汽車變速器設計

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1、目　 錄 第一部分：變速器的基本設計方案 -------------------------------------2 第二部分：變速器主要參數(shù)的選擇 -------------------------------------4 第三部分：變速器各檔齒輪的設計計算--------------------------------7 第四部分：變速器軸的設計計算-----------------------------------------20 第五部分：變速器齒輪的校核--------------------------------------------

2、-21 第六部分：變速器軸的校核 -------------------------------------------23 第七部分：滾動軸承的選擇和計算---------------------------------------27 第八部分：參考文獻 ---------------------------------------------------------30 第一部分 變速器的基本設計方案 變速器的結構對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性，傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。采用優(yōu)化設計方法對變速器與主減速器，

3、以及變速器的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側（或越程接合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側）等措施，以及其他結構措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設計、工藝水平的關鍵。 變速器設計的基本要求： 1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。 3）設置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置。 5）換擋迅速、省力、方便。 6）工作

4、可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應有高的工作效率。 8）變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 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。 兩軸式變速器有結構簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。兩軸式變速器不能設置直接擋，一擋速比不可能設計得很大。 圖1為發(fā)動機前置前輪驅動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數(shù)

5、方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪的傳動 倒擋布置方案 圖2為常見的倒擋布置方案。圖2-b方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-c方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖-2d方案對2-c的缺點做了修改。圖2-e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。 為了縮短變速器軸向長度，倒擋傳動采用圖2-g所示方案。缺點是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 第二部分：變速器主要參數(shù)的選擇 主要參數(shù)

6、 方案一 發(fā)動機功率 74kw 最高車速 167km/h 轉矩 167N·m 總質(zhì)量 1705kg 轉矩轉速 3200r/min 車輪 185/60R14S —最高車速，=167km/h r —車輪半徑，r= 0.29 n—功率轉速 ，n=5000r/min —主減速器傳動比 —最高擋傳動比 / =1.4～2.0 即=（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/min =9549× 所以，=4654～5500r/min 柴油機的轉速在3000～7000r/min

7、 取=5000r/min 由經(jīng)濟性出發(fā)使最高檔最高車速時功率略低于發(fā)動機最高功率，即略小于3.0 初取 =0.75 =4.36 根據(jù)汽車行駛方程式 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度， =16709N； =167N.m； —傳動系效率，=0.88； —車輪半徑，=0.29m； —滾動阻力系數(shù)，干砂路面（0.100～0.300）取=0.150； —坡度，=16.7°。 =2.28 滿足附著條件。 ·φ 在瀝

8、青混凝土干路面，φ=0.5~0.6，取φ=0.6 =4.54 一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： ， ∴ 所以各擋傳動比與Ι擋傳動比的關系為 ， ， ，， （實際） 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，商用車：=8.9～93； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）； —變速器一擋傳動比，=3.2 ； —變速器傳動效率，取96% ； —發(fā)動機最大轉矩，=167N.m 。 則， = =71.

9、247～74.450（mm） 初選中心距=74mm。 第三部分 變速器各檔齒輪的計算設計 1、模數(shù) 對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0≤14.0

10、≥14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.5～6.00 表2　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 — 表3　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 根據(jù)表2及3，一二檔齒輪的模數(shù)定為3mm，三四五檔及倒檔的模數(shù)定為2.75mm,嚙合套和同步器的模數(shù)定為2.5mm。 2、壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角

11、為20° 3、螺旋角 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪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。斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。 變速器螺旋角：23° 4、齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5，取7.0。 各擋齒輪齒數(shù)的分配 1-一軸一擋齒輪 2-二軸

12、一擋齒輪 3-一軸二檔齒輪 4-二軸二擋齒輪 5-一軸軸三擋齒輪 6-二軸三擋齒輪 7-一軸四檔齒輪 8-二軸四檔齒輪9-一軸五檔齒輪 10-二軸五檔齒輪 11-一軸倒檔 12-二軸倒檔齒輪 13-倒檔齒輪 圖3變速器傳動示意圖 如圖3所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。 變?yōu)橄禂?shù)圖 1、確定一擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=3mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7 ∴z1=11 z2=34 m

13、m 對一擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =22.58° U===3.09 變位系數(shù)之和 查表得=0.35 分度圓直徑: =110.809mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂高 =3.819mm

14、 =2.469mm 齒根高 =2.550mm =3.900mm 全齒高 h1=ha1+hf1=6.069mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm 齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm 當量齒數(shù)

15、==14.102 ==43.590 分度圓直徑 mm mm 2、確定二擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=3mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7 ∴z3=14 z2=31 mm 對二擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =22.58° U===2.214 變位系數(shù)之和 查表得=0.35 分度圓直徑: 46.527mm =101.032mm 節(jié)圓直徑

16、 mm mm 齒頂高 =3.459mm =2.829mm 齒根高 =2.910mm =3.540mm 全齒高 h3=ha3+hf3=6.369mm 齒頂圓直徑 da3=d3+2ha3=53.445mm

17、 da4=d4+2ha4=106.690mm 齒根圓直徑 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm 當量齒數(shù) = =17.949 = =39.744 3、確定三擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7 ∴z5=20 z6=30 mm 對三擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =21.707° U==

18、=1.5 變位系數(shù)之和 查表得=0.42 分度圓直徑: 59.750mm =89.625mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂高 =1.565mm =1.400mm 齒根高 =2.778mm

19、 =2.943mm 全齒高 h5=ha5+hf5=4.343mm 齒頂圓直徑 da5=d5+2ha5=62.880mm Da6=d6+2ha6=92.425 mm 齒根圓直徑 df5=d5-2hf5=54.194mm Df6=d6-2hf6=83.739mm 當量齒數(shù) = =25.461 = =38.462 4、確定四擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7

20、 ∴z7=24 z8=26 mm 對四擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =21.707° U===1.083 變位系數(shù)之和 查表得=0.42 分度圓直徑: ==77.675mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂高 =1.510mm

21、 =1.458mm 齒根高 =2.832mm =2.886mm 全齒高 h7=ha7+hf7=4.342mm 齒頂圓直徑 da7=d7+2ha7=74.720mm Da8=d8+2ha8=80.591 mm 齒根圓直徑 df7=d7-2hf7=65.956mm Df8=d8-

22、2hf8=71.907mm 當量齒數(shù) == =30.770 = ==33.333 5、確定五擋齒輪齒數(shù) 取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7 ∴z9=29 z10=21 mm 對四擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =21.707° U===1.38 變位系數(shù)之和 查表得=0.42 分度圓直徑:

23、 ==62.737mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂高 =1.403mm =1.565mm 齒根高 =2.943mm =2.778mm 全齒高 h9=ha9+hf9=4.333mm 齒頂圓直

24、徑 da=d9+2ha9=89.443 mm Da10=d10+2ha10=65.867mm 齒根圓直徑 df9=d9-2hf9=80.751mm Df10=d10-2hf10=57.181mm 當量齒數(shù) == =37.179 = ==26.923 6．確定倒檔齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選=22 為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙 ∴ mm mm mm

25、 mm mm mm mm mm mm mm mm 第四部分：變速器軸的設計計算 在已知中間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(nèi)選?。簩斎胼S=0.16～0.18：對輸出軸0.18～0.21。 輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按式下面公式初選 式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉矩（N.m）。 輸出軸最高檔花鍵部分直徑=22.0275～25.332mm取22mm；輸入軸最大直徑=29.6～40.8mm取35mm。輸出軸：；輸入軸：；，， 第五部分 變速器齒輪的的校核 斜齒

26、輪彎曲應力 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 式中，為彎曲應力；為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為應力集中系數(shù)，可近似取=1.6

27、5；為摩擦力影響系數(shù)，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=1.1，從動齒輪=0.9；b為齒寬；t為端面齒距，，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖5-1所示： 齒形系數(shù)圖 =209.476MPa<180～350MPa =197.974 MPa<180～350MPa 輪齒接觸應力計算 式中：—輪齒的接觸應力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點處壓力角（°），—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)； MPa＜ MPa＜

28、 第六部分 變速器軸的校核 發(fā)動機最大扭矩為146N m，最高轉速5400r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 ==146×99%×96%=138.8N.m 1．軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應在HRC58～63， 面光潔度不低于▽8[15]。 對于做為軸向推力支承

29、或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度[16]。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少[17]。 2．計算齒輪的受力，選擇一檔受力分析，進行軸的剛度和強度校核。 （1）一擋齒輪1， 2的圓周力、 mm， mm =158.717 N·M 2.702N·M 初選軸的直徑 （2）軸的剛度計算 若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉角為δ，可分別用下列式計算 式中：—齒

30、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），=2.1×105MPa； —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(nèi)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[18]。 （1）輸入軸的剛度 =3501.0965N=17.75mm，=196mm， =2.1×105N （3）軸的強度計算

31、 （輸入軸強度計算） =35.850N.m，=17.75mm，=25mm,=196mm =8854.505n =3501.096N =3758.415N 17.75 168.25 水平 輸入軸受力彎矩圖 17.75 168.25 豎直 8400452 水平 豎直 34344.17 19301.96 90753.96 86193.48 135.91 合成 1) 求H面內(nèi)支反力、和彎矩 N 2)求V面內(nèi)支反力、和彎矩 N 由以上兩式可得 合

32、格 第七部分 變速器軸承校核 輸入軸軸承校核 1、初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選二軸軸承型號30206，查《機械設計實踐》該軸承的=32200N，=37N，=0.37，預期壽命=30000h。 2、計算軸承當量動載荷 =0.42則查《機械設計原理與設計》，則=0.4，查《機械設計實踐》=1.4 為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機械設計原理與設計》 （1.2～1.8）取=1.2 水平 =132000N =132000N =132000N 3、計算軸承當量動載荷 =841.77N =35.83N 查《機械設計實踐書》；=

33、0.4，=1.6，，分別查《機械設計原理與設計》和《機械設計實踐》。為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機械設計原理與設計》。 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2（0.4×2579.77+1.6×2797.7）=8262.342N 4、計算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3 ＞=30000h合格 參考文獻 1. 王望予主編. 汽車設計（第四版）. 北京：機械工業(yè)出版社, 2005 2. 劉維信主編. 汽車設計. 北京：清華大學出版社, 2001 3. 陳家瑞主編. 汽車構造（下冊）. 北京：機械工業(yè)出版社, 2001 4. 汽車工程手冊編輯委員會. 汽車工程手冊（設計篇）. 北京：人民交通出版社, 2001 5. 劉維信編著. 機械最優(yōu)化設計（第二版）. 北京：清華大學出版社, 1994 6. 汽車機械式變速器動力輸出孔連接尺寸. GB／T 13051一91 7. 汽車機械式變速器分類的術語及定義. QC/T 465—1999 8. 汽車機械式變速器臺架試驗方法. QC/T 568—1999 9. 機械工程手冊：第五卷，機械零部件設計. 第二版. 北京：機械工業(yè)出版社, 1996