HGC7160乘用車變速器設計[捷達GTX轎車兩軸五檔手動]【9張cad圖紙+文檔全套資料】

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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 概述 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標，對轎車而言，其設計意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價汽車的一個重要指標，而變速器的設計不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大，影響汽車的整體性。 1.1.1 汽車變速器的設計要求 變速器是汽車的核心組成部分，用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，將動力有效而經濟地傳至驅動車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動系任務的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽車變速器的設計工作開始之前，首先要根據變速器運用的實際場合來對一些主要參數做出選擇。主要參數包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數、各檔齒輪的齒數等。 變速器的基本設計要求[1]：保證汽車有必要的動力性和經濟性；設置空檔，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸；設置倒檔，使汽車能倒退行駛；換檔迅速、省力、方便；工作可靠，汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔，以及換檔沖擊等現象出現；工作效率高，噪聲??；結構簡單、方案合理；在滿載及沖擊載荷條件下，使用壽命長；除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。 變速器傳動機構有兩種分類方法。 根據前進檔數分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 根據軸的形式分為：固定軸式，旋轉軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。 1.1.2 國內外汽車變速器的發(fā)展現狀 變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平的一項總要依據。21世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術等是科學技術發(fā)展的重要領域[2]，這些領域的科技進步推動了變速器技術的發(fā)展。目前國內外的變速器主要向著自動變速器方向發(fā)展，自動變速器在實際中所占的比例越來越大，目前有一半以上的轎車和部分重型載貨汽車上使用的是自動變速器。變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的總要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平的一項總要依據。21世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術等是科學技術發(fā)展的重要領域，這些領域的科技進步推動了變速器技術的發(fā)展。 根據前進檔數分為：三檔變速器，四檔變速器，五檔變速器，多檔變速器。 根據軸的形式分為：固定軸式，旋轉軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。旋轉軸式主要用于液力機械式變速器。目前自動變速器得到廣泛的應用。 變速器技術的發(fā)展動向如下： （1）節(jié)能與環(huán)境保護。變速器的節(jié)能與環(huán)境保護既包括傳動系本身的節(jié)能與環(huán)境保護，也包括發(fā)動機的節(jié)能與保護。因此研究高效率的傳動副來節(jié)約能源，采用零污染的工作介質或潤滑油來避免環(huán)境污染，根據發(fā)動機的特性和行駛工況來設計變速器，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)，以保證汽車在最高傳動效率和最低污染物排放區(qū)運行。 （2）應用新型材料。材料科學與技術是21世紀重點發(fā)展的科學技術領域。各種新型材料在變速器中的應用已經推動了汽車技術的發(fā)展和性能的提高。陶瓷材料、高分子聚合物、納米材料、梯度材料、表面渡膜技術等獨特的性能特點，將對變速器的性能產生重要的影響。 （3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪聲、長壽命、重量輕、體積小、低成本一直以來是變速器的發(fā)展方向。 （4）智能化、集成化。變速器智能化、集成化是信息、電子集成技術和控制技術與變速器技術的結合。其特點是根據發(fā)動機的特性和汽車的行駛工況，通過計算機智能控制，實現對變速器傳動比的實時控制，使發(fā)動機工作在最佳狀態(tài)。將變速器智能化，并且普及到大眾化的汽車上[3]。這樣的汽車可以依據駕車者的性情、路面的狀況、車身的負荷乃至周邊環(huán)境等多種因素，挑選最適合的功能，實現智能化駕駛，以充分發(fā)揮車輛的性能，降低油耗，確保安全。變速器的發(fā)展使汽車好像有了人的智慧，甚至比人更善于思索，它根據外界路面的變化，經過計算，代替人作出準確聰明的決斷。 隨著科技的發(fā)展和汽車工業(yè)的不斷向前進步，汽車自動變速器會越來越多的得到使用。 1.2 設計的內容及方法 本次設計的變速器是在給定發(fā)動機輸出轉矩、轉速及最高車速、最大爬坡度等條件下，主要完成傳動機構的設計，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。 1、對變速器傳動機構的分析與選擇。 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點，以及所設計車輛的特點，確定傳動機構的布置形式。 2、變速器主要參數的選擇 變速器主要參數的選擇：檔數、傳動比、中心距、齒輪參數等。 3、變速器齒輪強度的校核 變速器齒輪強度的校核主要對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進行校核。 4、軸的基本尺寸的確定及強度計算。 對于軸的強度計算則是對軸的剛度和強度分別進行校核。 5、軸承的選擇與壽命計算。 對變速器軸的支撐部分選用圓錐磙子軸承，壽命計算是按汽車的大修里程來衡量，轎車的為30萬千米。 本次設計主要是查閱近幾年來有關國內外變速器設計的文獻資料，結合所學專業(yè)知識進行設計。通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行設計，計算變速器的齒輪的結構參數并對其進行校核計算；同時對同步器、換檔操縱機構等結構件進行分析設計；另外，對現有傳統(tǒng)變速器的結構進行改進、完善。 1.3 設計的目的及意義 此次變速器設計將基本滿足乘用車的使用要求，通過自己的分析、方案選擇、設計計算和整理，能達到預期的效果。在此次畢業(yè)設計中，通過運用計算機繪圖提高計算機繪圖水平，了解變速器設計的基本過程和在設計過程中應該注意的問題，學會設計的過程和方法，提高計算能力和邏輯思維。 第2章 變速器傳動機構與操縱機構的選擇與設計 2.1 變速器傳動機構布置方案 機械式變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。 2.1.1 變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經一對齒輪傳遞動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結構限制其一檔速比不能設計的很大。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時直接輸出動力。 而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。其特點是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。 對不同類型的汽車，具有不同的傳動系檔位數，其原因在于它們的使用條件不同、對整車性能要求不同、汽車本身的比功率不同。而傳動系的檔位數與汽車的動力性、燃油經濟性有著密切的聯系。就動力性而言，檔位數多，增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經濟性而言，檔位數多，增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產率，降低運輸成木。不過，增加檔數會使變速器機構復雜和質量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復雜。 綜上所述，由于此次設計的捷達GTX變速器是中檔轎車變速器，布置形式采用發(fā)動機前置前輪驅動，驅動形式采用，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。 2.1.2 倒檔布置方案 常見的倒檔布置方案如圖2.1所示。圖2.1b方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度；圖2.1c方案能獲得較大的倒檔傳動比，同時利用五檔換擋同步器，在換倒檔時使其容易嚙合；圖2.1d方案對2.1c的缺點做了修改；圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長；圖2.1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。 綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用圖2.1c所示方案。 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) 圖2.1 倒檔布置方案 整個變速器傳動方案如圖2.2： 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11-倒檔主動齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪 圖2.2 五檔變速器傳動方案簡圖 2.1.3 零部件結構方案分析 1、齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點，所以本設計長嚙合齒輪選用斜齒輪，倒檔選用直齒圓柱齒輪。 變速器齒輪可以與軸設計為一體或與軸分開，然后用花鍵、過盈配合或者滑動支承等方式之一與軸連接。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2.3）影響齒輪強度[6]。要求尺寸應該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結構允許條件下應盡可能取大些，至少滿足尺寸要求： （2.1） 式中：——花鍵內徑。 為了減小質量，輪輻處厚度應在滿足強度條件下設計得薄些。圖2.3中的尺寸可取為花鍵內徑的1.25～1.40倍。 圖2.3 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度數值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應在μm范圍內選用。要求齒輪制造精度不低于7級。 2、變速器軸 變速器軸多數情況下經軸承安裝在殼體的軸承孔內。當變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動。 用移動齒輪方式實現換檔的齒輪與軸之間，應選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要容易[4]。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過軸與齒輪內孔之間的過盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設置有滾針軸承、滑動軸承，少數情況下齒輪直接裝在軸上。此時，軸的表面粗糙度不應低與μm，硬度不低于58～63HRC。因漸開線花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開線花鍵的齒短，小徑相對增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接。 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。 由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應當可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關問題。 3、變速器軸承的選擇 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等等。 滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方[5]。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。 2.2 變速器操縱機構布置方案 2.2.1 概述 根據汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選檔和實現換檔或退到空檔。變速器操縱機構應當滿足如下主要要求[6]：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 變速器操縱機構通常裝在頂蓋或側蓋內，也有少數是分開的。變速器操縱機構操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。 2.2.2 典型的操縱機構及其鎖定裝置 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構。 圖2.4 為典型的操縱機構圖 1、換檔機構 變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。但考慮到可以縮短軸向空間，本設計倒檔外采用直齒滑動換擋。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。 使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計全部檔位均選用同步器換檔。 2、防脫檔設計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩檔，而使掛檔出現重大故障。常見的互鎖機構有： （1）互鎖銷式 圖2.5是汽車上用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。 圖2.5，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2.5，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。 a b c d 圖2.5 互鎖銷式互鎖機構 （2）擺動鎖塊式 圖2.6為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。 （3）轉動鉗口式 圖2.7為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉動。選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用[8]。 圖2.6 擺動鎖塊式互鎖機構 圖2.7 轉動鉗口式互鎖機構 操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產生明顯的手感。 鎖止機構還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構。自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止自動脫檔和掛檔。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。 本次設計屬于前置前輪驅動的轎車，操縱機構采用直接操縱方式，鎖定機構全部采用，即設置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現自鎖，通過互鎖銷實現互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實現，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。 2.3 本章小結 本章主要介紹了變速器傳動機構和操縱機構的類型，分析了各類型機構的優(yōu)缺點，并針對所設計的變速器的類型、特點及功用，對變速器的傳動方式、操縱機構的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的選擇，為后期的設計工作打下基礎。 第3章 變速器的設計與計算 3.1 變速器主要參數的選擇 最高車速：=175Km/h 發(fā)動機功率：=70KW 發(fā)動機轉矩：=140 滿載總質量：=1545Kg 驅動輪規(guī)格：185/60R14S r=29mm 3.1.1 檔數的選擇 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用4～5個檔或多檔。載質量在2.0～3.5t的貨車采用五檔變速器，載質量在4.0～8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。 檔數選擇的要求： 1、相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。 2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設計的轎車變速器為5檔變速器。 3.1.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.9。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 本設計最高檔傳動比為0.75。 3.1.3 變速器各檔傳動比的確定 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為[12]： （3.1） 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 已知：最高車速==175km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.75；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14S得到=29(mm)；發(fā)動機轉速==5800（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式： 2、最低檔傳動比計算 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）[9]。用公式表示如下： （3.2） 式中： G ——車輛總重量(N)； ——坡道面滾動阻力系數(對瀝青路面μ=0.01~0.02)； ——發(fā)動機最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=1545kg；；；r=0.29m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數據代入（3.3）式： 滿足不產生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現象。公式表示如下： （3.4） 式中： ——驅動輪的地面法向反力，； ——驅動輪與地面間的附著系數；對混凝土或瀝青路面可取0.5~0.6之間。 已知：kg；取0.6，把數據代入（3.4）式得： 所以，一檔轉動比的選擇范圍是： 初選一檔傳動比為3。 3、變速器各檔速比的配置 按等比級數階分配的各檔速比的計算 汽車多在高檔區(qū)工作，換檔頻率，高檔區(qū)也多于低檔區(qū)，為了節(jié)約燃料和操縱輕便起見，應盡量使高檔區(qū)兩檔位之間的速度差值小些，所以高檔區(qū)的速比階K要比低檔區(qū)的速比階K要小。根據汽車的工作要求(長途運輸、城市公交車、礦山運輸等)和發(fā)動機特性的不同，速比階K的偏離情況也不同.例如城市公交車和山區(qū)工作的汽車速比階K的偏離值要小一些，而轎車的直接檔的速比階K要更小一些。 為了減少高檔的速比階，新的傳動比分配方法，就是把總跨(因第I檔的傳動比為，第n檔的傳動比為I)的對數，平均分成n-1個臺階(臺階總是比檔位數少1)，并將它排列到中間檔位的位置，即將中間檔位的速比階定為K(K=計算).排列后的直接檔的速比階將為。 對于直接檔的速比階，一般可按下式計算 （3.5） 式中:系數Cs=0.8 ～0.95.對于轎車Cs值取小一些，如0.8～0.9;對于貨車，取Cs=0.85～ 0.95:對于非公路用車，取Cs= 0.9～0.97[10]。 這樣一來，高檔的速比階將小于低檔.直接檔和中間檔的階差為，而其間的檔位數為。由上述可知，相鄰兩檔階差常數，所以直接檔和中問檔的階差為，因此 將各檔的速比階按等比級數排列，它們的公比為B，這種方法又稱為等比級數階分配法.如從第n檔(直接檔)到第2檔各檔的速比階分別為、、······、、則有， 2檔：取， 3檔：取， 4檔：取， 3.1.4 中心距的選擇 初選中心距可根據經驗公式計算[11]： （3.6） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數，乘用車=8.9~9.3； ——發(fā)動機最大輸出轉距為150（N·m）； ——變速器一檔傳動比為3.5； ——變速器傳動效率，取96%。 （8.9~9.3）=（8.9-9.3）7.925=70.83~74.01mm 轎車變速器的中心距在60～80mm范圍內變化。初取A=73mm。 3.1.5 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： mm 初選長度為270mm。 3.1.6 齒輪參數的選擇 1、模數 選取齒輪模數時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數應選得大些。 轎車模數的選取以發(fā)動機排量作為依據，由表3.2選取模數范圍為2.25~2.75，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。 表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數 車 型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.014 模數/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 2、壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角[12]。 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。 本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20°。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。本設計中螺旋角大小根據實際情況選擇。 4、齒寬 齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 斜齒，取為6.0～8.5，取6.0 mm為了不使齒寬過小，本設計中齒寬全部采用17.5mm。 5、齒頂高系數 齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數為0.75～0.80的短齒制齒輪。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數大與1.00的細高齒。 本設計取為1.00。 3.1.7 各檔齒輪齒數的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的檔數、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。應該注意的是，各檔齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。 1、一檔齒數及傳動比的確定 一檔傳動比為： 當選定中心距A，模數和螺旋角后，可以根據算出兩軸間相嚙合齒輪副的總齒數。 由，得出 ， 取整后， 實際傳動比 實際中心距 取整后 精確螺旋角 變位后嚙合角 2、對中心距A進行修正 取整得mm，為標準中心矩。 3、二檔齒數及傳動比的確定 由，得出 ， 取整后， 實際傳動比 實際中心距 精確螺旋角 變位后嚙合角 4、計算三檔齒輪齒數及傳動比 由，得出 ， 取整后， 實際傳動比 實際中心距 精確螺旋角 變位后嚙合角 5、計算四檔齒輪齒數及傳動比 由，得出 ， 取整后， 實際傳動比 實際中心距 精確螺旋角 變位后嚙合角 6、計算五檔齒輪齒數及傳動比 由，得出 ， 取整后， 實際傳動比 實際中心距 精確螺旋角 變位后嚙合角 7、計算倒檔齒輪齒數及傳動比 初選倒檔軸上齒輪齒數為=21，輸入軸齒輪齒數=13，為保證倒檔齒輪的嚙合不產生運動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： （3.7） 已知：，，把數據代入（3.7）式，齒數取整，解得：，則倒檔傳動比為： 輸入軸與倒檔軸之間的距離： mm 取整 輸出軸與倒檔軸之間的距離： mm 取整 3.1.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。 1、 一檔齒輪的變位 壓力角 角度變位系數之和 查機械手冊齒輪變位系數表得到：， 因為，故要采用齒輪高度變位，根據機械設計手冊：，取， 2、 二檔齒輪的變位 壓力角 角度變位系數之和 查機械手冊齒輪變位系數表得到： ， 3、 三檔齒輪的變位 壓力角 角度變位系數之和 查機械手冊齒輪變位系數表得到：， 4、 四檔齒輪的變位 壓力角 角度變位系數之和 查機械手冊齒輪變位系數表得到：， 5、 五檔齒輪的變位 壓力角 角度變位系數之和 查機械手冊齒輪變位系數表得到：， 3.2 變速器齒輪強度校核 3.2.1 齒輪材料的選擇原則 （1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 （2）合理選擇材料配對。如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 （3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經正火或調質處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內齒輪等無法磨齒的齒輪[12]。 由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～62HRC。 3.2.2 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） (3.8) 式中： 　——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； 　——節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數（mm）； 　——斜齒輪螺旋角； ——應力集中系數，=1.50； 　——齒面寬（mm）； 　 ——法向齒距，； 　——齒形系數，可按當量齒數在齒形系數圖3.2中查得； ——重合度影響系數，=2.0。 圖3.1 齒形系數圖 將上述有關參數據代入公式（3.8），整理得到 (3.9) （1）一檔齒輪校核 主動齒輪： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數圖3.1得：y=0.125，把以上數據代入(3.9)式，得： MPa 從動齒輪： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齒形系數圖3.1得：y=0.157，把以上數據代入(3.9)式，得： MPa 其余各檔彎曲應力校核結果： 單位：MPa 二擋 三擋 四擋 五檔 輸入軸 214.44 211.865 187.254 188.580 輸出軸 234.675 203.863 185.234 187.76 3.2.3 輪齒接觸應力校核 （3.10） 式中： 　——輪齒接觸應力（MPa）； 　——齒面上的法向力（N），； 　——圓周力（N），； 　——計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 　——節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角； 　——齒輪材料的彈性模量（MPa）； 　——齒輪接觸的實際寬度（mm）； ，——主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，； 、 ——主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 表3.3 變速器齒輪許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900-2000 950-1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300-1400 650-700 將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力[]見表3.3。 1、一檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa； mm； mm； ；mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷，將以上數據代入（3.10）可得： MPa 其余各檔彎曲應力校核結果： 單位：MPa 二擋 三擋 四擋 五檔 1500.102 1363.660 1225.878 1000.567 以上各檔變速器齒輪的接觸應力均小于齒輪的許用接觸應力[]，所以各檔均為合格。 3.2.4 倒檔齒輪的校核 1、齒面接觸疲勞許用應力的計算[19] （3.11） 式中： ——齒輪的接觸疲勞極限應力（MPa）； 　——壽命系數； ——潤滑油膜影響系數； 　——工作硬化系數； 　——尺寸系數； ——最小安全系數。 查機械設計手冊得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1將這些數據代入（3.11）式，得： MPa 2、齒根彎曲疲勞許用應力計算 （3.12） 式中： ——齒根彎曲疲勞極限應力； 　——壽命系數； ——相對齒根圓角敏感系數； 　——尺寸系數； ——表面系數； ——最小安全系數。 查機械設計手冊得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25將這些數據代入（3.12）式，得： MPa 3、接觸疲勞強度校核 （3.13） 式中： ——節(jié)點區(qū)域系數； ——彈性系數； ——重合度系數； 　 ——齒輪上的圓周力（N）； ——表示齒寬（mm）； ——齒輪直徑； ——表示傳動比； ——使用系數。 查機械設計手冊得到： =2.33；=189.8；0.73； 已知： mm； ； N 將以上數據代入（3.13）式，得： MPaMPa。 4、齒根彎曲疲勞強度校核 （3.14） 式中： ——齒形修正系數； ——重合度系數。 查機械設計手冊得到： =4.9；=0.64 將以上數據代入（3.14）式得： MPa 所以倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均合格。 3.3 軸的結構和尺寸設計 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響。 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內選取：對輸入軸，=0.16～0.18；對輸出軸，0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。? 式中： ——經驗系數，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 輸入軸花鍵部分直徑： =21.25～24.44mm 初選輸入、輸出軸支承之間的長度=270mm。 按扭轉強度條件確定軸的最小直徑： （3.15） 式中： d——軸的最小直徑（mm）； ——軸的許用剪應力（MPa）； P——發(fā)動機的最大功率（kw）； n——發(fā)動機的轉速（r/min）。 將有關數據代入（3.15）式，得： mm 所以，選擇軸的最小直徑為20mm。 根據軸的制造工藝性要求[20]，將軸的各部分尺寸初步設計如圖3.2、3.3所示： 圖3.2 輸入軸各部分尺寸 圖3.3 輸出軸各部分尺寸 3.4 軸的強度驗算 3.4.1 軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。 圖3.4 變速器軸的撓度和轉角 軸的撓度和轉角如圖3.4所示，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用下式計算： （3.16） （3.17） （3.18） 式中： 　 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； 　——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； 　 ——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa； 　 ——慣性矩（mm4），對于實心軸，； 　 ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核 （1）軸上受力分析 一檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm，把有關數據代入（3.16）、（3.17）、（3.18）得到： mm mm mm rad 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=45mm，把有關數據代入（3.16）、（3.17）、（3.18）得到： mm mmmm rad 由于一擋工作時，軸上所受的作用力、彎矩最大，所以只需校核一擋工作時的軸的強度，若滿足要求，則軸的強度滿足要求。 倒檔工作時： N N N 輸入軸的撓度和轉角的計算： 已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=32mm，把有關數據代入（3.16）、（317）、（3.18）得到： mm mmmm mm 輸出軸的撓度和轉角的計算： 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。 已知：a=218mm；b=47mm；L=265mm；d=30mm，把有關數據代入（3.16）、（317）、（3.18）得到： mm mmmm mm 由以上可知道，變速器在各檔工作時均滿足剛度要求。 3.4.2 軸的強度計算 變速器在一檔工作時： 對輸入軸校核： 計算輸入軸的支反力： N N N 已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm 1、垂直面內支反力 對B點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即： （3.19） 將有關數據代入（3.19）式，解得：=3248.66N 同理，對A點取矩，由力矩平衡公式可解得： 2、水平面內的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （3.20） （3.21） 將相應數據代入（3.20）、（3.21）兩式，得到： 3、計算垂直面內的彎矩 B點的最大彎矩為： N·mm N·mm N·mm B點的最小彎矩為： N·mm 4、計算水平面內的彎矩 N·mm 5、計算合成彎矩 N·mm N·mm 軸上各點彎矩如圖3.5所示： 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的垂直面和水平面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為 (3.22) 式中：（N.m）； ——軸的直徑（mm），花鍵處取內徑； ——抗彎截面系數（mm3）。 將數據代入（3.22）式，得： MPa MPa 在低檔工作時，400MPa，符合要求。 圖3.5 輸入軸的彎矩圖 對輸出軸校核： 計算輸出軸的支反力： 齒輪受力如下： N，N，N 已知：a=20mm；b=180mm；L=200mm；d=25mm；c=30mm 減速器主動齒輪的受力分析： N N N 1、垂直面內支反力 對A點取矩，由力矩平衡可得到C點的支反力，即： （3.23） 將有關數據代入（3.23）式，解得：=1414.54N 同理，對C點取矩，由力矩平衡公式： ， 可解得：N 2、水平面內的支反力 由力矩平衡和力的平衡可知： （3.24） （3.25） 將相應數據代入（3.24）、（3.25）兩式，得到： N，N 3、計算垂直面內的彎矩 A點的彎矩為： N·mm B點的彎矩為： N·mm N·mm N·mm D點彎矩為： N·mm 4、計算水平面內彎矩： A點的彎矩為： N·mm B點的彎矩為： N·mm N·mm 5、計算合成彎矩 N·mm N·mm N·mm 軸上各點彎矩如圖3.6所示： 圖3.6 輸出軸彎矩圖 把以上數據代入（3.29），得： MPa MPa MPa 在低檔工作時，400MPa，符合要求。 3.5 軸承選擇與壽命計算 軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。 式中，，h 3.5.1 輸入軸軸承的選擇與壽命計算 初選軸承型號根據機械設計手冊選擇30304型號軸承KN，KN。 根據機械設計手冊選擇軸承型號為： 右軸承采用30304型號KN，KN 左軸承采用30306型號KN，KN 1、變速器一檔工作時 N，N 軸承的徑向載荷：=3248.66N；N 軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2 N N N 所以 N N 計算軸承當量動載荷 查機械設計手冊得到 ，查機械設計手冊得到； ，查機械設計手冊得到 當量動載荷： N N 為支反力。 h 表3.4 變速器各檔的相對工作時間或使用率 車型 檔 位 數 最高檔 傳動比 /% 變速器檔位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 轎 車 普通 級 以下 3 1 1 30 69 4 1 0.5 3 20 76.5 4 <1 1 8 23 68 中 級 以 上 3 1 1 22 77 4 1 0.5 2 10.5 87 4 <1 0.5 3 20 76.5 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 <1 0.5 2 15 57.5 25 查表3.4可得到該檔的使用率，所以： h 所以軸承壽命滿足要求。 2、變速器四檔工作時 N，N，N 軸承的徑向載荷：=161.77N；N 軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2 N N N 所以 N N 計算軸承當量動載荷 查機械設計手冊得到 ,查機械設計手冊得到：； ,查機械設計手冊得到： 當量動載荷： ——支反力。 N N h 查表3.4可得到該檔的使用率，于是 h 所以軸承壽命滿足要求。 3.5.2 輸出軸軸承的選擇與壽命計算 1、 初選軸承型號 根據機械設計手冊選擇軸承型號為： 右軸承采用30310型號KN，KN 左軸承采用30306型號KN，KN 變速器一檔工作時： 一檔齒輪上力為： N，N，N 減速器主動齒輪上的力： N，N，N 軸承的徑向載荷：N，=1414.54N 軸承內部軸向力： 查機械設計手冊得：Y=2 N N N 所以 N N 2、計算軸承當量動載荷 查機械設計手冊得到 ，查機械設計手冊得到：； ，查機械設計手冊得到： 當量動載荷： N N h 查表3.4可得到該檔的使用率，于是 h 所以軸承壽命滿足要求。 3.6 本章小結 本章主要對變速器的主要參數進行了選擇，基本上完成了變速器主要尺寸的計算；同時對變速器各檔齒輪進行彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度校核、對輸入軸、輸出軸的基本尺寸進行了設計；完成了軸的剛度和強度校核，以及完成了各軸軸承校核。 第4章 變速器同步器及結構元件設計 4.1 同步器設計 4.1.1 同步器的功用及分類 目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的功用是使工作表面產生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時間內達到同步狀態(tài)。 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點，現已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。 按結構分，慣性式同步