機械式變速器總體方案的確定

1、機械式變速器總體方案的確定 專項設計題目，任務與分析 設計題目：微型面包車變速器 設計變速器形式：中間軸式五檔變速器 設計參數(shù)：滿載質量 整備質量 最高車速 發(fā)動機最大功率 發(fā)動機最大轉矩 車輪滾動半徑 主減速比 傳動系機械效率取0.96 設計要求：（1） 畫出手動機械式變速器的總裝配圖（1號或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）；（3）選取、設計和確定手動機械式變速器內(nèi)各零部件結構、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。設計功用分析： 現(xiàn)代汽車采用的活塞式內(nèi)燃發(fā)動機轉

2、矩變化范圍較小，不能適應汽車在各種條件下阻力變化的要求，因此在汽車傳動系中，采用了可以改變轉速比和傳動轉矩比的裝置，即變速器。變速器不但可以擴大發(fā)動機傳動到驅動輪上的轉矩和轉速的變化范圍，以適應汽車在各種條件下行駛的需要，而且能在保持發(fā)動機轉動方向不變的情況下，實現(xiàn)倒車，還能利用空檔暫時的切斷發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的動力傳遞，使發(fā)動機處于怠速運轉狀態(tài)。 變速器的功用： （1）改變轉速比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，比如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作; （2）在發(fā)動機旋轉方向不變的情況下，使汽車能倒退行駛; (3)利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠

3、啟動、怠速，并變速器換擋或進行動力輸出。 因此變速箱通常還設有倒擋，再不改變發(fā)動機旋轉方向的情況下汽車能倒退行駛；設有空檔，在滑行或者停車時發(fā)動機和傳動系統(tǒng)能保持分離。變速器還應能進行動力輸出。 為了保證變速器具有良好的工作性能，設計變速器必須滿足以下的條件和基本要求： （1）應該合理的選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性； （2）工作可靠，在使用過程中不應該有自動跳檔、脫檔和換擋沖擊現(xiàn)象發(fā)生；此外，還不允許出現(xiàn)誤掛倒擋的現(xiàn)象；（3）操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度；（4）傳動效力高、噪音小。為了減少齒輪的嚙合損失，應設有直接擋。此外，合理的齒輪形式以及結構參數(shù)，提高其制造

4、和安裝精度，都是提高效率和減少噪聲的有效措施；（5）結構緊湊，盡量做到質量輕、體積小、制造成本低；（6）制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；（7）貫徹零件標準化、部件通用化以及總成系類化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定；（8）需要時應設置動力輸出裝置。變速器主要參數(shù)的選擇與計算 本次專項設計是在已知主要整車數(shù)據(jù)參數(shù)的情況下進行設計，已知的主要汽車整體參數(shù)如表1.1所示： 式中： -汽車行駛速度（km/h）； -發(fā)動機轉速（r/min）; -車輪滾動半徑(mm); -變速器傳動比; -主減速器傳動比。 已知：最高車速=105Km/h；最高檔為超速擋，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格1

5、65/70 R13得到=（165*0.7）+（13*25.4/2）=280.6mm；發(fā)動機轉速=3800r/min；由公式得到主減速器傳動比計算公式： 表1.1 整車主要參數(shù)發(fā)動機最大功率45kw車輪型號165/70 R13發(fā)動機最大轉矩85N*M最高車速105km/h最大功率時轉速5600r/min滿載質量1620kg最大轉矩時轉速3800r/min整備質量995kg1.1 傳動方案和零部件方案確定 傳動方案確定 此次設計的汽車是微型面包車，微型面包車大多為發(fā)動機中置，后輪驅動，采用中間軸式變速器，變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第二軸前端經(jīng)軸承支撐在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸

6、軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將他們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承均不承載，發(fā)動機轉矩經(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，可達到90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的使用率要高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。中間軸式變速器的缺點為在除直接擋以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低。 本次專項設計采用如圖所示的中間軸式五檔變速器傳動方案 此方案倒擋采用直齒輪傳動，其余前進檔均采用常嚙合齒輪傳動，其余檔位換擋方式采用同步器。同步器選用鎖環(huán)式同步器。倒擋布置方案零、部件結構方案分析 1.齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜

7、齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等有點；缺點是制造時復雜，工作時有軸向力，這對軸不利。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，并導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于倒擋。2. 換擋機構形式倒擋采用直齒滑動齒輪換擋，其余檔位換擋方式采用同步器。3. 變速器軸承作旋轉運動的變速器軸支撐在殼體或者其他部位的地方以及齒輪與軸做不固定連接處應安置軸承。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。至于何處應當采用何種形式的軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。汽車變速器

8、有結構緊湊、尺寸小的特點，采用尺寸大些的軸承結構受到限制，常在布置上有困難。變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般采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620mm。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進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。變速器主要參數(shù)的選擇1. 檔數(shù)此次專項設計的目標為

9、微型面包車，滿載質量為1620kg，采用五檔變速器。2. 傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值。最高檔通常是直接擋，傳動比為1.0；有的變速器最高檔為超速擋，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能力、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3.04.5之間，此次研究目標為微型面包車，屬于乘用車范圍，我們小組選取的傳動比為4.0。3. 最低檔傳動比計算一檔傳動比應該滿足最大驅動力用于克服車胎與路面的滾動阻力以及最大爬坡力， 已

10、知：3-最大轉矩，=85N*M；-車輪滾動半徑，=280.6mm；-主減速器減速比，=3.828；-汽車重力，=1620*9.8；-傳動系統(tǒng)傳動效率，該車變速器為有級機械變速器傳動系，其傳動效率可 取為0.90.92，本次取=0.9；，為滾動阻力系數(shù)，假設為一班的瀝青或者混凝土路面，取=0.0.2；為坡度阻力，此次選取道路為山嶺重丘區(qū)，道路坡度為9%，=0.28；=0.30。代入公式可得： 根據(jù)車輪與路面的附著條件則 為附著系數(shù)，它是由輪胎與路面決定的。在良好的混凝土或者瀝青路面上，路面干燥時值為0.70.8，路面潮濕時為0.50.6；假設路面情況為干燥的混凝土路面，為0.70.8，取=0.7

11、5，=995kg。代入公式可得 由于本車型為微型面包車且無超速擋，一檔初選傳動比不用過大，取=5.0。2. 其他各檔傳動比初選各檔傳動比為等分配原則：q為常數(shù)，也就是各檔之間的公比，一般認為q不宜大于1.71.8。所以q=1.5符合要求。，同理，=1.0。中心距A的確定文中設計為中間軸式變速器，初選中心距可以根據(jù)經(jīng)驗公式計算 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，乘用車=8.99.3；發(fā)動機最大轉距=85（N.m）； 變速器一檔傳動比為5.0； 變速器傳動效率，取96%。將其中各參數(shù)代入公式可得乘用車變速器的中心距的變化范圍為6080mm，初選A=67mm。外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒

12、輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋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(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。乘用車變速器殼體的軸向尺寸為（3.03.4）A。軸向尺寸范圍為201227.8mm。齒輪參數(shù)選擇1. 模數(shù) 齒輪模數(shù)選取的一般原則：（1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；（2）為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；（4）從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些。對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表

13、車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量/t模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00所選車型為微型面包車，屬于乘用車，排量小于1.6L。所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357-1987的規(guī)定，選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。汽車變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T1357-1987）第一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應該選用不同的模數(shù)。在少數(shù)情況下

14、汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數(shù)。綜合考慮文中設計齒輪模數(shù)選擇為2.50。初選齒輪模數(shù)m=2.5mm；齒輪法向模數(shù)=2.5mm。 壓力角 齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了齒輪剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎曲強度和表面接觸強度。理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25&

15、#176;、30°等，但普遍采用30°壓力角。 本次專項設計為了便于進行角度變位，全部選用標準壓力角20°。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。 斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖所示 中間軸軸向力的平衡欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：為使兩軸向力平衡，必須滿足：式中：作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力； 齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T 中間軸傳遞的轉矩

16、。 最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或者齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等的現(xiàn)象得以消除。 斜齒輪螺旋角可以在下面提供的范圍內(nèi)選用 乘用車變速器 中間軸式變速器22°34°1.1.1 齒寬b 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。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來選定齒寬,=, 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0

17、； 斜齒，取為6.08.5. 為齒寬（mm）。采用嚙合套或者同步器換擋害死，其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)可取得大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。對于模數(shù)相同的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。1.2 各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動及各部件如圖所示變速器傳動示意圖1第一軸 2第一軸常嚙合齒輪 3第一軸齒輪接合齒圈 4五檔同步器鎖環(huán)5、12、20結合套 6四檔同步器鎖環(huán) 7四檔同步器接合齒圈 8第二軸四檔齒輪 9第二軸三檔齒輪

18、 10三檔齒輪接合齒圈 11三檔同步器鎖環(huán) 13、24、35花鍵轂 14二檔同步器鎖環(huán) 15二檔齒輪接合齒圈 16第二軸二檔齒輪 17第二軸一檔齒輪 18一檔齒輪接合齒圈 19一檔同步器鎖環(huán) 21倒檔檔齒輪接合齒圈 22第二軸倒檔齒輪 23第二軸 25中間軸倒檔齒輪 26中間軸 27倒檔軸 28倒檔中間齒輪 29中間軸一檔齒輪 30中間軸二檔齒輪 31中間軸三檔齒輪 32中間軸四檔齒輪 33中間軸常嚙合傳動齒輪 34變速器殼體.一檔齒數(shù)的確定一檔傳動比為 如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒數(shù)和， 一檔齒數(shù)和，直齒 斜齒 中間軸上小齒輪的最小齒數(shù)，還受中

19、間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮。乘用車中間軸式變速器一檔齒輪的齒數(shù)=1517，本設計選取=15，初選 ， ，代入公式得到 取整得到50，則 對中心距A進行修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整使中心距有了變化，所以要根據(jù)取定的齒數(shù)和和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。把已知內(nèi)容代入可得 取整為A=68mm。常嚙合齒輪傳動齒輪副的齒數(shù)確定而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： 已知各參數(shù)如下：代入可得 求解后取整可得,，取整后偏差不大，該組數(shù)據(jù)可取。二檔齒數(shù)的確定已知：由式子 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，

20、還必須滿足下列關系式： 聯(lián)解上述三個方程式，可采用比較方便的試湊法。解得：，三檔齒數(shù)的確定已知：由式子 聯(lián)解上式三個方程式，可采用比較方便的試湊法，解得：四檔齒數(shù)的確定已知：由式子 聯(lián)解上述三個式子，可采用比較方便的試湊法，解得：倒檔齒數(shù)的確定初選 （21-23）之間，小于取為14，為33不發(fā)生運動接觸所以合適。中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：取整45mm。二軸與倒檔軸之間的距離確定：mm變速器齒輪的變位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(shù)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(shù)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(shù)的選擇原則：（1）對于高檔齒