松花江微型車變速器設計[5+1擋中間軸式五檔變速器]【含CAD高清圖紙和說明書】

松花江微型車變速器設計[5+1擋中間軸式五檔變速器]【含CAD高清圖紙和說明書】,5+1擋中間軸式五檔變速器,含CAD高清圖紙和說明書,松花江,微型車,變速器,設計,中間,五檔,cad,高清,圖紙,以及,說明書,仿單 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 摘 要 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(tǒng)。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。 本設計是依據哈飛HFJ6351B的有關參數，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。設計的基本內容是：變速器傳動機構布置方案，變速器各擋傳動比的分配，變速器齒輪參數選擇，變速器各擋齒輪齒數分配，變速器齒輪設計計算，變速器軸和軸承的設計計算，同步器和操縱機構及箱體的設計，利用Auto CAD軟件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、計算及校核和軸承的校核計算，同步器和操縱機構及箱體的設計以及繪制裝配圖及零件圖五大主要問題。 關鍵詞：變速器；傳動比；參數；設計計算；校核 ABSTRACT Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency. The design is mainly based on the relevant parameters Hafei HFJ6351B through the transmission parameters of the various parts of the selection and Design a to my own satisfaction manual transmission. Research on the basic content for: transmission transmission layout program block transmission of the transmission ratio of the distribution, transmission gear selection parameters, transmission gear unit of the block distribution, design and calculation of transmission gear, transmission shaft and bearing design, the synchronization and manipulation of body and tank design, the use of Auto CAD software draw assembly drawings and parts of eight elements, such as Fig. During the design process, the main issues to be addressed are: the determination of parameters of transmission, gear transmission design, calculation and checking, transmission shaft of the design, calculation and check calculation and design of bearings, synchronization and manipulation of bodies and body the design and assembly drawings and parts mapping the top five major problems Fig. Key words: Transmission；Transmission Ratio；Parameters；Design and Calculation；Checking II 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 變速器的論述說明 1 1.2變速器設計的目的和意義 1 1.3 變速器國內外發(fā)展現狀和趨勢 1 1.3.1 變速器國內外的現狀 2 1.3.2 變速器的發(fā)展趨勢 3 1.4 手動變速器的特點和設計要求及內容 3 1.4.1 手動變速器的特點 3 1.4.2 手動變速器的設計要求及優(yōu)點 4 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 6 2.1變速器設計依據的主要技術參數 6 2.2 變速器傳動機構的結構分析和形式選擇 6 2.2.1 中間軸式變速器特點分析 7 2.2.2 倒擋布置方案說明 8 2.2.3 傳動機構布置的其他問題 9 2.3 零部件傳動設計 10 2.3.1 齒輪傳動 10 2.3.2 換擋機構形式 10 2.3.3 自鎖互鎖結構 11 2.3.4 軸承選擇及分析 11 2.4 本設計所采用的傳動機構布置方案 11 2.5 本章小結 12 第3章 變速器主要參數的選擇和齒數分配 13 3.1 變速器各擋傳動比的確定 13 3.1.1 變速器最低擋傳動比的確定 13 3.1.2 變速器其他各擋傳動比的確定 14 3.2中心距的確定 14 3.3變速器外形尺寸的初選 15 3.4 變速器齒輪參數的選擇 15 3.4.1齒輪模數的選擇 15 3.4.2 齒形、壓力角及螺旋角 16 3.4.3 齒寬及齒頂高系數 16 3.5 變速器各擋齒輪齒數的分配 17 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數 17 3.5.2對中心距進行修正 19 3.5.確定常嚙合齒輪的齒數及其他各檔齒輪齒數 18 3.6 本章小結 23 第4章 變速器齒輪的設計計算 24 4.1變速器齒輪的幾何尺寸計算 24 4.2 計算變速器各軸的扭矩和轉速 24 4.3 齒輪的強度計算和材料選擇 25 4.3.1 齒輪損壞的原因和形式 25 4.3.2 齒輪的材料選擇及強度計算 26 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 39 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 軸的強度與剛度計算 41 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 同步器和操縱機構的設計選用 52 6.1 同步器的設計選用 52 6.1.1 同步器的選擇 52 6.1.2 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 54 6.1.3 同步器主要參數的確定 55 6.2 變速器操縱機構的設計選用 57 6.2.1 變速器操縱機構的分類 57 6.2.2 變速器常用操縱機構分析 58 6.3 變速器箱體的設計 59 6.4 本章小結 60 結論 61 參考文獻 62 致謝 63 附錄 64 第1章 緒 論 1.1 汽車變速器的論述說明 汽車變速器，是一套用于來協(xié)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，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。 變速器按其傳動比的改變方式可分為有級、無級和綜合式的。有級變速器按其前進擋的擋位數分為三、四、五擋和多擋的；而按其軸中心線的位置又可分為固定軸線式、旋轉軸線式和綜合式的。固定軸式變速器又分為兩軸式、三軸式和多軸式的。變速器按其操縱方式又可分為自動式、半自動式、預選式、指令式、直接操縱式和遠距離操縱式。 變速器可以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。 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纖秀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出發(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。通過汽車設計專業(yè)綜合訓練，使學生掌握運用標準、手冊和查閱相關技術資料等，培養(yǎng)汽車設計技能，為學生畢業(yè)設計打下良好的基礎。隨著汽車工業(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。而變速器設計是汽車設計中重要的環(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。 汽車變速器是一種能夠改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速的傳動部件，目的是起步、爬坡、轉彎、加速等各種工況下是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的范圍內工作。 汽車變速器是汽車傳動系的重要組成，變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，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工作，對汽車的動力性、燃油經濟性有重要的影響。因此，根據整車的主要技術指標、發(fā)動機功率、轉速和車輛行駛條件，變速器的結構型式選擇、設計參數選取及設計計算對汽車的整車設計極其重要。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 汽車變速器國內外現狀和發(fā)展趨勢 1.3.1 變速器國內外的現狀 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，變速器經歷了幾個發(fā)展階段，主要為： 1、手動變速器 手動變速器（ManualTransmission，簡稱MT）又稱機械式變速器，即必須用手撥動變速桿（俗稱“擋把”）才能改變變速器內的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的。轎車手動變速器大多為四擋或五擋有級式齒輪傳動變速器，并且通常帶同步器，換擋方便，噪音小。手動變速在操縱時必須踩下離合，方可撥得動變速桿。 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。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。 手動變速器是與自動變速器相對而言的，其實在自動變速器出現之前所有的汽車都是采用手動變速器。手動變速器是利用大小不同的齒輪配合而達到變速的。最常見的手動變速器多為5擋位（4個前進擋 、1個倒擋），也有的汽車采用6擋位變速器。 一般來說，手動變速器的傳動效率要比自動變速器的高，因此駕駛者技術好，手動變速的汽車在加速、超車時比自動變速車快，也省油。 1.3.2 汽車變速器的發(fā)展趨勢 回顧汽車變速器的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分，其技術的發(fā)展，是衡量汽車技術水平的一個重要依據?，F代汽車變速器的發(fā)展趨勢，是向著可調自動變速器或無級變速器的方向發(fā)展。 自動變速器多擋化雖能擴大自動變速的范圍，但它并非安全迅速。理想的無級變速器是在整個傳動范圍內能連續(xù)的、無擋比的切換變速比，是變速器始終按最佳換擋規(guī)律自動變速。無級化是對自動變速器的理想追求。 現代無級變速器傳動效率提高，變速反應快、油耗低。隨著電子技術的發(fā)展，變速器的自動控制進一步完善，在各種使用工況下能實現發(fā)動機與傳動系的最佳匹配，控制更加精確、有效，性能價格比大大提高。無級變速器裝有自動控制裝置，行車中可以根據車速自動調整擋位，無需人工操作，省去了換擋及踩踏離合器踏板的操作。其不足之處在于價格昂貴、維修費用很高，而且使用起來比手動擋車費油，尤其是低速行駛或堵車中走走停停時，更會增大油耗。 當今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活躍。不久的將來，隨著電子控制技術的進一步完善，電子控制式的無級變速器可望得到廣泛的發(fā)展和應用。 1.4 手動變速器的特點和設計要求及內容 1.4.1 手動變速器的特點 手動變速器的擋數通常在6擋以下，當擋數超過6擋時，可以在6擋以下的主變速器的基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。目前，乘用車一般采用4-5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車多用5個擋。商用車變速器采用4-5個擋或多擋。載質量在2.0-3.5t的貨車采用五擋變速器，載質量在4.0-8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野車上。 某些汽車的變速器，設置有用在良好的路面上輕載或空車駕駛的場合的超速擋，超速擋的傳動比小于1。采用超速擋，可以提高汽車的燃油經濟性。但是如果發(fā)動機功率不高，則超速擋使用頻率很低，節(jié)油效果不顯著，甚至影響汽車的動力性。 從傳動機構布置上來說，目前，兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。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。三軸式變速器的第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋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轉矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉矩。因此，直接擋的傳動效率高，磨損及噪聲也最小，因為直接擋的利用率要高于其它擋位，因此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和第二軸之間的距離（中心距）不大的情況下，一擋仍有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用長嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪可以采用或不采用長嚙合齒輪傳動；多數傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數結構的一擋也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。 手動變速器的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數目，從而可采用斜齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪比直齒圓柱齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍微復雜且在工作時有軸向力。因此，在變速器中，除低擋及倒擋齒輪外，直齒圓柱齒輪已被斜齒圓柱齒輪所取代。當然，常嚙合齒輪副的增多將導致旋轉部分總慣性力矩的增大。 1.4.2設計的主要內容 本次設計主要是依據哈飛HFJ6351B的有關參數，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。本設計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； 4、變速器軸承的選擇及校核； 5、同步器的設計選用和參數選擇； 6、變速器操縱機構的設計選用； 7、變速器箱體的設計。 1.4.3手動變速器的設計要求及優(yōu)點 1、正確選擇變速器的擋位數和傳動比，使其和發(fā)動機參數優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性和經濟性； 2、設置空擋以保證汽車在必要時能將發(fā)動機和傳動系長時間分離，設置倒擋使汽車能倒退行駛； 3、操縱簡單、方便、迅速、省力； 4、傳動效率高，工作平穩(wěn)、無噪聲； 5、體積小、質量輕、承載能力強，工作可靠； 6、制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； 7、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； 8、需要時應設置動力輸出裝置。 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 根據松花江中意的技術參數來設計一種微型汽車變速器，其具體參數如表2.1。 表2.1 松花江微型中意HFJ6351B的主要技術參數 型號 HFJ6351B 發(fā)動機額定功率(kw) 35.5 外廓尺寸(mm)(長×寬×高) 3562×1480×1918 發(fā)動機最大扭矩(N.m) (3000～3500r/min) 82 輪距(前)(mm) 1215 滿載軸荷 前(kg) 678 輪距(后)(mm) 1200 后(kg) 852 軸距(mm) 1960 主減速器減速比 5.125 最高車速(km/h) 105 載質量(kg) 560 最大爬坡度(%) 20 整車整備質量(kg) 970 輪胎規(guī)格 155R12C 滿載總重(kg) 1530 2.2 變速器傳動機構的結構分析和形式選擇 有級變速器與無級的相比，其結構簡單、造價低廉，具有高的傳動效率（η=0.96～0.98），因此在各種類型的汽車上均得到了廣泛的應用。 通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進擋；重型載貨汽車和重型越野車則采用多擋變速器，其前進擋位數多大6～16個甚至20個。變速器擋位的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、汽車的燃料經濟性和平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但擋位數的增多也使變速器的尺寸及質量增大，結構復雜，制造成本提高，操縱也復雜。 某些轎車和貨車的變速器，采用僅在良好的路面和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于1（約為0.7～0.8）的超速擋，可充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與傳動比為1的直接擋比較，采用超速擋會降低傳動效率。 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數目、轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用。 2.2.1兩軸式變速器的特點分析 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。而相對中間軸式變速器相比較，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(tǒng)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。 兩軸式變速器特點是：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所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。 如圖2.2a～d所示為中間軸式變速器的傳動方案，其中a～b為中間軸式五擋變速器，c～d為中間軸式六擋變速器的傳動方案。中間軸式變速器的共同特點為：變速器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承支承在第一軸后端的孔內，且保證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他擋位，因而提高了變速器的使用壽 圖2.2 中間軸式變速器傳動方案 命；在其他前進擋位工作時，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，擋位低的齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動；多數傳動方案件中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或接合套換擋，少數結構的一擋也采用同步器或接合套換擋，各擋同步器或接合套多數情況下裝在第二軸上。 在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。 以上各方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋形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 2.2.3 倒擋布置方案分析 如圖2.3所示為常見的倒擋布置方案。圖2.3b方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪，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2.3c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方案對2.3c的缺點做了修改。圖2.3e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2.3f的方案適用 圖2.3 倒擋布置方案 于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。 為了縮短變速器軸向長度，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，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。 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，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[7]。 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。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(tǒng)的有效性、齒輪和殼體等零件的制造精度等[8]。 2.3 零部件傳動設計 2.3.1 齒輪傳動 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 自鎖互鎖結構 圖2.4 防止自動脫擋的結構措施 自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動等原因，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2.4a所示。這樣在嚙合時，使接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，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。 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2.4b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?！?。），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力，如圖2.4c所示。這種方案比較有效，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。 2.3.4 變速器軸承 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。第二軸后端常采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力。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。 2.4 本設計所采用的傳動機構布置方案 在本次設計中采用5+1擋中間軸式變速器。采用如圖2.5所示的傳動機構布置方案。其中齒輪結構形式斜齒圓柱齒輪；換擋機構形式為環(huán)式同步器的方案。 圖2.5 變速器傳動機構布置方案 2.5 本章小結 本章主要依據常見的變速器的傳動機構布置方案，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，而且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。綜上所述結合本次設計所依據車輛的主要技術參數，選擇了本設計的傳動機構布置方案和零部件的結構形式，作為以后各章節(jié)設計的基礎。 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 3.1.1 變速器最低擋傳動比的確定 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。 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，對于經常在城市和良好公路上行駛的汽車，最大爬坡度在10°左右即可。則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。 根據 由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為 (3.1) 式中：－汽車總質量，Kg； －重力加速度，m/s2； －驅動車輪的滾動半徑，mm； －道路附著系數，； －發(fā)動機最大轉矩，NM －主減速比，； －汽車傳動系的傳動效率，。 將各數據代入式(3.1)中得 根據驅動車輪與路面的附著條件 可求得變速器一擋傳動比為 (3.2) 式中：－汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷，Kg； －道路的附著系數，計算時取～； 其他參數同式(3.1)。 將各數據代入式(3.2)得 通過以上計算可得到2.326＜＜3.773，在本設計中，取。 3.1.2 變速器其他各擋傳動比的確定 變速器的四擋為直接擋，其傳動比為1.0，中間擋的傳動比理論上按公比(其中n為擋位數)的幾何級數排列，實際上與理論值略有出入。將各數代入式中得 則變速器其他各擋的傳動比為 3.2中心距的確定 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對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。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。還有，變速器中心取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞[11]。 中間軸式變速器的中心距(mm)可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初選，經驗公式為 (3.3) 式中：－中心距系數，乘用車：，商用車：； －發(fā)動機的最大轉矩(N·m)； －變速器一擋傳動比； －變速器的傳動效率，取96%。 將各數代入式(3.3)中得 =56.74~63.35mm 故可初選中心距A=62mm。 3.3變速器外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。 影響變速器殼體軸向尺寸的有變速器的擋數、換擋機構形式以及齒輪形式。實際初可根據中心距離的尺寸參照下列關系初選。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸為。 商用車變速器的軸向尺寸為： 四擋：五擋；六擋 所以本設計變速器的軸向尺寸可初選為mm，取整mm。 變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 3.4 變速器齒輪參數的選擇 3.4.1齒輪模數的確定 齒輪模數由齒輪的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所確定。選擇模數時應考慮到當增大齒寬而減小模數時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數并減小齒寬和中心距。降低噪聲水平對乘用車很重要，而對商用車則更應重視減小其質量。 變速器用齒輪模數的范圍如表3.1。 所選模數應符合國家標準GB/T1357—1987的規(guī)定，在本設計中所有齒輪模數選擇2.25。同步器的接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形。由于工藝上的考慮，同一變速器中的結合齒采用同一模數。其選取的范圍是：轎車及輕、中型貨車為2～3.5；重型貨車為3.5～5。選取較小模數并增多齒數有利于換擋，所選模數應符合國家標準[12]此處取2.25mm。 表3.1 汽車變速器齒輪的法向模數 車 型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0＞V≤ 1.6 1.6＜V≤ 2.5 6.0＜≤14.0 ≥14.0 模數/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 3.4.2 齒形、壓力角及螺旋角 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表3.2選取。 表3.2 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 ，，， ～ 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 ～ 重型車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 低擋、倒擋齒輪， 小螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、齒輪的強度和軸向力有影響。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。實驗還證明：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 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，應當選用較大的螺旋角。 斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上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。 壓力角初選 3.4.3 齒寬及齒頂高系數 齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求。通常可以根據齒輪模數來選擇齒寬b。 式中：－齒寬系數，直齒輪取，斜齒輪??； －法面模數。 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。我國規(guī)定，齒頂高系數取為1.00。 3.5 變速器各擋齒輪齒數的分配 在初選了變速器的擋位數、傳動比、中心距、軸向尺寸及齒輪模數和螺旋角并繪出變速器的結構方案簡圖后，即可對各擋齒輪的齒數進行分配。所設計的變速器的傳動簡圖如圖3.1所示。 3.5.1 確定一擋齒輪的齒數 初選一擋螺旋角 已知一擋傳動比，且 為了確定，的齒數，先求齒數和 直齒輪 (3.4) 斜齒輪 　　　　 (3.5) 由于一擋齒輪為斜齒輪，故可用式(3.5)計算。代入數據后得 計算后應取為整數，然后再進行大、小齒輪齒數的分配，中間軸上小齒輪的最小齒數，還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時，對軸的尺寸和齒 輪齒數要統(tǒng)一考慮。為避免根切、增加強度，一擋小齒輪應為變位齒輪。貨車中間軸式變速器一擋傳動比時，中間軸上一擋齒輪的齒數可在之間選?。回涇嚳稍?2～17之間選用[13]。則可取 取一擋小齒輪齒數 1- 第一軸常嚙合齒輪；2-中間軸常嚙合齒輪；3-第二軸三擋齒輪；4-中間軸三擋齒輪；5-第二軸二擋齒輪；6-中間軸二擋齒輪；7-第二軸一擋齒輪；8-中間軸一擋齒輪；9-第二軸五擋齒輪；10-中間軸五擋齒輪；11-第二軸倒擋齒輪；12-中間軸倒擋齒輪；13-倒擋中間齒輪 圖3.1 變速器傳動簡圖 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，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據，故中心距變?yōu)? mm 對中心距進行取整，取中心距mm。 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對一擋齒輪進行變位。中心距變動系數為 嚙合角為 查變位系數線圖得 變位系數之和為 而齒輪齒數比為 故可以分配變位系數得，。 根據所確定的齒數，一擋齒輪精確的螺旋角的值為 3.5.3 確定常嚙合齒輪的齒數 由式得 因常嚙合齒輪副與1擋齒輪副以及其它各擋齒輪副的中心距相同，故由式(3.5)可得 聯(lián)立求解并將、取整數后得 ， 故齒輪齒數不需調整。 mm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對常嚙合齒輪進行角度變位。中心距變動系數為 嚙合角為 查變位系數線圖得 變位系數之和為 而齒輪齒數比為 故可以分配變位系數得，。 根據所確定的齒數，常嚙合齒輪精確的螺旋角的值為 3.5.4 確定其他各擋齒輪的齒數 1、確定二擋齒輪的齒數 二擋齒輪為斜齒輪，則有 聯(lián)立求解，并對齒數取整后得 ， 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力 中心距為 mm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對二擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數為 嚙合角為 齒輪總變位系數為 齒輪齒數比為 變位系數可分配為，。 2、確定三擋齒輪的齒數 三擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式 求解上述三式，取整得，，。 故齒輪齒數不需調整。 mm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對三擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數為 嚙合角為 查變位系數線圖得 變位系數之和為 而齒輪齒數比為 故可以分配變位系數得，。 3、確定五擋齒輪的齒數 五擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā)，要平衡軸向力，要求滿足下式 求解上述三式，取整得，，。 故齒輪齒數不需調整。 mm 由于調整后中心距發(fā)生了變化，所以需對五擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數為 嚙合角為 查變位系數線圖得 變位系數之和為 而齒輪齒數比為 故可以分配變位系數得，。 4、倒擋齒輪的設計和齒數確定 通常1擋與倒擋齒輪選用同一模數，故倒擋齒輪的模數可以取為2.25。取倒擋中間齒輪13的齒數取。中間軸倒擋齒輪的齒數取為，倒擋時的傳動比為。 第二軸倒擋齒輪的齒數為41.4，取41。 倒擋軸與中間軸的中心距為 mm 倒擋軸與第二軸的中心距為 mm 3.6 本章小結 本章是對齒輪齒數進行分配、確定中心距。在確定完傳動方案后，開始進行齒輪各參數的選擇以及齒輪齒形和齒數的計算，為下面設計打下基礎。 第4章 變速器齒輪的設計計算 4.1變速器齒輪的幾何尺寸計算 汽車變速器均為漸開線齒輪。漸開線齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn)、傳動比恒定不變等基本要求外，還有互換性好、中心距具有可分性及切齒刀具制造容易等優(yōu)點。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數、分度圓壓力角必須分別相等，兩斜齒輪的螺旋角必須相等而方向相反。根據以上計算所得到的變速器齒輪的齒數、模數、齒頂高系數、齒寬系數等條件，可計算得出變速器齒輪的幾何尺寸如表4.1所示。 　 表4.1　變速器齒輪的主要幾何尺寸 (mm) 項目 齒輪 齒數 螺旋角（） 端面模數（） 端面壓力角（） 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 19 21.23 2.427 21.57 55.83 60.18 48.91 15.75 33 21.23 2.427 21.57 84.95 89.3 78.03 15.75 25 16 2.33 20.7 67.55 72.05 60.51 15.75 29 16 2.33 20.7 72.20 76.75 65.16 15.75 30 24 2.462 21.9 78.78 83.41 70.67 15.75 22 24 2.462 21.9 61.55 67.44 54.7 15.75 31 34.95 2.747 21.7 98.90 102.95 91.42 18 15 34.95 2.747 21.7 41.21 46.16 34.63 18 14 24 2.463 21.89 49.26 53.76 42.22 15.75 39 24 2.463 21.89 90.74 95.63 84.09 15.75 41 35 2.747 21.7 78.25 82.75 71.21 18 18 35 2.747 21.7 47.75 52.25 40.71 18 33 35 2.747 21.7 74.25 78.75 67.21 18 4.2 計算變速器各軸的扭矩和轉速 已知發(fā)動機的最的轉矩為82N·m，轉速為3000~3500r/min；離合器的傳動效率為0.99，齒輪傳動效率為0.99，軸承的傳動效率為0.96。通過計算可得到各軸的轉矩和轉速。 一軸 N·m r/min 中間軸 N·m r/min 二軸 （1）掛1擋時 N·m r/min （2）掛2擋時 N·m r/min （3）掛3擋時 N·m r/min （4）掛4擋時 N·m r/min （5）掛5擋時 N·m r/min 4.3 齒輪的強度計算和材料選擇 4.3.1 齒輪損壞的原因和形式 齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產生彎曲應力，過渡轉角處又有應力集中，故當齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應力超過材料的許用應力時，輪齒就會斷裂。這種由于強度不夠而產生的斷裂，其斷面為一次性斷裂所呈現的粗狀顆粒面。在汽車變速器中這種情況很少發(fā)生。而最常見的斷裂則是由于在重復載荷作用下使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現疲勞裂縫而逐漸擴展到一定深度后所產生的折斷，其疲勞斷面在疲勞裂縫部分呈光滑表面，而突然斷裂部分呈粗粒狀表面[14]。變速器低擋小齒輪由于載荷大而齒數少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞強度的形式。齒面長期在脈動的接觸應力作用下，會逐漸產生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時由于齒面的相互擠壓，使充滿了潤滑油的裂縫處油壓增高，導致裂縫的擴展，最后產生剝落，使齒面上產生大量的扇形小麻點，即是所謂點蝕。點蝕使齒形誤差加大而產生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面出的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。 對于高速重載齒輪，由于齒面相對滑動速度高、接觸壓力大且接觸區(qū)產生高溫而使齒面間的潤滑油膜破壞，使齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式成為齒面膠合。在一般汽車變速器中，產生膠合損壞的情況較少。 增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質材料等，都是提高輪齒彎曲疲勞強度的措施。合理選擇齒輪參數及變位系數，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高齒面強度等，可提高齒面的接觸強度。采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面強度，選擇適當的齒面表面處理方法和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。 4.3.2 齒輪的材料選擇 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，經正火或調質處理后，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