變速器畢業(yè)設(shè)計

1、<p><b>　　緒 論</b></p><p>　　當今市場上不同車型所配置的變速器主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。</p><p>　　一、手動變速器(MT)</p><p>　　手動變速器（Manual Transmission，簡稱MT），也叫手動擋，即必

2、須用手撥動變速桿（俗稱“擋把”）才能改變變速器內(nèi)的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的。手動變速在操縱時必須踩下離合，方可撥得動變速桿。</p><p>　　一般來說，如果駕駛者技術(shù)好，手動變速的汽車在加速、超車時比自動變速車快，也省油。</p><p>　　二、自動變速器（AT）</p><p>　　自動變速器（Automatic Transmission

3、，簡稱AT），利用行星齒輪機構(gòu)進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。</p><p>　　雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。</p><p><b>　　三、無極變速器</b></p><p>　　無級

4、變速器（CVT）最早由荷蘭人Van Doorne's發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換擋的突跳感覺。</p><p>　　無級變速器屬于自動變速器的一種，但它能克服普通自動變速器“突然換擋”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點。</p><p>　　1手動變速器的原理概述及方案確定</p>&

5、lt;p>　　1.1手動變速器的變速原理</p><p>　　因為發(fā)動機直接輸出的轉(zhuǎn)矩變化范圍是比較小的，而汽車起步、上坡卻需要大的轉(zhuǎn)矩，高速行駛時，只需要較小的轉(zhuǎn)矩，如直接把發(fā)動機的動力來驅(qū)動汽車的話，就很難實現(xiàn)汽車的起步、上坡或高速行駛。另外，汽車需要倒車，也必須要用到變速器來實現(xiàn)。</p><p>　　變速箱為什么可以調(diào)整發(fā)動機輸出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速呢？其實這里蘊含了齒輪和杠桿的原理

6、。變速箱內(nèi)有多個不同的齒輪，通過不同大小的齒輪組合一起，就能實現(xiàn)對發(fā)動機轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的調(diào)整。用低轉(zhuǎn)矩可以換來高轉(zhuǎn)速，用低轉(zhuǎn)速則可以換來高轉(zhuǎn)矩。</p><p>　　變速器的作用主要表現(xiàn)在三方面：第一，改變傳動比，擴大驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍；第二，在發(fā)動機轉(zhuǎn)向不變的情況下，實現(xiàn)汽車倒退行駛；第三，利用空檔，可以中斷發(fā)動機動力傳遞，使得發(fā)動機可以起動、怠速。</p><p>　　手動變速器

7、的工作原理，就是通過撥動變速桿，切換中間軸上的主動齒輪，通過大小不同的齒輪組合與動力輸出軸結(jié)合，從而改變驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。下面先看一下簡化的手動變速器（2檔）的構(gòu)造圖。</p><p>　　發(fā)動機的動力輸入軸是通過一根中間軸，間接與動力輸出軸連接的。如上圖所示，中間軸的兩個齒輪（紅色）與動力輸出軸上的兩個齒輪（藍色）是隨著發(fā)動機輸出一起轉(zhuǎn)動的。但是如果沒有同步器（紫色）的接合，兩個齒輪（藍色）只能在動力輸出軸上

8、空轉(zhuǎn)（即不會帶動輸出軸轉(zhuǎn)動）。圖中同步器位于中間狀態(tài)，相當于變速器掛了空檔。</p><p>　　當變速桿向左移動，使同步器向右移動與齒輪（如上圖所示）接合，發(fā)動機動力通過中間軸的齒輪，將動力傳遞給動力輸出軸。</p><p>　　一般的手動變速器都有好幾個檔位（如上圖的5檔手動變速器），可以理解為在原來的基礎(chǔ)上添加了幾組齒輪，其實原理都是一樣的。如當掛上1擋時，實際上是將（1、2擋同步器

9、）向左移動使同步器與1擋從動齒輪（圖中①）接合，將動力傳遞到輸出軸。細心的朋友會發(fā)現(xiàn)，R檔（倒車檔）的主動齒輪和從動齒輪中夾了一個中間齒輪，就是通過這個齒輪實現(xiàn)汽車的倒退行駛。</p><p>　　1.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定</p><p>　　變速器由傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)組成。</p><p>　　有級變速器與無級變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉，具有高的傳動效率

10、（η=0.96~0.98），因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。</p><p>　　設(shè)計時首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。</p><p>　　傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器

11、的傳動比范圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為10.0~20.0。</p><p>　　通常，有級變速器具有3、4、5個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達6~16個甚至20個。</p><p>　　變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本

12、。但采用手動的機械式操縱機構(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為5檔。多于5個前進檔將使操縱機構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。</p><p>　　某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機

13、曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。</p><p>　　有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān)，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。</p><p>　　三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。</p><p>　　三軸式變速

14、器如圖1-1所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其

15、缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 </p><p>　　圖1-1 轎車中間軸式四檔變速器</p><p>　　第一軸；2—第二軸；3—中間軸</p><p>　　兩軸式變速器如圖1-2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔

16、外其他各檔的傳動效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅(qū)動的布置，因為這種布置使汽車的動力-傳動系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當發(fā)動機橫置時則可用圓柱齒輪，從而簡化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪

17、傳動；個檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。</p><p>　　兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。</p><p>

18、　　圖1-2 兩軸式變速器</p><p>　　第一軸；2—第二軸；3—同步器</p><p>　　有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。</p&

19、gt;<p>　　1.3變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析</p><p>　　變速器的設(shè)計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。</p><p><b>　　1.3.1齒輪型式</b></p><p>　　與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒

20、輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設(shè)計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。</p><p>　　1.3.2.換檔結(jié)構(gòu)型式</p><p>　　換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動

21、齒輪、嚙合套和同步器三種。</p><p>　　直齒滑動齒輪換檔的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。</p><p>　　嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選

22、定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。</p><p>　　采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前

23、，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。</p><p>　　自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種：</p><p>　　1） 將嚙合套做得長一些（如圖1-7a）</p><p>　　或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖1-7b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因

24、而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。</p><p>　　2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3~0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖1-8）。</p><p>　　3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20~30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 </p><p&

25、gt;　?。▓D1-9）。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效， 圖1-7 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施</p><p>　　采用較多。 </p><p><b>　　此段切薄</b></p><p>　　圖1-8 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅱ</p><p><b>　　加工成斜面</b>

26、</p><p>　　圖1-9 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ</p><p>　　在本設(shè)計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖1-10所示</p><p>　　圖1-10 鎖環(huán)式同步器</p><p>　　l、4-

27、同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊;</p><p>　　7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪</p><p>　　2 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計</p><p>　　2.1 變速器主要參數(shù)的確定</p><p>　　本設(shè)計所采用的主要參數(shù)：</p><p>　　主減速比：4

28、.782</p><p>　　最高時速：190km/h</p><p>　　滿載質(zhì)量 1800kg；</p><p>　　輪胎型號：205/65R15</p><p>　　發(fā)動機型號：SQR481FC</p><p>　　最大扭矩：170Nm/4500</p><p>　　最大功率：95kw/5

29、750</p><p>　　最高轉(zhuǎn)速：6000r/min</p><p>　　2.1.1檔數(shù)和傳動比</p><p>　　近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個檔位的變速器。本設(shè)計也采用5個檔位。</p><p>　　選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減

30、速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。</p><p>　　汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有</p><p>　　則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為</p><p><b>　　（2-1）</b></p><p>　　式中 m----汽車總質(zhì)量；&

31、lt;/p><p>　　g----重力加速度；</p><p>　　ψmax----道路最大阻力系數(shù)；</p><p>　　rr----驅(qū)動輪的滾動半徑；</p><p>　　Temax----發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；</p><p>　　i0----主減速比；</p><p>　　η----汽車傳動系的傳

32、動效率。</p><p>　　根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件</p><p>　　求得的變速器I檔傳動比為：</p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中 G2----汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷；</p><p>　　φ----路面的附著系數(shù)，計算時取φ=

33、0.5~0.6。</p><p>　　由已知條件：滿載質(zhì)量 1800kg；</p><p>　　rr=337.25mm；</p><p>　　Te max=170Nm；</p><p><b>　　i0=4.782；</b></p><p><b>　　η=0.95。</b>

34、</p><p>　　根據(jù)公式（2-2）可得：igI =3.85。</p><p>　　超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設(shè)計去五檔傳動比igⅤ=0.75。</p><p>　　中間檔的傳動比理論上按公比為：</p><p><b>　　（2-3）</b></p><p>　　的等比數(shù)列，實

35、際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=1.51。</p><p><b>　　故有：</b></p><p><b>　　2.1.2中心距</b></p><p>　　中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強度。三軸式變

36、速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定：</p><p><b>　　(2-4)</b></p><p>　　式中 K A----中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.9~9.3；對貨車，K A =8.6~9.6；對多檔</p><p>　　主變速器，K A =9.5~11；</p><p>　　

37、TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩：</p><p>　　TI max=Te max igI η =628.3N﹒m</p><p>　　故可得出初始中心距A=77.08mm。</p><p><b>　　2.1.3軸向尺寸</b></p><p>　　變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和

38、換檔機構(gòu)的布置初步確定。</p><p>　　轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：</p><p>　　四檔(2.2~2.7)A</p><p>　　五檔(2.7~3.0)A</p><p>　　六檔(3.2~3.5)A</p><p>　　當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步

39、器多時，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。</p><p>　　本次設(shè)計采用手動五擋變速器，其殼體的軸向尺寸是377.08mm=231.24mm，</p><p>　　變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定?！?lt;/p><p><b>　　2.1.4齒輪參數(shù)</b></p><p>&

40、lt;b>　?。?）齒輪模數(shù)</b></p><p>　　建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標準值。</p><p>　　第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn</p><p><b>　　(2-5)</b></p><p>　　其中=170Nm，可得出mn=2.5。&l

41、t;/p><p><b>　　一檔直齒輪的模數(shù)m</b></p><p>　　mm (2-6)</p><p><b>　　通過計算m=3。</b></p><p>　　同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去

42、相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設(shè)計取2.5。</p><p>　?。?）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b</p><p>　　汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1選取。</p><p>　　表2-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角</p><p>　　壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度

43、和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取30°。</p><p>　　應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。</p>

44、<p>　　齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。</p><p>　　通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：</p><p>　　直齒 b=(4.5~8.0)m，mm</

45、p><p>　　斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm</p><p>　　第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。</p><p>　　2.2各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定</p><p>　　在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各

46、檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。</p><p>　　2.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù)</p><p><b>　　一檔傳動比</b></p><p>　　（2-7） </p><p&g

47、t;　　為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和:</p><p>　?。?-8） </p><p>　　其中 A =77.08mm、m =3；故</p><p>　　有。 </p><p

48、>　　當轎車三軸式的變速器時，則，此處取=16，則可得出=35。</p><p>　　上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（2-8）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。</p><p>　　這里修正為51，則根據(jù)式（2-8）反推出A=76.5mm。</p><p>

49、　　2.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)</p><p>　　由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ①</p><p>　　而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等<

50、/p><p><b>　　（2-10）</b></p><p><b>　　由此可得： </b></p><p><b>　　(2-11)</b></p><p>　　而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。 ②</p><p>　　與②聯(lián)立可得

51、：=19、=34。</p><p>　　則根據(jù)式（2-7）可計算出一檔實際傳動比為： 。 </p><p>　　2.2.3確定其他檔位的齒數(shù)</p><p><b>　　二檔傳動比</b></p><p><b>　?。?-12）</b></p><p>　　而

52、 ，故有：</p><p><b>　　③</b></p><p>　　對于斜齒輪， （2-13）</p><p>　　故有： ④</p><p&

53、gt;<b>　　聯(lián)立④得：。</b></p><p>　　按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 </p><p><b>　　。</b></p><p>　　2.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù)</p><p>　　一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設(shè)計中倒檔傳動比取3.7。中間軸

54、上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。</p><p>　　而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~23，此處取=23。</p><p><b>　　由</b></p><p><b>　?。?-14）</b></p><p><b>　　可計算出。</b></p>

55、;<p>　　故可得出中間軸與倒檔軸的中心距</p><p>　　A′= (2-15)</p><p>　　=50mm </p><p>　　而倒檔軸與第二軸的中心:</p><p><b>　　(2-16)</b></p><

56、;p><b>　　=72.5mm。</b></p><p>　　2.3 齒輪變位系數(shù)的選擇</p><p>　　齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。</p><p>　　變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高

57、度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。</p><p>　　有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的

58、中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。</p><p>　　變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的

59、原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。</p><p>　　總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。</p><p>　　根據(jù)

60、上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。</p><p>　　變位系數(shù) </p><p><b>　?。?-17）</b></p><p>　　式中

61、 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。</p><p>　　3 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇</p><p>　　3.1 齒輪的損壞原因及形式</p><p>　　齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。</p><p>　　輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，

62、裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。</p><p>　　齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。</p><p>　　用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬

63、間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。</p><p>　　3.2 齒輪的強度計算與校核</p><p>　　與其他機械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計

64、算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。</p><p>　　3.2.1齒輪彎曲強度計算</p><p><b>　　直齒輪彎曲應(yīng)力</b></p><p><b>　　（3-1）</b></p><p>　　式中，--

65、--彎曲應(yīng)力（MPa）；</p><p>　　----一檔齒輪10的圓周力（N）， ；其中 為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。</p><p>　　----應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65；</p><p>　　----摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9；</p><p>　　b----齒寬（m

66、m），取20</p><p>　　t----端面齒距（mm）；</p><p>　　y----齒形系數(shù)，如圖3-1所示。</p><p>　　圖3-1 齒形系數(shù)圖 </p><p>　　當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為：</p><p><b>　?。?-2）</b></p>&

67、lt;p>　　=17010002.181.78</p><p><b>　　=659668Nm</b></p><p>　　故由 可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3-1）可得</p><p>　　當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。</p><p

68、>　　斜齒輪彎曲應(yīng)力 </p><p><b>　　（3-3）</b></p><p>　　式中 為重合度影響系數(shù)，取2.0；其他參數(shù)均與式（3-1）注釋相同，，</p><p>　　選擇齒形系數(shù)y時，按當量模數(shù)在圖（3-1）中查得。</p><p>　　二檔齒輪圓周力：

69、 （3-4）</p><p>　　根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=6798.8N</p><p>　　齒輪8的當量齒數(shù)=47.7，可查表（3-1）得：。</p><p>　　故 </p><p><b>　　

70、同理可得： 。</b></p><p>　　依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計算結(jié)果如下：</p><p><b>　　三檔：</b></p><p><b>　　四檔：</b></p><p><b>　　五檔：</b></p>

71、;<p>　　當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。</p><p>　　3.2.2 齒輪接觸應(yīng)力 </p><p><b>　　（3-5）</b></p><p>　　式中， ----齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；<

72、;/p><p>　　F----齒面上的法向力（N），；</p><p>　　----圓周力在（N）， ；</p><p>　　----節(jié)點處的壓力角（°）；</p><p>　　----齒輪螺旋角（°）；</p><p>　　E----齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??；<

73、/p><p>　　b----齒輪接觸的實際寬度，20mm；</p><p>　　----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）；</p><p>　　直齒輪： （3-6）</p><p><b>　?。?-7）</b></p&

74、gt;<p>　　斜齒輪： （3-8）</p><p><b>　?。?-9）</b></p><p>　　其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。</p><p>　　將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)

75、力見下表：</p><p>　　表3-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力</p><p>　　通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：</p><p>　　一檔： </p><p>　　二檔： </p><p>　　三檔：

76、 </p><p>　　四檔： </p><p>　　五檔： </p><p>　　倒檔： </p><p>　　對照上表可知，所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。</p><

77、;p>　　4 變速器軸的強度計算</p><p>　　4.1變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸</p><p><b>　　4.1.1軸的結(jié)構(gòu)</b></p><p>　　第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，

78、而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的</p><p>　　內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖4-1所示：</p><p>　　圖4-1 變速器第一軸</p><p>　　中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示：</p><p

79、>　　一檔齒輪 倒檔齒輪</p><p>　　圖4-2 變速器中間軸</p><p>　　4.1.2確定軸的尺寸</p><p>　　變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公式初步選

80、定：</p><p>　　第一軸和中間軸： </p><p><b>　?。?-1）</b></p><p>　　第二軸： </p><p><b>　?。?-2）</b></p><p>　　式中 ----發(fā)動機的最大扭矩，N·m<

81、;/p><p>　　為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。?lt;/p><p>　　第一軸和中間軸： d/L=0.160.18；</p><p>　　第二軸： d/L=0.180.21。</p><p><b>　　4.2 軸的校核<

82、/b></p><p>　　由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。</p>

83、<p>　　4.2.1第一軸的強度與剛度校核</p><p>　　因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為</p><p><b>　　（4-3）</b></p><p>　　式中：----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；</p><p>　　T----軸所

84、受的扭矩，N·mm；</p><p>　　----軸的抗扭截面系數(shù)，；</p><p>　　P----軸傳遞的功率，kw；</p><p>　　d----計算截面處軸的直徑，mm；</p><p>　　[]----許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。</p><p>　　其中P =95kw，n =5750r/min,d

85、=24mm；代入上式得：</p><p>　　由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。</p><p>　　軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計算公式為：</p><p><b>　?。?-4）</b></p><p>　　式中，T ----軸所受的扭矩，N·mm；</p><

86、p>　　G ----軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa；</p><p>　　----軸截面的極慣性矩，，；</p><p>　　將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。</p><p>　　對于一般傳動軸可??；故也符合剛度要求。</p><p>　　4.2

87、.2第二軸的校核計算</p><p><b>　　1）軸的強度校核</b></p><p>　　計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：</p><p><b>　?。?-5）</b></p><p><b>　　（4-6）</b></p><

88、p><b>　　（4-7）</b></p><p>　　式中 ----至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比3.85；</p><p>　　d ----計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為105mm；</p><p>　　----節(jié)點處的壓力角，為16°；</p><p>　　----螺旋角，為30°；&

89、lt;/p><p>　　----發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為170000N·mm。</p><p>　　代入上式可得： ，</p><p><b>　　，</b></p><p><b>　　。</b></p><p>　　危險截面的受力圖為：<

90、/p><p>　　圖4-1 危險截面受力分析</p><p>　　水平面：（160+75）=75 =1317.4N；</p><p><b>　　水平面內(nèi)所受力矩：</b></p><p><b>　　垂直面：</b></p><p><b>　　（

91、4-8）</b></p><p><b>　　=6879.9N</b></p><p><b>　　垂直面所受力矩：。</b></p><p><b>　　該軸所受扭矩為：。</b></p><p>　　故危險截面所受的合成彎矩為：</p><p

92、><b>　?。?-9）</b></p><p>　　則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）:</p><p><b>　?。?-10）</b></p><p>　　將代入上式可得：，在低檔工作時[]=400MPa，因此有：</p><p><b>　　[]；符合要求。</

93、b></p><p><b>　　2）軸的剛度校核</b></p><p>　　第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計算：</p><p><b>　　（4-11）</b></p><p><b>　?。?-12）</b></p><p

94、>　　式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于；</p><p>　　----齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于；</p><p>　　E----彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa；</p><p>　　I----慣性矩（），，d為軸的直徑（）；</p><p>　　a、b----為齒輪坐上的作用力距

95、支座A、B的距離（）；</p><p>　　L----支座之間的距離（）。</p><p>　　將數(shù)值代入式（4-11）和（4-12）得： </p><p>　　故軸的全撓度為，符合剛度要求。</p><p><b>　　5同步器的確定</b></p><p><b&g

96、t;　　5.1 同步器結(jié)構(gòu)</b></p><p>　　在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示：</p><p>　　圖5-1 鎖環(huán)式同步器</p><p>　　1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） </p><p>　　5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 1

97、1-結(jié)合套</p><p>　　5.2同步器工作原理</p><p>　　同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合

98、套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成同步換檔。</p><p>&

99、lt;b>　　6 結(jié)論</b></p><p>　　因為本人所學(xué)專業(yè)知識有限，此次設(shè)計只是對五檔變速器設(shè)計的一部分。僅對變速器的概況，主要參數(shù)，齒輪和軸進行了設(shè)計和校核，變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機械式變速箱設(shè)計發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來說，其中的設(shè)計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?、學(xué)習的。</p><p><b>　　參考文

100、獻</b></p><p>　　[1] 蔡炳炎,徐　勇,林　寧，機械式汽車變速器的速比配置分析，機械研究與應(yīng)用，2005年4月第18卷　第2期</p><p>　　[2] 王建玲，王　春1，李金貴2，梁國俐，汽車變速器后體壓鑄模設(shè)計，特種鑄造及有色合金，006年第26卷第5期</p><p>　　[3] 董炳武，汽車變速器的優(yōu)化設(shè)計，福州大學(xué)學(xué)報，199

101、7年10月第25卷第5期。</p><p>　　[4] 丁華，汽車變速器齒輪的強度分析，機械研究與應(yīng)用，2001年12月第14卷第4 期。[5] 孫衛(wèi)平，汽車變速器軟軸操縱機構(gòu)的設(shè)計，汽車技術(shù)，2006年第6期</p><p>　　[6] Wang Shuqing，Design ofDieCastingDie for EA111Oil Tank Ge Chundong，Automobile

102、，1994年6月第5期。</p><p>　　[7] 胡　加，載重汽車變速器頭檔速比的選擇方法，專用汽車，2000年第2期。</p><p>　　[8] J.R. Gomà Ayats, U. Diego-Ayala, F. Fenollosa Artes．The singular point transition concept: A novel continuously va

103、riable transmission comprising planetary gear trains and a</p><p>　　[9] LiWei，Application of Lost Foam Casting to Art Casting，TechnicalQuality Center ofMachinery Plant，2006年第3期。</p><p>　　[10] Ni

104、labh Srivastava, Imtiaz Haque．A review on belt and chain continuously variable transmissions (CVT): Dynamics and control[J]．Mechanism and Machine Theory,2009:19-41．</p><p><b>　　致 謝</b></p>