轎車五檔手動變速器設計論文說明

1、. . . . 摘要本設計的任務是設計一臺用于轎車上的五檔手動變速器。合理的設計和布置變速器能使發(fā)動機功率得到最合理的利用，從而提高汽車動力性和經(jīng)濟性。設計部分敘述了變速器的功用與設計要求，對該變速器進行了方案論證，選用了三軸式變速器。說明了變速器主要參數(shù)的確定，齒輪幾何參數(shù)的計算、列表，齒輪的強度計算、強度校核，軸的設計與強度校核。該變速器具有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損與噪聲也最??；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。關鍵詞：變速器齒輪軸畢業(yè)設計（論文）原創(chuàng)性聲明和使用授權說明原創(chuàng)性聲明本人重承諾：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是我個人在指導教師的指導下

2、進行的研究工作與取得的成果。盡我所知，除文中特別加以標注和致的地方外，不包含其他人或組織已經(jīng)發(fā)表或公布過的研究成果，也不包含我為獲得與其它教育機構的學位或學歷而使用過的材料。對本研究提供過幫助和做出過貢獻的個人或集體，均已在文中作了明確的說明并表示了意。作 者 簽 名：日 期：指導教師簽名： 日期：使用授權說明本人完全了解大學關于收集、保存、使用畢業(yè)設計（論文）的規(guī)定，即：按照學校要求提交畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版本；學校有權保存畢業(yè)設計（論文）的印刷本和電子版，并提供目錄檢索與閱覽服務；學?？梢圆捎糜坝?、縮印、數(shù)字化或其它復制手段保存論文；在不以贏利為目的前提下，學校可以公布論文的部分

3、或全部容。作者簽名： 日 期：學位論文原創(chuàng)性聲明本人重聲明：所呈交的論文是本人在導師的指導下獨立進行研究所取得的研究成果。除了文中特別加以標注引用的容外，本論文不包含任何其他個人或集體已經(jīng)發(fā)表或撰寫的成果作品。對本文的研究做出重要貢獻的個人和集體，均已在文中以明確方式標明。本人完全意識到本聲明的法律后果由本人承擔。作者簽名： 日期： 年 月 日學位論文使用授權書本學位論文作者完全了解學校有關保留、使用學位論文的規(guī)定，同意學校保留并向國家有關部門或機構送交論文的復印件和電子版，允許論文被查閱和借閱。本人授權大學可以將本學位論文的全部或部分容編入有關數(shù)據(jù)庫進行檢索，可以采用影印、縮印或掃描等復制手

4、段保存和匯編本學位論文。涉密論文按學校規(guī)定處理。作者簽名：日期： 年 月 日導師簽名： 日期： 年 月 日指導教師評閱書指導教師評價：一、撰寫（設計）過程1、學生在論文（設計）過程中的治學態(tài)度、工作精神 優(yōu) 良 中 與格 不與格2、學生掌握專業(yè)知識、技能的扎實程度 優(yōu) 良 中 與格 不與格3、學生綜合運用所學知識和專業(yè)技能分析和解決問題的能力 優(yōu) 良 中 與格 不與格4、研究方法的科學性；技術線路的可行性；設計方案的合理性 優(yōu) 良 中 與格 不與格5、完成畢業(yè)論文（設計）期間的出勤情況 優(yōu) 良 中 與格 不與格二、論文（設計）質量1、論文（設計）的整體結構是否符合撰寫規(guī)？ 優(yōu) 良 中 與格 不

5、與格2、是否完成指定的論文（設計）任務（包括裝訂與附件）？ 優(yōu) 良 中 與格 不與格三、論文（設計）水平1、論文（設計）的理論意義或對解決實際問題的指導意義 優(yōu) 良 中 與格 不與格2、論文的觀念是否有新意？設計是否有創(chuàng)意？ 優(yōu) 良 中 與格 不與格3、論文（設計說明書）所體現(xiàn)的整體水平 優(yōu) 良 中 與格 不與格建議成績：優(yōu) 良 中 與格 不與格（在所選等級前的畫“”）指導教師： （簽名） 單位： （蓋章）年 月 日- 38 - / 42評閱教師評閱書評閱教師評價：一、論文（設計）質量1、論文（設計）的整體結構是否符合撰寫規(guī)？ 優(yōu) 良 中 與格 不與格2、是否完成指定的論文（設計）任務（包括裝

6、訂與附件）？ 優(yōu) 良 中 與格 不與格二、論文（設計）水平1、論文（設計）的理論意義或對解決實際問題的指導意義 優(yōu) 良 中 與格 不與格2、論文的觀念是否有新意？設計是否有創(chuàng)意？ 優(yōu) 良 中 與格 不與格3、論文（設計說明書）所體現(xiàn)的整體水平 優(yōu) 良 中 與格 不與格建議成績：優(yōu) 良 中 與格 不與格（在所選等級前的畫“”）評閱教師： （簽名） 單位： （蓋章）年 月 日教研室（或答辯小組）與教學系意見教研室（或答辯小組）評價：一、答辯過程1、畢業(yè)論文（設計）的基本要點和見解的敘述情況 優(yōu) 良 中 與格 不與格2、對答辯問題的反應、理解、表達情況 優(yōu) 良 中 與格 不與格3、學生答辯過程中的精

7、神狀態(tài) 優(yōu) 良 中 與格 不與格二、論文（設計）質量1、論文（設計）的整體結構是否符合撰寫規(guī)？ 優(yōu) 良 中 與格 不與格2、是否完成指定的論文（設計）任務（包括裝訂與附件）？ 優(yōu) 良 中 與格 不與格三、論文（設計）水平1、論文（設計）的理論意義或對解決實際問題的指導意義 優(yōu) 良 中 與格 不與格2、論文的觀念是否有新意？設計是否有創(chuàng)意？ 優(yōu) 良 中 與格 不與格3、論文（設計說明書）所體現(xiàn)的整體水平 優(yōu) 良 中 與格 不與格評定成績：優(yōu) 良 中 與格 不與格（在所選等級前的畫“”）教研室主任（或答辯小組組長）： （簽名）年 月 日教學系意見：系主任： （簽名）年 月 日目 錄第一章緒論41.

8、1本次設計的目的與意義41.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀41.3變速器設計面臨的主要問題5第二章變速器的總體方案設計62.1畢業(yè)設計任務與要求62.2變速器的功用與設計要求62.3變速器傳動機構的型式選擇與結構分析72.3.1三軸式變速器與兩軸式變速器72.3.2變速器主傳動方案的比較92.3.3倒檔的布置方案102.4變速器主要零件的結構方案分析112.4.1齒輪型式112.4.2換檔結構型式112.4.3軸承型式122.5傳動方案的最終設計12第三章變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計- 12 -3.1變速器主要參數(shù)的選擇- 13 -3.1.1檔位數(shù)和傳動比- 13 -3.1.2中心距- 14 -3.1.

9、3齒輪模數(shù)- 14 -3.1.4齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b- 15 -3.1.5齒輪的變位系數(shù)- 15 -3.2各檔傳動比與其齒輪齒數(shù)的確定- 16 -3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù)- 16 -3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)- 16 -3.2.3確定其他檔位的齒數(shù)- 17 -3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù)- 17 -3.3齒輪主要參數(shù)表錯誤！未定義書簽。第四章變速器齒輪的強度計算與材料選擇204.1齒輪的損壞原因與形式204.2齒輪的強度計算與材料接觸應力204.2.1齒輪彎曲強度計算204.2.2齒輪材料接觸應力22第五章變速器軸的設計與校核- 23 -5.1變速器軸的結構和尺寸- 23 -

10、5.1.1軸的結構- 23 -5.1.2軸的尺寸- 23 -5.2軸的校核- 24 -5.2.1第一軸的強度與剛度校核- 24 -5.2.2第二軸的強度與剛度校核- 25 -第六章變速器同步器與操縱機構的設計- 27 -6.1同步器設計- 27 -6.1.1同步器的工作原理- 28 -6.1.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定306.2變速器的操縱機構32第七章結論- 32 -參考文獻- 33 -致- 34 -第一章 緒 論1.1本次設計的目的與意義隨著經(jīng)濟和科學技術的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)1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。而隨著我國加入WTO，人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等

11、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)快速的發(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。在面臨著前所未有的機遇同時，不得不承認在許多技術上，我國與發(fā)達國家還一定的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。經(jīng)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，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

12、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良好的基礎。1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀在汽車變速箱2100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器3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。它們各有優(yōu)缺點：MT的節(jié)能效果最好、經(jīng)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，但在換擋時會有短暫的中斷，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

13、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(jīng)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。 在我國，據(jù)調(diào)查2007年手動變速器的市場比重為74%，占據(jù)較大的市場份額。從2002到2007年間自動檔變速器市場占有率從9%增長到26%，Global Insight公司預計到2012年自動檔變速器將占據(jù)33%的份額，而乘用車市場自動檔所占的比例可能達到44%。從2002-2006年間，女性用戶從20.3%增長到30.9%，而自動檔變速器使用方便特點深受女性用戶群的喜愛。另外在消費者調(diào)查中最受關注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的

14、變速器。在中國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟性以與駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。針對中國變速器市場發(fā)展趨勢，Global Insight的亞洲區(qū)技術分析師段誠武博士闡述了幾點自己的見解： 一、在短期，手動檔變速器仍然占據(jù)主要份額，而自動檔變速器將有更大的增長空間。二、鑒于中國市場情況的復雜性，長期來看變速器不是單一式的發(fā)展趨勢，沒有哪一種形式變速器會成為最后的贏家。三、在中國市場，從技術支持、目前的市場份額以與設備提供這幾個方面來看AMT與LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合動力以與DCT和柴油都具有相似性。四、從長遠來看，中國本土的企業(yè)應該更加關注DC

15、T這個產(chǎn)品，因為它將有非常好的前景。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)展面臨的主要問題如下：1如何設計出更加節(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的樂趣。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如何設計出結構更簡單、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。第二章 變速器的總體方

16、案設計2.1畢業(yè)設計任務與要求本次畢業(yè)設計的任務是設計一臺用于轎車上的五檔變速器，其主要指標參考捷達手動變速器。因此本設計所選用的變速器型式為FR式手動五檔變速器，是基于新捷達CIF舒適型MT而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)詳見第三章。要求完成變速器的選型、設計計算并繪制相關圖紙。2.2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車輪牽引力與車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在起動發(fā)

17、動機以與汽車滑行或停車時使發(fā)動機與傳動系保持分離；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4。1. 應保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)與汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)與傳動比，來滿足這一要求。2. 設置空檔，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；設置倒檔，使汽車可以倒退行駛。3. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)

18、。4. 重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以與選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。5. 傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質量，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?. 噪聲小。采用斜齒輪傳動與選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。7. 貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設計要求，遵守有關標準和法規(guī)。8. 需要時應設計動力輸出裝置。2.3變速器傳動機構的型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、無級和綜合式的。有級變速器

19、4按根據(jù)前進檔檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。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。2.3.1三軸式變速器與兩軸式變速器現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。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

20、損與噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)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(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：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。圖2-1 轎車三軸式四檔變速器1.第一軸；2.第二軸；3.中間軸兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、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、操縱性好且可使汽車質量降低6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的

21、第二軸（即輸出軸）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（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；個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，如圖示。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，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（ig=4.04.5）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。圖2-2 兩軸式變速器1.第一軸

22、；2.第二軸；3.同步器由于本設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用三軸式變速器。2.3.2變速器主傳動方案的比較圖2-3是三軸式五檔變速器傳動方案。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檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承與中間軸均不承載，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90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸，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

23、大的條件下，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，三軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)一樣的條件下，各種三軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和倒檔傳動方案上有差別。圖2-3a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-3b、c、d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-3d所示方案

24、中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體，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，還可以在不需要超速檔的條件下，形成一個只有四個前進檔的變速器.以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。變速器用圖2-3c所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2-3c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的

25、同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。2.3.3倒檔的布置方案常見的倒檔結構方案有以下幾種：圖2-4a為常見的倒擋布置方案。在前進檔的傳動路線中，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。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。圖2-4b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2-4c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2-4d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2-4e所示方案是將中間軸上

26、的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-4f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2-4g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。綜合考慮，本次設計采用圖2-4f所示方案的倒檔換檔方式。2.4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能、制造條件、維護方便與三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式等因素。2.4.1齒輪型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(shù)目，從而可采用

27、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(shù)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擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。2.4.2換檔結構型式現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。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(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。其缺點是結構復雜，

28、制造精度要求高，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。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套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。其結構與工作原理將在第六章重點講解。2.4.3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、滑動軸套等。在本設計中，第一軸常嚙合齒輪與第二軸上齒輪由于腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。2.5傳動方案的最終設計通過對變速

29、器型式、傳動機構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，最終確定的傳動方案如圖2-5所示。其傳動路線：1檔：一軸12中間軸1099、11間同步器二軸輸出2檔：一軸12中間軸875、7間同步器二軸輸出3檔：一軸12中間軸655、7間同步器二軸輸出4檔：為直接檔，即一軸11、3間同步器二軸輸出5檔：一軸12中間軸431、3間同步器二軸輸出倒檔：一軸12中間軸1213119、11間同步器二軸輸出圖2-5 五檔變速器結構簡圖第三章 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設計本設計是根據(jù)新捷達CIF舒適型MT而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型：主減速比：4.782最高時速：150km

30、/h輪胎型號：205/65R15發(fā)動機型號：SQR481FC最大扭矩：170Nm/4500rpm最大功率：95kw/5750rpm最高轉速：6000r/min 圖3-1新捷達CIF舒適型MT3.1變速器主要參數(shù)的選擇3.1.1檔位數(shù)和傳動比近年來，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。本設計也采用5個檔位。選擇最低檔傳動比5時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以與主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力與爬坡阻力。故有6則由最大爬坡度要求的

31、變速器檔傳動比 （3-1）式中 m汽車總質量；g重力加速度；max 道路最大阻力系數(shù)；rr驅動輪的滾動半徑；Temax發(fā)動機最大轉矩；i0主減速比；汽車傳動系的傳動效率。根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件求得的變速器I檔傳動比為：（3-2）式中 G2汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷；路面的附著系數(shù)，計算時取=0.50.6。由已知條件：滿載質量 1800kg；rr=337.25mm；Te max=170Nm；i0=4.782；=0.95。根據(jù)公式（3-2）可得：igI =3.85。超速檔的的傳動比一般為0.70.8，本設計取五檔傳動比ig=0.75。中間檔的傳動比理論上按公比為： （3-3）

32、的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：=1.51。故有：、（修正為1）。3.1.2中心距中心距對變速器的尺寸與質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式進行初選。（3-4）式中K A 中心距系數(shù)，對轎車取KA =8.99.3；TI max變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI =628.3Nm故可得出初始中心距A=77.08mm。3.1.3齒輪模數(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

33、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，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)；4）從強度方面考慮，各擋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。建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn （3-5）其中=170Nm，可得出mn=2.5。一檔直齒輪的模數(shù)mmm （3-6）通過計算m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和結合套模數(shù)取2.5或2。3.1.4齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、與螺旋

34、角7按表3-1選取。表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角齒形壓力角螺旋角轎車高齒并修形的齒形14.5、15、16、16.52545一般貨車GB/T1356-2001規(guī)定的標準齒形202030重型車GB/T1356-2001規(guī)定的標準齒形 低檔、倒檔齒輪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，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角取20,嚙合套或同步器取30。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，

35、而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。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，在保證齒輪的強度條件8下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒 b=(4.58.0)m，mm斜齒 b=(6.08.5)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。3.1.5齒輪的變位系數(shù)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

36、合齒輪的變位系數(shù)的和為零。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想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能與傳動質量指標，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則：1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合與耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。3）總變位系數(shù)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(shù)要選

37、用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。3.2各檔傳動比與其齒輪齒數(shù)的確定3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù)已知一檔傳動比（3-7）為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （3-8）其中 A =77.08mm、m =3；故有。選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=51。當轎車三軸式的變速器時，則，此處取=16，則可得出=35。上面根據(jù)初選的A與m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時應從與齒輪變位系

38、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51，則根據(jù)式（3-8）反推出A=76.5mm。3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比（3-9）由已知數(shù)據(jù)可得：而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距（3-10）由此可得：（3-11）根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。聯(lián)立方程式可得：=19、=34。則根據(jù)式（3-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。 3.2.3確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動比 （3-12）而故有：，對于斜齒輪：（3-13）故有：聯(lián)立方程式得：。按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù)

39、一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取2123，此處取=23。由 （3-14）可計算出。因本設計倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距而倒檔軸與第二軸的中心距3.3齒輪主要參數(shù)表齒輪主要參數(shù)歸納如下表3-2。表3-2齒輪主要參數(shù)主要參數(shù)齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角變位系數(shù)分度圓直徑(mm)齒根圓直徑(mm)齒頂圓直徑(mm)1檔16300.84840.55435-0.810597.51112檔222.530-0.463.557.2568.5310.489.583.2594.

40、53檔272.53007871.75832607568.75805檔372.530-0.2107100.75112160.24639.7551常嚙342.530-0.29891.75103190.25548.7560倒 檔132.530-0.837.531.2542.5230.13266.560.2571.5270.878.572.2583.5齒輪上的花鍵形式和尺寸根據(jù)軸的結構和尺寸確定，具體參數(shù)見下表3-3。表3-3花鍵主要參數(shù)序號名稱壓力角大圓直徑模數(shù)齒數(shù)1一軸常嚙齒輪30462222二軸五檔齒輪30452.5173二軸三檔齒輪30522254二軸二檔齒輪30562275二軸一檔齒輪305

41、62276二軸倒檔齒輪3056227第四章 變速器齒輪的強度計算與材料選擇4.1齒輪的損壞原因齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。4.2齒輪的強度計算與材料接觸應力與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度9公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。

42、4.2.1齒輪彎曲強度計算（1） 直齒輪彎曲應力 （4-1）式中彎曲應力（MPa）；一檔齒輪10的圓周力（N）， ；其中為計算載荷（Nmm），d為節(jié)圓直徑。應力集中系數(shù)，可近似取1.65；摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；b齒寬（mm），取20t端面齒距（mm）；y齒形系數(shù)，如圖4-1所示。圖4-1 齒形系數(shù)圖當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （4-2）可求得 =659668Nm故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力10在400850MPa之間。（1） 斜齒輪彎曲應力 （4-3）式中 為重合度影

43、響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋一樣，選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù)在圖（4-1）中查得。二檔齒輪圓周力： （4-4）根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=6798.8N齒輪8的當量齒數(shù)=47.7，可查表（4-1）得：。故可求得： 同理可得： 。依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：三檔：；四檔：；五檔：；當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180350MPa圍。因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計算結果均符合彎曲強度要求。4.2.2齒輪材料接觸應力齒輪接觸應力11 （4-5）式中齒輪的接觸應力（MPa）；F齒面上的法向力（

44、N），；圓周力在（N）；節(jié)點處的壓力角（）；齒輪螺旋角（）；E齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??；B 齒輪接觸的實際寬度，20mm；主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；直齒輪： （4-6） （4-7）斜齒輪： （4-8） （4-9）其中，分別為主從動齒輪節(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力見下表：表4-1 變速器齒輪的許用接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下：一檔：=1998.61MPa；二檔：=1325

45、.17MPa；三檔：=1233.1MPa四檔：=1208.5MPa；五檔：=1015.78MPa；倒檔：=1904.32MPa對照上表4-1可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。第五章 變速器軸的設計與校核5.1變速器軸的結構和尺寸5.1.1軸的結構第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖5-1所示：圖5-1 變速器第一軸中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔

46、齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結構如下圖所示：一檔齒輪 倒檔齒輪圖5-2 變速器中間軸5.1.2軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝12要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗第一軸和中間軸： （5-1）第二軸： （5-2）式中發(fā)動機的最大扭矩，Nm為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調(diào)關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸：d/L=0.160.18；第二軸：d/L

47、=0.180.21。5.2軸的校核由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度13都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。5.2.1第一軸的強度與剛度校核因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （5-3）式中扭轉切應力，MPa；T軸所受的扭矩，Nmm；軸的抗扭截面系數(shù)，；P軸傳遞的功率，kw；d計算截面處軸的直徑，mm；許用扭轉切應力，MPa。其中P =95kw，n =5750r/min,d =24mm；代入上式得：由查表可知=55MPa，故，符合強度要求。軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為：（5-4）式中T軸所受的扭矩，Nmm；G 軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa；軸截面的極慣性矩，；將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。5.2.2第二軸的強度與剛度校核1）軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力與軸向力可按下式求出： （5-5）（5-6）