大眾速騰五檔手動變速器設計說明

1、. . . . 第1章 緒 論1.1 本次設計的目的意義隨著經(jīng)濟和科學技術的不斷發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(jīng)遍布全國。而隨著我國人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。在我國，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國的汽車工業(yè)面臨的是機遇和挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以與汽車行業(yè)持續(xù)快速發(fā)展，如何設計出經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題。在面臨著前所未有機遇同時不得不承認在許多技術上，我國與發(fā)達國家還存在著一定的差距。發(fā)動機的輸出轉速非常高，最大功率與最大扭矩在一定的轉速區(qū)出現(xiàn)。為了發(fā)揮發(fā)動機的最

2、佳性能，就必須有一套變速裝置，來協(xié)調(diào)發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛速度。在經(jīng)濟方面考慮合適的變速器也非常重。本次設計對轎車變速器的結構進行了介紹，闡述了轎車主要參數(shù)的確定，在機構方面選擇了機械式變速器確定變速設計的主要參數(shù)，在變速器的壽命方面以與與變速器相關的操縱機構也進行了介紹。1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀汽車問世百余年來，特別是從汽車的大批量生產(chǎn)與汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已經(jīng)成為世界經(jīng)濟的發(fā)展、為人類進入現(xiàn)代生活，產(chǎn)生了無法估量的巨大影響，為人類社會的進步做出了不可磨滅的巨大貢獻，掀起了一場劃時代的革命。自從汽車采用燃機作為動力裝置開始變速器就成為了汽車重要的組成部分，現(xiàn)代汽車廣泛采用的往復活

3、塞式燃機具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點，但其轉矩和轉速變化圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的圍變化，故其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾，這對矛盾靠現(xiàn)代汽車的燃機本身是無法解決的。因此在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器，以達到減速增矩的目的。變速器對整車的動力性與經(jīng)濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。汽車行駛的速度是不斷變化的，即要求汽車變速器的變速必要盡量多，盡管傳統(tǒng)的齒輪變速器并不理想但以其結構簡單、效率高、功率大三大顯著特點依然占領者汽車變速器的主流地位。雖然傳統(tǒng)機械師的手動變速器具有換擋沖擊大，體積

4、大，操縱麻煩等諸多缺點，但仍以其傳動效率高、生產(chǎn)制造工藝成熟以與成本低等特點，廣泛應用于現(xiàn)代汽車上。早在1889年，法國標致研制成功世界上第一臺手動機械式4擋齒輪傳動汽車變速器。在現(xiàn)在汽車中，變速器的結構對汽車的動力性、經(jīng)濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器與發(fā)動機的參數(shù)作優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經(jīng)濟性；采用自鎖與互鎖裝置，倒檔安全裝置可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自動脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊與噪聲；采用高齒、修形與參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設計、工藝水平的關鍵。隨著汽車技術的發(fā)

5、展，增力式同步器，雙中間軸變速器，后置常嚙合傳動齒輪變速器，各種自動、半自動以與電子控制的自動換擋機構等新結構也相繼問世。到目前為止變速器主要經(jīng)歷了以下發(fā)展階段：1)手動變速器手動變速器（MT:Manual Transmission）主要采用了齒輪傳動的降速原理。變速器多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛的換擋工作，也就是通過操縱機構式變速器不同的齒輪副工作。如在低速時，讓讓傳動比大的齒輪副工作，而在高速時讓傳動比小的齒輪副工作。由于每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的速度比是個定值。手動變速器是最常見的變速器，它的基本構造用一句話概括，就是兩軸一中軸，即指輸入軸、輸出軸和中間軸，它們構成了變

6、速器的主體，當然還有一根倒檔軸。手動變速器又稱為手動齒輪變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達到變速變矩的目的。手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單、故障相對較低、物美價廉。手動變速器也有自身的缺點：在當今的大城市中，“堵車”現(xiàn)象愈演愈烈，駕駛員需要頻繁地踩離合器換擋，體力消耗大，發(fā)動機很難工作在最佳的狀態(tài)，動力性沒有完全發(fā)揮，經(jīng)濟性差，排氣中有害物質(zhì)含量高，污染嚴重。2)自動變速器自動變速器（AT:Automatic Transmission）是根據(jù)車速和負荷來進行雙參數(shù)控制，檔位根據(jù)上面的兩個參數(shù)來自動升降。AT與MT的共同點，就是二者都是有級式變速器，

7、只不過AT能根據(jù)車速的快慢來自動實現(xiàn)換擋，可以消除手動變速器“頓挫”的換擋感覺。AT的結構與手動變速器相比，液力自動變速器在結構和使用上有很大不同。手動變速器主要由齒輪和軸組成，通過不同的齒輪組合產(chǎn)生變速變矩；而自動變速器是液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩。自動變速器采用液力便舉起來代替離合器，因此減少了離合器換擋帶來的沖擊，檔位少變化大，連接平穩(wěn)，因此容易操作，提高駕駛方便性，減少駕駛員的勞動強度，也提高了駕駛員的舒適性。自動變速器也存在不足之處：一是對速度變化反應慢，沒有手動離合器靈敏，因此許多駕駛員選用手動變速器車；二是費油不經(jīng)濟，液力變

8、矩器的傳動效率不高，變矩圍有限，近幾年引入電子控制技術對此做了改進；三是機構復雜，維修困難。在液力變矩器告訴循環(huán)流動的液壓油會產(chǎn)生高溫所以要用指定的耐高溫液壓油。機械式自動變速器是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎上改造而成主要改變了手動換擋操縱部分。即在手動變速器結構不變的情況下改用電子控制來實現(xiàn)自動換擋。機械式自動變速器控制單元（簡稱ECU）的輸入信號有駕駛員的意圖（加速踏板的位置和黨委的選擇）和汽車的工作狀態(tài)（包括發(fā)動機轉速、節(jié)氣門開度、車速等） 3)無級變速器無級變速器（CVT：Continuously Variable Transmission），又稱為連續(xù)變速式無級變速器。這種

9、變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別是它省去了復雜而笨重的齒輪組合變速傳動。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組、從動輪組、金屬帶和液壓泵等基本部件主動和被動工作輪由固定和可動兩部分組成，形成V型槽，與金屬片構成的金屬帶嚙合。當主動輪和被動輪和被動輪可動部分作軸向移動時，相應改變主動輪與從動輪上傳動帶的接觸半徑，從而改變傳動比?？蓜虞喌妮S向移動通過液壓控制系統(tǒng)進行連續(xù)的調(diào)節(jié)可實現(xiàn)無級變速。4)無限變速式機械無級變速器無限變速式機械無級變速器（IVT:Infinitely Variable Transmission）由英國Torotrak公司研發(fā)出來，只是業(yè)界一直將他視為CVT，直至2003年3

10、月在美國底特律舉行的SAE（美國汽車工程師學會）年會上才將他單獨分類。IVT采用的是一種摩擦板式變速原理。早在1905年就出現(xiàn)過這種無級變速器，它由圓盤和滾輪構成，結構簡單，但由于摩擦本身帶來的能量損耗大，發(fā)熱量高，傳遞轉矩小和材料不耐用等缺點，沒有進行批量生產(chǎn)。這種變速器原理便是今天的IVT的基礎。IVT與其它自動變速器之一是不使用變矩器，Torotrak 公司開發(fā)的IVT使用了2套離合器，驅動力由一套稱為Variato的裝置傳遞，通過鎖止離合器和行星齒輪機構將動力傳遞至傳動軸。IVT的核心部分由輸入傳動盤、輸出傳動盤分別位于兩端，輸出傳動盤只有1個位于中間位置，Variato傳動盤則夾于輸

11、入傳動盤和輸出傳動盤中間，他們之間的接觸點以潤滑油作介質(zhì)，金金屬間不接觸，通過改變Variato裝置的角度變化而實現(xiàn)傳動比的連續(xù)而無限的變化。回顧變速器的技術的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的主要組成部分，其技術的發(fā)展是衡量汽車技術水平的一項主要依據(jù)。21世紀能源與環(huán)境、先進的制造技術、新型材料技術、信息與控制技術發(fā)展的重要領域，這些領域的科技進步推動了變速器的發(fā)展。并且向著節(jié)能與環(huán)境保護；應用新型材料；高性能、成本低、微型化；智能化、集成化發(fā)展。1.3 變速器設計面臨的主要問題在汽車工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價格的日益上漲和運用在汽車各種配件上的技術日趨成熟，變速器發(fā)展面臨

12、的主要問題如下：1. 如何設計出節(jié)能環(huán)保、經(jīng)濟型的變速器，將是變速器乃至汽車發(fā)展所要面臨的一個巨大問題。2. 自動變速器之所以發(fā)展如此迅速是因為它操縱起來簡單方便，但同時也減少了駕車樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設計時要考慮的一個重要問題。3. 如何設計出結構簡單、傳動效率更高、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以與駕車舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設計所要攻克的技術難關。第2章 變速器的總體方案設計2.1 變速器的功用與設計要求變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱變速箱。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉變從發(fā)動機曲軸

13、傳出的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以與克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動輪牽引力以與車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在啟動發(fā)動機以與汽車滑行或停車時使發(fā)動機傳動系保持分離；必要時還應有動力輸出功能。為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出如下設計要求：1. 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型。2. 設置空擋。用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。3. 設置倒檔，使汽車能倒退行駛。4. 設置動力傳輸裝置，需要時進行功率輸出。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、亂擋以與換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7. 變速器應有高的工作效率。8.

14、 變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器擋數(shù)、傳動比圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器傳動比圍越大。2.2變速器傳動機構的形式選擇與結構分析變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式。有級變速器根據(jù)前進擋的不同可以分為三、四、五檔和多檔變速器；按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線和綜合式。其中固定軸式應用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，而后者多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。2.2.1三軸式變速

15、器與兩軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案。 三軸式變速器如圖2.1所示，其第一周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、軸承與中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損與噪聲也小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其它前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉矩。因此在齒輪中心距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。1. 第一軸；2.第二軸；3.中間軸圖2.1轎車三軸

16、式四檔變速器1.第一軸；2.第二軸；3.同步器圖2.2轎車兩軸式變速器兩軸式變速器如圖2.2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置，因為這種布置使汽車的動力傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性良好且可使汽車質(zhì)量降低6%-10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳東西的結構簡單。如圖所示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，主減速器可使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外，其他檔均采用常嚙合齒輪傳動；個檔的同步器多裝在輸出軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難

17、；而高檔的同步器也可裝在輸入軸后端如圖所示。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，這是他的缺點。另外低檔傳動比的上限也受到較大的限制，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。本設計的變速器采用兩軸式變速器。2.2.2倒檔的布置方案常見的倒檔結構方案有以下幾種：圖2.3倒檔布置方案圖2.1a為常見的倒檔布置方案。在前進擋的傳動路線中加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛應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)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間

18、軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合使換擋困難。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檔傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2.1d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而經(jīng)常載貨車變速器中使用。圖2.1e所示方案將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，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2-61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本設計采用圖2f所示的傳動方案。2.3 變速器主要零件的結構方案分析變速器的設計方案必需滿足使用性

19、能、制造條件、維護方便與三化要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構形式、軸承型式等因素。2.3.1齒輪型式齒輪型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(shù)目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪使用壽命長，工作時噪聲低；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采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使斜齒圓柱齒輪數(shù)增加，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。2.3.2 換擋結構形式現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換擋。采用同步器換擋可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

20、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，該種形式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛用于各式變速器中。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。但它可以從結構上保證結合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。2.3.3 軸承型式 變速器軸承采用圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓柱滾子軸承、滑動軸套等。在本設計中采用圓錐滾子軸承和滾針軸承。2.4傳動方案的最終確定通過對變速器型式、傳動方案與主要零件結構方案的分析與選擇，并根據(jù)設計任務與要求，

21、最終確定的傳動方案如圖2.4 圖2.4變速器傳動簡圖2.5本章小結本章主要對變速器的功用進行了介紹，對變速器傳動機構的型式與結構進行了分析對兩軸式、三軸式變速器進行了介紹并結合已有的變速器傳動方案在本次設計的基礎上對變速器的傳動方案進行最終的確定，并對變速器上主要零件的結構方案進行了分析與介紹。第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與計算3.1設計初始數(shù)據(jù) 最高車速：=185Km/h 發(fā)動機功率：=74KW 轉矩：=145 總質(zhì)量：=1353Kg 車輪： 205/55R16 r=315.953.2變速器各擋傳動比的確定初選傳動比：= (3.1)式中： 最高車速 發(fā)動機最大功率轉速 車輪半徑 變速器最小傳

22、動比 乘用車取0.85 主減速器傳動比=9550× (3.2) 所以，=9550×=4874r/min=0.377×=0.377×=3.9 (3.3) 最大傳動比的選擇：滿足最大爬坡度。 （3.4） 式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=13530N；發(fā)動機最大轉矩，=145N.m；主減速器傳動比，=3.9傳動系效率，=90%；車輪半徑，=0.316m；滾動阻力系數(shù)；爬坡度，取=16.7°帶入數(shù)值計算得 滿足附著條件：· （3.5）為附著系數(shù)，取值圍為0.5-0.6，取為0.6為汽車滿載靜止于水平面，驅動橋給地面的載荷，

23、這里取70%mg ；計算得5.418 ； 由得2.525.418 ； 取=3.4 ；校核最大傳動比 ；在3.04.5圍，故符合。其他各擋傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系： （3.6）式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：，=1.44所以其他各擋傳動比為：=3.45， =2.36，=1.64，=1.14 ，=0.83.3中心距A的確定初選中心距：發(fā)動機前置前驅的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動機排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選。A=K中心距系數(shù)；=8.99.3.， 變速器傳動比 ，變速器傳動效率 取=96%，發(fā)動機的最大輸出轉矩，單位為（Nm

24、）；72.83 所以A初選： 72mm3.4齒輪參數(shù)3.4.1 模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)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(shù)一樣。其取值圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋如圖表3.1與表3.2。表3.1汽車變速器齒輪法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.01414.0模數(shù)/mm2.252.752.753.0

25、03.504.504.506.00表3.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50發(fā)動機排量為1.6L，根據(jù)表2.2.1與2.2.2，齒輪的模數(shù)定為2.25-2.75mm。3.4.2 壓力角理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪

26、普遍采用的壓力角為20°。3.4.3 螺旋角實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪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。乘用車兩軸式變速器螺旋角：20°25°3.4.4 齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5。3.4.5 齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后，包括我國在，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00. 3.5本章小結本章通過對初始數(shù)據(jù)的計算確定變速器的最大傳動比，然后根據(jù)最大傳動比，確定擋數(shù)與各擋傳動比的大小，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模

27、數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計算做準備。第4章 齒輪的設計計算與校核4.1齒輪的設計與計算4.1.1 一擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=23°一擋傳動比為 （4.1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （4.2） =48.2取整為48即=11 =37對中心距進行修正因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。=71.7mm （4.3）對一擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos （4.4）=21.43°嚙合角 ：

28、cos=(4.5)=22.03°變位系數(shù)之和 （4.6） 查變位系數(shù)線圖得：對修正 （4.7）計算一擋齒輪1、2參數(shù)：分度圓直徑 =2.75×11/cos23°=33mm=2.75×37/23°=111mm齒頂高 =3019mm=1.76mm式中： =0.11= 0.42-0.11 = 0.31齒根高 =2.145mm=3.575mm齒頂圓直徑 =36.38mm=114.52mm齒根圓直徑 =28.71mm=103.85mm 當量齒數(shù) =14.28=48.044.1.2 二擋齒輪齒數(shù)的分配二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=25°

29、=48.2取整為48=14 =34對二擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =71.7mm端面壓力角 tan=tan/cos=21.43°端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0.3查變位系數(shù)線圖得： 0.3=0.41=對修正二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =42mm=102mm齒頂高 =3.355mm=1.925mm式中： = 0.11=0.19齒根高 =2.31mm=3.74mm齒頂圓直徑 =48.71mm=105.85mm齒根圓直徑 =37.38mm=94.52mm 當量齒數(shù) =18.18=44.144.1.3 三擋齒輪齒數(shù)的分配三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)為2.75=1.66=48得

30、=18，=30對三擋齒輪進行角度變?yōu)椋豪碚撝行木?=71.18mm端面壓力角 tan=tan/cos=21.43°端面嚙合角 =變位系數(shù)之和 0.62查變位系數(shù)線圖得： =0.42= 0.2對修正三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑 =54mm=90mm齒頂高 =2.283mm=2.288mm式中： = 0.3=0.32齒根高 =2.283mm=3.938mm齒頂圓直徑 =56.245mm=84.686mm齒根圓直徑 =46.191mm=74.633mm 當量齒數(shù) =26.389=42.6604.1.4 四擋齒輪齒數(shù)的分配四擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)=2.75 =22.47

31、，取整為22=26對四擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =71.18mm端面壓力角 tan=tan/cos=21.43°端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0.58查變位系數(shù)線圖得： =0.48= 0.1對修正四擋齒輪7、8參數(shù)：分度圓直徑 =65.99mm=77.99mm齒頂高 =3.3mm=2.26mm式中： =0.3=0.28齒根高 =2.12mm=3.16mm齒頂圓直徑 =72.6mm=80.51mm齒根圓直徑 =61.76mm=70.8mm 當量齒數(shù) =28.56=33.754.1.5 五擋齒輪齒數(shù)的分配五擋齒輪為斜齒輪，初選=25°模數(shù)=2.75 = 取整為47=26=21

32、對五擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =71.3mm端面壓力角 tan=tan/cos=21.88°端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0.58查變位系數(shù)線圖得： = 0.25= 0.33對修正五擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑 =79.69mm=54.34mm齒頂高 =1.98mm=2.2mm式中： =-0.25=0.53齒根高 =2.75mm=2.53mm齒頂圓直徑 =83.65mm=68.74mm齒根圓直徑 =74.19mm=58.28mm 當量齒數(shù) =35.96=29.044.1.6 倒擋齒輪齒數(shù)的分配倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋一樣，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選后，可計算出輸入軸與

33、倒擋軸的中心距。初選=13，=23，則：=49.5mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應為 =2×722.75×(13+2)1=101.75mm =2=35第5章 軸的設計與計算與軸承的選擇與校核5.1軸的設計計算5.1.1 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結構不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度

34、，硬度應在HRC5863，表面光潔度不低于8。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸來說，設計上應盡量保證工藝簡單，階梯應盡可能少。5.1.2 初選軸的直徑傳動軸的強度設計只需按照扭轉強度進行計算，輸入軸軸頸=103×取整后d=25mm （5.1）圖5.1 軸的示意圖5.1.3 軸的剛度計算若軸在垂直面撓度為，在水平面撓度為和轉角為，可分別用式計算 （5.2） （5.3） （5.4） 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間

35、平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；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。 （5.5）軸在垂直面和水平面撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與強度軸的剛度圖5.2輸入軸受力分析圖一擋齒輪所受力NNNmm，mm mm 輸入軸 （5.6）=0.089mm （5.7）=0.114=0.0008rad0.002rad （5.8） 輸出

36、軸 =0.008=0.02=0.0006 rad0.002rad5.1.4 軸的強度計算一擋時撓度最大，最危險，因此校核。輸入軸的強度校核圖5.3 輸入軸的強度分析圖1)豎直平面面上得 =2384.09N豎直力矩=156157.6N.mm2)水平面上=2134.4由以上式可得=139803.185N.mm按第三強度理論得：N.mm輸出軸強度校核8152.433237.083554.931)豎直平面面上得 =2327.09N豎直力矩=152424.1N.mm2)水平面上彎矩由上式可得=256678.78N.mm按第三強度理論得：N.mm因此該軸符合強度要求5.2軸承的選擇與校核5.2.1輸入軸的

37、軸承選擇與校核 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號，30205（左右），由機械設計手冊查得代號為30205的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h 校核軸承壽命）、求水平面支反力、+=由以上兩式可得=3112.61N，=203.76N ）、部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6 (5.9) ）、軸向力和 由于 所以左側軸承被放松，右側軸承被壓緊）、求當量動載荷查機械設計課程設計得故右側軸承X=0.67 左側軸承X=0.4徑向當量動載荷(5.10) =1.2×（0.67×3316.37+1.6

38、×63.675）=2788.62N 校核軸承壽命 預期壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(5.11)=41788.78h=24000h合格5.2.2 輸出軸軸承校核 初選輸出軸的軸承型號，30206（左右），由機械設計手冊查得代號為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預期壽命：=10×300×8=24000h 校核軸承壽命）、求水平面支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=198.89N，=3038.19N ）、部附加力、，由機械設計手冊查得Y=1.6 ）、軸向力和 由于 所以右側軸承被放松，左側軸承被壓緊）、求當量動載荷

39、查機械設計課程設計得故右側軸承X=0.67 左側軸承X=0.4徑向當量動載荷 =2142.72N 校核軸承壽命 預期壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3；=40955.74h=24000h 故該軸承合格5.3本章小結本章首先簡要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長度，然后對軸進行剛度和強度的驗算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對軸承進行壽命計算。第六章 變速器同步器與操縱機構的選擇6.1 同步器的選擇6.1.1 同步器的工作原理本次設計采用鎖環(huán)式同步器，此類同步器的工作原理是:換擋時，沿軸向作

40、用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被結合齒輪上的錐面接觸位置。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換擋的第一段結束。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度一樣的瞬間，同步過程結束，完成換擋的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上

41、的接合齒在換擋離得作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成同步換檔。6.1.2.同步環(huán)主要參數(shù)的確定（1）同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂寬對 的影響很大， 隨齒頂?shù)哪p而降低，換檔費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。（2）錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大,但 過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tana f。一般取=6°8°。 =6°

42、時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設計中采用的錐角均為7°。（3）摩擦錐面平均半徑R設計得越大則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距與相關零件的尺寸和布置的限制，以與R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。 （4）錐面工作長度bb= （6.1）（5）同步環(huán)徑向厚度同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距與相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚

43、度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。鍛造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的剛配合的摩擦副，即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.30.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副圍，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.070.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的23倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。（6）鎖止角鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔得兩個部分之間角速度差達到零值能進行換檔。影響鎖止

44、角選取的因素，主要有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面的平均半徑R、鎖止面平均半徑和最面半錐角。已有結構的鎖止角在26-466.2變速器的操縱機構6.2.1變速器操縱機構的功用變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛兩個檔位。6.2.2 變速器應滿足以下要求：1.要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。1）互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖裝置的結構主要有以下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉動鎖止式、三向鎖銷式。2）自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車振動或有小的軸向作用力而致脫檔，保證嚙合齒輪以全齒長進行嚙合，并使駕駛員有換

45、擋的感覺。定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球推入叉軸中實現(xiàn)的。變速叉軸的凹臼間距是由掛檔齒輪移動的距離來決定的。3）在汽車行駛過程中，為了防止誤掛倒檔，以致造成安全事故和損壞傳動系，在操縱機構中都設有倒檔鎖或倒檔安全裝置。倒檔鎖能在駕駛員掛倒檔時給駕駛員明顯手感，以起到提醒作用，防止誤掛倒檔。2.要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度。3.應使駕駛員得到必要的手感。6.2.3換擋位置設計操縱機構首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要是從換檔方便考慮。為此應該注意以下三點：1）按換擋次序來排列；2）將常用檔放在中間其他檔放在兩邊；3）為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安裝在最靠邊的位置，有時

46、與1檔組成一排。6.4 本章小結本章通過對變速器中同步器和操縱機構的介紹以與對其提出的設計標準為主要容，在設計過程中明確選用依據(jù)，掌握設計準則，能夠在圖紙的設計中正確的畫出。結 論本次設計的變速器是以速騰參數(shù)為依據(jù)，乘用車兩軸變速器，通過選擇中心距的大小，齒輪的模數(shù)等，確定倒擋的布置形式，確定齒輪的壓力角，螺旋角，齒寬，齒形系數(shù)等，然后計算變速器的各擋傳動比，各齒輪的參數(shù)，通過變?yōu)橄禂?shù)圖查找計算變?yōu)橄禂?shù)，然后對各擋齒輪進行變位。然后簡要的介紹了齒輪材料的選擇原則，對齒輪進行校核。通過最小軸頸的計算，選擇軸承，確定軸各段的長度和軸頸大小。對軸和軸承進行校核計算。 對于本次設計的變速器來說，其特點

47、是：扭矩變化圍大可以滿足不同的工況要求，結構簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用結合套掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設計中采用了五檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達到其經(jīng)濟性和動力性的要求；變速器掛檔時用同步器，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。本著實用性和經(jīng)濟性的原則，在各部件的設計要求上都采用比較開放的標準，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設計的不理想之處。 參考文獻1吳宗澤.機械設計課程設計手冊M. ：高等教育，20062 臧杰，閻巖.汽車構造：下冊 M ： 機械工業(yè)，200

48、53馬秋生.機械設計基礎M.：機械工業(yè),20054英淳.汽車制造工藝學M.第4版 .：機械工業(yè),20055秀寧，施高義.機械設計課程設計M.：大學，20046王望予.汽車設計M.機械工業(yè)，20047毛平淮.互換性與技術測量基礎M. ：機械工業(yè),20068余志生.汽車理論M. ：機械工業(yè),20099愛琴.淺談汽車變速器的發(fā)展J.科技咨詢導報,2007.0510郝京順.汽車變速器的發(fā)展J. 汽車,2005.0411胡朝峰，過學迅.汪斌汽車變速器的發(fā)展與展望J.汽車研究與開發(fā),2005.0512石允國.汽車變速器的現(xiàn)狀與前景J.機械研究與應用，2007.0413王銘.汽車變速器全解析J.汽車維修，2010.0514周同磊.汽車變速器同步器J.現(xiàn)代零部件，200915唐琛.微型汽車手動變速器設計與優(yōu)化D.理工大學，201016國明.汽車機械式變速器現(xiàn)代設計方法應用研究D大學，200717Yasuo Shimizu ,Toshitake Kawai. Development of