長城風駿皮卡輕型貨車變速器設計

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1、-摘 要本次設計的題目是輕型貨車變速器設計，采用車型為長城風駿皮卡。變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成，其根本功用是改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作;在發(fā)動機曲軸旋轉方向不變的前提下使汽車能倒退行駛；利用空擋中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動 、怠速，并便于變速器換擋或進展動力輸出。采用中間軸式變速器，該變速器具有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最??；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。這臺變速器具有五個前進檔包括一個超速檔五檔和一個倒檔，并通過鎖環(huán)式同步器來實現(xiàn)換檔。本設計論述了變速

2、器的總體構造，在設計中完成了各擋齒輪和軸的計算和校核及CAD繪圖等工作。關鍵詞：變速器，鎖環(huán)式同步器，傳動比，中間軸，第二軸，齒輪ABSTRACTThe design is the subject of a light goods vehicle transmission design, the use of models for the Great Wall Wingle pickup. Transmission and transmission by the transmission control mechanism, whose basic skills is to change th

3、e gear ratio, wheel torque and speed to e*pand the scope of the changes to adapt to constantly changing driving conditions, while the engine in the favorable conditions of work; the engine crankshaft without changing the direction of rotation so that cars can travel backwards; the use of neutral int

4、errupt power transmission to the engine to start, idle, and to facilitate the transmission shift or power output. The use of intermediate shaft transmission, the transmission has two significant advantages: First, the direct file transmission efficiency, wear and noise are minimal; second gear cente

5、r distance is smaller still can get a larger one file transmission ratio. This transmission has five forward gears (including a five-speed overdrive) and a reverse, and through the lock ring synchronizer to achieve the shift. Discusses the transmission of the overall design structure, pleted in the

6、design of gears and shafts of the gear and check calculations and CAD drawings and other work. Keywords：Transmission, Locking ring type synchronizer,Gear ratio,Countershaft,Second a*is, Gear目 錄摘要.IAbstract.II第1章緒論.11.1 汽車變速器概述.11.2汽車變速器設計的目的和意義.21.3 汽車變速器國外現(xiàn)狀和開展趨勢.21.3.1 變速器國外的現(xiàn)狀.21.3.2 汽車變速器的開展趨勢.3

7、1.4 手動變速器的特點和設計要求及容.31.4.1 手動變速器的特點.31.4.2 手動變速器的設計要求.41.4.3設計的主要容.4第2章 變速器傳動機構布置方案確定.62.1設計所依據(jù)的主要技術參數(shù).62.2 變速器傳動機構的構造分析和形式選擇.62.2.1兩軸式變速器的特點分析.72.2.2 中間軸式變速器特點分析.72.2.3 倒擋布置方案分析.82.2.4 傳動機構布置的其他問題.102.3 零部件構造方案分析.102.3.1 齒輪形式.102.3.2 換擋機構形式.102.3.3 防止自動脫擋的構造.112.3.4 變速器軸承.112.4 本設計所采用的傳動機構布置方案.112.

8、5 本章小結.12第3章 變速器主要參數(shù)的選擇和齒數(shù)分配.133.1 變速器各擋傳動比確實定.133.1.1 變速器最低擋傳動比確實定.133.1.2 變速器其他各擋傳動比確實定.143.2中心距確實定.143.3變速器外形尺寸的初選.153.4 變速器齒輪參數(shù)的選擇.153.4.1模數(shù).153.4.2 齒形、壓力角及螺旋角.163.4.3 齒寬.163.4.4 齒頂高系數(shù).173.5 變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配.173.5.1 確定一擋齒輪的 齒數(shù).173.5.2 對中心距進展修正.183.5.3 確定常嚙合齒輪的齒數(shù).193.5.4 確定其他各擋齒輪的齒數(shù).203.6 本章小結.23第4章

9、變速器齒輪的設計計算.244.1變速器齒輪的幾何尺寸計算.244.2 計算變速器各軸的扭矩和轉速.244.3 齒輪的強度計算和材料選擇.254.3.1 齒輪損壞的原因和形式.254.3.2 齒輪的材料選擇.264.3.3 齒輪的強度計算.274.4 本章小結.38第5章 變速器軸和軸承的設計計算.395.1初選變速器軸的軸徑和軸長.395.2 軸的構造設計.395.3 變速器軸的強度計算.405.3.1齒輪和軸上的受力計算405.3.2 軸的強度計算.415.3.3 軸的剛度計算.465.4變速器軸承的選擇和校核.495.4.1 第一軸軸承的選擇和校核.495.4.2 第二軸軸承的選擇和校核.

10、505.4.3 中間軸軸承的選擇和校核.515.5 本章小結.51第6章 同步器和操縱機構的設計選用.526.1 同步器的設計選用.526.1.1 鎖環(huán)式同步器526.1.2 鎖銷式同步器536.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸確實定546.1.4 同步器主要參數(shù)確實定.556.2 變速器操縱機構的設計選用.576.2.1 變速器操縱機構的分類.576.2.2 變速器常用操縱機構分析.586.3 變速器箱體的設計.596.4 本章小結.60結論.61 參考文獻.62致.63附錄A.64附錄B.65. z.-第1章 緒 論1.1 汽車變速器概述自1886年世界上第一輛汽車誕生以來，汽車已經(jīng)歷了近12

11、0年的開展。隨著科學技術的日益開展，汽車的各項性能也日臻完善?，F(xiàn)代汽車已成為世界各國國民經(jīng)濟和社會生活中不可缺少的交通工具?，F(xiàn)代汽車除了裝有性能優(yōu)良的發(fā)動機外還應該有性能優(yōu)異的傳動系與之匹配才能將汽車的性能淋漓盡致的發(fā)揮出來，因此汽車變速器的設計顯得尤為重要。變速器在發(fā)動機和汽車之間主要起著匹配作用，通過改變變速器的傳動比，可以使發(fā)動機在最有利的工況圍工作。變速器用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克制各種道路障礙等不同行駛條件下，對驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。用變速器轉變發(fā)動機轉矩、轉速的必要性在于燃機轉矩-轉速變化特性的特點是具有相對小的對外部載荷改變的

12、適應性1。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠燃機的最低穩(wěn)定車速是難以到達的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系別離。變速器按其傳動比的改變方式可分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按其前進擋的擋位數(shù)分為三、四、五擋和多擋的；而按其軸中心線的位置又可分為固定軸線式、旋轉軸線式和綜合式的。固定軸式變速器又分為兩軸式、三軸式和多軸式的。變速器按其操縱方式又可分為自動式、半自動式、預選式、指令式、直接操縱式和遠距離操縱式2。變速器的構造對汽車的動力性、經(jīng)濟性、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影響。變速器與

13、主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋平安裝置，對接合齒采取倒錐齒側措施以及其他構造措施，可使操縱可靠，不跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；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量和設計、工藝水平的關鍵。隨著汽車技術的開展，增力式同步器，雙、中間軸變速器，后置常嚙合傳動齒輪、短第二軸的變速器，各種自動、半自動以及電子控制的自動換擋機構等新構造也相繼問世。變速器多采用飛濺潤滑，重型汽車有時強制潤滑第一、二軸軸承等。變速器都裝有單向的通氣閥以防殼空氣熱脹而漏油及潤滑油

14、氧化。殼底放油塞多放置磁鐵以吸附油鐵屑。1.2汽車變速器設計的目的和意義進入90年代以來，科學技術的急速開展和市場競爭的日益加劇，促使汽車工業(yè)發(fā)生了根本性的變革，其生產組織方式從傳統(tǒng)的大批量、少品種的剛性生產構造向著多品種、中小批量的柔性生產構造轉變，以CAD/CAE/CAM為代表的現(xiàn)代汽車設計方逐漸代替?zhèn)鹘y(tǒng)的設計方法?，F(xiàn)代汽車上廣泛采用燃機作為動力源，其轉矩和轉速的變化圍很小，而復雜的使用條件要求汽車的驅動力和車速能在相當大的圍變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器，用來改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在最有利的工

15、況圍下工作；在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換擋或進展動力輸出。變速器設計的目的就是為了滿足上述的要求，使汽車在特定的工況下穩(wěn)定的工作。9變速器除了要能滿足一定的使用要求外，還要保證使其和汽車能有很好的匹配性，可以提高汽車的動力性和經(jīng)濟性，保證發(fā)動機在有利的工況圍工作提高汽車的使用壽命、降低能源消耗、減少汽車的使用噪聲等。這就要求設計人員依據(jù)汽車的技術參數(shù)，合理的選擇變速器的參數(shù)，使所設計的變速器能和整車具有很好的匹配性。1.3 汽車變速器國外現(xiàn)狀和開展趨勢1.3.1 變速器國外的現(xiàn)狀早期的汽車傳動系，從發(fā)動機到車輪

16、之間的動力傳動形式是很簡單的。1892年法國制造出第一輛帶有變速器的汽車。1921年英國人赫伯特福魯特采用耐用的摩擦材料進一步完善了變速器的性能?，F(xiàn)代汽車變速器是1894年由法國人路易斯雷納本哈特和艾米爾拉瓦索爾推廣使用的。目前為止，變速器經(jīng)歷了幾個開展階段，主要為：1、手動變速器手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理。變速器有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構使變速器的不同的齒輪副工作。手動變速器又稱手動齒輪式變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合到達變速變矩的目的3。手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且構造簡單、故障率相對較低、價廉物

17、美。2、自動變速器自動變速器是根據(jù)車速和負荷油門踏板的行程來進展雙參數(shù)控制，擋位根據(jù)上面的兩個參數(shù)來自動升降。自動變速器與手動變速器的共同點，就是二者都屬于有級式變速器，只不過自動變速器可以根據(jù)車速的快慢來自動實現(xiàn)換擋，可以消除手動變速器頓挫的換擋感覺。自動變速器是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱機構組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來到達變速變矩的目的。3、無級變速器無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進展變速傳動。無級變速器構造比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，

18、也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化3。4、無限變速式機械無級變速器IVT無限變速式機械無級變速器與其它自動變速器的差異之一是不使用變矩器。變矩器的作用是通過油液介質將發(fā)動機動力傳遞給變速器，它的傳遞效率通常只有80%。IVT由于不使用變矩器，與其它變矩器比擬，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工藝復雜造價高昂的金屬傳送帶、構造簡單、本錢低等一系列優(yōu)點，加上傳遞扭矩大，長時間使用也不會過度發(fā)熱，不但使用于轎車，也使用于越野車，是一種新型變速器。1.3.2 汽車變速器的開展趨勢回憶汽車變速器的開展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組

19、成局部，其技術的開展，是衡量汽車技術水平的一個重要依據(jù)。現(xiàn)代汽車變速器的開展趨勢，是向著可調自動變速器或無級變速器的方向開展。自動變速器多擋化雖能擴大自動變速的圍，但它并非平安迅速。理想的無級變速器是在整個傳動圍能連續(xù)的、無擋比的切換變速比，是變速器始終按最正確換擋規(guī)律自動變速。無級化是對自動變速器的理想追求?，F(xiàn)代無級變速器傳動效率提高，變速反響快、油耗低。隨著電子技術的開展，變速器的自動控制進一步完善，在各種使用工況下能實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的最正確匹配，控制更加準確、有效，性能價格比大大提高。無級變速器裝有自動控制裝置，行車中可以根據(jù)車速自動調整擋位，無需人工操作，省去了換擋及踩踏離合器踏板的

20、操作。其缺乏之處在于價格昂貴、維修費用很高，而且使用起來比手動擋車費油，尤其是低速行駛或堵車中走走停停時，更會增大油耗7。當今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活潑。不久的將來，隨著電子控制技術的進一步完善，電子控制式的無級變速器可望得到廣泛的開展和應用。1.4 手動變速器的特點和設計要求及容1.4.1 手動變速器的特點手動變速器的擋數(shù)通常在6擋以下，當擋數(shù)超過6擋時，可以在6擋以下的主變速器的根底上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般采用4-5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車多用5個擋。商用車變速器采用4

21、-5個擋或多擋。載質量在2.0-3.5t的貨車采用五擋變速器，載質量在4.0-8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野車上6。*些汽車的變速器，設置有用在良好的路面上輕載或空車駕駛的場合的超速擋，超速擋的傳動比小于1。采用超速擋，可以提高汽車的燃油經(jīng)濟性。但是如果發(fā)動機功率不高，則超速擋使用頻率很低，節(jié)油效果不顯著，甚至影響汽車的動力性。從傳動機構布置上來說，目前，兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。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。三軸式變速器的第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二

22、軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉矩。因此，直接擋的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，因為直接擋的利用率要高于其它擋位，因此提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸和第二軸之間的距離中心距不大的情況下，一擋仍有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用長嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用長嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)構造的一擋也用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二

23、軸上。手動變速器的開展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪比直齒圓柱齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍微復雜且在工作時有軸向力。因此，在變速器中，除低擋及倒擋齒輪外，直齒圓柱齒輪已被斜齒圓柱齒輪所取代。當然，常嚙合齒輪副的增多將導致旋轉局部總慣性力矩的增大。1.4.2 手動變速器的設計要求(1)、正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比，使其和發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性；(2)、設置空擋以保證汽車在必要時能將發(fā)動機和傳動系長時間別離，設置倒擋使汽車能倒退行駛；(3)、操縱簡單、方便、迅速、省力；(4)、傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲；(5)

24、、體積小、質量輕、承載能力強，工作可靠；(6)、制造容易、本錢低廉、維修方便、使用壽命長；(7)、貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定；(8)、需要時應設置動力輸出裝置。1.4.3設計的主要容本次設計主要是依據(jù)長城風駿皮卡的有關參數(shù)，通過變速器各局部參數(shù)的選擇和計算，設計出一種根本符合要求的手動變速器。本文主要完成下面一些主要工作：1、參數(shù)計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各擋齒輪齒數(shù)的分配；2、變速器齒輪設計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗；3、變速器軸設計計算。包括各軸直

25、徑及長度計算、軸的構造設計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析；4、變速器軸承的選擇及校核；5、同步器的設計選用和參數(shù)選擇；6、變速器操縱機構的設計選用；7、變速器箱體的設計。第2章 變速器傳動機構布置方案確定2.1設計所依據(jù)的主要技術參數(shù)本設計是根據(jù)長城風駿皮卡的技術參數(shù)來設計一種輕型貨汽車變速器，其具體參數(shù)如表2.1。表2.1 長城風駿皮卡的主要技術參數(shù)發(fā)動機最大功率70kw車輪型號215/75 R15發(fā)動機最大轉矩260Nm最大功率時轉速3600 r/min最大轉矩時轉速16002600r/min最高車速140km/h總質量2795kg整備質量2470kg2.2 變速器傳動機構的構造分析和形

26、式選擇本設計應用 體布置方案，發(fā)動機發(fā)出的動力依次經(jīng)過離合器、變速器、萬向傳動裝置萬向節(jié)和傳動軸、主減速器、差速器、半軸，傳到驅動輪，如圖2.1所示1.離合器； 2.變速器； 3.萬向傳動裝置； 4.驅動橋圖2.1 發(fā)動機前置后輪驅動汽車傳動系變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。根據(jù)前進檔數(shù)的不同，變速器有三、四、五和多檔幾種。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、三軸式和多中間軸式變速器。2.2.1兩軸式變速器的特點分析與中間軸式變速器相比擬，兩軸式變速器構造簡單、緊湊且除最高擋外其他各擋的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽

27、車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質量減少6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且使傳動系的構造簡單。兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損，這是它的缺點。如圖2.2ac所示為發(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)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動。圖2.2c中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖2-2a所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。圖2.2 兩軸式變速器傳動方案2.2.2 中間軸式變速器特點分析中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動

28、汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機的飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。如圖2.3ad所示為中間軸式變速器的傳動方案，其中ab為中間軸式五擋變速器，cd為中間軸式六擋變速器的傳動方案。中間軸式變速器的共同特點為：變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔，且保證兩軸軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可到達90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的

29、磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其他擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其他前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸、中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離中心距不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案件中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或接合套換擋，少數(shù)構造的一擋也采用同步器或接合套換擋，各擋同步器或接合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。圖2.3 中間軸式變速器傳動方案在除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。2.2.3 倒擋布

30、置方案分析與前進檔位比擬，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)倒檔，故屢次數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中參加一個中間傳動齒輪的方案；也有利用兩個聯(lián)體齒輪方案的。前者雖然構造簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒是在最不利的正、負交替變化的彎曲應力狀態(tài)下工作；而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒檔傳動比略有增加。也有少數(shù)變速器采用構造復雜和使本錢增加的嚙合套或同步器方案換入倒檔。a b c d圖2.4 倒檔布置方案 圖2.4為常見的倒檔布置方案。圖2.4(a)所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了

31、中間軸的長度；但換檔時要求有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2.4(b)所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2.4(c)所示方案是將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.4d所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔更為輕便。綜上所述，方案(c)較為適合本設計變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力增大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一檔與倒檔，都應當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從抵檔到高檔的順序布置各檔齒

32、輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒檔的傳動比雖然與一檔的傳動比接近，但因為使用倒檔的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一檔布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒檔。此時在倒檔工作時，輪齒磨損與噪聲在短時間略有增加，而在一檔工作時輪齒的磨損與噪聲有所減少。4傳動機構布置的其他問題常用擋位的齒輪因接觸應力過高而易造成外表點蝕損壞。將高擋布置在靠近軸的兩端支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命7。*些汽車的變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋。使用傳動比小于1的超速擋，能夠更充分的利用發(fā)動機的功率，使汽車

33、行駛1Km所需發(fā)動機曲軸的總轉數(shù)減少，因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗。但是與直接擋比擬，使用超速擋會使傳動效率降低、工作噪聲增加。機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態(tài)的齒輪對數(shù)、每分鐘轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪和殼體等零件的制造精度等。2.3 零部件構造方案分析2.3.1 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。與直齒圓柱齒輪比擬，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；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導變速器的質量和轉

34、動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔，本設計為一檔和倒檔采用直齒圓柱齒輪，二、三、四檔常嚙合齒輪采用斜齒圓柱齒輪。2.3.2換擋機構形式變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。汽車行駛時，因變速器各轉動齒輪有不同的角度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊，而換擋產生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術如兩腳離合器才能使換擋時齒輪無沖擊，并克制上述缺點；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛平安。除此之外，采用直齒換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換擋方式構造

35、簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉局部的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉局部的總慣性力矩增大。因此，目前這種換擋方法只在*些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。這是因為重型貨車擋位間的公比擬小，則換擋機構連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器比擬還有構造簡單、制造容易、能夠減低制

36、造本錢及減小變速器長度等優(yōu)點。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，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(jīng)濟性和行駛平安性。同上述兩種換擋方法比擬，雖然它有構造復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差異就更為明顯。為了操縱方便發(fā)，要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現(xiàn)這一點。2.3.3 防止自動脫擋的構造自動脫檔是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器軸剛度缺乏以及振動等原因都會導致自動脫檔。為解決這個問題，除工藝上采取措

37、施以外，目前在構造上采取措施行之有效的方案有：將兩接合齒的嚙合齒位置錯開;將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切??；將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角等等一些措施可以有效防止脫檔現(xiàn)象的發(fā)生。2.3.4 變速器軸承作旋轉運動的變速器軸支承在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置軸承。變速器軸承常采用圓柱輥子軸承、球軸承、滾針軸承圓錐輥子軸承、滑動軸套等。至于何處應當采用何種類型的軸承，是受構造限制并隨所承受的載荷特點不同而不同的。汽車變速器構造緊湊、尺寸小的特點，采用尺寸大些的軸承受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的腔中，腔尺寸足夠時可布置圓柱輥

38、子軸承，假設空間缺乏則采用滾針軸承。本設計主要針對的是輕型汽車，故腔空間比擬狹小，只能采用滾針軸承，而第二軸后端采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處用軸承外圈有擋圈的球軸承。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但在殼體前端面布置軸承蓋有困難，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱輥子軸承來承受徑向力，而后端采用外圈有擋圈的球軸承或圓柱輥子軸承，本設計兩端均采用有擋圈的球軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按之直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱輥子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中

39、心距確定，并要保證后壁兩軸承孔之間的距離不小于620mm。滾針軸承、滑動軸承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。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小、定位及運轉精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易、本錢低，但為了設計的整體質量，在設計中只采用滾針軸承。2.4 本設計所采用的傳動機構布置方案在本次設計中采用5+1擋中間軸式變速器。采用如圖2.6所示的傳動機構布置方案。其中齒輪構造形式斜齒圓柱齒輪；換擋機構形式為環(huán)式同步器的方案。圖2.6 變速器傳動機構布置

40、方案2.5 本章小結 本章主要依據(jù)變速器幾種常見的傳動機構布置方案，對兩軸式和中間軸式的變速器的構造特點作了簡要說明，分析了各種方案的優(yōu)缺點，同時介紹了幾種常見的倒擋機構布置方案，并比擬了各個方案的優(yōu)缺點。在零部件的選擇局部，對變速器齒輪、換擋機構的形式和變速器防止自動脫擋的構造進展了分析和說明。最后結合本次設計所依據(jù)車輛的主要技術參數(shù)，選擇了本設計的傳動機構布置方案和零、部件的構造形式，作為以后各章節(jié)設計的根底。第3章 變速器主要參數(shù)的選擇和齒數(shù)分配3.1 變速器各擋傳動比確實定3.1.1 變速器最低擋傳動比確實定在選擇最低擋傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、汽車的最低

41、穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克制輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力10。故有則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為 (3.1)式中：汽車總質量，m=2795 Kg；重力加速度，m/s2；道路附著系數(shù)，；驅動車輪的滾動半徑，=342 mm；發(fā)動機最大轉矩，=260 NM主減速比，=3.542；汽車傳動系的傳動效率，。將各數(shù)據(jù)代入式(3.1)中得根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件可求得變速器一擋傳動比為 (3.2)式中：汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷，Kg； 道路的附著系數(shù)，計算時?。黄渌麉?shù)同式(3.1)。將

42、各數(shù)據(jù)代入式(3.2)得通過以上計算可得到3.614.87，在本設計中，取。3.1.2 變速器其他各擋傳動比確實定變速器的四擋為直接擋，其傳動比為1.0，中間擋的傳動比理論上按公比(其中n為擋位數(shù))的幾何級數(shù)排列，實際上與理論值略有出入。將各數(shù)代入式中得則變速器其他各擋的傳動比為3.2中心距確實定對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距。它是一個根本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應

43、當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。還有，變速器中心取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞11。中間軸式變速器的中心距(mm)可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)歷公式初選，經(jīng)歷公式為 (3.3)式中：中心距系數(shù)，乘用車：，商用車：；發(fā)動機的最大轉矩(Nm)；變速器一擋傳動比；變速器的傳動效率，取96%。將各數(shù)代入式(3.3)中得 =84.5093.91mm故可初選中心距mm。3.3變速器外形尺寸的初選變速器的橫向外形尺寸，可根

44、據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的有變速器的擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。實際初可根據(jù)中心距離的尺寸參照以下關系初選。乘用車變速器殼體的軸向尺寸為。商用車變速器的軸向尺寸為： 四擋：五擋；六擋 所以本設計變速器的軸向尺寸可初選為mm，取整mm。變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的構造尺寸鏈確定。3.4 變速器齒輪參數(shù)的選擇3.4.1模數(shù)齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所確定。選擇模數(shù)時應考慮到當增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對乘用車很重要，而對商用車

45、則更應重視減小其質量。變速器用齒輪模數(shù)的圍如表3.1。所選模數(shù)應符合國家標準GB/T13571987的規(guī)定，在本設計中所有齒輪模數(shù)選擇3.0。同步器的接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形。由于工藝上的考慮，同一變速器中的結合齒采用同一模數(shù)。其選取的圍是：轎車及輕、中型貨車為23.5；重型貨車為3.55。選取較小模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋。所選模數(shù)應符合國家標準。此處取3.0mm。表3.1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0V 1.61.6V 2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.003.4.2 齒

46、形、壓力角及螺旋角汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表3.2選取。表3.2 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 工程車型齒形 壓力角 螺旋角轎車高齒并修形的齒形，一般貨車GB1356-78規(guī)定的標準齒形重型車GB1356-78規(guī)定的標準齒形低擋、倒擋齒輪，小螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力有影響。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。實驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于 時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提上下?lián)觚X輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望

47、用過大的螺旋角，以 1525為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應中選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉矩時，要產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。壓力角初選3.4.3 齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求。通?？梢愿鶕?jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬b。式中：齒寬系數(shù)，直齒輪取，斜齒輪取；法面模數(shù)。3.4.4 齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度

48、、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。假設齒頂高系數(shù)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(shù)為0.750.80的短齒制齒輪。我國規(guī)定，齒頂高系數(shù)取為1.00。3.5 變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選了變速器的擋位數(shù)、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪出變速器的構造方案簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數(shù)進展分配。所設計的變速器的傳動簡圖如圖3.1所示。3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)初選一擋螺旋角一擋傳動比，且 為了確定，的齒數(shù)，先求齒數(shù)和直

49、齒輪 (3.4)斜齒輪 (3.5)由于一擋齒輪為斜齒輪，故可用式(3.5)計算。代入數(shù)據(jù)后得計算后應取為整數(shù)，然后再進展大、小齒輪齒數(shù)的分配，中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸和齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。為防止根切、增加強度，一擋小齒輪應為變位齒輪。貨車中間軸式變速器一擋傳動比時，中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在之間選取；貨車可在1217之間選用13。則可取取一擋小齒輪齒數(shù) 1- 第一軸常嚙合齒輪；2-中間軸常嚙合齒輪；3-第二軸三擋齒輪；4-中間軸三擋齒輪；5-第二軸二擋齒輪；6-中間軸二擋齒輪；7-第二軸一擋齒輪；8-中間軸一擋齒輪；9-第二軸五擋

50、齒輪；10-中間軸五擋齒輪；11-第二軸倒擋齒輪；12-中間軸倒擋齒輪；13-倒擋中間齒輪 圖3.1 變速器傳動簡圖3.5.2 對中心距進展修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)，故中心距變?yōu)閙m對中心距進展取整，取中心距mm。 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對一擋齒輪進展變位。中心距變動系數(shù)為 嚙合角為 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 而齒輪齒數(shù)比為 故可以分配變位系數(shù)得，。根據(jù)所確定的齒數(shù)，一擋齒輪準確的螺旋角的值為3.5.3 確定常嚙合齒輪的齒數(shù)由式得因常嚙合齒輪副與1擋齒輪副以及

51、其它各擋齒輪副的中心距一樣，故由式(3.5)可得聯(lián)立求解并將、取整數(shù)后得, 故齒輪齒數(shù)不需調整。mm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對常嚙合齒輪進展角度變位。中心距變動系數(shù)為 嚙合角為 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 而齒輪齒數(shù)比為 故可以分配變位系數(shù)得，。根據(jù)所確定的齒數(shù)，常嚙合齒輪準確的螺旋角的值為3.5.4 確定其他各擋齒輪的齒數(shù)1、確定二擋齒輪的齒數(shù)二擋齒輪為斜齒輪，則有聯(lián)立求解，并對齒數(shù)取整后得，由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力中心距為mm由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對二擋齒輪進展角度變位。中心距變動系數(shù)為嚙合角為 齒輪總變位系數(shù)為齒輪齒數(shù)比為 變

52、位系數(shù)可分配為，。2、確定三擋齒輪的齒數(shù)三擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式求解上述三式，取整得，。故齒輪齒數(shù)不需調整。mm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對三擋齒輪進展角度變位。中心距變動系數(shù)為 嚙合角為 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 而齒輪齒數(shù)比為 故可以分配變位系數(shù)得，。3、確定五擋齒輪的齒數(shù)五擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式求解上述三式，取整得， 故齒輪齒數(shù)不需調整。mm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需

53、對五擋齒輪進展角度變位。中心距變動系數(shù)為 嚙合角為 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 而齒輪齒數(shù)比為 故可以分配變位系數(shù)得，。4、倒擋齒輪的設計和齒數(shù)確定通常1擋與倒擋齒輪選用同一模數(shù)，故倒擋齒輪的模數(shù)可以取為3.0。取倒擋中間齒輪13的齒數(shù)取.中間軸倒擋齒輪的齒數(shù)取為，倒擋時的傳動比為。第二軸倒擋齒輪的齒數(shù)為37.8，取38。倒擋軸與中間軸的中心距為倒擋軸與第二軸的中心距為3.6 本章小結本章主要任務是對齒輪齒數(shù)進展分配、確定中心距。在確定完傳動方案后，開場進展齒輪各參數(shù)的選擇以及齒輪齒形和齒數(shù)的計算，為后續(xù)設計打下根底。第4章 變速器齒輪的設計計算4.1變速器齒輪的幾何尺寸計算汽車變速器均

54、為漸開線齒輪。漸開線齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn)、傳動比恒定不變等根本要求外，還有互換性好、中心距具有可分性及切齒刀具制造容易等優(yōu)點。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數(shù)、分度圓壓力角必須分別相等，兩斜齒輪的螺旋角必須相等而方向相反。根據(jù)以上計算所得到的變速器齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、齒頂高系數(shù)、齒寬系數(shù)等條件，可計算得出變速器齒輪的幾何尺寸如表4.1所示。表4.1變速器齒輪的主要幾何尺寸工程齒輪齒數(shù)mm螺旋角端面模數(shù)端面壓力角分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬(mm)2121.043.2121.0267.5074.457.9203521.043.2121.02112.50121.8105.320272

55、1.043.2120.786.7994.0979.35202921.043.2120.793.21100.8786.13203223.563.2720.5104.73110.3197.35202323.563.2720.575.2781.6368.67203725.843.3320.1123.33127.47115.23201725.843.3320.156.6762.0149.42201427.953.4021.447.5550.5039.15203927.953.4021.4132.45137.80126.452038303.4620.1114120106.52018303.4620.1546046.52023303.4620.1697561.5204.2 計算變速器各軸的扭矩和轉速