汽车变速器设计（两轴式变速器）

汽车变速器设计（两轴式变速器）,汽车,变速器,设计,两轴式 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 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。本文以红旗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。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,设计出一种两轴式变速器。 关键词：轿车；变速器；齿轮；轴；箱体；设计 ABSTRACT Since 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 automobile’s 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 Hong Qi 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 transmission is designed. Key words: Automobile；Transmission；Shell；Gear；Shaft；Design 74 河南理工大学万方科技学院本科毕业论文 目 录 摘　　要 I ABSTRACT II 1绪论 1 1.1选题的目的及意义 1 1.2国内外研究状况 1 1.3研究方法 3 1.4研究内容 3 2变速器传动机构布置方案 4 2.1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多中间轴结构 5 2.1.3倒挡的形式和布置方案 5 2.2零、部件布置方案分析 6 2.2.1齿轮形式 6 2.2.2换挡的结构形式 6 2.2.3防止自动脱档的措施 8 2.2.4轴承形式 9 2.2.5组合式变速器 9 2.3本章小结 10 3 变速器主要参数的选择及设计计算 11 3.1设计依据的主要技术参数 11 3.2挡位数确定 11 3.3传动比范围 12 3.4变速器各挡传动比的确定 12 3.4.1确定一挡传动比 12 3.4.2 确定五挡传动比 14 3.4.3 确定其它各挡传动比 15 3.5中心距A 15 3.6外形尺寸 16 3.7齿轮参数 16 3.7.1模数 16 3.7.2压力角 18 3.7.3螺旋角 18 3.7.4齿宽b 19 3.7.5齿轮的变位系数的选择原则 20 3.7.6齿顶高系数 21 3.8各挡齿轮齿数的分配 22 3.8.1确定一挡齿轮的齿数 22 3.8.2对中心距A进行修正 23 3.8.3确定一挡齿轮变位系数 23 3.8.4确定其他挡位的齿轮齿数及变位系数 24 3.9本章小结 30 4 变速器主要结构元件的设计与计算 32 4.1齿轮损坏的原因及形式 32 4.2轮齿强度计算 33 4.2.1轮齿弯曲应力计算 33 4.2.2轮齿接触应力计算 38 4.3齿轮材料的选择及热处理 42 4.4轴的强度计算 44 4.4.1初选轴的直径 44 4.4.2轴的刚度验算 45 4.4.3轴的强度计算 48 4.5轴承校核 53 4.5.1输入轴轴承校核 53 4.5.2输出轴轴承校核 54 4.6本章小结 55 5 同步器设计 57 5.1惯性式同步器 57 5.1.1锁环式同步器结构 57 5.1.2锁环式同步器工作原理 58 5.1.3同步器主要尺寸的确定 59 5.2主要参数的确定 61 5.2.1摩擦因数 61 5.2.2同步环主要尺寸的确定 62 5.2.3锁止角 63 5.2.4同步时间 64 5.2.5转动惯量的计算 64 6 变速器操纵机构和箱体设计 65 6.1直接操纵手动换挡变速器 65 6.1.1互锁销式 66 6.1.2摆动锁块式 66 6.1.3转动钳口式 67 6.2远距离操纵手动换挡变速器 68 6.2.1换挡操纵机构（外换挡操纵机构） 69 6.2.2换挡机构（内换挡操纵机构） 70 6.3电控自动换挡变速器 72 6.4变速器箱体 73 6.5本章小结 74 结　　论 75 1绪论 1.1选题的目的及意义 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，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驱动力和车速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。它的功用是：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。 变速器作为汽车传动系统的主要组成部分，是汽车动力性和燃油经济性的重要保证。随着科技的高速发展，人们对汽车的要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能的设计和研发。变速器技术的发展是衡量汽车技术水平的一项主要依据。 1.2国内外研究状况 汽车变速器技术的发展历史： 手动变速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了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不同的齿轮副工作。 自动变速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。 AMT是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在MT总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。 无级变速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。 无限变速式机械无级变速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一种摩擦板式变速原理。IVT的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和Variator传动盘组成。它们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变Variator装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化[1]。 汽车的发展经历了三大革命，动力革命（内燃机的使用），传动革命（机械传动的完善和液体传动的使用）和控制革命（用传感器、微机和电液阀进行信息处理）。 从先进国家来看，动力革命和传动革命已经完成，目前正处于控制革命阶段，要解决的主要是机械太“机械”，没有灵性的问题，过去机械全靠人来操纵控制，然而人的生理和心理能力（感觉器官的功能、头脑分析的能力和体能）是有限的，操纵汽车这样复杂的机械对于人来说体力和脑力负担是很重要的，更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的发展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分（发动机、变速器、悬架、制动和转向机构等）进行自动控制，并从各部分的单独控制向整车一体化控制发展，从一般控制向智能控制发展。要解决机械信息处理能力问题，机械本身是无能为力的，液压控制在性能上也达不到要求，必须引入具有良好控制性能和信息处理能力的电子技术。但是仅仅采用机电液技术还不够，还需要应用声学、光学、和化学等多学科技术才能使机械具有良好的信息处理能力，实现高度自动化[2]。 从技术发展角度来看，汽车传动技术中的关键是电子技术、电液控制技术和传感器技术。目前，世界主要的变速器制造生产厂家都致力于这些关键技术的研究与应用，极大地促进了自动变速器的发展[3]。 1.3研究方法 根据此次设计要求，依据红旗轿车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 （1） 变速器设计的目的意义、国内外现状； （2） 变速器方案的确定、各挡传动比等参数的确定； （3） 各挡齿轮的设计及校核； （4） 传动轴的设计及校核，轴承的选择校核； （5） 同步器和操纵机构的设计选用等； （6） CAD绘制变速器装配图一张（0） （7） 零件图3张 2变速器传动机构布置方案 2.1传动机构布置方案分析 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[4]。 2.1.1两轴式和中间轴式变速器 现代汽车大多数都采用三轴式变速器，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。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 两轴式变速器的低档齿轮副，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多中间轴结构 当变速器安装在转矩高于1200～1300N·m的大功率柴油即时，其齿轮轴和轴承都要承受很大的载荷。为防止过早被破坏，所以才采用多中间轴式[5]。 2.1.3倒挡的形式和布置方案 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四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，某些轻型货车四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变速器，图2.1（a）所示的倒挡布置方案。 2.2零、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[6]。 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。 （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 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。 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。 2.2.3防止自动脱档的措施 自动脱挡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2.3所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿的1～3mm。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挡。 2、将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3～0.6mm），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2.4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2.5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2.3　防止倒挡的措施Ⅰ 图2.4　防止倒挡的措施Ⅱ 图2.5　防止倒挡的措施Ⅲ 2.2.4轴承形式 过去，变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承，近年来，变速器的设计趋势是增大其传递功率与质量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述轴承形式已不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的增多。其主要优点如下：滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮沿纵向平面分开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。由于上述特点，滚锥轴承已在欧洲一些轿车、货车和重型货车变速器上得到应用。 2.2.5组合式变速器 近年来，增加汽车变速器的挡位，是一个重要的发展趋势，这与许多因素有关，如载货汽车上更多地使用柴油发动机，平均车速和汽车总质量增加，以及要求降低燃料耗量等。 本次设计初步选择的齿轮形式是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、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。 2.3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、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。 3 变速器主要参数的选择及设计计算 3.1设计依据的主要技术参数 本次设计是根据HQ7220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　HQ7220的主要技术参数 型号 HQ7220 轮胎型号 165／65R13 整车整备质量 1295kg 主减速比 4.388 最大总质量 1870 kg 最大转矩 272N·m／3000～3500r/min 最高车速 220km/h 最大功率 133.5kw／5000 r/min 最大爬坡度 36% 轮距（前/后） 1360mm/1355mm 轴距 2835mm 外廓尺寸（长×宽×高） 3588mm×1563mm×1574mm 3.2挡位数确定 变速器的挡数可在3～20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档与高档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，所以又要求高档区相邻挡位之间的传动比比值，要比低档区相邻挡位之间的传动比比值小。 近年来，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4～5个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用4～5 个挡或多挡。载质量在2.0～3.5t的货车多采用5个挡，载质量在4.0～8.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 本次设计的变速器采用5个前进挡位，1个倒挡位。 3.3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0.7～0.8。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3.0～4.5之间，总质量轻的商用车在5.0～8.0之间，其他商用车则更大。 本次设计的变速器传动比范围是4.5。 3.4变速器各挡传动比的确定 3.4.1确定一挡传动比 确定最低挡传动比时，要考虑下列因素：汽车最大爬坡度，驱动轮与地面的附着力，汽车最低稳定车速及主传动比等[7]。 1、根据最大爬坡度确定一挡传动比 汽车在最大上坡路面上行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与地面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力。这时 + （3.1） 式中 —最大驱动力，=； —滚动阻力，= fmgcos； —最大上坡阻力，=mgsin。 将上述有关参数代入式（3.1）得 mg(fmgcos+mgsin)=mg （3.2） 式中　—发动机最大转矩，=172N·m； —主减速比，=4.388； m—汽车总质量,m=1870kg； —道路最大阻力系数； f—滚动阻力系数（良好的沥青或混凝土路面f=0.010～0.018取f=0.015）[8]； —变速器一挡传动比； —汽车传动系效率,=0.9； g—重力加速度,g=9.8； —驱动轮滚动半径，=0.1651m； —道路最大上坡角（最大爬坡度i=0.36=tg，则sin=0.34，cos=0.94）。 将上述有关参数代入式（3.2）得 =2.5589462.559 2、根据驱动轮与路面的附着力确定一挡传动比 汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力，此条件可用下列不等式表示 （3.3） 式中 —道路附着系数，计算时取=0.5～0.6取=0.55； —汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，=11000N。 将上述有关参数代入式（3.3）得 =3.5128598483.513 故取=3.42。 3.4.2 确定五挡传动比 为了提高汽车经济性，高速行驶时发动机转速不致过高，而设置一个超速挡，超速挡的传动比一般取为0.7～0.85。把五挡设为超速挡，则取=0.76。 3.4.3 确定其它各挡传动比 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 ====q （3.4） 式中 q—常数，也就是各挡之间的公比，q==1.4564753151.456。 因此，各挡传动比为 =3.42 =0.76 =q=0.761.456=1.11 ==0.76=1.61 ==0.76=2.35 =3.8183.82 3.5中心距A 初选中心距A时，可根据下述经验公式计算 A= （3.5） 式中 A—变速器中心距（mm）； —中心距系数，乘用车：8.9～9.6，多挡变速器：=9.5～11.0取=9.5；—发动机最大转矩（N·m）； —变速器一挡传动比； —变速器传动效率，=0.96。 将上述有关参数代入式（3.5）得 A=9.5=83.7399470283.7mm 3.6外形尺寸 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（3.0～3.4）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 （2.2～2.7）A （2）五挡 （2.7～3.0）A （3）六挡 （3.2～3.5）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（2.7～3.0）A=58.49～676.1mm，取为635mm。 3.7齿轮参数 3.7.1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。 应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是： 在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减少模数，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，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减少质量不减少噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数；变速器低档齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。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[9]。 所选模数值应符合国家标准GB/T1357—1987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1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。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/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模数/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 表3.3　汽车变速器常用的齿轮模数 （mm） 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 — 3.7.2压力角 齿轮压力角较小时，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，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压力角为28°时强度最高，但是超过28°强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为25°时强度最高。因此，理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。 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为20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。 应该指出，国外有些企业生产的乘用车变速器齿轮采用两种压力角，即高档齿轮采用小些的压力角以减少噪声；而低档和倒挡齿轮采用较大的压力角，以增加强度，必须指出，齿轮采用小压力角和小模数时，除必须采用大的齿高系数外，还应采用大圆弧齿根，这样可以提高弯曲强度在30%以上。 3.7.3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，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15°～25°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20°～25° 2）中间轴式变速器为22°～34° （2）货车变速器：18°～26° 3.7.4齿宽b 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，齿宽减少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()的大小来选定齿宽： （1）直齿b=m, 为齿宽系数，取为4.5～8.0； （2）斜齿轮b=，取为6.0～8.5。 b为齿宽（mm）。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4 mm。 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。对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。 3.7.5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。 由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，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。当齿数和多的齿数副采用标准齿轮传动或高度变位时，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，故采用得较多。对斜齿轮传动，还可以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。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来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大雨零。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，最高挡和挡和一轴齿轮副的可以选为－0.2～0.2。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[10]。 3.7.6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少，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作用到齿顶上，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，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内，规定齿顶高系数为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于1.00的细高齿制。采用细高齿制时，必须通过验算保证齿顶厚度不得小于0.3m。和齿轮没有根切和齿顶干涉。目前，对于细高齿制的齿顶高系数，还没有制定统一的标准，由各企业自行确定，从小至1.05到大至1.90的都有，且许多变速器的一对主、从动齿轮的齿顶高系数不同。 3.8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。 图3.1　变速器的传动示意图 3.8.1确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比为 ==3.42 为了求、的齿数，先求其齿数和。 （1）直齿 = （3.6） （2）斜齿 = （3.7） =≈55 为了使尽量大些，应将取得尽量小些，则取=12，=43。 3.8.2对中心距A进行修正 因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以应根据取定的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，则修正后的中心距既实际中心距A=84mm。 3.8.3确定一挡齿轮变位系数 法面模数 =2 端面模数 ==≈2.1mm 法面压力角 =20° 端面压力角 =arctg=≈21.17° 理论中心距 A==2.1=57.75 mm 中心距变动系数 ===1.071428571 ===1.07142857=0.038961038 查表得=0.04405，则总变位系数 ==0.04405=1.211375 根据齿数比==3.583，按线图分配变位系数得=0.58，则 =－=1.211375－0.58=0.631375 3.8.4确定其他挡位的齿轮齿数及变位系数 1、二挡齿轮齿数 +===55.63103127≈56 ==2.35 则取=17，=56－17=39。 2、二挡变位系数 法面模数 =2 端面模数 ==≈2.2mm 法面压力角 =20° 端面压力角 =arctg=≈21.43° 理论中心距 A==2.1=61.6mm 中心距变动系数 ===－0.727272727 ===－0.727272727=－0.025974025 查表得=－0.01563，则总变位系数 ==－0.01563=－0.43764 根据齿数比==2.294，按线图分配变位系数得=0.58，则 =－=－0.43764－0.58=－0.631375 3、三挡齿轮齿数 +==≈56 ==1.61 取=24则=56－21=32。 4、三挡变位系数 法面模数，端面模数，法面压力角，端面压力角，理论中心距A，中心距变动系数、，总变位系数、都同二挡。 根据齿数比==1.3，按线图分配变位系数得=0，则 =－=－0.43764－0=－0.43764 5、四挡齿轮齿数 +==≈56 ==1.61 取=27则=56－27=29。 6、四挡变位系数 法面模数，端面模数，法面压力角，端面压力角，理论中心距A，中心距变动系数、，总变位系数、都同二挡。 根据齿数比==1.074，按线图分配变位系数得=0，则 =－=－0.43764－0=－0.43764 7、五挡齿轮齿数 +==≈62 ==0.76 取=35则=62－35=27。 8、五挡变位系数 法面模数 =1.75 端面模数 ==≈1.9mm 法面压力角 =20° 端面压力角 =arctg=≈21.88° 理论中心距 A==83.9mm 中心距变动系数 ===0.578947368， ===0.578947368=0.018675721 查表得=0.01996，则总变位系数 ==0.01996=0.61876 根据齿数比==1.3，按线图分配变位系数[11]得=0.35，则 =－=0.61876－0.35=0.26876 9、倒挡齿轮副的齿数 通常倒挡中间轴齿轮的齿数=21～23。初选=22，则 ===3.82 （3.8） 计算输入轴与倒挡轴的中心距 =m(+)=2(+22)=+22 为避免干涉，齿轮11与齿轮12的齿顶圆之间应有不小于0.5mm的间隙，则 ≤A－0.5即≤2A－－1 ×＜2×60－×－9 2×＜2×60－2×－9 （3.9） 由（3.8）（3.9）解得=11，=43则=3.9 输入轴与倒挡轴的中心距 = +22=43+32=75mm 倒挡轴与输入轴的中心距 ==21+27=39mm 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 35 86 44 齿顶高 2 2 2 齿根高 2.5 2.5 2.5 齿全高 4.5 4.5 4.5 齿顶圆直径 34 132 35 齿根圆直径 30 124 27 中心距 =84 =84 =84 周节 6.3 6.3 6.3 基节 6 6 6 基圆直径 29 122 25 表3.5　斜齿圆柱齿轮的几何尺寸 (mm) 端面模数 2.1 2.1 2.2 2.2 2.2 2.2 2.2 2.2 1.9 1.9 端面压力角 21.17 21.17 21.43 21.43 21.43 21.43 21.43 21.43 21.88 21.88 螺旋角 20 20 22 22 22 22 22 22 25 25 分度圆直径 33 132 37 119.2 71.8 96.2 88.16 78.6 99.5 40.6 齿顶圆直径 38 137 42 124 75.8 101.2 93.1 82.6 104.1 44.6 中心距 84 84 84 84 84 基圆直径 78 120 33 115 68 91.5 83 73 94.5 35 法向基节 6 6 6 6 6 6 6 6 5.2 5.2 当量齿数 13.95 50 20.4 46.8 28.8 38.4 32.4 34.8 44.4 34.2 3.9本章小结 本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围，根据最大爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定一挡传动比和五挡传动比，进而确定其它各挡传动比，选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数，根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮齿数，进行各挡齿轮变位系数的分配。最后列出了各挡齿轮的几何尺寸。这些为之后齿轮、轴的设计计算做好了准备。 4 变速器主要结构元件的设计与计算 4.1齿轮损坏的原因及形式 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）、齿面胶合以及移动换挡齿轮端部破坏。 齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过渡圆角处又有应力集中，故当齿轮受到足够大的载荷作用，其根部的弯曲应力超过材料的许用应力时，轮齿就会断裂。这种由于强度不够而产生的断裂，其断面为一次性断裂所呈现的粗粒状表面。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生。而常见的断裂是由于在重复载荷作用下使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝而逐渐扩展到一定深度后产生的折断，其破坏断面在疲劳裂缝部分呈光滑表面，而突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器低档小齿轮由于载荷大而齿数少、齿根较弱，其主要的破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。 齿面点蚀是常用的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压，使充满了润滑油的裂缝处油压增高，导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面上形成大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。点蚀使齿形误差加大而产生载荷，甚至可能引起轮齿折断。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重；主动小齿轮较被动大齿轮严重。 对于高速重载齿轮，由于齿面相对滑动速度高、接触压力大且接触区产生高温而使齿面间的润滑油膜破坏，使齿面直接接触。在局部高温、高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。在一般的汽车变速器中，产生胶合损坏的情况较少。 增大轮齿根部齿厚，加大齿根圆角半径，采用高齿，提高重合度，增多同时啮合的轮齿对数，提高轮齿柔度，采用优质材料等，都是提高轮齿弯曲强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数，增大齿廓曲率半径，降低接触应力，提高齿面硬度等，可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油，提高油膜强度，选择适当的齿面表面处理和镀层等，是防止齿面胶合的措施。 用移动齿轮的方法完成换挡的低档和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏[13]。 4.2轮齿强度计算 4.2.1轮齿弯曲应力计算 直齿轮弯曲应力 = （4.1） 式中 —弯曲应力（M）； —计算载荷（N·mm）； —应力集中系数；=1.65； —摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合上的摩擦力的方向不同，对弯曲应力影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； m—模数； y—齿形系数，如图4.1所示； —齿宽系数：直齿=4.5～8.0。 斜齿轮弯曲应力 = （4.2） 式中 —计算载荷（N·mm）； —斜齿轮螺旋角（°）； —应力集中系数；=1.50； z—齿数； —法面模数； y—齿形系数，可按当量齿数=在图4.1中查得； —重合度影响系数，=2.0； —齿宽系数：斜齿=6.0～8.5，取=8。 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高档齿轮，许用应力在180～350M范围，即[]=180～350M，一挡、倒挡直齿轮许用应力在400～850 M，即[]=400～850M。 图4.1　齿形系数图 1、一挡主从动齿轮弯曲应力 （1）一挡主动齿轮弯曲应力 ===215.470919＜[] 其中 =××=72×0.96×0.96=66.3552 N·㎜=66.3552 N·m （2）一挡从动齿轮弯曲应力 = = =210.9721628＜[] 其中 =×× ２、二挡主从动齿轮弯曲应力 （1）二挡主动齿轮弯曲应力 ===182.5205729＜[] 其中 = （2）二挡从动齿轮弯曲应力 = = =222.8576195＜[] 其中 =×× ３、三挡主从动齿轮弯曲应力 （1）三挡主动齿轮弯曲应力 ===150.8117443＜[] 其中 = （2）三挡从动齿轮弯曲应力 = = =176.0083406＜[] 其中 =×× 4、四挡主从动齿轮弯曲应力 （1）四挡主动齿轮弯曲应力 ===117.2980233＜[] 其中 = （2）四挡从动齿轮弯曲应力 = = =136.895376＜[] 其中 =×× 5、五挡主动齿轮弯曲应力 （1）五挡从动齿轮弯曲应力 ===127.1444878＜[] 其中 = （2）五挡从动齿轮弯曲应力 = = =129.6873776＜[] 其中 =×× 4.2.2轮齿接触应力计算 轮齿接触应力 =0.418=0.418 （4.3） 式中 —轮齿的接触应力（M）； F—齿面上的法向力（N），F=； —圆周力，=； —计算载荷（N·mm）； d—节圆直径（mm）； —节点处压力角（°）； —齿轮螺旋角（°）； E—齿轮材料的弹性模量（M），钢材E=2.1×10M； b—齿轮接触的实际宽度（mm）； 、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮=,=,斜齿轮=，=； 、为主、从动齿轮节圆半径（mm）。 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力如下：渗碳齿轮：一挡和倒挡[]=1900～2000M，常啮合齿轮和高档[]=1300～1400M。 1、 一挡主从动齿轮接触应力 （1）一挡主动齿轮接触应力 =0.418 = 0.418 =1329.801143＜[] （2）一挡从动齿轮接触应力 =0.418 =0.418 =1323.135431＜[] 2、 二挡主从动齿轮接触应力 （1）二挡主动齿轮接触应力