江淮賓悅汽車變速器設計[二軸五檔手動],二軸五檔手動,江淮,汽車,變速器,設計,五檔,手動 黑龍江工程學院本科畢業(yè)生畢業(yè)設計 摘 要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。是汽車總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動系統(tǒng)總成之一。變速器的結構對汽車的動力性、經濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。 本設計研究了二軸五擋手動變速器，其目的是熟練運用和掌握機械原理、機械設計、AutoCAD等知識，并利用AutoCAD軟件繪制裝配圖和零件圖等幾項內容。對變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計并講述了變速器中各部件材料的選擇。本文將概述變速器的現狀和發(fā)展趨勢，介紹變速器領域的最新發(fā)展狀況。對工作原理做了闡述，對不同的變速器傳動方案進行比較，選擇合理的結構方案進行設計。對變速器的各擋齒輪和軸以及軸承做了詳細的設計計算，并進行了強度和剛度校核計算,并為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。對一些標準件進行了選型以及變速器的傳動方案的比較與選擇。最后，本文將對變速器換檔過程中的重要部件—同步器以及操縱機構進行闡述，講述同步器的類型、工作原理、設計方法以及重要參數。 關鍵詞：變速器；齒輪；同步器；設計；參數 ABSTRACT Transmission used to change to the drive wheels on the engine torque ancd rotational speed, the purpose is in situ beginning, climbing, turn, accelerate, etc. Various kinds of driving conditions, make cars get different traction and the engine speed, and at the same time at the most favorable conditions range work. Car assembly components is the important constituent, is one of the main transmission system assembly. The transmission of the structure of the power, economy, car reliability and manipulation of portability, transmission and steadiness and efficiency to wait to have direct effect. This design research two axis five block manual gearbox, its purpose is skillfully use and mastering mechanical principle, mechanical design, knowledge, and use AutoCAD AutoCAD software rendering drawings and parts chart and so on several content. The working principle of the transmission of this method and transmission each block and gear shaft to do a detailed design calculation, and the intensity of some standard check, the selection. The transmission scheme design and transmission components of the transmission about the choice of materials. This paper will outline the present situation and developing trend of the transmission is introduced, and the latest development of transmission field situation. The principle of work, explains the of different transmission transmission scheme comparison and selection of rational structure scheme design. Each block of the transmission gear and axis and bearing a detailed design calculation, and the intensity and rigidity check calculation for these components, and choose the appropriate engineering material and heat treatment method. For some standard of the driving scheme selection and transmission of the comparison and selection. Finally, this article will of the transmission shift process -- the important components synchronizer and manipulated mechanism is expounded, tells the type, synchronizer working principle and design method and important parameters. Keywords: transmission; Gear; Synchronizer; Design; Parameter 65 第1章 緒 論 1.1概述 發(fā)動機是汽車的心臟，發(fā)動機產生的動力經過傳動系統(tǒng)才能驅動車輪轉動。傳動系統(tǒng)的心臟是變速器。由于發(fā)動機的轉速和轉矩的變化范圍小，而汽車行駛速度的變化范圍廣，所以一開始傳動系統(tǒng)就設置了變速器。 汽車變速器作為汽車傳動系統(tǒng)中的主要變速機構，它的發(fā)展經歷了100多年，隨著汽車技術日新月異的發(fā)展，汽車變速器技術的發(fā)展也發(fā)生了很大的變化。它通過改變轉速比，從而改變傳動扭矩比，與發(fā)動機配合工作。鑒于變速器重要的變速功能，其結構對汽車的動力性、燃油經濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響，所以它也是影響整車性能的重要因素之一。因此變速器的質量一直也是汽車行業(yè)競爭的焦點，對變速器的研究開發(fā)也越來越顯得舉足輕重[11]。 1.1.1選題的目的及意義 從現在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為[3]：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）。 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空檔，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 變速器輸入軸從變速器的前端伸出它的外花鍵與離合器從動盤的內花鍵相連，主要的主動齒輪與軸做成一體，輸出軸上的齒輪空套在輸出軸上，與主動齒輪常嚙合，它們的旋轉與輸出軸無關。輸出軸齒輪的一邊都有帶花鍵的外齒圈，分別與有內花鍵的接合套相連，接合套可以軸向滑動，與相應的齒輪外齒圈結合，通過接合套將齒輪鎖在主軸上，在他們嚙合之前，接合套和齒輪中間的同步器使他們同步，常嚙合齒輪的輪齒與齒輪的軸線成一定的角度，在任何時候都有幾個齒接觸，這可以較小齒輪的噪聲，平穩(wěn)的傳遞扭矩，倒擋惰輪的輪齒通常是直尺，它將動力從一根軸傳遞到另一根軸[2]。 轎車手動變速器大多為四擋或五擋有級式齒輪傳動變速器，并且通常帶同步器，換擋方便，噪音小。手動變速在操縱時必須踩下離合，方可撥得動變速桿，本次設計題目為江淮賓悅汽車變速器，本車變速器采用了二軸五檔的結構方式，其傳動效率高、換擋迅速省力、方便，工作可靠，噪聲低。設計過程中要注重設計的合理性，變速器的實用性，保證汽車有必要的動力性和經濟性。 1.1.2國內外研究現狀 1886年，世界上誕生的第一輛汽車并未安裝變速器，直到1902年才由法國人造出了第一部裝有變速器的汽車，目前，絕大多數汽車仍采用機械式變速器、分動器、主減速器、構成整車的傳動系，其結構簡單、操縱方便、造價低廉仍不失為汽車傳動系中需要的主要總成。由于汽車上廣泛應采用活塞式內燃機，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牽引力和車速能在相當大的范圍內變化。為此在傳動系中設置了變速器。機械式手動汽車變速器應結構簡單，傳動效率高，制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，在不同形式的汽車上得到廣泛的應用。機械式手動變速器在今后相當長的時間里依然會在我國輕中型貨車傳動系統(tǒng)中占據主導地位。 與外國相比我國變速器設計手段相對落后，在一些發(fā)達國家他們利用計算機輔助設計技術，將現代設計方法，如有限元分析、優(yōu)化設計、CAD等應用到了設計中，我國現也采用CAD在計算機上進行建模與分析。 目前，國內外已經有很多學者專家對汽車變速器作了結構方面的分析研究。從90年代開始，歐美國家就通過有限元法對汽車變速器進行結構分析，并與傳統(tǒng)數值方法作比較，通常都取得比較一致的結果。 隨著CAD技術的發(fā)展和應用，許多國家和部門都對其進行了大量的研究和試驗，隨之開發(fā)并形成了一些成套硬件和軟件系統(tǒng)。在美國、日本及其歐洲發(fā)達國家中，利用CAD技術解決眾多繁瑣的設計和分析計算。形成了以圖形系統(tǒng)為基礎、以數據庫為核心、以工具系統(tǒng)為支撐和以分析計算機為應用的集成化系統(tǒng)[12]。 1.1.3變速器的功用與分類 汽車上廣泛使用的活塞式發(fā)動機，其輸出的轉矩和轉速變化范圍很小，而汽車在行駛時所遇到的復雜的道路條件和使用條件要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內變化。為此，在汽車的傳動系統(tǒng)中設置了變速器。 1、變速器的主要功用是[3]： （1）變速器傳動比在較大的范圍內告便汽車的行駛速度和汽車驅動輪上轉矩的數值，以適應經常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作。 （2）在汽車發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，利用倒檔實現汽車倒向行駛。 （3）在發(fā)動機不熄火的情況下，利用空擋中斷動力傳遞，可以使駕駛員松開離合器踏板離開駕駛位置，且便于汽車起動、怠速、換擋和動力輸出。 2、變速器的分類[3]： （1）按傳動比變化 變速器可分為有級式、無級式和綜合式三種。 （2）按操縱方式 變速器可分為強制操縱式變速器、自動操縱式變速器和半自動操縱式變速器三種。 1.2設計的主要內容 本次設計主要是依據給定的江淮賓悅汽車有關參數，通過對變速器各部分參數的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動5檔變速器。本文主要完成下面一些主要工作： 1、掌握汽車變速器結構及工作原理，繪出結構原理簡圖。 2、確定主要零部件（齒輪、軸等）主要設計參數，并對關鍵部位進行校核。 3、確定零部件結構尺寸。 4、 使用AutoCAD完成工程圖紙。 5、編寫設計說明書。 第2章 變速器傳動機構布置方案 2.1 變速器傳動機構的布置 機械式變速器因具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故在不同的汽車上得到廣泛應用[1]。 2.1.1變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器傳動機構布置方案主要有兩種[1]：兩軸式變速器和中間軸式變速器。 1、兩軸式變速器 兩軸式變速器有結構簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。此外，受結構限制，兩軸式變速器的一擋速比不可能設計得很大。 對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。 圖2.1 兩軸式變速器傳動方案 圖2.1所示的為發(fā)動機前置前輪驅動乘用車上的兩軸式變速器的傳動方案。其特點是：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或雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用圓柱齒輪；多數方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其他擋位均用常嚙合齒輪傳動。同步器多數裝在輸出軸上，這是因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器裝在輸入軸上有困難，而高檔同步器可以裝在輸入軸的后端，如圖2.1d、e所示；圖2.1f中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖2.1d所示方案的變速器有輔助支撐，用來提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲。圖2.1f所示方案為五擋全同步器式變速器，以此為基礎，只要將五擋齒輪用尺寸相當的隔套替代，即可改變?yōu)樗膿踝兯倨?，從而形成一個系列產品。 2、中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器第一軸的前端經軸承支撐在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸的末端經花鍵與萬向節(jié)相連。 圖2.2 中間軸式四檔變速器傳動方案 圖2.3 中間軸式五檔變速器傳動方案 圖2.4 中間軸式六檔變速器傳動方案 其共同特點是[1]：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接擋。使用直接擋，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。直接擋的利用率高于其它擋位，提高了變速器的使用壽命；在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一擋仍然有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，一擋可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一擋以外，均采用同步器或嚙合套換擋，少數結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上。在除直接擋 以外的其他擋位工作時，傳動效率略有降低，這是它的缺點。 3、分析并選定方案 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應用廣泛。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車上。 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數少，其結構簡單、緊湊且除最到檔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構簡單。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。此外，各中間擋位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器第一軸的前端經軸承支撐在發(fā)動機飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤，而第二軸末端經花鍵與萬向節(jié)鏈接。 本次設計題目為江淮賓悅汽車變速器的設計，經查找資料可知江淮賓悅汽車為轎車類型，發(fā)動機前置前驅，并結合兩軸式變速器與中間軸式變速器的優(yōu)點與缺點的比較，最終選定為二軸五擋變速器，傳動方案如圖2.1f所示。 2.1.2倒擋傳動方案 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪。 倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內略有增加，與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。倒擋設置在變速器的左側或右側在結構上均能實現，不同之處是掛倒擋時駕駛員移動變速桿的方向改變了。 圖2.4為常見的倒擋布置方案。圖2.4b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2.4c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖2.4d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2.4c所示方案。圖2.4e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.4f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2.4g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 由于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。本設計采用圖2.4f所示的傳動方案。 圖2.5 變速器倒檔傳動方案 2.2變速器各主要零、部件結構方案分析 2.2.1齒輪形式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 有級變速器結構的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，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增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。 在本設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。 2.2.2變速器軸承的選擇 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，滑動軸套等。至于何處應當采用何種軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 由于本設計的變速器為兩軸式變速器，具有較大的軸向力，所以設計中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。 2.2.3變速器操縱機構的布置方案 （1）直接操縱手動換擋變速器 當變速器布置在駕駛員座椅附近，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。 （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）電控自動換擋變速器 80年代以后，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時刻的判斷，接著自動實現收油門、離合器分離、選 擋、換擋、離合器接合和回油門等一系列動作，使汽車動力性、經濟性有所提高，簡化操縱并減輕了駕駛員的勞動強度。 由于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。 2.2.4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。 現在大多數汽車的變速器都采用同步器換檔。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、經濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 表2-1同步器優(yōu)缺點比較 直齒滑動齒輪(僅在1檔、倒檔使用） 嚙合套（要求不高的檔位和重型車上使用） 同步器（廣泛使用） 優(yōu)點 結構簡單、緊湊。 主要是配合斜齒輪傳動使用。由于常嚙合，減少了噪音動載荷強度和壽命都得到提高。 保證換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短換擋時間。 缺點 換擋不方便、換擋時沖擊大，導致齒輪早期損壞，易脫檔，噪音大，采用較少。 仍有沖擊，但較前者小些。 結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所?增加。 同步器分為鎖銷式同步器和鎖環(huán)式同步器，考慮結構布置的合理性、緊湊性及錐面間摩擦力矩大小等因素，鎖環(huán)式慣性同步器多用在小型汽車上，有的中型汽車變速器中、高速擋也采用這種同步器，故本次設計選擇鎖環(huán)式同步器換擋方式。 2.2.5設計變速器操縱機構時應滿足以下要求 1、要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。 （1）互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時，其他變速桿叉軸互被鎖止，互鎖裝置的結構主要有以下幾種：互鎖銷式、擺動鎖塊式、轉動鎖止式、三向鎖銷式，此次設計中互鎖裝置選擇第一種，其結構型式如圖2-6所示。 （2）自鎖裝置的作用是定位，防止因汽車振動或有小的軸向力作用而致脫檔，保證嚙合齒輪以全齒長進行嚙合，并使駕駛員有換檔的感覺。定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷）推入叉軸的凹臼中實現的。變速叉軸的凹臼間距是由掛檔齒輪移動的距離來決定的，其結構型式如圖2-6所示。 （3）在汽車行駛過程中，為了防止誤掛倒檔，以致造成安全事故和損壞傳動系，在操縱機構中都設有倒檔鎖或倒檔安全裝置。倒檔鎖能在駕駛員掛倒檔時給駕駛員明顯手感，以起到提醒作用，防止誤掛倒檔，其結構見總裝配圖。 2、要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度。 3、應使駕駛員得到必要的手感。 圖2-6 變速器自鎖與互鎖結構 1-自鎖鋼球 2-自鎖彈簧 3-變速器蓋4-互鎖鋼球 5-互鎖銷 6-撥叉軸 2.3本章小結 本章主要介紹了變速器傳動機構和操縱機構的類型及方案，對兩軸式變速器和三軸式變速器的優(yōu)點和缺點進行了對比，最終本次設計選擇了二軸五擋變速器，然后對倒擋機構進行了設計，確定了倒擋的布置方案，最后對零件的結構方案進行了分析，本章對變速器的結構及主要零件的形式做出了初步的分析和選擇，為后期設計工作打下了基礎。 第三章 變速器主要參數的選擇及齒數的分配 3.1 概述及傳動比確定 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、傳動比范圍和各擋傳動比有關。 表3.1 2009款江淮賓悅轎車參數 發(fā)動機最大功率 95KW 最高車速 185Km/h 最大功率轉速 6000r/min 總質量 1470Kg 發(fā)動機最大轉矩 172N m 車輪 205/55 R16 最大轉矩轉速 4200r/min 3.1.1 擋數 增加變速器的擋數能改善汽車的動力性和經濟性。擋數越多，變速器的結構越復雜，并且是尺寸輪廓和質量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換擋頻率也增高。 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個擋位的變速器，發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個擋。商用車變速器采用4～5個擋或更多的擋位。載重質量在2.0～3.5t的貨車采用五擋變速器，載重質量在4.0～8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。 故本次設計選用五擋手動變速器。 3.1.2 變速器各擋傳動比的確定 1. 確定最小傳動比 （3.1） 式中 —最高車速，=185km/h r —車輪半徑，r= 0.316m n—功率轉速 ，n=6000r/min —主減速器傳動比 —最高擋傳動比 本次設計為二軸變速器，二軸變速器無直接擋，最小傳動比為最高擋傳動比即五擋傳動比。 =0.377×=4.829675 所以取4.83。 2. 最大傳動比 汽車的最大驅動力按行駛方程為 汽車爬坡時車速很低，可忽略空氣阻力 （3.2） 式中 G ——車輛總重量（N）； ——滾動阻力系數，對良好路面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；（0.95） R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度本設計為能爬30%的坡，大約。 由公式（3-2）得： （3.3） 已知：m=1430kg；；；r=0.316m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數據代入（3-3）式： 滿足不產生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現象。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；對干燥良好的路面可取0.7~0.8之間。 取0.8，把數據代入（3-4）式得： 所以，一檔轉動比的選擇范圍是： 則取2.4 3. 其他各擋傳動比確定 按等比級數原則， 式中：—常數，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： （其中n為檔位數） （3.5） 3.1.3確定中心距 初選中心距時，可根據下述經驗公式計算： （3.6） 式中：——中心距系數，乘用車：=8.9～9.3，取=9.3； ——發(fā)動機最大轉矩，172N·m； ——變速器一擋傳動比，2.4； ——變速器傳動效率，取96%。 由公式（2.4）得：A=68.310mm； 乘用車變速器的中心距在60～80mm范圍內變化，圓整后得變速器中心距A=68mm。 3.1.4外形尺寸 變速器的軸向尺寸與擋位數、齒輪型式、換擋機構的結構型式等都有直接關系，設計初可根據中心距A的尺寸參照下式初選。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸為（3.0～3.4）A，?。?04～237.2）mm。 3.2齒輪參數的選擇 3.2.1模數的確定 在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為減少噪聲應減小模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用同一種模數，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數應選小些。 表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數 車 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/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 本設計為賓悅2.0L，則 一擋=3.0mm 二擋=3.0mm 三擋=2.75mm 四擋=2.75mm 五擋=2.75mm 倒擋=3.0mm 3.2.2壓力角α 理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角。 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。 3.2.3螺旋角β 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。實驗還證明：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 時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。 乘用車變速器： 兩軸式變速器為20°～25° 中間軸式變速器為22°～34° 本次設計為兩軸式變速器即β在20°～25°中??；β=25° 3.2.4齒寬b 齒寬對變速器的軸向尺寸、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。 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會使齒輪的工作應力增加。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 直齒，為齒寬系數，取為4.5～8.0， 斜齒，取為6.0～8.5。 一檔齒寬為b==21 mm 二檔齒寬為b==21mm 三檔齒寬為b==16.5mm 四檔齒寬為b==16.5mm 五檔齒寬為b==16.5mm 倒檔齒寬為 b==21mm 3.2.5齒頂高系數 齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數為0.75～0.80的短齒制齒輪。我國規(guī)定，齒頂高系數取為1.00。 3.3各擋齒數的分配 在初選了變速器的擋位數、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數和螺旋角并繪出變速器的結構方案簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數進行分配。 斜齒齒數和： （3.7） 直齒齒數和： （3.8） 3.3.1一擋齒數及傳動比的確定 取=41 轎車Z1在12～17中取，Z1取12，則Z2=41-12=29 3.3.2對中心距A進行修正 =mm （3.9） 則修正后的標準中心距取=68mm 3.3.3二擋齒數及傳動比的確定 其中：=68mm，=1.832，=3.，；將數據代入上兩式，齒數取整得：， 3.3.4三擋齒數及傳動比的確定 已知：=68mm，=1.386，=2.75，；將數據代入上兩式，齒數取整得：， 3.3.5四擋齒數及傳動比的確定 已知：=68mm，=1.053，=2.75，；將數據代入上兩式，齒數取整得：， 3.3.6五擋齒數及傳動比的確定 已知：=68mm，=0.80，=2.75，；將數據代入上兩式，齒數取整得：， 3.3.7倒擋齒數及傳動比的確定 倒擋齒輪選用的模數與一擋相同，倒擋齒輪的齒數一般在21～23之間，初選=22，可計算出輸入軸與倒擋軸的中心距及輸出軸與倒擋軸的中心距。 已知：=12 =3.0 =69；將數據代入上式，=25 則倒檔傳動比 輸入軸與倒檔軸之間的距離 mm 輸出軸與倒檔軸之間的距離 mm 3.4變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調整 采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各擋齒輪的總變位系數要選用較小一些的數值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數應該逐檔增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。 為了減小軸向力，抵擋選用較小的螺旋角，一擋、倒擋選°，二擋選°；為了增加重合度，減小噪聲，三擋、四擋、五擋選用較大的螺旋角，都選為。 3.4.1一擋齒輪的變位 端面壓力角 = 端面嚙合角 = 變位系數之和 經查表可得：inv=0.019817 inv=0.032853 =0.7342 查變位系數線圖得： 3.4.2二擋齒輪的變位 端面壓力角 = 端面嚙合角 = 變位系數之和 經查表可得：inv=0.019817 inv=0.0273434 =0.4239 查變位系數線圖得： 3.4.3三擋齒輪的變位 端面壓力角 = 端面嚙合角 = 變位系數之和 經查表可得：inv=0.0194898 inv=0.0210684 =0.09758 查變位系數線圖得： 3.4.4四擋齒輪的變位 端面壓力角 = 端面嚙合角 = 變位系數之和 經查表可得：inv=0.0194898 inv=0.0210684 =0.09758 查變位系數線圖得： 3.4.5五擋齒輪的變位 端面壓力角 = 端面嚙合角 = 變位系數之和 經查表可得：inv=0.0194898 inv=0.0210684 =0.09758 查變位系數線圖得： 3.4.6倒擋齒輪的變位 1、輸入軸與倒擋軸 端面壓力角 = 端面嚙合角 = 變位系數之和 經查表可得：inv=0.0194432 inv=0.0270486 =0.35523 查變位系數線圖得： 2.輸出軸與倒擋軸 端面壓力角 = 端面嚙合角 = 變位系數之和 經查表可得：inv=0.0194432 inv=0.030485 =0.71292 查變位系數線圖得： 3.5各擋齒輪主要參數的確定 3.5.1一擋齒輪參數 表3.3 一擋齒輪主要參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 11 基圓直徑 12 節(jié)圓直徑 3.5.2二擋齒輪參數 表3.4 二擋齒輪主要參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 11 基圓直徑 12 節(jié)圓直徑 3.5.3三擋齒輪參數 表3.5 三擋齒輪主要參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 11 基圓直徑 12 節(jié)圓直徑 3.5.4四擋齒輪參數 表3.6 四擋齒輪主要參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 11 基圓直徑 12 節(jié)圓直徑 3.5.5五擋齒輪參數 表3.7 五擋齒輪主要參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 11 基圓直徑 12 節(jié)圓直徑 3.5.6倒擋齒輪參數 表3.6 倒擋齒輪主要參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 11 基圓直徑 12 節(jié)圓直徑 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 11 基圓直徑 12 節(jié)圓直徑 3.6齒輪的校核 3.6.1齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、齒面膠合以及移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 負荷大、吃面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸產生高溫作用的情況下使齒面間的潤滑油膜破壞，導致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，稱為齒面膠合。變速器齒輪這種破壞出現較少。 3.6.2齒輪彎曲強度計算 直齒輪彎曲應力 = （3.10） 式中 —彎曲應力（M）； —計算載荷（N·mm）； —應力集中系數；=1.65； —摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合上的摩擦力的方向不同，對彎曲應力影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； m—模數； y—齒形系數，如圖3.1所示； —齒寬系數：直齒=4.5～8.0。 斜齒輪彎曲應力 = （3.11） 式中 —計算載荷（N·mm）； —斜齒輪螺旋角（°）； —應力集中系數；=1.50； Z—齒數； —法面模數； y—齒形系數，可按當量齒數=在圖3.1中查得； —重合度影響系數，=2.0； —齒寬系數：斜齒=6.0～8.5，取=7。 圖3.1　齒形系數圖 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180～350M范圍，即[]=180～350M。 1、一擋主從動齒輪彎曲應力 一擋主動齒輪彎曲應力 = = =203.7258M＜[] 一擋從動齒輪彎曲應力 = = =187.23149 M＜[] 2、二擋主從動齒輪彎曲應力 二擋主動齒輪彎曲應力 = = =174.60823 M＜[] 二擋從動齒輪彎曲應力 = = =165.42857 M＜[] 3、三擋主從動齒輪彎曲應力 三擋主動齒輪彎曲應力 = = =217.70828 M＜[] 三擋從動齒輪彎曲應力 = = =218.46238 M＜[] 4、四擋主從動齒輪彎曲應力 四擋主動齒輪彎曲應力 = = =189.68387 M＜[] 四擋從動齒輪彎曲應力 = = =187.4131 M＜[] 5、五擋主從動齒輪彎曲應力 五擋主動齒輪彎曲應力 = = =159.58448 M＜[] 五擋從動齒輪彎曲應力 = = =129.68079 M＜[] 6、倒擋主從動齒輪彎曲應力 倒擋主動齒輪彎曲應力 = = =239.81363 M＜[] 倒擋齒輪彎曲應力 = = =225.16587 M＜[] 倒擋從動齒輪彎曲應力 = = =122.81775 M＜[] 3.6.3.輪齒接觸應力計算 （3-12） 式中：—輪齒的接觸應力（Mpa）； F—齒面上的法向力（N）， ； —圓周力（N），； —計算載荷（N·mm）； d—節(jié)圓直徑（mm）； —節(jié)點處壓力角； —齒輪螺旋角； E—齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=； b—齒輪接觸的實際寬度（mm）； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪斜齒輪；、為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。 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力如下：滲碳齒輪：一擋和倒擋[]=1900～2000M，常嚙合齒輪和高檔[]=1300～1400M。 1、一檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa；；mm N 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計算一個齒輪的接觸應力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷1/2作為計算載荷，將以上數據代入（3-12）可得： MPa 2、二檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa；；mm N 同一擋，將以上數據代入（3-12）可得： MPa 3、三檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa；；mm N 同一擋，將以上數據代入（3-12）可得： MPa 4、四檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa；；mm N 同一擋，將以上數據代入（3-12）可得： MPa 5、五檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa；；mm N 同一擋，將以上數據代入（3-12）可得： MPa 6、倒檔齒輪接觸應力校核 已知：N·mm；；；MPa；；mm N 將以上數據代入（3-12）可得： MPa 已知：N·mm；；；MPa；；mm N 將以上數據代入（3-12）可得： MPa 已知：N·mm；；；MPa；；mm N 將以上數據代入（3-12）可得： MPa 3.7 本章小結 本章主要介紹了變速器主要參數的選擇，包括確定擋數、傳動比范圍，根據最大爬坡度和驅動輪與地面的附著力確定一擋傳動比和五擋傳動比，進而確定其它各擋傳動比，選擇中心距、外形尺寸以及齒輪參數，根據變速器的傳動示意圖確定各擋齒輪齒數，進行各擋齒輪變位系數的分配。最后列出了各擋齒輪的幾何尺寸并對齒輪的彎曲應力和接觸應力進行了校核，為下章對軸及軸承進行校核做準備。 第4章 變速器軸和軸承的設計與選擇 4.1概述 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據經驗和已知條件初選軸的直徑，然后根據公式進行有關剛度和強度方面的驗算。 4.2變速器軸的軸徑和軸長設計計算 在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內選?。簩斎胼S，=0.16～0.18；對輸出軸，0.18～0.21。 按扭轉強度條件確定軸的最小直徑： （4.1） 式中： d——軸的最小直徑（mm）； ——軸的許用剪應力（MPa）； P——發(fā)動機的最大功率（kw）； n——發(fā)動機的轉速（r/min）。 將有關數據代入（4-1）式，得： mm 第一軸花鍵部分的直徑可根據發(fā)動機的最大轉矩(N·m)按下式初選： 則 =22.245～25.58mm 故可取第一軸花鍵部分的直徑為25mm。 變速器最大直徑d可根據中心距按以下公式初選 則 =30.6～40.8mm 變速器的最大直徑和支承間的距離可按下列關系初選： mm 4.3 軸的結構設計 根據軸的制造工藝性要求，將軸的各部分尺寸初步設計如圖4.1、4.2所示： 圖4.1 輸入軸各部分尺寸 圖4.2 輸出軸各部分尺寸 4.4 變速器軸的強度計算 4.4.1齒輪和軸上的受力計算 齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： 圓周力：