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毕业设计 键入文字 设计题目：汽车变速箱三维设计与仿真 【摘要】 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转 弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利 工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。 因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的 后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚 性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制 轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。 本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的 各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对一些标准件进行了选型。变 速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。 【关键词】挡数；传动比；齿数；轴 全全套套图图纸纸， ，加加153893706 【Abstract】 毕业设计 键入文字 Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of three-axis five block manual trans mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords: : block; Transmission ratio; Teeth; Axis 毕业设计 键入文字 目 录 引言.1 1 总体方案设计.3 1.1 汽车参数的选择.3 12 变速器设计应满足的基本要求3 2 变速器传动机构布置方案.4 2.1 传动机构布置方案分析.4 2.1.1 固定轴式变速器 4 2.1.2 倒挡布置方案 6 2.1.3 其他问题 7 3 零部件结构方案分析.9 3.1 齿轮形式.9 3.2 换挡机构形式 9 毕业设计 键入文字 3.3 变速器轴承 .11 4 变速器设计和计算 12 4.1 挡数 .12 4.2 传动比范围 .12 4.3 中心距 A12 4.4 外形尺寸 .13 4.5 轴的直径 .13 4.6 齿轮参数 .13 4.6.1 模数的选取 1313 4.6.2 压力角14 4.6.3 螺旋角14 4.6.4 齿宽 b16 4.6.5 变位系数的选择原则 16 4.7 各挡齿轮齿数的分配 .17 4.7.1 确定一挡齿轮的齿数 17 4.7.2 对中心距进行修正 18 4.7.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数 18 4.7.4 确定其他各挡的齿数 19 4.7.5 确定倒挡齿轮齿数 20 5 变速器的校核 21 5.1 齿轮的损坏形式 .21 5.2 齿轮强度计算 .21 毕业设计 键入文字 5.2.1 齿轮弯曲强度计算 21 5.2.2 轮齿接触应力计算 22 6 同步器的选型 24 6.1 锁销式同步器 .24 6.1.1 锁销式同步器结构 24 6.1.2 锁销式同步器工作原理 25 6.2 锁环式同步器 .26 6.2.1 锁环式同步器结构 26 6.2.2 锁环式同步器工作原理 26 6.2.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 27 7 变速器操纵机构 30 7.1 直接操纵手动换挡变速器 .30 7.2 远距离操纵手动换挡变速器 .31 8 三维建模 32 8.1 各档位齿轮的建模32 8.2 箱体和箱体上盖的建模见下图 9.11 和 9.12 37 8.3 汽车变速箱整体模型和爆炸图见下图 9.13 和 9.14 38 9 变速箱的仿真 40 9.1 方针的的第一步，完成三维变速箱的装配 .40 9.1.1 新建装配环境40 9.1.2 装配倒档轴组件40 9.1.3 装配中间轴组件41 毕业设计 键入文字 9.1.4 装配一二轴组件41 9.1.5 完成变速箱的全部装配42 9.2 进行仿真42 9.2.1 定义齿轮副43 9.2.2 定义伺服电动机43 9.2.3 机构分析43 9.3 保存仿真动画43 10 结论 .44 致谢 45 参考文献 46 附录 47 引言 现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有相当多的优点，如体积 小，质量轻，工作可靠，使用方便等。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大 的矛盾。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且 一般发动机如果直接与车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将达到现代汽车 极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速与汽车牵引力、车速要求之间的矛盾，单靠现 代汽车内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力 使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分 之一。 另外，现代汽车的使用条件极为复杂，在不同场合下有不同的要求。往往要受到如载 运量、道路坡度、路面好坏及交通是否通畅等条件的影响。这就要求汽车的牵引力和车速 能在较大范围内变化，以适应使用的要求。在条件良好的平直路面上要能以高速行驶，而 在路面不平和有较大坡度时能提供较大的扭矩。变速箱的多挡位选择就能满足这些需求。 此外，发动机在不同工况下，燃油的消耗量也是不一样的。驾驶员可以根据具体情况，选 择变速箱的某一挡位，来减少燃油的消耗。在某些情况下，汽车还需要能倒向行驶。发动 机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。 变速箱是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速箱有三、四、 五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴 式、中间轴式和多中间轴式变速箱。 现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。无级变 速机构由两组锥形轮组成，包括一对主动锥形轮（锥形轮组 1）和一对被动锥形轮（锥形 轮组 2） 同时有一根链条运行在两对锥形轮 V 形沟槽中间，链条的运动如同动力传递单 元。锥形轮组 1 由发动机的辅助减速机构驱动，发动机的动力通过链条传递给锥形轮组 2 直至终端驱动。在每组锥形轮中有一个锥形轮可以在轴向移动，调整链条在锥形轮的工 作直径并传递速比。两组锥形轮必须保持相同的调整，以保证链条始终处与涨紧状态， 使传递扭矩时锥形轮接触充分的压力。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗 的行驶里程提高 30%。通过选择最佳传动比，获得最有利的功率输出，它的传动比比传统 的变速器轻，结构更简单而紧凑。世界各大汽车制造商正竞相开发无级变速器。专家预 计 2003 至 2005 年间无级变速器将成为世界各大汽车制造商的技术开发重点。目前一些 著名汽车制造商（如福特、通用、本田、克莱斯勒等）正致力于无级变速器的开发工作。 现在全球 CVT 的产量约为 50 万台，而普通型自动变速器的产量约为 2,500 万台，双向通 讯和线控技术的应用，无级变速器有无比的优势，预计不久将来中国各大汽车制造商也 将生产自己的 CVT 无级变速器，并广泛应用于国产轿车。 在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的 齿轮和轴做了详细的设计计算，对同步器和一些标准件做了选型设计。 1 总体方案设计 1.11.1 汽车参数的选择汽车参数的选择 根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表 表1.1 设计基本参数 Tablet 1-1 able basic design parameters 1 12 2 变速器设计应满足的基本要求变速器设计应满足的基本要求 对变速器如下基本要求. 1）保证汽车有必要的动力性和经济性。 2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。 4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5）换挡迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发 生。 7）变速器应当有高的工作效率。 除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。 满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比 有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。 项目参数值 发动机： 5.5L V12 挡数: 5 最大功率(kW/n)： 380/5000 最大扭矩(Nm/n)： 830/1900_3500 2 变速器传动机构布置方案 机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不 同形式的汽车上得到 广泛应用。 2.12.1 传动机构布置方案分析传动机构布置方案分析 2.1.12.1.1 固定轴式变速器固定轴式变速器 固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置 后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小， 布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直接挡，所 以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制， 两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。所以我选择的是中间轴式的变速器。 图 2.1，分别示出了几种中间轴式五挡变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器 第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡， 变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出， 此时变速器的传动效率高，可达 90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接 挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变 速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变 速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比； 挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿 轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换 挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下 装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降 低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数， 换挡方式和到档传动方案上有差别。 图 2.1a 所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。 图 2.1b，c，d 所示方案的各前进挡，均用常啮合齿轮传动；图 2.1d 所示方案中的倒挡和 超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨 损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进 挡的变速器。 图2.1 中间轴式五挡变速器传动方案 Figure 2 .1 middle coaxial five block Transmission 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合 套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定 是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器 后端加长。伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体 上。如果在附加壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外 形尺寸。 综上所述选择第 2 种传动方案，前进挡，均用常啮合齿轮传动，根据需要将其改进， 见下图 2.2（最终传动方案）：此方案的特点为中间轴倒档齿轮不与二轴齿轮 11 啮合， 而与倒档齿轮 12 啮合，2 轴上的齿轮全部通过滚针轴承空套在 2 轴上的，中间轴上的齿 轮全部通过普通平键连接在中间轴（3 轴）上的，倒档轴上的齿轮也是通过滚针轴承空套 在倒档轴上的。 图 2.2 最终传动方案 2.1.22.1.2 倒挡布置方案倒挡布置方案 与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方 案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上 的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动 齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较 为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。 图2.3 倒挡布置方案 Figure 2.3 reverse gear layout program 图 2.3 为常见的倒挡布置方案。图 2.3b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上 的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困 难。图 2.3c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2.3d 所示方 案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 2.3c 所示方案。图 2.3e 所示方案是将中间轴 上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2.3f 所示方案适用于全部齿轮副均为常 啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传 动采用图 2-2g 所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖 中的操纵机构复杂一些。 综上所述选择第四种倒挡布置方案。 图 2.4 倒挡轴位置与受力分析 Figure 2.4 reverse gear axles and Analysis 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴 式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮 重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大 的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡 的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。 此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮 的磨损与噪声有所减少。 除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响， 见图 2.4 所示。 2.1.32.1.3 其他问题其他问题 经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠近 轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较 好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。 某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用传动比小于 1（为 0.70.8）的超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶 1KM 所需发动机曲轴的总 转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速 挡会使传动效率降低，噪声增大。 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态 的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造 精度等。 3 零部件结构方案分析 3.13.1 齿轮形式齿轮形式 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制 造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样 会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒 挡。 我的设计中一挡和倒挡用的是直齿轮，其他挡都是斜齿轮。 3.23.2 换挡机构形式换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各挡 齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击， 并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产 生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器） ，时齿轮 换挡时无冲击，才能克服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全 性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。 由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。 这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过 早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了 啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。 因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是 因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此采用啮合 套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从 而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它 有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。 使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别 宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽 可能一样。 自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前 在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种： 图 3.1 防止自动脱挡的机构措施 Figure 3 .1 prevent automatic block from the institutional measures 图 3.2 防止自动脱挡的机构措施 Figure 3 .2 prevent automatic block from the institutional measures II 图 3.3 防止自动脱挡的机构措施1）将两接合齿的啮合位置错开，见图 3.1。这样在啮合 时，使接合齿端部超过被接合齿约 13mm。使用中接触部分挤压和磨损，因而在接合齿 端部形成凸肩，用来阻止接合齿自动脱挡。 2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.30.6mm） ，这样，换挡后啮合套的后 端面被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱挡，见图 3.2。 3）将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 23） ，使接合齿面产 生阻止自动脱挡的轴向力，见图 3.3。这种方案比较有效，应用较多。 3.33.3 变速器轴承变速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。 至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困 难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置 圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里， 因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经 第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采 用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴 承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴 向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等 优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中 系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两 轴承孔之间的距离不小于 620mm，下限适用于轻型车和轿车。 滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地 方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高， 有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的 定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。 在本次设计中主要选用了圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承。 4 变速器设计和计算 4.14.1 挡数挡数 增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂， 并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。 在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之 间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在 1.8 以下, 该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻 挡位之间的传动比比值小。 近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用 45 个挡位， 级别高的轿车变速器多用 5 个挡，货车变速器采用 45 个挡位或多挡。装载质量在 23.5T 的货车采用 5 挡变速器，装载质量在 48T 的货车采用 6 挡变速器。多挡变速器多 用于重型货车和越野车。 选用的是 5 挡变速器。 4.24.2 传动比范围传动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围 的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 目前轿车的传动比范围在 34 之间，轻型货车在 56 之间，其他货车则更大。 轿车的传动比范围为 3.6：1 4.34.3 中心距中心距 A A 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。其大小不 仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小， 齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确 定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑， 要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。 A= （4-1） 3 1maxgeA iTK =154mm9 3 96 . 0 6 . 3830 式中，A 为中心距（mm） ；为中心距系数，轿车：=8.99.3； 为发动机最大 A K A K maxe T 转矩（） ； 为变速器一挡传动比；为变速器传动效率 0.96。mN 1 i g 4.44.4 外形尺寸外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步 确定。 轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.03.4）A。 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 K 应取给出系数的上限。 为检测方便，A 取整。 设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为 300mm。 4.54.5 轴的直径轴的直径 变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有 轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产 生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。 中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径 D=0.45A，轴的最大直径 D 和支撑间距 离 L 的比值，对中间轴，D/L=0.160.18；对第二轴，D/L=0.180.21。 第一轴花健部分直径 D（mm）可按下式初选 d=K (4-2) 3 T emax =4.2=40mm 3 830 式中 K 为经验系数，K=4.04.6，为发动机最大转矩（） maxe TmN 第二轴和中间轴中部直径 D=0.45154=69.3mm，将其圆整为 70mm。 4.64.6 齿轮参数齿轮参数 4.6.14.6.1 模数的选取模数的选取 遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数， 同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各 挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应 选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。 低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿 轮均选用相同的模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的 接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在 1.814.0t 的货车为 a m 2.03.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。 初选齿轮模数 =4.0mm m 齿轮法向模数 =5.0mm n m 4.6.24.6.2 压力角压力角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表 面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。 变速器齿轮压力角为 20 啮合套或同步器的接合齿压力角用 30。 4.6.34.6.3 螺旋角螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声 齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加， 因而工作平稳、噪声降低。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不 过当螺旋角大于 30 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高 低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以 15 25 为宜；而从提高高挡 齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时 工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上 的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时， 可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应 一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体 上。一挡和倒挡设计为直齿时，在这些挡位上工作，中间轴上的轴向力不能抵消 (但因为这些挡位使用得少，所以也是允许的)，而此时第二轴则没有轴向力作用。 根据图4-1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件 （4-3） 111 tan na FF （4-4） 222 tan na FF 由于T=，为使两轴向力平衡，必须满足 2211 rFrF nn （4-5） 2 1 2 1 tan tan r r 式中，Fa1，Fa2为作用在中间轴齿轮 1、2 上的轴向力，Fn1，Fn2为作用在中间轴齿轮 1、2 上的圆周力；r1，r2为齿轮 1、2 的节圆半径；T 为中间轴传递的转矩。 最后可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的 中心距不等现象得以消除。 图4-1 中间轴轴向力的平衡 Figure 4 -1 intermediate shaft axial force balance 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 轿车中间轴式变速器为 22 34 初选的螺旋角=28 4.6.44.6.4 齿宽齿宽b b 应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的 均匀程度均有影响。 考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿 宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时 会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。 直齿：b=m， 为齿宽系数，取为 4.58.0 取=5 C K C K C K 斜齿：b=，取 6.08.5 ，取=7 C K n m C K C K 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低， C K 以提高传动平稳性和齿轮寿命。 直齿 b=54=20mmmKC 斜齿 b=75=35mmmKC 4.6.54.6.5 变位系数的选择原则变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产 生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及 齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变 位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的 程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度 变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺 点。 有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的 需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对 齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些 的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故 采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮， 其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利 的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮 的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿轮，由于 小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于 轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 更据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一，二挡和倒挡以外的其他各挡齿 轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。 4.74.7 各挡齿轮齿数的分配各挡齿轮齿数的分配 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案 来分配各挡齿轮的齿数。 图4-2 五挡变速器传动方案 Figure 4 -2 5 block Transmission 4.7.14.7.1 确定一挡齿轮的齿数确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比 （4-6） 91 102 1 zz zz i 如果，齿数确定了，则与的传动比可求出，为了求，的齿数，先求其 9 z 10 z 2 z 1 z 9 z 10 z 齿数和 h z 直齿=2A/m （4-7） h z 斜齿=2A/ （4-8） h zcos n m 因为一挡用的是直齿轮，所以=2A/m=2154/4=77 h z 计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能 取小些，以便使/的传动比大些，在 已定的情况下，/的传动比可分配小些， 9 z 10 z 1 i 2 z 1 z 使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够 的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取 多。 中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴经尺寸的限制，即受刚度的限制。在选 定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。轿车中间轴式变速器一挡传动比=3.53.8 1 i 时，中间轴上一挡齿轮数可在 1517 间取，货车在 217 间取。 因为=3.6取中间轴上一挡齿轮=18 1 i 10 z 输出轴上一挡齿轮=-=77-18=59 9 z h z 10 z 4.7.24.7.2 对中心距进行修正对中心距进行修正 因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位系 h z h z 数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。 故修正后中心距 A 取 154mm 4.7.34.7.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数确定常啮合传动齿轮副的齿数 求出传动比 （4-9） 9 10 1 1 2 z z i z z 59 18 6 . 3 1 2 z z 而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即 A=/2 （4-10） )( 21 zzmncos 154=5（+）/2cos28,在这里齿轮 1、2 的螺旋角取 26.7 2 z 1 z 求得五挡齿轮齿数为 =20 =35 1 z 2 z 各挡传动比分别为 2.6 43 4 3 12 6 . 3ii =1.9 42 4 2 13 6 . 3ii 1.4 4 14 ii 4 6 . 3 1 5 i 4.7.44.7.4 确定其他各挡的齿数确定其他各挡的齿数 二挡齿轮是斜齿轮 2 1 2 8 7 z z i z z 59 18 6 . 2 cos2 )( 87 zzm A n 154 7 . 16cos2 )(5 87 zz 在这里齿轮 7、8 的螺旋角取 16.7 求得二挡齿轮齿数为 38 7 z21 8 z 三挡齿轮齿数 59 18 9 . 1 2 1 3 5 6 z z i z z 154 6 . 19cos2 )(5 cos2 )( 6565 zzzzm A n 在这里齿轮 5、6 的螺旋角取 19.6 求得 29 5 z29 6 z 四挡齿轮齿数 59 18 4 . 1 2 1 4 3 4 z z i z z 154 30cos2 )(5 cos2 )( 4343 zzzzm A n 求得 16 3 z37 4 z 4.7.54.7.5 确定倒挡齿轮齿数确定倒挡齿轮齿数 取中间轴上的倒挡齿轮和中间轴上一挡齿轮齿数相同，而倒档齿轮和一档齿轮使用 同一齿轮即=18 10 z 倒挡齿轮选用的模数往往与一档相同，倒挡齿轮的齿数，一般在 21-22 之间，初 12 z 选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 12 z A 取=35 =106mm 12 z A 2 )( 1012 zzm 2 )1835(4 由于倒档传动比往往与一档传动比还要大，故取=5 倒 i 则=5 倒 i 1 2 z z 10 12 z z 12 11 z z 20 35 18 35 35 11 z 求得=53 11 z 则倒档轴与 2 轴的中心距为：=176mm A 2 )( 1112 zzm 2 )5335(4 5 变速器的校核 5.15.1 齿轮的损坏形式齿轮的损坏形式 齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏。 轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复 载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变 速器中出现的很少，后者出现的多。 齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油油 压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加 大，产生动载荷，导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存 在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。 5.2 齿轮强度计算 与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽 车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如 汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热 处理工艺，齿轮精度为 JB17983，6 级 和 7 级。因此，用于计算通用齿轮强度公式更 为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。下面介绍的是 计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。 5.2.15.2.1 齿轮弯曲强度计算齿轮弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力 （5-1） bm YYkF saFat F 式中，为弯曲应力，为载荷系数，和，应力校正系数，b 为齿宽；m 为模数， w K Fa Y as Y 为圆周力，为计算载荷，带 d 为分度圆直径，代 入式（5-1）得 t FdTFt/2T （5-2） bmd YYKT saFa F 2 一挡从动齿轮 bmd YTYK saFa F 2 345 236432 58 . 1 65 . 2 108305 . 12 3 a MP400 a MP 一挡主动齿轮 bmd YTYK saFa F 2 4 . 778 15 . 0 518414 . 3 1 . 165 . 1 108302 3 3 a MP850 a MP 而直齿轮作用弯曲应力在 400850N/mm，故直齿轮弯曲应力均符合要求，又因为一档 齿轮所受载荷最大，故只需要校核一档齿轮即可。 5.2.25.2.2 齿轮接触应力计算齿轮接触应力计算 轮齿接触应力 （5-5） H u u bd KF Z t E 1 5 . 2 式中，为轮齿的接触应力；为圆周力， ，；为计算载荷；d 为分度圆直 H t FdTFt/2T 径； b 为齿轮接触的实际宽度； 一挡从动齿轮接触应力 H u u bd KF Z t E 1 5 . 2 27 . 3 27 . 4 23632 1003 . 7 51 . 1 8 . 1895 . 2 3 =580.9 a MP 一挡主动齿轮接触应力 H u u bd KF Z t E 1 5 . 2 27 . 3 27 . 4 7237 102351 . 1 8 . 1895 . 2 3 =1220.6 a MP 校核都在范围之内，符合要求 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应 2 maxe T 力见表 5-1。 H 表 5-1 变速器齿轮许用接触应力 j a MP 齿 轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900-2000 950-1000 常啮合齿轮和高挡 1300-1400 650-700 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合，能大大 提高齿轮的耐磨性及抗弯取疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对切削加 工性能及成本也应考虑。值得指出的是， 对齿轮进行强力喷丸处理以后，齿轮弯曲疲 劳寿命和接触疲劳寿命都能提高。齿轮在热处理之后进行磨齿，能消除齿轮热处理的 变形；磨齿齿轮精度高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度，使得传动平稳、效率提高； 在同样负荷的条件下，磨齿的弯曲疲劳寿命比剃齿的要高。 国内汽车变速器齿轮材料主要用 20CrMnTi、20Mn2TiB、16MnCr5、20MnCr5、25MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为 5863HRC，芯部硬度为 3348HRC。 6 同步器的选型 同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不 能保证啮合件在同步状态下(即角速度相等)换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是 惯性式同步器。惯性式同步器中有锁销式、锁环式、滑块式、多片式、和多锥式几种。 6.16.1 锁销式同步器锁销式同步器 6.1.16.1.1 锁销式同步器结构锁销式同步器结构 图6.1所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环2和齿轮3上的凸肩部分，分别在它们的 内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套1的圆盘部分孔中做出 的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚 性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置，钢球5在弹 簧压力作用下处在销6的凹槽中，使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。 图6.1 锁销式同步器结构方案 1-滑动齿套 2-同步环 3-齿轮 4-锁销 5-钢球 6-销 7-弹簧 Figure 3 -1 Lock pin synchronous structure for the program 1-sliding gear sets 2-synchronous Central 3-Gear 4-Lockpin 5-Ball 6-Pin 7-Spring 在惯性式同步器中，弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件，它用来使有关 部分保持在中立位置的同时，又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。 6.1.26.1.2 锁销式同步器工作原理锁销式同步器工作原理 同步器换挡过程由三个阶段组成。 第一阶段，同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上。摩擦面相互接触瞬 间，如图6-1所示，由于齿轮3的角速度和滑动齿套1的角速度不同，在摩擦力矩作 3 1 用下琐销4相对滑动齿套1转动一个不大的角度，并占据图上所示的锁止位置。此时锁止 面接触，阻止了滑动齿套向换挡方向移动。 第二阶段，来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用 到摩擦面上。由于和不等，在上述表面产生摩擦力。滑动齿套1和齿轮3分别与整车 3 1 和变速器输入轴转动零件相连。于是，在摩擦力矩作用下，滑动齿套1和齿轮3的转速逐 渐接近，其角速度差=|-|减小了。在=0瞬间同步过程结束。 1 3 第三阶段，=0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止 状态，此时滑动齿套和锁削上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。 锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径较大，使转矩容量增加。这 种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。 6.26.2 锁环式同步器锁环式同步器 6.2.16.2.1 锁环式同步器结构锁环式同步器结构 如图6.2所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5 或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是做在锁环1或4上的齿轮和做在啮合套7上的 齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧 圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑块 凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑 块两端伸入锁环缺口内，而缺口的尺寸要比滑块宽一个接合齿。 图6.2 锁环式同步器 1、4锁环 2滑块 3弹簧圈 5、8齿轮 6啮合套座 7啮合套 Figure 3 -2 lock ring Synchronizer 1、4-locked Central 2-slider 3-coil 5、8-Gear 6-mesh sets Block 7-mesh sets 6.2.26.2.2 锁环式同步器工作原理锁环式同步器工作原理 换挡时，沿轴向作用在啮合套上的换挡力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至 锁环锥面与被接合、齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面 之间存在角速度，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一 个角度，并由滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图 6.3a）,使啮合套的移动受阻，同步器处在锁止状态，换挡的第一阶段工作至此已完成。 换挡力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之 方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程 结束，完成了换挡过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环 回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换挡力作用下通过锁 环去与齿轮上的接合齿啮合(图6.3b)完成同步换挡。 锁环式同步器有工作可靠，零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不 大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和 总质量不大的货车变速器中。 图6.3 锁环式同步器工作原理 a) 同步器锁止位置 b) 同步器换挡位置 1锁环 2啮合套 3啮合套上的接合齿 4滑块 Figure 6 -3 lock ring Synchronizer Principle a) Synchronizer Locking location b) Shifting position Synchronizer 1-locked Central 2-mesh sets 3-meshing gears bearing 4-slider 6.2.36.2.3 锁环式同步器主要尺寸的确定锁环式同步器主要尺寸的确定 （1） 接近尺寸 b 同步器换挡第一阶段中间，在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同 时，且啮合套相对滑块作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离 b（图6.4），称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取b=0.20.3mm。 图6.4 接近尺
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