高級轎車三軸五檔手動機械式變速器 三軸五檔變速器設計說明書

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高級轎車三軸五檔手動機械式變速器目錄一、設計任務書…………………………………………………………………4二、機械式變速器的概述及總體方案論證……………………………………42.1 變速器的功用、要求、發(fā)動機布置形式分析……………………….42.2 變速器傳動機構布置方案…………………………………………….52.2.1 傳動機構布置方案分析…………………………………………52.2.2 倒擋布置方案……………………………………………………72.3 變速器零部件結(jié)構方案分析………………………………………….8三、變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計………………………………113.1 變速器主要參數(shù)選擇………………………………………………….113.1.1 檔數(shù)與傳動比……………………………………………………133.1.2 中心距……………………………………………………………143.1.3 外形尺寸…………………………………………………………143.1.4 齒輪參數(shù)…………………………………………………………153.2 各檔齒輪齒數(shù)的分配………………………………………………….153.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)……………………………………………153.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)………………………………………163.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)……………………………………………183.2.4 確定倒擋齒輪的齒數(shù)……………………………………………183.3 齒輪變位系數(shù)的選擇………………………………………………….19四、變速器齒輪的強度計算與材料的選擇…………………………………….224.1 齒輪的損壞原因及形式………………………………………………224.2 齒輪的強度計算與校核……………………………………………….224.2.1 齒輪彎曲強度計算………………………………………………234.2.2 齒輪接觸應力……………………………………………………242五、變速器軸的強度計算與校核……………………………………………….265.1 變速器軸的結(jié)構和尺寸……………………………………………….265.1.1 軸的結(jié)構………………………………………………………….265.1.2 確定軸的尺寸……………………………………………………265.2 軸的校核…………………………………………………………………275.2.1 第一軸的強度與剛度校核………………………………………285.2.2 第二軸的校核計算………………………………………………29六、變速器同步器的設計及操縱機構………………………………………….306.1 同步器的結(jié)構……………………………………………………………316.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定…………………………………………………336.3 變速器的操縱機構………………………………………………………35參考文獻…………………………………………………………………………….363一、設計任務書某款四座高級轎車整備質(zhì)量 1458kg，擬設計最高車速 203km?h-1，最大功率 124kW，對應轉(zhuǎn)速 6000r/min；最大轉(zhuǎn)矩 226N?m，對應轉(zhuǎn)速 4000r/min，前后輪胎尺寸均為 205/60 R16。第四組（1） 畫出手動機械式變速器的總裝配圖（0 號圖紙） ；（2） 畫出所有手動機械式變速器內(nèi)零部件圖紙（需要標注裝配尺寸、配合公差與明細欄，撰寫裝配技術要求等） ；（0/1/2/3 號圖紙）（3） 選取、設計和確定手動機械式變速器內(nèi)各零部件結(jié)構、尺寸等，能實現(xiàn)所設計零部件的相關功能要求；（4） 校核手動機械式變速器內(nèi)的關鍵零部件；（5） 設計說明書一份（5000 字左右）二、機械式變速器的概述及總體方案論證2.1 變速器的功用、要求、發(fā)動機布置形式分析變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)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(nèi)工作。變速器設有空檔，可在啟動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設有倒擋，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。變速器設計應該滿足以下基本要求：（1）具有正確的檔數(shù)和傳動比，保證汽車有需要的動力性和經(jīng)濟性指標；（2）有空檔和倒檔，使發(fā)動機可以與驅(qū)動輪長期分離，使汽車能倒車；（3）換檔迅速、省力，以便縮短加速時間并提高汽車動力性（自動、半自動和電子操縱機構）；（4）工作可靠。汽車行駛中，變速器不得跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；（5）應設置動力輸出裝置，以便必要時進行功率輸出；（6）效率高、噪聲低、體積小、重量輕便于制造、成本低。4變速器是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、五和多擋幾種。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速器。相比于經(jīng)濟型轎車，高級轎車更加追求汽車性能。發(fā)動機縱置具有以下特點：（1）為復雜的前懸架騰出足夠的布置空間（2）均衡軸荷，減輕前橋軸荷（3）體積龐大的大排量發(fā)動機只能縱置（4）修長的車頭有非凡的魅力因此高級轎車普遍采用發(fā)動機縱置、前置后驅(qū)的形式。而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的客車上。因此本設計采用中間軸式機械變速器。根據(jù)給出的設計條件和發(fā)動機布置形式的分析，變速器具體的參數(shù)說明如下：發(fā)動機 縱置 變速器 中間軸式 MT 發(fā)動機最大扭矩 226/4000 發(fā)動機最大功率 124/6000驅(qū)動形式 FR 汽車整備質(zhì)量 kg 1458最高車速 203km?h-1 前后輪胎尺寸 205/60 R162.2 變速器傳動機構布置方案分析2.2.1 傳動機構布置方案分析有級變速器 [1]與無級變速器相比，其結(jié)構簡單、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用。設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，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檔傳動比與高檔傳動比的比值。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愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為 3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車5為 5.0~8.0；越野車與牽引車為 10.0~20.0。通常，有級變速器具有 3、4、5 個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達 6~16 個甚至 20 個。變速器檔位數(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時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于 5 個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于 1（0.7~0.8）的超速檔，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 的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，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。三軸式變速器得到的最廣泛的應用。三軸式變速器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(zhuǎn)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(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檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 有級變速器結(jié)構的發(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(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。6圖 2-1a 所示 [2]方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 2-4b、c 、 d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 2-4d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。圖 2-1 中間軸式五檔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檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。變速器用圖 2-1c 所示的多支承結(jié)構方案，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 2-1c 所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。2.2.2 倒擋布置方案圖 2-2 為常見的倒擋布置方案 [2]。圖 2-2b 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 2-2c 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 2-2d 所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 2-2c7所示方案。圖 2-2e 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 2-2f 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 2-2g 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。圖 2-2 變速器倒檔傳動方案本設計采用圖 2-2f 所示的傳動方案。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。2.3 變速器零部件結(jié)構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(jié)構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.3.1 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；8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斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。2.3.2 換檔結(jié)構型式換檔結(jié)構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種 [2]。直齒滑動齒輪換檔的特點是結(jié)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，除一檔、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(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)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(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)構復雜，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，同步器廣泛應用于各式變速器中。自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構上，目前比較有效的方案有以下幾種：1） 將嚙合套做得長一些（如圖 2-3a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖 2-3b） ，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。9此段切薄a b圖 2-3 防止自動脫檔的結(jié)構措施 Ⅰ 圖 2-4 防止自動脫檔的結(jié)構措施 Ⅱ圖 2-5 防止自動脫檔的結(jié)構措施Ⅲ2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3~0.6mm） ，這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖 2-4） 。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 20~30） ，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力（圖 2-5） 。這種結(jié)構方案比較有效，用較多。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(jié)構上保證結(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)構如圖 2-6 所示：10圖 2-6 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2.3.3 變速器軸承變速器軸承 [12]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。至于何處應當采用何種軸承，是受結(jié)構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器結(jié)構緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)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。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來承受軸向力。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，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。變速器內(nèi)采用圓錐滾子軸承雖然直徑小，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(diào)整預緊，裝配麻煩，磨損后軸承易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點，所以不適用于線性膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。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。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6～20mm,下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承、滑動軸套 [13]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11max0maxaxmax(cosin)egITrif g??????axm0rgeiTi?及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點。滑動軸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(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容易，成本低。三、變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計3.1 變速器主要參數(shù)選擇3.1.1 檔數(shù)與傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 4~5 個檔位的變速器。本設計也采用 5 個檔位。根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關系式確定主減速器傳動比:037.irnuga?式中：——汽車行駛速度（km/h） ；au——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min） ；n——車輪滾動半徑（m） ；r——變速器傳動比；gi——主減速器傳動比。0已知：最高車速 =203km/h；最高檔為超速檔，傳動比 =0.75 (超速檔maxu gi的的傳動比一般為 0.7~0.8，本設計取五檔傳動比取 0.75)；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 205/60R16 得到 =326.2(mm)；由于發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速略大于最r大功率轉(zhuǎn)速 6000r/min；所以根據(jù)公式，可取 =4.93 。0i選擇最低檔傳動比時，應根據(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 [1]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檔傳動比為=1.3557 （3-1）12max2egITriG???2ax0gIeTiimax1ingq??3IAmaxKT?式中 m----汽車總質(zhì)量；g----重力加速度；ψmax----道路最大阻力系數(shù)；rr----驅(qū)動輪的滾動半徑；Temax----發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；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 檔傳動比 [4]為： =3.698 （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，本設計取 0.6 。由已知條件：取滿載質(zhì)量 2000kg；rr=326.2mmTe max=226Nmi0=4.93η=0.95?？扇?igI =3.5中間檔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)且常用檔位間的公比宜小些，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： =1.47q故有： gggi=2.38i1.62i=.01)Ⅱ Ⅲ Ⅳ ， ， （ 修 正 為3.1.2 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：（3-4）式中 K A----中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.9~9.3；本設計取 K A =9.013TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI η =751.45N﹒m故可得出初始中心距 A=81.8mm。3.1.3 外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)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 3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關：四檔(2.2~2.7) A，五檔(2.7~3.0)A，六檔 (3.2~3.5)A當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 應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A 取整。本次設計采用 5+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3 81.8mm=245.4mm，?變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結(jié)構尺寸鏈確定。3.1.4 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) [12]，所選取的模數(shù)大小應符合 GB1357-80[5]規(guī)定的標準值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn（3-3max0.47eT?5）其中 =226Nm，可得出 mn=2.5。maxeT一檔、倒擋直齒輪的模數(shù) mmm （3-31max0.T?6）通過計算 m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形 [13]。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都取相同，轎車和輕型貨車取 2~3.5。本設計取 2.5。（2）齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b14汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 3-1 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°，16°16.5° 25°~45°一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 20° 20°~30°重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5°，25° 小螺旋角壓力角較小時，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，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設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°。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度 b 的大小 [13]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 [14]：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，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。（3）分度圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑，齒頂高，齒根高，全齒高分度圓直徑：d=mz， ；nmzd=cosβ齒頂高： ， ；ah?an齒根高： ， ；1.25fh1.25fn?全齒高： ；af?151092ZigI??mAZ2??齒頂圓直徑： ；2aadh??齒根圓直徑： ；ff?3.2 各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選了中心距、齒輪的模數(shù) [1]和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。3.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比（3-7） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 :?（3-8） 其中 A =81.8mm、m =3；故有 54.53=?當轎車三軸式的變速器時，則 9.3~5?gIi[15]， 范 圍 內(nèi) 選 擇可 在 1710Z此處取 =16，則可得出 =39。 9Z圖 3-1 檔變速器示意圖上面根據(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，這時應從 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距ZA，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 55，則根據(jù)式（3-8）反推出 A=82.5mm，即為標準中心距。?Z1691012ZigI???cos2)(21ZmAn??n21? 當 α=20°時，齒輪齒數(shù)小于 17，齒輪發(fā)生根切，因此對一檔齒輪 進行10Z角度變位： 變位系數(shù) =0.0610min7-ZX所以，可取 =0.1， = - 0.110X93.2.2 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 =1.4359 ①21Z而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等（3-10）由此可得： （3-11）而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： =57 。 ②Z① 與②聯(lián)立可得： =23、 =34。12則根據(jù)式（3-7）可計算出一檔實際傳動比為： =3.6 。giⅠ對常嚙合齒輪進行變位：理論中心距： =82.28mm??21cos????ZmAn由中心距和嚙合角函數(shù)方程： as=co?， ，無側(cè)隙嚙合方程： （α 為弧度）inv-2tZX??，（ ）其中：a 和 a， 分別為標準齒輪傳動和變位齒輪傳動的中心距；α 和 α ， 分別為其嚙合角；a=m/2*（Z 1+Z2） ；α=20 °；178712Zig???=Z1+Z2 為齒數(shù)和；Z?=X1+X2 為變位系數(shù)和；X=tanα ， —α ， ， =tanα—α；inv?， inv?因此可求棏： = - 0.065； ?u= =34/23=1.478； 21Z查變位系數(shù)線圖得： 計算 ?精確值： n1-2m=cosZA??X1=0.08；X 2= - 0.145； =30.27°1-2變位系數(shù)圖3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動比（3-12）而 =2.38，故有：giⅡ=1.61 ③78Z18nmAZ?cos2??1231Zigr??對于斜齒輪， （3-13）故有： =57 ④78Z?③ 聯(lián)立④得： =35， =22 。78Z按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 =30， =27 ；5Z6五檔齒輪 =20， =37 。 34二檔變位系數(shù)：X 7=0.09， X8=—0.155； 三檔變位系數(shù)：X 5=0.01， X6=—0.075； 五檔變位系數(shù)：X 3=0.2， X4=—0.265； 3.2.4 確定倒擋齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取 3.6。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取gri。132?Z而通常情況下，倒檔軸齒輪 取 21~23，此處取 =23。113Z由（3-14）可計算出 =31。1Z故可得出中間軸與倒檔軸的中心距：（3-15） 123A=m)54Z???（而倒檔軸與第二軸的中心距： （3-16）13)28?（3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避19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相接近的程度。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，又避免了其缺點。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，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，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，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。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應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，減小接觸應力。對于低檔齒輪，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，一對齒輪齒根總厚度越薄，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、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。20齒輪主要參數(shù)歸納如下表 3-2。 表 3-2 齒輪主要參數(shù)主要參數(shù)齒數(shù)模數(shù)(mm) 螺旋角變位系數(shù)分度圓直徑(mm)齒根圓直徑(mm)齒頂圓直徑(mm)齒寬(mm)10z16 0.1 48 40.5 54 15一檔 939 3 0° -0.1 117 109.5 123 158z22 0.09 63.5 57.25 68.5 15二檔 731 2.5 30° -0.155 89.5 83.25 94.5 156z27 0.01 78 71.75 83 15三檔 530 2.5 30° -0.075 86.6 80.35 91.6 154z37 0.2 106.8 100.55 111.8 15五檔 320 2.5 30° -0.265 57.7 51.5 62.7 15212z34 0.08 98 91.75 103 20常嚙 123 2.5 30° -0.145 66.4 60 71.4 202z13 0 39 31.5 45 151323 0 69 61.5 75 15倒檔 z313 0°0 93 85.5 99 15四、變速器齒輪的強度計算與材料的選擇4.1 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檔齒輪端部破壞。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，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，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，導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。4.2 齒輪的強度計算與校核與其他機械設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22K?10tfWFKby??102/tgFTd?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、可以獲得較為準確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。4.2.1 齒輪彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力 W（4-1） 4-4-1 齒形系數(shù)圖 式中， ----彎曲應力（ MPa） ； W?——一檔齒輪 10 的圓周力（N）， ；其中 為計算載荷10tF gT（N·mm） ，d 為節(jié)圓直徑。----應力集中系數(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；fb----齒寬（mm） ，取 20t----端面齒距（mm） ； y ----齒形系數(shù)，如圖 4-1 所示。當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為：(4-2)2max1gezT??求得 334086 MPa g故由 可以得出 ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得dTF/210?10tF78wMPa?23946wMPa??當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時，一檔直齒輪的彎maxeT曲應力在 400~850MPa 之間。2）斜齒輪彎曲應力(4-3)twFKby???式中 為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋相同，K?，1.50??選擇齒形系數(shù) y 時，按當量模數(shù) 在圖（4-1）中查得。3/cosnz??二檔齒輪圓周力： （4-8782gttTFd?4）根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出： =12149N87ttF?齒輪 8 的當量齒數(shù) =33.9，可查表（4-1）得： 。3/cosnz??80.153y?故可求得： 82wMPa?同理可得： 。706依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結(jié)果如下：三檔： ；528wPa??6257wPa??四檔： ；134M19五檔： ；w483w當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在 180~350MPa 范圍內(nèi)。因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。4.2.2 齒輪接觸應力 24齒輪接觸應力（4-10.48()j zbFE????5）式中 ——齒輪的接觸應力（MPa） ；jF ——齒面上的法向力（N） ， ；1/(cos)F???——圓周力在（N） ；1——節(jié)點處的壓力角（°） ；?——齒輪螺旋角（°） ；?E ——齒輪材料的彈性模量（MPa） ，查資料可取 ；52.10EMPa??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） ；zb?、直齒輪： （4-sinzr??6）（4-sibr?7）斜齒輪： （4-2(sin)cozr????8）（4-2(si)br9）其中， 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbr、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max/2eT用接觸應力 見下表：j?表 4-1 變速器齒輪的許用接觸應力25/MPaj?齒輪滲碳齒輪 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 1300~1400 650~7001）對于本例，計算第一軸常嚙合齒輪接觸應力N7140coscos2cos1max1 ????????zTdTFnegmm.32iin1?zmrnzmm8.9cosicsi22???nb510.?EMPa b=20mm代入式（4-5）得： MPa 采用滲碳齒輪滿足設計要求。249?j?2）計算高檔——五檔常嚙合齒輪接觸應力：N438coscoscos 142max1 ??zzTdTFneg ?????mm09.21inin42??zmrzmm.cosicsi232?nb510.??EMPa代入式（3-4）得： MPa 采用液體碳氮共滲齒輪滿足設計要求。49j?3）計算一檔和倒檔直齒齒輪接觸應力N7406coscs2o1102max1 ???zTdFeg??mm.8ini?zrzmm20sisi9??b26代入式（3-4）得： 采用滲碳處理齒輪滿足設計要求。a1528MPj??五、變速器軸的強度計算與校核5.1 變速器軸的結(jié)構和尺寸5.1.1 軸的結(jié)構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，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 5-1 所示：圖 5-1 變速器第一軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構如下圖所示：一檔齒輪 倒檔齒輪圖 5-2 變速器中間軸5.1.2 確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔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27??3950.2TTPnWd?????經(jīng)驗公式初步選定：第一軸和中間軸： = 33mm ，系數(shù)取 0.4 （5-(0.4~5),dAm?1）第二軸： = 65mm （5-3ax1.7,eT2）式中 ----發(fā)動機的最大扭矩， N·mmaxeT為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調(diào)關系。因此，軸的直徑 d 與軸的長度 L 的關系可按下式選取：第一軸和中間軸： d/L=0.16 0.18； L 中 =194mm，L 1=185mm~第二軸： d/L=0.18 0.21。 L2=226mm5.2 軸的校核由變速器結(jié)構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。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，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檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。5.2.1 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，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度 [8]條件公式為（5-3）式中： ----扭轉(zhuǎn)切應力， MPa；T?T----軸所受的扭矩，N·mm；----軸的抗扭截面系數(shù)， ；W3m2845.7310PTGI???maxaxmax2tncos2tetereaTiFdiTiFd????P----軸傳遞的功率，kw；d----計算截面處軸的直徑， mm；[ ]----許用扭轉(zhuǎn)切應力，MPa。T?其中 P =124kw，n =6000r/min,d =24mm；代入上式得：=71MPaT?由查表可知[ ]=75MPa，故 [ ]，符合強度要求。T??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：（5-4）式中，T ----軸所受的扭矩，N·mm；G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa, 對于鋼材，G =8.1 MPa；410?----軸截面的極慣性矩， ， ；PI 4m32/4dIp??將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： =0.9 ?對于一般傳動軸可取 ；故也符合剛度要求。[]0.5~1()/??5.2.2 第二軸的校核計算1）軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力 、徑向力 及軸向力 可按下式求出：traF（5-5）（5-6）（5-7）式中 ----至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比 1.62；i29d ----計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為 75mm；----節(jié)點處的壓力角，為 20°；?----螺旋角，為 30°；?----發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為 226000N·mm。maxeT代入上式可得： Ft=9763.3NFr=4103.4NFa=5636.8N。危險截面的受力圖為：圖 5-3 危險截面受力分析水平面： （175+34.5 ）= 34.5 =675.7N；AFrFAF水平面內(nèi)所受力矩：Mc=175 F A 10-3 =118.25N?垂直面： atAd-+1752F=34. 8N?（4-8）垂直面所受力矩： 。-3sAM=175F0=42.??該軸所受扭矩為：Tj=226 3.85=870.1N。故危險截面所受的合成彎矩為：30??32Md????23sFabfEIL?21cfI(4-9)22csj 225M=+T(18.0)(43.10+87.1097Nm?????A） （ ）則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應力 （MPa）: (5-10)將 代入上式可得： =309.9MPa，在低檔工作時[ ]=400MPa，M?因此有： [ ]；符合要求。??2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度 和在水平面內(nèi)的撓度 可分別按下式計算：cf sf（5-11）（5-12）式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）,這里等于 ；1F tF----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N） ，這里等于 ；2 rE----彈性模量（ MPa） ， （MPa）;52.10E??I----慣性矩（ ） ， ，d 為軸的直徑（ ） ；4m4/6I?ma、b----為齒輪坐上的作用力距支座 A、B 的距離（ ） ；L----支座之間的距離（ ） 。將數(shù)值代入式（5-11）和（5-12）得： csf=0.12故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。2cf.0.2sfm???六、變速器同步器的設計及操縱機構