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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 金杯小海獅X30三軸五檔變速器 1 緒論 1.1變速器的簡介 1.1.1手動變速器（MT） 手動變速器（Manual Transmission，簡稱MT, 又稱機械式變速器）采用齒輪組[1]，，它的原理是用手撥動變速桿改變變速器內(nèi)齒輪的嚙合位置，而改變傳動比，以達(dá)到變速的目的?，F(xiàn)代轎車的手動變速器大多為五擋的有級式齒輪傳動變速器，由于大多采用同步器的原因，所以，噪音小，換擋方便。但是，手動變速器在操縱時必須踩下離合，才能撥得動變速桿。 曾有人預(yù)言，駕駛操作繁雜等缺點，阻礙了汽車迅猛的發(fā)展，手動變速器會在不久便會被淘汰，從事物發(fā)展的角度

2、來說，的確有它的道理所在。但從目前市場的適用角度和需求來看，我認(rèn)為手動變速器暫時還不會離開太快。 首先，從微車的特性上來說，其他變速器的功用不能完全代替手動變速器。以貨車為例，貨車用于運輸，通常要裝載大量的貨物，面對如此高的重力，除了需要強勁的發(fā)動機動力之外，還需要變速器的全力配合。大家都知道一擋功率最大，這樣，在起步的時候才有足夠大的牽引力將車帶動。尤其是在爬坡路段，它的優(yōu)勢就更加明顯了。與其他新型的變速器相比較，它們雖然具有簡便的操作等優(yōu)勢，但這些優(yōu)勢卻十分欠佳。 其次，雖然自動變速器和無級變速器已非常普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是喜歡手動，尤其是喜歡在超車時手動變速器

3、帶來的那種快速超越感。所以，一些中高級別的汽車（特別是轎車）也不敢果斷的換掉手動變速器。還有一個原因是，我國的汽車駕駛學(xué)校中大部分教練車都是使用的手動變速器，除了經(jīng)濟性之外，關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實的基本功以及駕駛協(xié)調(diào)性。 第三，現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了生活水平不斷提高的尋常百姓中，對于一般的家庭來說，經(jīng)濟適用型轎車最為合適。經(jīng)濟型轎車廠家采用性價比高的手動變速器，這就使得經(jīng)濟適用型轎車占據(jù)著在中國車市銷量的大部分份額。例如，長安、吉利、奇瑞等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟型轎車都配備的手動變速，而且各款車型基本上都是采用的5擋手動變速。 1.1.2自動變速器（AT） 自動變速器（Automatic

4、Transmission），利用行星齒輪機構(gòu)進(jìn)行變速，它能根據(jù)油門踏板行程和車速變化而自動變速。駕駛者只需操作加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器踏板，但自動變速器里面有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動合閉或者分離，從而達(dá)到自動變速的目的。 在中檔級別的汽車市場上，自動變速器有著自己的一席之地。駕駛這種車型的用戶希望能夠操作簡便，降低駕駛疲勞感，從而享受高速駕駛的帶來的愉悅。特別是在高速公路上，這個體現(xiàn)幾乎完美。況且，以重慶市的交通狀況來說，堵車更是家常便飯，有時要不斷的停停走走，像蝸牛般蠕動，司機如果使用手動變速器，就會反復(fù)地踩離合并掛擋摘擋，繁瑣的操作，尤其對

5、于新手和女式來說更是有苦難言。使用自動擋，就不會再有這樣麻煩了。 在市場上，這種汽車的銷售狀況還是十分可觀，特別適合女性朋友，因為她們需要的是駕車時的便捷性。然而，對于我國現(xiàn)在的不均勻道路的狀況，普及這種車型還是有相當(dāng)?shù)碾y度，因為自動擋汽車的優(yōu)勢無法完全發(fā)揮出來。 1.1.3手動/自動變速器（AMT） 在了解了一些車友后，知道他們既希望擁有傳統(tǒng)的手動變速器的駕駛樂趣，有時候又希望駕駛的便捷。這樣，手/自一體變速器應(yīng)運而生。這種變速器第一次推出是在德國保時捷車廠的911車型上面，稱為Tiptronic。它解放了高性能跑車受傳統(tǒng)自動擋的束縛，讓駕駛者享受了手動換擋的無盡樂趣。這種車型

6、在擋位上面設(shè)有 “-”和“+”選擇擋位。當(dāng)撥擋桿選擇D擋時，可自由選擇加檔(+)或減擋(-)，和手動擋操作一樣。 自動—手動變速系統(tǒng)向駕駛者提供的兩種駕駛方式，既可以滿足手動擋的駕駛樂趣，又可以在擁堵的交通道路中切換成自動擋，這種變速方式也非常適合我國的道路現(xiàn)狀。并且，這種變速器十分適合那些夫妻雙方都會駕車的家庭，既滿足了男性駕駛者喜愛手動擋的樂趣，又兼顧了女性駕駛者駕駛簡捷的要求，可謂真正的“夫妻擋”。雖然這種二合一的配置技術(shù)含量要求比較高，但這類汽車在價格上也并不是高得離譜，比如長安CS35、起亞K2、捷達(dá)2013款等等，這些“二合一”的車型價格均在8-9萬元左右，這個價格大眾還是比較能

7、夠接受的。所以，手動/自動變速器的汽車銷售上面還是有相當(dāng)大優(yōu)勢。因此，這類型的變速器的市場還是比較比較廣闊。 1.1.4無級變速器(CVT) 當(dāng)今，汽車產(chǎn)業(yè)以其迅猛的速度發(fā)展著，然而，用戶對于汽車性能的要求也是越來越高。汽車變速器的發(fā)展也并沒有停滯不前，無級變速器成了人們的“終極”追求。無級變速器最早由荷蘭人范?多尼斯（VanDoorne’s）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[2]。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[3]。通常有些朋友錯誤的將自動變速器稱為無級變速

8、器，雖然它們有共同之處，但是，自動變速器是有級式傳動比，只有換擋是自動的，一般自動變速器有2～7個擋。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)無級的速度比變化，并可以將幾個常用的速度比選定為常用的“擋”。配備這種變速器的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最適合的傳動比。從市場需求分析，雖然無級變速器的技術(shù)含量相比其他變速器較高，但是，也已經(jīng)裝配到了普通的家庭轎車之上。 1.2變速器的確定與設(shè)計車型參數(shù) 本設(shè)計就是根據(jù)金杯小海獅X30車型而開展的，變速器依舊是采用經(jīng)典的手動變速器，而設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型： 最高時速：135km/h 輪胎型號：175/70 R14

9、 總質(zhì)量： ma=1860Kg 最大扭矩：105N?m/3200r/min 最大功率：60kw/5500r/min 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速: nT=3200r/min 2 變速器傳動機構(gòu)布置方案的確定 2.1變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 2.1.1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，其制造低廉、結(jié)構(gòu)簡單，具有高的傳動效率（η=0.93），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、擋數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的燃料經(jīng)濟性和動力性都有重要的直接影響。 傳動

10、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也應(yīng)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為5.0～8.0；越野車與牽引車傳動比10.0～20.0[4]。 通常，有級變速器具有4、5個前進(jìn)擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進(jìn)擋位數(shù)多達(dá)6～16個甚至20個[4]。 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5個前進(jìn)擋的變速器來說

11、是相當(dāng)困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為5擋。多于5個前進(jìn)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擋?？梢愿浞值乩冒l(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

12、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(jìn)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：處直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。 圖2-1 轎車中間軸式變速器 1第一軸；2第二軸；3中間軸 兩軸式變速器如圖2-2所示

13、。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

14、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（ig=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。 圖2-2 兩軸式變速器 1--第一軸；2—第二軸；3—同步器 圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四，五，六擋變速器傳動方案。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(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(dá)90%以上，噪

15、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(jìn)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

16、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2-3a、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2-3c所示傳動方案的一，二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動，而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(jìn)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)，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

17、要超速擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進(jìn)擋的變速器。 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

18、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。 由于本設(shè)計的是微面車型，屬于發(fā)動機中置后輪驅(qū)動的布置形式，同時考慮到制造成本以及便于用戶維護(hù)等因素，再結(jié)合變速器的特點，現(xiàn)選用三軸式變速器。 2.1.2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(jìn)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

19、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。 圖2-6 變速器倒擋傳動方案 與前進(jìn)擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式倒擋。變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)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，一擋與

20、倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，本設(shè)計采用如下方案（見圖2-7）。 圖2-7 倒擋布置 2.2 零、部件結(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(hù)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。 2.2.1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。本設(shè)計中除一、倒擋外，其余均采用斜齒輪傳

21、動。 2.2.2換擋結(jié)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，除一擋、倒擋外很少采用。本設(shè)計中一擋與倒擋采用直齒滑動換擋。 嚙合套換擋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(gòu)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)合套換擋結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。 采用同步器換擋可

22、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。本設(shè)計也采用同步器換擋。 2.2.3自動脫擋 自動脫擋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(gòu)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2-8a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖2-8b），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?jǐn)D壓和磨損

23、，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫擋。 此段切薄 a b 圖2-8 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ 圖2-9 防止自動脫擋的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3~0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋（圖2-9）。 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)生阻止自動脫擋的軸向力。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，用較多。 在本設(shè)計中所采用的是直齒滑動齒輪換擋與鎖環(huán)式同步器換擋相結(jié)合

24、的方式實現(xiàn)換擋。鎖環(huán)式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(dá)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2-10所示： 圖2-10 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 2.2.4變速器軸承 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(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)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(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常

25、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(dāng)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(fù)荷等優(yōu)點，但也有需

26、要調(diào)整預(yù)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(zhuǎn)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(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒虞S套的優(yōu)點是制造容

27、易，成本低。 3 變速器主要參數(shù)的確定 3.1變速器主要參數(shù)的選擇 3.1.1擋數(shù) 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，微面車一般用4~5個擋位的變速器。本設(shè)計也采用5個擋位。 3.1.2傳動比 初選傳動比： 設(shè)五擋為直接擋，則：=1 = 0.377 （3.1） 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速 —車輪半徑

28、 —變速器最大傳動比 —主減速器傳動比 / =1.4～2.0 （3.2） 則 =（1.4～2.0）3200=4480～6400r/min =9549 （式中=1.1～1.3，取=1.2） （3.3） 所以，=9549=6002～7090r/min 汽油機的轉(zhuǎn)速在5000～6500 r/min 取 =6000r/min 主減速器傳動比 : =0.377=0.377=5.027 單面主減速器，當(dāng)<6時，取=95%

29、， 乘用車在3.0~4.5范圍，=96%， ==95%96%=91.2% 最大傳動比的選擇： ①滿足最大爬坡度 根據(jù)汽車行駛方程式： (3.4) 汽車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡化為: （3.5） 即， 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=18609.8=18228N； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=105N.m； —主減速器傳動比，=5.027； —傳動系效率，=91.2%； —車輪半徑，=0.3m；

30、—滾動阻力系數(shù)，對于貨車取=0.02； —爬坡度，取=16.7 =3.482 ②滿足附著條件。 φ （3.6） 在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即≤=5.112 由①②得：3.482≤≤5.112； 又因為乘用車=3.0~4.5； 所以，取=4.5 其它各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系： （3.7） 式中：—常數(shù)，即各擋之間的公比。 因此，各擋的傳動比有： ，，

31、， ==1.456 所以，其他各擋傳動比為： ==3.09，==2.12，==1.456 3.1.3中心距 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 （3.8） 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3， —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， =105（N.m）； —變速器一擋傳動比，=4.5； —變速器傳動效率，取96% ； 則， ==68.38～71.46（mm） 初選中心距=70mm。 3.1.4齒輪參數(shù) （1）齒輪模數(shù) 乘用車模數(shù)取值為2.0~3.5mm，本設(shè)計中一擋與倒

32、擋直齒輪模數(shù)m=3mm，其余各擋斜齒輪模數(shù)m=2.5mm （2）齒形、壓力角α、螺旋角β 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 14.5，15，1616.5 25~45 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20 20~30 重型車 同上 低擋、倒擋齒輪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

33、些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。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；斜齒輪常嚙合齒輪為25，其余各擋斜齒輪均為22 。 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。 （3）齒寬b 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，齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b

34、： 式中 :——齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.4～7.0，斜齒輪取7.0～8.6； ——法面模數(shù)。 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。常嚙合齒輪副：中間軸上的齒輪b=18mm,對應(yīng)一軸齒輪b=24mm； 一擋：中間軸上齒輪b=20mm,對應(yīng)的一擋齒輪b=22mm； 二擋：中間軸上齒輪b=20mm, 對應(yīng)的二擋齒輪b=20mm； 三擋：中間軸上齒輪b=18mm, 對應(yīng)的三擋齒輪b=18mm； 四擋：中間軸上齒輪b=18mm, 對應(yīng)的三擋齒輪b=18mm； 倒擋：b=20mm,b=20mm。 3.

35、2 各擋傳動比及其齒輪齒數(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。 3.2.1確定一擋齒輪的齒數(shù) 確定一擋直齒輪的齒數(shù)， 一擋傳動比： （3.9）

36、圖3-1 變速器示意圖 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: （3.10） 其中， A =70mm、m =3；故 有 。 當(dāng)乘用車為三軸式的變速器時，Z10在15~17之間選擇，此處取Z10=16，則可得出=30.67（取整為31）。 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，可以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

37、47，則反推出A’=70.5mm 。 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 求出常嚙合斜齒輪齒輪的傳動比: （3.11） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定: ① 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等

38、 （3.12） 由此可得： 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： ② ① 與②聯(lián)立可得：=15、=36。 則可算出實際螺旋角β=25.28 。 3.2.3確定其他擋位的齒數(shù) 二擋傳動比： （3.13）

39、 故有： ③ 對于斜齒輪， （3.14） 故有：

40、 ④ ③ 聯(lián)立④得：。 則，實際螺旋角β=22.78 按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 ；四擋齒輪 ，實際螺旋角β=22.78 3.2.4確定倒擋齒輪的齒數(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，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選 =22， （3.15） ==57mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和10的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為： ，

41、（3.16） 則：De11=2B,—1—De10=71mm Z12=21.3 （取整為21） 倒擋軸與第二軸的中心距： =78mm。 3.3各擋齒輪幾何參數(shù) （1）一擋直齒輪幾何參數(shù) =3mm， Z9=31，Z10 =16，=20 ，=0，A,=70.5mm 分度圓直徑 d9=Z9m=93mm d10=Z10m=48mm 齒頂高 ha9=ha10=ha*m=3mm 齒根高 hf9=hf10=(ha*+c*)=3.75mm 齒全高

42、 h9=h10=(2ha*+c*)=6.75mm 齒頂圓直徑 da9=(Z9+2ha*)=99mm da10=54mm 齒根圓直徑 df9=(Z9-2ha*-2c*)m=85.5mm df10=40.5mm （2）常嚙合斜齒輪幾何參數(shù) =2.5mm，=15，=36， =20，=25，=70.5mm =0.37，=-0.37 端面模數(shù) ==2.76mm 端面壓力角 =21.925 端面嚙合角 ==22.086 分度圓直徑 =41.47mm，=99.53mm 齒頂高

43、 ha1=mn(ha+ξ1)=3.425mm ha2=mn(ha+ξ2)=1.575mm 齒根高 hf1=(ha+c-ξ1)=2.2mm hf2=(ha+c-ξ2)=4.05mm 齒全高 5.625mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=48.32mm da2=d2+2ha2=102.68mm 齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=37.07mm df2=d2-2hf2=91.43mm （3）二擋斜齒輪幾何參數(shù) =2.5mm，=29，=23， =20，=22，=70.5mm 變位系數(shù) =0

44、.34, =-0.11， 端面模數(shù) ==2.696mm 端面壓力角 = 21.43 端面嚙合角 ==22.24 理論中心距 A==70.10mm 中心距變動系數(shù) ==0.16 變位系數(shù)之和 =0.37 齒頂降低系數(shù) =0.21 分度圓直徑 d7=mnZ7cosβ=78.63mm， d8=mnZ8cosβ=62.36mm 齒頂高 ha7=mn(ha+ξ1-σn)=2.825mm ha8=mn(ha+ξ2-σn)=1.7mm 齒根高 hf7=mn(ha+c-ξ1)=2.275mm hf8=mn(ha+c-ξ2)=3.4mm 齒全高 5.1mm

45、 齒頂圓直徑 da7=d7+2ha7=84.73mm da8=d8+2ha8=67.56mm 齒根圓直徑 df7=d7-2hf7=74.53mm df8=d8-2hf8=57.36mm （4）三擋斜齒輪幾何參數(shù) =2.5mm，=24，=28， =20，=22，=70.5mm 變位系數(shù) =0.34， =0.29 端面模數(shù) ==2.696mm 端面壓力角 =21.43 端面嚙合角 ==22.24 理論中心距 A==70.10mm 中心距變動系數(shù) ==0.16 變位系數(shù)之和 =0.58 齒頂降低系數(shù) =0.42 分度圓直徑 d5=mnZ5cosβ=65

46、.08mm，d8=mnZ8cosβ =75.92mm 齒頂高 ha5=mn(ha+ξ1-σn)=2.3mm ha6=mn(ha+ξ2-σn)=2.175mm 齒根高 hf5=mn(ha+c-ξ1)=2.275mm hf6=mn(ha+c-ξ2)=2.4mm 齒全高 4.575mm 齒頂圓直徑 da5=d5+2ha5=69.68mm da6=d6+2ha6=80.27mm 齒根圓直徑 df5=d5+2hf5=60.53mm df6=d6+2hf6=71.12mm （5）四擋斜齒輪幾何參數(shù) =2.5mm，=19，=33， =20，=22

47、，=70.5mm 變位系數(shù) =0.19， =0.52 端面模數(shù) ==2.696mm 端面壓力角 =21.43 端面嚙合角 ==22.24 理論中心距 A==70.1mm 齒頂降低系數(shù) =0.42 分度圓直徑 d3=mnZ3cosβ=51.52mm，d4=mnZ4cosβ =89.48mm 齒頂高 ha3=mn(ha+ξ1-σn)=1.75mm ha4=mn(ha+ξ2-σn)=2.75 mm 齒根高 hf3=mn(ha+c-ξ1)=2.825mm hf4=mn(ha+c-ξ2)=1.825mm 齒全高 4.575mm 齒頂圓直徑 da

48、3=d3+2ha3=55.02mm da4=d4+2ha4=94.98mm 齒根圓直徑 da3=d3+2ha3==45.87mm da4=d4+2ha4=85.83mm （6）倒擋齒輪幾何參數(shù) =3mm，Z11=22 , Z12=21 , =20，=0 分度圓直徑 d11=Z11*m=66mm d12=Z12*m=63mm 齒頂高 ha11=ha12=ha*m=3mm 齒根高 hf11=hf12=(ha*+c*)=3.75mm 齒全高 h11=h12=(2ha*+

49、c*)=6.75mm 齒頂圓直徑 da11=(Z11+2ha*)=72mm da12=69mm 齒根圓直徑 df11=(Z11-2ha*-2c*)m=58.5mm df12=55.5mm 4 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類：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

50、嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細(xì)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(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞 4.2齒輪的材料及熱處理 現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強度,彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應(yīng)考慮到其機械加工性能及制造成本。 國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的

51、。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下： mn≤3.5 滲碳深度0.8～1.2mm 3.5＜mn＜5 滲碳深度0.9～1.3mm mn≥5 滲碳深度1.0～1.6mm 滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53。 本設(shè)計變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。 4.3各軸轉(zhuǎn)矩的計算 發(fā)動機最大扭矩為105N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳

52、動效率99%，軸承傳動效率96%。 Ι軸 ==10599%96%=99.79N.m 中間軸 ==99.7996%99%36/15=227.62N.m Ⅱ軸 一擋 =227.620.960.9931/16=419.14N.m 二擋 =227.620.960.9929/23=272.76N.m 三擋 =227.620.960.9924/28=185.42N.m 四擋 =227.620.960.9919/33=124.56N.m 五擋 =394.990.960.99=375.40N.m 倒擋 =227.62*

53、(96%*99%)2*22/16*31/21=417.32N.m 倒擋軸 =227.62*(96%*99%)2*22/16=297.45N.m 4.4齒輪的強度計算與校核 4.4.1齒輪彎曲強度計算 1、直齒輪彎曲應(yīng)力 圖4.1 齒形系數(shù)圖 （4.1） 式中： —彎曲應(yīng)力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —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(yīng)力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)；

54、 —齒形系數(shù)，如圖4.1。 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa 。 （1）倒擋齒輪11，12，的彎曲應(yīng)力 ， =22，=21， =0.122，=0.138，=297.45N.m，=227.62N.m =569.29MPa<400～850MPa ==676.11MPa<400～850MPa （2）一擋齒輪彎曲應(yīng)力， =31， =16， =0.117，=0.167，T31 =419.14N.m，=227.62N.m ==578.33MPa<400～850MPa ==455.93MPa<400～850

55、MPa 2、斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4.2） 式中： —計算載荷（Nmm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（）； —應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=7.5 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪為180～350MPa。 （1）計算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力 ==210.42MPa<180～350MPa ==291.32MPa<180～350MPa （2）計算

56、三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 ==178.14MPa<180～350MPa ==188.60MPa<180～350MPa （3）計算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 ==172.31MPa<180～350MPa ==148.14MPa<180～350MPa （4）計算常嚙合齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 ==155.20MPa<180～350MPa ==187.95MPa<180～350MPa 4.4.2齒輪接觸應(yīng)力σj （4.3） 式中： —輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(

57、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)； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—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)力見表4.1。 彈性模量=20.6104 Nmm-2，齒寬 表4.1　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 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 （1）計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 =8

58、.21mm =15.90mm = =1203.85MPa<1900～2000MPa = =1182.29MPa<1900～2000MPa （2）計算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力 =11.57mm =14.58mm = =1160.19MPa<1300～1400MPa = =1129.01MPa<1300～1400MPa （3）計算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =14.08mm =12.07mm = =1047.61MPa<13

59、00～1400MPa = =1074.61MPa<1300～1400MPa （4）計算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力 =16.60mm =9.56mm = =972.20MPa<1300～1400MPa = =1054.25MPa<1300～1400MPa （5）常嚙合齒輪1，2的接觸應(yīng)力 =7.84mm =18.82mm = =1009.14MPa<1300～1400MPa = =1037.02MPa<1300～1400MPa （6）計算倒擋齒輪

60、11，12的接觸應(yīng)力 =11.29mm =10.78mm = =1251.07MPa<1900～2000MPa = =1120.16MPa<1900～2000MPa 5 變速器軸的強度計算與校核 5.1各擋齒輪的受力計算 （1）一擋齒輪9，10的受力 N （2）二擋齒輪7，8的受力 （3）三擋齒輪5，6的受力 （4）四擋齒輪3，4的受力 （5）五擋齒輪1，2的受力 （6）倒擋齒輪11，12的受力

61、5.2變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 已知中間軸式變速器中心距=70.5mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： 對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1） 式中：—經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑=18.87~21.7mm，取25mm；第二軸最大直徑取45mm；中間軸最大直徑=31.725mm取=38mm 第二軸：；第一軸及中間軸： 第二軸支承之間的長度=171～200mm取=173mm；

62、中間軸支承之間的長度中=200～225mm取=210mm;倒擋軸支承之間的長度L倒=103mm。 令第二軸上一至四擋處各直徑分別為d21-d24 ,倒擋為d2R；中間軸上一至五擋處各直徑分別為d31-d35 ,倒擋為d3R;倒擋軸上一擋與倒擋處直徑為d41,d42。 5.3軸的校核 5.3.1軸剛度校核 若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（5.2）、（5.3）、（5.4）計算 （5.2） （5.3） （

63、5.4） 式中：—齒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），=2.06105MPa； —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(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。 a b L δ Fr （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負(fù)荷又小，通常撓度不大， 可以不必計算 （2）二軸的剛度

64、 一擋時： N，N mm，43mm，62mm 105mm =0.019mm =0.05mm =0.rad0.002rad 二擋時： N，N 40mm，155mm，18mm 173mm =0.0018mm =0.0044mm =-0.00009rad0.002rad 三擋時： N，N mm，82mm，91mm 173mm =0.032mm =0.081mm =0.00004rad0.002rad 四擋時: N，N 25mm，58mm，118mm 173mm =0.0.5mm =0.1mm =

65、0.0003rad0.002rad 倒擋時: N，N mm，90mm，15mm,105mm =0.005mm =0.014mm =-0.0003rad0.002rad （3）中間軸剛度 a b L δ Fr 一擋時: 9484.17N，3451.96N 30mm，49mm，54mm 103mm =0.01mm =0.026mm =-0.00002rad0.002rad 三擋時: N，N mm，118mm，92mm 210mm =0.043mm =0.11mm =-0.rad0.002rad

66、四擋時: N，N mm，95mm，115mm 210mm =0.06mm =0.15 =0.0001rad0.002rad 五擋時: N，N mm，18mm，192mm 210mm =0.011mm =0.027mm =0.00034rad0.002rad 倒擋時: N，N 30mm，90mm，15mm ,L=105 mm =0.024mm =0.067mm =0.rad0.002rad 5.3.2軸的強度校核 （1）二軸的強度校核 三擋時撓度最大，最危險，因此校核（如圖5.1）。 C RVA RHB RHA RVB Fa5 Fr5 Ft5 RHA Ft5 RHB L2 L1 L RVA RVB Fr5 M 287.27Nm Mvc右=96.30Nm Mvc左=129.78Nm T33=185.42Nmm M