汽车变速器毕业设计之欧阳理创编.docx

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1、时间：2021.03. 05创作：欧阳理洗车戈郴安螺器早鼻试针专 A XXXXXXXXXX班 級 XXXXXXXXXXXXXX摩 去 5XXXXXXXXXH 左 _xxxxxxxxxx_皤栽轉 XXXXXXXXXXXX起止 a JU xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx机电伟息工程糸摘要作为汽车传动系统的重要组成部分，变速器对整车的动力性与经 济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接 的影响。虽然传统机械式的手动变速器具有换档冲击大，体积大，操 纵麻烦等诸多缺点，但仍以其传动效率高、生产制造工艺成熟以及成 本低等特点，广泛应用于现代汽车上。本文在深入了解和学习变速

2、器开发流程和相关设讣理论知识的前 提下，首先确定该微型汽车手动变速器的设计方案，包括齿轮和轴的 总布置形式、换档操纵机构及档位布置形式等；其次根据所配发动机 的基本参数以及考虑到整车动力性和经济性要求下的传动比，设计计 算出变速器主要零件的相关参数，通过对设计参数的分析，找到影响 手动变速器性能的因素，完成齿轮、轴和轴承等主要零件以及同步器 同步过程的分析。同时针对各影响因素结合变速器的结构和U标性能 进行优化。在提高传动效率，换挡舒适性，整机NVH性能，轻量化等方 面进行研究。关键词：手动变速器传动效率NVH性能轻量化AbstractAs an important part of autom

3、obile transmission, gearbox not only has a direct i-mpact oil the veliicles power and economy, also affects the operation reliability andease, transmission stability and efficiency Although the traditional mechanical manual transmission has many disadvantages , such as large shift shock, huge volume

4、and complicated control, it is still widely used in modem cars for its advantages ofliigh transmission efficiency, mature production technique and more importantly lowcost This thesis firmly confirms the design plan of manual gearbox of micro car, basing on the comprehension and study on gearbox dev

5、elopment 欧阳阳理创编2021.03.04process as well asrelevant theories. The design plan includes the layout of gear and shaft, layout of gearshifting operation mechanism, etc. Secondly based on the essential parameter offurnished engine and the required transmission ratio of the vehicled poweiperfoniiance , t

6、he related parameters on main components of gearbox are worked out. Via analysis to design parameters , finds out the factors which take effects on 什leperformance of manual gearbox This thesis completes gear, shaft and bearing main parts and synchronizer synchronous process analysis. Considering all

7、 the factors combined with the structure of the performance target and transmission is optimized .In improve the transmission efficiency, the shifting comfort ability, the overall performance of NVH, lightweight, etc,Key word: manual transmission transmission efficiency NVH performance lightweight目录

8、一、绪论(一) 选题的背景及意义汽车在不同使用场合有不同的要求，采用往复活塞式内燃机为动 力的汽车，其在实际工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性 之间存在着较大的矛盾。例如，受到载运量、道路坡度、路面质量、 交通状况等条件的影响，汽车所需的牵引力和车速需要在较大范围内 变化，以适应各种使用要求；此外，汽车还需要能倒向行驶，发动机 本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机 牵引力、转速、转向与汽车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾， 单幕发动机本身是难以解决的，车用变速器应运而生，它与发动机匹 配，通过多挡位切换，可以使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干 倍，同时又可使

9、其转速减小到发动机转速的儿分之一。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变 速器、自动变速器、手动/自动变速器、无级变速器。(1) 手动变速器手动机械式变速器采用齿轮组，每挡的齿轮组的齿数是固定的， 所以各挡的变速比是定值，即所谓有级变速器。虽然这种变速器在操 作时比较繁琐，驾驶工作强度大，但具有成本低、起速快、传递扭矩 大等特点，从IJ前市场实际需求和适用角度来看，手动变速器还不能 被其它新型汽车变速器所完全替代。(2) 自动变速器自动变速器，利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程 度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车 速即可。虽说自动变速汽车没

10、有离合器，但自动变速器中有很多离合 器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速 的目的。(3) 手动/自动变速器其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速 器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便山 此诞生。这种变速器在德国保时捷911车型上首先推出，它可使高性 能跑车不必受限于传统的自动挡束缚，让驾驶者也能享受手动换挡的 乐趣。此型车在其挡位上设有“ + ”、“-”选择挡位。在D挡时，可 自由变换降挡(-)或加挡(+),如同手动挡一样。(4) 无级变速器当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是 越来越高的。汽车变速器的发展也

11、并不仅限于此，无级变速器便是人 们追求的“最高境界”。无级变速器最早山荷兰人范多尼斯发明。 无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用 两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换挡的突 跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗 高等缺点。通常有些人将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。 虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换挡是自动的，但它的传 动比是有级的，也就是我们常说的挡，一般自动变速器有48个挡。 而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定儿个常用 的速比作为常用的“挡”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动 获得最合适的

12、传动比。(二) 国内外研究状况手动变速器的许多最近的发展集中在为降低成本和体积的新制造 方法上。传统来说，变速器制造包含大量昂贵的机器，以及为机械加 工和装配操作所需留出的空间限制的设计。最新的技术包括，如在最 新的Ford / Getra96档变速器中可以看到的激光焊接冲压钢滑动齿轮选 择器轴套。为替代前一代变速器的铸铁拨叉，这种精致而坚固的设计 方案可以导致更少的对内部的损害。齿轮盘片的激光和摩擦焊接同时 保证了所需机器设计空间的降低，这是一种山雷诺公司在5档副轴圆型 变速器设计中发明的技术，命名为EMI,曾在2000年展出并因为它的简 单和轻便仅22公斤却能提供140Nm的转矩而出名。另

13、一方面，设计人 员也在其齿轮提供转矩输出的设计上进行了认真的研究，提高了耐久 性和低噪声水平。从变速器的发展现状中我们可以看出，无论是自动变速器还是手 动变速器，都存在着优点和某些不足，所以对于一款新设计出的变速 器进行适当的优化是必不可少的。传统的汽车变速器设计是采用许多 经验公式计算和测绘同类型变速器来初步确定其参数，这样设汁出来 的变速器盲性比较大，常过于保守。减小体积和质量，提高传扭能 力，是当前汽车变速器优化设计的主要的，因为减小变速器的体积 和质量可减少制造费用，降低齿轮动载荷，提高齿轮寿命，使汽车的 总体布置更为方便和灵活。当发动机选定时，就要求设讣的变速器在 规定的使用年限内保

14、证其性能，而且要求变速器体积最小，节省材 料，降低成本。如何达到此要求，如何合理地分配传动比，合理选择 各档的模数、齿数、螺旋角、齿轮变位系数等，传统设计方法是根据 经验类比、估算或试凑的方式初步确定这些参数，然后再进行刚度与 强度等校核，若不合适，就对其中某参数进行修改，再进行重复计 算，直到满意为止。这种设计方法在一定程度上伴随着主观性，而通 过变速器专业软件的优化功能，可适当的消除这种盲LI性和主观性OU询汽车发达国家的汽车开发能力越来越依赖于汽车自动开发设 计软件。发达国家汽车开发能力的高低已不再用它拥有多少高级开发 能力的人才和先进设备的多少来评价，而是用更重要的一个方面就是 它是否

15、拥有最先进的开发软件和数据库来评价。当前对轿车设讣中动力性与经济性要求日渐提高的情况下，对零 部件的限制条件也越来越多，越来越复杂。传统的经验公式已经无法 满足新型变速器设汁的要求。而总结新的经验公式乂需要丰富的设计 经验与知识，是一个长期的过程。当今科技日新月异，轿车生产的手 段方法与口标也不断在改变。大量使用的经验公式已不具备长期生存 实用的必要性和可能性。综上所述，不仅从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整 个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计是及其必要的。其 优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且曲 于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。它可

16、以直接 将一个复杂的要求引入到设计过程中，能在不改变或较少改变设计系 统的情况下，进行进一步设计和检验其合理性。而在传统设计方法 中，要做到这样是很困难的，因为改变设计系统和过程将是一个复杂 的工作。采用前置后驱形式的轿车一直被认为是极具驾驶乐趣的车型。U 前国内采用这种驱动布置的主要有华晨宝马、丰田锐志、皇冠等少数 车型。以宝马为例，除其中某儿款四驱车型以外，其余车型均采用前 置后驱的形式。在这种布置中，发动机的位置通常较前置前驱车型靠 后，棋至直接位于前轴之上，同时发动机采用纵置布置，这就使得变 速器要釆用三轴形式，变速器距离驾驶员位置较近，从而简化了操纵 机构的复朵程度。而前置后驱的布置

17、，使得宝马汽车的前后轴荷可以 达到完美的50:50。采用性能优异的手动变速器，更能增加汽车的操 控性与驾驶乐趣：而增加变速器的挡数，乂能够改善汽车的动力性、 燃油经济性和平均车速，因此LI前宝马汽车的手动变速器均采用六挡 形式。（三）研究的内容本文主要参考同类齿轮软件的设计，结合变速箱设计的实际悄 况，对手动变速器的结构、工作原理及工作过程进行一定的研究。首 先确定汽车手动变速器的设计方案，包括齿轮和轴的总布置形式、换 档操纵机构及档位布置形式等；其次根据所配发动机的基本参数以及 考虑到整车动力性和经济性要求的传动比，设计计算出变速器主要零 件的相关参数。完成齿轮、轴和轴承等主要零件以及同步器

18、同步过程 的分析。二、变速器方案的确定（一）变速器结构方案的确定变速器山传动机构与操纵机构组成。1.变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高 的传动效率（n二0.96、0.98）,因此在各类汽车上均得到广泛的应 用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范 围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性 都有重要的直接影响。传动比范圉是变速器低挡传动比与高挡传动比的比值。汽车行驶 的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的 传动比范围应愈大。U前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5。通常，有级变

19、速器具有4、5、6个前进挡。变速器挡位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料 经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但 采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于6 个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器挡位数的 上限为6挡。多于3个前进挡将使操纵机构复杂化，或者需要加装具 有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车的变速器，釆用仅在好路和空载行驶时才使用的超速 挡。采用传动比小于1 （0.7、0.8）的超速挡，可以更充分地利用发 动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动 机的磨损，降低燃料消耗。但与

20、传动比为1的直接挡比较，釆用超速 挡会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力 的齿轮副数訂、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以 及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器如图2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的 各挡齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且笫一、第二轴同心。将 第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接挡。此时，齿轮、轴 承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接挡的 传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其 他前进挡需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮

21、中心距（影响 变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动 比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡 的传动效率有所下降。1第一轴；2第二轴；3中间轴轴式变速器如图2-2所示。与齐变速竇些匕其结构简单、军凑且 前置躺飙车多采用豹吏I动力-传动系统图2勺轿车中间轴式四挡变速器器则方便于这种祿动机纵置时，主减I则可用圆柱齿轮,了成本。除倒挡常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）夕卜，其他挡均采用常啮合期齿轮传动；个挡的同步器多装在第 二轴上，这是因为一挡的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高挡 的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。两轴式变速器没有直接挡，因此在高挡工作时

22、，齿轮和轴承均承 载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低挡传 动比取值的上限（i=4.0、4.5 ）也受到较大限制，但这一缺点可通 过减小各挡传动比同时增大主减速比来取消。采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造 稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低挡及倒挡 外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设讣中，III 于倒挡齿轮采用的是常啮式，因此也釆用斜齿轮。所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，釆用中间轴式变速器。图2-3图2-4、图2-5分别是儿种中间轴式四，五，六挡变速器传 动方案。特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，

23、经啮 合套将它们连接得到直接挡。使用直接挡，变速器的齿轮和轴承及中 间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时 变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减 少因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿 命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在笫一 轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与笫二 轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比； 挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用 或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的 换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，

24、少数结构的一挡也采用同步 器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴 上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率 略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速 器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到挡传动方案上有差别。3c所示传动方案的二，三，四挡用常啮合齿轮传动，而一挡和:倒挡3a示方纽辆対常啮合岗轮，托進方案示例的#字齿滑动齿轮钟当甘苇昜用直齿滑动齿轮换挡。图2-4a所示方案，除一，倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图2-4b、c、d所示方案的各前进挡，均用常 啮合齿轮传动；图2-4d所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速

25、器后部的副箱体内。址甲1X图 2-5a齿滑动齿轮换扌当，其余各扌当均用常啮合齿轮。1玉甫甫寸器xl cT Ta I rF ?il r黒匚蠻卅羽直btITt)r划知rJF窒*J仙步T套来?常我亦岁变速器传衲丐 :啮合齿轮传动皆位同一变速器中，的位用同步器陋一;挡，有的挡位用哋合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器撚挡，挡 位低的用啮合套换挡。发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴 长度，可将变速器后端加长，如图2-3&、b所示。伸长后的第二轴有 时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在 附加壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部 分的外形尺寸

26、。变速器用图2-4c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这 时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部 件装配困难的问题。图2-4c所示方案的高挡从动齿轮处于悬臂状 态，同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间挡 的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。2.倒挡传动方案图2-6为常见的倒挡布置方案。图2-6b所示方案的优点是换倒 挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡 时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-6c所示方案能获得 较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-6c所示方

27、案。图2-6e所示方 案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-6f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充 分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-6g 所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨义轴，致使变速器 上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图2-6f所示的传动方案支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合麼下降不多，然后按照从低变速器还是匸（二）变速器主要零件结构方案的分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三 化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构 型式、轴承型式、润滑和密封等因素。1.

28、齿轮型式与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声 低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮 合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导 致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿 轮传动方案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。2. 换挡机构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单、紧凑，但山于换挡不轻 便、换挡时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损 后易造成脱挡、噪声大等原因，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程 长也是它的缺

29、点。因此，除一挡、倒挡外很少釆用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以 充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速 性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动 化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质 同步环的使用寿命较短。U前，同步器广泛应用于各式变速器中。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以 用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载 荷的结合齿齿数多，而齿轮乂不参与换挡，所以他们都不会过早损 坏，但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此 外因增设了啮合套和常啮合

30、齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增 大，因此，LI前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变 速器上使用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以 充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速 性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动 化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质 同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。在本设计中所釆用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用 实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达 到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如 图2

31、-7所示：表3.1相关参数主减速比最高时速最大扭矩最大功率最高转速3. 64215km/h200/Nm/3600rpm115kw/6400rpm6500r/min(一)变速器主要参数的选择1. 挡数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。L1前，乘 用车一般用45个挡位的变速器。本设计也采用5个挡位。选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附 着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综 合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服 轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有则II 1最大爬坡度要鈿血瞌嚨備动竝為+ sin

32、a_)=阳久疵 (阴弊纽1式中， 2汽车总质量(kg)；g重力加速度(m/s2 )；0”ax道路最大阻力系数；/一一驱动轮的滚动半径(m)；Temax发动机最大转矩(N m)：io主减速比；I-一汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件： 仏韧丁G(p求得的变速器I挡传动比为：.V G& (3-2) 式中，Gl-汽车满载静止于水平路侖d駆胡桥给路面的载荷;旷路面的附着系数，计算时取卩=0.50.6。山已知条件：满载质量1800kg：八 u307mm；Te /nav=200X * IB：淀 3.64：“=095；根据公式(3-2)可得：如=3.91本设计取六挡传动比为1,中间挡的传动比

33、理论上按公比为：的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用挡位间 的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可 的出：q=1.314。故有：1?2=2.979i.?3=2.267i.?4= 1.725i.?5=L3l3ig2. 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心局A (mm)可根据对已有变速 器的统计而得出的经验公式初定：A* 何而 (3-4)式中，心中心距系数。对轿车，Ka二8.99.3；对货车，氐二8.69.6；对多挡变速器:Ka=9.511；Ti ”啟-变速器处于一挡时的输出扭矩：TI max=Te

34、 max jgl 可=743.85N m故可得出初始中心距A=81.55mmo3. 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换 挡机构的布置初步确定。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸3.03.4儿 货车变速器壳体的 轴向尺寸与挡数有关：五挡(2. 7-3. 0) A 六挡(3. 2-3. 5) A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数Ka应 取给出系数的上限。为检测方便，S取整。本次设计采用6+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是3. 5x81. 55mm=285. 43mm,变速器壳体的最终轴向尺寸应山变速器总图的结构尺寸链确定。4. 齿轮参数(1)齿轮模数建议用

35、下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数m叫=0.47返二 “(3-5)其中 7；max=170Nm,可得出加“=2.749,取 2.75。一挡直齿轮的模数/m = 0.337；nux mm (3-6)通过计算匸2.99,取3。同步器和啮合套的接合大都釆用渐开线齿形。山于制造工艺上的 原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车取23.5。本设计 取 2.5。(2)齿形、压力角a、螺旋角卩和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。表3-1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角齿形压力角a螺旋角8轿车高齿并修形的齿形

36、14.5 , 15 , 16 16.525 45压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮 齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声， 取小些。在本设计中变速器齿轮压力角a取20，啮合套或同步器取 30 ；斜齿轮螺旋角0取30 o应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力 相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二 轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载 能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不 均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿

37、轮的强度条件 下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向 尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.5&0)m, mm 斜齿 b=(6.0&5)m, mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应 力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。四、主要零件的选择(-)各档传动比机器齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、 传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下而结合本设计来说明分配各挡齿数 的方法。1.确定各挡齿轮的齿数一挡传动比Z Z ,(3-7)为了确定乙|和乙2的齿数，先求其齿数和Zj2AZ/, =

38、 (3-8)m其中 A=81.55, m=3,故有Zv =54.367,取 54当轿车三轴式的变速器 =3.5 3.9时,则 乙2可在1517范围内选择，此处取乙2=17,则可得出Zu=37o上面根据初选的A及加计算出的乙可能不是整数，将其调整为整 数后，从式(3-8)看出中心距有了变化，这时应从乙及齿轮变位系数 反过来计算中心距q,再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里乙修正为54,则根据式(3-8)反推出A=81mmo确定常啮合齿轮副的齿数山式(3-7)求岀常啮合齿轮的传动比(3-9)Z? .Z2乙”乙。由已经得置1.8的数据可确定(3-10)乙而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心

39、距相等A_j(Z|+Z2)(3-11)山此可得:2 cos p乙+乙=2旦叫(3-12)而根据已求得的数据可计算出：乙+Z2 =52(3-13)(3-10)和(3-13)子联立可得:乙=19、Z2=33o则根据式(3-7)可计算出一挡实际传动比为：口 =3.78。确定其他扌当位的齿数二挡传动比(3-13)而讣=2.979故有互= 1.655(3-14)(3-15)Z + Z10 = 52(3-16)(3-14)联立(316)得：Z9 =3k Zlo = 21 o按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮Z7 = 29. Zs=23；四挡齿Z5 =25. Z6=27, Z3 = 23、Z4 = 29 确

40、定倒挡齿轮的齿数一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中倒挡 传动比匚取3.6。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略 小，取乙 =14。而通常情况下，倒挡轴齿轮乙5取2N23,此处取Z15=23oIII(3-17)可计算出Z3 = 29 故可得出中间轴与倒扌当轴的中心距（3-18）=58mm而倒挡轴与笫二轴的中心：4“ _ 加”（可3+Z5）（3T9）2 cos p=81.00mm o2.齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮， 除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度， 使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声

41、。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的 一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强 度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是 不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的 变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了 其缺点。有儿对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因 保证各挡传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证 各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿 轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采 用正角度变位。曲于角度变位可获得良好的啮

42、合性能及传动质量指 标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达 到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负 荷。对于高挡齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证 最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高 接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开 线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低挡齿 轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出 现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强 度越低。但是山于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故

43、噪声要小 些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二挡和倒挡以外 的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪 声传动。其中，一挡主动齿轮12的齿数Z孑17,因此一挡齿轮不需要 变位。（二）变速器齿轮的强度计算与材料的选择1. 齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿 轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲 折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐 加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的 多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小 裂缝中的润滑油油

44、压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状 脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折 断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的 齿轮存在角速度茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。2. 齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮 使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方 法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮 用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火 热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计

45、算汽车齿轮，同样、可以获得较为 准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cc(1)齿轮弯曲强度计算直齿轮弯曲应力片，(3-20)式中,弯曲应力(MPa)；屁-一-一挡齿轮10的圆周力(N),尸 览丹少 为计皐载荷(N mm), /为节圆直径。-一評力集中系数，可近似取1.65；K,摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1,从动齿轮取0.9：b齿宽(mm),取20t端面齿距(mm)；y一齿形系数当处于一挡时，中间轴上的计算扭矩为:T =T 占丄三g rmax 77(3-18)故山可得Z12 Z1=200x1000x2.18x1.78=659668NmIT可以得出F”；再将所得出的数据代入式(3-17)

46、Fn=-r一d= 6513MP“ = 53301MP“当讣算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩7；唤时，一挡直齿 轮的弯曲应力在400850MPa之间。斜齿轮弯曲应力（3-19）式中K,为重合度影响系数，取2.0：其他参数均与式（3-19）注释相同，心=1.50,选择齿形系数y时，按当量模数z” = z/cos0在图（3-19）中查得。二挡齿轮2T圆周力:(3-20)10 = 9= 根据斜齿轮参数汁算公式可得出：你厂厶二6798. 8N齿轮10的当量齿数zn = z/cp =47.7,可查表（3-20）得:= 0.153 o6798.8x1.5故= 212.28MP同理可得:20况浮291两祷a o依据计算二挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：三档o *276. 20 沪266. 4四档o ”尸 211. 5o $197. 4五档0孑2188o ,216. 98六挡o刃尸49411o 刃尸496. 93当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180550MP“范围内，因此，上述