HLJIT5H-100五档二轴式变速器设计论文说明书

本科生毕业设计（论文）摘 要从汽车诞生时起，汽车变速器在汽车传动系中扮演着至关重要的角色。现代汽车上广泛采用内燃机作为动力源，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动力性和燃油经济性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。本文以哈飞路宝汽车的一些整车参数和发动机参数为依据，进行变速器的设计。设计的主要内容包括变速器传动机构布置方案的确定，变速器主要参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、外形尺寸、齿轮参数、各挡齿轮齿数的选择，齿轮、轴、轴承的设计校核，同步器、操纵机构及箱体的设计及对轴的有限元分析。在设计的过程中，本文根据轿车变速器的设计要求和车辆动力传动系统自身的特点，参考多篇文献资料，以及国内外变速器设计图册，从经济性和实用性方面着手进行分析,设计出一种两轴式五挡变速器。关键词：变速器；齿轮；轴；箱体；设计ABSTRACTSince automobile was born, the transmission has played a critical role in the drivetrain. Modern cars widely uses engines as the power source. The range of torque and speed are small, but complex using conditions require the automobiles dynamic and fuel economical efficiency can change in a very large range. To solve this contradiction, transmission is set up in the drivetrain. The transmission is designed based on engine parameters and vehicle parameters of Ha Fei Lu Bao automobile in this text. The main design contents include the layout program of transmission drive-mechanism, the selection of main transmission parameters such as shifts, the range of gear ratio, center-spacing, each gear ratio, size, gear parameters and the numble of each gear, the design and verification of gears, shafts and bearings, the design of synchronizer, manipulation-framework and gearbox. Bases on the design requirement and the characteristic of power transmission system, consulting a great deal of literatures and transmission design drafts from both home and overseas,at economical efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted five block transmission is designed.Key words: Transmission；Shell；Gear；Shaft；Design目 录摘要Abstract 第1章 绪论1 1.1 选题的目的及意义11.2 国内外研究现状11.3 研究方法设计21.4 研究内容设计3第 2 章 变速器传动机构布置方案42.1变速器传动机构布置方案分析4 2.1.1两轴式和中间轴式变速器 4 2.1.2倒档的形式和布置方案 42.2 变速器零、部件布置方案分析 5 2.2.1齿轮形式 52.2.2换挡的结构形式 52.2.3轴承的形式 62.2.4轴的形式 72.3 变速器操纵机构布置方案设计7 2.3.1变速器操纵机构的分类 72.3.2典型的操纵机构及其锁定装置设计72.4 本章小结9第 3 章 变速器主要参数的选择及设计计算 103.1 变速器设计依据的主要参数 103.2 挡数及传动比范围的确定103.2.1挡数的确定103.2.2传动比范围103.3 变速器各档传动比的确定 113.3.1 主减速器传动比113.3.2 最低挡传动比计算113.3.3 变速器各挡传动比的分配133.4 中心距的选择133.5 外形尺寸确定133.6 齿轮参数确定143.7 各挡齿轮齿数的分配173.7.1 确定一挡齿轮的齿数及传动比173.7.2 确定二挡齿轮的齿数及传动比18 3.7.3 确定三挡齿轮的齿数及传动比193.7.4 确定四挡齿轮的齿数及传动比193.7.5 确定五挡齿轮的齿数及传动比203.7.6 确定倒挡齿轮的齿数及传动比203.8 变速器齿轮的变位213.8.1 确定一挡齿轮变位系数213.8.2 确定二挡齿轮变位系数223.8.3 确定三挡齿轮变位系数233.8.4 确定四挡齿轮变位系数243.8.5 确定五挡齿轮变位系数253.8.6 本次设计所有齿轮的几何尺寸253.9 本章小结27第 4 章 变速器主要结构元件的设计与计算28 4.1 齿轮损坏的原因及形式284.2 齿轮材料的选择原则284.3 计算各轴的转矩294.4 齿轮强度计算294.4.1 齿轮弯曲强度校核304.4.2 齿轮接触应力校核334.5 轴的强度计算384.5.1 初选轴的直径384.5.2 轴的刚度计算394.5.3 轴的强度校核474.6 轴承校核514.6.1输入轴轴承校核514.6.2输出轴轴承校核52 4.7 同步器设计53 4.7.1惯性式同步器54 4.7.2 同步器主要尺寸的确定55 4.7.3 主要参数的确定56 4.8 轴的有限元分析59 4.8.1有限元基本理论简介59 4.8.2 有限元分析基本步骤60 4.8.3变速器输出轴的有限元分析的主要步骤604.9 本章小结66第 5 章 变速器操纵机构和箱体设计675.1直接操纵手动换挡变速器675.2远距离操纵手动换挡变速器695.2.1换挡操纵机构（外换挡操纵机构）695.2.2 换挡机构（内换挡操纵机构）705.3电控自动换挡变速器715.4 变速器箱体 725.5 本章小结73结论74参考文献 75致谢76第1章 绪 论1.1选题的目的及意义随着经济和科学技术的不断的发展，汽车工业也渐渐成为我国支柱产业，汽车的使用已经遍布全国。而随着我国加入WTO，人民生活水平的不断提高，微型客货两用车、轿车等高级消费品已进入平常家庭。在面临着前所未有的机遇同时，不得不承认在许多技术上，我国与发达国家还一定的差距，所以我们要努力为我国的汽车工业做出应有的贡献。发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩仅在一定的转速区出现，为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性和经济性状态下。变速器是汽车传动系的重要组成部分，其发展无疑代表着汽车工业的发展，它的设计也是汽车设计的一个重要部分。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。两轴变速器有其结构简单，体积较小，制造成本低，传动效率高等特点在变速器发展中屹立不倒，虽然现在的自动变速器操作简单，但是效率很低，所以市场的大部分份额被机械式变速器占据着，汽车发展要向节能，舒适，操作方便方向发展， 两轴式变速器更是符合条件的。 1.2国内外研究状况现今的汽车变速器发展的十分迅速，各大公司纷纷推出新的产品，但是变速器技术的每次革新都与汽车相关科学的发展密切相关，计算机技术，先进制造技术，机械自动化技术，模拟仿真材料科学等都为变速器的发展提供了有力的保障，同时变速器的发展也为相关科学技术提出了更高的要求。1894年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器至今，汽车变速器已经经过了一百多年的发展。变速器作为汽车重要的组成部分，是承担放大发动机扭矩，实现理想动力传递，从而适应各种路况实现汽车行驶的主要装置。从最初采用侧链传动到手动变速器，及至液力自动变速器和电控机械式自动变速器，再到现在无级自动变速器的普及，在汽车工业技术不断前进的同时，变速器也向着更平顺、更省油、更富驾驶乐趣的方向不断发展。直至双离合自动变速器的出现，变速器技术又伴随着速度和梦想，迈向了一个全新的高度。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。往往要受到加载运量、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。两轴式变速器因轴与轴承数少，有结构简单、尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。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，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮。变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，应该布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良状况，然后按照从低档到高挡的顺序布置各档齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。常用挡位的齿轮因接触应力过高而易造成表面点蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的两端支撑中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命。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轮对数、每分钟转速、传递的功率、润滑系统的有效性、轮齿和壳体等零件的制造精度等。由于两轴式变速器结构简单，机械零件设计与制造精度不十分高，装配精度也较低，所以工人装配与修理均比较容易。手动变速器换挡操作完全遵从驾驶者的意志，且结构简单，故障率相对较低，占据大部分市场份额。大部分微型轿车都是装备两轴式变速器，在汽车向节能方向发展的今天，两轴式变速器将是新时代的宠儿。1.3 研究方法设计根据此次设计要求，依据哈飞路宝的整车参数和发动机参数，完成变速器的结构布置和设计。设计的主要内容有确定变速器传动机构布置方案，变速器主要参数的选择，变速器齿轮的设计计算，轴与轴承的设计校核。查阅图书馆电子资源、馆藏图书和文献，以及本市各大型图书馆的馆藏图书资源，了解变速器研究领域的最新发展动向；阅读关于变速器设计方面的书籍，学习前人进行变速器设计的过程、步骤、方法和经验教训；向指导教师请教；同学之间互相讨论；亲自去实验室动手拆装各种类型的变速器，了解各种变速器的结构与工作原理进行变速器的设计和计算。1.4 研究内容设计（1）研究汽车机械变速器的组成、结构与设计；（2）建立有限元计算模型；（3）研究汽车机械变速器的载荷；（4）加载进行应力分析与结果分析；第2章 变速器传动机构布置方案2.1 变速器传动机构布置方案分析机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。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。2.1.1 两轴式和中间轴式变速器对于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挡齿轮副，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。4、 变速器的传动效率两轴式变速器虽然有等于1的传动比，但仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而中间轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接挡，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。轿车尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，而中、重型载重汽车则采用中间轴式变速器。2.1.2 倒档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五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，但换挡时两对齿轮必须同时啮合，致使换挡困难，某些轻型货车五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，缩短变速器轴向长度，有的货车采用g方案，其缺点是一挡和倒挡得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。后述五种方案可供五挡变速器的选择：图2.1倒挡布置方案本次设计采用两轴式五档变速器，图2.1（a）所示的倒挡布置方案。2.2 变速器零、部件布置方案分析2.2.1 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。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。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，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。本次设计一挡到五挡均采用斜齿圆柱齿轮，倒挡采用直齿圆柱齿轮。2.2.2 换挡的结构形式如图2.2所示，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。（a）滑动齿轮换挡 （b）啮合套换挡 （c）同步器换挡图2.2换挡机构形式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。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。轿车要求轻便性和缩短换挡时间，因此采用全同步器变速器，倒挡采用滑动直齿轮。2.2.3 轴承的形式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、滑动轴承套等。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。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、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变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴的前、后按直径系列选用深沟球轴承，输出轴的前、后轴承按直径系列选用圆锥滚子轴承，齿轮与轴之间选用滚针轴承。2.2.4 轴的形式变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。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。2.3 变速器操纵机构布置方案设计2.3.1 变速器操纵机构的分类用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或推到空挡工作，称为手动换挡变速器。1、直接操纵式手动换挡变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。2、远距离操纵手动换挡变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器，称为远距离操纵手动换挡变速器。3、电动自动换挡变速器20世纪80年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换挡，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换挡，这种变速器成为电动自动换挡变速器10。由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换挡变速器。2.3.2 典型的操纵机构及其锁定装置设计图2.3为典型的操纵机构图定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。1、换挡机构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。采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一挡、倒挡外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。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。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，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，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利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。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部挡位均选用同步器换挡。2、防脱挡设计互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两挡，而使挂挡出现重大故障。操纵机构还应设有保证不能误挂倒挡的机构。通常是在倒挡叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换挡时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒挡锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱挡和挂挡。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。倒挡锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒挡，起到提醒注意的作用，以防误挂倒挡，造成安全事故。本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒挡锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。2.4 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2.1（a）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，轴承选取深沟球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。 第3章 变速器主要参数的选择及设计计算3.1 变速器设计依据的主要参数本次设计是根据HLJIT5H-100的技术参数来设计的一种变速器，其具体参数如表3.1。表3.1 HLJIT5H-100的主要技术参数发动机最大功率48kw车轮型号165/66R13发动机最大转矩100Nm最大功率时转速5700 r/min最大转矩时转速3000r/min最高车速145km/h总质量1400kg前轴载荷840kg3.2 挡数及传动比范围的确定3.2.1 挡数的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，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡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。本次设计的变速器采用5个前进挡位，1个倒挡位。3.2.2 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。本次设计的变速器最高挡传动比范围是0.8。3.3 变速器各挡传动比的确定3.3.1 主减速器传动比发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： （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。已知：最高车速=145 km/h；最高档为超速档，传动比=0.8；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格165/65R13得到=264(mm)；发动机转速=5700（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：3.3.2 最低挡传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一挡通过要求的最大坡道角坡道时，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： （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）已知：m=1400kg；r=0.264m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：满足不产生滑转条件。即用一挡发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （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；对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。已知：kg；取0.6，把数据代入（3.4）式得：所以，一挡传动比的选择范围是：初选一挡传动比为2.8。3.3.3 变速器各挡传动比的分配等比级数分配其它各档传动比，即： 3.4 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算： （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100（Nm）； 变速器一挡传动比为2.8； 变速器传动效率，取96%。（8.99.3）=（8.9-9.3）6.45=58.561.3mm轿车变速器的中心距在6080mm范围内变化。初取A=62mm。3.5 外形尺寸确定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。影响变速器壳体的轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。商用车四挡变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：（1）四挡 （2.22.7）A （2）五挡 （2.73.0）A（3）六挡 （3.23.5）A 当变速器选用的挡数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好取为整数。轴向尺寸为（3.03.4）A=186220.8mm，取为220mm。3.6 齿轮参数确定1、模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。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3.2。所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定，如表3.3。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。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多，有利于换挡。表3.2汽车变速器齿轮的法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表3.3汽车变速器常用的齿轮模数 （mm）一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50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，所以一挡到五挡均采用斜齿轮，倒挡采用直齿轮。2、压力角对于轿车，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。 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20。3、螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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1525为宜；而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：（1）乘用车变速器1）两轴式变速器为20252）中间轴式变速器为2234（2）货车变速器：1826本设计初选螺旋角全部为20。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。通常根据齿轮模数m()的大小来选定齿宽：（1）直齿b=m, 为齿宽系数，取为4.58.0；（2）斜齿轮b=，取为6.08.5。斜齿，取为6.08.5一、二挡取8mm三、四、五挡取6 mm直齿倒挡取8 mm5、齿轮的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，耐磨损、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之和等于零。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相接近的程度。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，又避免了其缺点。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。对于高挡齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及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些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，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。为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一挡主动齿轮）会造成轮齿根切。这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减少。此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。总变位系数减少，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度减小，易于吸收冲击振动故噪声要小一些。另外，值越小，齿轮的齿形重合度越大，这不但对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。根据上述理由，为了降低噪声，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一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高挡和一轴齿轮副的可以选为0.20.2。随着挡位的降低，值应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值，以便获得高强度齿轮副。一挡齿轮的值可以选用1.0以上。6、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，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。本设计取为1.00。3.7 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，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。如图3.1是本次设计的变速器的传动方案。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倒档中间轴齿轮 12-倒档主动齿轮13-倒档输出轴齿轮图3.1 变速器的传动示意图3.7.1 确定一挡齿轮的齿数及传动比1、一挡传动比取整得46。轿车可在1217之间选取，取12，则。则一挡传动比为：2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3.7.2 确定二挡齿轮的齿数及传动比1、二挡传动比 取整得47。=15，则。则二挡传动比为：2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3.7.3 确定三挡齿轮的齿数及传动比1、三挡传动比 取整得47。=19，则。则三挡传动比为：2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3.7.4 确定四挡齿轮的齿数及传动比1、四挡传动比 取整得47。=22，则。则四挡传动比为：2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3.7.5 确定五挡齿轮的齿数及传动比1、五挡传动比 取整得47。=26，则。则五挡传动比为：2、对中心距A进行修正取整得mm，为标准中心矩。3.7.6 确定倒挡齿轮的齿数及传动比初选倒挡轴上齿轮齿数为=21，输入轴齿轮齿数=11，为保证倒挡齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （3.6）已知：，把数据代入（3.6）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒挡轴之间的距离：mm输出轴与倒挡轴之间的距离：mm3.8 变速器齿轮的变位3.8.1 确定一挡齿轮变位系数法面模数 =2.5端面模数 =2.66mm法面压力角=20端面压力角=arctg=21.17理论中心距A=2.66=61.19mm中心距变动系数=0.324=0.324=0.014查表得=0.014483，则总变位系数=0.014483=0.3331根据齿数比=2.8，按线图3.2分配变位系数得=0.28，则=0.33310.28=0.0531图 3.2 选择变位系数线路图3.8.2 确定二挡齿轮变位系数法面模数 =2.5端面模数 =2.66mm法面压力角=20端面压力角=arctg=21.17理论中心距A=2.66=62.5mm中心距变动系数=-0.2=0.324=0.01378查表得=0.0163617，则总变位系数=0.0163617=0.3845根据齿数比=2.13，按线图3.2分配变位系数得=0.25，则=0.38450.25=0.13453.8.3确定三挡齿轮变位系数法面模数 =2.5端面模数 =2.66mm法面压力角=20端面压力角=arctg=21.17理论中心距A=2.66=62.5mm中心距变动系数=-0.2=0.324=0.01378查表得=0.01637，则总变位系数=0.01637=0.3847根据齿数比=1.47，按线图3.2分配变位系数得=0.1，则=0.38470.1=0.28473.8.4 确定四挡齿轮变位系数法面模数 =2.5端面模数 =2.66mm法面压力角 =20端面压力角 =arctg=21.17理论中心距 A=2.66=62.5mm中心距变动系数=-0.2=0.314=0.01378查表得=0.01637，则总变位系数=0.01637=0.3847根据齿数比=1.136，按线图3.2分配变位系数得=0.05，则=0.38470.05=0.33473.8.5 确定五挡齿轮变位系数法面模数 =2.5端面模数 =2.66mm 法面压力角 =20端面压力角 =arctg=21.17理论中心距A=2.66=62.5mm中心距变动系数=-0.2=0.324=0.01378查表得=0.01637，则总变位系数=0.01637=0.3847根据齿数比=0.8，按线图3.2分配变位系数得=0.1923，则=0.38470.1923=0.19233.8.6 本次设计所有齿轮的几何尺寸如表3.4、3.5所示。表3.4直齿圆柱齿轮的几何尺寸 (mm)分度圆直径27.57552.5齿顶高2.52.52.5齿根高333齿全高5.55.55.5齿顶圆直径32.58057.5齿根圆直径2568.7546.25中心距=62 =40 =63.75节圆直径33.2790.7381.4基节666基圆直径2670.549.3表3.5斜齿圆柱齿轮的几何尺寸 (mm)端面模数2.662.662.662.662.662.662.662.662.662.66端面压力角21.1721.1721.1721.1721.1721.1721.1721.1721.1721.17螺旋角20202020202020202020分度圆直径31.990408550.557658.5366.569.1753.87齿顶高2.52.611.661.3751.291.751.161.8751.5191.519齿根高2.42531.8752.792.8752.432.291.061.07齿全高4.9255.613.5354.1654.1653.134.164.1653.5253.526齿顶圆直径379343.228753.137860.8570.2572.258中心距6262626262基圆直径28.198035.375.244.6465.7851.6858.7361.0849.33节圆直径32.34