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1、本科生畢業(yè)設計（論文） 摘 要 從汽車誕生時起，汽車變速器在汽車傳動系中扮演著至關重要的角色。現(xiàn)代汽車上廣泛采用內(nèi)燃機作為動力源，其轉矩和轉速變化范圍較小，而復雜的使用條件則要求汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性能在相當大的范圍內(nèi)變化。為解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器。 本文以哈飛路寶汽車的一些整車參數(shù)和發(fā)動機參數(shù)為依據(jù)，進行變速器的設計。設計的主要內(nèi)容包括變速器傳動機構布置方案的確定，變速器主要參數(shù)如擋數(shù)、傳動比范圍、中心距、各擋傳動比、外形尺寸、齒輪參數(shù)、各擋齒輪齒數(shù)的選擇，齒輪、軸、軸承的設計校核，同步器、操縱機構及箱體的設計及對軸的有限元分析。 在設計的過程中，本文根據(jù)轎車

2、變速器的設計要求和車輛動力傳動系統(tǒng)自身的特點，參考多篇文獻資料，以及國內(nèi)外變速器設計圖冊，從經(jīng)濟性和實用性方面著手進行分析,設計出一種兩軸式五擋變速器。 關鍵詞：變速器；齒輪；軸；箱體；設計 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

3、, 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 Ha Fei Lu Bao au

4、tomobile 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 verifi

5、cation 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

6、 efficiency and practicability angle, a small kind of two-shafted five block transmission is designed. Key words: Transmission；Shell；Gear；Shaft；Design 目 錄 摘要……………………………………………………………………………………………Ⅰ Abstract ………………………………………………………………………………………Ⅱ 第1章 緒論…………………………………………………………………………………1

7、 1.1 選題的目的及意義……………………………………………………………………1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀………………………………………………………………………1 1.3 研究方法設計…………………………………………………………………………2 1.4 研究內(nèi)容設計…………………………………………………………………………3 第 2 章 變速器傳動機構布置方案……………………………………………………4 2.1變速器傳動機構布置方案分析………………………………………………………4 2.1.1兩軸式和中間軸式變速器 ……………………………………………………4

8、 2.1.2倒檔的形式和布置方案 ………………………………………………………4 2.2 變速器零、部件布置方案分析 ………………………………………………………5 2.2.1齒輪形式 ………………………………………………………………………5 2.2.2換擋的結構形式 ………………………………………………………………5 2.2.3軸承的形式 ……………………………………………………………………6 2.2.4軸的形式 ………………………………………………………………………7 2.3 變速器操縱機構布置方案設計………………………………………………………7 2.

9、3.1變速器操縱機構的分類 ………………………………………………………7 2.3.2典型的操縱機構及其鎖定裝置設計……………………………………………7 2.4 本章小結……………………………………………………………………………9 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇及設計計算 ………………………………………10 3.1 變速器設計依據(jù)的主要參數(shù) ………………………………………………………10 3.2 擋數(shù)及傳動比范圍的確定……………………………………………………………10 3.2.1擋數(shù)的確定……………………………………………………………………10 3.2.2傳動比范圍…………………

10、…………………………………………………10 3.3 變速器各檔傳動比的確定 …………………………………………………………11 3.3.1 主減速器傳動比………………………………………………………………11 3.3.2 最低擋傳動比計算……………………………………………………………11 3.3.3 變速器各擋傳動比的分配……………………………………………………13 3.4 中心距的選擇…………………………………………………………………………13 3.5 外形尺寸確定…………………………………………………………………………13 3.6 齒輪參數(shù)確定………………………………………………

11、…………………………14 3.7 各擋齒輪齒數(shù)的分配…………………………………………………………………17 3.7.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)及傳動比………………………………………………17 3.7.2 確定二擋齒輪的齒數(shù)及傳動比………………………………………………18 3.7.3 確定三擋齒輪的齒數(shù)及傳動比………………………………………………19 3.7.4 確定四擋齒輪的齒數(shù)及傳動比………………………………………………19 3.7.5 確定五擋齒輪的齒數(shù)及傳動比………………………………………………20 3.7.6 確定倒擋齒輪的齒數(shù)及傳動比…………………………………………

12、……20 3.8 變速器齒輪的變位……………………………………………………………………21 3.8.1 確定一擋齒輪變位系數(shù)………………………………………………………21 3.8.2 確定二擋齒輪變位系數(shù)………………………………………………………22 3.8.3 確定三擋齒輪變位系數(shù)………………………………………………………23 3.8.4 確定四擋齒輪變位系數(shù)………………………………………………………24 3.8.5 確定五擋齒輪變位系數(shù)………………………………………………………25 3.8.6 本次設計所有齒輪的幾何尺寸………………………………………………25 3.9 本章

13、小結………………………………………………………………………………27 第 4 章 變速器主要結構元件的設計與計算………………………………………28 4.1 齒輪損壞的原因及形式………………………………………………………………28 4.2 齒輪材料的選擇原則…………………………………………………………………28 4.3 計算各軸的轉矩………………………………………………………………………29 4.4 齒輪強度計算…………………………………………………………………………29 4.4.1 齒輪彎曲強度校核……………………………………………………………30 4.4.2 齒輪

14、接觸應力校核……………………………………………………………33 4.5 軸的強度計算…………………………………………………………………………38 4.5.1 初選軸的直徑…………………………………………………………………38 4.5.2 軸的剛度計算…………………………………………………………………39 4.5.3 軸的強度校核…………………………………………………………………47 4.6 軸承校核……………………………………………………………………………51 4.6.1輸入軸軸承校核………………………………………………………………51 4.6.2輸出軸軸承校核………………………

15、………………………………………52 4.7 同步器設計……………………………………………………………………………53 4.7.1慣性式同步器…………………………………………………………………54 4.7.2 同步器主要尺寸的確定………………………………………………………55 4.7.3 主要參數(shù)的確定………………………………………………………………56 4.8 軸的有限元分析……………………………………………………………………59 4.8.1有限元基本理論簡介…………………………………………………………59 4.8.2 有限

16、元分析基本步驟…………………………………………………………60 4.8.3變速器輸出軸的有限元分析的主要步驟……………………………………60 4.9 本章小結………………………………………………………………………………66 第 5 章 變速器操縱機構和箱體設計………………………………………………67 5.1直接操縱手動換擋變速器……………………………………………………………67 5.2遠距離操縱手動換擋變速器…………………………………………………………69 5.2.1換擋操縱機構（外換擋操縱機構）……………………………………………69 5.2.2 換擋機構（內(nèi)換擋操縱機構

17、）…………………………………………………70 5.3電控自動換擋變速器…………………………………………………………………71 5.4 變速器箱體 …………………………………………………………………………72 5.5 本章小結……………………………………………………………………………73 結論…………………………………………………………………………………………74 參考文獻 ……………………………………………………………………………………75 致謝……………………………………………………………………………………………76 第1章 緒 論 1.1選題的目的及意義

18、 隨著經(jīng)濟和科學技術的不斷的發(fā)展，汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(jīng)遍布全國。而隨著我國加入WTO，人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車、轎車等高級消費品已進入平常家庭。在面臨著前所未有的機遇同時，不得不承認在許多技術上，我國與發(fā)達國家還一定的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。 發(fā)動機的輸出轉速非常高，最大功率及最大扭矩僅在一定的轉速區(qū)出現(xiàn)，為了發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能，就必須有一套變速裝置。變速器可以在汽車行駛過程中，在發(fā)動機和車輪之間產(chǎn)生不同的變速比，通過換擋可以使發(fā)動機工作在其最佳的動力性和經(jīng)濟性狀態(tài)下。變速器是汽車傳動系的重要組成部分，其發(fā)展無疑代表著汽車

19、工業(yè)的發(fā)展，它的設計也是汽車設計的一個重要部分。而發(fā)動機前置前輪驅動的轎車，若變速器傳動比小，則常用兩軸式變速器。兩軸變速器有其結構簡單，體積較小，制造成本低，傳動效率高等特點在變速器發(fā)展中屹立不倒，雖然現(xiàn)在的自動變速器操作簡單，但是效率很低，所以市場的大部分份額被機械式變速器占據(jù)著，汽車發(fā)展要向節(jié)能，舒適，操作方便方向發(fā)展， 兩軸式變速器更是符合條件的。 1.2國內(nèi)外研究狀況 現(xiàn)今的汽車變速器發(fā)展的十分迅速，各大公司紛紛推出新的產(chǎn)品，但是變速器技術的每次革新都與汽車相關科學的發(fā)展密切相關，計算機技術，先進制造技術，機械自動化技術，模擬仿真材料科學等都為變速器的發(fā)展提供了有力的保障，同時

20、變速器的發(fā)展也為相關科學技術提出了更高的要求。1894年，一個法國工程師給一輛汽車裝上世界上第一個變速器至今，汽車變速器已經(jīng)經(jīng)過了一百多年的發(fā)展。變速器作為汽車重要的組成部分，是承擔放大發(fā)動機扭矩，實現(xiàn)理想動力傳遞，從而適應各種路況實現(xiàn)汽車行駛的主要裝置。從最初采用側鏈傳動到手動變速器，及至液力自動變速器和電控機械式自動變速器，再到現(xiàn)在無級自動變速器的普及，在汽車工業(yè)技術不斷前進的同時，變速器也向著更平順、更省油、更富駕駛樂趣的方向不斷發(fā)展。直至雙離合自動變速器的出現(xiàn)，變速器技術又伴隨著速度和夢想，邁向了一個全新的高度?，F(xiàn)代汽車的動力裝置，幾乎都采用往復活塞式內(nèi)燃機。它具有相當多的優(yōu)點，如體積

21、小，質量輕，工作可靠，使用方便等。但其性能與汽車的動力性和經(jīng)濟性之間存在著較大的矛盾。如在坡道上行駛時，所需的牽引力往往是發(fā)動機所能提供的牽引力的數(shù)倍。而且一般發(fā)動機如果直接與車輪相連，其輸出轉速換算到對應的汽車車速上，將達到現(xiàn)代汽車極限速度的數(shù)倍。上述發(fā)動機牽引力、轉速與汽車牽引力、車速要求之間的矛盾，單靠現(xiàn)代汽車內(nèi)燃機本身是無法解決的。因此就出現(xiàn)了車用變速箱和主減速器。它們的共同努力使驅動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的幾分之一。另外，現(xiàn)代汽車的使用條件極為復雜，在不同場合下有不同的要求。往往要受到加載運量、道路坡度、路面好壞及交通是否通暢等條件的影響。

22、這就要求汽車的牽引力和車速能在較大范圍內(nèi)變化，以適應使用的要求。在條件良好的平直路面上要能以高速行駛，而在路面不平和有較大坡度時能提供較大的扭矩。變速箱的多擋位選擇就能滿足這些需求。此外，發(fā)動機在不同工況下，燃油的消耗量也是不一樣的。駕駛員可以根據(jù)具體情況，選擇變速箱的某一擋位，來減少燃油的消耗。在某些情況下，汽車還需要能倒向行駛。發(fā)動機本身是不可能倒轉的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。 兩軸式變速器因軸與軸承數(shù)少，有結構簡單、尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪

23、或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪。變速器的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和工作噪聲增加。為此，應該布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良狀況，然后按照從低檔到高擋的順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。常用擋位的齒輪因接觸應力過高而易造成表面點蝕損壞。將高擋布置在靠近軸的兩端支撐中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態(tài)，以減少偏載并提高齒輪壽命。機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于

24、工作狀態(tài)的輪對數(shù)、每分鐘轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、輪齒和殼體等零件的制造精度等。 由于兩軸式變速器結構簡單，機械零件設計與制造精度不十分高，裝配精度也較低，所以工人裝配與修理均比較容易。手動變速器換擋操作完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單，故障率相對較低，占據(jù)大部分市場份額。大部分微型轎車都是裝備兩軸式變速器，在汽車向節(jié)能方向發(fā)展的今天，兩軸式變速器將是新時代的寵兒。 1.3 研究方法設計 根據(jù)此次設計要求，依據(jù)哈飛路寶的整車參數(shù)和發(fā)動機參數(shù)，完成變速器的結構布置和設計。設計的主要內(nèi)容有確定變速器傳動機構布置方案，變速器主要參數(shù)的選擇，變速器齒輪的設計計算，軸與軸承的設計校核。

25、 查閱圖書館電子資源、館藏圖書和文獻，以及本市各大型圖書館的館藏圖書資源，了解變速器研究領域的最新發(fā)展動向；閱讀關于變速器設計方面的書籍，學習前人進行變速器設計的過程、步驟、方法和經(jīng)驗教訓；向指導教師請教；同學之間互相討論；親自去實驗室動手拆裝各種類型的變速器，了解各種變速器的結構與工作原理進行變速器的設計和計算。 1.4 研究內(nèi)容設計 （1）研究汽車機械變速器的組成、結構與設計； （2）建立有限元計算模型； （3）研究汽車機械變速器的載荷； （4）加載進行應力分析與結果分析； 第2章 變速器傳動機構布置方案 2.1 變速器傳動機構布置方案分析 機械式變速器具有結構簡單

26、、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多軸式變速器。 2.1.1 兩軸式和中間軸式變速器 對于發(fā)動機前置前輪驅動的轎車，若變速器傳動比小，則常用兩軸式變速器。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面： 1、結構工藝性 兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體。當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪；而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。 2、變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器

27、輸出軸的前進擋均為一對齒輪副，而中間軸式變速器則有兩對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。 3、變速器齒輪的壽命 兩軸式變速器的低擋齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多。因此，小齒輪的壽命比大齒輪的短。中間軸式變速器的各前進擋均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因而壽命較接近。在直接擋時，齒輪只空轉，不影響齒輪壽命。 4、 變速器的傳動效率 兩軸式變速器雖然有等于1的傳動比，但仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。而中間軸式變速器可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動效率較高，磨損小，噪聲也較小

28、。轎車尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、重型載重汽車則采用中間軸式變速器。 2.1.2 倒檔的形式和布置方案 圖2.1為常見的布置方案。圖a方案廣泛用于前進擋都是同步器換擋的五擋轎車和輕型貨車變速器中；b方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上的1擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換擋時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換擋困難，某些輕型貨車五擋變速器采用這種方案；c方案能獲得較大的倒擋速比，突出的缺點是換擋程序不合理；d方案針對前者的缺點作了修改，因而在貨車變速器中取代了c方案；e方案中，將中間軸上的一擋和倒擋齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長度；f方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換

29、擋更為輕便；為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車采用g方案，其缺點是一擋和倒擋得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。后述五種方案可供五擋變速器的選擇： 圖2.1　倒擋布置方案 本次設計采用兩軸式五檔變速器，圖2.1（a）所示的倒擋布置方案。 2.2 變速器零、部件布置方案分析 2.2.1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。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，并導致變速器的質

30、量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。本次設計一擋到五擋均采用斜齒圓柱齒輪，倒擋采用直齒圓柱齒輪。 2.2.2 換擋的結構形式 如圖2.2所示，變速器換擋機構形式分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種。 1、滑動齒輪換擋 通常采用滑動直齒輪換擋，也有采用斜齒輪換擋的。滑動直齒輪換擋的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換擋時齒面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換擋方式一般僅用于一擋和倒擋。 （a）滑動齒輪換擋 （b）嚙合套換擋 （c）同步器換擋 圖2.2　換擋機構形式 2、嚙合套換擋

31、用嚙合套換擋，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換擋，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而輪齒又不參與換擋，它們都不會過早損壞，但不能消除換擋沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操縱技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉部分的總慣性力矩增大。因此，這種換擋方法目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。 3、同步器換擋 現(xiàn)代大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器能保證迅速，無沖擊，無噪聲換擋，而與操縱技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行車安全性。同上述兩種換擋方法相比，雖然它有結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸大。同步環(huán)使用壽命短

32、缺等缺點，但仍然得到廣泛應用。由于同步器的廣泛應用，壽命問題已得到基本解決。如瑞典的薩伯-斯堪尼亞（SAAB-Scania）公司，用球墨鑄鐵制造同步器的關鍵部件，并在其工作表面上鍍上一層鉬，不僅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系數(shù)，這種同步器試驗表明，它的壽命不低于齒輪壽命，法國的貝利埃（Berliet）。德國擇孚（ZF）等公司的同步器均采用了這種工藝。 上述三種換擋方案，可同時用在一變速器中的不同擋位上，一般倒擋和一擋采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式；對于常用的高擋位則采用同步器或嚙合套。轎車要求輕便性和縮短換擋時間，因此采用全同步器變速器，倒擋采用滑動直齒輪。 2.2.3

33、 軸承的形式 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸承套等。滾針軸承、滑動軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的地方。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調整預緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點。 由于本設計的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器輸入軸的前、后按直徑系列選用深溝球軸承，輸出軸的前、后軸承按直徑系列選用圓錐滾子軸承，齒輪與軸之間選用滾針軸承。 2.2.4 軸的形式 變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi)。當變速器中心距小，在殼

34、體的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動。 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸，并由螺栓固定。 變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開線花鍵，所以設計時不僅要考慮裝配上的可能，而且應當可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關問題。 2.3 變速器操縱機構布置方案設計 2.3.1 變速器操縱機構的分類 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或推到空擋工作，稱為手動換擋變速器。 1、直接操縱式手動換擋變速器 當變速器布

35、置在駕駛員座椅附近時，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動換擋變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結構最簡單，已得到廣泛應用。近年來 ，單軌式操縱機構應用較多，其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各擋同用一組自鎖裝置，因而使操縱機構簡化，但它要求各擋換擋行程相等。 2、遠距離操縱手動換擋變速器 平頭式汽車或發(fā)動機后置后輪驅動汽車的變速器，受總體布置限制，變速器距駕駛員座位較遠，這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件，換擋手力經(jīng)過這些轉換機構才能完成換擋功能。這種手動換擋變速器，稱為遠距離操縱手動換擋變速器。 3、電動自動換擋變速器 20世紀80年代

36、以后，在固定軸式機械變速器基礎上，通過應用計算機和電子控制技術，使之實現(xiàn)自動換擋，并取消了變速桿和離合器踏板。駕駛員只需控制油門踏板，汽車在行駛過程中就能自動完成換擋，這種變速器成為電動自動換擋變速器[10]。 由于所設計的變速器為兩軸變速器，采用發(fā)動機前置前輪驅動，變速器離駕駛員座椅較近，所以采用直接操縱式手動換擋變速器。 2.3.2 典型的操縱機構及其鎖定裝置設計 圖2.3為典型的操縱機構圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防止自動嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機構。 1、換擋機構 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。 采用軸向滑動直

37、齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會過早被損壞，但不能消除換擋沖擊。目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。 使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。利用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。 通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設計全部

38、擋位均選用同步器換擋。 2、防脫擋設計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其它變速叉軸互被鎖住，該機構的作用是防止同時掛入兩擋，而使掛擋出現(xiàn)重大故障。 操縱機構還應設有保證不能誤掛倒擋的機構。通常是在倒擋叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換擋時因有彈簧力作用，產(chǎn)生明顯的手感。 鎖止機構還包括自鎖、倒擋鎖兩個機構。 自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒輪全齒長參加嚙合，并防止自動脫擋和掛擋。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。 倒擋鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒擋，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒擋，造成安全事故。 本次設計屬于前置前輪驅動的轎

39、車，操縱機構采用直接操縱方式，鎖定機構全部采用，即設置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實現(xiàn)互鎖。倒擋鎖采用限位彈簧來實現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。 2.4 本章小結 本章對變速器傳動機構的布置方案和零部件結構方案進行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設計的具體方案，即設計兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖2.1（a）所示，前進擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直齒圓柱齒輪，采用全同步器式換擋形式，軸承選取深溝球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇及設計計算 3.1

40、 變速器設計依據(jù)的主要參數(shù) 本次設計是根據(jù)HLJIT5H-100的技術參數(shù)來設計的一種變速器，其具體參數(shù)如表3.1。 表3.1　 HLJIT5H-100的主要技術參數(shù) 發(fā)動機最大功率 48kw 車輪型號 165/66R13 發(fā)動機最大轉矩 100N·m 最大功率時轉速 5700 r/min 最大轉矩時轉速 3000r/min 最高車速 145km/h 總質量 1400kg 前軸載荷 840kg 3.2 擋數(shù)及傳動比范圍的確定 3.2.1 擋數(shù)的確定 變速器的擋數(shù)可在3～20個擋位范圍內(nèi)變化，通常變速器的擋數(shù)在6擋以下，當擋數(shù)超過6擋以后，可在6擋以下的

41、主變速器基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。 增加變速器的擋數(shù)，能夠改變汽車的動力性和燃油經(jīng)濟性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且使輪廓尺寸和質量加大，同時操縱機構復雜，而且在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。 在最低擋傳動比不變的條件，增加變速器的擋數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進行。因高擋使用頻繁，所以又要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值，要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。 本次設計的變速器采用5個前進擋位，1個倒擋位。 3.2.2 傳動比范

42、圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是1.0，有的變速器最高擋是超速擋,傳動比為0.7～0.8。影響最低擋傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0～4.5之間，總質量輕的商用車在5.0～8.0之間，其他商用車則更大。 本次設計的變速器最高擋傳動比范圍是0.8。 3.3 變速器各擋傳動比的確定 3.3.1 主減速器傳動比 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為：

43、 （3.1） 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 已知：最高車速==145 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.8；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格165/65R13得到=264(mm)；發(fā)動機轉速==5700（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式： 3.3.2 最低擋傳動比計算 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一擋通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻

44、力忽略不計）。用公式表示如下： （3.2） 式中： G ——車輛總重量(N)； ——坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面μ=0.01~0.02)； ——發(fā)動機最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=1400kg；；

45、；r=0.264m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 滿足不產(chǎn)生滑轉條件。即用一擋發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產(chǎn)生滑轉現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4） 式中： ——驅動輪的地面法向反力，； ——驅動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或瀝青路面可取0.5~0.6之間。 已知：kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 所以，一擋傳動比的選擇范圍是： 初選一擋傳動比為2.8。 3.3.3 變速器各擋傳動比的分配 等比級數(shù)分配

46、其它各檔傳動比，即： 3.4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算： （3.5） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，乘用車=8.9~9.3； ——發(fā)動機最大輸出轉距為100（N·m）； ——變速器一擋傳動比為2.8； ——變速器傳動效率，取96%。 （8.9~9.3）=（8.9-9.3）6.45=58.5~61.3mm 轎車變速器的中心距在60～80mm范圍內(nèi)變化。初取A=62mm。 3.5 外形尺寸

47、確定 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。 影響變速器殼體的軸向尺寸的因素有擋數(shù)、換擋機構形式以及齒輪形式。 乘用車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A。 商用車四擋變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： （1）四擋 （2.2～2.7）A （2）五擋 （2.7～3.0）A （3）六擋 （3.2～3.5）A 當變速器選用的擋數(shù)和同步器多時，上述中心距系數(shù)應取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)。 軸向尺寸為（3.0～3.4）A=186～220.8mm，取為220mm。 3.6 齒輪參數(shù)確定 1、模數(shù)

48、 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)，變速器用齒輪模數(shù)的范圍如表3.2。 所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定，如表3.3。選用時，應優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 表3.2　汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車

49、型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 表3.3　汽車變速器常用的齒輪模數(shù) （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 — 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機

50、排量作為依據(jù)，由表3.2選取各檔模數(shù)為，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，所以一擋到五擋均采用斜齒輪，倒擋采用直齒輪。 2、壓力角 對于轎車，為了降低噪聲，應選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應選用22.5°或25°等大些的壓力角[15]。 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。 本變速器為了加工方便，故全部選用標準壓力角20°。 3、螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力

51、有影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15°～25°為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大的螺旋角。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： （1）乘用車變速器 1）兩軸式變速器為20°～25° 2）中間軸式變速器為22°～34° （2）貨車變速器：18°～26° 本設計初選螺旋角全部為20°。 4、齒寬 在選擇齒寬時，應該注意齒寬對變

52、速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m()的大小來選定齒寬： （1）直齒b=m, 為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0； （2）斜齒輪b=，取為6.0～8.5。 斜齒，取為6.0～8.5 一、二擋取8 mm 三、四、五擋取6 mm 直齒倒擋取8 mm 5、齒輪的變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設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，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變

53、位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。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相接近的程度。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，又避免了其缺點。 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。對于高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大些，這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較

54、大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲、斷裂的現(xiàn)象。為提高小齒輪的抗彎強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大小齒輪的變位系數(shù)，此時小齒輪的變位系數(shù)大于零。由于工作需要，有時齒輪齒數(shù)取得少（如一擋主動齒輪）會造成輪齒根切。這不僅削弱了輪齒的抗彎強度，而且使重合度減少。此時應對齒輪進行正變位，以消除根切現(xiàn)象。 總變位系數(shù)減少，一對齒輪齒根總的厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度減小，易于吸收沖擊振動故噪聲要小一些。另外，值越小，齒輪的齒形重合度越大，這不但對降噪有利，而且由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時的著力點距齒根近，彎曲力矩減小，相當于齒根強度提高，對由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強

55、度的因素有所抵消。 根據(jù)上述理由，為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。一般情況下，最高擋和一軸齒輪副的可以選為－0.2～0.2。隨著擋位的降低，值應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值，以便獲得高強度齒輪副。一擋齒輪的值可以選用1.0以上。 6、齒頂高系數(shù) 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細高齒。 本設計取為1.00。 3.7 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距、齒輪模數(shù)和

56、螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。如圖3.1是本次設計的變速器的傳動方案。 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11倒檔中間軸齒輪 12-倒檔主動齒輪13-倒檔輸出軸齒輪 圖3.1 變速器的傳動示意圖 3.7.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)及傳動比 1、一擋傳動比 取整得46。轎車可在12～17之間選取，取12，則。則一擋傳動比

57、為： 2、對中心距A進行修正 取整得mm，為標準中心矩。 3.7.2 確定二擋齒輪的齒數(shù)及傳動比 1、二擋傳動比 取整得47。=15，則。則二擋傳動比為： 2、對中心距A進行修正 取整得mm，為標準中心矩。 3.7.3 確定三擋齒輪的齒數(shù)及傳動比 1、三擋傳動比 取整得47。=19，則。則三擋傳動比為： 2、對中心距A進行修正 取整得mm，為標準中心矩。 3.7.4 確定四擋齒輪的齒數(shù)及傳動比 1、四擋傳動比 取整得47。=22，則。則四

58、擋傳動比為： 2、對中心距A進行修正 取整得mm，為標準中心矩。 3.7.5 確定五擋齒輪的齒數(shù)及傳動比 1、五擋傳動比 取整得47。=26，則。則五擋傳動比為： 2、對中心距A進行修正 取整得mm，為標準中心矩。 3.7.6 確定倒擋齒輪的齒數(shù)及傳動比 初選倒擋軸上齒輪齒數(shù)為=21，輸入軸齒輪齒數(shù)=11，為保證倒擋齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉齒輪11和齒輪12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： （3.6） 已知：，

59、，把數(shù)據(jù)代入（3.6）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動比為： 輸入軸與倒擋軸之間的距離： mm 輸出軸與倒擋軸之間的距離： mm 3.8 變速器齒輪的變位 3.8.1 確定一擋齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =2.5 端面模數(shù) ==≈2.66mm 法面壓力角 =20° 端面壓力角 =arctg=≈21.17° 理論中心距 A==2.66=61.19mm 中心距變動系數(shù) ===0.324 ===0.324=0.014 查表得=0.014483，則總變位系數(shù) ==0.014483=0.33

60、31 根據(jù)齒數(shù)比==2.8，按線圖3.2分配變位系數(shù)得=0.28，則 =－=0.3331－0.28=0.0531 圖 3.2 選擇變位系數(shù)線路圖 3.8.2 確定二擋齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =2.5 端面模數(shù) ==≈2.66mm 法面壓力角 =20° 端面壓力角 =arctg=≈21.17° 理論中心距 A==2.66=62.5mm 中心距變動系數(shù) ===-0.2 ===0.324=0.01378 查表得=0.0163617，則總變位系數(shù) ==0.0163617=0.3845 根

61、據(jù)齒數(shù)比==2.13，按線圖3.2分配變位系數(shù)得=0.25，則 =－=0.3845－0.25=0.1345 3.8.3確定三擋齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =2.5 端面模數(shù) ==≈2.66mm 法面壓力角 =20° 端面壓力角 =arctg=≈21.17° 理論中心距 A==2.66=62.5mm 中心距變動系數(shù) ===-0.2 ===0.324=0.01378 查表得=0.01637，則總變位系數(shù) ==0.01637=0.3847 根據(jù)齒數(shù)比==1.47，按線圖3.2分配變位系數(shù)得=0.1，則

62、=－=0.3847－0.1=0.2847 3.8.4 確定四擋齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =2.5 端面模數(shù) ==≈2.66mm 法面壓力角 =20° 端面壓力角 =arctg=≈21.17° 理論中心距 A==2.66=62.5mm 中心距變動系數(shù) ===-0.2 ===0.314=0.01378 查表得=0.01637，則總變位系數(shù) ==0.01637=0.3847 根據(jù)齒數(shù)比==1.136，按線圖3.2分配變位系

63、數(shù)得=0.05，則 =－=0.3847－0.05=0.3347 3.8.5 確定五擋齒輪變位系數(shù) 法面模數(shù) =2.5 端面模數(shù) ==≈2.66mm 法面壓力角 =20° 端面壓力角 =arctg=≈21.17° 理論中心距 A==2.66=62.5mm 中心距變動系數(shù) ===-0.2 ===0.324=0.01378 查表得=0.01637，則總變位系數(shù) ==0.01637=0.3847 根據(jù)齒數(shù)比==0.8，按線圖3.2分配變位

64、系數(shù)得=0.1923，則 =－=0.3847－0.1923=0.1923 3.8.6 本次設計所有齒輪的幾何尺寸如表3.4、3.5所示。 表3.4　直齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm) 分度圓直徑 27.5 75 52.5 齒頂高 2.5 2.5 2.5 齒根高 3 3 3 齒全高 5.5 5.5 5.5 齒頂圓直徑 32.5 80 57.5 齒根圓直徑 25 68.75 46.25 中心距 =62 =40 =63.75 節(jié)圓直徑

65、 33.27 90.73 81.4 基節(jié) 6 6 6 基圓直徑 26 70.5 49.3 表3.5　斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm) 端面模數(shù) 2.66 2.66 2.66 2.66 2.66 2.66 2.66 2.66 2.66 2.66 端面壓力角 21.17 21.17 21.17 21.17 21.17 21.17 21.17 21.17 21.17 21.17 螺旋角 20 20 20

66、20 20 20 20 20 20 20 分度圓直徑 31.9 90 40 85 50.55 76 58.53 66.5 69.17 53.87 齒頂高 2.5 2.61 1.66 1.375 1.29 1.75 1.16 1.875 1.519 1.519 齒根高 2.425 3 1.875 2.79 2.875 2.4 3 2.29 1.06 1.07 齒全高 4.925 5.61 3.535 4.165 4.165 3.13 4.16 4.165 3.525 3.526 齒頂圓直徑 37 93 43.22 87 53.13 78 60.85 70.25 72.2 58 中心距 62 62 62 62 62 基圓直徑 28.19 80 35.3 75.2 44.64 65.78 51.68 58.73 61.08 49.33 節(jié)圓直徑 32.34