汽車變速器畢業(yè)設(shè)計.doc

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. 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院 汽車六檔變速器畢業(yè)設(shè)計 專 業(yè) xxxxxxxxxx 班 級 xxxxxxxxxxxxxx 學(xué) 號___ xxxxxxxxxx __ 姓 名___ xxxxxxxxxx_ ___ 指導(dǎo)教師 xxxxxxxxxxxx 起止日期 xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx 機電信息工程系 精選word范本！ 摘 要 作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分，變速器對整車的動力性與經(jīng)濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。雖然傳統(tǒng)機械式的手動變速器具有換檔沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點，但仍以其傳動效率高、生產(chǎn)制造工藝成熟以及成本低等特點，廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代汽車上。 本文在深入了解和學(xué)習(xí)變速器開發(fā)流程和相關(guān)設(shè)計理論知識的前提下，首先確定該微型汽車手動變速器的設(shè)計方案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機構(gòu)及檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動機的基本參數(shù)以及考慮到整車動力性和經(jīng)濟性要求下的傳動比，設(shè)計計算出變速器主要零件的相關(guān)參數(shù)，通過對設(shè)計參數(shù)的分析，找到影響手動變速器性能的因素，完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過程的分析。同時針對各影響因素結(jié)合變速器的結(jié)構(gòu)和目標(biāo)性能進行優(yōu)化。在提高傳動效率，換擋舒適性，整機NVH性能，輕量化等方面進行研究。 關(guān)鍵詞：手動變速器 傳動效率 NVH性能 輕量化 Abstract As an important part of automobile transmission, gearbox not only has a direct i-mpact on the vehicle’s power and economy, also affects the operation reliability andease, transmission stability and efficiency．Although the traditional mechanical manual transmission has many disadvantages，such as large shift shock, huge volumeand complicated control，it is still widely used in modem cars for its advantages ofhigh transmission efficiency, mature production technique and more importantly lowcost． This thesis firmly confirms the design plan of manual gearbox of micro car, basing on the comprehension and study on gearbox development process as well asrelevant theories．The design plan includes the layout of gear and shaft, layout of gearshifting operation mechanism，etc．Secondly based on the essential parameter offurnished engine and the required transmission ratio of the vehicle’s powerperformance，the related parameters on main components of gearbox are worked out．Via analysis to design parameters，finds out the factors which take effects on theperformance of manual gearbox．This thesis completes gear, shaft and bearing main parts and synchronizer synchronous process analysis. Considering all the factors combined with the structure of the performance target and transmission is optimized .In improve the transmission efficiency, the shifting comfort ability, the overall performance of NVH, lightweight, etc, Key word: manual transmission transmission efficiency NVH performance lightweight 目 錄 摘 要 I Abstract II 一、緒論 1 (一)選題的背景及意義 1 (二)國內(nèi)外研究狀況 2 (三)研究的內(nèi)容 4 二、變速器方案的確定 5 (一)變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 5 1.變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 5 2.倒擋傳動方案 10 (二)變速器主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析 12 1.齒輪型式 12 2.換擋機構(gòu)型式 12 三、變速器主要參數(shù)的選擇 14 (一)變速器主要參數(shù)的選擇 14 1.擋數(shù)和傳動比 14 2.中心距 15 3.軸向尺寸 16 4.齒輪參數(shù) 16 四、主要零件的選擇 18 (一)各檔傳動比機器齒輪齒數(shù)的確定 18 1.確定各擋齒輪的齒數(shù) 18 2.齒輪變位系數(shù)的選擇 20 (二)變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 21 1.齒輪的損壞原因及形式 21 2.齒輪的強度計算與校核 22 (三)變速器軸的強度計算與校核 26 1.變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 26 2.軸的校核 28 (四)軸承的選擇與校核 32 1.軸承選擇 32 2.軸承的校核 33 (五)變速器同步器的設(shè)計 40 1.同步器的結(jié)構(gòu) 40 2.同步環(huán)主要參數(shù)的確定 42 五、提高整機的NVH性能設(shè)計 44 (一)搖結(jié)構(gòu)的NVH 優(yōu)化設(shè)計 45 (二)齒輪的NVH 優(yōu)化設(shè)計 45 結(jié) 論 46 致 謝 46 參考文獻 47 附 錄 49 精選word范本！ . 一、緒論 (一)選題的背景及意義 汽車在不同使用場合有不同的要求，采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運量、道路坡度、路面質(zhì)量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內(nèi)變化，以適應(yīng)各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動機本身是不可能倒轉(zhuǎn)的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。上述發(fā)動機牽引力、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動機本身是難以解決的，車用變速器應(yīng)運而生，它與發(fā)動機匹配，通過多擋位切換，可以使驅(qū)動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動機轉(zhuǎn)速的幾分之一。 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器、自動變速器、手動/自動變速器、無級變速器。 （1）手動變速器 手動機械式變速器采用齒輪組，每擋的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各擋的變速比是定值，即所謂有級變速器。雖然這種變速器在操作時比較繁瑣，駕駛工作強度大，但具有成本低、起速快、傳遞扭矩大等特點，從目前市場實際需求和適用角度來看，手動變速器還不能被其它新型汽車變速器所完全替代。 （2）自動變速器 自動變速器，利用行星齒輪機構(gòu)進行變速，它能根據(jù)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。 （3）手動/自動變速器 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911車型上首先推出，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動擋束縛，讓駕駛者也能享受手動換擋的樂趣。此型車在其擋位上設(shè)有“+”、“-”選擇擋位。在D擋時，可自由變換降擋(-)或加擋(+)，如同手動擋一樣。 （4）無級變速器 當(dāng)今汽車產(chǎn)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，沒有換擋的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換擋”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點。通常有些人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擋是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的擋，一般自動變速器有4～8個擋。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)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“擋”。裝配該技術(shù)的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。 (二)國內(nèi)外研究狀況 手動變速器的許多最近的發(fā)展集中在為降低成本和體積的新制造方法上。傳統(tǒng)來說，變速器制造包含大量昂貴的機器，以及為機械加工和裝配操作所需留出的空間限制的設(shè)計。最新的技術(shù)包括，如在最新的Ford／Getra96檔變速器中可以看到的激光焊接沖壓鋼滑動齒輪選擇器軸套。為替代前一代變速器的鑄鐵撥叉，這種精致而堅固的設(shè)計方案可以導(dǎo)致更少的對內(nèi)部的損害。齒輪盤片的激光和摩擦焊接同時保證了所需機器設(shè)計空間的降低，這是一種由雷諾公司在5檔副軸圓型變速器設(shè)計中發(fā)明的技術(shù)，命名為EMI，曾在2000年展出并因為它的簡單和輕便僅22公斤卻能提供140Nm的轉(zhuǎn)矩而出名。另一方面，設(shè)計人員也在其齒輪提供轉(zhuǎn)矩輸出的設(shè)計上進行了認(rèn)真的研究，提高了耐久性和低噪聲水平。 從變速器的發(fā)展現(xiàn)狀中我們可以看出，無論是自動變速器還是手動變速器，都存在著優(yōu)點和某些不足，所以對于一款新設(shè)計出的變速器進行適當(dāng)?shù)膬?yōu)化是必不可少的。傳統(tǒng)的汽車變速器設(shè)計是采用許多經(jīng)驗公式計算和測繪同類型變速器來初步確定其參數(shù)，這樣設(shè)計出來的變速器盲目性比較大，常過于保守。減小體積和質(zhì)量，提高傳扭能力，是當(dāng)前汽車變速器優(yōu)化設(shè)計的主要目的，因為減小變速器的體積和質(zhì)量可減少制造費用，降低齒輪動載荷，提高齒輪壽命，使汽車的總體布置更為方便和靈活。當(dāng)發(fā)動機選定時，就要求設(shè)計的變速器在規(guī)定的使用年限內(nèi)保證其性能，而且要求變速器體積最小，節(jié)省材料，降低成本。如何達到此要求，如何合理地分配傳動比，合理選擇各檔的模數(shù)、齒數(shù)、螺旋角、齒輪變位系數(shù)等，傳統(tǒng)設(shè)計方法是根據(jù)經(jīng)驗類比、估算或試湊的方式初步確定這些參數(shù)，然后再進行剛度與強度等校核，若不合適，就對其中某參數(shù)進行修改，再進行重復(fù)計算，直到滿意為止。這種設(shè)計方法在一定程度上伴隨著主觀性，而通過變速器專業(yè)軟件的優(yōu)化功能，可適當(dāng)?shù)南@種盲目性和主觀性[8]。 目前汽車發(fā)達國家的汽車開發(fā)能力越來越依賴于汽車自動開發(fā)設(shè)計軟件。發(fā)達國家汽車開發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級開發(fā)能力的人才和先進設(shè)備的多少來評價，而是用更重要的一個方面就是它是否擁有最先進的開發(fā)軟件和數(shù)據(jù)庫來評價。 當(dāng)前對轎車設(shè)計中動力性與經(jīng)濟性要求日漸提高的情況下，對零部件的限制條件也越來越多，越來越復(fù)雜。傳統(tǒng)的經(jīng)驗公式已經(jīng)無法滿足新型變速器設(shè)計的要求。而總結(jié)新的經(jīng)驗公式又需要豐富的設(shè)計經(jīng)驗與知識，是一個長期的過程。當(dāng)今科技日新月異，轎車生產(chǎn)的手段方法與目標(biāo)也不斷在改變。大量使用的經(jīng)驗公式已不具備長期生存實用的必要性和可能性。 綜上所述，不僅從變速箱本身的特點，還是設(shè)計手段與方法的整個趨勢來看，將先進的設(shè)計方法引入變速箱的設(shè)計是及其必要的。其優(yōu)點不僅僅在于得到一個能使性能達到較高水平的設(shè)計方案，而且由于知識工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴展性。它可以直接將一個復(fù)雜的要求引入到設(shè)計過程中，能在不改變或較少改變設(shè)計系統(tǒng)的情況下，進行進一步設(shè)計和檢驗其合理性。而在傳統(tǒng)設(shè)計方法中，要做到這樣是很困難的，因為改變設(shè)計系統(tǒng)和過程將是一個復(fù)雜的工作。 采用前置后驅(qū)形式的轎車一直被認(rèn)為是極具駕駛樂趣的車型。目前國內(nèi)采用這種驅(qū)動布置的主要有華晨寶馬、豐田銳志、皇冠等少數(shù)車型。以寶馬為例，除其中某幾款四驅(qū)車型以外，其余車型均采用前置后驅(qū)的形式。在這種布置中，發(fā)動機的位置通常較前置前驅(qū)車型靠后，甚至直接位于前軸之上，同時發(fā)動機采用縱置布置，這就使得變速器要采用三軸形式，變速器距離駕駛員位置較近，從而簡化了操縱機構(gòu)的復(fù)雜程度。而前置后驅(qū)的布置，使得寶馬汽車的前后軸荷可以達到完美的50:50。采用性能優(yōu)異的手動變速器，更能增加汽車的操控性與駕駛樂趣；而增加變速器的擋數(shù)，又能夠改善汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性和平均車速，因此目前寶馬汽車的手動變速器均采用六擋形式。 (三)研究的內(nèi)容 本文主要參考同類齒輪軟件的設(shè)計，結(jié)合變速箱設(shè)計的實際情況，對手動變速器的結(jié)構(gòu)、工作原理及工作過程進行一定的研究。首先確定汽車手動變速器的設(shè)計方案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機構(gòu)及檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動機的基本參數(shù)以及考慮到整車動力性和經(jīng)濟性要求的傳動比，設(shè)計計算出變速器主要零件的相關(guān)參數(shù)。完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過程的分析。 二、變速器方案的確定 (一)變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 變速器由傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)組成。 1.變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 有級變速器與無級變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。 設(shè)計時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低擋傳動比與高擋傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0~4.5。 通常，有級變速器具有4、5、6個前進擋。 變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換擋，對于多于6個前進擋的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為6擋。多于5個前進擋將使操縱機構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速擋，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。 三軸式變速器如圖2-1所示，其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(yīng)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擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進擋需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。 1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸 圖2-1 轎車中間軸式四擋變速器 兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到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(qū)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(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒擋常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動；個擋的同步器多裝在第二軸上，這是因為一擋的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。 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，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低擋傳動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制，但這一缺點可通過減小各擋傳動比同時增大主減速比來取消。 1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器 圖2-2 兩軸式變速器 有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)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(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低擋及倒擋外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計中，由于倒擋齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。 所設(shè)計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，采用中間軸式變速器。圖2-3、圖2-4、圖2-5分別是幾種中間軸式四，五，六擋變速器傳動方案。特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接擋。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(zhuǎn)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，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而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(shè)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（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再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。在擋數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換擋方式和到擋傳動方案上有差別。 圖2-3 中間軸式四擋變速器傳動方案 如圖2-3中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖1-3a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋；圖1-3c所示傳動方案的二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動，而一擋和倒擋用直齒滑動齒輪換擋。 圖2-4a所示方案，除一，倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖2-4b、c、d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)。 圖2-4 中間軸式五擋變速器傳動方案 圖2-5a 所示方案中的一擋、倒擋和圖b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋，其余各擋均用常嚙合齒輪。 圖2-5 中間軸式六擋變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長，如圖2-3a、b所示。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒擋傳動齒輪和換擋機構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖2-4c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2-4c所示方案的高擋從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 2.倒擋傳動方案 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(gòu)復(fù)雜一些。 本設(shè)計采用圖2-6f所示的傳動方案 圖2-6 變速器倒擋傳動方案 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擋與倒擋，都應(yīng)當(dāng)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，然后按照從低擋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。 (二)變速器主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析 變速器的設(shè)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(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 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(fù)雜，工作時有軸向力。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(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 在本設(shè)計中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動。 2.換擋機構(gòu)型式 換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換擋的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，采用直齒滑動齒輪換擋時，換擋行程長也是它的缺點。因此，除一擋、倒擋外很少采用。 采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)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(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。 當(dāng)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結(jié)合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以他們都不會過早損壞，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(shù)。此外因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大，因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。 采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)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(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。 在本設(shè)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(jié)構(gòu)上保證結(jié)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(jié)構(gòu)如圖2-7所示： 三、變速器主要參數(shù)的選擇 表3.1 相關(guān)參數(shù) 主減速比 最高時速 最大扭矩 最大功率 最高轉(zhuǎn)速 3.64 215km/h 200//Nm/3600rpm 115kw/6400rpm 6500r/min (一)變速器主要參數(shù)的選擇 1.擋數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個擋位的變速器。本設(shè)計也采用5個擋位。 選擇最低擋傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ擋傳動比為 （3-1） 式中，m----汽車總質(zhì)量(kg)； g----重力加速度(m/s)； ψmax----道路最大阻力系數(shù)； rr----驅(qū)動輪的滾動半徑(m)； Temax----發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩(Nm)； i0----主減速比； η----汽車傳動系的傳動效率。 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件： 求得的變速器I擋傳動比為： （3-2） 式中，G2----汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷； φ----路面的附著系數(shù)，計算時取φ=0.5~0.6。 由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg； rr=307mm； Te max=200Nm； i0=3.64； η=0.95； 根據(jù)公式（3-2）可得：igI =3.91 本設(shè)計取六擋傳動比為1， 中間擋的傳動比理論上按公比為： （3-3） 的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：q=1.314。故有：ig2=2.979 ig3=2.267 ig4=1.725 ig5=1.313 ig6=1 2.中心距 中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： A = η (3-4) 式中， K A----中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.9~9.3；對貨車，K A =8.6~9.6；對多擋變速器:K A =9.5~11； TI max ----變速器處于一擋時的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =743.85N﹒m 故可得出初始中心距A=81.55mm。 3.軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構(gòu)的布置初步確定。 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)： 五擋(2.7~3.0)A 六擋(3.2~3.5)A 當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。 本次設(shè)計采用6+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3.581.55mm=285.43mm， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定?！? 4.齒輪參數(shù) （1）齒輪模數(shù) 建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn (3-5) 其中=170Nm，可得出mn=2.749，取2.75。 一擋直齒輪的模數(shù)m mm (3-6) 通過計算m=2.99，取3。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，轎車取2~3.5。本設(shè)計取2.5。 （2）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。 表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5，15，1616.5 25~45 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角α取20,嚙合套或同步器取30；斜齒輪螺旋角β取30。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 四、主要零件的選擇 (一)各檔傳動比機器齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。 1.確定各擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 （3-7） 為了確定Z11和Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: （3-8） 其中A=81.55，m=3，故有=54.367，取54 當(dāng)轎車三軸式的變速器時，則，此處取=17，則可得出=37。 上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里修正為54，則根據(jù)式（3-8）反推出A=81mm。 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （3-9） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 （3-10） 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 （3-11） 由此可得： (3-12)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。 （3-13） （3-10）和（3-13）子聯(lián)立可得：=19、=33。 則根據(jù)式（3-7）可計算出一擋實際傳動比為：。 確定其他擋位的齒數(shù) 二擋傳動比 （3-13） 而 ，故有 （3-14） 對于斜齒輪， （3-15） 故有： （3-16） （3-14）聯(lián)立（3-16）得：。 按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 ；四擋齒輪 ，。 確定倒擋齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒擋傳動比取3.6。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪10略小，取。 而通常情況下，倒擋軸齒輪取21~23，此處取=23。 由 （3-17） 可計算出。 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 (3-18) =58mm 而倒擋軸與第二軸的中心: (3-19) =81.00mm。 2.齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 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(shù)的和為零。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想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高擋齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一擋主動齒輪12的齒數(shù)Z12=17，因此一擋齒輪不需要變位。 (二)變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 1.齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 2.齒輪的強度計算與校核 與其他機械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 （1）齒輪彎曲強度計算 直齒輪彎曲應(yīng)力 （3-20） 式中，----彎曲應(yīng)力(MPa)； ----一擋齒輪10的圓周力 (N)， ；其中 為計算載荷 (Nmm)，d為節(jié)圓直徑。 ----應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65； ----摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b----齒寬（mm），取20 t----端面齒距（mm）； y----齒形系數(shù) 當(dāng)處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為： （3-18） =20010002.181.78 =659668Nm 故由 可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3-17）可得 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3-19） 式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（3-19）注釋相同，， 選擇齒形系數(shù)y時，按當(dāng)量模數(shù)在圖（3-19）中查得。 二擋齒輪圓周力： （3-20） 根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=6798.8N 齒輪10的當(dāng)量齒數(shù)=47.7，可查表（3-20）得：。 故 同理可得： 。 依據(jù)計算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計算結(jié)果如下： 三檔 σw7=276.2 σw8=266.4 四檔 σw5=211.5 σw6=197.4 五檔 σw3=218.8 σw4=216.98 六擋 σw14=494.11 σw15=496.93 當(dāng)計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180~550MPa范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。 （2）齒輪接觸應(yīng)力 （3-21） 式中， ----齒輪的接觸應(yīng)力(MPa)； F----齒面上的法向力(N)，； ----圓周力在 (N)， ； ----節(jié)點處的壓力角； ----齒輪螺旋角； E----齒輪材料的彈性模量 MPa，查資料可??； b----齒輪接觸的實際寬度，20mm； ----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm； 直齒輪： （3-22） （3-23） 斜齒輪： （3-24） （3-25） 其中，分別為主從動齒輪節(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(yīng)力見下表： 表3-2 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 /MPa 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 整理可得： 直齒： 斜齒： 通過計算可以得出各擋齒輪的接觸應(yīng)力分別如下： 一檔 σj11 =1998.6 σj12 =1325.17 二檔 σj9 =1233.1 σj10 =1208.5 三檔 σj7 =1015.78 σj8 =1904.32 四檔 σj5 =1308.72 σj6 =1279.68 五檔 σj3 =1357.68 σj4 =1367.57 倒檔 σj13 =1904.37 σj14 =1765.17 σj15=1502.63 對照上表可知，所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。 (三)變速器軸的強度計算與校核 1.變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 （1）軸的結(jié)構(gòu) 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的 內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖3-1所示： 圖3-1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 （2）軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： （3-26） 第一軸花鍵部分直徑d(mm)初選 d= （3-27） 式中： K——經(jīng)驗系數(shù)，K＝4.0～4.6，取K＝4.3； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩N?m； d=23.34mm ，取d＝32mm。 為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 以下是軸的計算尺寸： 第二軸： （C是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)） （3-28） T=9.55 T=Temaxi 因發(fā)動機最大扭矩不大，故C取較小值，由機械設(shè)計取C＝100 整理可得： (mm) 代入數(shù)據(jù)可得各擋位齒輪處的軸徑為： dz1=24.32 d z3=27.53 d z534.67 d z7=37.27 d z9=37.67 d z11=38.83 d z13=40.56 此處還應(yīng)根據(jù)階梯軸的結(jié)構(gòu)特點與標(biāo)準(zhǔn)件要求進行軸徑調(diào)整。 2.軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一擋處即可；因為車輛在行進的過程中，一擋所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。 （1）第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （3-29） 式中：----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T----軸所受的扭矩，Nmm； ----軸的抗扭截面系數(shù)，； P----軸傳遞的功率，kw； d----計算截面處軸的直徑，mm； []----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 其中P =115kw，n =6400r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計算公式為： （3-30） 式中，T ----軸所受的扭矩，Nmm； G ----軸的材料的剪切彈性模量