微型载货汽车变速器总成设计

四川理工学院毕业设计 某微型载货汽车变速器总成设计学 生：敬sir学 号：1000000000专 业：机械设计制造及其自动化班 级：车辆2010级3班指导教师：汤爱华 四川理工学院机械工程学院二O一四年六月四 川 理 工 学 院毕业设计（论文）任务书设计（论文）题目： 某微型载货汽车变速器总成设计 学院： 机械工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 车辆2010级3班 学号： 100000000 学生： 敬sir 指导教师： 汤爱华 接受任务时间 2014年3月3日 系主任 （签名）院长 （签名）1、毕业设计（论文）的主要内容及基本要求（1）基本设计参数额定装载质量（Kg）最大总质量（kg）最大车速(Kmh-1)比功率 (KWt-1)比转矩(Nmt-1)4901710851738（2）主要内容及基本要求分别为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构形式，计算确定各总成部件的主要参数；确定变速器具体形式并详细计算指定变速器总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。具体要求如下：1总成总装配图1张（A0图）2零件图2张（A3图）3设计计算说明书1份2、指定查阅的主要参考文献及说明1臧杰,阎岩.汽车构造M.机械工业出版社,2005,8.2王望予主编.汽车设计M.机械工业出版社,2004,8. 3 刘泽九.轴承应用手册S. 北京.机械工业出版社1996.34汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册S. 北京.人民交通出版社.2001.55刘涛主编.汽车设计M.北京大学出版社,2008,1.6余志生 汽车理论机械工业出版社7成大先 机械设计手册（第三版）60 / 71文档可自由编辑打印3、进度安排设计（论文）各阶段名称起 止 日 期1收集、学习本课题有关资料3月3日3月14日2完成主要设计计算，确定主要结构形式3月15日4月4日3进行图纸设计4月5日5月9日4完成设计计算说明书的编写5月10日5月23日5设计图纸与说明书的校对5月24日5月30日摘 要 汽车变速器是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。本设计是依据时代牌货车BJ1020V0J31的相关参数，通过各部分参数的选择和计算，设计出一个令自己满意的手动变速器。其设计的基本内容是有：变速器传动机构布置方案，变速器主要参数的选择，变速器各挡传动比确定以及分配，变速器各挡齿轮齿数分配，变速器齿轮的设计与计算，变速器轴和轴承的设计计算，操纵机构设计，以及手绘制装配图和零件图等八项内容。在设计过程中主要需解决的问题有：变速器各参数的确定，变速器齿轮的设计、计算及校核，变速器轴的设计、计算及校核和轴承的校核计算，操纵机构设计以及绘制装配图及零件图五大主要问题。随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。通过对轿车变速器的设计，我了解到变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有深远的意义。关键词：变速器；传动比；参数；设计计算；校核ABSTRACTAutomobile transmission is an important part of automobile assembly components of the transmission system is the main. Have a direct effect on the structure of transmission of the automobiles power, economy, reliability and portability, the manipulation of the transmission stability and efficiency etc.The design is based on the relevant parameters of Era BJ1020V0J31, through the selection and calculation of the parameters, design a satisfied manual transmission. The basic content of the design are: transmission mechanism arrangement scheme, the main parameters of transmission choices, gear ratio transmission and distribution, transmission of the gear tooth number distribution, design and calculation of transmission gear, design and calculation of transmission shaft and bearing design, operation mechanism, and hand-painted for the assembly and parts drawing and other eight items. In the design process of the main problems to be solved are: to determine parameters of the transmission, transmission gear design, calculation and checking calculation, design, calculation and check of transmission shaft and bearing, steering mechanism design and assembly drawing and parts drawing five major problems.With the rapid development of automobile industry, the demand for the automobile is more and more high. Through the design of the car transmission, I understand that the transmission has an important role in vehicle structures, so the development and progress of the improved transmission structure of auto industry has far-reaching significance.Key words: Transmission；Transmission Ratio；Parameters；Design and Calculation；Checking目 录摘 要IABSTRACTII目 录III第1章 绪 论11.1 汽车变速器概述11.2 汽车变速器设计的目的和意义11.3 汽车变速器分类21.4 手动变速器的特点和基本要求及内容31.4.1 手动变速器的特点31.4.2 手动变速器的基本要求31.4.3 设计的主要内容4第2章 变速器传动机构布置方案确定52.1 设计所依据的主要技术参数52.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择62.2.1 两轴式变速器的特点分析62.2.2 中间轴式变速器特点分析62.2.3 倒挡布置方案分析92.2.4 传动机构布置的其他问题102.3 零、部件结构方案分析102.3.1 齿轮形式102.3.2 换挡机构形式112.3.3 防止自动脱挡的结构112.3.4 变速器轴承122.4 本设计所采用的传动机构布置方案132.5 本章小结14第3章 变速器主要参数的选择和齿数分配153.1 变速器各挡传动比的确定153.1.1 确定最小传动比 itmin153.1.2 确定最大传动比163.1.3各档传动比如确定173.2 中心距 A173.3 外形尺寸183.4 齿轮参数183.4.1 模数选取183.4.2 压力角 183.4.3 螺旋角 183.4.4 齿宽 b183.4.5 齿轮变位系数的选择193.4.6 齿顶高系数193.4.7 各挡齿轮齿数的分配193.5 本章小结22第4章 变速器齿轮的设计与计算254.1变速器齿轮的几何尺寸计算254.2 计算变速器各轴的扭矩和转速264.3 齿轮的材料选择和强度计算264.3.1 齿轮损坏的原因和形式264.3.2 齿轮的材料选择274.3.3 齿轮的强度计算284.4 本章小结38第5章 变速器轴和轴承的设计计算395.1 初选变速器轴的轴径和轴长395.2 轴的结构设计405.3 变速器轴的强度计算405.3.1齿轮和轴上的受力计算405.3.2 轴的强度计算415.3.3 轴的刚度计算465.4变速器轴承的选择和校核495.4.1 第一轴轴承的选择和校核495.4.2 第二轴轴承的选择和校核505.4.3 中间轴轴承的选择和校核515.5 本章小结51第6章 变速器操纵机构的设计选用526.1 变速器操纵机构类型526.1.1 直接操纵机构526.1.2 远距离操纵机构526.2 操纵机构结构526.2.1 变速杆536.2.2 变速拨叉和拨叉轴536.3 锁止原理536.4 弹簧锁销式倒档锁586.5 变速器箱体的设计596.6 本章小结59结 论60参考文献61致 谢62第1章 绪 论1.1 汽车变速器概述汽车变速器，是一套用于来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度的变速装置，用于发挥发动机的最佳性能。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能状态下。变速器的发展趋势是越来越复杂，自动化程度也越来越高，自动变速器将是未来的主流。变速器用于转变发动机曲轴的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下，对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。用变速器转变发动机转矩、转速的必要性在于内燃机转矩-转速变化特性的特点是具有相对小的对外部载荷改变的适应性。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶；其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与经济性；采用自锁及互锁装置，倒挡安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧措施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡；采用同步器可使换挡轻便，无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低，降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双、中间轴变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。变速器多采用飞溅润滑，重型汽车有时强制润滑第一、二轴轴承等。变速器都装有单向的通气阀以防壳内空气热胀而漏油及润滑油氧化。壳底放油塞多放置磁铁以吸附油内铁屑。1.2 汽车变速器设计的目的和意义通过专业综合训练，综合运用汽车设计课程和其他相关课程的理论与实际知识，掌握汽车设计的一般规律，树立正确的设计思想，培养分析和解决实际问题的能力；使我们学会从工程一线的角度山发，合理选择各总成的结构类型，制定设计方案， 正确地分析、计算、校核，并考虑制造工艺、经济、使用、维修等问题，培养汽车设计能力。通过汽车变速器设计综合训练，使我掌握运用标准、手册和查阅相关技术资料等，培养汽车设计技能，为我在以后的工作打下良好的基础。随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，其设计意义明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大。通过查阅汽车相关资料可知，中国汽车变速器市场正处于高速发展期，如果企业或者生产部门能够制造出性能良好的变速器，我相信在当今的社会一定能够得到很好的发展。如今随着时间的推移，手动变速器的市场占有率会逐渐降低，自动变速器将不断增加。为了使手动变速器能够得到更大的发展空间，我们应从它的优势（如结构简单、效率高、功率大、燃料消耗低、成本低等优势）进行考虑，这样我坚信在如今正处于发展中的中国手动变速器一定还会继续获得广泛的应用。为了能使其得到广泛的应用，那么我们就需要不断的改进它的性能（如围绕安全、节能、操纵轻便化等方面），这样就会使其能在市场上占有属于自己的位置。所以设计一台匹配性好的变速器，就成为了汽车设计的一项重要工作。1.3 汽车变速器分类早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传动形式是很简单的。1892年法国制造出第一辆带有变速器的汽车。1921年英国人赫伯特福鲁特采用耐用的摩擦材料进一步完善了变速器的性能。现代汽车变速器是1894年由法国人路易斯雷纳本哈特和艾米尔拉瓦索尔推广使用的。目前为止，变速器可分为以下几类，主要为：1、手动变速器手动变速器主要采用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的不同的齿轮副工作。手动变速器又称手动齿轮式变速器，含有可以在轴向滑动的齿轮，通过不同齿轮的啮合达到变速变矩的目的3。手动变速器的换挡操作可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、故障率相对较低、价廉物美。2、自动变速器自动变速器是根据车速和负荷（油门踏板的行程）来进行双参数控制，挡位根据上面的两个参数来自动升降。自动变速器与手动变速器的共同点，就是二者都属于有级式变速器，只不过自动变速器可以根据车速的快慢来自动实现换挡，可以消除手动变速器“顿挫”的换挡感觉。自动变速器是由液力变矩器、行星齿轮和液压操纵机构组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩的目的。3、无级变速器无级变速器又称为连续变速式无级变速器。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别，是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动，而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化。4、无限变速式机械无级变速器（IVT）无限变速式机械无级变速器与其它自动变速器的差别之一是不使用变矩器。变矩器的作用是通过油液介质将发动机动力传递给变速器，它的传递效率通常只有80%。IVT由于不使用变矩器，与其它变矩器比较，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工艺复杂造价高昂的金属传送带、结构简单、成本低等一系列优点，加上传递扭矩大，长时间使用也不会过度发热，不但使用于轿车，也使用于越野车，是一种新型变速器。1.4 手动变速器的特点和基本要求及内容1.4.1 手动变速器的特点机械式变速器结构简单，维修维护方便，造价低廉，窗洞效率高，工作可靠性强。机械式变速器分为两轴式和中间轴式。两轴式多用于发动机前置的前驱的乘用车上，中间轴式为发动机前置后驱和后置后驱的中型货车上。中间轴式机械效率低，噪声大。为两轴式轴和轴承数少，所以结构简单，轮廓尺寸小和容易布置等有点。1.4.2 手动变速器的基本要求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、设置倒挡，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，变速器不得跳档、乱档以及换挡冲击等现象发生；7、变速器应当有高的工作效率；8、变速器的工作噪声低；9、体积小、质量轻、承载能力强，；10、制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；11、贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定。1.4.3 设计的主要内容本次设计主要是依据时代牌货车BJ1020V0J31的相关参数，通过变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动变速器。本文主要完成下面一些主要工作：1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各挡齿轮齿数的分配；2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析；4、变速器轴承的选择及校核；5、变速器操纵机构的设计选用。第2章 变速器传动机构布置方案确定2.1 设计所依据的主要技术参数本设计主要是根据时代牌BJ1020V0J31货车的技术参数来设计一种微型货汽车变速器，其具体参数如表2.1。表2.1 时代BJ1020V0J31的主要技术参数型号BJ1020V0J31比功率(KWt-1)17外廓尺寸(mm)(长宽高)404615081896比转矩(Nmt-1)38轮距(前)(mm)1260满载轴荷前(kg)684轮距(后)(mm)1260后(kg)1026轴距(mm)2236主减速器减速比6最高车速(km/h)85载质量(kg)580最大爬坡度(%)30整车整备质量(kg)1085轮胎规格5.50-13/175R13满载总重(kg)1710（1）、发动机功率的选择：设计中常先从保证汽车预期的最高车速来初步选择发动机应有的功率。Pe=1TGf3600uamax+CDA76140uamax3 (2-1)式中： cD：空气阻力系数（取0.61.0）； A ：迎风面积（取37m2）； uamax ：最高车速为85km/h。Pe=1TGf3600uamax+CDA76140uamax3=10.917109.80.023600+0.73.576140853= 30.75KW（2）、轴荷分配：满载时后轴载荷为：m2=ma *60% =1710*60%=1026kg满载时前轴载荷为： m1= ma - m2 =1710 1026=684kg2.2 变速器传动机构的结构分析和形式选择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，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。2.2.1 两轴式变速器的特点分析与中间轴式变速器相比较，两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高挡外其他各挡的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减少6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且使传动系的结构简单。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。如图2.1ac所示为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮传动。图2.1c中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并用同步器换挡；图2-1a所示方案的变速器有辅助支承，用来提高轴的刚度。图2.1 两轴式变速器传动方案2.2.2 中间轴式变速器特点分析中间轴式变速器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客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机的飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。图2-2、图2-3、图2-4分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案。各种传动方案的共同特点是:变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴支撑在第一轴的后端的孔内,并且保持两轴轴线在同一直线上,经啮合套将它们连接后可得到直接挡。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,可达到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要高于其它挡位,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;档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,挡位低的齿轮（一档）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它挡位的换档机构,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。在除直接挡以外的其它挡位工作时,中间轴式变速器的 传动效率略有降低,这是它的缺点。在挡数相同的情况下,中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数,轴的支撑方式,换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。如图2-2中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别为：图2-2a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档。第二轴为三点支承，前端支承在第一轴的末端孔内，轴的中部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上。图2-2a所示的传动方案又能达到提高中间轴和第二轴刚度的目的；图2-3c所示传动方案的二，三，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档，第二轴为支承点。图2-2 中间轴式四档变速器如图23中间轴式五档变速器传动方案中,图2-3a所示方案中,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2-3b、c、d所示的方案的各前进挡均采用常啮合齿轮传动。图2-3d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2-4a所示方案中的一挡,倒挡和图2-4b所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡,其余各挡均为常啮合齿轮。图2-3 中间轴四档变速器传动方案图2-4 中间轴六挡变速器传动方案以上各方案中,凡采用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承用车采用中间轴式变速器,为缩短传动轴长度,将第二轴加长置于附加壳体内,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及提高中间轴和输出轴的刚度。变速器用图23c所示的多支撑结构方案,能提高轴的刚度。这时如用在轴的平面上可分开的壳体,就能很好的解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图23 c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态,同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里,而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。2.2.3 倒挡布置方案分析 与前进挡相比，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换挡。为了实现倒挡传动，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。图23为常见的倒挡布置方案。图23b所示方案的优点是倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间周的长度；但倒挡时要求有两队齿轮同时进入啮合，使倒挡困难，图23c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23d所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图23c 所示方案。图23e所示方案是将中间轴上的一倒挡齿轮做成一体，将齿宽加长 。图23f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度，有的货车倒挡传动采用图23g所示方案；其缺点是一，倒挡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。 图2-5 倒档布置方案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，无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良情况，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴具有足够大的刚性，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。为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。2.2.4 传动机构布置的其他问题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承中部区域较为合理，在该区域因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮可保持较好的啮合状态，以减少偏载并提高齿轮寿命。某些汽车的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的超速挡，能够更充分的利用发动机的功率，使汽车行驶1Km所需发动机曲轴的总转数减少，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、工作噪声增加。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。2.3 零、部件结构方案分析2.3.1 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；缺点是制造时稍有复杂，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挡和倒挡。2.3.2 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，因变速器内各转动齿轮有不同的角度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅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）才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡已很少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然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力矩增大。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，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器比较还有结构简单、制造容易、能够减低制造成本及减小变速器长度等优点。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。利用同步器换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便发，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。2.3.3 防止自动脱挡的结构自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于啮合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种：1、将两接合齿的啮合位置错开，如图2-6a所示。这样在啮合时，使啮合齿端部超过被接合齿的13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在啮合齿端部形成凸肩，可用来阻止啮合齿自动脱挡。2、将啮合齿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，从而阻止自动脱挡，如图2-6b所示。3、将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2。3。），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图2-6c所示。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。图2-6 防止自动脱挡的结构措施2.3.4 变速器轴承作旋转运动的变速器轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。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、滑动轴承等。至于何处应当采用什么轴承，是受结构限制并所受的载荷的点不同而不同。汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴长啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，如空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。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，常采用一端有密封的球轴承来承受径向力。作用在第一轴的长啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部的轴承传递给变速器壳体，此处常用委员有挡圈的球轴承。由于变速器向轻量化发展的需要，要求减少变速器中心距，这样就影响到轴承外径尺寸。为保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向里的无保持架的圆柱滚子轴承。中间轴上的齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承承受都可以，但当在壳体前端布面布置轴承盖有困难，必须由后轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圆有挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。圆锥滚子轴承因具有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承的预紧能消除轴向间隙和轴向传窜动等优点，固在一些变速器上得到应用。圆锥滚子轴承轴承也有装配后需要调整预紧，是装配变的麻烦且磨损后易歪斜，导致齿轮不能正常啮合而损坏。因此，锥轴承不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上。变速器第一轴、第二轴的后端轴承，以及中间轴承、后轴承，按直径系列一般选用种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。滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮和周不是固定连接，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、有利于齿轮啮合的优点。滑动轴套的径向配合间隙大、易磨损、间隙大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增大。滑动轴套的优点是易制造、成本低。2.4 本设计所采用的传动机构布置方案在本次设计中，设计的是微型后驱货车变速器，所以选择传动机构布置方案为中间轴式变速器。总质量只有1.71吨，所以采用4+1挡中间轴式变速器。采用如下图所示的传动机构布置方案。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，直齿圆柱齿轮仅用于一挡和倒挡。变速器一挡、倒挡采用轴向滑动直齿齿轮换挡，常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。图2-7 中间轴式四档变速器传动机构布置方案2.5 本章小结本章主要依据变速器几种常见的传动机构布置方案，对两轴式和中间轴式的变速器的结构特点作了简要说明，分析了各种方案的优缺点，同时介绍了几种常见的倒挡机构布置方案，并比较了各个方案的优缺点。在零部件的选择部分，对变速器齿轮、换挡机构的形式和变速器防止自动脱挡的结构进行了分析和说明。最后结合本次设计所依据车辆的主要技术参数，选择了4+1挡中间轴式变速器布置方案和零、部件的结构形式，为接下来各章节的设计做良好的铺垫。第3章 变速器主要参数的选择和齿数分配3.1 变速器各挡传动比的确定本次微型货车设计是选用4+1挡中间轴式变速器。汽车大多数时间是以最高挡行驶的，即用最小传动比的挡位行驶。3.1.1 确定最小传动比 itmin 传动系最小传动比可由变速器最小传动比 ig和主减速器传动比 i0的乘积来表示itmin= igi0。 (1)、通常变速器最小传动比 ig取决于传动系最小总传动比 itmin和主减速器传动比 i0，而汽车最高车速时变速器传动比最小，则根据公式： ua=0.377rnigi0 (3-1)式中: ua为汽车行驶车速，km/h; n 为发动机转速，r / min; r 为车轮半径，m; ig为特指最高挡传动比。可得：itmin=0.377rnuamax (3-2)一般来说，汽车发挥最大车速与对应的发动机转速有如下关系式中: n=neu0 (3-3)n为发动机额定转速与直接挡车速之比，一般微型货车为 40 50; ne为发动机额定转速; u0为直接挡最大车速。根据条件给出的最大的车速85 km/h，n取值 40，代入(3-3)得：ne=n u0=40*85=3400 r/min代入式 (3-2) 可得： itmin=0.377rnuamax=0.3770.294340085=4.43在选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。3.1.2 确定最大传动比确定传动系最大传动比，要考虑三方面的问题: 最大爬坡度或一挡最大动力因数 D1max、附着力和汽车最低稳定车速。传动系的最大传动比 itmax通常是变速器一挡传动比 ig1与主减速器传动比 i0的乘积。当i0已知时，确定传动系最大传动比 itmax也就在于是确定变速器一挡传动比，即： itmax= ig1i0 (3-4)当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为 Ftmax= Ff+ Fimax (3-5)展开各表达式 TtqmaxitmaxTr=Gfcosmax+Gsinmax （3-6） ig1G(fcos+sinmax)rTtqmaxI0T (3-7)一般货车最大爬坡度为 30%，即16. 7。其他参数如表 2 所示。表 2 货车其他参数Tfi0r / mma/ kgTtqmax/ ( Nm)0.90.026.00.294171065代入式 (8) 计算可得: ig1G(fcos+sinmax)rTtqmaxI0T=1710*9.8*0.02*cos16.7+sin16.7*0.29465*6.0*0.9 =4.3同时，一挡传动比还应满足附着条件Ftmax=Ttqmaxig1i0TrF (3-8)对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式: F=FZ2=G2=m2g (3-9)式中: m2为后轴质量；将式 (3-8) 代入式 (3-9) 求得：ig1m2grTtqmaxi0T =1026*9.8*0.75*0.29465*6*0.9 =6.32得ig16.32，取ig1=6。因此，变速器传动比范围是16，传动系最大传动比 itmax=36。3.1.3各档传动比如确定汽车传动系各挡传动比大体上是按照等比级数分配的。因此，各挡传动比大致关系为：ig1ig2=ig2ig3=q式中: q 为各挡之间的公比。(1) 一般挡数选择换挡难度，相邻挡位之间的传动比比值在1. 8以下。(2) 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比值要小。对于本次设计要求，确定挡位数为4，各档传动比如下： ig1= 6； ig2= q2=3.30； ig3= q =1.82； ig4= q0= 1。3.2 中心距 A初选中心距 A 时，可根据下面的经验公式计算 A=KA3Temaxig1g (3-10)式中: KA为中心距系数，货车为 KA= 8. 6 9. 6;Temax为发动机最大扭矩，Nm;ig1为变速器一挡传动比;g为变速器传动效率，取 96%。货车的变速器中心距在80170mm 范围内变化。对于微型货车，可取 KA= 8. 8 mm，其余取值按照已有参数计算式 (3-2) 可得:A=KA3Temaxig1g =8.8364696% =63.4mm3.3 外形尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，4 挡为 (2. 2 2. 7) A，5 挡为 (7 3. 0) A。对于微型货车，4 挡变速器壳体的轴向尺寸取 2.7A，取整的 L =172mm。3.4 齿轮参数3.4.1 模数选取所选模数值应符合国家标准 GB/T1357-1987 渐开线圆柱齿轮模数的规定。本次变速器设计一挡和倒档的直齿齿轮选用模数 m =3.0mm，其余挡位斜齿齿轮选mn= 3.0 mm。啮合套采用渐开线齿形，同一变速器中的啮合齿模数相同，在此取 2.0mm。3.4.2 压力角 遵照国家规定齿轮压力角为 20，啮合套的压力角为 30。3.4.3 螺旋角 货车变速器选用 1826斜齿轮螺旋角。3.4.4 齿宽 b通常根据齿轮模数 m(mn)的大小来选定齿宽 b:直齿为b = Kcm，Kc为齿宽系数，取 4.58.0;斜齿为 b=Kcmn，Kc取为6.08.5。啮合套接合齿的工作宽度初选时可取24 mm。第1轴常啮合齿轮副的齿宽系数 Kc可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。因此，在第1轴啮合齿轮宽度取 b1=7.03 =21，第 2 轴常啮合直齿齿轮宽度和与第一轴啮合的斜齿轮取 b2=6.03=18，其余挡位斜齿齿轮宽度取 bn=7.03.0=21。3.4.5 齿轮变位系数的选择为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选择小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐渐增大。一、二挡和倒挡齿轮应选用较大的值。3.4.6 齿顶高系数齿顶高系数取值为 1.0。3.4.7 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距 A、齿轮模数 mn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。本次设计的是4+1挡中间轴式变速器，接下来说明齿数分配的方法。图3-1 四挡变速器传动方案（1）确定一挡齿轮的齿数由上图可知，一挡传动比为:ig1=z2z7z1z8 (3-11)如果 z7和 z8齿数确定了，则 z1与 z2传动比可求出。为了求 z7和 z8的齿数，先求齿数和 z:直齿:z=2A/m (3-12)斜齿:z=2Acos/mn (3-13)本次设计中，一挡采用滑动直齿齿轮传动，模数m为3.0，中心距 A =63.4mm，代入式 (3-12) 直齿计算后得:z=2A/m=2*63.4/3.0=42.3取 z为整数43，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的1挡齿轮z8的尽量小些。选定时，对轴的尺寸及齿轮的齿数要综合考虑。中间轴式变速器一挡传动比 ig1= 3.53.8时，中间轴上1 挡齿轮齿数可在 12 17 之间选取。由于ig1=6，因此 z8取13，一挡大齿轮齿数为z7= zz8=30。(2) 对中心距 A 进行修正因为计算齿数和z后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 z和齿轮变位系数重新计算中心距 A，再以修正后的中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。本次设计根据新的齿数计算中心距为:A=mz/2=3.0*43/2=64.5mm（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数由式 (3-11) 求出常啮合传动齿轮的传动比z2z1=ig1z8z7 (3-14)常啮合传动齿轮 z1、z2中心距和 1 挡齿轮的中心距相等，即：A=mn(z1+z2)2cos2 (3-15)其中，常啮合齿轮 z1、z2采用斜齿圆柱齿轮，模数 mn=3. 0，初选螺旋角=26，代入解式 (3-14) 和式 (3-15) 求得:z1=10.7，取整为11，则 z2取整为28。核算传动比，如相差较大，只要调整一下齿数即可。对于本次设计ig1=z2z7/z1z8 =5.876.0 则齿数分配合适。根据确定的齿数，按式 (3-15) 算成精确的螺旋角 2值为24.9。中心距：mm(4) 确定其他各挡齿轮的齿数二挡齿轮齿数: 若2挡齿轮是斜齿轮，模数与常啮合齿轮（z1、z2）的相同时，则得： ig2=z2z5z1z6 (3-16)A=m(z5+z6)2 (3-17)解式 (16)、(17) 求出 z5、z6。用取整数后的 z5、z6计算中心距，若与中心距 A 有偏差，通过齿轮变位来调整。若2挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，由式 (16) 得： z5z6=ig2z1z2 (3-18)A =mn(z5+ z6)/2cos6 (3-19)此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式tan2tan6=z2z1+z21+z5z6=z1ig2+z2z1+z2 (3-20)联立式 (3-18)、(3-19)、(3-20)，可求出 z5、z6和 6 三个参数。也可采用比较方便的试凑法。先选定螺旋角 6，计算式(3-20) 等号左端与右端的值，检查是否满足或近似满足轴向力平衡的关系。如果相差较大，则要调整螺旋角重新试凑。对于本次设计，其中 ig2= q2=3.30，先选定螺旋角6= 22，计算式 (3-20) 左右端得:z1ig2+z2z1+z2=11*3.3+2811+28=1.65tan2tan6=tan24.9tan22=1.15通过计算相差较大，应尽量缩小差距，取6= 16，代入计算，得：tan2tan6=tan24.916=1.621.65相差不大，基本满足要求。将6值代入式 (3-18)、(3-19) 求得 z5=23.36，z6=17.97，分别取整为z5=24，z6=18。根据所确定的齿数，核算传动比ig2=3.393.30，满足设计要求。按式 (3-15) 算出精确的螺旋角 6值为12.4。中心距为：mm三挡齿轮齿数: 三挡常啮合齿轮计算过程与二挡相似。对于本例，有公式： z3z4=ig3z1z2 (3-21) A=m(z3+z4)/2cos4 (3-22)此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式 tan2tan4=ig3z1+z2z1+z2 (3-23)对于本次设计，先选定螺旋角4= 21，ig3= q =1.82，计算式(23) 左右端得：ig3z1+z2z1+z2=1.82*11+2811+28=1.23tan2tan4=tan24.9tan21=1.21相差不大，基本满足要求。将 4代入式 (3-21)、(3-