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夏利汽车N3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 姓名：张假设军 指导老师： 申请学位级别：学士 论文提交日期：2021.6.10 学位授予单位：天津科技大摘要汽车变速器是汽车的核心局部。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。随着汽车产业的开展与进步，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变速器为根底。在转速、最高车速、发动机输出转矩、最大爬坡度的情况下，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，到达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目 录第1章 绪论11.1概述1 汽车变速器的设计标准11.1.2国内外变速器的开展与现状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32.1汽车变速器传动机构布置方案3汽车变速器传动方案分析与选择3倒档布置方案3其他零部件结构方案分析42.2汽车变速器操纵机构布置方案5概述52.3本章小结6第3章 变速器的设计与计算73.1汽车变速器主要参数的选择7档数7变速器传动比范围7变速器各档传动比7选择中心距10变速器外形尺寸10齿轮参数选择10变速器各档齿轮齿数的分配及传动比的计算11变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整153.19总结变速器各档齿轮参数163.2变速器齿轮强度校核17齿轮材料的选择17变速器齿轮弯曲强度校核18变速器轮齿接触应力校核22倒档齿轮的校核263.3轴的结构选择和尺寸设计27初选轴的直径273.4轴的强度验算283.4.1轴的刚度计算283.4.2轴的强度计算363.5轴承选择与寿命计算校核39输入轴轴承的选择与寿命校核40输出轴轴承的选择与寿命校核413.6本章小结43第4章 变速器同步器及结构元件设计444.1同步器设计44同步器的功能及分类44惯性式同步器44锁环式同步器主要尺寸选择与确定45主要参数选择464.2变速器壳体484.3本章小结48结论49参考文献50致谢51第1章 绪 论1.1 概述国内经济突飞猛进，我的汽车产业的开展也十分迅猛，车型多样化、个性化，追求高要求的舒适性，已然成为我国汽车开展的趋势。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、制造成型本钱低、维修拆装容易等。1.1.1 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局部。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。我国汽车产业的开展和进步，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、变速器轴向根本尺寸、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。变速器的根本设计要求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、制造本钱低、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。1.1.2 国内外汽车变速器的开展现状全球汽车产业的飞速开展和进步，汽车变速器的进步非常迅速，现阶段主要研究和采用电控自动变速器。这种变速器具有更好的行驶性能、以及更高的行车平安性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、制造本钱底和工作可靠、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。1.2 设计的步骤及方法本次设计的变速器，在原有夏利N3变速器的根底上，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拟。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、轴的根本尺寸确实定及强度校核根据两轴式变速器的特点，确定轴的根本尺寸，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局部，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根底知识，进行的设计。比拟不同方案，总结各自优缺点，最终选取最正确方案，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，选择最正确合理尺寸。最后，对设计的传统变速器的结构进行改良和完善。第2章 变速器传动机构2.1 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、制造本钱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。2.1.1 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时机，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，大大降低运输本钱节省开支。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、本钱提高、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拟小。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，应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 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。图2.1 倒档布置方案142.1.3 零部件结构方案分析1、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。齿轮设计考前须知：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。所以综合考虑平安性，在齿轮装在轴上以后，齿轮应能保持足够大的稳定性，齿轮轮毂局部的宽度尺寸应该在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求14： 2.1式中：花键内径。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。图2.2 变速器齿轮尺寸控制图14根据设计要求，齿轮外表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外表粗糙度：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。2、变速器轴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，轴的外表粗糙度不应低与m，硬度不低于5863HRC。因渐开线花键定位性能良好，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。143、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。2.3 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，确定适宜的传动比。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。第3章 变速器的设计与计算校核3.1 变速器主要参数的选择本次设计是在整车参数的情况下，车型的情况下进行设计，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r27mm3.1.1 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。3.1.2 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到达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，其它商用车那么更大。14根据本次设计的变速器类型，将最高档传动比定为0.78。3.1.3 变速器各档传动比确实定1、主减速器传动比确实定发动机最大转速与汽车行驶速度之间的关系式为12： 3.1式中：汽车行驶速度km/h； 发动机转速r/min； 车轮滚动半径m； 变速器传动比； 主减速器传动比。：最高车速=145 km/h；最高档为超速档，传动比=0.78；车轮滚动半径，由所选用的轮胎规格，185/60R14得到=27(cm)；发动机转速=6000r/min；由公式3.1得到主减速器传动比公式：2、最低档传动比计算从车型参数可知，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： 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)；发动机最大扭矩(Nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率0.850.9；R 车轮滚动半径；最大爬坡度一般轿车要求能爬上30%的坡，大约由公式3.2得： 3.3：m=866kg；r=0.27m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入3.3式：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： 3.4式中：驱动轮的地面法向反力，； 驱动轮与地面间的附着系数；对枯燥凝土或沥青路面可取0.70.8之间。：前轮轴荷kg；取0.6，把数据代入3.4式得：所以，一档转动比的选择范围是：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： 3.1.4 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： 3.5式中：A 变速器中心距mm； 中心距系数，乘用车=8.99.3；发动机最大输出转距为89Nm； 变速器一档传动比为3.05； 变速器传动效率，取96%。8.99.3=8.9-9.36.352=56.53559.076mm轿车变速器的中心距在6080mm范围内变化。初取A=58mm。3.1.5 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以下公式选用：mm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，一般要遵守的原那么是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车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00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外表接触强度，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，从提上下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，应中选用较大的螺旋角。14本设计初选螺旋角全部为22。4、齿宽在选择齿宽时，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。此外根据设计原那么，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：斜齿，取为6.08.5，取7.8mm5、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。假设齿顶高系数小，那么齿轮重合度小，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，根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。3.1.7 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，根据设计原那么以及变速器的档数、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、一档齿数及传动比确实定一档传动比为：取整得43。小轿车可在1217之间选取，取13，那么。那么一档传动比为： 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进行修正取整得mm，为标准中心矩。3、二档齿数及传动比确实定 3.6 3.7：=60mm，=2.143，=2.5，；将数据代入3.6、3.7两式，齿数取整得：，所以二档传动比为：4、三档齿轮齿数及传动比 3.8 3.9：=60mm，=1.531，=2.5，；将数据代入3.8、3.9两式，齿数取整得：，所以三档传动比为：5、计算四档齿轮齿数及传动比 3.10 3.11：=60mm，=1.094，=2. 5，；将数据代入3.10、3.11两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：6、计算五档齿轮齿数及传动比 3.12 3.13：=60mm，=0.78，=2.5，；将数据代入3.12、3.13两式，齿数取整得：，所以五档传动比为：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合不产生运动干预齿轮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： 3.14：，把数据代入3.14式，齿数取整，解得：，那么倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：mm取 输出轴与倒档轴之间的距离：mm取 3.1.8 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 倒档根据机械设计手册及相关图表得17：1、 一档齿轮的变位当 A0=60 Z1=13 Z2=30时，查得总变位系数X=0.839 变位系数分配为X1=0.450 X2=0.3892、 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 变位系数分配为X3=0.311 X4=0.2113、 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变位系数分配为X5=0.296 X6=0.2264、 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变位系数分配为X7=0.210 X8=0.6295、 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变位系数分配为X9=0.197 X10=0.6426、 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 变位系数分配为X12=0.03 X13=0.163.1.9 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动主动从动主动从动主动从动主动从动输入齿轮倒档齿轮输出齿轮齿数13301429172621222522182330分度圆 直径35.0580.8937.7578.1945.8470.1056.6259.3267.4148.5329.4661.5980.33齿顶高3.6253.4733.2883.813.0884.013.0254.0722.9924.1052.9252.5752.1齿根高22.1532.3381.8152.5381.6152.61.5532.6331.522.73.053.525全齿高5.6255.6265.6265.6255.6255.6255.6255.6255.6255.6255.6255.6255.625齿顶圆 直径42.387.83644.32685.8152.01678.1262.6767.46473.39456.7435.3166.7484.53齿根圆 直径31.0576.58433.07474.5640.76466.8751.4256.21462.14445.4924.0655.4973.28节圆直径36.2883.7239.0780.9347.4472.5658.6061.4069.7750.2329.7662.2481.763.2 变速器齿轮强度校核齿轮材料的选择原那么181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外表渗碳淬火或中碳钢或中碳合金钢，切齿后外表淬火，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。但假设采用渗氮处理，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，抗弯强度要求比拟高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后外表淬火处理，硬度为5862HRC。变速器齿轮弯曲强度校核19齿轮弯曲强度校核斜齿轮 (3.15)式中：圆周力N，； 计算载荷Nmm；节圆直径mm， ，为法向模数mm；斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，=1.50；齿面宽mm； 法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图3.2中查得； 重合度影响系数，=2.0。图3.2 齿形系数图13将上述有关参数据代入公式3.15，整理得到 (3.16)1一档齿轮校核主动齿轮： Nmm；mm；X1=0.450；，查齿形系数图3.2得：y=0.157，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：Nmm；mm；X2=0.389；，查齿形系数图3.2得：y=0.167，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa2二档齿轮校核主动齿轮： Nmm；mm；X3=0.315；，查齿形系数图3.2得：y=0.154，把以上数据代入(3.16)式，得： MPa从动齿轮：Nmm；mm；X4=0.524；，查齿形系数图3.2得：y=0.175，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa (3)三档齿轮校核主动齿轮：Nmm；mm；X5=0.235；，查齿形系数图3.2得：y=0.146，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：Nmm；mm；X6=0.604；，查齿形系数图3.2得：y=0.183，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa4四档齿轮的校核主动齿轮：Nmm；mm；X7=0.21；，查齿形系数图3.2得：y=0.154，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：Nmm；mm；X8=0.629；，查齿形系数图3.2得：y=0.174，把以上数据代入(3.16)式，得：Nmm5五档齿轮的校核主动齿轮：Nmm；mm；X9=0.197；，查齿形系数图3.2得：y=0.155，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa从动齿轮：Nmm；mm；X10=0.642；，查齿形系数图3.2得：y=0.172，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPa14，以上各档均适宜。轮齿接触应力校核 3.17式中：轮齿接触应力MPa；齿面上的法向力N，；圆周力N，；计算载荷Nmm；为节圆直径mm；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量MPa；齿轮接触的实际宽度mm；，主从动齿轮节点处的曲率半径mm，直齿轮，斜齿轮，；、 主从动齿轮节圆半径mm。表3.3 变速器齿轮许用接触应力14齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700通过计算，把作用在汽车变速器的载荷，变速器第一轴上的载荷，当做作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3.314：1、一档齿轮接触应力校核：Nmm；MPa；mm；mm；mmN变速器轴上的力，一对齿轮上的作用力，分为作用力与反作用力，大小相等方向相反，所以只需计算一个齿轮的接触应力，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入3.17可得：MPa2、二档齿轮接触应力校核：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入3.17可得：MPa3、三档齿轮接触应力校核：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入3.17可得：MPa4、四档齿轮接触应力校核：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入3.17可得：MPa5、五档齿轮接触应力校核：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入3-17可得：MPa综上可知各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以均合格。倒档齿轮的校核由于采用斜齿故与前五档校核相同1、齿根弯曲疲劳许用应力计算倒档输入齿轮：Nmm；mm；X11=0.17；，查齿形系数图3.2得：y=0.132，把以上数据代入(3.16)式，得：MPa2、齿面接触疲劳许用应力的计算19：Nmm；MPa；N同一档，将以上数据代入3-17可得：MPa由以上数据可知，倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均在许用强度范围内，满足条件。3.3 轴的结构和尺寸设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩的作用。所以要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度缺乏会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性等均有不利影响。因此在实际设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的粘合为条件。设计阶段可根据经验和条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。14初选轴的直径在两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.160.18；对输出轴，0.180.21。输入轴花键局部直径mm可按下式初选取14：式中： 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩N.m。输入轴花键局部直径：=17.8620.54mm初选输入、输出轴支承之间的长度=270mm。一般首先按扭转强度条件，来计算确定轴的最小直径： 3.22式中： d轴的最小直径mm；轴的许用剪应力MPa；P发动机的最大功率kw；n发动机的转速r/min。将有关数据代入3.22式，得：mm所以，选择轴的最小直径为25mm。根据轴的制造工艺性要求20，将轴的各局部尺寸初步设计如图3.3、3.4所示：图3.3 输入轴各局部尺寸图3.4 输出轴各局部尺寸3.4 轴的强度验算轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图3.5 变速器轴的挠度和转角13轴的挠度和转角如上图所示，分析轴的变形可知，轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为，转角为，可分别用下式计算： 3.23 3.24 3.25式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力N；齿轮齿宽中间平面上的圆周力N； 弹性模量MPa，=2.1105 MPa； 惯性矩mm4，对于实心轴，； 轴的直径mm，花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离mm； 支座间的距离mm。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。根据机械设计手册，齿轮设计要求：齿轮所在平面的转角应不超过0.002rad。1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核1轴上受力分析一档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有关数据代入3.23、3.24、3.25得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm，把有关数据代入3.23、3.24、3.25得到：mmmmmmrad二档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：a=76.74mm；b=177.5mm；L=254.24mm；d=43.5mm，把有关数据代入3.23、3.24、3.25得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。：a=79mm；b=177.5mm；L=256.49mm；d=40mm，把有关数据代入3.23、3.24、3.25得到：mmmmmmrad三档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：a=100.24；b=154mm；L=254.24mm；d=54.5mm，把有关数据代入3.23、3.24、3.25得到：=mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。：a=102.49mm；b=154mm；L=256.49mm；d=38mm，把有关数据代入3.23、3.24、3.25得到：mmmm
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