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1、 四川理工學院畢業(yè)設計 某微型載貨汽車變速器總成設計 學 生：敬sir 學 號：1000000000 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 級：車輛2010級3班 指導教師：湯愛華 四川理工學院機械工程學院 二O一四年六月 四 川 理 工 學 院 畢業(yè)設計（論文）任務書 設計（論文）題目： 某微型載貨汽車變速器總成設計 學院： 機械工程學院 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班級： 車輛2010

2、級3班 學號： 100000000 學生： 敬sir 指導教師： 湯愛華 接受任務時間 2014年3月3日 系主任 （簽名）　　院長 （簽名） 1、畢業(yè)設計（論文）的主要內容及基本要求 （1）基本設計參數 額定裝載質量（Kg） 最大總質量（kg） 最大車速(Kmh-1) 比功率 (KWt-1) 比轉矩(Nmt-1) 490 1710 85 17 38 （2）主要內容及基本要求 分別為給定基本設計參數的汽車進行總體設計，計算并匹配合適功率的發(fā)

3、動機，軸荷分配和軸數，選擇并匹配各總成部件的結構形式，計算確定各總成部件的主要參數；確定變速器具體形式并詳細計算指定變速器總成的設計參數，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖。具體要求如下： 1．總成總裝配圖1張（A0圖） 2．零件圖2張（A3圖） 3．設計計算說明書1份 2、指定查閱的主要參考文獻及說明 [1]臧杰,閻巖.汽車構造[M].機械工業(yè)出版社,2005,8. [2]王望予主編.汽車設計[M].機械工業(yè)出版社,2004,8. [3] 劉澤九.軸承應用手冊[S]. 北京.機械工業(yè)出版社1996.3 [4]《汽車工程手冊編輯》委員會.汽車工程手冊[S]. 北京.人民交通出版

4、社.2001.5 [5]劉濤主編.汽車設計[M].北京大學出版社,2008,1. [6]余志生 《汽車理論》機械工業(yè)出版社 [7]成大先 《機械設計手冊》（第三版） 60 / 71文檔可自由編輯打印 3、進度安排 設計（論文）各階段名稱 起 止 日 期 1 收集、學習本課題有關資料 3月3日—3月14日 2 完成主要設計計算，確定主要結構形式 3月15日—4月4日 3 進行圖紙設計 4月5日—5月9日 4 完成設計計算說明書的編寫 5月10日—5月23日 5 設計圖紙與說明書的校對 5月24日—5月30日 摘 要

5、 汽車變速器是汽車總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動系統。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。 本設計是依據時代牌貨車BJ1020V0J31的相關參數，通過各部分參數的選擇和計算，設計出一個令自己滿意的手動變速器。其設計的基本內容是有：變速器傳動機構布置方案，變速器主要參數的選擇，變速器各擋傳動比確定以及分配，變速器各擋齒輪齒數分配，變速器齒輪的設計與計算，變速器軸和軸承的設計計算，操縱機構設計，以及手繪制裝配圖和零件圖等八項內容。在設計過程中主要需解決的問題有：變速器各參數的確定，變速器齒輪的設計、計算及校核，變速器軸的設計、計算

6、及校核和軸承的校核計算，操縱機構設計以及繪制裝配圖及零件圖五大主要問題。 隨著我國汽車行業(yè)的迅猛發(fā)展，人們對汽車的需求也越來越高。通過對轎車變速器的設計，我了解到變速器在汽車結構中具有著重要的作用，因此變速器結構的改進對汽車行業(yè)的發(fā)展與進步具有深遠的意義。 關鍵詞：變速器；傳動比；參數；設計計算；校核 ABSTRACT Automobile transmission is an important part of automobile assembly components of the transmission system is the main. Have a direc

7、t effect on the structure of transmission of the automobiles power, economy, reliability and portability, the manipulation of the transmission stability and efficiency etc. The design is based on the relevant parameters of Era BJ1020V0J31, through the selection and calculation of the parameters, de

8、sign a satisfied manual transmission. The basic content of the design are: transmission mechanism arrangement scheme, the main parameters of transmission choices, gear ratio transmission and distribution, transmission of the gear tooth number distribution, design and calculation of transmission gear

9、, design and calculation of transmission shaft and bearing design, operation mechanism, and hand-painted for the assembly and parts drawing and other eight items. In the design process of the main problems to be solved are: to determine parameters of the transmission, transmission gear design, calcu

10、lation and checking calculation, design, calculation and check of transmission shaft and bearing, steering mechanism design and assembly drawing and parts drawing five major problems. With the rapid development of automobile industry, the demand for the automobile is more and more high. Through the

11、 design of the car transmission, I understand that the transmission has an important role in vehicle structures, so the development and progress of the improved transmission structure of auto industry has far-reaching significance. Key words: Transmission；Transmission Ratio；Parameters；Design and Ca

12、lculation；Checking 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 目 錄 III 第1章 緒 論 1 1.1 汽車變速器概述 ……………………………………………………………………………………1 1.2 汽車變速器設計的目的和意義 1 1.3 汽車變速器分類 2 1.4 手動變速器的特點和基本要求及內容 3 1.4.1 手動變速器的特點 3 1.4.2 手動變速器的基本要求 3 1.4.3 設計的主要內容 4 第2章 變速器傳動機構布置方案確定 5 2.1 設計所依據的主要技術參數 5 2.2 變速器傳動機構的結構分析和形式選擇 6 2.

13、2.1 兩軸式變速器的特點分析 6 2.2.2 中間軸式變速器特點分析 6 2.2.3 倒擋布置方案分析 9 2.2.4 傳動機構布置的其他問題 10 2.3 零、部件結構方案分析 10 2.3.1 齒輪形式 10 2.3.2 換擋機構形式 11 2.3.3 防止自動脫擋的結構 11 2.3.4 變速器軸承 12 2.4 本設計所采用的傳動機構布置方案 13 2.5 本章小結 14 第3章 變速器主要參數的選擇和齒數分配 15 3.1 變速器各擋傳動比的確定 15 3.1.1 確定最小傳動比 itmin 15 3.1.2 確定最大傳動比 16 3.1.3各檔傳動比

14、如確定 17 3.2 中心距 A 17 3.3 外形尺寸 18 3.4 齒輪參數 18 3.4.1 模數選取 18 3.4.2 壓力角 α 18 3.4.3 螺旋角 β 18 3.4.4 齒寬 b 18 3.4.5 齒輪變位系數的選擇 19 3.4.6 齒頂高系數 19 3.4.7 各擋齒輪齒數的分配 19 3.5 本章小結 22 第4章 變速器齒輪的設計與計算 25 4.1變速器齒輪的幾何尺寸計算 25 4.2 計算變速器各軸的扭矩和轉速 26 4.3 齒輪的材料選擇和強度計算 26 4.3.1 齒輪損壞的原因和形式 26 4.3.2 齒輪的材料選擇 27

15、 4.3.3 齒輪的強度計算 28 4.4 本章小結 38 第5章 變速器軸和軸承的設計計算 39 5.1 初選變速器軸的軸徑和軸長 39 5.2 軸的結構設計 40 5.3 變速器軸的強度計算 40 5.3.1齒輪和軸上的受力計算 40 5.3.2 軸的強度計算 41 5.3.3 軸的剛度計算 46 5.4變速器軸承的選擇和校核 49 5.4.1 第一軸軸承的選擇和校核 49 5.4.2 第二軸軸承的選擇和校核 50 5.4.3 中間軸軸承的選擇和校核 51 5.5 本章小結 51 第6章 變速器操縱機構的設計選用………………………………………………………………

16、……52 6.1 變速器操縱機構類型 52 6.1.1 直接操縱機構 52 6.1.2 遠距離操縱機構 52 6.2 操縱機構結構 52 6.2.1 變速桿 53 6.2.2 變速撥叉和撥叉軸 53 6.3 鎖止原理 53 6.4 彈簧鎖銷式倒檔鎖 58 6.5 變速器箱體的設計 59 6.6 本章小結 59 結 論 60 參考文獻 61 致 謝 62 第1章 緒 論 1.1 汽車變速器概述 汽車變速器，是一套用于來協調發(fā)動機的轉速和車輪的實際行駛速度的變速裝置，用于發(fā)揮發(fā)動機的最佳性能。變速器可以在汽車行駛過程中，在發(fā)動機和車輪之間產生不同的變速比

17、，通過換擋可以使發(fā)動機工作在其最佳的動力性能狀態(tài)下。變速器的發(fā)展趨勢是越來越復雜，自動化程度也越來越高，自動變速器將是未來的主流。 變速器用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，對驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。用變速器轉變發(fā)動機轉矩、轉速的必要性在于內燃機轉矩-轉速變化特性的特點是具有相對小的對外部載荷改變的適應性。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離。 變速器的結構對汽車的動力

18、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。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側措施以及其他結構措施，可使操縱可靠，不跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，降低噪聲水平已成為提高變速器質量和設計、工藝水平的關鍵。隨著汽車技術的發(fā)展，增力式同步器，雙、中間軸變速器，后置常嚙合傳動齒輪、短第二軸的變速器，各種自動、半自動以及電子控制的自動換擋機構等新結構也相繼問世。 變速器多采用飛濺潤滑，重型汽車有

19、時強制潤滑第一、二軸軸承等。 變速器都裝有單向的通氣閥以防殼內空氣熱脹而漏油及潤滑油氧化。殼底放油塞多放置磁鐵以吸附油內鐵屑。 1.2 汽車變速器設計的目的和意義 通過專業(yè)綜合訓練，綜合運用汽車設計課程和其他相關課程的理論與實際知識，掌握汽車設計的一般規(guī)律，樹立正確的設計思想，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力；使我們學會從工程一線的角度山發(fā)，合理選擇各總成的結構類型，制定設計方案， 正確地分析、計算、校核，并考慮制造工藝、經濟、使用、維修等問題，培養(yǎng)汽車設計能力。通過汽車變速器設計綜合訓練，使我掌握運用標準、手冊和查閱相關技術資料等，培養(yǎng)汽車設計技能，為我在以后的工作打下良好的基礎。隨著汽車

20、工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個性化已經成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計是重要的環(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，其設計意義明顯。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。 通過查閱汽車相關資料可知，中國汽車變速器市場正處于高速發(fā)展期，如果企業(yè)或者生產部門能夠制造出性能良好的變速器，我相信在當今的社會一定能夠得到很好的發(fā)展。如今隨著時間的推移，手動變速器的市場占有率會逐漸降低，自動變速器將不斷增加。為了使手動變速器能夠得到更大的

21、發(fā)展空間，我們應從它的優(yōu)勢（如結構簡單、效率高、功率大、燃料消耗低、成本低等優(yōu)勢）進行考慮，這樣我堅信在如今正處于發(fā)展中的中國手動變速器一定還會繼續(xù)獲得廣泛的應用。為了能使其得到廣泛的應用，那么我們就需要不斷的改進它的性能（如圍繞安全、節(jié)能、操縱輕便化等方面），這樣就會使其能在市場上占有屬于自己的位置。所以設計一臺匹配性好的變速器，就成為了汽車設計的一項重要工作。 1.3 汽車變速器分類 早期的汽車傳動系，從發(fā)動機到車輪之間的動力傳動形式是很簡單的。1892年法國制造出第一輛帶有變速器的汽車。1921年英國人赫伯特福魯特采用耐用的摩擦材料進一步完善了變速器的性能?，F代汽車變速器是1894年

22、由法國人路易斯雷納本哈特和艾米爾拉瓦索爾推廣使用的。目前為止，變速器可分為以下幾類，主要為： 1、手動變速器 手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理。變速器內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構使變速器內的不同的齒輪副工作。手動變速器又稱手動齒輪式變速器，含有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達到變速變矩的目的[3]。手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結構簡單、故障率相對較低、價廉物美。 2、自動變速器 自動變速器是根據車速和負荷（油門踏板的行程）來進行雙參數控制，擋位根據上面的兩個參數來自動升降。自動變速器與手動變速器的共同點，就是二

23、者都屬于有級式變速器，只不過自動變速器可以根據車速的快慢來自動實現換擋，可以消除手動變速器“頓挫”的換擋感覺。 自動變速器是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱機構組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩的目的。 3、無級變速器 無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進行變速傳動。無級變速器結構比傳統變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現速比的無級變化。 4、無限變速式機械無級變速器（IVT） 無

24、限變速式機械無級變速器與其它自動變速器的差別之一是不使用變矩器。變矩器的作用是通過油液介質將發(fā)動機動力傳遞給變速器，它的傳遞效率通常只有80%。IVT由于不使用變矩器，與其它變矩器比較，IVT具有效率高、不易打滑、油耗低、不需要工藝復雜造價高昂的金屬傳送帶、結構簡單、成本低等一系列優(yōu)點，加上傳遞扭矩大，長時間使用也不會過度發(fā)熱，不但使用于轎車，也使用于越野車，是一種新型變速器。 1.4 手動變速器的特點和基本要求及內容 1.4.1 手動變速器的特點 機械式變速器結構簡單，維修維護方便，造價低廉，窗洞效率高，工作可靠性強。機械式變速器分為兩軸式和中間軸式。兩軸式多用于發(fā)動機前置的前驅的乘用

25、車上，中間軸式為發(fā)動機前置后驅和后置后驅的中型貨車上。中間軸式機械效率低，噪聲大。為兩軸式軸和軸承數少，所以結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等有點。 1.4.2 手動變速器的基本要求 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、設置倒擋，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，變速器不得跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現象發(fā)生； 7、變速器應當有高的工作效率； 8、變速器的工作噪聲低； 9、體積小、質量輕、承載能力強，； 10、制造容易、成本低廉、維修

26、方便、使用壽命長； 11、貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設計要求，遵守有關標準規(guī)定。 1.4.3 設計的主要內容 本次設計主要是依據時代牌貨車BJ1020V0J31的相關參數，通過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變速器。本文主要完成下面一些主要工作： 1、參數計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數計算、各擋齒輪齒數的分配； 2、變速器齒輪設計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗； 3、變速器軸設計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析；

27、 4、變速器軸承的選擇及校核； 5、變速器操縱機構的設計選用。 第2章 變速器傳動機構布置方案確定 2.1 設計所依據的主要技術參數 本設計主要是根據時代牌BJ1020V0J31貨車的技術參數來設計一種微型貨汽車變速器，其具體參數如表2.1。 表2.1 時代BJ1020V0J31的主要技術參數 型號 BJ1020V0J31 比功率((KWt-1)) 17 外廓尺寸(mm) (長寬高) 404615081896 比轉矩(Nmt-1) 38 輪距(前)(mm) 1260 滿載軸荷 前(kg) 684 輪距(后)(mm) 1260 后(kg)

28、 1026 軸距(mm) 2236 主減速器減速比 6 最高車速(km/h) 85 載質量(kg) 580 最大爬坡度(%) 30 整車整備質量(kg) 1085 輪胎規(guī)格 5.50-13/175R13 滿載總重(kg) 1710 （1）、發(fā)動機功率的選擇： 設計中常先從保證汽車預期的最高車速來初步選擇發(fā)動機應有的功率。 Pe=1ηTGf3600uamax+CDA76140uamax3 (2-1) 式中： cD：空氣阻力系數（取0.6~1.0）； A ：迎風面積（取3~7m2）； u

29、amax ：最高車速為85km/h。 Pe=1ηTGf3600uamax+CDA76140uamax3 =10.917109.80.023600+0.73.576140853 = 30.75KW （2）、軸荷分配： 滿載時后軸載荷為： m2=ma *60% =1710*60%=1026kg 滿載時前軸載荷為： m1= ma - m2 =1710 – 1026=684kg 2.2 變速器傳動機構的結構分析和形式選擇 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，故在不同形式的汽車上得到廣泛的應用。 2.2.1 兩軸式變速器的特點分析 與中間軸式

30、變速器相比較，兩軸式變速器結構簡單、緊湊且除最高擋外其他各擋的傳動效率高、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-傳動系統緊湊、操縱性好且可使汽車質量減少6%～10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且使傳動系的結構簡單。兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲較大，也增加了磨損，這是它的缺點。 如圖2.1a～c所示為發(fā)動機前置前輪驅動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪傳動。圖2.1c中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換擋；圖2-1a所示方

31、案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。 圖2.1 兩軸式變速器傳動方案 2.2.2 中間軸式變速器特點分析 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承在發(fā)動機的飛輪上，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)連接。 圖2-2、圖2-3、圖2-4分別示出了幾種中間軸式變速器的傳動方案。各種傳動方案的共同特點是:變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體。絕大多數方案的第二軸前端經軸支撐在第一軸的后端的孔內,并且保持兩軸軸線在同一直線上,經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋,變速器的齒輪和軸承

32、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,可達到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要高于其它擋位,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;檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動,擋位低的齒輪（一檔）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它擋位的換檔機構,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

33、在第二軸上。 在除直接擋以外的其它擋位工作時,中間軸式變速器的 傳動效率略有降低,這是它的缺點。 在擋數相同的情況下,中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數,軸的支撐方式,換擋方式和倒擋傳動方案以及擋位布置順序上有差別。 如圖2-2中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別為：圖2-2a、b所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔。第二軸為三點支承，前端支承在第一軸的末端孔內，軸的中部和后端分別支承在變速器殼體和附加殼體上。圖2-2a所示的傳動方案又能達到提高中間軸和第二軸剛度的目的；圖2-3c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔，第二軸為支承點。

34、 圖2-2 中間軸式四檔變速器 如圖2－3中間軸式五檔變速器傳動方案中,圖2-3a所示方案中,除一、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2-3b、c、d所示的方案的各前進擋均采用常嚙合齒輪傳動。圖2-3d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。圖2-4a所示方案中的一擋,倒擋和圖2-4b所示方案中的倒擋用直齒滑動齒輪換擋,其余各擋均為常嚙合齒輪。 圖2-3 中間軸四檔變速器傳動方案 圖2-4 中間軸六擋變速器傳動方案

35、 以上各方案中,凡采用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。同一變速器中,有的擋位用用同步器換擋,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承用車采用中間軸式變速器,為縮短傳動軸長度,將第二軸加長置于附加殼體內,如果在附加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及提高中間軸和輸出軸的剛度。 變速器用圖2－3c所示的多支撐結構方案,能提高軸的剛度。這時如用在軸的平面上可分開的殼體,就能很好的解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖2－3 c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態(tài),同時一擋和倒擋齒輪

36、布置在變速器殼體的中間跨距里,而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 2.2.3 倒擋布置方案分析 與前進擋相比，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現換倒擋，故多數方案均采用直齒滑動齒輪方式換擋。為了實現倒擋傳動，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。 圖2－3為常見的倒擋布置方案。圖2－3b所示方案的優(yōu)點是倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間周的長度；但倒擋時要求有兩隊齒輪同時進入嚙合，使倒擋困難，圖2－3c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2－3d所示方案針對前者的缺點作了修改，因而取代了圖2－3c

37、 所示方案。圖2－3e所示方案是將中間軸上的一倒擋齒輪做成一體，將齒寬加長 。圖2－3f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖2－3g所示方案；其缺點是一，倒擋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。 圖2-5 倒檔布置方案 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，最終表現出輪齒磨損加快和工作噪聲增加。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一擋與倒擋，都應當布置在靠近軸的支撐處，以便改善上述不良情況，

38、然后按照從低擋到高擋的順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸具有足夠大的剛性，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，然后再布置倒擋。 為防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需克服彈簧所產生的力，用來提醒駕駛員注意。 2.2.4 傳動機構布置的其他問題 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承中部區(qū)域較為合理，在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，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。 某些汽車的變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋

39、。使用傳動比小于1的超速擋，能夠更充分的利用發(fā)動機的功率，使汽車行駛1Km所需發(fā)動機曲軸的總轉數減少，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、工作噪聲增加。 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、潤滑系統的有效性、齒輪和殼體等零件的制造精度等。 2.3 零、部件結構方案分析 2.3.1 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；缺點是制造時稍有復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變

40、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，并導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 2.3.2 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，因變速器內各轉動齒輪有不同的角度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅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）才能使換擋時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒換擋時，換擋行程長也是

41、它的缺點。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。 當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時，可以用移動嚙合套換擋。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒數多，而輪齒又不參與換擋，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然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力矩增大。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，則換擋機構連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步

42、器比較還有結構簡單、制造容易、能夠減低制造成本及減小變速器長度等優(yōu)點。 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。 利用同步器換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便發(fā)，要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現這一點。 2.3.3 防止自動脫擋的結構 自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于嚙合齒磨損、變速器剛度不足以及振動

43、等原因，都會導致自動脫擋。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種： 1、將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖2-6a所示。這樣在嚙合時，使嚙合齒端部超過被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在嚙合齒端部形成凸肩，可用來阻止嚙合齒自動脫擋。 2、將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動脫擋，如圖2-6b所示。 3、將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2。～3。），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力，如圖2-6c所示。這種方案比較有效

44、，應用較多。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。 圖2-6 防止自動脫擋的結構措施 2.3.4 變速器軸承 作旋轉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、滑動軸承等。至于何處應當采用什么軸承，是受結構限制并所受的載荷的點不同而不同。 汽車變速器有結構緊湊、尺寸小的特點，采用尺寸大些的軸承受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支承在第一軸長嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱滾子軸承，如空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來承

45、受軸向力和徑向力。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，常采用一端有密封的球軸承來承受徑向力。作用在第一軸的長嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后部的軸承傳遞給變速器殼體，此處常用委員有擋圈的球軸承。由于變速器向輕量化發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這樣就影響到軸承外徑尺寸。為保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向里的無保持架的圓柱滾子軸承。中間軸上的齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承承受都可以，但當在殼體前端布面布置軸承蓋有困難，必須由后軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而后端采用外圓有擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。 圓錐滾子軸承因具有直徑較小、寬度較

46、寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸承的預緊能消除軸向間隙和軸向傳竄動等優(yōu)點，固在一些變速器上得到應用。圓錐滾子軸承軸承也有裝配后需要調整預緊，是裝配變的麻煩且磨損后易歪斜，導致齒輪不能正常嚙合而損壞。因此，錐軸承不適合用在線膨脹系數較大的鋁合金殼體上。 變速器第一軸、第二軸的后端軸承，以及中間軸承、后軸承，按直徑系列一般選用種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。 滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪和周不是固定連接，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

47、利于齒輪嚙合的優(yōu)點。滑動軸套的徑向配合間隙大、易磨損、間隙大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增大?；瑒虞S套的優(yōu)點是易制造、成本低。 2.4 本設計所采用的傳動機構布置方案 在本次設計中，設計的是微型后驅貨車變速器，所以選擇傳動機構布置方案為中間軸式變速器?？傎|量只有1.71噸，所以采用4+1擋中間軸式變速器。采用如下圖所示的傳動機構布置方案。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，直齒圓柱齒輪僅用于一擋和倒擋。變速器一擋、倒擋采用軸向滑動直齒齒輪換擋，常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。 圖2-7 中間軸式四檔變速器傳動機構布置方案 2.5 本章小結 本章主要依據變速器幾種常見的

48、傳動機構布置方案，對兩軸式和中間軸式的變速器的結構特點作了簡要說明，分析了各種方案的優(yōu)缺點，同時介紹了幾種常見的倒擋機構布置方案，并比較了各個方案的優(yōu)缺點。在零部件的選擇部分，對變速器齒輪、換擋機構的形式和變速器防止自動脫擋的結構進行了分析和說明。最后結合本次設計所依據車輛的主要技術參數，選擇了4+1擋中間軸式變速器布置方案和零、部件的結構形式，為接下來各章節(jié)的設計做良好的鋪墊。 第3章 變速器主要參數的選擇和齒數分配 3.1 變速器各擋傳動比的確定 本次微型貨車設計是選用4+1擋中間軸式變速器。汽車大多數時間是以最高擋行駛的，即用最小傳動比的擋位行駛。 3.1.1 確定最小傳動比

49、 itmin 傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比 ig和主減速器傳動比 i0的乘積來表示itmin= igi0。 (1)、通常變速器最小傳動比 ig取決于傳動系最小總傳動比 itmin和主減速器傳動比 i0，而汽車最高車速時變速器傳動比最小，則根據公式： ua=0.377rnigi0 (3-1) 式中: ua為汽車行駛車速，km/h; n 為發(fā)動機轉速，r / min; r 為車輪半徑，m; ig為特指最高擋傳動比。 可得： itmin=0.377rnu

50、amax (3-2) 一般來說，汽車發(fā)揮最大車速與對應的發(fā)動機轉速有如下關系式中: ζn=neu0 (3-3) ζn為發(fā)動機額定轉速與直接擋車速之比，一般微型貨車為 40 ～50; ne為發(fā)動機額定轉速; u0為直接擋最大車速。 根據條件給出的最大的車速85 km/h，ζn取值 40，代入(3-3)得： ne=ζn u0=40*85=3400 r/min 代入式 (3-2) 可得： itmin=0.377rnuamax =0.

51、3770.294340085 =4.43 在選擇最低擋傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 3.1.2 確定最大傳動比 確定傳動系最大傳動比，要考慮三方面的問題: 最大爬坡度或一擋最大動力因數 D1max、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系的最大傳動比 itmax通常是變速器一擋傳動比 ig1與主減速器傳動比 i0的乘積。當i0已知時，確定傳動系最大傳動比 itmax也就在于是確定變速器一擋傳動比，即： itmax= ig1i0

52、 (3-4) 當汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅動力應為 Ftmax= Ff+ Fimax (3-5) 展開各表達式 TtqmaxitmaxηTr=Gfcosαmax+Gsinαmax （3-6） ig1≥G(fcosα+sinαmax?)rTtqmaxI0ηT (3-7) 一般貨車最大爬坡度為 30%，即α≈1

53、6. 7。其他參數如表 2 所示。 表 2 貨車其他參數 ηT f i0 r / m ma/ kg Ttqmax/ ( Nm) 0.9 0.02 6.0 0.294 1710 65 代入式 (8) 計算可得: ig1≥G(fcosα+sinαmax?)rTtqmaxI0ηT=1710*9.8*0.02*cos16.7+sin16.7*0.29465*6.0*0.9 =4.3 同時，一擋傳動比還應滿足附著條件 Ftmax=Ttqmaxig1i0ηTr≤Fφ (3-8

54、) 對于后輪驅動汽車，最大附著力有如下公式: Fφ=FZ2φ=G2φ=m2gφ (3-9) 式中: m2為后軸質量； 將式 (3-8) 代入式 (3-9) 求得： ig1≤m2gφrTtqmaxi0ηT =1026*9.8*0.75*0.29465*6*0.9 =6.32 得ig1≤6.32，取ig1=6。因此，變速器傳動比范圍是1～6，傳動系最大傳動比 itmax=36。 3.1.3各檔傳動比如確定 汽車傳動系各擋

55、傳動比大體上是按照等比級數分配的。因此，各擋傳動比大致關系為： ig1ig2=ig2ig3=?=q 式中: q 為各擋之間的公比。 (1) 一般擋數選擇換擋難度，相鄰擋位之間的傳動比比值在1. 8以下。 (2) 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值要小。 對于本次設計要求，確定擋位數為4，各檔傳動比如下： ig1= 6； ig2= q2=3.30； ig3= q =1.82； ig4= q0= 1。 3.2 中心距 A 初選中心距 A 時，可根據下面的經驗公式計算 A=KA3Temaxi

56、g1ηg (3-10) 式中: KA為中心距系數，貨車為 KA= 8. 6 ～ 9. 6; Temax為發(fā)動機最大扭矩，Nm; ig1為變速器一擋傳動比; ηg為變速器傳動效率，取 96%。 貨車的變速器中心距在80～170mm 范圍內變化。 對于微型貨車，可取 KA= 8. 8 mm，其余取值按照已有參數計算式 (3-2) 可得: A=KA3Temaxig1ηg =8.8364696% =63.4mm 3.3 外形尺寸 貨車變速器殼體的軸向尺寸與

57、擋數有關，4 擋為 (2. 2 ～2. 7) A，5 擋為 (7 ～ 3. 0) A。對于微型貨車，4 擋變速器殼體的軸向尺寸取 2.7A，取整的 L =172mm。 3.4 齒輪參數 3.4.1 模數選取 所選模數值應符合國家標準 GB/T1357-1987 《漸開線圓柱齒輪模數》的規(guī)定。本次變速器設計一擋和倒檔的直齒齒輪選用模數 m =3.0mm，其余擋位斜齒齒輪選mn= 3.0 mm。嚙合套采用漸開線齒形，同一變速器中的嚙合齒模數相同，在此取 2.0mm。 3.4.2 壓力角 α 遵照國家規(guī)定齒輪壓力角為 20，嚙合套的壓力角為 30。 3.4.3 螺旋角 β 貨車變速器選

58、用 18～26斜齒輪螺旋角。 3.4.4 齒寬 b 通常根據齒輪模數 m(mn)的大小來選定齒寬 b: 直齒為b = Kcm，Kc為齒寬系數，取 4.5～8.0; 斜齒為 b=Kcmn，Kc取為6.0～8.5。 嚙合套接合齒的工作寬度初選時可取2～4 mm。第1軸常嚙合齒輪副的齒寬系數 Kc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。因此，在第1軸嚙合齒輪寬度取 b1=7.03 =21，第 2 軸常嚙合直齒齒輪寬度和與第一軸嚙合的斜齒輪取 b2=6.03=18，其余擋位斜齒齒輪寬度取 bn=7.03.0=21。 3.4.5 齒輪變位系數的選擇 為了降低噪

59、聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數要選擇小一些的數值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數應該逐漸增大。一、二擋和倒擋齒輪應選用較大的值。 3.4.6 齒頂高系數 齒頂高系數取值為 1.0。 3.4.7 各擋齒輪齒數的分配 在初選中心距 A、齒輪模數 mn和螺旋角β 以后，可根據變速器的擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。本次設計的是4+1擋中間軸式變速器，接下來說明齒數分配的方法。 圖3-1 四擋變速器傳動方案 （1）確定一擋齒輪的齒數由上圖可知，一擋傳動比為: ig1=z2z7z1z8

60、 (3-11) 如果 z7和 z8齒數確定了，則 z1與 z2傳動比可求出。為了求 z7和 z8的齒數，先求齒數和 zΣ: 直齒:zΣ=2A/m (3-12) 斜齒:zΣ=2Acosβ/mn (3-13) 本次設計中，一擋采用滑動直齒齒輪傳動，模數m為3.0，中心距 A =63.4mm，代入式 (3-12) 直齒計算后得: zΣ=2A/m=2*63.4/3.0=42.3 取 z∑為整數43，然后進行大、小齒輪齒數的分配。中間軸上的1擋齒輪z8的盡量小些。選定時，對軸的尺

61、寸及齒輪的齒數要綜合考慮。 中間軸式變速器一擋傳動比 ig1= 3.5～3.8時，中間軸上1 擋齒輪齒數可在 12～ 17 之間選取。由于ig1=6，因此 z8取13，一擋大齒輪齒數為z7= zΣ－z8=30。 (2) 對中心距 A 進行修正 因為計算齒數和zΣ后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的 zΣ和齒輪變位系數重新計算中心距 A，再以修正后的中心距 A 作為各擋齒輪齒數分配的依據。本次設計根據新的齒數計算中心距為: A=mzΣ/2=3.0*43/2=64.5mm （3）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 由式 (3-11) 求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 z2z1=ig1z

62、8z7 (3-14) 常嚙合傳動齒輪 z1、z2中心距和 1 擋齒輪的中心距相等，即： A=mn(z1+z2)2cosβ2 (3-15) 其中，常嚙合齒輪 z1、z2采用斜齒圓柱齒輪，模數 mn=3. 0，初選螺旋角β=26，代入解式 (3-14) 和式 (3-15) 求得: z1=10.7，取整為11，則 z2取整為28。 核算傳動比，如相差較大，只要調整一下齒數即可。 對于本次設計ig1=z2z7/z1z8 =5.87≈6.0 則齒數分配合適。根據確定的齒數，按式 (

63、3-15) 算成精確的螺旋角 β2值為24.9。 中心距：mm (4) 確定其他各擋齒輪的齒數 二擋齒輪齒數: 若2擋齒輪是斜齒輪，模數與常嚙合齒輪（z1、z2）的相同時，則得： ig2=z2z5z1z6 (3-16) A=m(z5+z6)2 (3-17) 解式 (16)、(17) 求出 z5、z6。用取整數后的 z5、z6計算中心距，若與中心距 A 有偏差，通過齒輪變位來調整。 若2擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，由式 (16) 得：

64、 z5z6=ig2z1z2 (3-18) A =mn(z5+ z6)/2cosβ6 (3-19) 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 tanβ2tanβ6=z2z1+z21+z5z6=z1ig2+z2z1+z2 (3-20) 聯立式 (3-18)、(3-19)、(3-20)，可求出 z5、z6和 β6 三個參數。也可采用比較方便的試湊法。先選定螺旋角 β6，計算式(3-20) 等號左端與右端的值，檢查是否滿足或近似滿足軸向力平

65、衡的關系。如果相差較大，則要調整螺旋角重新試湊。 對于本次設計，其中 ig2= q2=3.30，先選定螺旋角β6= 22，計算式 (3-20) 左右端得: z1ig2+z2z1+z2=11*3.3+2811+28=1.65 tanβ2tanβ6=tan24.9tan22=1.15 通過計算相差較大，應盡量縮小差距，取β6= 16，代入計算，得： tanβ2tanβ6=tan24.916=1.62<1.65 相差不大，基本滿足要求。將β6值代入式 (3-18)、(3-19) 求得 z5=23.36，z6=17.97，分別取整為z5=24，z6=18。根據所確定的齒數，核算傳動比ig2

66、=3.39≈3.30，滿足設計要求。 按式 (3-15) 算出精確的螺旋角 β6值為12.4。 中心距為： mm 三擋齒輪齒數: 三擋常嚙合齒輪計算過程與二擋相似。 對于本例，有公式： z3z4=ig3z1z2 (3-21) A=m(z3+z4)/2cosβ4 (3-22) 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 tanβ2tanβ4=ig3z1+z2z1+z2 (3-23) 對于本次設計，先選定螺旋角β4= 21，ig3= q =1.82，計算式(23) 左右端得： ig3z1+z2z1+z2=1.82*11+2811+28=1.23 tanβ2tanβ4=tan24.9tan21=1.21 相差不大，基本滿足要求。 將 β4代入式 (3-21)、(3-