轎車變速器畢業(yè)設(shè)計

1、附22：2013屆 分 類 號： 單位代碼：10452 畢業(yè)論文（設(shè)計）帝豪轎車5檔變速器設(shè)計姓 名 學(xué) 號 年 級 專 業(yè) 車輛工程 系（院） 汽車學(xué)院 指導(dǎo)教師 年 月 日摘 要 隨著我國汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對汽車的需求也越來越高?；仡欁兯倨骷夹g(shù)的發(fā)展可以清楚地知道, 變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分, 其技術(shù)的發(fā)展是衡量汽車技術(shù)水平的一項重要依據(jù)。如果說發(fā)動機(jī)是汽車的心臟，那么變速器就是汽車的靈魂。 變速器是完成傳動系任務(wù)的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的設(shè)計水平對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性、換擋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)

2、的發(fā)展,轎車變速器的設(shè)計趨勢為增大變速器傳遞功率與重量之比,并要求變速器具有較小的尺寸和良好性能。本文闡述了發(fā)動機(jī)的選擇、變速器方案的確定、變速器設(shè)計、變速器同步器設(shè)計、變速器箱體設(shè)計。在給定發(fā)動機(jī)排量、最高車速、最大扭矩等條件下,著重對變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)、軸的結(jié)構(gòu)尺寸等進(jìn)行設(shè)計計算。關(guān)鍵詞：轎車;變速器；齒輪；同步器；設(shè)計；結(jié)構(gòu)AbstractAlong with our country automobile profession rapid development，the people are also g- etting higher and higher to automobiles

3、 demand. Recalling the development of transmission technology can be clearly aware that the total transmission as a motor drive system are integral parts of its technology, is a measure of the level of automotive technology to be a general basis. if the heart of the engine, then the transmission is

4、the car Soul.Transmission is the important part of drivetrain components to complete the tasks. as well as one of the main factor to decide the whole performance of vehicle. The standards of Transmission designing can directly impact the vehicle dynamics, fuel economy, the reliability and portabilit

5、y of shifting, the smoothness and efficiency of Transmiting. Along with the development of the automobile industry, the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight ,and hope have smaller size and excellent performance. This thesis are expounded th

6、e engine choice, transmission solution, transmission design , design for transmission the synchronizer, design for transmission the first axis ,design for transmission box.In conditions that knowing the engine displacement ，speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focus on the

7、designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design.Key words: Automobile;Transmission；Gear；Synchronizer ；Design；Structure 目錄1 緒論11.1 課題背景11.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀12變速器的總體方案設(shè)計12.1變速器的功用及設(shè)計要求12.2變速器傳動機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析12.

8、3.1三軸式變速器與兩軸式變速器12.3.2倒檔的布置方案22.3變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析32.3.1齒輪型式32.3.2換檔結(jié)構(gòu)型式32.3.3自動脫檔42.3.4軸承型式42.3.5變速器操縱機(jī)構(gòu)布置42.4傳動方案的最終設(shè)計53變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計63.1 檔數(shù)63.2 傳動比范圍63.3變速器各檔傳動比的確定63.4中心距的選擇83.5變速器的外形尺寸93.6齒輪參數(shù)的選擇93.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算103.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整134變速器的設(shè)計與計算144.1 齒輪材料的選擇原則144.2 變速器齒輪強(qiáng)度校核154.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度校核

9、（斜齒輪）154.2.2 輪齒接觸應(yīng)力校核194.3軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計224.3.1初選軸的直徑224.4軸的強(qiáng)度驗算234.4.1軸的剛度計算234.4.2軸的強(qiáng)度計算26參考文獻(xiàn)29致謝291 緒論1.1 課題背景隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，人們越來越最求汽車的舒適性和操作穩(wěn)定性。而變速器設(shè)計是汽車設(shè)計中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，保證在各種行駛工況下都能獲得良好的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，因此變速器如果設(shè)計不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運(yùn)行噪聲增大，影響汽車的整體性。1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目

10、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。2變速器的總體方案設(shè)計2.1變速器的功用及設(shè)計要求變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目是在原地起步、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(jī)在最有利的范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在啟動發(fā)動機(jī)、汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有空擋，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。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計要求1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)

11、濟(jì)性。2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機(jī)動力向驅(qū)動輪的傳輸。3）設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。4）設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進(jìn)行功率輸出。5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。2.2變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案機(jī)械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故

12、在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器現(xiàn)代汽車變速器中兩軸式和中間軸式變速器應(yīng)用廣泛。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案。三軸式變速器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(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(jìn)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

13、接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。兩軸式變速器與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動，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。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(jī)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(jī)橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。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.

14、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。綜上所述，由于此次設(shè)計的是家庭經(jīng)濟(jì)型變速器，驅(qū)動形式屬于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)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(yùn)行噪聲小，設(shè)計車速高，故選用二軸式變速器作為傳動方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。2.2.2倒檔的布置方案常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：圖2-1a為常見的倒擋布置方案。在前進(jìn)檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。圖2-1b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

15、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。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。圖2-1c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2-1d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。圖2-1e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2-1f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2-1g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(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。綜合考慮，本次設(shè)計采用圖2-1f所示方案的倒檔換檔方式。2.3變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析變

16、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、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式等因素。2.3.1齒輪型式齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。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(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檔和倒擋。但是，在本設(shè)計中由于各檔采用的是常嚙合方案，因此全部采用斜齒輪傳動方案。2.3.2換檔結(jié)構(gòu)型式變速器換檔機(jī)構(gòu)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，

17、會在輪齒端面產(chǎn)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(shù)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(yīng)用。使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換檔方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設(shè)計全部檔位均選用同步器換檔。2.3.3自動脫檔自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個

18、問題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種1）將嚙合套做得長一些或者兩接合齒的嚙合位置錯開，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，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。2）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。3）將接合齒的工作面設(shè)計并加工成斜面，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。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，采用較多。 2.3.4軸承型式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

19、等。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(yùn)動的地方。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設(shè)計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。2.3.5變速器操縱機(jī)構(gòu)布置方案根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機(jī)構(gòu)完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。

20、變速器操縱機(jī)構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi)，也有少數(shù)是分開的。變速器操縱機(jī)構(gòu)操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或同步器得到所需不同檔位。用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動換檔變速器。1、直接操縱式手動換檔變速器當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來 ，單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機(jī)構(gòu)

21、簡化，但它要求各檔換檔行程相等。2、遠(yuǎn)距離操縱手動換檔變速器平頭式汽車或發(fā)動機(jī)后置后輪驅(qū)動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠(yuǎn)，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換檔手力經(jīng)過這些轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)才能完成換檔功能。這種手動換檔變速器，稱為遠(yuǎn)距離操縱手動換檔變速器。3、電動自動換檔變速器20世紀(jì)80年代以后，在固定軸式機(jī)械變速器基礎(chǔ)上，通過應(yīng)用計算機(jī)和電子控制技術(shù)，使之實現(xiàn)自動換檔，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換檔，這種變速器成為電動自動換檔變速器。由于所設(shè)計的變速器為兩軸變速器，采用發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動，變速器離駕駛員座椅較近，所

22、以采用直接操縱式手動換檔變速器。2.4傳動方案的最終設(shè)計通過對變速器型式、傳動機(jī)構(gòu)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計任務(wù)與要求，最終確定的傳動方案如圖所示。其傳動路線： 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11-倒檔主動齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪3變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計本設(shè)計是根據(jù)帝豪EC7手動進(jìn)取型而開展的，設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型：主減速比：5.7 最高時速：165km/h輪胎型號：205/

23、65R15最大扭矩：140Nm/4400rpm最大功率：80kw/6000rpm最高轉(zhuǎn)速：6250r/min整備質(zhì)量：1258kg 3.1 檔數(shù)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45個檔位的變速器。發(fā)動機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個檔。商用車變速器采用45個檔或多檔。載質(zhì)量在2.03.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.08.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。檔數(shù)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。 因此，本次設(shè)計的轎車變速器為5檔變速器。

24、3.2 傳動比范圍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0.70.8。影響最低檔傳動比選取的因素有：發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.04.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.08.0之間，其它商用車則更大。本設(shè)計最高檔傳動比為0.77。3.3變速器各檔傳動比的確定1、主減速器傳動比的確定發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為： （3-1）式中：汽車行駛速度（km/h）； 發(fā)動機(jī)

25、轉(zhuǎn)速（r/min）； 車輪滾動半徑（m）； 變速器傳動比； 主減速器傳動比。已知：最高車速=165 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.77；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格205/65R15得到取r=0.323m,發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速=6000（r/min）；由公式（3-1）得到主減速器傳動比 2、最抵檔傳動比計算按最大爬坡度設(shè)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(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下： （3-2）式中：G 車輛總重量(N)；Ft 驅(qū)動力 坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面=0.010.02)；發(fā)動機(jī)最大扭矩(

26、Nm)； 主減速器傳動比； 變速器傳動比； 為傳動效率（0.850.9）；R 車輪滾動半徑；最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）由公式（3-2）得： （3-3）已知：m=1625kg(總質(zhì)量m由整備質(zhì)量m0、乘員和駕駛員質(zhì)量以及行李三部分構(gòu)成）；r=0.323m；=140Nm；=5.7；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3-3）式：滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （3-4）式中：驅(qū)動輪的地面法向反力，； 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.50.6之間。已知：kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3-4）式得：所以，一檔

27、轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是：初選一檔傳動比為3.4。3、變速器各檔速比的配置按等比級數(shù)分配其它各檔傳動比，即： 3.4中心距的選擇轎車變速器的中心距在6080mm范圍內(nèi)變化。初取A=75mm。3.5變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)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：mm初選長度為240mm。3.6齒輪參數(shù)的選擇1、模數(shù)選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一

28、種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。表3-1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車 型乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.014模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機(jī)排量作為依據(jù)，由表3-1選取各檔模數(shù)為，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。2、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(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對于轎車，為了降低

29、噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)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，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20。3、螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)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(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30時，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高

30、高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。本設(shè)計初選螺旋角全部為21。4、齒寬齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：斜齒，取為6.08.5，取6.05

31、、齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強(qiáng)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(shù)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(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)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(shù)為0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)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(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。本設(shè)計取為1.00。3.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案

32、來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖3-1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。1、一檔齒數(shù)及傳動比的確定一檔傳動比為： （3-5）取整得56。轎車可在1217之間選取，取13，則。則一檔傳動比為： 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11-倒檔主動齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪圖3-1 五檔變速器傳動方案簡圖2、對中心距A進(jìn)行修正取整得mm，為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。3、二檔齒數(shù)及傳動比的確定

33、（3-6） （3-7）已知：=76mm，=2.345，=2.50，；將數(shù)據(jù)代入（3-6）、（3-7）兩式，齒數(shù)取整得：，所以二檔傳動比為：4、計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3-8） （3-9）已知：=76mm，=1.618，=2.50，；將數(shù)據(jù)代入（3-8）、（3-9）兩式，齒數(shù)取整得：，所以三檔傳動比為：5、計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3-10） （3-11）已知：=76mm，=1.116，=2.50，；將數(shù)據(jù)代入（3-10）、 （3-11）兩式，齒數(shù)取整得：，所以四檔傳動比為：6、計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3-12） （3-13）已知：=76mm，=0.77，=2.50，；將數(shù)據(jù)代入（3-

34、12）、（3-13）兩式，齒數(shù)取整得：，所以五檔傳動比為：7、計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=25，輸入軸齒輪齒數(shù)=13，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： （3-14）已知：，把數(shù)據(jù)代入（3-14）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動比為：輸入軸與倒檔軸之間的距離：mm取=51輸出軸與倒檔軸之間的距離：mm取=863.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。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(shù)要選用

35、較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本次設(shè)計螺旋角定為：一檔至五檔 倒檔根據(jù)設(shè)計手冊及相關(guān)圖表得：一檔齒輪的變位當(dāng) A0=76 Z1=13 Z2=43時，查得總變位系數(shù)X=0.71 變位系數(shù)分配為X1=0.36 X2=0.35二檔齒輪的變位 當(dāng) A0=76 Z3=18 Z4=38 時，查得總變位系數(shù)X=0.53 變位系數(shù)分配為X3=0.35 X4=0.18三檔齒輪的變位當(dāng) A0=76 Z5=22 Z6=34 時，查得總變位系數(shù)X=0.522變位系數(shù)分配為X5=0.296 X6=0.226四檔齒輪的變位 當(dāng) A0=70 Z7=

36、27 Z8=29 時，查得總變位系數(shù)X=0.522變位系數(shù)分配為X7=0.270 X8=0.252五檔齒輪的變位 當(dāng) A0=76 Z9=32 Z10=24 時，查得總變位系數(shù)X=0.522變位系數(shù)分配為X9=0.234 X10=0.288倒檔齒輪的變位輸入軸與倒檔軸之間： 當(dāng) =51 Z11=13 Z12=25 時，查得總變位系數(shù)X=0.200變位系數(shù)分配為X11=0.17 X12=0.03輸出軸與倒檔軸之間： 當(dāng) =86 Z12=25 Z13=39時，查得總變位系數(shù)X=0.12 變位系數(shù)分配為X12=0.03 X13=0.154變速器的設(shè)計與計算4.1 齒輪材料的選擇原則（1）滿足工作條件的

37、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(qiáng)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(yīng)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(yīng)采用不同鋼號材料。（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毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可

38、；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(jìn)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(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪。由于一對齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為5862HRC。4.2 變速器齒輪強(qiáng)度校核4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪） (4-1)式中：圓周力（N），； 計算載荷（Nmm）；節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）；斜

39、齒輪螺旋角； 應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒面寬（mm）； 法向齒距，； 齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖4-1中查得； 重合度影響系數(shù)，=2.0。圖4-1 齒形系數(shù)圖將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（4-1），整理得到 (4-2)（1）一檔齒輪校核主動齒輪：已知： Nmm；0mm；X1=0.36；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.153，把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得：MPa從動齒輪：已知：Nmm；mm；X2=0.35；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.161，把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得：MPa（2）二檔齒輪校核主動齒輪：已知： Nmm；mm；X3=0.35；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.157，

40、把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得： MPa從動齒輪：已知：Nmm；mm；X4=0.18；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.175，把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得：MPa (3)三檔齒輪校核主動齒輪：已知：Nmm；mm；X5=0.296；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.159，把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得：MPa從動齒輪：已知：Nmm；mm；X6=0.226；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得：MPa（4）四檔齒輪的校核主動齒輪：已知：Nmm；mm；X7=0.27；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.161，把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得：MPa從動齒輪：已知：Nm

41、m；mm；X8=0.252；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.151，把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得：Nmm（5）五檔齒輪的校核主動齒輪：已知：Nmm；mm；X9=0.234；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.162，把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得：MPa從動齒輪：已知：Nmm；mm；X10=0.288；，查齒形系數(shù)圖4-1得：y=0.159，把以上數(shù)據(jù)代入(4-2)式，得：MPa對于轎車當(dāng)計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應(yīng)力在180350MPa，以上各檔均合適。4.2.2 輪齒接觸應(yīng)力校核 （4-3）式中：輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；齒面上的法向力（N），；圓周力（N），；計算載荷（Nmm）

42、；為節(jié)圓直徑（mm）；節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；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）。表4.3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400650-700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4.3：1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mmN由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上

43、的載荷作為計算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（4-3）可得：MPa2、二檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（4-3）可得：MPa3、三檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（4-3）可得：MPa4、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（4-3）可得：MPa5、五檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（4-3）可得：MPa以上各檔變速器齒輪的接觸應(yīng)力均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力，所以各檔均合格。4.3軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計變速器在工

44、作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強(qiáng)度、耐磨性等均有不利影響。4.3.1初選軸的直徑在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩斎胼S，=0.160.18；對輸出軸，0.180.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。菏街校?經(jīng)驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。輸入軸花鍵部分直徑：=20.7723.89mm初選輸入、輸出軸支承之間的長度=260mm。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑： （4-4）式中：

45、d軸的最小直徑（mm）；軸的許用剪應(yīng)力（MPa）；P發(fā)動機(jī)的最大功率（kw）；n發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（4-4）式，得：mm所以，選擇軸的最小直徑為25mm。4.4軸的強(qiáng)度驗算4.4.1軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗算。圖4.2 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖4.2所示，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，可分別用下式計算： （4-5） （4-6） （4-7）式中：

46、 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），=2.1105 MPa； 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=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核（1）軸上受力分析一檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（4-5）、（4-6）、（4-7）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（4-5）、（4-6）、（4-7）得到：mmmmmmrad，變速器在各檔工作時均滿足剛度要求。4.4.2軸的強(qiáng)度計算變速器在一檔工作時：對輸入軸校核：計算輸入軸的支反力：NNN已知：a=23mm；b=23