新型前驱动轿车变速器结构设计 两轴式五挡手动 五档

新型前驱动轿车变速器结构设计 两轴式五挡手动 五档,新型前驱动轿车变速器结构设计,两轴式五挡手动,五档,新型,驱动,轿车,变速器,结构设计,两轴式五挡,手动 黑龙江工程学院本科生毕业设计 第1章 绪 论 1.1 选题的背景及目的意义 随着社会的快速发展和人们生活水平的迅速提高，汽车（尤其是轿车）作为一种必不可少的交通工具已走进千家万户。在发达国家里，汽车已形成了一种文化，即所谓的“汽车文化”，这种文化影响着人们的生活，改变着人们的观念。总之，汽车工业的发展水平直接代表着一个国家基础工业和国民经济的实力。汽车工业在一个国家的发展经历着不同的阶段，据目前国家统计局的统计数字，家用经济型轿车的比重占消费总数的20%，据国外同期经济型轿车的比重45%测算，中国未来10年，经济型轿车至少应翻一番。因此设计一种适合我国国情的经济型轿车的变速器具有十分重要的意义，而且也符合全球对环境保护的要求，小排量低排放的经济型轿车肯定是未来汽车的主力。变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，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。从汽车诞生时起，汽车变速器在汽车传动系中扮演者至关重要的角色。现在的汽车上广泛采用活塞式内燃机，起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牵引力和车速能在相当大的范围内变化。例如在高速路上车速赢能达到100KM/H，而在市区内，车速通常在50km/h左右；空车在平直路面上行驶时，行驶的阻力很小，而当满载上坡时，行驶阻力便很大。为了解决这一矛盾，在传动系中设置了变速器。变速器的作用表现位：改变汽车的传动比，扩大驱动车轮转矩和转速的范围，是车辆适应各种变化的工况，同时使发动机在最理想的工况（动力性教高且经济性较好）下工作；在发动机转矩方向不变的情况下，实现汽车的倒退行驶；实现空挡，中断发动机传递给车轮的动力，以便发动机能够启动，怠速。由此可见，变速器的存在具有必然性，随着科技的告诉发展，人们对汽车的性能要求越来越高，汽车的性能，使用寿命，能源消耗，震动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能，因此必须重视对变速器的研究。按传动比的变化方式划分，变速器可分为有级式，无级式，综合式3种；按操纵方式划分，可分为强制操纵式，自动操纵式和半自动操纵式3种。近年来，随着车辆技术的进步和车辆密度的加大，对变速的性能要求也越来越高。众多的汽车工程师在改进汽车变速器的性能的研究中倾注了大量的心血，使变速器得到飞速的发展。随着城市车辆密度的加大，自动变速器已逐渐成为汽车的必备装备，而不仅仅是豪华的标志。因为有了自动变速器，改变车速变得轻松自如，角度变化而实现传动比的连续而且不必频繁地踩踏板。如今，几乎所有的现代汽车厂家都生产配备自动变速器的汽车，原因之一是自动变速器可以帮助发动机降低对环境的污染。自动变速器可实现最佳转速比，即使发动机低速运转，也能保障车辆随驾驶者的意愿正常行驶，油耗降低了，污染也就受到控制。虽然自动变速器不断地演变进步，但始终有缺点，即车速的反应与踏板的动作之间总有一定的差距，驾驶中缺乏直觉的印象。近年，保时捷公司又发明了一种“手控／自动变速器”，凭靠一组复杂的电子装置，可以使驾车者在自动与手动变速之间任意选择。例如，在市内行驶时，由于需要频繁地变换速度，使用自动变速器便显得非常方便；而一旦来到高速公路或其它开阔的地方，则又可将自动变速的功能关掉，转为由手控制，以此来领略驾车中的多种乐趣。这一点已逐渐成为高档车的特性。 目前手动变速器依然在汽车界应用非常广泛，自动变速器是个趋势，但手动变速器确是驾驶乐趣的极大体现者。而本设计的目的就是以我国现今汽车的发展情况探讨开发一种适合我国国情、满足家庭使用的中小型、经济实用、发动机前置前驱动的一种变速器。要求设计方法简单、可靠、实用，设计出的变速器具有较高的安全性、可靠性、实用性、经济性，满足当前经济性家庭用车的消费群体，并在方案实施上具有一定的可行性。 1.2 选题的主要研究内容 本课题的主要内容是研制开发前轮驱动轿车变速器的方案和各系统的设计，计算和校对。结合国外汽车设计的一些先进技术和国内专家们做过的一些工作，对前驱动轿车变速器的设计给出了详细的方法和较为合理的理论，本文主要预计做的工作包括以下内容： 根据所开发车型的关键所在，要全面考虑所有方面，包括可行性、经济性、安全性、舒适性、操纵稳定性、平顺性、动力性、高速性等一系列问题，才能使你开发出的车在市场上有竞争力，才能被人们所接受。 总体方案出台后，就要对变速器进行总体布置，确定各系统参数，根据各系统性能的需要开始设计各系统。 传动系统的布置和组成取决于发动机的结构形式、布置位置和车辆的驱动形式。因为该车型采用前置前驱动形式，发动机的动力通过离合器和变速器并直接带动前桥，这样传动系省去了一根传动轴，同时离合器和变速器可以与发动机制成一体，从而使总体结构非常紧凑，这种结构的关键在于等速万向节的设计与选取.本文对此加以探讨，给出合理的设计原则。 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机再最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。 第2章 变速器总体方案设计 2.1 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。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。 （1）正确选择变速器的档位数和传动比，使之与发动机参数优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与经济性； （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； （7）变速器应有高的工作效率； （8）变速器的工作噪声低。 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、拆装容易、维修方便等要求。 2.2 变速器的现状与发展方向 变速器作为传递动力和改变车速的主要装置，国内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档变速器的用量已日渐增多。同时，6档变速器的装车量也在上升。电子控制式自动变速器是人们关注的焦点。它是在机械变速器的基础上，通过运用电子技术实现自动换档、自动控制离合器及油门动作的一种先进的变速装置。它能以模拟控制与数字控制两种方式作用。能连续不断地把车量的实际行驶状况与希望实现的状况进行比较，如果两者不吻合，该控制器就会命令操纵机构，改变变速器的档位、离合器的分离与接合以及油门的开度。通过实现自动选择最佳档位和最佳换档时间，电控变速器可直接改善整车的操纵性，并使车辆在经济性最佳的范围内行驶。随着电子设备广泛的应用，电控发动机的类型也越来越多。目前国内外轿车的电控自动变速器，主要有三种操纵方式，即电子控制气动操纵、电子控制液压操纵、电子控制马达操纵。 2.3 变速器的设计内容 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。 2.4 变速器传动机构的布置方案 2.4.1变速器传动方案分析与选择 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。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，此次设计变速器是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。大体结构可参考如图2.1所示的结构。 图2.1 发动机前置前轮驱动布置示意图 2.4.2倒档布置方案 常见的倒档布置方案如图2.2所示。图2.2b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2.2c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图2.2d方案对2.2c的缺点做了修改；图2.2e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图2.2f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。 图2.2 倒档的布置方案 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2.2f所示方案。 2.5 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2.2（f）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。 第3章 变速器主要零件的结构方案分析 3.1变速器齿轮 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3.1）影响齿轮强度。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： （3.1） 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。尺寸可取为花键内径的1.25～1.40倍。 图3.1 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。 3.2 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。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。 3.3 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。 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。 3.4操纵机构布置方案 3.4.1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。 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。 3.4.2典型的操纵机构以及锁止装置 图3.2 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3.3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3.3，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图3.3，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。 图3.3 互锁销式互锁机构 （2）摆动锁块式 图3.4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3.5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。 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 图3.4 摆动锁块式互锁机构 图3.5转动钳口式互锁机构 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。 3.5 本章小结 本章主要介绍了变速器齿轮，轴及轴承的选择。并且对操纵机构做了详细的介绍。说明了常用的锁止机构的结构及原理。 第4章 变速器主要参数的选择 本次变速器设计的主要参数如下表所示。 表4.1 主要参数 发动机最大功率 74kw 车轮型号 195/65R15 发动机最大转矩 145N·m 最大功率时转速 6000r/min 最大转矩时转速 3800r/min 最高车速 189km/h 总质量 1712kg 整备质量 1162kg 4.1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。 4.2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。 传动比范围的选择要求： 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，最高档传动比初定为0.8左右 4.3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： （4.1） 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。 由上文可知最高车速==189km/h；最高档为超速档，传动比=0.75；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格195/65R15得到=317.25（mm）；发动机转速==3800（r/min）；由公式（4.1）得到主减速器传动比计算公式： （2）最低档传动比计算： 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）。用公式表示如下： （4.2） 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（4.2）得： （4.3） 已知：m=1712kg；；；r=0.31725m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（4.3）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： （4.4） 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0.6，把数据代入（4.4）式得： 同时也应该满足汽车最低稳定车速的要求，则有 （4.5） 所以，一档转动比的选择范围是： 初选一档传动比为3.8。 （3）各档传动比的选定： 变速器的Ⅰ档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速挡，在本设计中最高档即为超速挡。中间档的传动比理论上按公比为（其中n为档位数）的几何级数排列，实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 （4）中心距的选择： 初选中心距可根据经验公式计算[1]： （4.6） 式中 ——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145（N·m）； ——变速器一档传动比为3.778； ——变速器传动效率，取96%。 （8.9~9.3）=（8.9-9.3）7.925=71.83~75. 07mm 轿车变速器的中心距在60～80mm范围内变化。初取A=78mm。 （5）变速器的外形尺寸： 变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。 为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。 为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。 为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.5～4mm 。采用铸铁壳体时，壁厚取5～6mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。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255mm。 4.4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；变速器抵挡齿轮应该选用大些的模数，其它档位的齿轮选用另一种模数。在少数情况下，汽车变速器的各档齿轮均选用相同模数。 表4.2 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2.2选取各档模数为左右，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。 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。 另外还应该指出，国外有些企业生产的乘用车变速器齿轮采用的压力角不一致，即高档齿轮采用小些的压力角以减少噪声；而低档和倒档齿轮采用较大的压力角，以增加强度。必须指出的是齿轮采用小压力角和小模数时，除必须采用较大的齿顶高系数外，还应该采用大圆弧齿根，这样可以提高弯曲强度在30%以上。 （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。 （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。 （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。 4.5各档齿轮齿数的分配以及传动比的计算 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。 （1）一档齿数及传动比的确定 一档传动比为： 取整得43。轿车取9，则。则一档传动比为： （2）对中心距A进行修正 （4.7） 取整得mm，为标准中心矩。 （3）二档齿数及传动比的确定 已知：=80mm，=2.147，=2.75，；将数据代入上两式，齿数取整得：，，所以二档传动比为： （4）计算三档齿轮齿数及传动比 已知：=80mm，=1.512，=2.5，；将数据代入上两式，齿数取整得：，，所以三档传动比为： （5）计算四档齿轮齿数及传动比 已知：=80mm，=1.065，=2，；将数据代入上两式，齿数取整得：，，所以四档传动比为： （6）计算五档齿轮齿数及传动比 已知：=80mm，=0.75，=1.75，；将数据代入上两式，齿数取整得：，，所以五档传动比为： （7）计算倒档齿轮齿数及传动比 则倒档传动比 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 （8）计算各档齿轮变位系数 一档： 法面模数 =3.5 端面模数 ==≈3.83 法面压力角 =25° 端面压力角 =arctg=≈27.4° 理论中心距 A==3.83=82.34 mm 中心距变动系数 ===-0.6109 ===-0.6109=-0.0284 则总变位系数=-0.6670 根据齿数比==3.777，按线图分配变位系数得=0.2，则 =－=-0.6670－0.2=0.8670 二档： 法面模数 =2.75 端面模数 ==≈3.03mm 法面压力角 =20° 端面压力角 =arctg=≈21.52° 理论中心距 A==3.03=80.295mm 中心距变动系数 ===－0.0973 ===－0.0973=－0.00367 总变位系数=－0.1462 根据齿数比==2.118，按线图分配变位系数得=0.2134，则 =－=－0.1462－0.2134=－0.3596 按上述方法同理可算出三档：=0.0198，=-0.2984；四档：=0.5902，=0.6013； 五档： =0.9325，=1.0282 表4.3　斜齿圆柱齿轮的几何尺寸 (mm) 端面模数 3.84 3.83 3.03 3.03 2.74 2.74 2.25 2.25 1.95 1.95 端面压力角 27.1 27.1 21.8 21.8 21.7 21.7 22.3 21.8 22.0 22.0 螺旋角 24.11 24.11 25 25 23.58 23.58 27.30 27.30 26 26 分度圆直径 34.5 130.4 51.6 109.2 68.4 93.0 76.6 77.2 70.1 83.7 齿顶高 4.045 0.311 3.330 1.754 2.529 1.733 3.008 3.789 3.042 3.209 齿根高 3.675 7.410 2.851 4.427 3.075 3.871 1.319 0.179 0.556 0.388 齿全高 7.72 7.72 6.181 6.181 5.604 5.604 4.327 3.968 3.598 3.598 齿顶圆直径 42.6 131.1 58.2 112.7 73.4 96.5 82.7 84.8 76.1 90.1 中心距 80 80 80 80 80 基圆直径 30.7 116.1 47.9 101.3 63.5 86.4 70.9 71.6 64.9 77.6 变位系数 0.2 -0.8670 0.2134 -0.3596 0.0198 -0.2984 0.5902 0.6013 0.9325 1.0282 4.6 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。 第5章 变速器齿轮及轴的强度校核 5.1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。 5.2变速器齿轮的材料及热处理 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿断裂、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。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，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，提高齿面硬度，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。 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[12]。 现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。 国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi（过去的钢号是18CrMnTi），也是采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMo，20CrNiMo，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。 变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下： ≤3.5 渗碳层深度0.8～1.2 mm； 3.5＜＜5 渗碳层深度0.9～1.0 mm； ≥5 渗碳层深度1.0～1.6 mm 。 渗碳齿轮在淬火、回火后要求齿轮的表面硬度为HRC58～63，心部硬度为HRC33。 5.3变速器齿轮弯曲强度校核 齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） （5.1） 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5.1中查得； ——重合度影响系数，=2.0。 图5.1 齿形系数图 将上述有关参数据代入公式（5.1），整理得到 （5.2） 1、计算各齿轮传递的轴的转矩 Ⅰ轴 ==145×0.98×0.96=136.416N·m Ⅱ轴 一挡 ＝136.416×0.96×0.98×3.778 ＝484.869N·m 二挡 ＝136.416×0.96×0.98×2.118＝271.824N·m 三挡 ＝136.416×0.96×0.98×1.360 ＝172.543N·m 四挡 ＝136.416×0.96×0.98×1.029 ＝132.06N·m 五挡 ＝136.416×0.96×0.98×0.814 ＝104.469N·m （1）一档齿轮校核 主动齿轮： 已知： N·mm；；；mm；；；，查齿形系数图5.1得：y=0.78，把以上数据代入（5.2）式，得： MPa 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；； ；，查齿形系数图5.1得：y=0.182，把以上数据代入（5.2）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5.1得：y=0.168，把以上数据代入（5.2）式，得： MPa 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；； ；，查齿形系数图5.1得：y=0.175，把以上数据代入（5.2）式，得： MPa （3）三档齿轮校核 主动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；； ；，查齿形系数图5.1得：y=0.148，把以上数据代入（5.2）式，得： MPa 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；； ；，查齿形系数图5.1得：y=0.154，把以上数据代入（5.2）式，得： MPa （4）四档齿轮的校核 主动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；； ；，查齿形系数图5.1得：y=0.176，把以上数据代入（5.2）式，得： MPa 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；； ；，查齿形系数图5.1得：y=0.178，把以上数据代入（5.2）式，得： N·mm （5）五档齿轮的校核 主动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；； ；，查齿形系数图5.1得：y=0.195，把以上数据代入（5.2）式，得： MPa 从动齿轮： 已知：N·mm；；；mm；； ；，查齿形系数图5.1得：y=0.154，把以上数据代入（5.2）式，得： MPa 对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180~350MPa，以上各档均合适。 5.4齿轮接触应力校核 （5.3） 式中 ——轮齿接触应力（MPa）； ——齿面上的法向力（N），； ——圆周力（N），； ——计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）； ——节点处压力角，为齿轮螺旋角； ——齿轮材料的弹性模量（MPa）； ——齿轮接触的实际宽度（mm）； ，——主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，； 、——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作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力[]见表5.2： 表5.2 变速器齿轮许用接触应力 齿轮 /Mpa 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 1900-2000 950-1000 常啮合齿轮和高档齿轮 1300-1400 650-700 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与芯部的高韧性相结合能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。对齿轮进行强力喷丸处理以后，轮齿产生残余压应力，齿轮弯曲疲劳寿命可成倍提高，接触疲劳寿命也有明显改善。 1、 一档齿轮接触应力校核 （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 =0.418 = 0.418 =958.7645712＜[] （2）二挡从动齿轮接触应力 =0.418 =0.418 =953.9586648＜[] 3、三挡主从动齿轮接触应力 （1）三挡主动齿轮接触应力 =0.418 = 0.418 =819.2942094＜[] （2）三挡从动齿轮接触应力 =0.418 =0.418 =815.1874457＜[] 4、四挡主从动齿轮接触应力 （1）四挡从动齿轮接触应力 =0.418 = 0.418 =700.0522232＜[] （2）四挡从动齿轮接触应力 =0.418 =0.418 =696.5431674＜[] 5、 五挡主动齿轮接触应力 （1）五挡主动齿轮接触应力 =0.418 = 0.418 =644.8566928＜[] （2）五挡从动齿轮接触应力 =0.418 =0.418 =641.6243081＜[] 5.5轴的结构尺寸设计 变速器轴在工作时承受转矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷的作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的经常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器时主要考虑的问题有： 轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度等。 在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴，=0.16～0.18；对输出轴，0.18～0.21。 输入轴花键部分直径（mm）可按下式初选取： （5.4） 式中 ——经验系数，=4.0～4.6； ——发动机最大转矩（N.m）。 输入轴花键部分直径为 =21.04～23.64mm 初选输入、输出轴支承之间的长度=255mm。 按扭转强度条件确定轴的最小直径为 （5.5） 式中 d——轴的最小直径（mm）； ——轴的许用剪应力（MPa）； P——发动机的最大功率（kw）； n——发动机的转速（r/min）。 将有关数据代入（5.5）式，得： mm 所以，选择轴的最小直径为25mm。 5.6轴的强度验算 5.6.1轴的刚度的计算 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。 轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。如图5.3所示： 图5.3 变速器轴的挠度和转角 若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算 （5.6） （5.7） （5.8） 式中 ——齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； ——齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； ——弹性模量（MPa），=2.1×105 MPa； ——惯性矩（mm4），对于实心轴，； ——轴的直径（mm），花键处按平均直径计算； 、——齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）； ——支座间的距离（mm）。 轴的全挠度为mm。 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 1、 计算变速器上个齿轮的圆周力、切向力、轴向力 输入轴： 2、 变速器输入轴的刚度计算 （1）一档工作时的计算 已知：a=43mm；b=171mm；L=214mm；d=28mm，则有 mm mm mm （2）二档工作时的计算 已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，则有 mm mmmm （3）三档工作时的计算 已知a=77；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，则有 =mm mmmm 由于四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。 3、 变速器输出轴的刚度计算 （1）一档工作时的计算 已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，则有 mm mm mm （2）二档工作时的计算 已知：a=106mm；b=117mm；L=223mm；d=34mm，则有 mm mm （3）三档工作时的计算 已知a=69；b=154mm；L=223mm；d=34mm，则有 =mm mmmm 由于四、五档距离支撑处只有20mm左右，而且受力相对于其它各档的受力比较小，所以其挠度和转角相对于一、二、档可以忽略。 5.6.2