桑塔纳2000两轴式变速器设计（含CATIA三维图）

喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 ==================== 摘　　要 汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。本设计以现有企业正在生产的车型桑塔纳变速器为基础，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，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算；并对变速器的传动方案和结构形式进行设计；同时对操纵机构和同步器的结构进行设计；从而提高汽车的整体性能。 关键词：变速器；齿轮；同步器；设计；结构 ABSTRACT Drivetrain is the core components of automobile.Its task is transforming and regulateing the performance of engine. Transmission can effectively and economically conveyed the power to the wheel which can meet the requirement of vehicles. Transmission is the important part of drivetrain components to complete the tasks. as well as one of the main factor to decide the whole performance of vehicle. The standards of Transmission designing can directly impact the vehicle dynamics, fuel economy, the reliability and portability of shifting , the smoothness and efficiency of Transmiting. Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight,and hope have smaller size and excellent performance. The design based on the existing enterprises production Transmission, In conditions that knowing the engine output torque,speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focus on the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design; Meanwhile on the structure of components to manipulation and synchronous design; thereby enhancing the overall performance of cars. Key words: Transmission；Gear；Synchronizer ；Design；Structure II 目 录 摘　　要………………………………………………………………………………………… …...I ABSTRACT…………………………………………………………………………………………... II 第1章 绪 论…………………………………………………………………………………...…1 1.1 概述………………………………………………………………………………………..….1 1.1.1 汽车变速器的设计要求………………………………………………………….…1 1.1.2 国内外汽车变速器的发展现状……………………………………………………2 1.2 设计的内容及方法………………………………………………………………………....2 第2章 变速器传动机构与操纵机构…………………………………………………..…3 2.1 变速器传动机构布置方案………………………………………………………………..3 2.1.1 变速器传动方案分析与选择………………………………………………………3 2.1.2 倒档布置方案……………………………………………………………………...…3 2.1.3 零部件结构方案分析…………………………………………………………..……4 2.2 变速器操纵机构布置方案………………………………………………………………..6 2.2.1 概述………………………………………………………………………………..……6 2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置…………………………………………..………7 2.3 本章小结……………………………………………………………………………… … …9 第3章 变速器的设计与计算…………………………………………………………..…..10 3.1 变速器主要参数的选择…………………………………………………………….… 10 3.1.1 档数……………………………………………………………………………….…..10 3.1.2 传动比范围……………………………………………………………...…………..10 3.1.3 变速器各档传动比的确定…………………………………………………….…..10 3.1.4 中心距的选择…………………………………………………..……………….…..13 3.1.5 变速器的外形尺寸………………………………………………………….……..13 3.1.6 齿轮参数的选择……………………………………………………………..……..13 3.1.7 各档齿轮齿数的分配和齿轮参数及传动比的计算……………………..…..15 3.1.8 变速器齿轮的变位…………………………………………………...…………..25 3.2 变速器齿轮强度校核……………………………………………………….……………25 3.2.1 齿轮材料的选择原则………………………………………………………….…..25 3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核………………………………………………………..26 3.2.3 轮齿接触应力校核……………………………………………………………..…..30 3.2.4 倒档齿轮的校核……………………………………………………………..……..34 3.3 轴的结构和尺寸设计……………………………………………………………….……36 3.3.1 初选轴的直径…………………………………………………………………...…..36 3.3.2 轴的刚度计算…………………………………………………………………...…..37 3.3.3 轴的强度计算…………………………………………………………………...…..44 3.4 轴承选择与寿命计算……………………………………………………………..………50 3.4.1 输入轴轴承的选择与寿命计算…………………………………………...……..50 3.4.2 输出轴轴承的选择与寿命计算…………………………………………...……..53 3.5 本章小结…………………………………………………………………………….………54 第4章 变速器同步器及结构元件设计……………………………………….……….56 4.1 同步器设计……………………………………………………………………….……..….56 4.1.1 同步器的功用及分类………………………………………………………56 4.1.2 惯性式同步器………………………………………………………………56 4.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定……………………………………………57 4.1.4 主要参数的确定……………………………………………………………58 4.2 变速器壳体…………………………………………………………………………...…….60 4.3 本章小结…………………………………………………………………………………….60 结　　论……………………………………………………………………………………...……..61 参考文献……………………………………………………………………………………...……..62 致　　谢……………………………………………………………………………………...……..63 附 录…………………………………………………………………………………………...……64 附录1英文文献………………………………………………………………....…....64 附录2文献翻译………………………………………………………………………66 第1章 绪 论 1.1 概述 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。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。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，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。 1.1.1 汽车变速器的设计要求 汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求[1]。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。 变速器的基本设计要求[2]：保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档，以及换档冲击等现象出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 变速器传动机构有两种分类方法。 根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。 根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：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。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。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发展现状 目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性[3]。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的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 设计的内容及方法 本次设计的变速器是在桑塔纳变速器的基础上，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及主要零件的零件图。 1）对变速器传动机构的分析与选择。 通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。 2）变速器主要参数的选择 变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。 3）变速器齿轮强度的校核 变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。 4）轴的基本尺寸的确定及强度计算。 对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。 5）轴承的选择与寿命计算。 对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万公里。 本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。 第2章 变速器传动机构与操纵机构 2.1 变速器传动机构布置方案 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。 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。 其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，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。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档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。 而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，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。 对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其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]。而传动系的档位数与汽车的动力性、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机会，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。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。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、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设计的桑塔纳2000两轴变速器是中档轿车变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故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 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。 综合考虑以上因素，为了换档轻便，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 2.1.3 零部件结构方案分析 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。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。 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。 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。为了使齿轮装在轴上以后，保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求： （2.1） 式中：——花键内径。 为了减小质量，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1.25～1.40倍。 图2.2 变速器齿轮尺寸控制图 齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在μm范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级。 2）变速器轴 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。 用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且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。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的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与μm，硬度不低于58～63HRC。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。 倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。 由上述可知，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。 3）变速器轴承的选择 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。 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、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。 2.2 变速器操纵机构布置方案 2.2.1 概述 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求[9]：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。 变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。 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、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。 1）直接操纵式手动换档变速器 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档功能的手动换档变速器，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，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。 2）远距离操纵手动换档变速器 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，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。 3）电动自动换档变速器 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，使之实现自动换档，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档，这种变速器成为电动自动换档变速器[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档变速器。 2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置 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）换档机构 变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。 采用轴向滑动直齿齿轮换档，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，除一档、倒档外已很少使用。 常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。 使用同步器能保证换档迅速、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。同上述两种换档方法比较，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档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。 通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。 2）防脱档设计 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档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有： （1）互锁销式 图2.4是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。 图2.4，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.4，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。 图2.4 互锁销式互锁机构 （2）摆动锁块式 图2.5为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 （3）转动钳口式 图2.6为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用[11]。 图2.5 摆动锁块式互锁机构 图2.6 转动钳口式互锁机构 操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。 锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。 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，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。 倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，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。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。 2.3 本章小结 本章主要介绍了变速器传动机构和操纵机构的类型，且简要分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型、特点、及功用，对变速器的传动方式、操纵机构的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的选择，为后期的设计工作打下基础。 第3章 变速器的设计与计算 3.1 变速器主要参数的选择 本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，桑塔纳整车主要技术参数如表3.1所示： 表3.1 桑塔纳整车主要技术参数 发动机最大功率 72kw 车轮型号 195/60R14 发动机最大转矩 150N·m 最大功率时转速 5200 r/min 最大转矩时转速 3100r/min 最高车速 172km/h 总质量 1120kg 前轴载荷 616kg 3.1.1 档数 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4～5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4～5个档或多档。载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t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。 档数选择的要求： 1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。 2、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，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。影响最低档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3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。 本设计最高档传动比为0.8。 3.1.3 变速器各档传动比的确定 1）主减速器传动比的确定 发动机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。 已知：最高车速==172 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195/60R14得到=29(mm)；发动机转速=（1.4~2.0）n=5000（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式： 2）最抵档传动比计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档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）[13]。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μ=0.01~0.02)； ——发动机最大扭矩(N·m)； ——主减速器传动比； ——变速器传动比； ——为传动效率（0.85~0.9）； 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=1120kg；；；r=0.29m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式： 满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，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0.5~0.6之间。 已知：kg；取0.55，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2.45。 3）变速器各档速比的配置 按等比级数分配其它各档传动比，即： 3.1.4 中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算[14]： （3.5） 式中： A ——变速器中心距（mm）； ——中心距系数，乘用车=8.9~9.3； ——发动机最大输出转距为170（N·m）； ——变速器一档传动比为2.45； ——变速器传动效率，取96%。 （8.9~9.3）=（8.9-9.3）7.066=62.89~65.71mm 轿车变速器的中心距在60～80mm范围内变化。初取A=64mm。 3.1.5 变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： mm 初选长度为218mm。 3.1.6 齿轮参数的选择 1）模数 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，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。 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/t 1.014 模数/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取一档模数为3.00，二，三，四 ，五，倒档模数为，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。 2）压力角 压力角较小时，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表面接触强度。 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 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 本设计初选螺旋角全部为23°。 4）齿宽 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小质量，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。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。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。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 斜齿，取为6.0～8.5，取6.0 mm 5）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0.75～0.80的短齿制齿轮。 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。 3.1.7 各档齿轮齿数的分配和齿轮参数及传动比的计算 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[16]。根据图3.1确定各档齿轮齿数和传动比。 1）一档齿数和齿轮参数及传动比的确定 一档传动比为： 取整得39。轿车可在11～17之间选取，取11，则。则一档传动比为： 端面模数 ==3.22 分度圆压力角 =21.3 分度圆直径 ==35.42 mm ==112.7 mm 未变位中心距 a=（+）=（35.42+112.7）=74.06mm 端面啮合角 = 变位系数之和 =0.2 当量齿数 ==13.75 ==43.75 当量齿数比 U==3.17 根据当量齿数比，查《机械设计手册》小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为 齿顶高 ==3.559mm ==2.88mm 齿根高 = ==3.14mm = ==3.859mm 齿全高 +=+=6.739 齿顶圆直径 =42.97mm =97.01mm 齿根圆直径 =29.49mm =83.53mm 2）对中心距A进行修正 取整得mm，为标准中心矩。 3）二档齿数和齿轮参数及传动比的确定 （3.6） （3.7） 已知：=64mm，=1.85，=2.75，；将数据代入（3.6）（3.7）两式，齿数取整得：，，所以二档传动比为： 端面模数 ==3.22 分度圆压力角 =21.3 分度圆直径 ==45.63 mm ==103.04mm 未变位中心距 a=（+）=（45.08+103.04）=74.06 端面啮合角 ==0.9278 变位系数之和 =0.2 当量齿数 ==17.5 ==40 当量齿数比 U==2.286 根据当量齿数比，查《机械设计手册》小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为 齿顶高 ==2.41mm ==3.15mm 齿根高 = ==3.89mm = ==3.15mm 齿全高 +=+=6.30 齿顶圆直径 =50.45 mm =89.17mm 齿根圆直径 =37.85mm =75.13mm 4）计算三档齿轮齿数和齿轮参数及传动比 （3.8） （3.9） 已知：=64mm，=1.40，=2.75，；将数据代入（3.8）（3.9）两式，齿数取整得：，，所以三档传动比为： 端面模数 ==3.29 分度圆压力角 =21.75 分度圆直径 ==56.76mm ==71.70mm 未变位中心距 a=（+）=（55.93+92.12）=74.025mm 端面啮合角 ==0.9278 变位系数之和 =0.3 当量齿数 ==22.4 ==36.89 当量齿数比 U==1.647 根据当量齿数比，查《机械设计手册》小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为 齿顶高 ==2.66mm ==2.60mm 齿根高 = ==3.52mm = ==3. 58mm 齿全高 +=+=6.18mm 齿顶圆直径 =62.08mm =76.90mm 齿根圆直径 =49.72mm =64.54mm 5）计算四档齿轮齿数和齿轮参数及传动比 （3.10） （3.11） 已知：=64mm，=1.06，=2.75，；将数据代入（3.10）（3.11）两式，齿数取整得：，，所以四档传动比为： 端面模数 ==3.29 分度圆压力角 =21.75 分度圆直径 ==62.74 mm ==65.72 mm 未变位中心距 a=（+）=74.025mm 端面啮合角 = 变位系数之和 =0.3 当量齿数 ==27.67 ==31.62 当量齿数比 U==1.143 根据当量齿数比，查《机械设计手册》小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为 齿顶高 ==2.69mm ==2.57mm 齿根高 = ==3.49mm = ==3.61mm 齿全高 +=+=6.18mm 齿顶圆直径 =68.12mm =70.86mm 齿根圆直径 =55.76mm =58.50mm 6）计算五档齿轮齿数和齿轮参数及传动比 （3.12） （3.13） 已知：=64mm，=0.80，=2.75，；将数据代入（3.12）（3.13）两式，齿数取整得：，，所以五档传动比为： 端面模数 ==3.02 分度圆压力角 =21.79 分度圆直径 ==71.70mm ==56.76 mm 未变位中心距 a=（+）=73.99 mm 端面啮合角 = 变位系数之和 =0.3 当量齿数 ==35.76 ==29.14 当量齿数比 U==1.227 根据当量齿数比，查《机械设计手册》小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为 齿顶高 ==2.55mm ==2.71mm 齿根高 = ==3.63mm = ==3.47mm 齿全高 +=+=6.18 mm 齿顶圆直径 =76.80mm =62.18mm 齿根圆直径 =64.44mm =49.82mm 7）计算倒档齿轮齿数和齿轮参数及传动比 初选倒档轴上齿轮齿数为=23，输入轴齿轮齿数=13，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮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） 已知：，，，把数据代入（3.14）式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为： 输入轴与倒档轴之间的距离： mm 输出轴与倒档轴之间的距离： mm 分度圆直径 d=m z =39mm =69 mm =75mm 分度圆齿距：p=3.14 m =9.42 齿顶高 =1×2.5=2.5 mm 齿根高 （+）m=3.125 齿顶圆直径 d+ 45 mm mm mm 齿根圆直径 2 mm mm mm 查机械传动设计手册齿轮变位系数表得到： 3.1.8 变速器齿轮的变位 1）一档齿轮的变位 查机械传动设计手册齿轮变位系数表得到： 2）其它各档齿轮的变位 采用与一档齿轮变位的方法和公式，得到其余各档的变位系数如下： 一、二档变位系数：=0.15； 三、四、五、倒档的变位系数：=-0.08。 3.2 变速器齿轮强度校核 3.2.1 齿轮材料的选择原则 1）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，而且齿面硬，齿芯软。 2）合理选择材料配对。如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS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表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，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。但若采用渗氮处理，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，抗弯强度要求比较高。应选用硬齿面齿轮组合，所有齿轮均选用20CrMnTi渗碳后表面淬火处理，硬度为58～62HRC。 3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核 齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） (3.15) 式中： 　——圆周力（N），； ——计算载荷（N·mm）； 　——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 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： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齿形系数图3.2得：y=0.191，把以上数据代入(3.16)式，得： MPa 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；；；；，查齿形系数图3.2得：y=0.182，把以上数据代入(3.16)式，得： MPa 2）二档齿轮校核 主动齿轮： 已知： N·mm；；；mm；；；；，查齿形系数图3.2得：y=0.168，把以上数据代入(3.16)式，得： MPa 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；；；；，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