双离合器式自动变速器的六档齿轮变速器设计

本科学生毕业设计双离合器式自动变速器的六档齿轮变速器设计院系名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 职 称： 黑 龙 江 工 程 学 院二一一年六月The Graduation Design for Bachelors DegreeDesign on six-speed gear transmission of dual-clutch automatic transmissionCandidate： Specialty： Class： Supervisor： Heilongjiang Institute of Technology2011-06Harbin目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1课题研究的目的和意义11.2课题国内外研究现状11.3双离合器式自动变速器的结构特点及工作原理41.3.1双离合器式自动变速器的结构特点41.3.2双离合器式自动变速器的工作原理71.4课题研究的主要内容与技术路线8第2章 双离合器式变速器设计方案的选择102.1变速器传动机构分析和布置方案的确定102.1.1两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析102.1.2变速器倒档布置方案分析112.2变速器零、部件结构方案分析确定122.2.1齿轮形式122.2.2变速器自动脱档机构形式分析122.3本章小结13第3章 变速器主要参数的设计计算143.1变速器各档传动比确定143.1.1设计的给定参数143.1.2主减速比的确定143.1.3 变速器一档传动比的确定153.1.4变速器各档传动比的确定163.2变速器中心距的确定173.3变速器的齿轮参数的确定183.3.1齿轮模数183.3.2压力角及螺旋角183.3.3齿宽193.3.4齿顶高系数193.3.5齿轮的修正203.4变速器各档齿轮齿数的分配213.4.1确定各档齿轮齿数及其参数213.5本章小结24第4章 变速器齿轮的材料选择及校核计算254.1 齿轮的材料选择254.1.1 齿轮的失效形式254.1.2 齿轮的常用材料及材料的选择264.2齿轮的强度计算264.2.1轮齿的弯曲应力274.2.2轮齿接触应力294.2.3各档齿轮的强度计算校核304.3本章小结33第5章 变速器轴和轴承的设计及校核计算345.1轴的设计345.1.1轴的功用及其设计要求345.1.2轴的尺寸345.2轴的刚度验算355.2.1轴刚度计算公式355.2.2一档主动齿轮处轴的刚度计算365.2.3一挡从动齿轮处轴的刚度校核375.2.4二档主动齿轮处轴的刚度计算395.2.5二挡从动齿轮处轴的刚度校核405.2.6三档主动齿轮处轴的刚度计算425.2.7三挡从动齿轮处轴的刚度校核435.2.8四档主动齿轮处轴的刚度计算455.2.9四挡从动齿轮处轴的刚度校核465.2.10五档主动齿轮处轴的刚度计算485.2.11五挡从动齿轮处轴的刚度校核495.2.12六档从动齿轮处轴的刚度计算515.2.13倒挡的刚度校核535.3轴的强度计算575.3.1实心输入轴的强度校核585.3.2一挡输出轴段的强度校核595.3.3空心输入轴的强度校核615.3.4倒档轴的强度校核635.3.5倒挡输出轴段的强度校核645.4轴承的选择及校核665.4.2一挡输出轴承的校核685.4.3倒挡轴轴承的校核695.4.4倒挡时输出轴承的校核705.5本章小结71第6章 同步器的确定726.1锁环式同步器726.2本章小结76结论77参考文献78致谢80附录81附录A 外文文献原文81附录B 外文文献中文翻译84摘 要本设计是双离合式自动变速器的六挡齿轮变速器设计，根据前期的资料收集，可以了解到DSG结构上的特点和其传动原理，根据收集的资料DSG大体可分为三种结构形式，分别为单输出轴式、双输出轴式、三输出轴式。对于单输出轴式由于轴向尺寸大，多用于后驱车上，对于双输出轴式和三输出轴式由于轴向尺寸小多用于发动机前置前驱上。本文设计研究了三输出轴式六挡齿轮变速器，其目的主要是将汽车设计材料力学、机械设计、机械制图等相关知识的有机结合、熟练运用。对变速器中的相关部件进行设计计算，用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等。设计过程完成以下内容：撰写变速器的研究现状和发展趋势，了解国内外变速器的发展现状。结合收集的资料选着传动方案，明确所设计变速器的结构特点及工作原理。结合任务书中所给定的数据进行齿轮的设计计算，包括齿轮基本参数计算以及齿轮的强度校核计算。轴和轴承的设计计算，包括轴的刚度校核和强度校核。强度校核要画出相应的弯矩、扭矩图。对同步器的工作原理、设计过程及选择方法进行阐述，以便选择合适的同步器。关键词：双离合器；齿轮变速器；自动变速器；轴；齿轮；变位系数 ABSTRACTThis design is a dual-clutch six-speed automatic transmission. According to the preliminary data collection, I understand the structural characters of DSG and its drive principle. DSG can be roughly divided into three stractural forms, single-output shaft, dual-output shaft and three-output shaft. Because of the big size of the single-output shaft, it is usually used on the back opposite the other two. This thesis discuss six-speed gear transmission of the three-output shift. The purpose is to put design material, mechanics automatic design and mechanicle drawing together. This article calculates the relevant parts of the transmission and draws patterns by Auto CAD. Following completion of the design process,Write transmissions history current situation and comprehend the development of transmission in and out our country. Pick out the plan according to the data and make clear the stracture features and working principle. Calculate the gear on the basic parameter and gear strength check calculation. The calculation of shaft and bearing including the stiffness and strength. In order to pick out the right synchronizer, this article expounds the synchronizers working principle, design process and selection methods.Key words: dual- clutch;gear transmission ;automatic transmission ;axis;gear ;variable coefficient第1章 绪 论课题研究的目的和意义 双离合器自动变速器(Dual Clutch Transmission，即DCT)是一种机械式自动变速器，采用液压以及电子系统控制档位的变换，能够有效的缩短换档时间，有效提高换档品质。而且这种换档方式也可以方便的应用于混合动力车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术双离合器自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、安装空间紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点，而且实现了换档过程的动力换档，即在换档过程中不中断动力，在换档过程中，发动机的动力始终不断的被传递到车轮，所以这样完成的换档过程为动力换档。车辆实现了动力换档过程，将大大提高换档舒适性，同时也保证车辆具有良好的燃油经济性，使车辆油耗和排放等方面得到改善，所以对节能减排具有重大意义。通过对双离合器式自动变速器设计过程的了解，使我对其结构形式原理都有了深刻的认识，同时也对变速器的发展进以及发展形势程有了一定的了解，这也能锻炼我独立思考和绘图的能力，在变速器的设计过程中，变速器的基本参数的选择是十分重要的，因为这些与汽车的动力性，经济性，行驶稳定性等都是密切相关的，通过对双离合式自动变速器的设计让我更加的了解变速器参数的选择过程对汽车性能的影响，变速器的设计是一个复杂的过程，所以这对设计者有着较高的要求，同时也使我对双离合式自动变速器的设计过程以及设计方法有了一定的认识。课题国内外研究现状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，英文Transmission，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3。人们所熟知的变速器一般有手动变速器和自动变速器。传统的变速器利用不同的齿轮搭配实现了上述目的，而齿轮搭配的变换就只有靠脚踩离合手拉挡杆来实现，这就是所谓的手动变速器。为实现轻松换挡，取消离合脚踏和手动挂挡的AT(AutomaticTransmission)变速器出现了，它主要利用液力变扭器配合传统机械齿轮箱实现换挡功能。人们通常所说的自动变速汽车就是使用了这种AT。随着市场对于车辆平顺舒适、高效节能的要求不断升级，大众公司和博格华纳携手突破技术界限，打造出了一款换档平顺动感，大幅度减少能耗，且能够配合于大扭矩，大排量发动机的变速器DSG双离合自动变速器。双离合器自动变速器(DCT)是一种机械式自动变速器，它保持了AMT的各种优点，但其动力传递通过两个离合器联结两根输入轴，相邻各档的被动齿轮交错与两输入轴齿轮啮合，配合两离合器的控制，能够实现在不切断动力的情况下转换传动比，从而缩短换档时间，有效提高换档品质。而且这种换档方式也可以方便的应用于混合动力车辆，具有优异的性能和广阔的应用前景，是一种很新的技术 。双离合器自动变速器既继承了手动变速箱传动效率高、安装空间紧凑、重量轻、价格便宜等许多优点，而且实现了换档过程的动力换档，即在换档过程中不中断动力，保留了AT,CVT等换档品质好的优点，这对电控机械式自动速器来说，是一个巨大的进步1。 双离合器自动变速器具有高效率和舒适性，自从问世以来，已经取得了巨大的市场。开发双离合自动变速器技术的核心就在于双离合器模块、扭振减震器模块和控制模块的技术。这些模块是双离合器自动变速器中的关键零部件，是这种先进的自动变速器的心脏和大脑。2003年世界首款双离合器自动变速器投放市场，使用的就是美国博格华纳公司生产的模块。目前双离合变速器的核心技术掌握在美国博格华纳(BorgWarner)和德国舍弗勒(Schaeffler)集团手中。博格华纳是大众第一代六速DSG（大众的DCT）关键技术的提供者，为大众DSG提供湿式双离合。大众推出了新一代干式七速双离合变速器，由德国舍弗勒集团旗下的LucK公司提供。2003年初率先在GolfR32和AudiTT3.2两款车型上使用。博格华纳因其产品创新和加工精细而赢得了2005年度北美供应商超级大奖。双离合器自动变速技术使得手动变速器具备自动性能，同时大大改善了汽车的燃油经济性，应用该技术可以保证变速器在换档时消除汽车动力中断现象。DCT工作时，车辆先以某个与一个离合器相连的档位运行，车辆自动变速器电控单元可以根据相关传感器的信号判断即将进入工作的与另一个离合器相连的下一档位，因该档位还未传递动力，故指令液压控制电磁阀十分方便的控制换档执行机构，预先啮合这一档位，在车辆运行达到换档点时，只需要将正在工作的离合器分离，同时将另一个离合器接合，则使汽车以下一个档位行驶。在换档过程中，发动机的动力始终不断的被传递到车轮，所以这样完成的换档过程为动力换档。车辆实现了动力换档过程，将大大提高换档舒适性，同时也保证车辆具有良好的燃油经济性，使车辆油耗和排放等方面得到改善1。 早在上世纪80年代，汽车工程界就弄出了一个双离合系统变速器，简称DSG（英文全称：Direct Shift Gearbox），装配在赛车上，能消除换档离合时的动力传递停滞现象。例如 布加迪EBl6.4 Veyron的新型7速变速器是装置了双离合器，从一个档位换到另一个档位，时间不会超过0.2秒。现在，这种双离合器已经从赛车应用到一般跑车上。奥迪汽车公司的新型奥迪TT跑车和新奥迪A3都已经装置了这种DSG。这些汽车装配DSG的目的是可以比自动变速器更加平顺地换档，不会有迟滞现象。到了20世纪90年代末期，大众公司和博格华纳携手合作生产第一个适用于大批量生产和应用于主流车型的DualTronic(R) 技术双离合变速器，称之为DSG。博格华纳公司通过使用新的电子液压元件使DCT变成了实用性很强的变速器。2002年，DSG应用在德国大众高尔夫R32和奥迪TT V6上。2003年，其相继推广到高尔夫等其他车型上。在我国汽车市场规模的高速增长的情况下，汽车关键零部件进入高速发展期。变速器作为汽车动力总成的重要组成部分，也得到了很大的发展，自动变速器，自从1939年被美国通用汽车公司首次在轿车上应用，至今已经成为全球汽车业的主流选择。目前在产业化过程中实际得到应用的自动变速器主要有四种类型：液力自动变速器（AT）、机械自动变速器（AMT）、无极变速器（CVT）、双离合自动变速器（DCT）。四类自动变速器关键技术相似，各有特色部件，制造难易程度不同，使用性能各有优缺点，适应不同的细分市场。现今，日本多倡导CVT，北美市场则是AT占主导，在欧洲则是DCT被大量采用。上汽与GIF科技公司合作开发DCT，正是采用技术合作联合开发的模式。而GIF公司针对我国汽车市场对节能环保小排量车的需求，又通过其独资企业GRC吉孚动力技术（中国） 将专门为经济型小车设计的KRG变速器技术带到中国市场，希望寻找整车厂进行技术合作。这种变速器由于没有液压装置，成本可以降低一半，同时又可以满足降低油耗和二氧化碳排放的要求，是非常适合小型车的自动变速器。表1.1 为对各型变速器在欧洲市场占有率的预估。 表1.1 各种变速器市场占有率变速器型式市场占有率2000年2010年AT11.9%25%CVT0.5%5%MT87%45%AMT0.6%12%DCT0%13%我国汽车工业起步较晚，现在的生产线也多以生产手动挡变速器为主，高档的自动变速器主要依靠进口，而生产DCT变速器可以充分利用原有手动变速器的生产设备，新增投资较少，比较适合我国国情4。特点及工作原理双离合器式自动变速器的结构特点DCT主要包括带扭转减振器的湿式离合器系统、按DCT工作原理配置的变速器及换挡系统和相应的控制系统。（1）扭转减振系统由于在DCT中没有使用液力变矩器等可以吸收系统振动的元件，所以需要采用扭转减振器来吸收系统的扭转振动。在DCT系统中，可以采用普通的单级或多级扭转减振器，其安装位置在发动机飞轮与DCT动力输入部件之间，因此需要将飞轮的转动惯量与DCT动力输入件的惯量综合匹配，并确定系统的扭转刚度来设计扭转减振器。但是，为了使整车实现更高的舒适性，可以将扭转减振系统设计为带有双质量飞轮式的扭转减振器，这样可以非常有效地控制汽车动力传动系的扭转振动及噪声。与传统的离合器从动盘式扭转减振器相比，双质量飞轮式扭转减振器还可加大减振弹簧位置半径，降低减振弹簧刚度并允许增大转角，不仅在常用车速范围内的减振和隔振效果好，而且对怠速噪声也能实现更有效的控制，堪称高效能广谱减振器。装备这种减振器的德国BMW324D汽车曾被称之为“世界上最安静的柴油车”。图分别为采用传统减振器与采用双质量飞轮式扭转减振器时变速器后端振动加速度的比较2。图1.1 变速器后端振动加速比较（2）离合器系统在DCT中，既可以采用干式离合器，也可以采用湿式离合器，但两者的工作特性存在较大的差别。（a）所示2。（b）,所示。在设计中可以选用较小的离合器储备系数，并控制加压油缸的油压增长速度，使摩擦扭矩逐步增加。另外，干式离合器的结构尺寸较大，特别是轴向尺寸长，这样，在车上布置2个干式离合器，而且还要布置2个离合器的操纵机构时需要的空间很大并且，在离合器片磨损后，需要定期更换摩擦片。这都给DCT采用干式离合器带来了困难。相对而言，在DCT中使用湿式离合器更具有优势：其传递扭矩大，可以通过增加摩擦片数来提高摩擦扭矩；结构布置方便，摩擦片磨损均匀，使用中不需要专门调整摩擦片间隙；可以较容易的通过控制湿式离合器的工作压力来控制其传递扭矩的大小，实现动力传动系统的扭矩控制。类似于变扭器，湿式多片式离合器是利用液压压力来驱动齿轮。当离合器结合时，离合器活塞内的液压使一组螺旋弹簧零件受力，这将驱使一组离合器盘和摩擦盘压在固定的压力盘上，油压的建立是由变速箱控制器指令电磁阀来控制的。摩擦片内缘处有内花键齿，以便与离合器鼓上的外花键相啮合。离合器鼓与齿轮组相连，这样就可以接受传递过来的力。为分离离合器，离合器活塞中的液压就会降低，在弹簧的作用下，离合器就会分开。奥迪的DSG变速箱在湿式多片式离合器中既有小的螺旋弹簧也有大的膜片弹簧。双离合器变速箱(DCT)中有2个离合器，他们的工作状态是相反的，不会发生2个离合器同时接合的情形。（a）干式 （b）湿式图1.2 干式、湿式离合器产生的滑磨功（3）液压控制系统DCT的液压控制系统主要负责接受电控系统的控制指令，对离合器和变速器的换挡机构进行操纵。液压控制系统主要包括：双离合器控制部分、换挡机构控制部分和冷却部分。双离合器控制部分是通过对离合器油缸充入和释放高压油来实现离合器的分离和接合的。离合器油缸通过直接使用电磁阀或采用电磁阀做先导阀进行动作控制，并且也可以使用线性电磁阀对离合器接合实现压力控制，这对实现动力传动系统的扭矩控制有利。双离合器变速箱(DCT)的档位切换是由档位选择器来操作的，档位选择器实际上是个液压马达，推动拨叉就可以进入相应的档位，由液压控制系统来控制它们的工作。以一个典型的6档双离合器变速箱(DCT)为例，液压控制系统中有6个油压调节电磁阀，用来调节2个离合器和4 个档位选择器中的油压压力，还有5 个开关电磁阀，分别控制档位选择器和离合器的工作。在DCT中，必须实现换挡过程的自动化，这就要增加自动换挡机构来完成换挡任务。通常使用多个换挡油缸直接控制每一个同步器，其控制过程与 AMT类同。（4）电子控制系统2。图1.3 DCT 电子控制系统框图1.3.2双离合器式自动变速器的工作原理双离合器变速箱使用两个离合器，但没有离合器踏板。最新的电子系统和液压系统控制着离合器，正如标准的自动变速箱中的一样。在双离合器变速箱中，离合器是独立工作的。一个离合器控制了奇数档位(如：1 档、3 档、5 档和倒档)，而另一个离合器控制了偶数档位(如：2档、4档和6档)。使用了这个布局，由于变速箱控制器根据速度变化，提前啮合了下一个顺序档位，因此换档时将没有动力中断。其中最具创意的核心部分是双离合器和机械部分变速箱中的两轴式的输入轴。这个精巧的两轴式结构分开了奇数档和偶数档。不象传统的手动变速箱将所有档位集中在一根输入轴上，双离合器变速箱(DCT)将奇数档和偶数档分布在两根输入轴上。 以6档变速箱为例，内部输入轴上安装了1档、3档、5档和倒档的齿轮，外部输入轴上安装了2档、4档和6档的齿轮。这使得快速换档成为可能，维持了换档时的动力传递。标准的手动变速箱是做不到这点的，因为它必须使用一个离合器来控制所有的奇数档和偶数档。以DSG变速箱为例，简单介绍双离合器变速箱(DCT)的工作过程：在 1 档起步行驶时，动力传递路线如下图中直线和箭头所示，外部离合器接合，通过内部输入轴到1 档齿轮，再输出到差速器。同时，图中虚线和箭头所示的路线是2 档时的动力传输路线，由于离合器2是分离的，这条路线实际上还没有动力在传输，是预先选好档位，为接下来的升档做准备的。当变速器进入2 档后，退出1 档，同时3 档预先结合。所以在DSG 变速器的工作过程中总是有2 个档位是结合的，一个正在工作，另一个则为下一步做好准备如图1.4所示。DSG变速器在降档时换挡过程同升挡过程。DSG变速器的升档或降档是由变速箱控制器(TCU)进行判断的，踩油门踏板时，变速箱控制器(TCU)判定为升档过程，作好升档准备；踩制动踏板时，变速箱控制器(TCU)判定为降档过程，作好降档准备。一般变速器升档总是一档一档地进行的，而降档经常会跳跃地降档，DSG 变速器在手动控制模式下也可以进行跳跃降档。在跳跃降档时，如果起始档位和最终档位属于同一个离合器控制的，则会通过另一离合器控制的档位转换一下，如果起始档位和最终档位不属于同一个离合器控制的，则可以直接跳跃降至所定档位。图1.4DCT变速器与技术路线我在设计中参考了大众车系02E直接换挡变速器，采用了锁环式同步器的换档。在设计中，除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了汽车设计、机械制图、机械设计、材料力学等知识，对变速器的重要零件轴和齿轮进行受力分析，由于变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面点蚀、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。故对对齿轮进行了弯曲疲劳强度校核和接触疲劳强度校核，对于轴来说，变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对轴的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响，因此要对变速器的轴进行了强度和刚度校核，同时也要考虑零件选择合理的工程材料和热处理方法，使其获得良好的力学性能，同时确定同步器的主要参数，选择同步器。查阅相关资料，了解DSG变速器的结构特点以及其总体的布置形式，综合各种布置形式，结合任务书中的数据以及参考车型确定变速器的总体布置方案，本次设计主要是依据参考的大众车系02E直接换挡变速器，通过对变速器各组成部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的手动6挡变速器。本次设计的主要内容：（1）变速器基本参数的计算。包括变速器滚动半径的近似计算、传动比的范围计算、各档位传动比分配计算、初选中心距计算、确定中心距计算、各档齿轮齿 数的分配、齿轮参数计算；（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；（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、轴的强度校核、刚度计算；（4）变速器轴承的选择及校核；（5）同步器的主要参数的确定与选择；第2章 双离合器式变速器设计方案的选择确定由于DSG实际是在传统的机械式变速器的基础上结合双离合技术实现自动换挡的变速器，可将DSG拆分为机械式变速器和双离合器两部分。故其变速器部分设计方法同机械式变速器，而机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括齿轮副的数目、齿轮的转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。通常，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，能够改善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，并且是轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且相邻挡位之间的比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频率高，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。今年来，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多用5个挡。商用车变速器采用45个挡或是多挡。载质量在2.03.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六挡变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野车上。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。）、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，总质量轻些的商用车在5.08.0之间，其他商用车则更大。两轴式变速器和中间轴式变速器的特点分析DSG的机械变速器部分与两轴式和中间轴式变速器的结构上是不同的，但DSG中齿轮布置、轴的设计计算均可借鉴于两轴轴式和中间轴变速器，所以在这里要简单的了解一下两轴及中间轴式变速器的特点。1两轴式变速器 固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。它的结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因为只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传动比取值上限也受到较大限制，但这一缺点可以通过减小各高挡传动比同时增大主减速比来消除。还有，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反；而中间轴式变速器的第一轴与输出州的转动方向相同。2中间轴式变速器 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汽车上。其特点是：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前端经轴承支承在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，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，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90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除了一档以外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或结合套换挡，还有各档同步器或结合套多数情况下装在第二轴上17。变速器倒档布置方案分析与前进档位比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒档。为实现倒档传动，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；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作；而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒档。图2.1为常见的倒档布置方案。图2.1b所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图2.1c所示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所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便，且能获得较大的倒档传动比。图2.1e所示方案针对图2.1c所示方案的缺点做了修改，因而取代了图2.1c所示方案。图2.1f所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.1g所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒档传动采用图2.1h所示方案。其缺点是一、倒档须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。 2.2变速器零、部件结构方案分析确定图2.1 倒档布置方案齿轮形式变速器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,斜齿圆柱齿轮运转平稳、作时噪声低等优点；缺点是制造时工艺复杂，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，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档17。变速器自动脱档机构形式分析自动脱档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，都会导致自动脱档。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2.2a所示。这样在啮合时，使接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，并在接合齿端部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱档。2将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下），这样，换档后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档，如图2.2b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23），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力，如图2.2c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档的效果16。a） b) c)本章主要针对变速器传动机构进行分析和布置方案方案的确定以及变速器零、部件的结构的确定，为总体设计提供必要依据。第3章 变速器主要参数的设计计算确定设计的给定参数选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、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。对于本设计任务书中已给出挡位数目为6挡变速器。根据现在任务书中提供的设计数据如表3.1。表 任务书给定参数发动机最大输出功率96KW发动机最大扭矩220Nm发动机最大扭矩转速17503500RPM发动机最大功率转速5000RPM汽车最高车速200Km/h轮胎类型与规格205/55R16汽车前轴负荷8000N汽车后轴负荷7000N3主减速比的确定 (3.1)式中； 汽车行驶速度（km/h）； 车轮滚动半径（m）； 变速器传动比； 主减速器传动比。发动机最大功率转速（r/min） 已知：最高车速=200km/h；最高档为直接档，传动比=0.8；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格205/55R16得到=；发动机最大功率转速n=5000(r/min)发动机；得到主减速器传动比： 变速器一档传动比的确定在选择最低档传动比时，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来确定。汽车行驶方程式 ()汽车爬坡时车速不高，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。由最低稳定车速，最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8，本设计取最高挡传动比为=0.8故有： 一般货车的最大爬坡度约为30%，即则由最大爬坡度要求的变速器1挡传动比为： 式中：汽车载荷，；道路附着系数，；驱动车轮的滚动半径，m；发动机最大转矩，Nm主减速比，；汽车传动系的传动效率，。将各数据代入公式：根据驱动车轮与路面的附着条件：(3.3)可求得变速器一档传动比为： () 式中：汽车满载静止与水平路面时驱动桥给地面的载荷，在任务书中已给出前轴载荷为8000N附着系数，计算时取；将各数据代入上述公式得：通过以上计算可得到1.842.6008，轿车变速器传动比变化范围是34，中、轻型货车约为56，其他货车在7以上。所以在本设计中，取。变速器各档传动比的确定变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数,实际上，汽车传动系各挡的传动比大体上是按等比级数分配的。按等比级数分配传动比的主要目的还在于充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性。当汽车需要大功率时，若排挡选择恰当，具有按等比分配传动比的变速器，能使发动机经常在接近外特性最大功率处的大功率范围内运转，从而增加了汽车的后备功率，提高了汽车的加速或上坡能力。本设计变速器的最高档为超速挡，其传动比为0.8，一档传动比初选为2.4，中间各档的传动比按理论公式 （其中n为档位数）求得公比。因为，满足要求（挡数多少影响挡与挡之间的传动比比值，比值越大会造成换挡困难，一般认为比值不宜大于1.71.8）。所以：的确定中心距是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。变速器的中心距(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选，经验公式为： ()式中：中心距系数，乘用车： ，商用车： 发动机的最大转矩(Nm)；变速器一挡传动比；变速器的传动效率，取96%；将各数代入式()中得 取A=75mm齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数（mm）车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t模数/mm6.00设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定（表）并满足强度要求。表3.3汽车变速器常用齿轮模数（mm）一系列二系列（）（） 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在的货车为；总质量大于的货车为。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。压力角及螺旋角压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。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，但普遍采用30压力角。斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要考虑它对齿轮工作噪声、齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，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着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少轴承负荷，提高轴承寿命。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。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小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，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽，工作时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。通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽直齿，为齿宽系数，取为；斜齿，取为6.0。采用啮合套或同步器换档时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，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。对于模数相同的各档齿轮，档位低的齿轮的齿宽系数取的稍大。齿顶高系数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。我国规定，齿顶高系数取为1。齿轮的修正为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种：1加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位；2改变刀具的原始齿廓参数；3改变齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。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，耐磨性、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的和为零。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想接近的程度。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。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。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。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，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一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，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。总变位系数越小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是，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。取各挡的模数均为，压力角均为20，螺旋角均为20。确定各档齿轮齿数及其参数 一档齿轮选用斜齿圆柱齿轮，模数=，压力角20螺旋角=20 先求其齿数和 斜齿: =即15，51-15=36 一挡实际传动比为当量齿数为： 总的边位系数为：齿顶高变动系数：由当量齿数和查表可得： =mm取整为=75mm。对一档齿轮进行变位：端面压力角： 端面啮合角： 中心距变动系数： 变位系数之和： 查变位系数线图得： 齿顶降低系数n： 计算一档齿轮、参数：分度圆直径：齿顶高：齿根高：齿全高：齿顶圆直径：齿根圆直径： 节圆直径: 注：当z1与z2啮合时，节圆半径为。当z1与z13啮合时，节圆半径为。当z7与z8啮合时，节圆半径为。当z7与z12啮合时，节圆半径为。当z18与z16啮合时，节圆半径为。当z18与z17啮合时，节圆半径为。或者通过各轴的中心距推算，也可算出z1、z7、z18与齿轮啮合时的节圆半径。一、二、三、四挡中心距为75mm,五、六挡中心距为74mm,倒挡输入轴与倒挡轴及倒挡轴与倒档输出轴中心距均为63mm.表3.4 各齿轮基本参数边位系数xn齿顶高ha mm齿根高 hf mm分度圆直径 d1 mm齿顶圆直径 da mm齿根圆直径 df mm节圆直 径d mm Z1 Z2 Z350 Z4104100 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 Z17 Z185首先依据任务书中给定的汽车基本参数，算出变速器的主减速比，之后在计算出最低挡以及最高挡的传动比，按汽车理论中介绍的等比级数分配法，对各档位的传动比进行分配；计算齿轮的基本参数，确定齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数，计算分度圆、齿顶圆、齿根圆、节圆；根据齿轮变位系数的选择原则，对各档齿轮进行变位。第4章 变速器齿轮的材料选择及校核计算 齿轮的材料选择4. 齿轮的失效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)、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。1齿轮折断轮齿折断有多种形式。在正常工况下，主要是齿根弯曲疲劳折断。因为在轮齿受载时，齿根处产生的弯曲应力最大，再加上齿根过渡部分的截面突变及加工刀痕等引起的应力集中作用，当轮齿重复受载时，齿根处就会产生疲劳裂纹，并逐步扩展，致使轮齿疲劳折断。此外，在轮齿受到突然过载时，也可能出现过载折断或剪断；在轮齿经过严重磨损后齿厚过分减薄时，也会在正常载荷作用下发生折断，避免轮齿折断和提高轮齿抗折断能力的措施有限制齿根弯曲应力、增大齿根过渡圆角半径或降低表面粗糙度值以减小应力集中，提高齿心材料的韧性，在齿根处施行喷丸、2齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油，啮合时，由于齿面互相挤压，裂