2.54L排量4X2型輕型卡車5檔手動變速器設計,排量,x2,輕型,卡車,手動,變速器,設計 畢業(yè)設計 2.54L排量4X2型輕型卡車5檔 手動變速器設計 102011124 趙成功 機械工程系 學生姓名： 學號： 機械設計制造及其自動化 系 部： 劉申全 專 業(yè)： 指導教師： 二零一四年六月 誠信聲明 本人鄭重聲明：本論文及其研究工作是本人在指導教師的指導下獨立完成的，在完成論文時所利用的一切資料均已在參考文獻中列出。 本人簽名： 年 月 日 畢業(yè)設計任務書 設計題目： 2.54L排量4X2輕型卡車5檔手動變速器設計 系部： 機械工程系 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學號： 102011124 學生： 趙成功 指導教師（含職稱）： 劉申全(副教授) 專業(yè)負責人：田靜 1．設計的主要任務及目標 根據(jù)轎車的車型特點和性能要求，設計一款5擋手動變速器。 具體內(nèi)容：變速器傳動機構(gòu)布置方案；零、部件結(jié)構(gòu)方案；變速器主要參數(shù)的選擇；變速器的設計與計算。 原始參數(shù)如下（江淮康鈴）：原始參數(shù)如下： 整機質(zhì)量： 2160kg 總傳動比： 4.7 最大馬力： 90PS 最大功率： 67kW 最大功率轉(zhuǎn)速： 3000rpm 最大扭矩： 220Nm 最大扭矩轉(zhuǎn)速： 1800-2100rpm 設計方法：比擬設計、經(jīng)驗核算、圖紙繪制 2．設計的基本要求和內(nèi)容 1. 設計圖紙不少于2張A0圖； 1． 畢業(yè)設計論文一份，字數(shù)不少于20000字； 3． 主要參考文獻 [1] 王望予. 汽車設計[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2012 [2] 陳家瑞. 汽車構(gòu)造[M] . 北京：機械工業(yè)出版社，2000 [3] 成大先. 機械設計手冊[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，2004.5 [4] 其他網(wǎng)絡檢索到的相關(guān)資料 4．進度安排 設計（論文）各階段名稱 起 止 日 期 1 進行調(diào)查研究，查閱資料，完成開題報告 2014.02.15—2014.03.08 2 了解變速器的工作原理及工作步驟 2014.03.9—2014.04.012 3 確定總體方案，完成原理方案設計 2014.04.13—2014.04.22 4 計算設計繪圖 2014.04.23—2014.05.23 5 撰寫并編制論文、打印，準備畢業(yè)答辯資料 2014.05.25—2014.06.5 2.54L排量4X2型輕型卡車5檔手動變速器設計 摘要:本設計的任務是設計一臺用于輕型卡車上的五檔手動變速器。汽車傳動系是汽車的核心組成部分。其任務是調(diào)節(jié)變換發(fā)動機的性能，將動力有效而經(jīng)濟地傳至驅(qū)動車輪，以滿足汽車的使用要求。本設計在給定發(fā)動機功率、輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及總傳動比、整車總質(zhì)量等條件下，結(jié)合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關(guān)知識，著重對變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)、軸的結(jié)構(gòu)尺寸等進行設計計算，并對變速器的傳動方案和結(jié)構(gòu)形式進行設計，從而提高汽車整體性能。 關(guān)鍵詞：變速器，齒輪，三軸式 The design of 5 block manual gearbox at 4×2 car with 2.54L emission Abstract：The design aims to devise a three-axis type 5 block manual gearbox so as to realize the comprehensive improvement of automobile’s power performance, fuel economy, reliability and portability of operation of the shift, stability of transmission and efficiency. This design is in a situation with given engine power, torque, speed and the transmission ratio, vehicle quality conditions, combined with the automobile design, automobile theory, knowledge of mechanical design, focusing on the design and calculation of structural parameters of transmission gear, shaft structure and size, and the design of transmission scheme and structure style of gearbox and the design of the operating mechanism and the synchronizer structure, so as to improve the overall performance of the car. Key Words: Transmission; Gear; Three-axis type 目 錄 1 緒 論 - 1 - 1.1 本次設計的目的和意義 - 1 - 1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 - 1 - 1.3變速器設計面臨的主要問題 - 2 - 2 變速器的總體方案設計 - 3 - 2.1變速器設計的基本要求 - 3 - 2.2變速器傳動機構(gòu)的布置方案 - 4 - 2.2.1 固定軸式變速器 - 4 - 2.2.2 倒檔布置方案 - 6 - 2.2.3 傳動方案的最終設計 - 8 - 2.3 變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 - 9 - 2.3.1 齒輪形式 - 9 - 2.3.2 換擋機構(gòu)形式 - 9 - 2.3.3 變速器軸承 -10 - 3 變速器主要參數(shù)的選擇和計算 - 11 - 3.1 本設計的數(shù)據(jù)準備 - 11 - 3.2 擋數(shù)和傳動比范圍 - 11 - 3.2.1 擋數(shù) - 11 - 3.2.2 傳動比范圍 - 12 - 3.3 主要參數(shù)的計算 - 12 - 3.3.1 最小傳動比的確定 - 12 - 3.3.2 最大傳動比的確定 - 13 - 3.3.3 檔位數(shù)的確定 - 14 - 3.4 中心距A - 15 - 3.5 外形尺寸 - 16 - 4 變速器各擋齒輪的設計及計算 - 17 - 4.1 齒輪參數(shù)的選擇 - 17 - 4.1.1 模數(shù) - 17 - I 4.1.2 壓力角 - 18 - 4.1.3 螺旋角 - 18 - 4.1.4 齒寬 - 18 - 4.1.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 - 19 - 4.1.6 齒頂高系數(shù) - 20 - 4.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 - 20 - 4.2.1一檔齒數(shù)及傳動比的確定 - 20 - 4.2.2 對中心距A進行修正 - 21 - 4.2.3 二檔齒輪齒數(shù)及傳動比的確定 - 21 - 4.2.4 倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比的確定 - 22 - 4.3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 - 23 - 4.3.1 一擋齒輪的變位 - 23 - 4.3.2 倒擋齒輪的變位 - 24 - 4.3.3 齒輪螺旋角的調(diào)整 - 26 - 4.4 總結(jié)各擋齒輪參數(shù) - 27 - 5 變速器齒輪的校核 - 29 - 5.1 齒輪材料的選擇原則 - 29 - 5.2 變速器齒輪彎曲強度校核 - 29 - 5.2.1 直齒輪彎曲應力 - 29 - 5.2.2 斜齒輪彎曲應力 - 31 - 5.3 變速器齒輪接觸強度校核 - 33 - 5.3.1 輪齒接觸應力 - 33 - 5.3.2 各擋齒輪接觸強度校核 - 34 - 6 變速器軸的設計與校核 - 38 - 6.1 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設計 - 38 - 6.1.1 軸的結(jié)構(gòu) - 38 - 6.1.2 軸的尺寸 - 39 - 6.2 軸的強度驗算 - 39 - 6.2.1 第一軸的強度與剛度校核 - 40 - 6.3 中間軸的剛度驗算 - 41 - III 6.3.1 軸的剛度計算 - 42 - 6.3.2 中間軸的剛度計算 - 43 - 7 變速器同步器與操縱機構(gòu)的設計 - 47 - 7.1 同步器設計 - 47 - 7.1.1同步器的功用及分類 - 47 - 7.1.2鎖環(huán)式同步器 - 47 - 7.1.3 主要參數(shù)的確定 - 50 - 7.2 操縱機構(gòu)設計 - 53 - 7.2.1 變速器操縱機構(gòu)設計要求 - 53 - 7.2.2 換檔位置設計 - 54 - 7.3 變速器殼體 - 54 - 結(jié)論與感言 - 56 - 參考文獻 - 57 - 致謝 - 58 - 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 1 緒 論 1.1 本次設計的目的和意義 隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展,車型的多樣化、個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢。而變速器設計是汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一。盡管近年來，自動變速器和無級變速器技術(shù)迅猛發(fā)展，對長期以來主導市場地位的手動變速器產(chǎn)生很大沖擊，但手動變速器已應用了很長一個時期，經(jīng)過反復改進，成為現(xiàn)在的形式，制造技術(shù)趨于成熟化，與其它種類變速器相比較，具有以下優(yōu)點： 1.手動變速器技術(shù)已經(jīng)發(fā)展了幾十年, 長期處于主導變速器市場的地位，各方面技術(shù)經(jīng)過長期市場考驗，通過逐步積累，已經(jīng)相當成熟。 2.手動變速器傳動效率較高，理論上比自動變速器更省油。 3.手動變速器結(jié)構(gòu)簡單，制造工藝成熟，市場需求大，能夠產(chǎn)生生產(chǎn)規(guī)模效益，生產(chǎn)成本低廉。 4.維修方便，維修成本低。 5.可以給汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感。 隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設計出經(jīng)濟實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當前汽車設計者的緊迫問題。在面臨著前所未有的機遇的同時，不得不承認在許多技術(shù)上，我國與發(fā)達國家還有一定的差距，所以我們要努力為我國的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。 經(jīng)過這幾年的刻苦學習，我掌握了多門基礎(chǔ)知識和專業(yè)知識。在大學畢業(yè)，即將走向工作崗位之際，按國家教委和學校的要求，我進行了對轎車五檔變速器的設計。畢業(yè)設計是對每個大學生進行知識掌握與實際運用的一次大檢閱，充分體現(xiàn)了一個設計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。通過本次設計，我將進一步鞏固所學的知識，提高實際運用能力，并為以后參加工作打下良好的基礎(chǔ)。 1.2變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 在汽車變速箱100多年的歷史中，主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手自一體變速器（AMT）、無級變速器（CVT）、雙離合變速器（DCT）五種型式。 它們各有優(yōu)缺點：MT的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟性娛樂性強，但對駕駛技術(shù)要求高；AT的節(jié)能效果差一些，但是操作簡單、舒適性好、元器件可靠性高；AMT具備前兩者的優(yōu)點，但在換擋時會有短暫的中斷，舒適性差一些；CVT結(jié)構(gòu)簡單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn)，但它的傳動帶容易損壞，無法承受較大的載荷；DCT結(jié)合了手動變速器的燃油經(jīng)濟性和自動變速器的舒適性，它是從傳統(tǒng)的手動變速器演變而來，目前代表變速器的最高技術(shù)。 從現(xiàn)代汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看，全世界的各大廣商都對提高AT的性能及研制無級變速器CVT表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實用化進程。然而，因無級變速器技術(shù)難度很大，發(fā)展相對較慢，從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動變速器、電控液力自動變速器、金屬帶鏈式無級變速器、電控機械式自動變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢，但其中金屬帶式無級變速器前景看好。 總之, 變速器是汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一，伴隨著汽車技術(shù)更新?lián)Q代和市場需求，在向?qū)崿F(xiàn)理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就。變速器會應對市場要求朝操縱舒適、輕柔、傳動效率高、低油耗、環(huán)保與低噪聲方向發(fā)展，汽車變速器市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長。 1.3變速器設計面臨的主要問題 在汽車工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價格的日益上漲和運用在汽車各種配件上的技術(shù)日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問題如下： 1．如何設計出更加節(jié)能環(huán)保、經(jīng)濟型的變速器，將是變速器乃至汽車發(fā)展所要面臨的一個巨大問題。 2．自動變速器之所以發(fā)展如此迅速是因為它操縱起來簡單方便，但同時也減少了駕車的樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設計時要考慮的一個重要問題。 3．如何設計出結(jié)構(gòu)更簡單、傳動效率更高、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以及駕車舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設計所要攻克的技術(shù)難關(guān)。 2 變速器的總體方案設計 汽車傳動系是汽車的核心組成部分，其任務是調(diào)節(jié)、變換發(fā)動機的性能，將動力有效而經(jīng)濟地傳至驅(qū)動車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動系任務的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。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(nèi)工作。變速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。 2.1變速器設計的基本要求 變速器設計的基本要求為： 1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。 3）設置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置。 5）換擋迅速、省力、方便。 6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應有高的工作效率。 8) 變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 2.2變速器傳動機構(gòu)的布置方案 2.2.1 固定軸式變速器 機械式變速器傳動機構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和（三軸式）中間軸式變速器。 中間軸式變速器，如圖2.1所示，多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的汽車上。其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩，因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 圖2.1 中間軸式變速器 而兩軸式變速器，如圖2.2所示，多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點。此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳動，故傳動效率高，同時噪聲小。但兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在工作時齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設計的很大。兩軸式變速器的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。除倒檔常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動；各檔的同步器多裝在第二軸上，這是因為一檔的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端。 圖2.2 兩軸式變速器 1—軸一；2—軸二；3—同步器 綜上所述，由于此次設計的2.54L輕卡變速器的驅(qū)動形式屬于發(fā)動機前置，后輪驅(qū)動，且可布置變速器的空間較小，對變速器的要求較高，要求運行噪聲小，設計車速高，故選用三軸式變速器。選擇五檔變速器，并且五檔為超速檔。 圖2.3為中間軸式五擋變速器傳動方案 。圖2.3a所示方案，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、所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動。 圖2.3 中間軸式五擋變速器傳動方案 圖2.3c、d所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖2.3d所示方案中的倒擋和超速擋安裝在副箱體內(nèi)，可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損和降低工作噪聲。 凡采有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，擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 2.2.2倒擋布置方案 常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種： 圖2.4a為常見的倒擋布置方案。在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 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。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。 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，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。 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(gòu)復雜一些。 綜合考慮，本次設計采用圖2.4f所示方案的倒檔換檔方式。 圖2.4 倒擋布置方案 2.2.3 傳動方案的最終設計 通過對變速器型式、傳動機構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設計任務與要求，最終確定的傳動方案如圖2.5所示。各檔的同步器裝在輸出軸上，方便布置，倒擋齒輪副采用常嚙合齒輪，使換擋更為輕便。 圖2.5 傳動方案 其傳動路線為： 1檔：一軸→1→2→中間軸→10→9→9、11間同步器→二軸→輸出 2檔：一軸→1→2→中間軸→8→7→5、7間同步器→二軸→輸出 3檔：一軸→1→2→中間軸→6→5→5、7間同步器→二軸→輸出 4檔：為直接檔，即一軸→1→1、3間同步器→二軸→輸出 5檔：一軸→1→2→中間軸→4→3→1、3間同步器→二軸→輸出 倒檔：一軸→1→2→中間軸→12→13→11→9、11間同步器→二軸→輸出 2.3變速器零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪形式、換檔機構(gòu)形式、軸承型式等因素。 2.3.1 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(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)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(shù)增加，并導致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。因此，在本設計中除一檔外，均采用斜齒輪傳動。 2.3.2 換擋機構(gòu)形式 變速器換擋機構(gòu)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。 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(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結(jié)構(gòu)復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)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。 本設計所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。它可以從結(jié)構(gòu)上保證接合套與待嚙合齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。 2.3.3 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。 第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)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、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。 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、寬度較寬因而容量大、可承受高負荷等優(yōu)點，但也有需要調(diào)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。 在本設計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸承。 3變速器主要參數(shù)的選擇和計算 3.1 本設計的數(shù)據(jù)準備 本設計的相關(guān)數(shù)據(jù)見表3.1 表3.1 整車主要技術(shù)參數(shù) 參數(shù)名稱 數(shù)據(jù) 單位 整車總質(zhì)量 2160 kg 總傳動比 4.7 最大馬力 90 PS 發(fā)動機功率 67 kW 最大功率轉(zhuǎn)速 3000 rpm 最大扭矩 220 N?m 最大扭矩轉(zhuǎn)速 1800-2100 rpm 輪胎規(guī)格 6.50—16LT 3.2擋數(shù)和傳動比范圍 3.2.1 擋數(shù) 增加變速器的擋數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，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。 擋數(shù)選擇的要求： 1.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小。 目前，轎車一般用4～5個擋位變速器， 貨車變速器采用4～5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。 因此，本次設計的輕卡變速器為5檔變速器。 3.2.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動比為0.7～0.8。影響最低檔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，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其它商用車則更大。 本設計初選最高檔傳動比為0.75。 3.3 主要參數(shù)的計算 3.3.1 最小傳動比的確定 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為： (3.1) 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉(zhuǎn)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：總傳動比=4.7；最高檔為超速檔，傳動比=0.75；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格6.50—16LT得到=364.25(mm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速==3000（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比計算公式： 3.3.2 最大傳動比的確定 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(qū)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： ——車輛總重量(N)； ——坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面，取0.015); ——發(fā)動機最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——傳動效率； ——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：；；；；N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式： 同時，一擋傳動比還應滿足附著條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4） 式中： ——驅(qū)動輪的地面法向反力；對于FF轎車，空載時前軸負荷為，即平 均前軸負荷為汽車總重的61%。 ——驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或瀝青路面可取之間。 由公式（3.4）得： （3.5） 已知：；；；；；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.4）式得： 所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是： 初選一檔傳動比為3.85。 3.3.3 檔位數(shù)的確定 超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設計取五檔傳動比ig5=0.75。 中間檔的傳動比理論上按公比為： 的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)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(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出：=1.51。 故有：、、（修正為1）。 滿足相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下，若鄰檔傳動比比值大，則擋數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡單；若鄰檔傳動比比值大于1.8，則換檔困難。 因此，各擋傳動比與一擋傳動比的關(guān)系為： 3.4 中心距A 對三軸式變速器，將變速器中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距A。其大小不僅對變速器的外形尺寸,體積和質(zhì)量大小,而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力大，齒輪壽命短。最小允許中心距當有保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外受一檔小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 初選中心距A時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式： （3.6） 式中：— 變速器中心距（mm）； — 中心距系數(shù)，商用車：； — 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（），； — 變速器一擋傳動比，=3.85 ； — 變速器傳動效率，取96% ； 則， （8.6~9.6）=80.3~89.6mm 對兩軸式變速器,是將輸入軸與輸出軸之間的距離成為變速器中心距.它是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 轎車變速器的中心距在65~80mm變化范圍，貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。原則上總質(zhì)量小的汽車中心距小。 故初取A=85mm. 3.5 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： mm 初選長度為240mm。 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 4.變速器各擋齒輪的設計及計算 4.1 齒輪參數(shù)的選擇 4.1.1 模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。 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。轎車和輕型貨車取2~3.5，選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 所選模數(shù)值應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定，見表4.2。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。 =2.80 高檔齒輪K=1 =3.35 一檔齒輪 表4.2 汽車變速器常用齒輪模數(shù) 第一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 第二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 — 根據(jù)表4.2，一檔齒輪的模數(shù)定為3.5mm，二、三、四、五檔及倒擋的模數(shù)定為3.00mm，嚙合套和同步器的模數(shù)定為3.5mm。 4.1.2 壓力角 壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。 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。 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，除需變位齒輪外，全部選用標準壓力角20°。 4.1.3 螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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。 試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度相應提高，但當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應當選用較大的螺旋角。 貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍：。本設計初選螺旋角全部為。 4.1.4 齒寬 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等均有影響。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，齒輪的工作應力增加。 選用較大的齒寬，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(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來選定齒寬b： 直齒：，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0 斜齒：，取為6.0～8.5， 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為（2～4）m m。 初取直齒=8，斜齒=7。因一對齒輪嚙合時小齒輪應做到寬一些，既能保證實際嚙合齒寬，又是節(jié)省材料，降低重量的最佳選擇，故各齒輪齒寬應在后續(xù)設計中做進一步調(diào)整。 4.1.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 采用變位齒輪的原因： 1） 配湊中心距； 2） 提高齒輪的強度和使用壽命； 3） 降低齒輪的嚙合噪聲。 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(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接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ： 1）對于高擋齒輪，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)。 2）對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，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)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應該選用較大的值。 本設計應在后續(xù)設計中考慮是否存在對齒輪進行變位的需要。 4.1.6 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)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(shù)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(shù)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(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。 4.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。根據(jù)圖2.5確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。 4.2.1一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為： （4.1） （4.2） 已知：A=85mm; ; , 將數(shù)據(jù)帶人（4.1），（4.2）兩式，齒數(shù)取整，選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均勻磨損。則取=49。當轎車三軸式的變速器時，則輕型貨車可在15～17之間選取，此處取=16，則可得出=33。 上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（4.2）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里修正為49，則根據(jù)式（4.2）反推出A=85.75mm。 4.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（4.1）求出常嚙合齒輪的傳動比 （4.3） 由已知數(shù)據(jù)可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （4.4） 由此可得： （4.5） 根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。 聯(lián)立方程式可得：=19、=34。 則根據(jù)式（4.1）可計算出一檔實際傳動比為 4.2.3 二檔齒數(shù)及傳動比的確定 二檔傳動比 （4.6） 而故有：，對于斜齒輪： （4.7） 故有： 聯(lián)立方程式得：。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。 4.2.4 倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比的確定 倒擋軸上的倒擋齒輪的齒數(shù)，一般在21～23之間，初選=23， （4.8） 為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙， （4.9） (4.10) (4.11) 已知：，，，把數(shù)據(jù)代入式（4.8），（4.9），(4.10，(4.11)，齒數(shù)取整，解得：， 則倒檔傳動比為： 中間軸與倒檔軸之間的距離： mm 取=65mm。 輸出軸與倒檔軸之間的距離： mm 取 mm。 4.3變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 4.3.1 一擋齒輪的變位 由一擋齒輪齒數(shù)的計算結(jié)果，，小于不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)17，因此，為了避免產(chǎn)生根切，提高輪齒的抗彎強度，提高傳動重合度，應對一擋齒輪進行變位。 對一擋齒輪進行角度變位： 嚙合角： = (4.12) 即 計算變位系數(shù)和： （4.13） 由漸開線函數(shù)得： 則， ，， 圖4.1 變位系數(shù)分配曲線圖 由圖4.1，根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對齒輪齒數(shù)進行合理分配，以保證齒輪不發(fā)生根切，并使齒輪彎曲疲勞強度得到提高。 中心距變動系數(shù) （4.14） 齒頂高降低系數(shù) （4.15） 4.3.2 倒擋齒輪的變位 由倒擋齒輪齒數(shù)的計算結(jié)果，，同樣，對倒擋齒輪進行變位。 對倒擋齒輪進行角度變位： 分度圓壓力角： （4.16） 已知： ，則。 端面嚙合角： (4.17) 即 外嚙合圓柱齒輪傳動變位系數(shù)的選擇中，斜齒輪的變位系數(shù)可按直齒輪的選擇方法選擇，但要用當量齒數(shù)代替z，求得的是法向變位系數(shù)x。 已知倒擋軸和中間軸的中心距，倒擋軸和第二軸的中心距， 計算變位系數(shù)和 （4.18） （4.19） 已知：，，，，， . 則 同樣，由圖4.1，根據(jù)變位系數(shù)分配曲線圖對齒輪齒數(shù)進行合理分配，以保證齒輪不發(fā)生根切，并使齒輪彎曲疲勞強度得到提高。 中心距變動系數(shù) （4.20） （4.21） 齒頂高降低系數(shù) （4.22） （4.23） 齒輪13既要與齒輪11嚙合，又要與齒輪12嚙合，所以齒輪齒輪13的齒頂高降低系數(shù)應取，中較大者，以保證所需的頂隙。 4.3.3 齒輪螺旋角的調(diào)整 斜齒輪可以通過改變螺旋角湊中心距，以達到標準中心距要求。 二擋齒輪螺旋角修正： 即。 三擋齒輪螺旋角修正： 即。 五擋齒輪螺旋角修正： 即。 4.4 總結(jié)各擋齒輪參數(shù) 根據(jù)以上計算所得數(shù)據(jù)，各擋齒輪參數(shù)總結(jié)如下表4.3。 表4.3 各擋齒輪參數(shù) 常嚙齒輪 五擋齒輪 三擋齒輪 二擋齒輪 一擋齒輪 倒擋齒輪 齒號 齒數(shù) 19 34 16 37 27 26 31 22 33 16 36 17 23 分度圓直徑 62 110 52 120 88 84.5 100.5 71.5 115.5 56 116.5 55 74.5 齒頂高 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 2.45 4.8 3.9 3.6 2.7 齒根高 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 5.45 3.1 2.85 3.15 4.05 全齒高 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 6.75 7.9 7.9 6.75 6.75 6.75 齒頂圓直徑 68 116 58 126 96 90.5 106.5 77.5 120.4 65.6 124.3 72.2 80 齒根圓直徑 54.5 102.5 44.5 112.5 80.5 77 93 64 104.6 49.8 110.8 48.7 68.4 齒輪模數(shù) 3 3 3 3 3.5 3 螺旋角 傳動比 0.77 1.72 2.52 3.69 3.79 5.變速器齒輪的校核 5.1 齒輪材料的選擇原則 （1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是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。如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。 （3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪。 汽車變速器齒輪常用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。 考慮到本設計齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高，故應選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58～63HRC，7級精度。 5.2 變速器齒輪彎曲強度校核 5.2.1 直齒輪彎曲應力 （5.1） 式中： —彎曲應力（MPa）； —圓周力（N），，其中為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑； —應力集中系數(shù)，可近似取1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b —齒寬（mm），，為齒寬系數(shù)； t —端面齒距（mm），, m為模數(shù)； y —齒形系數(shù)，如圖5.1所示。