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天津科技大学 2013 届本科毕业论文 夏利汽车夏利汽车 N3 变速器设计变速器设计 CHARADE CAR OF N3 GEARBOX DESIGN 专业：机械设计制造及自动化（汽车工程）专业：机械设计制造及自动化（汽车工程） 姓名：张若军姓名：张若军 指导老师：指导老师： 申请学位级别：学士申请学位级别：学士 论文提交日期：论文提交日期：2013.6.10 学位授予单位：天津科技大学位授予单位：天津科技大 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 摘 要 汽车变速器是汽车的核心部分。主要功能:调节变换发动机的性能，将动力高效 地传至驱动车轮，以满足汽车的行驶要求。汽车变速器是完成传动功能的重要部件， 影响整车驾驶性能的主要部件之一。通常我们对汽车变速器的设计水平和标准,不仅 会影响汽车的动力性，还会影响汽车驾驶换挡操纵的可靠性与轻便性，以及燃料经济 性和传动平稳性等。随着汽车产业的发展与进步，汽车变速器的设计标准和水平大大 提高,主要是增大其传递功率与重量之比，而且要求其具有更精密的尺寸和更好的整 车性能。本次设计以现有企业正在生产的车型夏利 N3 变速器为基础。在转速、最高 车速、发动机输出转矩、最大爬坡度已知的情况下，重点对变速器齿轮的结构参数、 轴的结构尺寸等进行设计计算。对汽车变速器的传动方案和结构形式分别进行设计， 同时兼顾对操纵机构和同步器的结构进行合理设计，达到提高汽车的整体性能要求。 自己独立设计出符合标准的两轴式五档变速器。 关键词：两轴式变速器；同步器；五档变速器 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 ABSTRACT Automotive transmission is the core part of the car. Main functions: regulation of transformation engine performance, the power effectively transmitted to the drive wheels, in order to meet requirements of the car driving. Auto transmission is an important component to complete transmission function, affecting vehicle drivability of the main components. We usually designed for automotive transmission with high levels and standards, which will not only affect the cars power, but also affect the reliability of the shifting operation motorists and portability, as well as fuel economy and smooth driving and so on. With the development and progress of the automobile industry, automobile transmission design criteria and standards greatly improved, mainly increase its transmission power to weight ratio, but also for its size with a more sophisticated and better vehicle performance. The design of production models based Xiali N3 transmissions. In speed, maximum speed, the engine output torque Max.gradeability known case, focusing on the structural parameters of the transmission gear, shaft structure size, etc. design calculations. Transmission solutions for automotive transmissions and structure were designed, taking into account synchronizer for controls and rational design of the structure, to improve the cars overall performance requirements. Their own independent design a standard five-speed two-shaft transmission. Keywords: two-axis transmission; synchronizer; five-speed transmission 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 目 录 第 1 章 绪论1 1.1 概述1 1.1.1汽车变速器的设计标准.1 1.1.2 国内外变速器的发展与现状.2 1.2 设计的步骤及方法.2 第 2 章 变速器传动机构与操纵机构.3 2.1 汽车变速器传动机构布置方案3 2.1.1汽车变速器传动方案分析与选择.3 2.1.2倒档布置方案.3 2.1.3其他零部件结构方案分析.4 2.2 汽车变速器操纵机构布置方案5 2.2.1概述.5 2.3 本章小结.6 第 3 章 变速器的设计与计算7 3.1 汽车变速器主要参数的选择.7 3.1.1档数.7 3.1.2变速器传动比范围.7 3.1.3变速器各档传动比.7 3.1.4选择中心距.10 3.1.5变速器外形尺寸.10 3.1.6齿轮参数选择.10 3.1.7变速器各档齿轮齿数的分配及传动比的计算.11 3.1.8变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整.15 3.19 总结变速器各档齿轮参数16 3.2 变速器齿轮强度校核17 3.2.1齿轮材料的选择.17 3.2.2变速器齿轮弯曲强度校核.18 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 3.2.3变速器轮齿接触应力校核.22 3.2.4倒档齿轮的校核.26 3.3 轴的结构选择和尺寸设计.27 3.3.1初选轴的直径.27 3.4 轴的强度验算28 3.4.1轴的刚度计算.28 3.4.2轴的强度计算.36 3.5 轴承选择与寿命计算校核.39 3.5.1输入轴轴承的选择与寿命校核.40 3.5.2输出轴轴承的选择与寿命校核.41 3.6 本章小结.43 第 4 章 变速器同步器及结构元件设计44 4.1 同步器设计.44 4.1.1同步器的功能及分类.44 4.1.2惯性式同步器.44 4.1.3锁环式同步器主要尺寸选择与确定.45 4.1.4主要参数选择.46 4.2 变速器壳体.48 4.3 本章小结.48 结论.49 参考文献50 致谢51 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 1 第 1 章 绪 论 1.11.1 概述概述 国内经济突飞猛进，我的汽车产业的发展也十分迅猛，车型多样化、个性化，追 求高要求的舒适性，已然成为我国汽车发展的趋势。变速器设计不仅是汽车设计中重 要的步骤，还能改变发动机通过传动系传递到汽车驱动轮上的最大转矩和最大转速。 在各种驾驶工况的条件下，汽车能获得不同的行驶加速度和行驶速度。同时使发动机 在最有利的工况范围内工作。所以设计的变速器的性能，不仅能影响到汽车的动力性 以及燃油经济性，对汽车的整车性能而言，变速器的设计作用也是非常重要的。另外 汽车变速器设有空档，可在启动发动机、汽车滑行或停车等工况下，将发动机动力停 止向驱动轮传输或传递。汽车变速器设还设有倒档，能使汽车在不利工况条件下获得 倒退行驶能力。除此之外，本次设计的汽车变速器还应满足一系列要求：轮廓尺寸以 及质量轻便、制造成型成本低、维修拆装容易等。 1.1.11.1.1汽车变速器的设计要求汽车变速器的设计要求 汽车传动系传递扭矩和转速，它也是汽车整体的重要组成部分。其功能：调节和 变换发动机的性能；将动力传递至驱动车轮。汽车变速器完成传动系赋予的功能，不 仅是传动系的重要部件，也是决定汽车整车性能的主要部件和环节。汽车变速器的结 构设计，不同标准和要求，会对汽车的动力性以及燃油经济性，换档操纵的舒适性与 轻便性，传动平稳性等。我国汽车产业的发展和进步，对汽车变速器的设计和要求， 将是增大汽车变速器传递功率与总质量之比（比功率） ，并且要求其具有更精密的尺 寸和更好的性能。在设计开始之前，应该根据汽车变速器运用和发挥功能的实际情况,查 阅相关资料，大致确定与汽车变速器设计相关一些主要参数。主要参数：两轴齿轮中 心距、变速器轴向基本尺寸、两轴的直径、齿轮相关参数、齿数和模数等。 汽车变速器的设计要求和标准。 变速器的基本设计要求2：保证汽车有必要的动力性和燃油经济性；变速器应该 设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输和传递；还应该设置倒档，使汽车能 倒退行驶；换档迅速、省力、方便；还应该提高汽车工作的可靠性：在汽车行驶过程 中，换挡时汽车变速器不得有跳档和乱档，以及换档撞击击等现象；提高汽车工作效 率，减小变速器齿轮噪声；设计结构简单轻便、设计方案符合标准和要求；在满载及 冲击载荷的工况行驶条件下，设计使用寿命应该加长；除此之外，设计变速器还应该 满足：轮廓尺寸和质量轻便、制造成本低、检测维修方便等要求。 变速器传动机构分类方法。 可以根据前进档数分为：四档变速器，五档变速器，多档变速器。 可以根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。固定轴式可以分为：两轴式变速 器、中间轴式变速器、双中间轴式变速器、多中间轴式变速器等。固定轴式应用最为 广泛，而两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的普通汽车上。中间轴式变速器多 用于发动机前置后轮驱动的中档汽车上，还有旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 1.1.21.1.2国内外汽车变速器的发展现状国内外汽车变速器的发展现状 全球汽车产业的飞速发展和进步，汽车变速器的进步非常迅速，现阶段主要研究 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 2 和采用电控自动变速器。这种变速器具有更好的行驶性能、以及更高的行车安全性3。 但是传统的手动变速器，能使驾驶员找到驾驶乐趣。而自动变速器不能更好的体验驾 驶乐趣和换挡感受。机械式手动变速器优点：设计结构简单、传动效率高、制造成本 底和工作可靠、具有良好的驾驶乐趣等。故在不同形式和类型的汽车上得到广泛应用 和使用。在变速器档位的设置和设计方面，国外对其操纵的方便性和舒适性以及档位 数等的要求越来越高。目前，手动档变速器 4 档特别是 5 档变速器的使用量有日渐增 多的趋势。同时，6 档变速器的装车率也在日益上升4。 1.21.2 设计的步骤及方法设计的步骤及方法 本次设计的变速器，在原有夏利 N3 变速器的基础上，在给定发动机输出转矩， 转速及最高车速，最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器 装配图，主要零件的零件图。 1、变速器主要参数的选择 汽车变速器主要参数的选择包括传动档数、齿轮中心距、传动比、 、齿轮相关参 数以及模数等。 2、对变速器传动机构的分析 设计过程中，通过对两轴和中间轴式变速器比较。根据各自的利弊，以及根据所 设计的夏利汽车的特点，最终确定传动机构的布置形式和传动简图。 3、汽车变速器齿轮强度的校核 在汽车变速器齿轮强度的校核过程中，根据齿轮的强度和刚度要求，主要校核变 速器的齿根弯曲疲劳强度、齿面接触疲劳强度。 4、轴的基本尺寸的确定及强度校核 根据两轴式变速器的特点，确定轴的基本尺寸，根据轴的强度和刚度计算要求， 分别对轴的刚度和强度进行校核计算。 5、轴承的选择与寿命计算校核 轴承的选择，主要根据变速器轴的支撑部分，根据以往设计经验，一般选用圆锥 磙子轴承。通过查阅资料，轴承寿命设计计算一般按汽车的大修里程，维修次数计算， 一般轿车大修里程为 30 万公里。 本次设计主要是查阅近几年国外相关学术资料，有关国内外变速器设计的文献资 料和学术研究资料，通过老师的指导以及结合所学本专业的基础知识，进行的设计。 比较不同方案，总结各自优缺点，最终选取最佳方案，然后进行设计并改善。计算汽 车变速器的齿轮的结构参数，进行校核计算。还要对同步器、换档操纵机构等结构件 进行分析与计算设计，选择最佳合理尺寸。最后，对设计的传统变速器的结构进行改 进和完善。 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 3 第 2 章 变速器传动机构 2.12.1 变速器传动机构布置方案变速器传动机构布置方案 传统机械式变速器具有结构简单轻便、传动传递效率高、制造成本低和工作可靠 等优点，最为关键的是维修方便，所以在不同形式的汽车上得到广泛应用14。 2.1.12.1.1变速器传动方案分析与选择变速器传动方案分析与选择 机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。 查阅最近几年相关资料，发动机前置前轮驱动的汽车上多用两轴式变速器。与中 间轴式变速器相比，具有轴和轴承数少，结构简单轻便、轮廓尺寸小、易布置等优点。 另外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小，结构紧凑。但 两轴式变速器也有弊端，它不能设置直接档。故在工作时齿轮和轴承均承载受压，齿 轮工作噪声增大且易损坏，影响传动传递。所以受结构限制原因，其一档变速比不能 设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时 直接输出动力14。 对中间轴式来说，多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车 上。特点：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体，绝大多数方案的第二轴与一轴在 同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承 及中间轴不承载受压，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少14。 对不同类型和要求的汽车，具有不同的传动系档位数，原因在于它们的使用条件 不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同5。而传动系的档位数，汽车的 动力性，燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥 最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档 位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。12故能提高汽 车生产率以及行驶效率，大大降低运输成本节省开支。不过，增加档数，会使变速器 机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 从以上分析可知，本次次设计的夏利N3变速器，为中档小轿车变速器，结构设 计轻便。设计驱动形式属于发动机前置前轮驱动，通过拆装可以发现汽车前端可布置 变速器的空间比较小。结构决定了变速器的设计要求较高，不仅要求运行噪声小，而 且设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超 速档。 2.1.2倒档布置方案倒档布置方案 通过对汽车设计资料的查找，总结一下方案。 常见的倒档布置方案如图 2.1 所示。图 2.1b 方案的优点是倒档利用了一档齿轮， 缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图 2.1c 方 案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图 2.1d 方案对 2.1c 的缺点做 了修改；图 2.1e 所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图 2.1f 所示 方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。14 综合考虑以上因素，为了换档轻便舒适，减小噪声，倒档传动采用图 2.1f 所示方 案。 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 4 图 2.1 倒档布置方案14 2.1.3零部件结构方案分析零部件结构方案分析 1、齿轮形式齿轮形式 汽车变速器上应用的齿轮，包括直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿 轮主要用于一档、倒档齿轮，应力要求较低。14与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿 轮具有使用寿命长、运转平稳且工作噪声低等优点14。 本设计全部选用斜齿轮。 齿轮设计注意事项：变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、 过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接14。 齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度（图 2.2）影响齿轮强b 度6。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。所以综合考虑安全性，在b 齿轮装在轴上以后，齿轮应能保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸应该C 在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求14： 2 )4 . 12 . 1 (dC （2.1） 式中：花键内径。 2 d 轻便性设计要求，减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图 2.2 中的尺寸可取为花键内径的 1.251.40 倍。 1 D 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 5 图 2.2 变速器齿轮尺寸控制图14 根据设计要求，齿轮表面粗糙度数值应该稍微降低，噪声就会相应减少，齿面磨 损速度减慢，可以提高齿轮寿命。设计要求变速器齿轮齿面的表面粗糙度：应在 m 范围内选用。设计齿轮尽量要求齿轮制造精度不低于 7 级。40. 080 . 0 aa ，RR 2、变速器轴变速器轴设计设计 变速器轴多数情况下，轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小时，在壳 体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，可以把输出轴直接压入壳体孔中，并固定 不动14。 用滑移齿轮方式，实现换档的齿轮与轴之间，一般应选用矩形花键连接。矩形花 键可以保证良好的定心和滑动灵活。从加工方便来看，定心外径及矩形花键齿侧的磨 削比渐开线花键要容易7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿 轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。结构设计方面，两轴式变速 器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副，齿轮副的齿轮与轴之间， 常设置有滚针轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上（特殊情况） 。此时轴的制造，轴 的表面粗糙度不应低与m，硬度不低于 5863HRC。因渐开线花键定位性能8 . 0 a R 良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同 步器上的轴套常用渐开线花键连接。14 倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的齿轮轴，并由螺栓固定。14 从上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或 渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零 件。此外，还要注意工艺上的有关问题。14 3、汽车变速器轴承的选择汽车变速器轴承的选择 变速器轴承种类很多，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。14 滚针轴承、滑动轴承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8。 变速器中采用圆锥滚子轴承直径较小、宽度较大因而容量大、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。 由于本设计的变速器，为两轴式变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器 输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 6 2.32.3 本章小结本章小结 本章主要阐述了变速器传动机构与操纵机构的设计布置方案，通过对变速器传动 方案的分析与选择，最终确定最优传动方案。其中倒挡布置方案应根据变速器设计要 求，确定合适的传动比。最后确定其他零部件的布置方案。通过初步的设计，确定了 相关参数，为后续设计提供了技术支持。 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 7 第 3 章 变速器的设计与计算校核 3.13.1 变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择 本次设计是在整车参数已知的情况下，车型已知的情况下进行设计，整车主要技 术参数如表 3.1 所示： 表 3.1 夏利 N3 整车主要技术参数 发动机最大功率 48kw 最大功率时转速 6000r/min 发动机最大转矩 89Nm 最大转矩时转速 3600r/min 总质量 866kg 最高车速 145km/h 车轮型号 165/70R13 对应轮胎半径 r 27mm 3.1.13.1.1档数档数 近年来，为了降低油耗，提高燃油经济性，变速器的档数都有增加的趋势。目前， 一般乘用车用 45 个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个档。商 用车变速器采用 45 个档或多档。载质量在 2.03.5t 的货车采用五档变速器，载 质量在 4.08.0t 的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越 野汽车上。14 档数选择的要求： 根据变速器变速比范围，相邻档位之间的传动比，比值应该控制在 1.8 以下。而 高档区相邻档位之间的传动比，比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的轿车变速器为 5 档变速器。 3.1.23.1.2传动比范围传动比范围 变速器传动比范围是指汽车变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是 直接档，其传动比一般为 1.0；但是有的变速器最高档是超速档，传动比小于 1，一 般为 0.70.8。最低档传动比选取的影响因素有：发动机的最大转矩、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。国内乘用车的传动比范围一般在 3.04.5 之间，总质量轻些的商用车一般在 5.08.0 之间，其它商用车则更大。14 根据本次设计的变速器类型，将最高档传动比定为 0.78。 3.1.33.1.3变速器各档传动比的确定变速器各档传动比的确定 1、主减速器传动比的确定 发动机最大转速与汽车行驶速度之间的关系式为12： 0 377 . 0 ii rn u g a （3.1） 式中： 汽车行驶速度（km/h） ； a u 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 8 发动机转速（r/min） ；n 车轮滚动半径（m） ；r 变速器传动比； g i 主减速器传动比。 0 i 已知：最高车速=145 km/h；最高档为超速档，传动比=0.78；车轮 maxa u maxa v g i 滚动半径，由所选用的轮胎规格，185/60R14 得到 =27(cm)；发动机转速r =6000（r/min） ；由公式（3.1）得到主减速器传动比公式：n p n 4 . 5 14578 . 0 10276000 377. 0377 . 0 2 0 agu i nr i 2、最低档传动比计算 从已知车型参数可知，最低档传动比的计算可以按最大爬坡度设计，通过对坡度 的计算，满足汽车的通过性，在用一档通过要求的最大坡道角的坡道时，该汽车 max 驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计） 。用公式表示如下12： maxmax 0max sincos GGf r iiT tge （3.2） 式中： G 车辆总重量(N)； 坡道面滚动阻力系数(对沥青路面 =0.010.02)；f 发动机最大扭矩(Nm)； maxe T 主减速器传动比； 0 i 变速器传动比； g i 为传动效率（0.850.9） ； t R 车轮滚动半径； 最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约） max 7 .16 由公式（3.2）得： 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 9 te g iT rGG i 0max maxmax 1 )sincos( （3.3） 已知：m=866kg；r=0.27m； 015 . 0 f 7 . 16 max 89 max e T Nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：4 . 5 0 i864 . 0 t 67. 1 864 . 0 4 . 589 27 . 0 ) 7 . 16sin8 . 98667 .16cos015. 08 . 9866( 1 g i 为了汽车满足不产生滑动，条件就是：当汽车处于一档行驶时，发出最大驱动力， 汽车运转的驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下12： n tge F r iiT 10max te n g iT rF i 0max 1 （3.4） 式中： 驱动轮的地面法向反力，； n FgmFn 1 驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可取 0.70.8 之 间。 已知：前轮轴荷kg；取 0.6，把数据代入（3.4）式得：866 1 m 3 864. 04 . 589 27 . 0 6 . 08 . 08 . 9866 1 g i 所以，一档转动比的选择范围是： 370 . 1 1 g i 初选一档传动比为 3。 3、变速器各档速比的配置方案 按等比级数分配各档传动比12： q i i i i i i i i 5 4 4 3 3 2 2 1 400 . 1 78 . 0 3 4 4 5 1 i i q 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 10 095 . 1 400 . 1 531 . 1 531 . 1 400 . 1 143 . 2 143 . 2 400 . 1 3 3 4 2 3 1 2 q i i q i i q i i 3.1.43.1.4中心距的选择中心距的选择 初选中心距可根据以往的设计经验公式计算14： 3 1maxgeA iTKA （3.5） 式中： A 变速器中心距（mm） ； 中心距系数，乘用车=8.99.3； A K A K 发动机最大输出转距为 89（Nm） ； maxe T 变速器一档传动比为 3.05； 1 i 变速器传动效率，取 96%。 g （8.99.3）=（8.9-9.3） 6.352=56.53559.076mmA 3 96. 0389 轿车变速器的中心距在 6080mm 范围内变化。初取A=58mm。 3.1.53.1.5外形尺寸外形尺寸 在设计变速器的横向外形尺寸时，可以根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮 和换档机构的布置初步确定。变速器壳体轴向尺寸的影响因素：档数、换档机构形式 以及齿轮形式14。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： 2 .19717458)4 . 30 . 3()4 . 30 . 3(ALmm 初选长度为 196mm。 3.1.6齿轮参数的选择 1、模数 选取齿轮模数时根据设计要求，一般要遵守的原则是14： 在变速器中心距相同的条件下，尽量选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数， 同时增加齿宽可使齿轮粘合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合 理减小模数，同时增加齿宽；为使质量轻便，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺 方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 11 小噪声更重要，因此模数应选得大些。14 表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数 14 a m 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表 3.2 选取各档模数为，由5 . 2 n m 于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，根据本次设计要求，各档均采用斜齿轮。 2、压力角 设计压力角较小时，齿轮传动就会出现重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力 角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度，从而延长齿轮寿命。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、15、16、16.5等小些的压力 角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角15。 实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角 为 20。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、25、30等，普遍采用 30压 力角。14 为了加工方便，本次设计变速器，全部选用标准压力角 20。 3、螺旋角 齿轮的螺旋角不仅对齿轮工作噪声有影响，对轮齿的强度和轴向力也有影响。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。 根据齿轮传动原理和试验证明：随着螺旋角的增大，齿轮的强度会相应提高，但 当螺旋角大于 30时，其抗弯强度会骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从 提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以 15 到 25 度为宜；而从 提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。14 本设计初选螺旋角全部为 22。 4、齿宽b 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿 轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。14 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。此外根 据设计原则，齿宽应尽量减小，应使斜齿轮传动平稳的优点被削弱。此时虽然可以用 增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，反而会使其寿命降 低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加，不利于齿轮传动。选用较大的齿宽，工作中 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造成偏载，导致承载能力 降低，并在齿宽方向磨损不均匀。14 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽14： n mm 斜齿，取为 6.08.5，取 7.8 ncm kb c k 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量/t a m 车 型 1.014 a m 模数/mm n m 2.252.752.753.003.504.504.506.00 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 12 mm 5 . 195 . 28 . 7 ncm kb 5、齿顶高系数14 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿 顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的 弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上 受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制齿轮。 在齿轮加工中，加工精度提高以后，包括我国在内的标准，基本上规定齿顶高系 数取为 1.00。 为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高 系数大与 1.00 的细高齿。 综合以上分析，本次设计取为 1.00。 3.1.73.1.7各档齿轮齿数的分配及传动比的计算各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 在上一章中初选了中心距、齿轮模数和螺旋角，根据设计原则以及变速器的档数、 传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。必须注意的是齿数的选取，各档齿轮的齿 数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀16。根据图 3.1 确定各档齿轮齿数和 传动比。 1、一档齿数及传动比的确定 一档传动比为： 3 1 2 1 z z i 02.43 5 . 2 22cos582 5 . 2 22 cos2 h n n h z m m A z 取整得 43。小轿车可在 1217 之间选取，取 13，则。 1 z30 2 z 则一档传动比为： 308. 2 13 30 1 2 1 z z i 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 13 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿 轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动 齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮 图 3.1 五档变速器传动方案简图 2、对中心距 A 进行修正 cos2 hnz m A 97.57 22cos2 435 . 2 A 取整得mm，为标准中心矩。60 0 A 0 A 3、二档齿数及传动比的确定 （3.6） 143 . 2 3 4 2 z z i cos2 )( 43 0 zzm A n （3.7） 已知：=60mm，=2.143，=2.5，；将数据代入（3.6） 、 （3.7）两 0 A 2 i n m 22 式，齿数取整得：，14 3 z29 4 z 所以二档传动比为： 071 . 2 14 29 3 4 2 z z i 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 14 4、三档齿轮齿数及传动比 550. 1 5 6 3 z z i （3.8） cos2 )( 65 0 zzm A n （3.9） 已知：=60mm，=1.531，=2.5，；将数据代入（3.8） 、 （3.9）两 0 A 3 i n m 22 式，齿数取整得：，所以三档传动比为：17 5 z26 6 z 529 . 1 17 26 5 6 3 z z i 5、计算四档齿轮齿数及传动比 094 . 1 7 8 4 z z i （3.10） cos2 )( 87 0 zzm A n （3.11） 已知：=60mm，=1.094，=2. 5，；将数据代入（3.10） 、 （3.11） 0 A 4 i n m 22 两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：21 7 z22 8 z 048. 1 21 22 7 8 4 z z i 6、计算五档齿轮齿数及传动比 78 . 0 9 10 5 z z i （3.12） cos2 )( 109 0 zzm A n （3.13） 已知：=60mm，=0.78，=2.5，；将数据代入（3.12） 、 （3.13）两 0 A 5 i n m 22 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 15 式，齿数取整得：，所以五档传动比为：25 9 z18 10 z 72 . 0 25 18 9 10 5 z z i 7、计算倒档齿轮齿数及传动比 初选倒档轴上齿轮齿数为=23，输入轴齿轮齿数=11，为保证倒档齿轮的啮 12 z 11 z 合不产生运动干涉齿轮 11 和齿轮 13 的齿顶圆之间应保持有 0.5mm 以上的间隙，即满 足以下公式： 0 11 1311 5 . 02 cos2 )( Am mzz n n （3.14） 已知：，把数据代入（3.14）式，齿数取整，解 21 11 5 . 2 n m70 0 A 得：，则倒档传动比为：37 13 z 36 . 3 11 37 11 13 z z iR 输入轴与倒档轴之间的距离： mm84.45 21cos2 )2311(5 . 2 cos2 )( 11 1211 zzm A n 取 46 A 输出轴与倒档轴之间的距离： mm963.70 21cos2 )2330(5 . 2 cos2 )( 11 1213 zzm A n 取 .70 A 3.1.83.1.8变速器齿轮的变位变速器齿轮的变位 齿轮通过变位可以提高齿轮强度，采用变位齿轮可以配凑中心距；提高齿轮的强 度和使用寿命；降低齿轮的啮合噪声17。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档，其它各档齿轮的总变位系数，要选 用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。 本次设计螺旋角定为：一档至五档 倒档 22 21 根据机械设计手册及相关图表得17： 1、一档齿轮的变位 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 16 当 A0=60 Z1=13 Z2=30 时，查得总变位系数 X =0.839 22 变位系数分配为 X1=0.450 X2=0.389 2、二档齿轮的变位 当 A0=60 Z3=14 Z4=29 时，查得总变位系数 X =0.839 变 22 位系数分配为 X3=0.311 X4=0.211 3、三档齿轮的变位 当 A0=60 Z5=17 Z6=26 时，查得总变位系数 X =0.839 22 变位系数分配为 X5=0.296 X6=0.226 4、四档齿轮的变位 当 A0=60 Z7=21 Z8=22 时，查得总变位系数 X =0.839 22 变位系数分配为 X7=0.210 X8=0.629 5、五档齿轮的变位 当 A0=60 Z9=25 Z10=18 时，查得总变位系数 X =0.839 22 变位系数分配为 X9=0.197 X10=0.642 6、倒档齿轮的变位 输入轴与倒档轴之间： 当 A0=46 Z11=11 Z12=23 时，查得总变位系数 X =0.200 21 变位系数分配为 X11=0.17 X12=0.03 输出轴与倒档轴之间： 当 A0=70 Z12=23 Z13=30 时，查得总变位系数 X =0.13 21 变位系数分配为 X12=0.03 X13=0.16 3.1.93.1.9总结各档齿轮参数总结各档齿轮参数 一档齿轮二档齿轮三档齿轮四档齿轮五档齿轮倒档齿轮 主动从主动从主从主从主从 输 入 倒 档 输 出 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 17 动动动动动动动动 齿 轮 齿 轮 齿 轮 齿数13301429172621222522182330 分度 圆 直 径 35.0580.8 9 37.7578.1 9 45.8 4 70.1 0 56.6 2 59.3 2 67.4 1 48.5 3 29.4 6 61.5 9 80.3 3 齿顶 高 3.6253.47 3 3.2883.813.08 8 4.013.02 5 4.07 2 2.99 2 4.10 5 2.92 5 2.57 5 2.1 齿根 高 22.15 3 2.3381.81 5 2.53 8 1.61 5 2.61.55 3 2.63 3 1.522.73.053.52 5 全齿 高 5.6255.62 6 5.6265.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 5.62 5 齿顶 圆 直 径 42.387.8 36 44.32 6 85.8 1 52.0 16 78.1 2 62.6 7 67.4 64 73.3 94 56.7 4 35.3 1 66.7 4 84.5 3 齿根 圆 直 径 31.0576.5 84 33.07 4 74.5 6 40.7 64 66.8 7 51.4 2 56.2 14 62.1 44 45.4 9 24.0 6 55.4 9 73.2 8 节圆 直径 36.2883.7 2 39.0780.9 3 47.4 4 72.5 6 58.6 0 61.4 0 69.7 7 50.2 3 29.7 6 62.2 4 81.7 6 3.23.2 变速器齿轮强度校核变速器齿轮强度校核 3.2.13.2.1 齿轮材料的选择原则齿轮材料的选择原则18 18 （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，而且应具备齿面硬，齿芯软。 （2）根据工艺要求合理选择材料。如对硬度350HBS 的软齿面齿轮，如果要使 两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮。应该使两轮硬度差在 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，加工常采用锻造毛坯，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18。 由于一对齿轮一直参与传动，磨损较大，齿轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度 要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用 20CrMnTi 渗碳后表面淬火处 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 18 理，硬度为 5862HRC。 3.2.23.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核变速器齿轮弯曲强度校核19 19 齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (3.15) btyK KF w 1 式中： 圆周力（N） ，； 1 F d T F g 2 1 计算载荷（Nmm） ； g T 节圆直径（mm） ， ，为法向模数（mm） ；d cos zm d n n m 斜齿轮螺旋角；)( 应力集中系数，=1.50； K K 齿面宽（mm） ；b 法向齿距，； t n mt 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图 3.2 中查得；y 3 cos z zn 重合度影响系数，=2.0。 K K 图 3.2 齿形系数图13 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 19 将上述有关参数据代入公式（3.15） ，整理得到 (3.16) KyKzm KT cn g w 3 cos2 （1）一档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 3 1089 g T Nmm；mm；X1=0.450； 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K0 . 2 K ，查齿形系数图 3.2 得：y=0.157，把以上数据代入30.16 22cos 13 cos 33 z zn (3.16)式，得： MPa59.176 72157 . 0 5 . 21314 . 3 5 . 122cos10892 cos2 3 3 3 1 1 KyKmz KT cn g w 从动齿轮： 已知： Nmm；mm； 33 1038.20510 13 30 89 g T 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K ；X2=0.389；，查齿形系数图 3.2 得：0 . 2 K64.37 22cos 30 cos 33 z zn y=0.167，把以上数据代入(3.16)式，得： MPa01.166 72167 . 0 5 . 23014 . 3 5 . 122cos1038.2052 cos2 3 3 3 2 2 KyKmz KT cn g w （2）二档齿轮校核 主动齿轮： 已知： 3 1089 g T Nmm；mm；X3=0.315； 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K0 . 2 K ，查齿形系数图 3.2 得：y=0.154，把以上数据代入58.17 22cos 14 cos 33 z zn (3.16)式，得： MPa17.167 72154 . 0 5 . 21414 . 3 5 . 122cos10892 cos2 3 3 3 3 3 KyKmz KT cn g w 从动齿轮： 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 20 已知：Nmm；mm； 33 1036.18410 14 29 89 g T 225 . 1 K5 . 2 n m ；X4=0.524；，查齿形系数图 3.20 . 7 c K0 . 2 K424.36 22cos 29 cos 33 z zn 得：y=0.175，把以上数据代入(3.16)式，得： MPa11.147 72175 . 0 5 . 22914. 3 5 . 122cos1036.1842 cos2 3 3 3 4 4 KyKmz KT cn g w (3)三档齿轮校核 主动齿轮： 已知： Nmm；mm；X5=0.235； 3 1089 g T 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K ；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.146，把以上0 . 2 K352.21 22cos 17 cos 33 z zn 数据代入(3.16)式，得： MPa21.145 72146 . 0 5 . 21714 . 3 5 . 122cos10892 cos2 3 3 3 5 5 KyKmz KT cn g w 从动齿轮： 已知：Nmm；mm； 33 1012.13610 17 26 89 g T 225 . 1 K5 . 2 n m ；X6=0.604；，查齿形系数图 3.20 . 7 c K0 . 2 K656.32 22cos 26 cos 33 z zn 得：y=0.183，把以上数据代入(3.16)式，得： MPa85.115 72183 . 0 5 . 22614 . 3 5 . 122cos1012.1362 cos2 3 3 3 6 6 KyKmz KT cn g w （4）四档齿轮的校核 主动齿轮： 已知： Nmm；mm；X7=0.21； 3 1089 g T 225 . 1 K5 . 2 n m0 . 7 c K0 . 2 K ；，查齿形系数图 3.2 得：y=0.154，把以上数据代入38.26 22cos 21 cos 33 z zn (3.16)式，得： MPa44.111 72154 . 0 5 . 22114. 3 5 . 122cos10892 cos2 3 3 3 7 7 KyKmz KT cn g w 天津科技大学 2013 届本科毕业论文 21 从动齿轮： 已知：Nmm；mm； 33 1024.9310 21 22 89 g T 225 . 1 K5 . 2 n m ；X8=0.629；，查齿形系数图 3.20 . 7 c K0 . 2 K63.27 22cos 22 cos 33 z zn 得：y=0.174，把以上数据代入(3.16)式，得： Nmm64.98 72174 . 0 5 . 22214 . 3 5 . 122cos1024.932 cos2 3 3 3 8 8
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