机械毕业设计（论文）-汽车变速器设计【全套图纸】

编编 号号 无锡太湖学院 毕毕业业设设计计（论论文文） 题目：题目： 汽车变速器设计汽车变速器设计 信机 系系 机械工程及自动化 专专 业业 学 号： 学生姓名： 指导教师： （职称：副教授） 2012 年 5 月 25 日 无锡太湖学院本科毕业设计（论文）无锡太湖学院本科毕业设计（论文） 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 诚诚 信信 承承 诺诺 书书 本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文）汽车变速器设计 是本 人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计 （论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计（论文） 不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。 班 级： 机械 94 学 号： 0923180 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日 I 无无锡锡太太湖湖学学院院 信信 机机 系系 机机械械工工程程及及自自动动化化 专专业业 毕毕 业业 设设 计计论论 文文 任任 务务 书书 一、题目及专题：一、题目及专题： 1、题目 汽车变速器设计 2、专题 二、课题来源及选题依据二、课题来源及选题依据 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围 较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变 化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。它的功用是：改变传动比， 扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加 速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前 提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠 速，并便于变速器换挡或进行动力输出。随着科技的高速发展，人们对汽车的 要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上 取决于变速器的性能的设计和研发。变速器技术的发展是衡量汽车技术水平 的一项主要依据。 II 三、本设计（论文或其他）应达到的要求：三、本设计（论文或其他）应达到的要求： 了解汽车变速器的组成原理，设计发展动态和国内外的发展现状； 完成汽车变速器的设计工作； 完成汽车变速器的装配图及其有关零件图； 四、接受任务学生：四、接受任务学生： 机械 94 班班 姓名姓名 五、开始及完成日期：五、开始及完成日期： 自自 2012 年年 11 月月 12 日日 至至 2013 年年 5 月月 25 日日 六、设计（论文）指导（或顾问）：六、设计（论文）指导（或顾问）： 指导教师指导教师 签名签名 签名签名 签名签名 教教研研室室主主任任 学科组组长研究所所长学科组组长研究所所长 签名签名 系主任系主任 签名签名 2012 年年 11 月月 12 日日 III III 摘摘 要要 现代汽车的动力装置几乎都是采用往复活塞式内燃机，它具有体积小、质量轻、工 作可靠、使用方便等优点，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。 汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。汽车变速器和主减速 器，它们可以使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，又可以使其转速减小到发 动机转速的若干分之一。 传动系有两个功能：传送发动机到驱动轮之间的动力和改变转矩的大小。由此可见 传动系统是汽车非常重要的组成部分，从而对汽车传动系的结构分析与设计计算也就 显非常重要了。 主要设计内容有变速器的布置方案与设计，齿轮的强度计算与校核；主减速器主、 从动锥齿轮的支承方案选择，主减速器主要参数选择与计算；差速器的设计。并且用 AutoCAD 绘出变速器和差速器的装配图还有部分零件图。 通过对微型轿车变速器的设计，不仅满足了现代汽车的动力性，也提高了其经济 性，满足了市场现有的需求。 关键词： 传动系；变速器；主减速器；差速器 IV Abstract The Reciprocating Engine are almost used as the power plant of modern motor, which is advanced in the small volume, light weight, reliability and convenience. However, there is contradiction between the performance and the dynamic and economy of the vehicle. As to start and drive smoothly, the vehicle has to come over the resistance. The torque of the wheels could be increased as several times of the engine or be decreased one of a number of points of the engine speed by the transmission and the main reducer. The transmission has two function transmit the engine power to the wheels and change the torque. So the transmission is one of the most important parts of the vehicle. The Analysis and design of the transmission are also vital. The design is consisted of Layout and design of the programme of the transmission, the strength calculation and checking of the gear, the support programme of the final drive active bevel gear and driven bevel gear, the main parameters choosing and calculation of the main reducer and the Differential design. The assembly of the main reducer and the differential and the parts must be drawn with the software AUTOCAD. According to the transmission design of the mini vehicle, the dynamic ,economy and the market of the modern vehicle are satisfied. Key words: Power train； Transmission； Final drive； Differential V 目目 录录 摘 要 .III AbstractIII 目 录.V 1 绪论 .1 1.1 本课题的研究内容和意义 .1 1.2 国内外的发展概况 .1 1.3 本课题应达到的要求 2 2 变速器传动机构布置方案 .3 2.1 传动机构布置方案分析 .3 2.1.1 两轴式和中间轴式变速器 .3 2.1.2 三轴式 .3 2.1.3 倒挡的形式和布置方案 .4 2.2 零部件布置方案分析 .4 2.2.1 齿轮形式 .4 2.2.2 换挡的结构形式 .4 2.2.3 防止自动脱档的措施 .5 2.2.4 轴承形式 .5 2.3 本章小结 .5 3 变速器主要参数的选择及设计计算 .6 3.1 挡位数确定 .6 3.2 传动比 .6 3.3 中心距 .8 3.4 齿轮参数 .8 3.5 各档齿轮齿数的分配 .9 3.6 齿轮的设计计算 .11 3.7 本章小结 .12 4 变速器主要结构元件的校核 .13 4.1 齿轮损坏的原因及形式 .13 4.2 齿轮材料的选择原则 .13 4.3 轮齿强度校核 .14 4.3.1 齿轮的接触强度 .14 4.3.2 齿轮的接触强度 .15 4.4 轴的强度校核 .18 4.5 轴承的校核 .22 4.5.1 输入轴轴承校核 .22 4.5.2 输出轴轴承校核 .23 VI 4.6 本章小结 .24 5 结论与展望 .25 致 谢 .26 参考文献 .26 附 录 .28 汽车变速器设计 1 1 绪论绪论 1.1 本课题的研究内容和意义本课题的研究内容和意义 变速器的功能是在不相同的条件下，改变发动机传在驱动轮上的转矩和转速，使 汽车得到不一样的牵引力以及速度，同时是发动机在最佳的工况范围内工作。此外， 应保证汽车能倒退行驶和停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出 的功能。 随着我国千人汽车保有量的大副上升，高速公路，高级公路的不断建设，汽车正逐 渐进入家庭，成为人们生活中的一部分。与此同时带来了燃料的大量需求，所以汽车的 燃油经济性应给予重视。汽车的动力性、经济性能是车辆的重要性能，影响汽车的动力 性、经济性能的因素很多，其中汽车的动力装置参数（发动机的参数；变速器的挡位及 传动比）对上述性能的影响较大。因此对汽车变速器的研究有非常重要的社会意义和经 济意义。 1.2 国内外的发展概况国内外的发展概况 手动变速器（MT：Manual Transmission）主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器 内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速 器内不同的齿轮副工作。 自动变速器（AT：Automatic Transmission）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵 系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。 AMT 是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换 挡操纵部分。即在 MT 总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。 无级变速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又称为连续变速式机械变速 器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。 主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带 和金属链等。 无限变速式机械无级变速器（IVT：Infinitely Variable Transmission）采用的是一种摩 擦板式变速原理。IVT 的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和 Variator 传动盘组成。它 们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变 Variator 装置的角度变化而 实现传动比的连续而无限的变化1。 汽车的发展经历了三大革命，动力革命（内燃机的使用） ，传动革命（机械传动的完 善和液体传动的使用）和控制革命（用传感器、微机和电液阀进行信息处理） 。 从先进国家来看，动力革命和传动革命已经完成，目前正处于控制革命阶段，要解 决的主要是机械太“机械”，没有灵性的问题，过去机械全靠人来操纵控制，然而人的生理 和心理能力（感觉器官的功能、头脑分析的能力和体能）是有限的，操纵汽车这样复杂 的机械对于人来说体力和脑力负担是很重要的，更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的 发展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分（发动机、变速器、悬架、制动和转向机 构等）进行自动控制并从各部分的单独控制向整车一体化控制发展，从一般控制向智能 控制发展2。 无锡太湖学院学士学位论文 2 与 AT 产品、CVT 产品相比，AMT 产品的显著优势是工艺技术难度小，可以充分利 用现有 MT 车型离合器、变速器生产企业的产品技术、生产能力，减少产业化投资，降 低产品成本 50%以上。AMT 产品传动效率高，汽车燃油消耗量比 AT 车型降低 10%20%， 与 CVT 车型基本一致。AMT 产品的自动换档功能与 AT 产品、CVT 产品基本一致，起 步平顺性略有突兀。AMT 产品的关键技术是换档时动力传输间断过程控制，在离合器操 纵实现自动控制的基础上，协调运用节气门调整技术，快速、平稳地完成自动换挡操纵， 解决了 AMT 产品电控单元与发动机燃油喷射电控单元之间无法通讯的技术限制，保证 AMT 产品换档平顺性与 AT 产品、CVT 产品基本一致3。 AMT 产品通过加装微计算机控制、电动机驱动的操纵机构，自动取代原车人工完成 的离合器分离与接合、变速器选档和换档等操作，最终使汽车起步、变速全过程序列操 作的自动化。汽车的自动变速简化了驾驶动作，使得汽车易于驾驶，减轻了驾驶员的劳 动强度，提高了行车安全性，大大降低了驾驶员的操纵技术水平对汽车的动力性、经济 性、平顺性和尾气排放的影响，保证了车辆驾驶过程中处于良好的工作状态。它特别适 应改革开放以来，随着生活水平的提高，人们对汽车品位要求的不断提高，以及非职业 汽车驾驶员急速增加形成对自动变速器的迫切需求，有利于轿车早日进入普通家庭。 1.3 本课题应达到的要求本课题应达到的要求 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下基本要求： （1）应正确选择变速器的档位和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标； （2）设置空挡和倒档，保证发动机与驱动轮能长期分离，使汽车能进行倒退行驶； （3）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡，乱档， 换档冲击等现象发生。为减轻驾驶员的劳动强度，提高行驶安全性，操作轻便的要求 日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动或自动，半自动换档来实现； （4）重量轻，体积小。影响这个指标的主要参数是变数器中心距。选用优质钢材， 采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可减小中 心距； （5）传动效率高。为减少齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造和装配质 量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率； 满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数、传动比范围和各档传 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。 汽车变速器设计 3 2 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案 2.1 传动机构布置方案分析传动机构布置方案分析 变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。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，中间轴式和多轴式变速器4。 2.1.1 两轴式和中间轴式变速器两轴式和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用三轴式变速器，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器传 动比小，则常用两轴式变速器。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要 求外，主要考虑以下四个方面： （1）结构工艺性 两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可 用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮；而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。 （2）变速器的径向尺寸 两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有两对齿轮副。 因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。 （3）变速器齿轮的寿命 两轴式变速器的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得 多。因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡均为常啮合斜齿轮 传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因而寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不 影响齿轮寿命。 2.1.2 三轴式三轴式 三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相 啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时， 齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接档的传动效率 高，磨损及噪声也最小, 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩5。因此，在齿轮中心 距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，但除了 直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形 式。现选用三轴式变速器（见图 2.1） 。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 无锡太湖学院学士学位论文 4 图 2.1 三轴式变速器简图 2.1.3 倒挡的形式和布置方案倒挡的形式和布置方案 图 2.1 为常见的布置方案。图 a 方案广泛用于前进挡都是同步器换挡的四挡轿车和轻 型货车变速器中；b 方案的优点是可以利用中间轴上的 1 挡齿轮，因而缩短了中间轴的长 度，某些轻型货车四挡变速器采用这种方案；c 方案能获得较大的倒挡速比，突出的缺点 是换挡程序不合理；d 方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了 c 方案； e 方案中，将中间轴上的一挡和倒挡齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度； f 方案采用了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，有的货车 采用 g 方案，其缺点是一挡和倒挡得各用拨叉轴，使其上盖中的操纵机构变的更复杂。 后述五种方案可供五挡变速器的选择，本次设计采用图 2.2（b）所示的倒挡布置方案。 图 2.2 倒挡布置方案 2.2 零部件布置方案分析零部件布置方案分析 2.2.1 齿轮形式齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与前者相比，后者有使用的寿 命更长、运转性能平稳、工作时的噪声低等等优点；但是相对的缺点是制造的时候会变 得复杂，工作时会有轴向力，这样这对轴承很不利。变速器中的常啮合齿轮通常采用的 是斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡6。 2.2.2 换挡的结构形式换挡的结构形式 变速器换挡机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。 （1）滑动齿轮换挡 通常采用滑动直齿轮换挡，也有采用斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构 简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并 且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用于一挡和倒挡。 （2）啮合套换挡 用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。用啮合套换 挡，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纵技术。此外，因增设了啮 合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换 汽车变速器设计 5 挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用7。 （3）同步器换挡 现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，而与操 纵技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上述两种换 挡方法相比，虽然它有结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大。同步环使用寿命短缺 等缺点，但仍然得到广泛应用。由于同步器的广泛应用，寿命问题已得到基本解决。如 瑞典的萨伯-斯堪尼亚（SAAB-Scania）公司，用球墨铸铁制造同步器的关键部件，并在 其工作表面上镀上一层钼，不仅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系数，这种 同步器试验表明，它的寿命不低于齿轮寿命，法国的贝利埃（Berliet） 。德国择孚（ZF） 等公司的同步器均采用了这种工艺。 上述三种换挡方案，可同时用在一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结 构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式；对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。 2.2.3 防止自动脱档的措施防止自动脱档的措施 自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等 原因，都会导致自动脱挡。除了在工艺上采取相应的措施以外，目前在结构上采取措施 且相对有效的方案有以下几种： （1）把两个接合齿的啮合位置相互错开。这样它们在啮合时，会使接合齿的顶部超 过被接合齿的 13mm。使用时两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿顶部形成凸 肩，可用来防止接合齿的自动脱挡。 （2）把啮合齿套齿座上面的前齿圈的齿厚切薄，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的 前端面顶住，从而防止自动脱挡。 （3）把接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 23） ，使接合 齿面产生防止自动脱挡的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计 并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果8。 2.2.4 轴承形式轴承形式 变速器多采用滚动轴承，通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。过去，变 速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承，近年来，变速器的设计趋势是 增大其传递功率与质量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述轴承形式已 不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的增多。其主要优点 如下：滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮沿纵向平面分 开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。由于上述特点，滚锥轴承 已在欧洲一些轿车、货车和重型货车变速器上得到应用。固定式中间轴采用滚针轴承或 圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮） 。 2.3 本章小结本章小结 本章对变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出 了此次设计的具体方案，即设计两轴式变速器，倒挡布置方案如图 2-2（b）所示，前进 挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，轴承选取深沟 无锡太湖学院学士学位论文 6 球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。 3 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择及设计计算及设计计算 3.1 挡位数挡位数确定确定 变速器的挡数可在 320 个挡位范围内变化，通常变速器的挡数在 6 挡以下，当挡 数超过 6 挡以后，可在 6 挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组 合获得多挡变速器。 增加变速器的挡数，能够改变汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多， 变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时 换挡频率增高并增加了换挡难度。 在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低档与高档之 间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比值在 1.8 以下， 该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高档区相邻挡位之间的传 动比比值，要比低档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，乘用车一般用 45 个 挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个挡。商用车变速器采用 45 个挡 或多挡。载质量在 2.03.5t 的货车多采用 5 个挡，载质量在 4.08.0t 的货车采用六挡变 速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 本次设计的变速器采用 4 个前进挡位，1 个倒挡位。 3.2 传动比传动比 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常 是 1.0，有的变速器最高挡是超速挡,传动比为 0.70.8。影响最低挡传动比选取的因素有： 发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着 力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车 的传动比范围在 3.04.5 之间，总质量轻的商用车在 5.08.0 之间，其他商用车则更大。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的 滚动阻力及爬坡阻力。故有： （3.1）max maxmax 0max )sincos(mgfmg r iiT r tge 由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： （3.2） t e max r g iT mgr i 0max 式中 汽车总质量；m 重力加速度；g 道路阻力系数；f max道路最大阻力系数； 汽车变速器设计 7 最大爬坡要求； max 驱动车轮的滚动半径； r r 发动机最大转矩； maxe T 主减速比； 0 i 汽车传动系的传动效率。 t 主减速比 i0的确定： gh a p r iv nr i max 0 )472 . 0 377. 0( （3.3） 式中 车轮的滚动半径，m； r r 发动机转速，r/min； p n 变速器最高档传动比； gn i 最高车速，km/h。 max va 本课题变速器=1，一般汽车的最大爬坡度约为 30%7，即=16.7，f=0.02 gn i max 由公式（3.3）得： 3 . 62 425 . 0 )472. 0377 . 0 ( max 0 p r gh a p r nr iv nr i 由公式（3.2）得： 306 . 0 7 .16sin7 .16cos02 . 0 max 48 . 5 9 . 03000425 . 0 104 3 . 62306 . 0 8 . 93500 0max t e max r g iT mgr i 根据驱动车轮与路面的附着条件确定 变速器档传动比为： te r g iT rG i 0max 2 （3.4） 式中 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 2 G 道路的附着系数，计算时取=0.50.6。 因为汽车后轴的轴荷分配范围为 60%68%，所以 G2=35009.868=23324N 由公式（3.3）和公式（3.4）得： 31 . 7 119340 3 .626 . 023324 0max 2 te r g iT rG i 综合 a 和 b 条件得： 无锡太湖学院学士学位论文 8 5.487.31，取=（5.48+7.31）/26.40 g i g i 变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用 超速档。中间档的传动比理论上按公比为 （其中 n 为档位数）的几何级数排1 1 n gn g i i q 列。 因为，所以=q=1.875, = q=3.516。875 . 1 1 40 . 6 3 1 1 n gn g i i q g i g i g i 实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考 虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其 他基本参数的选择与计算。 3.3 中心距中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三 轴式变速器的中心距 A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： 3 maxA TKA （3.5） 式中 中心距系数。对轿车取 8.99.3；对货车取 8.69.6； A K 对多档主变速器，取 9.511； 变速器处于档时的输出转矩， max T gge iTT maxmax （3.6） 发动机最大转矩，Nm； maxe T 变速器的档传动比； g i 变速器的传动效率，取 0.96。 g 由公式（3.6）得： =1046.40.96=638.976Nm gge iTT maxmax 由公式（3.5）得: mm686.8207.74976.638)6 . 96 . 8( 3 3 max TKA A 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出： （3.7） 3 maxeAe TKA 式中 按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取 14.516.0， Ae K 对货车取 17.019.5。 由公式（3.7）得: mm 7 . 9195.79104) 5 . 19 0 . 17( 3 3 max TKA eAe 一般汽车变速器的中心距约在 80170mm 范围内变化,初选 A=100mm。 汽车变速器设计 9 3.4 齿轮参数齿轮参数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、 噪声、工艺要求等。应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是： （1)在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时 增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减 少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考 虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少 乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减少质 量不减少噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数；变速器低档齿轮应选用大些的模数， 其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数，变速 器用齿轮模数的范围如表 3.29。 (2)所选模数值应符合国家标准 GB/T13571987 的规定。选用时，应优先选用第一系 列，括号内的模数尽可能不用。 (3)啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器 中的接合齿模数相同。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；总质量大于 14.0t 的货车为 3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增 a m 多，有利于换挡。 3.5 各档齿轮齿数的分配各档齿轮齿数的分配 在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变 速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配，如图 3.1 所示。 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 图 3.1 本课题变速器结构简图 （1）确定档齿轮的齿数 已知档传动比，且 g i （3.8） 81 72 zz zz ig 无锡太湖学院学士学位论文 10 为了确定 z7、z8的齿数，先求其齿数和： z 直齿齿轮： m A z 2 （3.9） 先取齿数和为整数，然后分配给 z7、z8。为了使 z7/z8尽量大一些，应将 z8取得尽量 小一些，这样，在已定的条件下 z2/z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配 g i 到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。z8的最少齿数受到中间轴轴径的限制， 因此 z8的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的档直齿轮的最小 齿数为 1214，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、 小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 由公式（3.9）得： 14.57 5 . 3 10022 m A z 取=60，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于 17） ，故取 z8=17，得出 z =60-17=43 7 z （2）修正中心距 A 若计算所得的 z7、z8不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距 A，修正后的中心距则 是各档齿轮齿数分配的依据。 由公式（3.9）得： A=（3.560）/2=105mm （3）确定常啮合传动齿轮副的齿数 （3.10） 7 8 1 2 z z i z z g 确定了 z7、z8后由公式（3.9）和（3.10）联立方程求解 z1、z2 , 故 z1=17 ；z2=43 60 5 . 3 10522 )( 53 . 2 43 174 . 6 21 7 8 1 2 m A zz z z i z z g （4）确定其他档位的齿轮齿数 档齿轮副： （3.11） 61 52 zz zz ig 由公式（3.9）和（3.11）联立方程求解 z5、z6。 汽车变速器设计 11 因为 = q=3.516 ，所以先试凑 z5、z6。 g i g i 试凑出 z5=33、z6=27，此时=3.09。 g i 档齿轮副： （3.12） 41 32 zz zz ig 由公式（3.9）和（3.12）联立方程求解 z5、z6。 因为 =q=1.875 ，所以先试凑 z3、z4。 g i 60 5 . 3 10522 17 43 43 4 3 41 32 m A zz z z zz zz ig 试凑出 z3=24、z4=36，此时=1.69。 g i （5）确定倒档齿轮副的齿数 通常档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数 z10=2123。则中间轴与倒档轴 之间的中心距为： （3.13）2/ )( 108 zzmA 初选 z10=22,由公式（3.13）得: mm25.682/ )2217(5 . 32/ )( 108 zzmA 为了避免干涉，齿轮 8 与齿轮 9 的齿顶圆之间应有不小于 0.5mm 的间隙，则: （3.14）5 . 02/2/98Addaa 由公式（3.14）得: mm69125 . 35 . 31725.6821289aadAd mmhd aa 625 . 32692d 99 根据 d9选择齿数，取 z9=17。 最后计算倒档与第二轴的中心距： （3.15）2/ )( 97 zzmA 由公式（3.15）得: mm1052/17435 . 32/ )( 97 ）（zzmA 8.28 171717 432243 981 7102 zzz zzz ig倒档 综合上述计算修正一下各档的传动比（见表 3-1） 。 表 3-1 各档速比 档位倒档 速比6.40:13.09:11.69:11:18.28:1 无锡太湖学院学士学位论文 12 3.6 齿轮的设计计算齿轮的设计计算 常啮合齿轮副： 17 1 Z5 .59175 . 3d mz 5 . 662 . 325 .592 aa hdd 75.5025 . 1 5 . 325 .592d hd 43 1 Z5 .150435 . 3d mz 5 . 1575 . 32 5 . 1502 aa hdd 75.14125. 15 . 32 5 . 1502 hdd 档齿轮副： 17 8 Z 5 . 59175 . 3d mz 5 . 662 . 325 .592 aa hdd 75.5025 . 1 5 . 325 .592d hd 43 7 Z5 .150435 . 3d mz 5 . 1575 . 32 5 . 1502 aa hdd 75.14125. 15 . 32 5 . 1502 hdd 档齿轮副： 27 6 Z 5 . 94275 . 3 mzd 5 . 1015 . 32 5 . 942d aa hd 75.8525 . 1 5 . 32 5 . 942 hdd 33 5 Z5 .115335 . 3 mzd 5 .1225 . 32 5 . 1152d aa hd 75.10625. 15 . 32 5 . 1152 hdd 档齿轮副： 36 4 Z126365 . 3 mzd 1335 . 321262d aa hd 25.11725 . 1 5 . 321262 hdd 24 3 Z84245 . 3 mzd 915 . 32842d aa hd 25.7525. 15 . 32842 hdd 倒档齿轮： 22 10 Z77225 . 3 mzd 845 . 32772 aa hdd 25.6825. 15 . 32772 hdd 17 9 Z5 .59175 . 3 mzd 5 . 665 . 325 .592 aa hdd 75.5025 . 1 5 . 32 5 . 592 hdd 汽车变速器设计 13 3.7 本章小结本章小结 本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围，根据最大爬 坡度和驱动轮与地面的附着力确定一挡传动比和倒档传动比，进而确定其它各挡传动比， 选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数。根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮齿数，进 行各挡齿轮的分配。 4 变速器主要结构元件的变速器主要结构元件的校核校核 4.1 齿轮损坏的原因及形式齿轮损坏的原因及形式 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀） 、齿面胶合以及移 动换挡齿轮端部破坏10。 轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲 折断；轮齿在重复载荷的作用下，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极少，而后者出现的多些。 轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在与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剥落而形成小麻点，称之为齿 面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。 用移动齿轮的方法完成换挡的低档齿轮和倒档齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿 轮存在角速度差，换挡瞬间澡轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏11。 负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力打且家畜处产生高温作用的情 况下使齿面间的润滑膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔 焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现较 少。 4.2 齿轮材料的选择原则齿轮材料的选择原则 （1）满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是 对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 （2）合理选择材料配对 如对硬度350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大 齿轮，且使两轮硬度差在 3050HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢 号材料。 （3）考虑加工工艺及热处理工艺 大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较 高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作 毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即 可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢 无锡太湖学院学士学位论文 14 （或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对 已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿， 故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮12。 现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的 高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处 理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。 国产汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi（过去的钢号是 18CrMnTi） ，也有采用 20Mn2TiB，20MnVB，20MnMOB 的。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用 25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理， 以提高表面硬度，细化材料晶面粒。为消除内应力还要进行回火。 变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐范围如下： 3.5，渗碳深度 0.81.2mm； n m 3.55，渗碳深度 0.91.3mm； n m 5，渗碳深度 1.01.6mm。 n m 渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为 HRC5863，心部硬度为 HRC3348。 某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（3.03.75）齿轮采用了 n m 40Cr 或 35Cr 钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指 标，氰化钢热处理后变形小也是其优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触 强度和承载能力均受到限制。对于氰化齿轮，氰化层的深度一般为 0.20.4mm，不应小 于 0.2 mm，表面硬度为 HRC485313。 4.3 轮齿强度轮齿强度校核校核 4.3.1 齿轮的接触强度齿轮的接触强度 直齿齿轮弯曲应力： w （4.1） yzKm KKT c fj w 3 2 式中 计算载荷，Nmm； j T 应力集中系数，直齿齿轮取 1.65； K 摩擦力影响系数，主动齿轮取 1.1，被动齿轮取 0.9； f K 齿轮模数；m 齿轮齿数；z 汽车变速器设计 15 齿宽系数，直齿齿轮取 4.47.0； c K 齿形系数，齿高系数相同、节点处压力角不同时：，yf 20 5 . 14 79. 0yy ，；压力角相同、齿高系数为 0.8 时， 20 5 . 17 89 . 0 yy 20 5 . 22 1 . 1 yy 2025 23 . 1 yy ； 18 . 0 14 . 1 ff yy 轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。 w maxej TT 850400 w 因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险 的档位齿轮。故分别计算档、倒档齿轮的弯曲强度。 档齿轮副：主动齿轮 z8=17,从动齿轮 z7=43 档主动齿轮的计算载荷 mNiTT ej 06.263 17 43 104 12max 由公式（4.1）得: 主动齿轮 z8的弯曲强度： MPa yzKm KKT c fj w 2 . 790 7 . 496 12 . 0 )74 . 4(175 . 314 . 3 10001 . 165 . 1 06.2632 2 33 档从动齿轮的计算载荷 m 6 . 66540 . 6 104 max NiTT gej 从动齿轮 z7的弯曲强度： MPa yzKm KKT c fj w 75.64653.406 12 . 0 )74 . 4(435 . 314 . 3 10009 . 065 . 1 6 . 6652 2 33 倒档齿轮副:因为倒档齿轮相当于一个惰轮,所以主动齿轮是 Z8=17，从动齿轮是 Z10=22。通过惰轮后主动齿轮是 Z9=17，从动轮是 Z7=43。 惰轮的计算载荷 m43.340) 17 22 () 17 43 (104 81012maxj NiiTT e 通过惰轮前，Z10=22 的弯曲强度由公式得: MPa yzKm KKT c fj w 54.64640.406 12 . 0 )74 . 4(225 . 314 . 3 10009 . 065 . 1 43.3402 2 33 通过惰轮后主动轮是 Z9=17，从动轮是 Z7=43。 Z9的计算载荷 m43.340) 17 22 () 17 43 (104 81012maxj NiiTT e MPa yzKm KKT c fj w 63.102279.642 12 . 0 )74 . 4(175 . 314 . 3 10001 . 165 . 1 43.3402 2 33 Z7的计算载荷 无锡太湖学院学士学位论文 16 m12.86128. 8104 maxe NiTTJ 倒档 MPa yzKm KKT c fj w 73.83694.525 12 . 0 )74 . 4(435 . 314 . 3 10009 . 065 . 1 12.8612 2 33 以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。 4.3.2 齿轮的接触强度齿轮的接触强度 齿轮的接触应力按下式计算： （4.2）) 11 (418 . 0 21 b FE j 式中 F法向内基圆周切向力即齿面法向力，N； （4.3） coscos t F F Ft端面内分度圆切向力即圆周力，N； （4.4） d T F j t 2 计算载荷，； j TmmN d节圆直径，；mm 节点处压力角； 螺旋角； E齿轮材料的弹性模量，钢取 2.1105MPa； b齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为代替，； cos b mm 主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm；直齿齿轮：， 21, sin 11 r ；斜齿齿轮：，；sin 22 r 2 11 cos/sinr 2 22 cos/sinr r1，r2分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm。 当计算载荷为许用接触应力见表 4-1。 max 5 . 0 ej TT 常啮合齿轮副：当计算载荷为 ,m521045 . 05 . 0 max NTT ej 由公式（4.4）和（4.3）得: N d T F j t 9 . 1747 5 . 317 1000522 2 N F F t 01.1860 20cos 9 . 1747 coscos mmr 2 . 102/ )20sin5 . 317(sin 11 mmr 7 . 252/ )20sin5 . 343(sin 22 由公式（4.2）得: 汽车变速器设计 17 MPa b FE j40.764) 7 . 25 1 2 . 10 1 ( 16 101 . 201.1860 418 . 0 ) 11 (418 . 0 5 21 档: 计算载荷为 ,mNTT ej 8 . 33240. 61045 . 0i5 . 0 max 由公式（4.4）和（4.3）得: N d T F j t 6 . 4422 5 . 343 1000 8 . 3322 2 N F F t 4 . 4706 20cos 6 . 4422 coscos mmr 2 . 102/ )20sin5 . 317(sin 11 mm 7 . 252/ )20sin5 . 343(sin 22 r 由公式（4.2）得: MPa b FE j 4 . 1061) 7 . 25 1 2 . 10 1 ( 21 101 . 2 4 . 4706 418 . 0 ) 11 (418 . 0 5 21 档：计算载荷为 ,m68.16009 . 3 1045 . 0i5 . 0 max NTT ej 由公式（4.4）和（4.3）得: N d T F j t 34.2782 5 . 333 100068.1602 2 N F F t