《畢業(yè)設(shè)計論文ESU7160型乘用車變速器傳動系統(tǒng)設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《畢業(yè)設(shè)計論文ESU7160型乘用車變速器傳動系統(tǒng)設(shè)計（62頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、各專業(yè)完整優(yōu)秀畢業(yè)論文設(shè)計圖紙 摘 要 本次設(shè)計的是乘用車兩軸變速器。首先制定了變速器的總體方案，計算選擇中心距的大小，齒輪的模數(shù)等，確定倒檔的布置形式，確定齒輪的壓力角，螺旋角，齒寬，齒形系數(shù)等，然后計算變速器的各檔傳動比，各齒輪的參數(shù)，通過變位系數(shù)圖查找計算變位系數(shù)，然后對各檔齒輪進行變位，并對齒輪進行校核。計算了軸各段的長度和軸頸大小，并對軸和軸承進行校核計算。 對于本次設(shè)計的變速器來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單。采用了兩軸式結(jié)構(gòu)，工作可靠，結(jié)構(gòu)簡單，而且采用同步器掛檔，可以使變速器掛檔平穩(wěn)，噪聲降低。所有傳動齒輪為斜齒輪，使用壽命長，工作

2、時噪聲低，沒有直齒輪的嚙合沖擊現(xiàn)象，運行比較平穩(wěn)。可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達到其經(jīng)濟性和動力性的要求。 本次設(shè)計最終得以較為圓滿的完成，達到任務(wù)書所規(guī)定的學(xué)習內(nèi)容。 關(guān)鍵字：傳動比，擋數(shù)，齒輪參數(shù)，軸，軸承 Design of Type ESU7160 Vehicle Gearbox Transmission System ABSTRACT This design is two shaft transmission of a car. First formulated the overall scheme of the transmi

3、ssion, computation select the size of the center distance, the gear, determine the module layout forms of reverse gear, determine the pressure Angle, spiral Angle, the tooth width and tooth coefficient calculation, etc., and then all the gear transmission, the gears transmission ratio of parameters,

4、 through the displacements coefficient graph, and then calculate the lookup displacements of each file coefficient of gear, and the gear shift test. The calculation of the length of the shaft paragraphs and shaft neck size, and the shaft and bearings of check calculation. The characteristic for th

5、e design of transmission is the torque changes range can satisfy different working conditions requirements, simple structure. In two axis structure, reliable, the structure is simple, but also adopted synchronizer shift, can make the transmission shifting smoothly, and lower noise. All transmission

6、gears is inclined gear, the service life is long, low noise, no work straight gear meshing impact phenomenon, run more smoothly. Can meet different working conditions in the car, so as to achieve the requirements of its economy and performance requirements. The design was eventually relatively sat

7、isfactory completion, achieve the stated commitments to study contents. Key words: Ratio, block number, gear parameters, shaft, bearing ESU7160型乘用車變速器傳動系統(tǒng)設(shè)計 馮 佳 061107221 0 引言 如今，中國已成為世界第一大汽車消費國，第一大汽車生產(chǎn)國，第一大潛

8、在市場。但是，汽車工業(yè)非常依賴于合資模式，中國汽車工業(yè)的飛速發(fā)展并沒有如期望的那樣帶來汽車產(chǎn)業(yè)競爭力的提升。相反，由于長期以來比較重視引進產(chǎn)品，沒有在核心技術(shù)的消化吸收上下工夫，缺乏產(chǎn)品研發(fā)的實踐，形不成產(chǎn)品研發(fā)的整體力量，導(dǎo)致我國汽車產(chǎn)品的自主研發(fā)能力的薄弱。 沒有很好的掌握產(chǎn)品開發(fā)流程、過程、管理技術(shù)、項目管理技術(shù)和評價技術(shù)，沒有很好的掌握系統(tǒng)繼承配備技術(shù)，發(fā)動機關(guān)鍵組成和零部件開發(fā)的技術(shù)，缺乏產(chǎn)品開發(fā)需要的技術(shù)數(shù)據(jù)，尤其是轎車產(chǎn)品研發(fā)數(shù)據(jù)積累嚴重不足，這些都是我國現(xiàn)代汽車行業(yè)所欠缺的。合資企業(yè)的轎車產(chǎn)品，特別是高端產(chǎn)品幾乎都是外國品牌，缺少自主品牌。國內(nèi)汽車產(chǎn)品的核心技術(shù)大多數(shù)掌握在合

9、資企業(yè)手中，沒有話語權(quán)。從長遠的角度來看，這非常不利于整個中國的科技行業(yè)和工業(yè)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展。 走合資道路有其歷史原因，但是自主品牌、自主創(chuàng)新才是中國汽車工業(yè)的終極目標。“一口吃不成胖子”，中國汽車的發(fā)展不可能一日之間便趕上世界的前列，必須從基礎(chǔ)工作做起一點一點的積累。汽車零部件是構(gòu)成整車的基礎(chǔ)，沒有零部件的自主研發(fā)技術(shù)，就沒有整車的自主品牌。我國目前的汽車零部件技術(shù)基礎(chǔ)還是比較薄弱的，而且長期滯后于整車的發(fā)展，所以必須在總結(jié)他國經(jīng)驗的基礎(chǔ)上自主創(chuàng)新。 汽車變速器是汽車傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，它的基本功能是通過改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件（如起步、加速、上坡

10、等），同時使發(fā)動機在有利(功率較高而油耗較低)的工況下工作；在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變情況下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出 [1]。 變速器作為汽車動力總成系統(tǒng)中重要的一環(huán)，直接決定了一部車的動力輸出狀況，同時對汽車的操縱性有著最直接的影響，它體現(xiàn)了一款車的技術(shù)水平[2]。而手動變速器便是變速器中的基礎(chǔ)，只有將手動變速器“吃透了"，才能在變速器的開發(fā)道路上走得更好，更遠，更扎實。因此，設(shè)計研究汽車變速器是有現(xiàn)實意義的。 1 變速器總體方案的確定 1.1 國內(nèi)變速器市場調(diào)查 為了了解變速器產(chǎn)品的市場情況以及確定設(shè)

11、計方向,對市場上價位在10萬元左右的部分汽車品牌進行了調(diào)研，詳細調(diào)查數(shù)據(jù)見表1： 表1.1 部分轎車所用變速器的市場調(diào)研 制造廠商 車型 價格(萬元) 變速器類型 上海大眾 2009款POLO勁情1.4L手動時尚版 8.58 5檔手動 朗逸 2011款 1.6L 手動 品雅版 12.28 5檔手動 (續(xù)) 上海通用 凱越 2011款 1.6LE-AT 11.79 4檔自動 科魯茲 2010款 1.6 SL天地版 MT 11.69 5檔手動 北京現(xiàn)代 騎士S12 2011款 2.2 四驅(qū)豪華型 9.38

12、 5檔手動 瑞納2011款兩廂1.4L GT AT 9.09 4檔自動 瑞納2011款兩廂1.4L GLS AT 9.99 4檔自動 現(xiàn)代i30 09款 1.6 手動舒享型 9.98 5檔手動 雅紳特 08款 1.4自動豪華型 9.48 4檔自動 伊蘭特 2011款 1.6 自動舒適型 9.88 4檔自動 悅動2010款 1.6 GL MT 9.98 5檔手動 長安汽車 嘉年華 09款 兩廂 1.5自動時尚型 9.59 4檔手自一體 天語 SX4 2011款 兩廂 1.6L靈動型 9.88 5檔手動 雨燕 08

13、款 1.5超炫版炫酷款 AT 9.88 4檔自動 馬自達2 2011款 炫動1.5AT 超值版 9.68 4檔自動 長安 CX30 2010款 2.0AT 豪華型 9.98 4檔自動 志翔 08款 2.0 手動精英型 9.68 5檔手動 長城汽車 凌傲 2010款 1.5 CVT 天窗版 8.09 6檔無級變速 滕翼 V80 2011款 2.4 自動舒適型 9.48 4檔手自一體 哈弗 H3 2010款 銳意版 2.0精英型 9.88 5檔手動 哈弗 H5 2011款 智尊版 2.0豪華型 9.48 5檔手動 東風日產(chǎn)

14、 標志207 2010款 1.6L 手動品樂版 8.88 5檔手動 標志207 2010款 1.6L 自動馭樂版 9.48 4檔手自一體 風神H30 2011款 1.6L 尊貴型 MT 8.38 5檔手動 驪威 2010款 勁悅版1.6GI AT全能型 9.58 4檔自動 驪威 2010款 勁悅版1.6GI MT超能型 9.58 5檔手動 驪威 08款 1.6 MT 勁銳標準版 9.98 5檔手動 瑪馳 2010款 1.5XV AT 易智版 9.29 4檔自動 陽光 2011款 1.5XE 舒適版 MT 8.28 5檔手

15、動 陽光 2011款 1.5XE 舒適版 CVT 9.28 無極變速 (續(xù)) 東風雪鐵龍 愛麗舍 2010款 1.6自動科技型 8.48 4檔手自一體 愛麗舍 2010款 1.6手動尊貴型 8.28 5檔手動 雪鐵龍C2 08款 1.6 SX AT 9.88 4檔手自一體 東風悅達起亞 RIO 銳歐 07款 1.4 AT GLS 8.48 4檔自動 RIO 銳歐 07款 1.6 MT GLS 9.18 5檔手動 福瑞迪 2011款 1.6 MT GL 9.88 5檔手動 賽拉圖 08款 歐風 1.6 GL A

16、T 9.98 4檔自動 賽拉圖 08款 歐風 1.6 GL MT 8.98 5檔手動 東南汽車 V3菱悅2010款1.5 旗艦版導(dǎo)航版CVT 8.69 6檔無級變速 藍瑟 2010款 1.6MT 舒適運動型 8.98 5檔手動 為了更直觀的了解各類型變速器的使用情況，將上述調(diào)研車輛的變速器進行總結(jié)歸類，詳細情況見圖1.1： 圖1.1 各類型變速器在所有調(diào)查品牌中所占的份額 從表1和圖1中可以看出，在本次市場調(diào)查的45款不同型號的汽車中，使用5檔手動變速器的轎車占51%，使用4、5檔自動變速器的占29%（其中5檔自動變速器占2%），使用

17、4、6檔手自一體的占16%（其中6檔手自一體變速器占2%），而使用6檔無級變速器的才占4%?？梢詮慕Y(jié)果中發(fā)現(xiàn)，對于10萬元左右的汽車而言，手動變速器依然有著超過50%的使用率，說明手動變速器并沒有隨著汽車行業(yè)的發(fā)展而被淘汰，這是因為手動變速器相對于自動變速器來說有著傳動效率高，結(jié)構(gòu)簡單，維修保養(yǎng)成本低，燃油經(jīng)濟性好等優(yōu)點，同時也能給駕駛者帶來不一樣的操作體驗，所以至今為止依然備受消費者的青睞。 到底怎樣才算是一款好的變速器，汽車變速器的功用無非就是改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利(功率較高而油耗較低)的工況下工作；在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變情

18、況下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出 [3]。作為汽車變速器的重要組成部分之一，變速器傳動系統(tǒng)在其中起著舉足輕重的作用。擁有一臺具有良好傳動系統(tǒng)的變速器的汽車，不僅能讓駕駛員在行車途中變的更加輕松，更能節(jié)省汽車的燃料，這與我國提倡創(chuàng)建節(jié)能環(huán)保城市的基調(diào)不謀而合，所以，在我國當前的國情下對于手動變速器傳動系統(tǒng)的自主研發(fā)是十分有必要的。 1.2 幾種變速器的分析 目前，在我國C級轎車中，桑塔納2000依然占有一定的市場份額，它的變速器還是有一些研究價值的。圖1.2是該車型的變速器解剖圖，詳細的結(jié)構(gòu)圖見圖1.3。

19、 圖1.2 桑塔納2000型乘用車5檔手動機械變速器 圖1.3 桑塔納2000型乘用車5檔手動機械變速器結(jié)構(gòu)圖 “時代驕子”變速器使用二軸五檔傳動機構(gòu)，它的特點是前進擋從輸入軸到輸出軸只有一對齒輪嚙合傳遞動力；倒擋傳遞路線中也只有一個中間齒輪，因而機械傳動效率高，噪聲小。 桑塔納2000“時代驕子”采用一、二檔帶三錐面同步器的手動變速箱，采用斜齒輪傳動，改進了換檔機構(gòu)，利用先進的三錐面同步器，使一、二檔換檔平穩(wěn)、可靠，換檔力下降30％，提高了駕乘的舒適性。它的同步器既可裝在輸入軸上，也可裝在輸出軸上，整體結(jié)構(gòu)緊湊。倒擋軸上的惰輪移動與第一軸上的倒擋齒輪嚙合

20、，惰輪與第二軸上接合套外的齒圈嚙合，從而實現(xiàn)反向旋轉(zhuǎn)[4]。懸臂式輸入軸與曲軸無支承關(guān)系，變速器少量后移，即可更換離合器從動盤，省去抬下工序。 大眾邁騰所使用的DSG雙離合器變速箱，也有一些新的想法是值得借鑒的。圖1.4是該款車型的變速器解剖圖，詳細結(jié)構(gòu)見圖1.5。 圖1.4 大眾邁騰DSG雙離合器變速箱 圖1.5 大眾邁騰DSG雙離合器變速器結(jié)構(gòu)圖 大眾的這款7速DSG雙離合器，目前主要應(yīng)用于速騰、朗逸、POLO和明銳1.4TSI上。一般來說，手動變速箱換檔常常出現(xiàn)動力傳動暫時中斷的現(xiàn)象，而自動變速箱換檔卻又存在響應(yīng)遲

21、緩的缺點。而DSG變速箱綜合了其各自的優(yōu)點，就像是兩個變速箱合而為一，一個離合器控制單數(shù)檔位齒輪，另外一個離合器控制雙數(shù)檔位齒輪。即當變速箱掛入一檔時，二檔齒輪就已經(jīng)嚙合，等到換檔時機一到，第二離合器就與發(fā)動機輸出軸接合而換入二檔。在此同時，由第一離合器所控制的三檔齒輪組也完成嚙合等待換檔指令。 從布局上看，這套變速器有一根輸入軸，兩根輸出軸，下面那根輸出軸輸出5、6和倒檔的動力，上面那根輸出軸，輸出1、3、4、2的動力，再通過后面那個齒輪匯總到差速器上。因此這臺變速器雖然有6前速，但長度很短(相當于傳統(tǒng)6速變速器的一半長度)，所以可以用于前置前驅(qū)的車型上。從性能上看，這套變速器變速反應(yīng)極快

22、，加速敏銳，沒有傳統(tǒng)自動變速器急加速時的滯后感。 我國對變速器的質(zhì)量與性能有相關(guān)的國家標準規(guī)定，例如規(guī)范變速器產(chǎn)品質(zhì)量分等的標準QC/T 29110-93汽車變速器分動器總成及其齒輪產(chǎn)品質(zhì)量分等和JB/T 51138-1997工程機械動力換擋變速器產(chǎn)品質(zhì)量分等；規(guī)范變速器聯(lián)接尺寸的標準GB/T 13051-91汽車機械式變速器動力輸出孔鏈接尺寸和QC/T 580-1999汽車變速器安裝尺寸；規(guī)范變速器試驗方法的標準QC/T 568-1999汽車機械式變速器臺架試驗方法和JB/T 9720-2001工程機械變速器性能試驗方法；對變速器的運用技術(shù)條件有標準JB/T 6135-1992混合少齒差星

23、輪變速器，JB/T 8548-1997工程機械動力換擋變速器技術(shù)條件和QC/T 29063-93汽車機械式變速器總成技術(shù)條件等。這些標準既保護了消費者的使用權(quán)益，也維護了企業(yè)的權(quán)益。 1.3 總體結(jié)構(gòu)類型確定 1.3.1 對變速器的基本要求 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步，爬坡，轉(zhuǎn)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，同時使汽車在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋和倒檔。需要時，變速器還有動力輸出功能。 對變速器如下基本要求： 1) 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型。 2) 設(shè)置空擋。用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。

24、3) 設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4) 設(shè)置動力傳輸裝置，需要時進行功率輸出。 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(yīng)有高的工作效率。 8) 變速器的工作噪聲低。 9) 除此之外，變速器還應(yīng)該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 10) 滿足汽車必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器擋數(shù)、傳動比范圍和各擋傳動比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器傳動比范圍越大。 1.3.2 變速器的類型 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。

25、 1　 有級式變速器 具有若干個數(shù)值一定的傳動比，傳動比的變化呈階梯式或跳躍式。有級式變速器應(yīng)用最為廣泛，傳動方式采用齒輪傳動（包括軸線固定的普通齒輪傳動和部分齒輪軸線旋轉(zhuǎn)的行星齒輪傳動）。目前，轎車和輕、中型載貨汽車裝用的有級式變速器多為3~6個前進擋和一個倒檔。 2　 無級式變速器 無級式變速器的傳動比可以在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化。有電力式和液壓式無級變速器兩種。傳動部分分為直流串勵電動和液力變矩器。 3　 綜合式變速器 綜合式變速器由液力變矩器和齒輪式有級變速器組成的液力機械式變速器，其傳動比可以在最大值與最小值之間的幾個間斷的范圍內(nèi)作無級變化。目前應(yīng)用較多。 2)按操縱方式變

26、速器可分為手動操縱式變速器、自動操縱式變速器和半自動操縱式變速器三種。 1　 手動操縱式變速器靠駕駛員直接操縱變速換擋。 2　 自動操縱式變速器傳動比的選擇和換擋是自動進行的，駕駛員只需操縱加速踏板，變速器就可以根據(jù)發(fā)動機的負荷信號和車速信號來控制執(zhí)行元件，實現(xiàn)擋位的變換。 3　 半自動操縱式變速器分為兩類：一類是部分擋位自動換擋，部分擋位手動換擋；另一類是預(yù)先按鈕選定擋位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，由執(zhí)行機構(gòu)自動換擋。 有級變速器與無級變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡單、造價低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98）。無級變速器具有較高的運行效率，油耗較低，但由于其造價較高且多運用

27、于小排量轎車，因此在國內(nèi)應(yīng)用不是特別廣泛。對于本次設(shè)計，顯然造價相對低廉，技術(shù)成熟的有級變速器更為適合。 按齒輪的種類及排列方式來分類，齒輪式變速器可以分為平行軸式和行星齒輪式，行星齒輪式變速器出現(xiàn)于早期的車型中，如T型福特直齒輪行星齒輪變速器和威爾遜行星齒輪變速器。目前的手動變速器都是平行軸式的[6]，因此本次設(shè)計選擇平行軸式方案。 1.3.3 變速器的選型與換擋方式選擇 手動變速器應(yīng)該說是最為節(jié)能的變速方式，同時在價格和質(zhì)量方面有較大優(yōu)勢，其不足在于操控上的不便。而自動變速器雖然有著良好的行駛性能和駕駛性能，但是由于其結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本相對高昂，同時傳動效率也不如手動變速器，因此，本次設(shè)

28、計選擇手動變速器方案。 通常，有級變速器具有3、4、5個前進檔。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構(gòu)時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于5個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為5檔，本次設(shè)計也選擇五檔方案。 目前手動變速器按照變速器傳動齒輪軸的數(shù)目，主要可以分為兩軸式變速器和三軸式變速器（也稱中間軸式變速器）。 兩軸式變速器的動力傳遞主要依靠兩根互相平行的軸（輸入軸和輸出軸）完成。此外，還有一根比較短的倒檔軸以幫助汽車實現(xiàn)倒退行駛。它多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動（

29、FF方案）或發(fā)動機后置后輪驅(qū)動（RR方案）的普通級和中級轎車。與中間軸式變速器比較,兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少,所以有結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，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[7]。而三軸式變速器的各檔多了一對齒輪傳動，因而機械效率低，噪聲變大；但它的直接檔機械效率最高，而兩軸式變速器是不可能有直接檔的。三軸式變速器適用于傳統(tǒng)的發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的布置形式。從制造成本、變速器尺寸及布置上考慮,本此設(shè)計選擇兩軸式手動變速器方案。 變速器的傳動比范圍有著比較明

30、確的規(guī)定。最高檔可以是直接擋，傳動比為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(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)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。 本次設(shè)計公比選擇1.4，五檔傳動比為0.81；四檔傳動比為1；三檔傳動比為1.4；二檔傳動比為1.96；一檔傳動比為3.2；倒檔傳動比為3.3。 綜上所述，本次設(shè)計的對象為兩軸式五擋手動變速器。 目前，手動變速器使用的齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪相比，

31、斜齒圓柱齒輪特點是：使用壽命長，工作時噪聲低，沒有直齒輪的嚙合沖擊現(xiàn)象，運行比較平穩(wěn)，容易保證傳動比恒定，重合度大，降低了每對齒輪的載荷，提高了齒輪的承載能力；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。由于斜齒輪傳動嚙合性好，傳動平穩(wěn)、噪聲小，因此本次設(shè)計均采用斜齒輪傳動。 手動變速器換檔形式分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 滑動齒輪換擋通常是采用滑動直齒輪進行換擋，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，容易制造。缺點是換擋時齒端面承受很大的沖擊。 用嚙合套換擋，這種結(jié)構(gòu)既具有斜齒輪傳動的優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換擋時，沖擊力集中在1~2個輪齒上的缺陷。它的缺點是增大了變速器的軸向尺寸，

32、未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕接合齒在換擋時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經(jīng)濟性和縮短換擋時間等優(yōu)點。其缺點是零件增多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已解決。本設(shè)計前進擋采用鎖環(huán)式同步器換擋方式，倒檔齒輪采用滑動齒輪換檔。 1.4 倒檔布置方式 倒檔齒輪的結(jié)構(gòu)及倒檔軸位置，應(yīng)與變速器的整體結(jié)構(gòu)方案同時考慮。如果將倒檔設(shè)置在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，雖然結(jié)構(gòu)簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒，是在最不利的正，負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作的；而利用

33、兩個聯(lián)體齒輪的話，倒檔會在較為有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，并使傳動比略有增加。在輕型汽車中，通常只采用一個倒檔齒輪，結(jié)構(gòu)較簡單。本設(shè)計中采用前一種結(jié)構(gòu)方案，如圖1.6所示。 圖1.6 倒擋布置方案 因倒檔傳動比較大，工作時在齒輪上作用的力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的繞度和轉(zhuǎn)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，把倒檔布置在靠近軸的中間支承位置，便于改善上述不良狀況。此外，結(jié)構(gòu)布置上，倒檔齒輪不能與第二軸齒輪有嚙合的狀況。換倒檔時能順利換入倒檔，而不和其他齒輪發(fā)生干涉。倒檔齒輪安排在變速器的左側(cè)或右側(cè)，在結(jié)構(gòu)上均能表現(xiàn)，但關(guān)系到操

34、縱桿撥動的方向和倒檔軸的受力狀況。掛倒檔時，操縱桿向左側(cè)（由變速器后部向前看）撥動，比較符合習慣要求。但此時倒檔齒輪需安置右側(cè)，這使倒檔軸的軸承受較大的作用力。反之，操縱桿向右側(cè)撥動，雖不符合使用習慣，但可以減輕倒檔軸的負荷。 1.5 變速器軸承 做旋轉(zhuǎn)運動的變速器軸支承在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應(yīng)安置軸承。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(yīng)當采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。 汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困難。在本設(shè)計中變速器輸入軸前端支撐在飛輪的內(nèi)

35、腔里，本設(shè)計采用圓柱滾子軸承使輸入軸前端在殼體得到支承。作用在輸入軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)輸入軸后部軸承傳給變速器殼體，輸入軸后端軸承采用了球軸承。變速器的輸出軸布置在內(nèi)腔中，選用圓錐滾子軸承做支承，以承受軸向力；輸出軸后端采用了圓柱滾子軸承，以承受軸向力。 1.6 傳動方案 本次設(shè)計傳動方案如圖1.7所示：輸入軸從右至左依次是輸入軸一檔齒輪，輸入軸倒檔齒輪,輸入軸二檔齒輪,輸入軸三檔齒輪，輸入軸四檔齒輪，輸入軸五檔齒輪。其中輸入軸三檔齒輪、四檔齒輪、五檔齒輪空套在輸入軸上。輸出軸從右至左依次為輸出軸一檔齒輪，輸出軸倒檔齒輪，輸出軸二檔齒輪,輸出軸三檔齒輪，輸出軸四檔齒輪,輸出軸五檔齒輪

36、。其中輸出軸一檔齒輪和二檔齒輪空套在輸出軸上。 圖1.7 變速器尺寸布置圖 尺寸布置圖如圖經(jīng)過計算得,一檔傳動比為3.2；二檔傳動比為2.23；三檔傳動比為1.45；四檔傳動比為1；五檔傳動比為0.75；倒檔傳動比為3.2，中心距70mm。 2 變速器主要參數(shù)的選擇與計算 2.1 設(shè)計初始數(shù)據(jù) 最高車速： 172Km/h 最大功率/轉(zhuǎn)速：78KW/6000rpm 最大扭矩/轉(zhuǎn)速： 146Nm/3600rpm 整備質(zhì)量： 1300Kg 車輪：185/60 R14 軸距：2400mm 輪距：1400mm 2.2 變速器各檔傳動比

37、的確定 傳動比按下式[2]計算： = 0.377 ……………………………………………………………… （2.1） 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速 —車輪半徑 —變速器最小傳動比 乘用車取0.75 —主減速器傳動比 =9549…………………………………………………………………(2.2) 式中：Pemax —發(fā)動機最大功率 —轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)，1.1～1.3，本次設(shè)計取1.2 代入數(shù)據(jù)，得=6121. 8r/min / =1.7 符合要求 =0.37

38、7…………………………………………………………………（2.3） 代入數(shù)據(jù)得，i0 = 4.562 圓柱齒輪主減速器，當≤6時，取=90% 最大傳動比的選擇： （1）滿足最大爬坡度。 …………………………………………………………(2.4) 式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，=13000N； —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，=146N.m； —主減速器傳動比，=4.562 —傳動系效率，=90%； —車輪半徑，=0.289m； —滾動阻力系數(shù)，取=0.0165[1+0.01(-50)]=0.03795； —爬坡度，取=16.7 將數(shù)據(jù)代入上式，得

39、 （2）滿足附著條件： φ …………………………………………………………（2.5） 式中：Φ為附著系數(shù)，取值范圍為0.5~0.6，取0.6 為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動橋給地面的載荷，這里取70%mg ； 將數(shù)據(jù)代入上式，得≤3.283 ； 綜合上述，得2.551≤≤3.283 ； 取=3.2 ；在3.0~4.5范圍內(nèi)，故符合。 其他各檔傳動比的確定： 按等比級數(shù)原則，一般汽車各檔傳動比大致符合如下關(guān)系[3]：………………………………………………………（2.6） =1.437 所以其他各檔傳動比為： =3.2， =2

40、.227，=1.55，=1.079（修正為1） ，=0.75 2.3 中心距A的確定 初選中心距：發(fā)動機前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動機排量與變速器中心距A的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選，A=70mm 2.4 齒輪參數(shù) 2.4.1 模數(shù) 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換檔。 表2.1 汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤

41、14 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50~6.00 表2.2　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.50 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 —— 發(fā)動機排量為1.6L，根據(jù)表3.1及3.2，齒輪的模數(shù)定為2.25～2.75mm。 2.4.2 壓力角 理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5、15、16、16.5等

42、小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。 變速器齒輪普遍采用標準壓力角為20。 2.4.3 螺旋角 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。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。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。 乘用車兩軸式變速器螺旋角： = 20～25,取 = 20。 2.4.4 齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5。 采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm，取4mm。

43、 ……………………………………………………………（2.7） 式中 ----齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）； F ----齒面上的法向力（N），； ----圓周力在（N）， ； ----節(jié)點處的壓力角（）； ----齒輪螺旋角（）； E ----齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取； B ----齒輪接觸的實際寬度，20mm； ----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）； 直齒輪： 斜齒輪：

44、 其中，分別為主從動齒輪節(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(yīng)力見下表： 表2.3 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 取最大接觸應(yīng)力，將數(shù)據(jù)代入公式3.7中得各齒輪齒寬： 一檔齒

45、寬b1 = 24mm 二檔齒寬b2 = 22mm 三檔齒寬b3 = 22mm 四檔齒寬b4 = 20mm 五檔齒寬b5 = 20mm 倒檔齒寬bR = 23mm 2.4.5 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. 2.5 齒輪的設(shè)計與計算 2.5.1計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機最大扭矩為146N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率98%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 == 1460.98 = 143.08N.m 輸出軸 == 14

46、3.0896%99% = 135.98N.m 輸出軸一檔 = 135.983.2 = 435.145N.m 輸出軸二檔 = 135.982.227 = 302.827N.m 輸出軸三檔 = 135.981.55 = 210.769N.m 輸出軸四檔 = 135.981.079 = 146.72N.m 輸出軸五檔 = 135.980.75 = 101.985N.m 倒檔 =143.080.960.993.09=420.188N.m 2.5.2各檔齒輪參數(shù)的計算 一檔齒輪為斜齒輪，法向模數(shù)為mn =

47、 3，初選=20 一檔傳動比為……………………………………（2.8） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，對斜齒 ……………………………………………（2.9） 式中：A — 中心距 mn — 法向模數(shù) 將數(shù)據(jù)代入上式，得Zh = 43.96取整為44 即 取17， =44-17=27 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距。 ……………………………………………………（2.10） 將數(shù)據(jù)代入上式，得A0 = 70.23mm 對一檔齒輪進行角度變位： 端面嚙合角

48、： tan=tan/cos…………………（2.11） 代入數(shù)據(jù)，得 =21.42 嚙合角 ： cos=…………………………（2.12） =0.932 代入數(shù)據(jù)，得 =21.29 變位系數(shù)之和 …………（2.13） =-0.11 查變位系數(shù)線圖得： ， ， 計算一檔齒輪9、10參數(shù)： 分度圓直徑 =317/cos20=54.27mm =327/20=85.71mm 齒頂高 =3.74mm

49、 =1.415mm 式中： =（66-66.06）/2.5=-0.024 = -0.11+0.024 = -0.086 齒根高 =2.1mm =4.425mm 齒頂圓直徑 =39.836mm =102.062mm 齒根圓直徑 =28.156mm =90.914mm 當量齒數(shù) =20.49

50、 =32.54 驗算中心距 A==69.99mm 二檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=20 將數(shù)據(jù)代入上式，得Z7 + Z8 = 47.83 取整為48 取整為23,=25 對二檔齒輪進行角度變位： 理論中心距 =70.23mm 端面壓力角 tan=tan/cos 代入數(shù)據(jù)，得 =21.574 端面嚙合角 = 代入數(shù)據(jù)，得 變位系數(shù)

51、之和 = -0.216 查變位系數(shù)線圖得： ，-0.216 ，=0.35 = 二檔齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =67.01mm =73.03mm 齒頂高 =3.029mm =0.9675mm 式中： = -0.22 =-0.004 齒根高 =2.025mm

52、 =4.086mm 齒頂圓直徑 =47.928mm =93.063mm 齒根圓直徑 =37.370mm =82.956mm 當量齒數(shù) =27.72 =30.13 驗算中心距 A==70.02mm 三檔齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=20。 =1.55 將數(shù)據(jù)代入上式，得=47.83, 取整為48 得取整19，=29 對三檔齒輪

53、進行角度變?yōu)椋? 理論中心距 =70.24mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.388 代入數(shù)據(jù)，得 =21.218 端面嚙合角 ==0.9426 代入數(shù)據(jù)，得 變位系數(shù)之和 = -0.31 查變位系數(shù)線圖得： ， =0.19， = -0.50 三檔齒輪5、6參數(shù)： 分度圓直徑 =55.60mm =84.37mm 齒頂高 =2.642mm

54、 =1.089mm 式中： = -0.326 =0.016 齒根高 =2.385mm =3.938mm 齒頂圓直徑 =56.245mm =84.686mm 齒根圓直徑 =46.191mm =74.633mm 當量齒數(shù) =22.90 =34.9

55、5 驗算中心距 A==69.98mm 四檔齒輪為斜齒輪，初選=20模數(shù)=2.5 =1.079 將數(shù)據(jù)代入上式，得Z3 + Z4 = 51.62，取整為52 取整為25 =27 對四檔齒輪進行角度變位： 理論中心距 =69.87mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.3922 代入數(shù)據(jù)，得 =21.42 端面嚙合角 ==0.946 代入數(shù)據(jù)，得

56、 變位系數(shù)之和 = -0.39 查變位系數(shù)線圖得： ，= -0.03，= -0.36 四檔齒輪3、4參數(shù)： 分度圓直徑 =66.31mm =73.63mm 齒頂高 =2.375mm =1.55mm 式中： =-0.41 =-0.02 齒根高 =

57、3.2mm =4.025mm 齒頂圓直徑 =67.692mm =74.251mm 齒根圓直徑 =56.542mm =63.101mm 當量齒數(shù) =30.13 =32.54 驗算中心距 A==69.97mm 五檔齒輪為斜齒輪，初選=20模數(shù)=2. 5 =0.75 將數(shù)據(jù)代入上式，

58、得Z1 + Z2 =52.62取整為53 取整為30 ，Z2=23 對五檔齒輪進行角度變位： 理論中心距 =70.50mm 端面壓力角 tan=tan/cos=0.388 =21.218 端面嚙合角 ==0.9426 變位系數(shù)之和 =

59、-0.31 查變位系數(shù)線圖得： ，= 0.19，= -0.50 五檔齒輪1、2參數(shù)： 分度圓直徑 =79.01mm =61.09mm 齒頂高 =2.642mm =1.089mm 式中： =-0.326 =-0.086 齒根高 =2.385mm =3.938mm 齒頂圓

60、直徑 =80.512mm =60.419mm 齒根圓直徑 =70.458mm =50.365mm 當量齒數(shù) =36.15 =27.72 驗算中心距 A==70.05mm 確定倒檔齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)與一檔相同，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出輸入軸與倒檔軸的中心距。初選=21，=11，則： =48mm 為保證倒檔齒輪的

61、嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應(yīng)為 =270－3(11+2)－1 =100mm =31.33 為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=34 計算倒檔軸和輸出軸的中心距 =81mm 計算倒檔傳動比 =3.09 3 齒輪材料選擇與強度計算 3.1 齒輪的材料選擇 (1) 滿足工作條件的要求 對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 (2) 合理選擇材料配對 為提高抗膠合性能，大、

62、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料,對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。 (3) 考慮加工工藝及熱處理工藝 汽車變速器一般采用齒輪滲碳硬化熱處理。表面硬度58～63HRC；心部硬度33～48HRC[12]。 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒。 本次設(shè)計采用齒輪滲碳硬化熱處理。 3.2 輪齒彎曲強度計算 斜齒輪彎曲應(yīng)力 …………………………………………………（3.1）

63、 式中：—計算載荷，Nmm； —法向模數(shù)，mm； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角，； —應(yīng)力集中系數(shù)，=1.65； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖3.1中查得； —齒寬系數(shù) —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍。 圖3.1 齒形系數(shù)圖 （1）計算一檔齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ， =17，=27，=0.128，=0.142，=435.145N.m，=143.08N.m， =185.37MPa<

64、180～350MPa =264.62MPa<180～350MPa （2）計算二檔齒輪7，8的彎曲應(yīng)力 =23，=25，=0.137，=0.14，=302.827N.m，=143.08N.m， =294.47MPa<180～350MPa =345.728MPa<180～350MPa （3）計算三檔齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 =19，=29，=0.132，=0.145，=210.769N.m，=143.08N.m =261.042MPa<180～350MPa =283.588MPa<180～350MPa （4）計算四檔齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 =25，=27，=0.

65、14，=0.142，=146.72N.m，=143.08N.m =187.791MPa<180～350MPa =185.136MPa<180～350MPa （5）計算五檔齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 =30，=23，=0.146，=0.137，=101.985N.m ，=143.08N.m =182.301MPa<180～350MPa =217.892MPa<180～350MPa （6）計算倒檔齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，， =21，=11，=34，=0.141，=0.145，=0.162，=420.188N.m，=135.98N.m =219.1

66、14MPa<180～350MPa =235.948MPa<180～350MPa =212.219MPa<180～350MPa 以上齒輪參數(shù)匯總于表3.2 4 軸的設(shè)計與計算及軸承的選擇與校核 4.1 軸的設(shè)計計算 4.1.1 軸的工藝要求 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在58～63HRC，表面光潔度不低于▽8。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的直徑應(yīng)可控制其同軸度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。 4.1.2 初選軸的直徑 軸的扭矩強度條件公式[2]為