皮卡車變速器設計[汽車]【三軸五檔】中間軸式變速器-貨車【含CAD高清圖紙和文檔】

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This subject according to given parameters pickup models to design pickup combined transmission system, through a combination of a combined transmission layout analysis and related terms, try to meet the Pickup on demand for transmission, including the combination of various stalls plan for, select, gear transmission ratio of the choice of parameters, the second axis and the selection and calculation of intermediate shaft, bearing selection, etc.Key words modular transmissionin;termediate shaft;lock ring Synchronizer; gear;transmission ratio目錄摘要IAbstractII目錄III第1章 緒論11.1 概述11.2 汽車變速器的類型21.2.1 手動變速器（MT）21.2.2 自動變速器（AT）31.2.3 手動/自動變速器（AMT）31.2.4 無級變速器4第2章 變速器結構方案的確定52.1 變速器傳動形式的選擇52.1.1 兩軸式變速器52.1.2 三軸式變速器62.2 變速器傳動機構布置方案72.3 多檔變速器的組合方案82.3.1 倍檔組合式機械變速器82.3.2 半檔組合式變速器92.3.3 組合式多檔變速器傳動比的搭配方式112.4 倒檔傳動方案112.5 變速器主要零件結構的方案分析122.5.1 齒輪型式132.5.2 換檔結構形式132.5.3 變速器軸承的選擇14本章小結15第3章 變速器主要參數的選擇163.1 擋數的選擇163.2 傳動比的確定173.2.1 最低檔傳動比計算173.2.2 其他各擋傳動比初選183.3 中心距A的確定183.4 外形尺寸的初選193.5 變速器各齒輪基本參數的選擇193.5.1 組合式變速器齒輪的設計準則193.5.2 模數203.5.3 壓力角213.5.4 螺旋角213.5.5 尺寬b223.6 各擋齒輪齒數的分配233.6.1 確定一檔齒輪的齒數243.6.2 對中心距A進行修正243.6.3 確定常嚙合齒輪的齒數253.6.4 二檔齒數的確定253.6.5 其他檔位齒輪齒數的確定263.6.6 倒檔齒輪齒數的確定263.6.7 副變速器超速檔常嚙合齒輪齒數的確定273.7 變速器齒輪的變位27本章小結30第4章 齒輪與軸的設計與校核314.1 齒輪設計與計算314.1.1 齒輪材料的選擇原則314.1.2 各軸轉矩的計算324.1.3 齒輪強度的校核334.2.1 軸的工藝要求374.2.2 初選軸的直徑384.2.3 軸的強度驗算39本章小結40第5章 同步器的設計415.1 同步器的結構415.2 同步環(huán)主要參數的確定42本章小結44結論45致謝46參考文獻47附錄148附錄250-52-第1章 緒論1.1 概述變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，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。變速器設有空擋，可在發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。1894年變速器由法國人路易斯.雷納、本.哈特和埃米爾.拉瓦索推廣在汽車上使用，從此變速器在汽車上就得到廣泛的運用。經過100多年的發(fā)展，汽車變速器的技術達到了空前的高度，尤其在近幾十年，汽車工業(yè)在各個國家的高速發(fā)展，更加帶動了變速器的進步。隨著各個領域的科學技術的發(fā)展，在未來變速器主要發(fā)展方向： （1）節(jié)能與環(huán)境保護：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：各種新材料的使用推動汽車技術的發(fā)展和性能的提高。 （3）高性能，低成本，微型化：對變速器進行機構創(chuàng)新的研究，探索變速器的新類型；對傳動副的材料和機理進行研究，提高壽命，減小質量；進行變速器的動力學特性和振動研究，以求提高特性，降低噪聲；采用先進的制造技術提高變速器的性能和降低成本。 （4）智能化，集成化：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(xiàn)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)。本次設計取材于汽車中比較實用的皮卡汽車，皮卡車在載貨或在雨、雪路面上行駛時，動力強勁，越野性能出色。它既有轎車的操控性、舒適性，同時也有載貨車的通過性和載貨能力。此設計通過采用組合式變速器來滿足駕校教練皮卡車對變速系統(tǒng)的要求，為了給學員提供安全舒適的駕駛學習條件，副變速器分兩個檔位（高速檔和低速檔）。1.2 汽車變速器的類型1.2.1 手動變速器（MT）手動變速器采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。比如，一檔變速比是3.85,二檔是2.55,再到五檔的0.75,這些數字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值(即有5級)，所以說它是有級變速器。曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課”，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認為手動變速器不會過早的離開。首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學校中，教練車都是手動變速器的，除了經濟適用之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調性。第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經濟型轎車廠家，而且經濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。1.2.2 自動變速器（AT）自動變速器利用行星齒輪機構進行變速，它能根據油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經常的事情，有時要不停地起步停步數次，司機如果使用手動檔，則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。1.2.3 手動/自動變速器（AMT）其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠911車型上首先推出，稱為Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。自動手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式：為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔”。1.2.4 無級變速器 當今汽車產業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范多尼斯（VanDoornes）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，一般自動變速器有27個檔。而無級變速器能在一定范圍內實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最合適的傳動比。第2章 變速器結構方案的確定 目前，汽車上采用的變速器結構形式是多種多樣的，這是由于各國汽車的便用、制造等條件不同，也由于各種類型汽車的使用要求不同所決定的。盡管如此，一般變速器的結構形式，仍具有很多共同點。各種結構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨主觀和客觀條件的變化而變化。因此，設計人員應深入實際、收集資料、調查研究并對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案。2.1 變速器傳動形式的選擇 2.1.1 兩軸式變速器兩軸式變速器如圖2-1所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質量降低6%10%。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；而中間軸變速器的第一軸與輸出軸轉動方向相同。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（ig=4.04.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。 圖2-1 兩軸式變速器1-第一軸；2-第二軸；3-同步器 2.1.2 三軸式變速器三軸式變速器如圖2.2所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔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、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。圖2-2 轎車中間軸式四檔變速器1-第一軸；2-第二軸；3-中間軸有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。由于所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用中間軸式變速器。2.2 變速器傳動機構布置方案 圖2-3分別示出了幾種中間軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經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，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，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，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。圖2-3中間軸式5檔變速器傳動方案2.3 多檔變速器的組合方案 組合式機械變速器一般分為倍檔（分段式配檔）組合式機械變速器和半檔（插入式配檔）組合式機械變速器。2.3.1 倍檔組合式機械變速器倍檔組合式變速器是在主變速器后部串聯(lián)安裝一個2檔（高檔和低檔）副變速器，是主變速器的檔位數增加1倍，所增加的檔位傳動比數值等于主變速器傳動比和副變速器傳動比的乘積，而且齒輪對數少于檔位數，因此箱體尺寸縮短，軸的長度減短，剛度增大，所以增大了變速器的容量。例如在一個5檔組變速器后端，串聯(lián)安裝一個具有高、低2檔的副吧變速器，即可組成10檔（或9檔）倍檔組合式機械變速器,如圖2-4b)、c）、d）所示。增加倍檔組合式變速器最大輸入扭矩和最低檔傳動比的技術難點是副變速器齒輪強度容量不足，超出齒輪輪齒的承載能力。解決的辦法將有一個齒輪承受的載荷分流給幾個齒輪來承受。這樣，輸入齒輪扭矩不變，每個齒輪的負荷將等于同時接觸齒輪的平均數值。倍檔組合式變速器的副變速器功率分流方法有兩種：一種是采用形象齒輪系的傳動方法，如圖2-4c）所示。這種結構非常緊湊，體積小而扭矩容量大，直到現(xiàn)在仍廣泛應用；另一種方法是采用雙中間軸傳動結構，如圖2-4d）所示。雙中間軸傳動最大工藝難點是保證主傳動齒輪能和所嚙合的雙中間軸齒輪的輪齒同時接觸問題，解決的辦法是用浮動主傳動齒輪的方法來消除齒軸對位的制造誤差，確保齒輪同時接觸，達到功率分流的目的。與此相適應的換擋同步器也要有一定的浮動量。2.3.2 半檔組合式變速器 半檔組合式變速器是將副變速器傳動比均勻的插入傳動比間隔大的主變速器各檔傳動比之間，式變速器的檔位數增加1倍，如圖2-4a）所示。半檔副變速器串聯(lián)在主變速器前部，它只有一對齒輪副和同步器。早起的半檔副變速器由單獨的一個箱子組成，近年來發(fā)展成將半檔齒輪副直接放到變速器之內，既縮短變速器長度由簡化半檔結構。半檔副變速器由一對類似一軸常嚙合齒輪副組成，齒圈套在動力輸入軸上自由轉動，當動力輸入軸上的齒圈與住變速器一軸結合時，各檔傳動比均由主變速器一軸齒輪副組成。當齒圈與動力輸入軸上的結合齒輪的齒圈連接時，常嚙合齒輪與主變速器上的中間軸連接，因此主變速器中間軸也旋轉，由此組成的各檔傳動比均勻地插入主變速器各檔位傳動比之間。因為半檔組合式變速器的長度小于倍檔組合式變速器，而且他的結構簡單、成本低、維修保養(yǎng)容易深受用戶青睞。國外貨車采用組合式變速器的情況是：發(fā)動機的功率在200kw以下的汽車基本上采用半檔組合式變速器；發(fā)動機功率在200kw以上的多采用倍檔（或倍檔加半檔）組合式變速器 圖2-4 多檔變速器組合方案由于本次設計的變速器為皮卡組合式變速器，輸入功率相當于小型貨車，且設有高、低速檔故采用組合式變速器。前置式副變速器常做成具有超速檔的傳動形式，這樣可以減輕主變速器的負荷；而傳動比大的副變速器則多裝在主變速器之后，這有利于減小主變速器的質量和尺寸。傳動比小的副變速器，放在主變速器前后均可，視總體布置的情況而定。也可兼有前置和后置副變速器。因為所設計的變速器一軸輸入扭矩在200N.m以下，考慮到強度可以滿足的原因，故選擇前置副變速箱的設計方法。副變速器有兩個檔位可供選擇，一個直接檔和一個超速檔。2.3.3 組合式多檔變速器傳動比的搭配方式 （1）插入式：變速器檔位間公比較大，副變速器的傳動比均勻地插入主變速器各檔傳動比之間，兩者交替換擋，共同組成了一個傳動比序列如圖2-5a）所示副變速器有兩個檔。 （2）分段式：組變速器檔位間公比較小，副變速器傳動比范圍較大時，副變速器高、低檔傳動比分別與主變速器各檔搭配，組成高、低傳動比兩段范圍如圖2-5b）所示主變速器有5個檔，副變速器有兩個檔位。 （3）綜合式：插入式和分段式的結合，使傳動比范圍進一步擴大如圖2-5c）所示。圖 2-5 多檔變速器傳動比搭配方式2.4 倒檔傳動方案 圖2-6為常見的倒擋布置方案。圖2-6b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而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2-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2-6d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-6c所示方案。圖2-6e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-6f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2-6g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 本設計采用圖2-6f所示的傳動方案。 圖2-6 變速器倒檔傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。2.5 變速器主要零件結構的方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.5.1 齒輪型式 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用直齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除倒檔外，均采用斜齒輪傳動。2.5.2 換檔結構形式 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。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(xiàn)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：圖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2.5.3 變速器軸承的選擇 做旋轉運動的變速器軸支撐在殼體或者其他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滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。至于何處應采用何種類型的軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。第一軸常嚙合齒輪的內腔尺寸足夠時，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承；變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承；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；變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、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。本設計中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側用圓錐滾子軸承，一軸用圓錐滾子軸承，一軸和中間軸的中間支撐選用圓錐滾子軸承。本章小結 本章主要是對變速器傳動方案進行選取和分析，選擇中間軸式變速器為設計對象；對組合式變速器的組合方案進行了選取與分析，選擇半檔組合式變速器；對零部件的結構進行分析和選取，選擇合適的齒輪形式、換檔機構和軸承進行變速器的設計。本章主要是從總體上進行變速器傳動方案及零部件結構分析確定。 第3章 變速器主要參數的選擇 本次設計是在已知主要整車參數的情況下進行設計，已知的皮卡整車主要技術參數如表3.1所示。表3.1 皮卡車整車主要技術參數發(fā)動機最大功率78kw車輪型號7.50-R16發(fā)動機最大轉矩198N.m主減速器傳動比5.13最大轉矩時轉速2800r/min最高車速160km/h整備質量1565kg滿載質量2370kg3.1 擋數的選擇 變速器的擋數可在320個檔位范圍內變化。通常變速器的擋數在6檔以下，檔數超過6檔以后，可在6檔以下的住變速器基礎上，再行配置副變速，通過兩者的組合獲得多檔變速器。增加變速器的檔數能夠改善汽車的動力性和經濟性以及平均車速。檔數越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，同是操縱復雜，而且在使用時換檔頻率也增高，增加了換擋難度。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。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比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。目前，轎車一般用45個檔位變速器，貨車變速器采用45個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。本設計結合皮卡車在駕校的應用，主變速部分選用5個檔位，副變速部分選用2各檔位，最高檔傳動比為0.75。3.2 傳動比的確定 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動傳動比的比值，本設計最高檔為超速檔，傳動比初選為0.75。3.2.1 最低檔傳動比計算 影響最低檔傳動比的選取因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定車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)定形式車速等。目前乘用車的傳動比范圍是3.04.5之間，總質量輕些的商用車在5.08.0之間，其他商用車則更大。 （3-1） （3-2）式中 最大轉矩，N.mm； 車輪半徑，由已知輪胎規(guī)格R14可知，mm； 主減速器傳動比，； 傳動系傳動效率； mg汽車重力，mg=23709.8， 代入公式（3-2）得到： =4.05根據車輪與路面的附著條件則： （3-3） （3-4） 在0.50.6之間取0.55。代入式（3-3）得到：所以： 4.055.8 由于本設計為組合式變速器有超速檔，一檔初選傳動比取5.66。3.2.2 其他各擋傳動比初選 各檔傳動比為等比分配，則： 3.3 中心距A的確定由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據以下的經驗公式（3-5）計算。 （3-5） 式中 變速器中心距（mm）； 中心距系數，商用車=9.511.0； 發(fā)動機最大轉距=198（N.m）； 變速器一檔傳動比為5.66； 變速器傳動效率，取96%。 將各參數代入式（3-5）得到： （9.511.0）=（9.511.0）10.25=97.375112.75mm組合式變速器中心距在97.375112.75mm范圍內變化，初取A=106mm。3.4 外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可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。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關： 四檔(2.22.7)A 五檔(2.73.0)A 六檔(3.23.5)A 為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為3.5A=371mm。 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。3.5 變速器各齒輪基本參數的選擇3.5.1 組合式變速器齒輪的設計準則由于汽車變速器各檔齒輪的工作情況是不同的，所以齒輪按齒輪受力、轉速、噪聲要求等情況，應該將他們分為高檔工作區(qū)和低檔工作區(qū)兩大類。齒輪的變位系數、模數、壓力角、螺旋角、和齒頂高系數等都應該按這兩個工作區(qū)進行不同的選擇。高檔工作區(qū)：通常是指六、七、八檔齒輪，他們摘這個區(qū)內的工作特點是行車利用率高，因為他們是汽車的經濟性檔位。在高檔工作區(qū)內的齒輪轉速都比較高，因此容易產生較大的噪聲，特別是增速傳動，但是他們的受力卻很小。強度應力都比較低，所以強度余量較大，即使削弱一些小齒輪的強度，齒輪匹配壽命也在使用的范圍之內。因此，在高檔工作區(qū)內齒輪的設計要求是降低噪聲和保證其傳動平穩(wěn)，而強度只是第二位因素。 低檔工作區(qū)：通常指一、二、倒檔齒輪，他們在這個區(qū)內的工作特點是行車利用率低，工作時間短，而且他們的轉速比較低，因此由于轉速而產生的噪聲比較小。但是他們所傳遞的力矩卻比較大，齒輪的應力值比較高。所以低速區(qū)齒輪的主要設計要求是提高強度，而降低噪聲卻是次要的。在高檔工作區(qū)，通過選用較小的模數、較小的壓力角、較大的螺旋角、及較小小的正角度變位系數和較大的齒高系數。通過控制滑動比的噪聲指標和控制摩擦力的噪聲指標以及合理的選用總重合度系數、合理分配齒面重合度和軸向重合度，以滿足現(xiàn)代變速器的設計要求，達到降低噪音、傳動平穩(wěn)的最佳效果。而低檔工作區(qū)，通過選用較大的模數、較大的壓力角、較小的螺旋角、以及較大的正角度變位系數和較小的齒高系數，來增大低檔齒輪的彎曲強度，以滿足汽車變速器低檔齒輪的低速大扭矩的強度要求。3.5.2 模數齒輪模數選取的一般原則：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。所選模數值應符合國家標準的規(guī)定。微型、普通級轎車：2.252.75；中級轎車：2.753.00；中型貨車：3.54.5；重型貨車：4.56.0。選用時，優(yōu)先選用第一系列，括號內的盡量不要用，表3.2為國標GB/T13571987，可參考表3.2進行變速器模數的選擇。表3.2 變速器常用的齒輪模數第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5表中數據摘自（GB/T13571987）第一軸常嚙合斜齒輪和一檔齒輪的法向模數 （3-6）其中=198Nm，可得出=3.0。綜合考慮文中設計由于組合式變速器，變速器一檔、倒檔、副變速箱常兩對嚙合齒輪模數取3.0mm；其他各檔為2.5mm。3.5.3 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。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。必須指出的是，齒輪采用小壓力角和小模數時，除必須采用大的齒高系數外，還應采用大圓弧齒根，這樣可以提高齒輪的強度在30%以上。3.5.4 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；而從提高高檔位齒輪的接觸強度來著眼，應當選用較大的螺旋角值。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡。如圖3.1所示：圖3.1 中間軸軸向力的平衡欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件： （3-7） （3-8） 為使兩軸向力平衡，必須滿足： （3-9）式中 作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力； 作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力； 齒輪1、2的節(jié)圓半徑； T中間軸傳遞的轉矩。貨車變速器的螺旋角為：1826，一檔齒輪的螺旋角取下限。 3.5.5 尺寬b 齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應力增加；選用較大的齒寬，工作時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并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數m（）的大小來選定齒寬b,式中 齒寬系數，斜齒為6.08.5。直齒：b=(4.58.0)m，mm斜齒：b=(6.08.5)，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。3.6 各擋齒輪齒數的分配 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。變速器的傳動及各部件如圖3.2所示：圖3.2 半檔組合式變速器傳動示意圖3.6.1 確定一檔齒輪的齒數 一檔傳動比為：如果一檔齒數確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可求出，為了求一檔的齒數，要先求其齒輪和， （3-10） 中間軸上小齒輪的最少齒數，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸上的尺寸及齒輪齒數要統(tǒng)一考慮。貨車可在1217之間選取，本設計取=15，初選， 代入公式（3-10）得到： 取整得64，則。3.6.2 對中心距A進行修正因為計算齒數和后，經過取整使中心距有了變化，所以要根據取定的齒數和和齒輪變位系數重新計算中心距A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數分配的依據。 （3-11）將各已知條件代入式（3-11）得到：取整為106mm3.6.3 確定常嚙合齒輪的齒數 （3-12）而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： （3-13）已知各參數如下：代入式（3.12）得到：取整：，3.6.4 二檔齒數的確定 已知： （3-14） （3-15） （3-16）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： （3-17）由上述（3-13），（3-14），（3-15）三個方程式組，可采用比較方便的試湊法。解得結果如下：， 3.6.5 其他檔位齒輪齒數的確定同上述計算三檔齒輪齒數：四檔齒輪齒數：3.6.6 倒檔齒輪齒數的確定 倒檔齒輪的模數： 初選 （22-23）之間，小于取為13，中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪11和齒輪頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙。則齒輪11的齒頂圓直徑De11為：二軸與倒檔軸之間的距離確定：mm3.6.7 副變速器超速檔常嚙合齒輪齒數的確定 (3-18) 而副變速器超速檔常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： （3-19） 已知各參數如下：代入式（3-18）得到：， 常嚙合齒輪精確螺旋角：3.7 變速器齒輪的變位 采用變位齒輪的原因：（1）配湊中心距；（2）提高齒輪的強度和使用壽命；（3）降低齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。角度變位系數之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。 變位系數的選擇原則： （1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數；（2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數；（3）總變位系數越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。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。本設計采用角度變位來調整中心距。3.7.1 常嚙合齒輪的變位 理論中心距離： 中心距變動系數： 端面壓力角： 端面齒合角： 總變位系數： (3-20) 查機械設計手冊表16.2-9得： 代入式3.13： 查變位系數線形圖得： 齒頂高變動系數： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑：3.7.2 其他檔位齒輪的變位其他齒輪的計算過程同上計算結果見表3.3：表3-3各齒輪主要參數零件名稱齒數模數螺旋角/變位系數分度圓直徑/mm齒頂圓直徑/mm齒根圓直徑/mmZ1223.029.3-0.0175.6881.54868.12Z2403.029.3-0.012137.60143.46130.03Z3342.525.10.24493.7998.3187.84Z4432.525.10.264118.61123.23113.38Z5442.522.30.21118.64123.37113.44Z6352.522.30.1494.3799.9788.82Z7532.520.60.063141.01146.22135.07Z8272.520.60.03771.8376.9265.77Z9493.025163.59169.59156.09Z101530.2549.6555.6542.15Z11413.020.20.046130.906136.91123.406Z12133.020.20.30941.5147.5134.01Z13233.020.2-0.2273.4379.4365.93Z1263.029.8-0.1590.0794.9683.86Z2363.029.8-0.1124.7129.17118.95本章小結 本章主要是對變速器齒輪各參數進行選取，包括模數、壓力角、螺旋角、齒寬等。在選定參數后，算出常嚙合齒輪的齒數、中心距、各前進檔的齒輪齒數及倒檔齒數等，使其達到本次設計的設計要求。對變速器齒輪進行變位計算以便為下一步的變速器齒輪強度校核提供數據。第4章 齒輪與軸的設計與校核4.1 齒輪設計與計算 變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點蝕、移動換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對齒輪進行強度校核。4.1.1 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3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料11。 （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的方法來制造毛坯，毛坯的材料可以選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸，并且要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，其材料可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作為毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經過正火或調質處理以后，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。 常嚙合齒輪因其傳遞的轉矩較大，并且一直參與傳動，所以磨損較大，應選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMNTi材料滲碳后淬火，硬度為5862HRC。大齒輪用40Cr調質后表面淬火，硬度為4855HRC；傳動比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi滲碳后淬火，硬度為5662HRC，大齒輪40Cr調質后表面淬火，硬度為4655HRC；其余各檔小齒輪均采用40Cr調質后表面淬火，硬度為4855HRC，大齒輪用45鋼調質后表面淬火，硬度為4050HRC。4.1.2 各軸轉矩的計算一軸轉距： ；中間軸轉矩：；二軸各檔轉距：一檔齒輪：Nm；二檔齒輪：Nm；三檔齒輪：Nm；四檔齒輪：Nm；五檔齒輪：Nm倒檔軸：N.m；二軸倒檔齒輪：N.m。4.1.3 齒輪強度的校核1.斜齒齒輪彎曲強度的計算： （4-1）式中 圓周力（N）； 計算載荷（Nmm）； d節(jié)圓直徑（mm）； 法向模數（mm）;為斜齒輪螺旋角（）； 應力集中系數，=1.50； b齒面寬（mm）； t法向齒距，； y齒形系數，可按當量齒數在齒形系數圖4.1中