. 齒輪變位系數選擇原則 減小總變位系數有利于降低齒輪副的傳動噪

35、聲，因此除了低速擋和倒擋齒輪由于受齒數過小和所需承受載荷過大的限制必須選取較大總變位系數外，其他各擋位均應選取較小的總變位系數。通常情況下，最高擋和一軸上齒輪副總變位系數選取范圍為-0.2～0.2。一擋總變位系數可以大于1.0。 6. 齒頂高系數 齒頂高系數越大，齒輪的重合度就越高，這有利于降低沉淪傳動噪聲并且使齒根的強度得到提高。對齒輪的加工進度要求越高，目前我們國家規(guī)定的齒頂高系數為1.0。有些變速器甚至采用大于1.0的齒頂高系數。 本次設計采用齒頂高系數為1.0。 7. 本次設計齒輪基本參數如表3.4。 表3.4 各擋齒輪基本參數 擋位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ R

36、模數(m/mn) 3.0mm 2.25mm 3.0mm 壓力角 20deg 螺旋角 0deg 22deg 0deg 齒寬 21mm 18mm 21mm 3.4 各擋齒輪齒數分配 在初選了中心距、齒輪模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。下面根據圖3-1分配本次設計各擋位齒輪齒數。注意為保證齒面磨損均勻，各擋齒輪的齒數比應避免取整數。 1.確定各擋齒輪的齒數 1）一擋（直齒）： 綜合考慮，為避免倒擋齒輪產生運動干涉,取z1+z2為

37、59，然后再對大小齒輪進行齒數 圖 3-1 五擋變速器傳動方案 分配，取z1=15，z2=44，故。 2）二擋： z3+z4取整74，取z3=21，z4=53，。 3）三擋： z5+z6 取整為74，取z5=27 ，z6=47，故 。 4）四擋： z7+z8取整為74，取z7=33 ，z8=41，故。 5）五擋： z9+z10取整為74，取z9=41 ，z10=3

38、3，故。 2. 對中心距A進行修正 因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據和齒輪變位系數新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。 修正后中心距 一擋： 二、 三、四、五擋： 3. 確定倒擋齒輪齒數 本次設計倒擋和一擋齒輪選用相同的模數均為3.00mm，倒擋中間齒輪的齒數通常選為21～23。本次設計，圖3-1所示倒擋齒輪11的齒數，初選為21，可計算輸入軸與倒擋軸的中心距A? 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪11和齒輪2的齒頂圓之間應該保持有0.5mm以上的間隙，即倒擋軸與輸出軸中心距應滿足 因倒擋傳動比：，即 ，則

39、，取為，則為避免倒擋齒輪退出倒擋時與齒輪2運動干涉，齒輪13的齒數要比齒輪2多3～4，故取。 輸出軸與倒擋齒輪12中心距： 倒擋傳動比： 3.5 各擋齒輪參數計算 3.5.1變位前齒輪參數見表3.5 表3.4 變?yōu)榍案鲹觚X輪參數 參數 Ⅰ擋 Ⅱ擋 Ⅲ擋 Ⅳ擋 Ⅴ擋 R擋 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 齒輪5 齒輪6 齒輪7 齒輪8 齒輪9 齒輪10 齒輪11 齒輪12 齒輪13 壓力角 20deg 模數 3.0mm 2.25mm 3.0mm 齒數 13 47 21 53 27 47 33 41 41 33

40、23 17 35 中心距 88.500mm 89.788mm 螺旋角 0 22deg 0 補充說明：R擋與輸入軸中心距A`=54.00mm ，與輸出軸中心距A``=106.5mm 。 3.5.2 變位齒輪參數計算 圖3-2 選擇變位系數線圖 （ha＊=1,α=20°） Ⅰ擋： 嚙合角： 變位系數和： 中心距變動系數： 齒頂高降低系數： 利用圖表法查圖3-2得齒輪3、4的變位系數：，。然后計算齒輪的幾何參數。 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒根高：

41、 齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： Ⅱ擋（斜齒）： 端面壓力角： 端面嚙合角： 變位系數和： 中心距變動系數： 齒頂高降低系數： 利用圖表法查圖3-2得齒輪3、4的變位系數：xn3=0.348，xn4=-0.256。然后計算齒輪的幾何參數。 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高：

42、 齒根高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： Ⅲ擋（斜齒）： 端面壓力角： 端面嚙合角： 變位系數和： 中心距變動系數： 齒頂高降低系數： 利用圖表法查圖3-2得齒輪3、4的變位系數：xn5=0.273，xn6=-0.181。然后計算齒輪的幾何參數。 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高

43、： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： Ⅳ擋（斜齒）： 端面壓力角： 端面嚙合角： 變位系數和： 中心距變動系數： 齒頂高降低系數： 利用圖表法查圖3-2得齒輪7、8的變位系數：xn7=0.182，xn8=-0.009。然后計算齒輪的幾何參數。 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根高：

44、 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 當量齒數： Ⅴ擋（斜齒）： 端面壓力角： 端面嚙合角： 變位系數和： 中心距變動系數： 齒頂高降低系數： 利用圖表法查圖3-2得齒輪9、10的變位系數：xn9=0.091，xn10=0.001。然后計算齒輪的幾何參數。 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高： 齒根

45、高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 當量齒數： R擋： 1）齒輪1和齒輪11標準中心距等于倒擋軸與輸入軸中心距相等為54，故齒輪1和齒輪11采用等變位齒輪傳動。已知齒輪1： ， ，則齒輪11：,。 則： 嚙合角： 查表得。 變位后中心距： 齒輪11外形尺寸參數計算 分度圓直徑： 節(jié)圓直徑： 基圓直徑： 齒根高： 齒頂高： 齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： 2）齒輪12和齒輪13采用標準齒輪傳動 分度圓直徑： 基圓直徑：

46、 齒根高： 齒頂高： 齒根圓直徑： 齒頂圓直徑： 4 輪齒強度校核 4.1齒輪材料的選擇原則[2] 1） 齒輪材料必須具有足夠的強度以滿足變速器的工作條件； 2） 應便于齒輪毛坯的成形，并考慮齒輪外形尺寸以及加工制造工藝的要求； 3） 輪齒表面要有足夠的硬度，以防止齒面出現點蝕、膠合、磨損等現象； 4） 齒輪芯部要有合適的韌性，確保齒根具有一定的抗

47、彎曲強度； 5） 齒輪材料應便于熱處理，如表面滲碳、氮化和表面淬火等； 6） 以調質碳鋼為材料制作的齒輪可以承受中等沖擊載荷，而正火碳鋼僅限于平穩(wěn)或輕度載荷條件； 7） 高速重載齒輪材料一般選擇合金鋼； 常用齒輪材料及其力學性能見表4.1。 表4.1 常用齒輪材料及其力學性能 材料牌號 熱處理方法 強度極限 屈服極限 硬度（HBS） 齒芯部 齒面 HT250 250 170~241 HT300 300 187~255 HT350 350 197~269 QT500-5 ?；? 500 147~241 QT600-2 60

48、0 229~302 ZG310-570 580 320 156~217 ZG340-640 650 350 169~229 45 580 290 162~217 ZG340-640 調質 700 380 241~269 45 650 360 217~255 30CMrnSi 1100 900 310~360 35SiMn 750 450 217~269 38SiMnMo 700 550 217~269 40Cr 700 500 241~286 45 調質后表面淬火 217~255 40~50HRC 4

49、0Cr 241~286 48~55HRC 20Cr 滲碳后淬火 400 300 58~62HRC 20CrMnTi 850 12Cr2Ni4 850 320 20Cr2Ni4 1100 350 35CrAlA 調質后氮化（氮化層厚） 750 255~321 >850HV 38CrMoAlA 850 夾布塑膠 100 25~35 變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度和芯部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時，對可加工性及成本也應考慮。 國內汽車變

50、速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC，芯部硬度為33～48HRC。 本次設計，齒輪材料采用20CrMnTi，輪齒表面采用滲碳處理。 4.2各軸轉矩計算 發(fā)動機最大扭矩為155N.m，取齒輪副傳動效率為99%，離合器傳動效率為99%，軸承傳動效率為96%。 Ⅰ擋： Ⅱ擋： Ⅲ擋： Ⅳ擋： Ⅴ擋： R擋： 各擋位傳動軸轉矩計算結果見表4.2 表4.2 各擋位傳動

51、軸轉矩 擋位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅵ Tg1 Tg2 Tg3 Tg4 Tg5 Tg6 Tg7 Tg8 轉矩（N·m） 147.31 427.31 147.31 367.51 147.31 253.76 147.31 180.84 擋位 Ⅴ R Tg9 Tg10 Tg11 Tg12 Tg13 轉矩（N·m） 147.31 116.67 204.17 204.17 421.59 4.3輪齒強度校核計算 4.3.1輪齒彎曲應力計算與校核 （1） 直齒輪彎曲應力[3]：

52、 (4-1) 式中，為彎曲應力（MPa）；Tg為計算載荷（N·mm）；為應力集中系數，可近似?。粸槟Σ亮τ绊懴禂?，主從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪，從動齒輪；Kc為齒寬系數；m為模數（mm）；z為齒數；y為齒形系數，如圖4-1所示。 當Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩Temax時，一、倒擋直齒許用彎曲應力在400～850MPa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的需用應力應取下限。 （2） 斜齒輪彎曲應力[3]： (4-2) 式中，Tg為計算載荷（N·mm）；β為斜齒輪

53、螺旋角（°）；為應力集中系數，；為齒寬系數；為斜齒輪的法向模數（mm）；為齒形系數，可按當量齒數在圖4-1中查得；為重合度影響系數，。 圖4-1 齒形系數圖 當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180~350MPa范圍。 Ⅰ擋（直齒）：由圖4-1查得，齒形系數：y1=0.172 ，y2=0.178 ，則 齒輪1、2最大彎曲應力均在許用彎曲應力范圍（400～850MPa）內，故滿足條件。 Ⅱ擋（斜齒）：由圖4-1查得齒形系數：，，則 齒輪3、4最大彎曲應力在許用彎曲應力范圍（180~350MPa）內

54、，故滿足條件。 Ⅲ擋（斜齒）：由圖4-1查得齒形系數：，，則 齒輪5、6最大彎曲應力在許用彎曲應力范圍（180~350MPa）內，故滿足條件。 Ⅳ擋（斜齒）：由圖4-1查得齒形系數：，，則 齒輪7、8最大彎曲應力在許用彎曲應力范圍（180~350MPa）內，故滿足條件。 Ⅴ擋（斜齒）：由圖4-1查得齒形系數：，，則 齒輪9、10最大彎曲應力在許用彎曲應力范圍（180~350MPa）內，故滿足條件。 R擋(直齒)：由圖4-1查得齒形系數：，，則 齒輪11、12、13最大彎曲應力均在許用彎曲應力范圍（400～850MPa）內，故滿足條件。 4.

55、3.2輪齒接觸應力計算與校核 (4-3) 式中，為輪齒的接觸應力（MPa）；Fn為齒面法向力（N），；為圓周力（N），；Tg為計算載荷（N·mm）為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)點處壓力角（°），β為齒輪螺旋角（°）；E為齒輪材料的彈性模量（MPa），本次設計，齒輪材料選擇20CrMnTi，其彈性模（測定溫度，乘用車變速器正常工作溫度為，最高可達到）；b為齒輪的實際寬度（mm）；、為主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，、，斜齒輪、；、為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時變速器齒輪的許用接觸應力

56、見表4.3 表4.3 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高擋 1300~1400 650~700 Ⅰ擋（直齒）： 節(jié)點處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應力： Ⅰ擋時，齒輪1、2的接觸應力均在變速器齒輪許用接觸應力范圍（1900～2000MPa）內,符合條件。 Ⅱ擋： 節(jié)點處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)

57、點處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應力： Ⅱ擋時，齒輪3、齒輪4的齒面接觸應力在變速器齒輪許用接觸應力范圍內，符合條件。 Ⅲ擋： 節(jié)點處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應力： Ⅲ擋時，齒輪5、齒輪6的齒面接觸應力在變速器齒輪許用接觸應力范圍內，符合條件。 Ⅳ擋： 節(jié)點處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點處曲率半徑：，

58、 ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應力： Ⅳ擋時，齒輪7、齒輪8的齒面接觸應力在變速器齒輪許用接觸應力范圍內，符合條件。 Ⅴ擋： 節(jié)點處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應力： Ⅴ擋時，齒輪9、齒輪10的齒面接觸應力在變速器齒輪許用接觸應力范圍內，符合條件。 R擋： 1） 齒輪1和齒輪11輪齒接觸應力 節(jié)點處壓力角： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點處

59、曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應力： 2） 齒輪12和齒輪13為標準齒輪嚙合傳動，其輪齒接觸應力計算如下： 節(jié)圓直徑：， ； 節(jié)點處曲率半徑：， ； 齒面法向力： , ； ， ； 輪齒接觸應力： R擋時，齒輪1、11、12、13的齒面接觸應力均在變速器齒輪的許用接觸應力范圍（1900～2000MPa）內，符合條件。 5 軸的結構設計及強度校核 5.1軸的結構設計 （1）初選軸的最小直徑 輸入軸和輸出軸的中

60、部直徑，軸的最大直徑和支承間距距離的比值：對輸入軸，；對輸出軸， 輸入軸花鍵部分直徑可按下式初選[3] (5-1) 式中為經驗系數，；為發(fā)動機最大轉矩。 本次設計輸入軸花鍵部分直徑： ，取為21mm。 （2） 本次設計輸入軸裝配方案如圖5-1，輸出軸裝配方案如圖5-2。根據軸向定位要求確定各軸段的長度和直徑。 1） 輸入軸：參考最小直徑初選值，根據GB/T 3478.1-2008選定輸入軸左端花鍵為30°平齒根漸開線花鍵，模數，，花鍵長度為30mm；軸段Ⅰ右端為左側支承軸承安裝位置，因變速器齒輪部分采用斜齒圓柱齒

61、輪，支承軸承需承受軸向力，因此選用單列圓錐滾子軸承，參考花鍵尺寸，根據GB/T 273.1-2011選取軸承參數為d×D×B=22mm×52mm×22mm，即該軸段右側直徑為22mm；軸段Ⅰ最左端為輸入軸在飛輪上的支承部分，該段長度為25mm,直徑為18mm；軸段Ⅰ為輸入軸軸伸部分，總長度取為；軸段Ⅱ為四擋主動齒輪安裝部位，為降低軸及齒輪的磨損和工作噪聲，軸和齒輪之間采用滾針軸承，根據GB/T 20056-2006選定該軸段滾針軸承參數為Fw×Ew×Bc=25mm×29mm×27mm，即該軸段直徑為25mm，該軸段左端采用卡簧進行軸向定位，根據標準JIS B2804選定卡簧參數d1×d2×m×

62、n=25mm×23.9mm×1.35mm×1.5mm，根據滾針軸承以及卡簧參數確定該軸段長度；軸段Ⅲ為同步器花鍵轂安裝位置，采用30°平齒根漸開線花鍵連接，參考左側軸段直徑，根據GB/T 3478.1-2008選定花鍵參數為，，軸段Ⅲ左側采用卡簧進行軸向定位，根據標準JIS B2804選定參數d1×d2×m×n=29mm×27.6mm×1.75mm×1.5mm，該軸段長度去頂為；軸段Ⅳ為三擋主動齒輪安裝位置，采用滾針軸承連接，根據GB/T 20056-2006選取其參數為，取該軸段直徑為35mm,在其上制出滾道，滾道直徑為32mm,綜合考慮同步器的安裝尺寸，該軸段長度取為；軸段Ⅴ直徑取為33m

63、m,一、二擋主動齒輪鑄造在該軸段左右兩端，二擋主動齒輪右側制出軸環(huán)以增加該軸段強度，綜合考慮輸出軸上同步器的安裝，該軸段長度取為；軸段Ⅵ直徑為28mm,為增加軸的強度，在該軸段右端制出軸環(huán)以安裝中間支承軸承，根據GB 283-2007選用圓柱滾子軸承NUP 207E，其參數為，軸承左側距齒輪1右端面距離為26mm，軸承右端采用卡簧進行軸向定位，根據標準JIS B2804選定其參數為，考慮到倒擋的安裝，該軸段長度取為；軸段Ⅶ為五擋主動齒輪安裝位置，同樣采用滾針軸承連接，根據GB/T 20056-2006選定其參數為Fw×Ew×Bc=25mm×29mm×27mm，該軸段長度取為；軸段Ⅷ為五擋同步器

64、安裝位置，采用30°平齒根漸開線花鍵連接，根據GB/T 3478.1-2008選定其參數，，該軸段長度取為；軸段Ⅸ為右端支承軸承安裝位置，采用雙列圓錐滾子軸承，根據GB/T 273.1-2011選定其參數為d×D×B1×C1=22mm×44mm×34mm×27mm，其右端采用卡簧軸向定位，根據根據標準JIS B2804選定卡簧參數為，該軸段長度。 圖 5-1 輸入軸結構設計 2） 輸出軸：軸段Ⅰ為輸出軸錐齒輪及左側支承軸承安裝位置，其中錐齒輪采用30°平齒根漸開線花鍵連接，根據GB/T 3478.1-2008選定其參數為，，花鍵長度為30mm(包括退刀槽)；根據GB/T 273.1-

65、2011選定軸承參數為；該軸段最左端采用C型卡簧進行軸向定位，右端采用軸肩進行軸向定位，根據標準JIS B2804選定卡簧參數為，該軸段總長度為；軸段Ⅱ兩端鑄三、四擋從動齒輪，該軸段直徑取為40mm，考慮輸入軸對應位置同步器的安裝，該軸段長度取為；軸段Ⅲ為二擋從動齒輪安裝位置，采用滾針軸承連接，根據GB/T 20056-2006選定其參數為FW×EW×BC=45mm×51mm×27mm，該軸段直徑取為49mm,在其上制出滾針軸承滾道，其直徑為45mm,考慮到同步器的安裝，該軸段長度取為；軸段Ⅳ為同步器安裝位置，采用30°平齒根漸開線花鍵連接，根據GB/T 3478.1-2008選定其參數為，，

66、該軸段長度取為；軸段Ⅴ直徑取為35mm,該軸段左端為一擋從動齒輪安裝位置，采用滾針軸承連接，根據根據GB/T 20056-2006選取其參數為，一擋從動齒輪右端采用卡簧進行軸向定位，根據標準JIS B2804選定卡簧參數為d1×d2×m×n=35mm×33mm×1.75mm×1.5mm，該軸段右端為中間軸承支承安裝位置，根據GB 283-2007選用圓柱滾子軸承NUP 207E，其參數為，軸承左側端面距該軸段最左側距離為53mm，軸承右端采用卡簧進行軸向定位，根據標準JIS B2804選定其參數為，考慮倒擋齒輪工作空間，該軸段長度取為；軸段Ⅵ為五擋從動齒輪安裝位置，采用30°平齒根漸開線花鍵連接，根據GB/T 3478.1-2008選定其參數為，，其右端采用卡簧進行軸向定位，根據標準JIS B2804選定其參數為，該軸段長度取為；軸段Ⅶ為輸出軸右端軸承安裝位置，采用雙列圓錐滾子軸承，根據GB/T 273.1-2011選定其參數為，軸承右端采用鎖緊螺母進行軸向定位，螺母型號為GB1338 M24，根據支承軸承及鎖緊螺母參數確定該軸段長度為。 圖5-2 輸出軸結構設計 （3） 確定