五菱宏光手動變速器設計[三軸五檔]【面包車 商務車】,三軸五檔,面包車 商務車,五菱宏光手動變速器設計[三軸五檔]【面包車,商務車】,五菱宏光,手動,變速器,設計,五檔,面包車,商務車 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 五菱宏光手動變速器設計 系部名稱： 汽車工程系 專業(yè)班級： 車輛工程07-6 學生姓名： 王恩桐 指導教師： 趙國遷 職 稱： 高級實驗師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree WuLing HongGuang Manual Transmission Design Candidate：WangEnTong Specialty：Vehicle engineering Class：BW07-6 Supervisor：ZhaoGuoQian advanced experimental teachers Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 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)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能。 因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系。一般通過控制軸的長度即控制檔數，來保證變速箱有足夠的剛性。 本文設計研究了三軸式五擋手動變速器，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。 關鍵字：變速器；設計；齒輪；軸；校核 ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, is aimed at marking start, climbing, turning, accelerate various driving conditions, the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work. And the trans mission in neutral gear with reverse gear. Transmission also need power output function. Gearbox because of the low-grade work at a larger role, In general, the low-grade gearbox layout are close to the axis after support, Following from low-grade to high-grade order of the layout of stalls gear. This will not only allow axis are large enough for a rigid, but also ensures easy assembly. Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations. Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid. This paper describes the design of three-axis five block manual tran mission, the transmission principle of work elaborated, Transmission of the gear shaft and do a detailed design, and the intensity of a school. For some standard parts for the selection. Transmission Trans mission program design. A brief description of the trans mission of all components of the material choice. Keywords : Transmission; Design; Gear; Axis;Checking 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第1章 緒論 1 1.1選題的背景 1 1.2目的及意義 2 第2章 總體方案設計 3 2.1汽車參數的選擇 3 2.2變速器設計應滿足的基本要求 3 2.3傳動機構布置方案分析 3 2.3.1固定軸式變速器 3 2.3.2倒檔布置方案 4 2.3.3其它問題 6 2.4齒輪形式 7 2.5換擋機構形式 7 2.6變速器軸承 8 2.7本章小結 9 第3章 變速器設計和計算 10 3.1檔數 11 3.2傳動比范圍 11 3.3各檔傳動比的確定 11 3.3.1主減速器傳動比的確定 11 3.3.2最低檔傳動比的確定 12 3.3.3各檔傳動比的確定 13 3.3.4中心距的選定 13 3.3.5變速器的外形尺寸 14 3.4齒輪參數 14 3.4.1模數的選取 14 3.4.2壓力角 15 3.4.3螺旋角 15 3.4.4齒寬 16 3.4.5齒頂高系數 17 3.4.6變位系數的選擇原則 17 3.5各檔齒數的分配 18 3.5.1確定一檔齒輪的齒數 18 3.5.2對中心距進行修正 20 3.5.3確定常嚙合傳動齒輪副齒數及變位系數 20 3.5.4確定其他各檔齒數及變位系數 21 3.5.5確定倒檔齒輪齒數及變位系數 26 3.6本章小結 28 第4章 變速器的校核 29 4.1齒輪的損壞形式 29 4.2 齒輪強度計算 28 4.2.1齒輪彎曲強度計算 28 4.2.2齒輪接觸應力計算 30 4.3軸的結構設計 32 4.4軸的強度驗算 33 4.4.1軸的剛度的計算 33 4.4.2軸的強度的計算 38 4.5軸承壽命計算 41 4.6本章小結 44 第5章 同步器的設計 45 5.1 鎖銷式同步器 45 5.1.1鎖銷式同步器結構 45 5.1.2鎖銷式同步器工作原理 45 5.2鎖環(huán)式同步器 46 5.2.1鎖環(huán)式同步器結構 46 5.2.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 46 5.2.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 47 5.3 本章小結 49 第6章 變速器操縱機構 50 6.1直接操縱手動換擋變速器 50 6.2遠距離操縱手動換擋變速器 50 6.3本章小結 51 結論 52 參考文獻 53 致謝 54 附錄 55 第1章 緒 論 1.1選題的背景 近幾年國內外汽車工業(yè)迅猛發(fā)展，車型的多樣化和個性化已經成為汽車發(fā)展的趨勢。但變速器設計一直是汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一，它是用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標，特別是對輕型商用車而言，其設計意義更為明顯。在對汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評價汽車的一個重要指標，而變速器的設計如果不合理，將會使汽車的舒適性下降，使汽車的運行噪聲增大。國產商用車所裝配的變速器主要以國產手動檔變速器為主，變速器是由變速傳動機構和操縱機構組成。根據前進擋數的不同，變速箱有三、四、五和多擋幾種。根據軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。汽車變速器是影響整車動力性、經濟性、舒適性的重要總成，國內外的汽車制造與銷售數據顯示，人們對汽車駕乘的舒適性越來越重視。國內商用車市場的快速發(fā)展，2008年全國載貨汽車保有量為10、465、404輛，與2007年相比，增加722、181輛，增長7.41%。其中輕型載貨汽車5、863、787輛，貢獻度最大的車型是輕型貨車，輕型貨車對商用車銷量的貢獻度為44.16%，其次是重型貨車和微型貨車，其貢獻度分別為19.89%和12.93%。汽車變速器的使用壽命與整車基本相當，售后維修市場對變速器總成的需求僅占少數，故此可將輕型商用車市場近似為它的變速器配套市場空間。隨著全球能源及原材料價格的不斷上漲，汽車銷售價格的下降，要求汽車變速器向著體積小質量輕、承載能力大、結構緊湊上發(fā)展。這就要求零件設計結構機械性能也要相應有所改變，向著小巧緊湊高強度，高剛性方向改進，進而也要求有新技術新工藝來保證能夠制造出來。目前許多變速器生產企業(yè)正在研發(fā)一些能大幅提高離合器、同步器壽命和行車安全性，且保留了傳統(tǒng)有級機械變速器傳動效率高、體積小、機構簡單、使用可靠、易于制造、成本低、燃油消耗少和維護與使用費用低、多檔位、大速比變化范圍改善了汽車的動力性、燃油經濟性和換檔平順性的變速器?，F(xiàn)在汽車變速器的發(fā)展趨勢是向著可調自動變速箱或無級變速器方向發(fā)展。無級變速機構由兩組錐形輪組成，包括一對主動錐形輪（錐形輪組1）和一對被動錐形輪（錐形輪組2） 同時有一根鏈條運行在兩對錐形輪V形溝槽中間，鏈條的運動如同動力傳遞單元。錐形輪組1由發(fā)動機的輔助減速機構驅動，發(fā)動機的動力通過鏈條傳遞給錐形輪組2直至終端驅動。在每組錐形輪中有一個錐形輪可以在軸向移動，調整鏈條在錐形輪的工作直徑并傳遞速比。兩組錐形輪必須保持相同的調整，以保證鏈條始終處與漲緊狀態(tài)，使傳遞扭矩時錐形輪接觸充分的壓力。采用無級變速器可以節(jié)約燃料，使汽車單位油耗的行駛里程提高30%。通過選擇最佳傳動比，獲得最有利的功率輸出，它的傳動比比傳統(tǒng)的變速器輕，結構更簡單而緊湊。世界各大汽車制造商正競相開發(fā)無級變速器。專家預計2008至2009年間無級變速器將成為世界各大汽車制造商的技術開發(fā)重點。 1.2 目的及意義 通過一步步的計算和校核來改善變速器的工作狀態(tài)，使其達到理想的舒適性并減小工作時的噪聲。傳統(tǒng)的變速器設計設計方法一般是根據性能要求利用經驗公式取初值，然后計算其強度，傳動質量指標等，如不符合要求根據經驗公式改變某些參數，繼續(xù)計算直至符合所有的條件與要求。通過本題目的設計，可綜合運用所學知識對輕型商用車的手動變速器進行設計。由于本題目模擬工程一線實際情況，通過畢業(yè)設計可與工程實踐直接接觸，從而可以提高解決實際問題的能力，綜合提高自身的設計和制造水平。 本設計研究基本內容是研究輕型商用車的機械變速器的組成、結構與原理，弄清楚同步器、齒輪、軸等零部件之間的配合關系。選擇標準齒輪模數在總當數和一檔傳動比確定后，合理分配各檔位的速比，接著計算出齒輪參數和中心距，并對齒輪進行強度驗算，確定齒輪的結構與尺寸，繪制出所有齒輪的零件圖，根據經驗公式初步計算出所有軸的基本尺寸，對每個檔位下對軸的剛度和強度進行驗算，確定出軸的結構與尺寸，繪制出各個軸的結構與尺寸，對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結構進行改進、完善，最終完成變速器的零件圖和裝備圖的繪制。利用計算機輔助設計軟件繪制變速器的各零件的零件圖，并完成變速器的總裝配圖。在此次設計中對變速器作了總體設計，對變速器的傳動方案進行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細的設計計算，對同步器和一些標準件做了選型設計。 第 2 章 總體方案設計 2.1 汽車參數的選擇 變速器設計所需的汽車基本參數如下表: 表2.1 設計基本參數表 發(fā)動機最大功率 63kw 最高車速 140km/h 總質量 2880kg 最大轉矩 108N·m 2.2 變速器設計應滿足的基本要求 對變速器如下基本要求: 1）保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應當有高的工作效率。 除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的檔數，傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 2.3 傳動機構布置方案分析 2.3.1 固定軸式變速器 固定軸式又分為兩軸式，中間軸式，雙中間軸式變速器。固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。與中間軸式變速器比較，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，所以在高擋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。所以我選擇的是中間軸式的變速器。 圖2.1，分別示出了幾種中間軸式五擋變速器傳動方案。它們的共同特點是：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高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率高于其它擋位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進擋位工作時，變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，因此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，擋位低的齒輪（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的其他擋位的換擋機構，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。再除直接擋以外的其他擋位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在擋數相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數，換擋方式和到檔傳動方案上有差別。 圖2.1a所示方案，除一檔和倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖2.1b，c，d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖3.1d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個只有四個前進擋的變速器。以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 發(fā)動機前置后輪驅動的貨車采用中間軸式變速器，為加強傳動軸剛度，可將變速器后端加中間支撐。 中間軸和第二軸都有三個支承。如果在殼體內，布置倒擋傳動齒輪和換擋機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 2.3.2 倒擋布置方案 與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案。前者雖然結構簡單，但是中 圖2.1 中間軸式五擋變速器傳動方案 間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。 圖2.2為常見的倒擋布置方案。圖2.2b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2.2c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2.2d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2.2c所示方案。圖2.2e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2.2f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2.2g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。 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，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。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 圖2.2 倒擋布置方案 圖2.3 倒擋軸位置與受力分析 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。 除此以外，倒擋的中間齒輪位于變速器的左側或右側對倒擋軸的受力狀況有影響，如圖2.3所示。 2.3.3 其他問題 經常使用的擋位，其齒輪因接觸應力過高而造成表面電蝕損壞。將高擋布置在靠近軸的支承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，齒輪保持較好的嚙合狀態(tài)，偏載減少能提高齒輪壽命。 某些汽車變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋。使用傳動比小于1（為0.7~0.8）的超速擋，能夠充分地利用發(fā)動機功率，使汽車行駛1km所需發(fā)動機曲軸的總轉速降低，因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗。但是與直接擋比較，使用超速擋會使傳動效率降低，噪聲增大。 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工作狀態(tài)的齒輪對數，每分鐘轉速，傳遞的功率，潤滑系統(tǒng)的有效性，齒輪和殼體等零件的制造精度等。 2.4 齒輪形式 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。我的設計中一擋和倒擋用的是直齒輪，其他擋都是斜齒輪。 2.5換擋機構形式 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。汽車行駛時各擋齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨有噪聲。這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞，同時使駕駛員精神緊張，而換擋產生的噪聲又使乘坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術（如兩腳離合器），時齒輪換擋時無沖擊，才能克服上述缺點。但是該瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，但除一擋，倒擋外已很少使用。 由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)，所以可用移動嚙合套換擋。這時，因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多。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作技術。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉部分的總慣性矩增大。 因此，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。這是因為重型貨車擋位間的公比較小，則換擋機構連件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且還能降低制造成本及減小變速器長度。 使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有機構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。 使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。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，換入不同擋位的變速桿行程要求盡可能一樣。 自動脫擋是變速器的主要故障之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，目前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種： 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檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機構有： （1）互鎖銷式 圖2.4是汽車上用得最廣泛的一種機構，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長度和凹槽來保證互鎖。 圖2.4，a為空檔位置，此時任一叉軸可自由移動。圖2.4，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。 圖2.4 互鎖銷式互鎖機構 （2）擺動鎖塊式 圖2.5為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞螺釘軸線自由轉動，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內，此時，鎖塊的一個或兩個突起部分A檔住其它兩個變速叉軸槽，保證換檔時不能同時掛入兩檔。 （3）轉動鉗口式 圖2.6為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉動。選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內，此時鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉，保證互鎖作用。 操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構，使司機在換檔時因有彈簧力作用，產生明顯的手感。 鎖止機構還包括自鎖、倒檔鎖兩個機構。 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，并防止自動脫檔和掛檔。自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型。 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。 本次設計鎖定機構采用自鎖、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。倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。 2.6變速器軸承 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。 圖2.5 擺動鎖塊式互鎖機構 圖2. 6轉動鉗口式互鎖機構 汽車變速器結構緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結構受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。變速器第一軸前端支承在飛輪的內腔里，因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小，寬度較寬因而容量大，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。 變速器第一軸，第二軸的后部軸承以及中間軸前，后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6~20mm，下限適用于輕型車和轎車。 滾針軸承，滑動軸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。滾針軸承有滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加。滑動軸套的優(yōu)點是制造容易，成本低。 在本次設計中由于工作條件的需要主要選用了圓錐滾子軸承、深溝球軸承和滾針軸承。 2.7 本章小結 本章首先先確定了設計變速器所需的汽車主要參數以及設計變速器所應滿足的基本要求，對自己的設計也有了一定的規(guī)范。然后又對變速器的傳動機構和檔位的布置 形式的進行了簡單的介紹，分析了各個傳動方案的優(yōu)缺點，選取了合理高效的的傳動方案和一些在設計變速器時常遇的問題，為后面齒輪和軸的計算打下了良好的基礎。最后對齒輪的形式做了介紹和優(yōu)缺點的比較，通過以上比較合理的選擇齒輪形式。分析了幾種換擋形式，和容易出現(xiàn)的問題，并提供了相關的解決方法，最后很據軸的工作條件和工作狀態(tài)，對軸承也形式也做了選擇。 第3章 變速器設計和計算 3.1 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。 在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進行。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。 近年來為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。目前轎車一般用4~5個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4~5個擋位或多擋。裝載質量在2~3.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質量在4~8T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。本設計為5擋變速器。 3.2 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋轉動比的比值。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在3~4之間，輕型貨車在5~6之間，其他貨車則更大。 3.3 各檔傳動比的確定 3.3.1主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為： （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。 由上文可知最高車速==140km/h；最高檔為超速檔，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格170/70R14得到=296.8（mm）；發(fā)動機轉速==6684.5（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式： 3.3.2最低檔傳動比計算 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔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，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下： （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（0.85~0.9）； 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=2880kg；；；r=0.2968m； 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(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；對混凝土或瀝青路面可取0.5~0.6之間。 取0.55，把數據代入（3.4）式得： 所以，一檔轉動比的選擇范圍是： 初選一檔傳動比為5.1。 3.3.3 各檔傳動比的選定 變速器的Ⅰ檔傳動比應根據上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速擋，在本設計中最高檔即為超速擋。中間檔的傳動比理論上按公比為（其中n為檔位數）的幾何級數排列，實際上與理論值略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配。 3.3.4中心距的選擇 初選中心距可根據經驗公式計算： （3.5） 式中 ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數，商用車=8.6~9.6； ——發(fā)動機最大輸出轉距為210（N·m）； ——變速器一檔傳動比為5.1； ——變速器傳動效率，取96%。 9.0=72.78mm 商用車變速器的中心距在80～170mm范圍內變化。所以根據計算結果，初取A=72mm。 3.3.5變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： mm 當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數K應取給出系數的上限。為檢測方便，A取整。設計的是五擋變速器，初定軸向殼體尺寸為300mm。 3.4 齒輪參數 3.4.1 模數的選取 遵循的一般原則：為了減少噪聲應合理減少模數，增加尺寬；為使質量小，增加數，同時減少尺寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應選用同一種模數，而從強度方面考慮，各擋齒數應有不同的模數。減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數應選??；對貨車，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數。 低擋齒輪應選大些的模數，其他擋位選另一種模數。少數情況下汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數。 嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線齒輪。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數相同。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。選取較小的模數值可使齒數增多，有利換擋。 初選齒輪模數 =3.0mm 齒輪法向模數 =3.0mm 3.4.2 壓力角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對商用車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。 變速器齒輪壓力角為 20 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用30° 3.4.3 螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。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，而接觸強度仍然繼續(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；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大螺旋角。 斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時應力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產生軸向力平衡，以減少軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上的不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應取為左旋。軸向力經軸承蓋作用到殼體上。一擋和倒擋設計為直齒時，在這些擋位上工作，中間軸上的軸向力不能抵消(但因為這些擋位使用得少，所以也是允許的)，而此時第二軸則沒有軸向力作用。 根據圖3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件 （3.6） （3.7） 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （3.8） 式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力；r1，r2為齒輪1、2的節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。 最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。 圖3.1 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用： 商用車中間軸式變速器為 20～30° 初選的螺旋角=25 3.4.4 齒寬b 應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒寬，工作時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并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數m的大小來選定齒寬。 直齒：b=m， 為齒寬系數，取為4.5~8.0 取=6 斜齒：b=，取6.0~8.5 ，取=6 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 直齒 b==63=18mm 斜齒 b==63=18mm 3.4.5 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。 在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內，規(guī)定齒頂高系數取為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大與1.00的細高齒。 3.4.6 變位系數的選擇原則 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，耐磨性、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。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數的和為零。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想接近的程度。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之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 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。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，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，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 更據上述理由，為降低噪聲，對于變速器中除去一檔、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。 3.5 各擋齒輪齒數的分配 在初選中心距，齒輪模數和螺旋角以后，可更據變速器的擋數，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。 圖3.2 五擋變速器傳動方案 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數 一擋傳動比 （3.9） 如果，齒數確定了，則與的傳動比可求出，為了求，的齒數，先求其齒數和 直齒=2A/m （3.10） 斜齒=2A/ （3.11） 因為一擋用的是直齒輪，所以=2A/m=272/3=48 計算后取整，然后進行大小齒輪齒數的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數盡可能取小些，以便使/的傳動比大些，在已定的情況下，/的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪軸有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數又不宜取多。 中間軸上小齒輪的最少齒數，還受中間軸軸經尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸及齒輪齒數都要統(tǒng)一考慮。商用車中間軸式變速器一擋傳動比=5~6時，中間軸上一擋齒輪數可在15~17間取，貨車在12~17間取。 因為=5.1取中間軸上一擋齒輪=17 輸出軸上一擋齒輪=-=48-17=31 根據確定的中心距A求嚙合角： =0.9397 根據齒數比u= 參數 分度圓直徑d=zm=313=93mm 齒頂高 =m=m=3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齒頂圓直徑=d+2=(z+2)m=99mm 齒根圓直徑=d-2=(z-2.5)m=85.5mm 中心距 A= =72mm 參數 分度圓直徑d=zm=173=51mm 齒頂高 =m=m=3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25m,=3.75mm 齒頂圓直徑=d+2=(z+2)m=57mm 齒根圓直徑=d-2=(z-2.5)m=43.5mm 中心距 A= =72mm 兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，合齒高度不變。 3.5.2 對中心距進行修正 因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據和齒輪變位系數新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。故修正后中心距A取72mm 3.5.3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數及變位系數 求出傳動比 （3.12） 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，即 A=/2 （3.13） 72=3（+）/2cos25 求得常嚙合齒輪齒數為 =12 =32 參數 分度圓直徑d=z=z/=39.72mm 齒頂高 ===3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齒頂圓直徑=d+2=45.72mm 齒根圓直徑=d-2=33.72mm 中心距 A=72.82mm 參數 分度圓直徑d=z=z/=105.92mm 齒頂高 ===3mm( =1) 齒根高 =(+)m=1.25=3.75mm(=0.25) 齒頂圓直徑=d+2=111.92mm 齒根圓直徑=d-2=-99.92mm 中心距 A=72.82mm 核算 =4.86 在誤差允許范圍內 3.5.4 確定其他各擋的齒數及變位系數 二擋齒輪是斜齒輪螺旋角與常嚙合齒輪不同 （3.14） （3.15） 此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： （3.16） 聯(lián)解上述三式，采用試湊法，當螺旋角為時，解（3.14）、（3.15）得： 求得二擋齒輪齒數為 ： 代入上式近似滿足軸向力平衡 湊配中心距 所以需變位 = =0.387 參數 分度圓直徑 =77.65mm 節(jié)圓直徑 == 60.25mm (u==1.39) 齒頂高 =1.793mm 齒根高 ==0.21mm 全齒高 =5.607mm 齒頂圓直徑 =88.408mm 齒根圓直徑 =77.23mm 參數 分度圓直徑 =55.90mm 節(jié)圓直徑 == u=83.75 (u==1.39) 齒頂高 =5.466mm 齒根高 ==0.15mm 全齒高 =5.607mm 齒頂圓直徑 =66.778mm 齒根圓直徑 =55.6mm 圖3.3選擇變位系數線路圖 同理：三擋齒輪齒數 時近似滿足軸向力平衡關系 湊配中心距 所以需變位 = 1.5923 =0.2923 參數 分度圓直徑 =63.457mm 節(jié)圓直徑 == 77mm (u==0.87) 齒頂高 =4.51mm 齒根高 ==1.362mm 全齒高 =5.87mm 齒頂圓直徑 =69.20mm 齒根圓直徑 =60.733mm 參數 分度圓直徑 =72.98mm 節(jié)圓直徑 =u=66.99mm (u==0.87) 齒頂高 =4.51mm 齒根高 ==1.362mm 全齒高 =5.87mm 齒頂圓直徑 =82.00mm 齒根圓直徑 =70.256mm 四擋齒輪齒數 時近似滿足軸向力平衡關系 湊配中心距 所以需變位 = 1.157 =0.157 參數 分度圓直徑 =48.76mm 節(jié)圓直徑 == 93.51mm (u==0.54) 齒頂高 =4.239mm 齒根高 ==2.04mm 全齒高 =6.279mm 齒頂圓直徑 =57.238mm 齒根圓直徑 =44.68mm 參數 分度圓直徑 =91.03mm 節(jié)圓直徑 == 50.49mm (u==0.54) 齒頂高 =4.239mm 齒根高 ==2.04mm 全齒高 =6.279mm 齒頂圓直徑 =99.51mm 齒根圓直徑 =86.95mm 3.5.5 確定倒擋齒輪齒數及變位系數 倒檔齒輪選用的模數往往與一檔相近，倒檔齒輪的齒數一般在~23之間 初選 計算中間軸與倒檔軸的中心距 設 有中心距 圓整后取 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪11和12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，故取滿足輸入軸與中間軸距離 假設當齒輪11和齒輪12嚙合時中心距： ==70A且mm 湊配中心距 所以需變位 = =0.0128 =-0.6472 參數 分度圓直徑 d=m=96mm 節(jié)圓直徑 ==98.03 mm (u==0.469) 齒頂高 =4.97mm 齒根高 ==3.72mm 全齒高 =8.69mm 齒頂圓直徑 =105.94mm 齒根圓直徑 =88.56mm 參數 分度圓直徑 d=m=45mm 節(jié)圓直徑 ==45.98 mm (u==0.469) 齒頂高 =4.95mm 齒根高 ==3.74mm 全齒高 =8.69mm 齒頂圓直徑 =54.9mm 齒根圓直徑 =37.52mm 3.6 本章小結 本章對變速器的檔數、傳動比的范圍進行了介紹并根據自身設計選擇了所涉及變速器的檔數，結合相應的汽車參數計算出傳動比的范圍，對變速器齒輪的參數也做了合理的選擇，并計算了各檔的齒數分配情況，對中心距也做了重新的修正。 第4章 變速器的校核 4.1 齒輪的損壞形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：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(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)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(xiàn)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。 4.2 齒輪強度計算 與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度為JB179—83，6級 和7