《1.4l排量4x2型轎車5檔手動變速器設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《1.4l排量4x2型轎車5檔手動變速器設計（68頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

畢業(yè)設計任務書設計題目： 1.4L排量 4X2型轎車 5檔手動變速器設計系部： 機械工程系 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學號： 學生： 指導教師（含職稱）： (副教授) 專業(yè)負責人： 1．設計的主要任務及目標根據轎車的車型特點和性能要求，設計一款 5 檔手動變速器。具體內容：變速器傳動機構布置方案；零、部件結構方案；變速器主要參數的選擇；變速器的設計與計算；同步器設計。原始參數如下：原始參數如下：整機質量： 1720kg總傳動比： 3.7 最大馬力： 131PS 最大功率： 96kW最大功率轉速： 5000rpm最大扭矩： 155Nm最大扭矩轉速： 1750-3500rpm設計方法：比擬設計、經驗核算、圖紙繪制2．設計的基本要求和內容設計圖紙不少于 2張 A0圖；畢業(yè)設計論文一份，字數不少于 20000字；3．主要參考文獻[1] 王望予. 汽車設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2012[2] 陳家瑞. 汽車構造[M] . 北京：機械工業(yè)出版社，2000[3] 成大先. 機械設計手冊[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，2004.5[4] 其他網絡檢索到的相關資料4．進度安排設計（論文）各階段名稱 起 止 日 期1 進行調查研究，查閱資料，完成開題報告 2014.02.15—2014.03.082 了解變速器的工作原理及工作步驟 2014.03.9—2014.04.0123 確定總體方案，完成原理方案設計 2014.04.13—2014.04.224 計算設計繪圖 2014.04.23—2014.05.235 撰寫并編制論文、打印，準備畢業(yè)答辯資料2014.05.25—2014.06.51.4L 排量 4×2 型轎車 5 檔手動變速器設計摘要：本次設計是在給定發(fā)動機功率、輸出轉矩、轉速及總傳動比、整機質量等條件下，結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，著重對變速器齒輪的結構參數、軸的結構尺寸等進行設計計算，并對變速器的傳動方案和結構形式進行設計，同時對同步器的結構進行設計，從而提高汽車的整體性能。關鍵詞：變速器，齒輪，兩軸式，同步器The design of 5 block manual gearbox at 4×2 car with 1.4L emissionAbstract: This design is in a situation with given engine power, torque, speed and the total transmission ratio, vehicle quality conditions, combined with the automobile design, automobile theory, knowledge of mechanical design, focusing on the design and calculation of structural parameters of transmission gear, shaft structure and size, and the design of transmission scheme and structure style of gearbox and the design of the operating mechanism and the synchronizer structure, so as to improve the overall performance of the car. Key Words: Transmission. Gear, Two-axis type , Synchronizer 目 錄1 前 言 12 變速器的總體方案設計 .32.1 變速器設計的基本要求 .32.2 變速器傳動機構的布置方案 .32.2.1 固定軸式變速器 .32.2.2 倒檔布置方案 .62.2.3 傳動方案的最終設計 .62.3 變速器零、部件結構方案分析 72.3.1 齒輪形式 .72.3.2 換檔機構形式 .82.3.3 變速器軸承 .83 變速器主要參數的選擇和計算 .93.1 本設計的數據準備 93.2 檔數和傳動比范圍 93.2.1 檔數 .93.2.2 傳動比范圍 .93.3 主要參數的計算 103.3.1 最小傳動比的確定 .103.3.2 最大傳動比的確定 .103.3.3 檔位數的確定 .123.4 中 心 距 A123.5 外 形 尺 寸 .134 變速器各檔齒輪的設計及計算 .144.1 齒輪參數的選擇 144.1.1 模數 .144.1.2 壓力角 α154.1.3 螺旋角 .154.1.4 齒寬 .154.1.5 齒輪變位系數的選擇原則 .164.1.6 齒頂高系數 .164.2 各檔齒輪齒數的分配及傳動比的計算 174.2.1 一檔齒數及傳動比的確定 17I4.2.2 對中心距 A 進行修正 174.2.3 二檔齒數及傳動比的確定 .184.2.4 三檔齒輪齒數及傳動比的確定 .184.2.5 四檔齒輪齒數及傳動比的確定 194.2.6 五檔齒輪齒數及傳動比的確定 194.2.7 倒檔齒輪齒數及傳動比的確定 .204.3 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整 .214.3.1 一檔齒輪的變位 .214.3.2 倒檔齒輪的變位 .224.3.3 齒輪螺旋角的調整 .234.4 總結各檔齒輪參數 245 變速器齒輪的校核 .265.1 齒輪材料的選擇原則 265.2 變速器齒輪彎曲強度校核 265.2.1 直齒輪彎曲應力 .265.2.2 斜齒輪彎曲應力 .295.3 變速器齒輪接觸強度校核 325.3.1 輪齒接觸應力 .325.3.2 各檔齒輪接觸強度校核 .336 變速器軸的設計與校核 .386.1 計算各軸的轉矩 386.2 軸的結構和尺寸設計 386.3 軸的強度驗算 396.3.1 計算齒輪的受力 .406.3.2 軸的剛度驗算 .406.3.3 軸的強度計算 .427 變速器同步器與操縱機構的設計 .497.1 同步器設計 497.1.1 同步器的功用及分類 497.1.2 鎖環(huán)式同步器 497.1.3 主要參數的確定 .527.2 操縱機構設計 547.2.1 變速器操縱機構設計要求 .547.2.2 換檔位置設計 .55II7.3 變速器殼體 56結 論 .58參 考 文 獻 .59致 謝 .60太原工業(yè)學院畢業(yè)設計01 前 言 隨著經濟和科學技術的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產業(yè)，汽車的使用已經遍布全國。人民生活水平的不斷提高，汽車作為消費品已進入平常家庭。盡管近年來，自動變速器和無級變速器技術迅猛發(fā)展，對長期以來主導市場地位的手動變速器產生很大沖擊，但手動變速器已應用了很長一個時期，經過反復改進，成為現(xiàn)在的形式，制造技術趨于成熟化，與其它種類變速器相比較，但是從目前市場的需求和適用角度來看，我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。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。 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。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出經濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經是當前汽車設計者的緊迫問題。在面臨著前所未有的機遇的同時，不得不承認在許多技術上，我國與發(fā)達國家還有一定的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。經過這幾年的刻苦學習，我掌握了多門基礎知識和專業(yè)知識。在大學畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委和學校的要求，我進行了對轎車五檔變速器的設計。畢業(yè)設計是對每個大學生進行知識掌握與實際運用的一次大檢閱，充分體現(xiàn)了一個設計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。通過本次設計，我將進一步鞏固所學的知識，提高實際運用能力，并為以后參加工作打下扎實的基礎。在汽車變速箱 100 多年的歷史中，主要經歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（ DCT）五種型式。太原工業(yè)學院畢業(yè)設計1它們各有優(yōu)缺點：MT 的節(jié)能效果最好、經濟性娛樂性強，但對駕駛技術要求高；AT 的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT 具備前兩者的優(yōu)點，但在換檔時會有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT 結構簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT 結合了手動變速器的燃油經濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術。 從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看，全世界的各大廣商都對提高 AT 的性能及研制無級變速器 CVT 表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視 CVT 在汽車上的實用化進程。然而，因無級變速器技術難度很大，發(fā)展相對較慢，從而成為世界范圍內尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器、電控液力自動變速器、金屬帶鏈式無級變速器、電控機械式自動變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器等數種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無級變速器前景看好?？傊? 變速器是汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一，伴隨著汽車技術更新?lián)Q代和市場需求，在向實現(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。變速器會應對市場要求朝操縱舒適、輕柔、傳動效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展，汽車變速器市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長。太原工業(yè)學院畢業(yè)設計22 變速器的總體方案設計汽車傳動系是汽車的核心組成部分，其任務是調節(jié)、變換發(fā)動機的性能，將動力有效而經濟地傳至驅動車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動系任務的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。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。變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。變速器的結構要求對汽車的動力性、燃料經濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。2.1 變 速 器 設 計 的 基 本 要 求變速器設計的基本要求為：1）工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。2）保證汽車有必要的經濟性和動力性。3）設置空檔，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。4）設置倒檔，使汽車能變速倒退行駛。5）設置動力輸出裝置。6）變速器應有高的工作效率。7）換檔迅速、省力、方便。8) 工作噪聲低。除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。2.2 變 速 器 傳 動 機 構 的 布 置 方 案太原工業(yè)學院畢業(yè)設計32.2.1 固定軸式變速器機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。中間軸式變速器，如圖 1.1 所示，多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上。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：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。圖 1.1 中間軸式變速器而兩軸式變速器，如圖 1.2 所示，多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數少，結構簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經一對齒輪傳動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結構限制其一檔速比不能設計的很大。兩軸式變速器的輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(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。除倒檔常用滑動齒輪（直太原工業(yè)學院畢業(yè)設計4齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；各檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端。圖 1.2 兩軸式變速器綜上所述，由于此次設計的1.4L轎車變速器的驅動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設計車速高，故選用兩軸式變速器作為傳動方案。對于選擇的五檔變速器，把五檔作為超速檔。圖 1.3 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；多數方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其它檔位均用常嚙合齒輪傳動。圖 1.3f 中的倒檔齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換檔；圖 1.3d 所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。太原工業(yè)學院畢業(yè)設計5圖 1.3 兩軸式變速器傳動方案2.2.2 倒檔布置方案圖 1.4 為常見的倒檔布置方案。圖 1.4b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖 1.4c 方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖 1.4d 方案對圖 1.4c 的缺點做了修改。圖 1.4e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 1.4f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。圖 1.4g 縮短了變速器的軸向長度，但缺點是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。太原工業(yè)學院畢業(yè)設計6圖 1.4 倒檔布置方案2.2.3 傳動方案的最終設計通過對變速器型式、傳動機構方案的分析與選擇，并根據設計任務與要求，最終確定的傳動方案如圖 1.5 所示。各檔的同步器裝在輸出軸上，方便布置，倒檔齒輪副采用常嚙合齒輪，使換檔更為輕便。圖 1.5 傳動方案其傳動路線為：1 檔：輸入軸→1→2→2、4 間同步器→二軸→輸出；2 檔：輸入軸→3→4→2、4 間同步器→二軸→輸出；3 檔：輸入軸→5→6→6、8 間同步器→二軸→輸出；太原工業(yè)學院畢業(yè)設計74 檔：輸入軸→7→8→6、8 間同步器→二軸→輸出；5 檔：輸入軸→9→10→10、13 間同步器→二軸→輸出；倒檔：輸入軸→11→12→13→10、13 間同步器→二軸→輸出2.3 變 速 器 零 、 部 件 結 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。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪形式、換檔機構形式、軸承型式等因素。2.3.1 齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。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。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斜齒圓柱齒輪，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檔。因此，在本設計中除倒檔外，均采用斜齒輪傳動。2.3.2 換檔機構形式變速器換檔機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。采用軸向滑動直齒齒輪換檔，會在輪齒端面產生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應用。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，太原工業(yè)學院畢業(yè)設計8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。本設計所采用的是鎖環(huán)式同步器，它是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。它可以從結構上保證接合套與待嚙合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。2.3.3 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。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，變速器輸出軸后部軸承按直徑系列選用圓柱滾子軸承，輸入軸前、后軸承及輸出軸前軸承采用深溝球軸承。3 變速器主要參數的選擇和計算3.1 本 設 計 的 原 始 參 數 準 備整機質量： 1720kg總傳動比： 3.7 最大馬力： 131PS 最大功率： 96kW最大功率轉速： 5000rpm最大扭矩： 155Nm太原工業(yè)學院畢業(yè)設計9最大扭矩轉速： 1750-3500rpm3.2 檔 數 和 傳 動 比 范 圍3.2.1 檔數增加變速器的檔數能夠改善汽車的動力性和經濟性。檔數越多，變速器的結構越復雜，使輪廓尺寸和質量加大，而且在使用時換檔頻率也增高。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要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 目前，轎車一般用 4～5 個檔位變速器， 貨車變速器采用 4～5 個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。 因此，本次設計的轎車變速器為 5 檔變速器。3.2.2 傳動比范圍 ]1[變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為 1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為 0.7～0.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉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)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在 3.0～4.5 之間，總質量輕些的商用車在 5.0～8.0 之間，其它商用車則更大。本設計初選最高檔傳動比為 0.74。3.3 主 要 參 數 的 計 算太原工業(yè)學院畢業(yè)設計103.3.1 最小傳動比的確定 ]8[已知：總傳動比為 3.7；最高檔為超速檔，傳動比 =0.74；則5gi50?i3.3.2 最大傳動比的確定 ]8[按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空max?氣阻力忽略不計）。用公式表示如下：maxmax0max sinco??GfriTtge ??（2.2）式中——車輛總重量(N) ；G——坡道面滾動阻力系數(對瀝青路面 ，取 0.01)；f 02.~1.?f——發(fā)動機最大扭矩(N·m) ；maxeT——主減速器傳動比；0i——變速器傳動比；g——傳動效率；t?——車輪滾動半徑；r——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上 30%的坡，大約 ）max? ?7.16由公式（2.2）得：（2.3）tegiTrGfi??0maxax1 )snco(??太原工業(yè)學院畢業(yè)設計11已知： kg； ； ；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)1720?am15.?f ?7.6max??格 195/65R15 得到 r=0.316； N·m； ；g=9.8m/s 2；8raxeT50i，把以上數據代入（2.3）式：%4.996%5?t? 32.894.05116.0)7.sin.72.6cos0.172( ????? ??gi同時，一檔傳動比還應滿足附著條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下：??210maxGriTtge?（2.4）式中——驅動輪的地面法向反力；對于 FF 轎車，空載時前軸負荷為 ，2G %6~5即平均前軸負荷為汽車總重的 61%；——驅動輪與地面間的附著系數；對干燥凝土或瀝青路面 可取 之? ?8.07間。由公式（2.4）得：（2.5）tegiTrGi??0max21?已知：N； ；r=0.316 m； N·m； ；6.028.91720???G8.?316.0?r5axeT50?i，把以上數據代入（2.4）式得：84.t? 7.894.051.???gi所以，一檔轉動比的選擇范圍是： .32.1?gi初選一檔傳動比為 3.0。太原工業(yè)學院畢業(yè)設計123.3.3 檔位數的確定一般汽車各檔傳動比按等比級數分配，即qiigg??54321（2.6） 式中： 為各檔之間的公比。q因初選五檔傳動比為 0.74，即 ， 故74.05?gi0.31gi8.9.51?giq滿足相鄰檔位之間的傳動比比值在 1.8 以下。因此，各檔傳動比與一檔傳動比的關系為：74.0,05.1,490.1,14.2,0.3 5431 ????? ggggg iiiii 3.4 中 心 距 A ]1[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中心距A。它是一個基本參數，對變速器的外形尺寸、體積和質量大小、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，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 初選中心距 A 時，可根據下述經驗公式：（2.7）31maxgeAiTK??式中 — 變速器中心距（mm）；— 中心距系數，乘用車： =8.9~9.3；AK— 發(fā)動機最大轉矩（ N·m)；maxeT— 變速器一檔傳動比， ；1i 31?gi— 變速器傳動效率，取 96% ；g?則，（8.9~9.3）× = 68~71.08 mm?A396.015?太原工業(yè)學院畢業(yè)設計13轎車變速器的中心距在 60～80mm 范圍內變化，故初取 A=70mm。3.5 外 形 尺 寸 ]1[變速器的橫向外形尺寸，可以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。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： 238~107)4.3~0()4.3~0( ????AL初選長度為 224mm。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。太原工業(yè)學院畢業(yè)設計144 變速器各檔齒輪的設計及計算4.1 齒輪參數的選擇 ]1[4.1.1 模數選取齒輪模數時一般要遵守的原則是：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。嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。轎車和輕型貨車取 2~3.5，選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換檔。變速器用齒輪模數的范圍見表 3.1 表 3.1 汽車變速器齒輪的法向模數 nm所選模數值應符合國家標準 GB/T1357—1987 的規(guī)定，見表 3.2。選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內的模數盡可能不用。表 3.2 汽車變速器常用齒輪模數根據表 3.1 及表 3，一、二檔及倒檔齒輪的模數定為 2.5mm，三、四、五檔的模乘用車的發(fā)動機排量 V/L 貨車的最大總質量 /ta車型1.0＞V≤1.6 1.6＜ V≤2.5 6.0 ≤14.0a≥14.0模數 /mmnm2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.5～6.00第一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00第二系列 1.75 2.25 2.75 35 3.50 3.75 4.50 5.50 —太原工業(yè)學院畢業(yè)設計15數定為 2.25mm，嚙合套和同步器的模數定為 2.5mm。4.1.2 壓力角 α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。本變速器為了加工方便，除需變位齒輪外，全部選用標準壓力角 20°。4.1.3 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。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，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；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。本設計初選螺旋角全部為 25°。4.1.4 齒寬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。太原工業(yè)學院畢業(yè)設計16通常根據齒輪模數 m（ ）的大小來選定齒寬 b：n直齒： ， 為齒寬系數，取為 4.5～8.0；kbc?c斜齒： ， 取為 6.0～8.5；n嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為（2～4）m m。初取直齒 ，斜齒 。因一對齒輪嚙合時小齒輪應做到寬一些，既能保8ck7?ck證實際嚙合齒寬，又是節(jié)省材料，降低重量的最佳選擇，故各齒輪齒寬應在后續(xù)設計中做進一步調整。4.1.5 齒輪變位系數的選擇原則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。本設計應在后續(xù)設計中考慮是否存在對齒輪進行變位的需要。4.1.6 齒頂高系數太原工業(yè)學院畢業(yè)設計17齒頂高系數對重合度、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。若齒頂高系數小，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為 0.75～0.80 的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為 1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數大與1.00 的細高齒。本設計取為 1.00。4.2 各檔齒輪齒數的分配及傳動比的計算 ]1[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。應該注意的是，各檔齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。根據圖 2.5 確定各檔齒輪齒數和傳動比。 4.2.1 一檔齒數及傳動比的確定一檔傳動比為：（3.1）312?zi（3）nhmA已知：A=70mm; ; , 將數據帶人（3.1），（3）兩式，齒數取整，0??5.2n轎車 可在 12～17 之間選取，得 。1z 421?z 則一檔傳動比為：31421zi太原工業(yè)學院畢業(yè)設計184.2.2 對中心距 A 進行修正由式（3），得（3.3）?cos2hnzmA?則mm 700cos2)421(5.cos2)(21' ?????????zmAn取整得 mm， 為標準中心矩。700A4.2.3 二檔齒數及傳動比的確定二檔傳動比為：14.2342??zi（3.4） （3.5）?cos2)(430zmAn??已知： =70mm， =2.5， ；將數據代入（3.4）、（3.5）兩式，齒數0An?取整得： 。35,1743?zz 則二檔傳動比為： 059.217342?zi4.2.4 三檔齒輪齒數及傳動比的確定太原工業(yè)學院畢業(yè)設計19三檔傳動比為：（3.6） 490.1563??zi（3.7）?cos2)(60mAn?已知： =70mm， =2.25， ；將數據代入（3.6）、（3.7）兩式，齒0An??數取整得： ， ，245?z36z所以三檔傳動比為：417.23563?zi4.2.5 四檔齒輪齒數及傳動比的確定四檔傳動比為：（3.8） 05.1784??zi（3.9）?cos2)(80mAn?已知： =70mm； =2. 25， ；將數據代入（3.8）、（3.9）兩式，齒0An??數取整得： ， ，297?z8z所以四檔傳動比為： 0.129784?zi4.2.6 五檔齒輪齒數及傳動比的確定五檔傳動比為： 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計20（3.10）74.0915??zi（3.11） ?cos2)(100mAn?已知： =70mm， =2.25， ；將數據代入（3.10）、（3.11）兩式，0An??齒數取整得： ， ，39?z2510z所以五檔傳動比為： 758.0329105?zi4.2.7 倒檔齒輪齒數及傳動比的確定圖 2.5 所示的倒檔軸上的倒檔齒輪 的齒數，一般在 21～23 之間，初選12z=22，12z（3.12）0.31312????izzi倒為了保證齒輪 11 和 13 的齒頂圓之間應保持有 0.5mm 以上的間隙，705.213???Ada（3.13）（3.14） mhzdaa)2(*1??（3.15） 3已知： ， ， ，把數據代入式（ 3.12），（3.13），(3.14)，5.2?m70A*ah(3.15)，齒數取整，解得： ， 9,13?zz 則倒檔傳動比為： 0.13ziR太原工業(yè)學院畢業(yè)設計21輸入軸與倒檔軸之間的距離：mm75.432)1(5.2)(1' ??????zmA取 =44mm。'A輸出軸與倒檔軸之間的距離：mm25.762)39(5.2)(13' ??????zA取 mm。7'?4.3 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整4.3.1 一檔齒輪的變位 ]2[由一檔齒輪齒數的計算結果， ，小于不產生根切的最小齒數 17，因此，14?z為了避免產生根切，提高輪齒的抗彎強度，提高傳動重合度，應對一檔齒輪進行變位。對一檔齒輪進行角度變位：分度圓壓力角：??cos/tant?（3.16） 已知： ，則 。??02??? n ?20t?則端面嚙合角： '計算變位系數和：??nttvnivizx?a2,121 ???（3.18）由漸開線函數 得：kkinv??ta則， 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計22，0149.2??inv?x根據變位系數分配曲線圖 對齒輪齒數進行合理分配，以保證齒輪不發(fā)生根切，]18[并使齒輪彎曲疲勞強度得到提高。3.0,3.021??nnxx 中心距變動系數（3.19）'??nmay齒頂高降低系數（30）0)(21???nnyxy4.3.2 倒檔齒輪的變位 ]2[由倒檔齒輪齒數的計算結果， ，同樣，對倒檔齒輪進行變位。13?z對倒檔齒輪進行角度變位：嚙合角（31）?coss''a?已知倒檔軸和第一軸的中心距 ，倒檔軸和第二軸的中心距 ，則4'A7'?A??49.218.20''1? 計算變位系數和????tan2'1121ivizx???（32）（33）???tan2'13132 2ivizx???已知： ， ， ， ，13?z2z913z049.?iv，則0867.49.2?inv太原工業(yè)學院畢業(yè)設計2331.010.221 ????xx，同樣，根據變位系數分配曲線圖 對齒輪齒數進行合理分配，以保證齒輪不發(fā)]8[生根切，并使齒輪彎曲疲勞強度得到提高。 51.02.3.0311 ???xxx， ， 中心距變動系數1.05.274'1may（34） 36'2???y（35）齒頂高降低系數0)(121?????yxy（36） .)(2132（37）齒輪 12 既要與齒輪 11 嚙合，又要與齒輪 13 嚙合，所以齒輪齒輪 12 的齒頂高降低系數應取 ， 中較大者，以保證所需的頂隙。1y?24.3.3 齒輪螺旋角的調整 ]54[?斜齒輪可以通過改變螺旋角湊中心距，以達到標準中心距要求。二檔齒輪螺旋角修正： 7025.)31(2)(cos0432 ?????Amzn?太原工業(yè)學院畢業(yè)設計24即 。?79.21??三檔齒輪螺旋角修正： 7025.)34(2)(cos0653 ?????Amzn?即 。?23.1??對于四檔、五檔由于其與三檔模數相同，則其齒輪螺旋角修正后為：21.23°?4?°23.154.4 總結各檔齒輪參數根據以上計算所得數據，各檔齒輪參數總結如下表 3.3。