東風標致308汽車兩軸五擋變速器設計含NX三維圖,東風,標致,美麗,汽車,兩軸五擋,變速器,設計,nx,三維 附件6 中期報告 （學生用表） 系（部）： 專業(yè)： 班級： 學生姓名 學號 指導教師 課題名稱 汽車兩軸五檔變速器設計 簡述開題以來所做的具體工作和取得的進展或成果： 開題以來，我查閱了設計變速器的相關資料和圖書，首先完成了變速器設計的基本數(shù)據(jù)計算，如變速器傳動機構方案的布置與分析、齒輪形式的選擇與設計、軸的設計、同步器的選型與設計等。繪制了變速器的三維零件圖近60個，基本完成變速器的裝配工作。 存在的具體問題與解決方法： 問題：雖變速器的大部分工作已經完成，但有許多地方存在設計不合理或沒有注意到的地方需要改進和加強，設計中一些零件的細節(jié)尺寸無法確定，尺寸選擇不精確。 解決方法：在后面的時間編寫設計說明書的時候，結合所借閱的圖書和資料檢驗設計數(shù)據(jù)的正確和合理性，檢查零件圖繪制不合理的地方，進行修改等工作。 下一步工作的主要研究任務、具體設想與安排： 下一步工作完成變速器設計說明書的編寫，檢查設計中出出現(xiàn)的錯誤和漏洞，完成說明書的編寫之后，將所有繪制的零件進行裝配，在裝配體的基礎上創(chuàng)建爆炸圖、變速器拆裝動畫、運動仿真等。 指導教師對前期工作的評價： 指導教師簽名： 年 月 日 注：1、本表可根據(jù)內容續(xù)頁；2、指導教師評價及簽名手寫，其他內容電子版填寫。 附件3 任務書 （指導教師用表） 系（部）： 專業(yè)： 班級： 學生姓名 指導教師姓名 論文（設計）題目 汽車兩軸五擋變速器設計 下達任務日期 任務起止日期 主要研究內容及方法 本次畢業(yè)設計研究的是汽車兩軸五擋變速器，主要研究內容如下： （1）通過各種方式，了解汽車兩軸五擋變速器的構造和特點及其工作原理； （2）查閱資料，擬定一套設計該變速器的的可行性方案； （3）對變速器構造進行合理的分析和設計，尋求最佳設計方案； （4）設計變速器中主要零部件的參數(shù)，如齒輪、軸、同步器等； （5）合理選擇標準件的類別和型號。 （6）完成變速器的設計，對裝配體進行運動仿真。 設計方法： 通過借閱圖書、查閱資料，網上搜查資料等熟悉車用變速器的構造和工作原理之后，計算兩軸五擋變速器箱體、輸出軸、輸入軸、齒輪、變速桿、撥叉、彈簧等設計其參數(shù)，主要利用UG和CAD等制圖軟件繪制圖紙。 主要任務及目標 本次畢業(yè)設計的任務是：在設計題目確定后，通過借閱圖書、查閱資料，網上搜查資料等熟悉車用變速器的構造和工作原理，對變速器進行合理的計算和參數(shù)設計，利用CAD和UG軟件技術來完成兩軸五擋變速器的繪制。 目標是：（1）編制計算說明書1份（100-110頁），內容包括（任務設計要求的選型、論證和設計、計算內容等）。（2）變速器零部件UG三維圖、裝配圖、運動仿真及爆炸圖。（3）通過本次畢業(yè)設計，鞏固所學的理論知識，培養(yǎng)運用所學專業(yè)理論知識的能力，提高了應用CAD和UG軟件的能力。 主要參考文獻 [1]王望予．汽車設計．第4版．北京：機械工業(yè)出版社，2004． [2]陳家瑞．汽車構造．第3版．北京：機械工業(yè)出版社，2009． [3]余志生．汽車理論．第5版．北京：機械工業(yè)出版社，2009． [4]汽車工程手冊編輯委員會．汽車工程手冊：設計篇．第1版．北京：人民交通出版社，2001． [5]高維山．汽車設計叢書：變速器．第1版．北京：人民交通出版社，1990． [6]龔微寒．汽車現(xiàn)代設計制造．北京：人民交通出版社，2005． [7]成大先．機械設計手冊．第6版．北京：化學工業(yè)出版社，2017． [8]謝忠東．機械原理．第1版．北京：北京航天航空大學出版社，2011． 進度安排 各階段工作任務 起止日期 課題選擇，查閱資料 第1~2周 完成變速器參數(shù)的設計、計算和校核工作檢查 第3~6周 設計及計算結果，開始準備畫零件圖和裝配圖 第7~9周 完成編寫說明書和圖紙的修改，指導老師審核 第10~11周 畢業(yè)答辯 第12周 任務下達人簽名 任務接收人 簽名 教研室指導小組組長簽名 系部領導小組組長簽名 注：1、本表可根據(jù)內容續(xù)頁； 2、本表一式兩份，學生、系部存檔各一份；3、簽名需手寫，其他內容電子版填寫。 附件7 工作中期檢查記錄 系（部）： 專業(yè)： 班級： 姓名 學號 指導教師 檢 查 主 要 內 容 畢業(yè)論文（設計）的進度如何，目前已經完成的內容，尚需完成的內容等。 目前已經繪制UG三維零件圖60余個、零件裝配基本完成；畢業(yè)設計說明書前三章基本完成。 下一步完成畢業(yè)設計說明書的編寫及修改，UG三維零件圖的修改，在裝配體的基礎上，創(chuàng)建裝配體的爆炸圖、拆裝動畫、運動仿真等；最后完成和修改畢業(yè)設計說明書格式、任務書等表格的格式等。 指導教師是否到位，有無指導記錄，記錄情況如何等。 指導老師認真負責，每個星期進行兩次畢業(yè)設計輔導，會檢查本組學生的畢業(yè)設計進度和完成情況，并且指出不足之處而進行詳細的講解。 存在的問題及擬采取的方法等。 存在的問題： 1．設計的數(shù)據(jù)與實際有偏差，存在設計不合理的地方以及沒有注意到一些細節(jié)問題，后期需要整改。 2．在設計齒輪或傳動比方面有出現(xiàn)計算錯誤，零件圖繪制不規(guī)范需要修改。 采取方法：當遇到問題時，向指導老師請教，多參考設計規(guī)范和相關專業(yè)的書籍。 畢業(yè)論文（設計）工作領導小組意見 組長簽名： 年 月 日 附件5 開題報告 （學生用表） 系（部）： 專業(yè)： 班級： 課題名稱 汽車兩軸五檔變速器設計 指導教師 學生 學號 一．課題來源及意義 本次畢業(yè)設計源于生產世紀，對于我們今后從事實際技術工作有很大的幫助，有利于我們掌握壓鑄模設計的過程和要點，熟悉UG軟件在壓鑄模設計中的應用步驟，為日后的工作打下一個堅實的基礎。 本次畢業(yè)設計正是利用CAD和UG技術來完成兩軸五檔變速器的設計。通過本次畢業(yè)設計，不僅可以鞏固所學的理論知識，還可以培養(yǎng)運用所學專業(yè)理論知識的能力，同時提高了應用CAD和UG軟件的能力，因而是一次很好的理論和實踐相結合的鍛煉機會。 二．國內外發(fā)展狀況及研究背景 1940年美國通用汽車公司首次將液力機械式自動變速器裝車應用以來，液力機械式自動變速器的生產形成系列化和專業(yè)化。其發(fā)展之快，應用之廣，以至于人們直接命名其為“自動變速器（AT）”。AT以優(yōu)越的動力性能，乘坐舒適性和簡便的操作，在汽車工業(yè)中占有相當?shù)牡匚?。我國幾種系列轎車中和重型載貨車上雖有應用，但限于技術和經濟條件，獨立開發(fā)，成批生產AT的能力尚不具備省油，排污低，操縱方便，行駛舒適的機械式無級自動變速器(CVT)一直是人們追求的目標。CVT與其它傳動相比，操縱方便性和乘坐舒適性均可與液力變矩器相媲美，而其傳動效率卻遠高于液力變矩器。更主要的是它能夠協(xié)調車輛外界行駛條件與發(fā)動機負荷，充分發(fā)揮發(fā)動機潛力，提高整車燃油經濟性，使汽車具有良好的牽引特性，顯著地提高超車性能，這是現(xiàn)有的有級式變速器無法相比的，故CVT是國內外汽車傳動研究和推廣的重點之一。電傳動與液壓車輛的馬達相似，它一改機械傳動中的傳統(tǒng)結構，代之以電流輸至電動機來驅動汽車。另一種以新型蓄電池，燃料電池作為能源的電動車，它不用石油燃料，無污染，能量轉換效率高，因而將廣泛用于短途運輸?shù)霓I車，大客車，貨車上。日本的電源公司，美國通用公司，德國大眾公司等研制的電動車已基本上滿足使用者的需要。電力式自動變速器噪聲低，污染小，自動化程度高，元件布置方便，可用電池代替原動機，在不可再生資源日益枯竭，環(huán)境污染日益嚴重的今天，電力式自動變速器無疑是重要的發(fā)展方向之一。電子控制機械式自動變速器(AMT)是自動變速器的一種，它是在原有固定軸式齒輪變速器的基礎上，把選，換檔和離合器及發(fā)動機油門的操縱自動化。與液力機械式自動變速器和機械式無級變速器相比，它具有傳動效率高,成本低，易制造，生產繼承性好等優(yōu)點，從世界范圍來看，它是自動變速器的一個重要發(fā)展方向?！熬盼濉逼陂g，它的研究，開發(fā)和產品化被列為國家科技攻關項目。?? 近年來，隨著車輛技術的進步和車輛密度的加大，對變速器的性能要求也越來越高。眾多的汽車工程師在改進汽車變速器性能的研究中傾注了大量的心血，使變速器技術得到飛速的發(fā)展。近年來，隨著微電子技術的飛速發(fā)展，電子控制自動變速器的問世，給汽車帶來了更理想的傳動系統(tǒng)。機電一體化技術進入汽車領域，推動汽車變速器裝置的重大變革。自動變速器裝置出現(xiàn)了電子化趨勢，特別是大規(guī)模集成電路技術的發(fā)展，使由微機控制發(fā)動機和變速器換擋成為可能。?? 目前世界上撞車較多的汽車變速器時手動速器、電控液力自動變速器、金屬帶式無級變速器、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。 三．研究目標及內容 本次畢業(yè)設計研究的是汽車兩軸五擋變速器，主要研究內容如下： （1）通過各種方式，了解汽車兩軸五擋變速器的構造和特點及其工作原理； （2）查閱資料，擬定一套設計該變速器的的可行性方案； （3）對變速器構造進行合理的分析和設計，尋求最佳設計方案； （4）設計變速器中主要零部件的參數(shù)，如齒輪、軸、同步器等； （5）合理選擇標準件的類別和型號。 （6）完成變速器的設計，對裝配體進行運動仿真。 目標是： （1）編制計算說明書1份100-110頁，內容包括（任務設計要求的選型、論證和設計、計算內容等）。 （2）變速器零部件UG三維圖、裝配圖、運動仿真及爆炸圖。 （3）通過本次畢業(yè)設計，鞏固所學的理論知識，培養(yǎng)運用所學專業(yè)理論知識的能力，提高了應用CAD和UG軟件的能力。 四．研究方法及進度安排 （2）進度安排： 第1-2周：課題選擇，查閱資料 第3-6周：完成變速器參數(shù)的設計、計算和校核工作檢查 第7-9周：設計及計算結果，開始準備畫零件圖和裝配圖 第10-11周：完成編寫說明書和圖紙的修改，指導老師審核 第12周：畢業(yè)答辯 （1）研究方法： 調研 撰寫開題報告 查找相關資料 變速器說明書 同步器 的設計 校核 計算 變速器參數(shù) 的確定 變速器傳動機構方案的選擇 同步器方案 的選擇 齒輪彎曲強度和接觸強度校核 擋數(shù)和傳 動比范圍 采用兩軸式變速器 同步器參數(shù) 的設計 軸的強度 和剛度校核 齒輪 參數(shù) 全同步器 換擋 完成設 計說明書 明書 完成繪圖 五．可行性分析 本次畢業(yè)設計是基于本人對汽車的愛好而選擇的課題，在了解了汽車變速器的基礎之下而進行汽車兩軸五檔變速器的設計，通過查閱文獻，觀看教學視頻，計算數(shù)據(jù)，繪制三維圖而完成本次設計。 六．參考文獻 [1]王望予．汽車設計．第4版．北京：機械工業(yè)出版社，2004． [2]陳家瑞．汽車構造．第3版．北京：機械工業(yè)出版社，2009． [3]余志生．汽車理論．第5版．北京：機械工業(yè)出版社，2009． [4]汽車工程手冊編輯委員會．汽車工程手冊：設計篇．第1版．北京：人民交通出版社，2001． [5]高維山．汽車設計叢書：變速器．第1版．北京：人民交通出版社，1990． [6]龔微寒．汽車現(xiàn)代設計制造．北京：人民交通出版社，2005． [7]成大先．機械設計手冊．第6版．北京：化學工業(yè)出版社，2017． [8]謝忠東．機械原理．第1版．北京：北京航天航空大學出版社，2011． 指導教師意見： 指導教師簽名： 年 月 日 注：1、本表可根據(jù)內容續(xù)頁；2、指導教師意見及簽名手寫，其他內容電子版填寫。 附件13 成績評定表 系（部）： 專業(yè)： 班級： 姓名 學號 論文（設計）題目 汽車兩軸五擋變速器設計 指導教師評語 成績： 分 指導教師（簽名）： 年 月 日 評閱教師評語 成績： 分 評閱教師（簽名）： 年 月 日 論文答辯小組意見 成績： 分 組長（簽名）： 年 月 日 系答辯委員會審核意見 總評成績： 分 主任（簽名）： 年 月 日 注：1、本表中成績應按照《呂梁學院畢業(yè)論文（設計）評分細則》（附件11）要求進行評定； 2、總評成績由指導教師評閱成績、評閱教師成績和答辯成績按4:2:4的比例計算得出； 3、該表中評語及意見需手寫。 附件4 指導記錄 （指導教師用表） 系（部）： 專業(yè)： 班級： 姓名 學號 指導教師 職稱/學位 畢業(yè)論文 （設計）題目 汽車兩軸五擋變速器設計 日 期 指導內容 存在問題 指導 學時數(shù) 2018.03.05 首次設計輔導，向學生介紹畢業(yè)設計的準備工作，介紹了設計理念和設計思路的構想方法和選題角度。 個人沒有確定的設計方向和題材，沒有確定的設計內容。 2學時 2018.03.12 由指導老師提供部分選題供學生選擇，進行設計方向的指導，每個人確定大致的研究內容和研究方向。 對題目的具體研究內容和研究方法沒有明確的認識。 2學時 2018.03.19 組內學生明確個人的課題研究方向，并將確切的設計題目報給小組負責人進行匯總，編寫開題報告并提交。 報告的內容空洞，不夠充實，格式、排版等存在問題。 2學時 2018.03.26 學生向指導老師簡要闡述自己的設計構想和設計的階段性目標，對設計的進度安排進行合理規(guī)劃。 知識儲備不足，設計思路各某些細節(jié)方面的認識不足，很多想法在實踐時存在一定障礙。 2學時 2018.04.02 由指導老師根據(jù)學生的進度進行逐個查閱，對學生存在的問題進行引導和修正 查閱相關文獻期刊資料時大篇幅的復制，沒有經過仔細的篩選。 2學時 2018.04.09 學生進行設計數(shù)據(jù)的匯總，由指導老師進行查驗，對其中的錯誤和不合理之處一一指正。 設計數(shù)據(jù)與設計結果存在出入，部分參數(shù)選擇不合理，需要重新進行計算校對。 2學時 2018.04.16 學生提交UG三維零件圖繪制成果、說明書內容，由指導老師進行審核，查看學生是否保質保量的完成階段行工作。 UG三維零件圖繪制不標準，參數(shù)選擇不合理等，說明書內容不夠具體。 2學時 2018.04.23 對學生的設計進度進行檢查，對于沒有完成預期計劃的學生進行勸勉，督促其盡快完成。 基于UG三維零件圖進行裝配的實體存在偏差和錯位。 2學時 2018.04.26 對學生的設計數(shù)據(jù)進行再次審查，確認其修改正確，符合設計要求，指導學生完善圖紙的繪制。 爆炸圖爆炸順序與實體拆裝順序不符，需要重新調整。 2學時 2018.05.07 對學生在設計中的問題進行解答，給學生留有充分的討論和交流時間，與指導老師進行詳細探討。 學生積極性不足，討論問題時不夠活躍。 2學時 2018.05.11 對學生繪制的電子版二維裝配圖和三維模型進行核查，對其中存在的問題進行糾正。 UG運動仿真過于簡單，需細化仿真過程。 2學時 201.05.14 對學生說明書進行查驗，對說明書的的排版，正文，插圖，目錄，表格等進行規(guī)范和統(tǒng)一。 說明書格式和排版不正確，細節(jié)上存在較多問題。 2學時 2018.05.18 審核學生設計完成程度，對沒有按期完成任務的同學進行勸誡，指導學生填寫相關材料與打印。 部分學生未能按時完成設計任務。 2學時 2018.05.21 對學生設計資料進行查閱，指導學生按照給定的模版格式進行修正。 學生說明書中存在格式不正確問題，如字體，行間距等，需進行細微調整。 2學時 2018.05.25 對學生的設計成果進行終審，并指出其存在的問題，對答辯流程及注意事項進行講解，鼓勵學生做好充足的準備。 學生對答辯認識存在誤區(qū)，需要進行正確引導。 2學時 注：本表可續(xù)頁，由指導教師根據(jù)畢業(yè)論文（設計）指導工作方案和實際指導情況填寫（可電子版填寫）。 汽車兩軸五擋變速器設計 摘 要 手動變速器的誕生在一定程度上促進了汽車產業(yè)的不斷發(fā)展，到現(xiàn)在幾乎所有品牌的汽車都將手動變速器作為最基本的車型配置，而所有的變速器廠商都會無一例外的選擇生產這種變速器。手動變速器結構簡單可靠、傳遞效率高、燃油經濟性好，并且充滿駕駛樂趣。 本次設計的任務是設計一臺用于轎車上前置前驅引擎橫置的手動變速器。設計采用兩軸式變速器，該變速器具有兩個突出的優(yōu)點：一是對齒輪傳動，所以傳動效率高，噪聲小；二是各中間擋位只經一對齒輪傳動，所以傳動效率高，噪聲小。 根據(jù)轎車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)，結合自己選擇適合于該轎車的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。根據(jù)上述參數(shù)，再結合汽車設計、汽車理論、機械設計等知識，計算出相關的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。 它功用是：①改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；②在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；③利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于發(fā)動機換擋或進行動力輸出。這臺變速器具有五個前進擋和一個倒擋，并通過鎖環(huán)式同步器來實現(xiàn)換擋。 關鍵詞：手動變速器；傳動比；齒輪；鎖環(huán)式同步器 V Abstract The birth of the manual transmission to a certain extent, promote the continuous development of the auto industry, now almost all brands of cars will be manual transmission as the basic model, and the choice of all transmission manufacturers invariably produces the transmission. The manual transmission structure is simple and reliable, high transmission efficiency, good fuel economy, and full driving pleasure. The assignment was to design a manual transmission for a front-end engine for a car. This design adopts two shafts, the transmission has two outstanding advantages: a pair of gear transmission, so the transmission efficiency is high, the noise is small. ; The second is that the intermediate stops are only driven by a pair of gears, so the transmission efficiency is high and the noise is small. According to the shape of the car, wheel tread, wheel base, the smallest ground clearance, the minimum turning radius, vehicle weight, load weight and top speed combined with your choice of parameters, such as suitable for the engine of the car models can be concluded that the maximum power of engine, torque, displacement and other important parameters. According to the above parameters, combined with automobile design, automobile theory, mechanical design and other relevant knowledge, the relevant transmission parameters are calculated and the rationality of the design is demonstrated. Its function is: (1) change the transmission ratio, expand the driving range of rotary torque and rotational speed, to adapt to the constantly changing driving conditions, such as starting, acceleration, hill, at the same time make the engine work under favorable conditions; In the premise that the engine is rotating in the same direction, the car can go backward. The use of the gap, interrupt power transmission, so that the engine can start, idle, and facilitate the engine shift or power output. The transmission has five forward gears and one reverse gear, and the switch is realized through the lock ring synchronizer. Key Words：Manual transmission; Transmission ratio; Gear; Lock ring synchronizer. 目　錄 第1章　概 述 1 第2章　變速器傳動機構布置方案 3 2.1 變速器傳動機構布置方案的確定 3 2.1.1 變速器傳動機構的結構分析 3 2.1.2 傳動機構的布置方案分析 3 2.2 變速器零、部件結構方案分析 6 2.2.1 齒輪形式 6 2.2.2 換擋機構形式 6 2.2.3 自動脫擋 7 第3章　變速器設計與計算 9 3.1 擋位數(shù)選擇 9 3.2 傳動比的選擇 9 3.3 中心距A 11 3.4 外形尺寸 12 3.5 齒輪參數(shù) 13 3.5.1 齒輪模數(shù) 13 3.5.2 壓力角α 14 3.5.3 螺旋角β 14 3.5.4 齒寬b 14 3.5.5 齒頂高系數(shù) 15 3.5.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 15 3.5.7 齒輪精度的選擇 19 3.5.8 螺旋方向的選擇 19 3.5.9 齒輪變位系數(shù)的選擇與計算 20 3.5.10 各齒輪主要參數(shù) 21 第4章　齒輪強度及校核 23 4.1 齒輪材料的選擇 23 4.2 齒輪的損壞形式 23 4.3 輪齒強度計算 23 4.3.1 輪齒彎曲強度計算 23 4.3.2 輪齒接觸應力計算 25 第5章　變速器軸及軸承的選擇與計算 27 5.1 變速器軸的結構和尺寸 27 5.1.1 軸的結構分析 27 5.1.2 軸尺寸的確定 27 5.2 軸的校核 30 5.3 變速器軸承的選擇 34 5.3.1 軸承的特點 34 5.3.2 變速器軸承選用分析 35 5.3.3 變速器軸承類型的選擇 36 第6章　變速器同步器設計 37 6.1 鎖環(huán)式同步器的結構 37 6.2 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 37 6.3 花鍵的校核 40 第7章　變速器操縱機構 43 7.1 變速器操縱機構功用 43 7.2 換擋位置圖 43 7.3 變速桿的布置 44 7.4 鎖止裝置 45 7.4.1 互鎖裝置 45 7.4.2 自鎖裝置 47 7.4.3 倒擋鎖裝置 47 第8章　UG9.0裝配說明 49 8.1 箱座 49 8.2 箱蓋 52 8.3 齒輪 55 8.4 鎖環(huán)式同步器 60 8.4.1 花鍵轂 60 8.4.2 同步鎖環(huán) 61 8.4.3 嚙合套 62 8.4.4 銷 63 8.5 變速桿 64 8.5.1 換擋桿 64 8.5.2 彈簧 66 8.5.3 撥叉 66 8.5.4 滑塊 67 8.6 軸承端蓋 67 8.6.1 氈圈油封與調整墊片 67 8.6.2 軸承端蓋 68 8.7 軸 69 8.8 標準件 70 8.9 裝配 71 8.9.1 接觸對齊 71 8.9.2 平行 72 8.9.3 距離 73 8.9.4 裝配體 73 8.10 爆炸圖 75 第9章　結 論 79 附　錄 81 參考文獻 105 致　謝 107 第1章　概 述 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種形式工況下，使汽車或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。變速器設有空擋，可在啟動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 對變速器提出如下基本要求： 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)動機動力向驅動輪輸出。 3） 設置倒擋，是汽車能倒退行駛。 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，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(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，變速器還應滿足輪廓齒輪和質量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數(shù)，傳動比范圍和各傳動比有關。汽車工作的道路越復雜，比功率越小。變速器傳動比的范圍越大。 在原有變速傳動機構基礎上，在附加一個副箱體，這就在結構變化不大的基礎上，達到增加變速器擋位數(shù)的目的。近年來，變速器操縱機構有向自動操縱方向發(fā)展的趨勢。 變速器是由變速傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進擋數(shù)或軸的形式不同分類。根據(jù)前進擋數(shù)的不同，可分為三擋、四擋、五擋、多擋變速器幾種；根據(jù)軸的不同類型，可分為固定軸式和旋轉軸式兩大類，而固定軸式又可分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式、多中間軸式變速器。 汽車變速器是汽車傳動系中最主要的部件之一。如今，中國汽車變速器市場正處于高速發(fā)展期，汽車的變速器也是呈現(xiàn)出多種多樣： 手動變速器（Manual Transmission，簡稱MT），也叫手動擋，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。手動變速在操縱時必須踩下離合，方可撥得動變速桿。一般來說，如果駕駛者技術好，手動變速的汽車在加速、超車時比自動變速車快，也省油。 自動變速器（Automatic Transmission，簡稱AT），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。 手自一體（Tiptronic）即手動/自動一體化變速器，由德國保時捷車廠在911車型上首先推出，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動擋束縛，讓駕駛者也能享受手動換擋種類的樂趣。此型車在其擋位上設有“+”、“-”擋位。在D擋（前進擋）時，可自由變換降擋（-）或加擋（+），如同手動擋一樣。駕駛者可以在入彎前像手動擋般地強迫降擋減速，出彎時可以低中擋加油出彎。 無級變速器（CVT）最早由荷蘭人范·多尼斯（Van Doorne's）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換擋的突跳感覺。無級變速器屬于自動變速器的一種，但它能克服普通自動變速器“突然換擋”、油門反應慢、油耗高等缺點。 在此次的設計中對汽車機械式變速器做了總體的設計，對變速器的傳動方案進行了選擇，變速器的齒輪和軸做了詳細的設計計算，對同步器和一些標準件做了選型設計等。 - 127 - 第2章　變速器傳動機構布置方案 汽車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的到廣泛應用。 2.1 變速器傳動機構布置方案的確定 2.1.1 變速器傳動機構的結構分析 在設計變速器時，應首先根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的動力性好和燃油經濟性都有重要的直接影響。 傳動比范圍是變速器低擋傳動比與高擋傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比愈小，則變速器的傳動比范圍應愈大。目前，轎車變速器的傳動比范圍為3.0~4.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0；越野車與牽引車為10.0~20.0。 不同類型的汽車具有不同的傳動系擋位數(shù)。其原因在于它們的使用條件不同，對整車的性能要求不同，汽車本身的功率不同。而傳動系的擋位數(shù)與汽車的動力性、燃油經濟型有著密切的關系。一般最大傳動比與最小傳動比之比值越大，擋位數(shù)也越多。 轎車的行駛速度高，比功率大，最高擋的后備功率也大，即相對而言最高擋的驅動力與一擋驅動力間的范圍小，即小。因此，過去美國裝備手動變速器的轎車，常用操縱方便的3擋變速器；而注重節(jié)約燃油的國家，如歐洲各國，選用發(fā)動機排量較小，則用4擋變速器。近年來，為了進一步節(jié)約燃油，裝用手動變速器的轎車普遍采用5擋變速器，也有采用6擋變速器的。而貨車的比功率小，使用條件也更復雜，如礦山重型汽車，行駛道路變化很大，所以一般采用6擋至十幾個擋的變速器，以適應復雜的使用條件。 2.1.2 傳動機構的布置方案分析 1．固定軸式變速器 （1）兩軸式變速器 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器應用廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前驅的汽車上。 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以有結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間擋位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲也低。為了保證齒輪的壽命，兩軸式變速器不能設置直接擋，所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有受結構的限制，兩軸式變速器的一擋傳動比不可能設置得很大。對于前進擋，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反。 （2）中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后驅汽車和發(fā)動機后置后驅的客車上。變速器第一軸的前端經軸承支撐在發(fā)動機飛輪上，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。 當汽車采用中間軸式變速器傳動方案時，變速器的第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第二軸的前端經軸承支撐在第一軸后端的孔內，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及中間軸均不承載，此時變速器的傳動效率高，可到90％以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。在除直接擋意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。 因本次選擇的是東風標致308汽車發(fā)動機，排量為1.6L，屬于小型前置前輪驅動汽車，經過對比，選擇設計兩軸式變速器。 發(fā)動機前置前輪驅動乘用車上采用兩軸式變速器傳動方案時，其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時，主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其他擋位均采用常嚙合齒輪傳動；同步器多數(shù)安裝在輸出軸上，這是因為一擋主動齒輪尺寸小，同步器安裝在輸入軸上有困難，而高擋的同步器可安裝在輸入軸的后端。經上論述，傳動布置方案如圖2-1所示。 圖2-1 傳動方案布置 傳動路線： 1擋：輸入軸→1→2→同步器①→輸出軸 2擋：輸入軸→3→4→同步器①→輸出軸 3擋：輸入軸→5→6→同步器②→輸出軸 4擋：輸入軸→7→8→同步器②→輸出軸 5擋：輸入軸→同步器③→9→10→輸出軸 倒擋：輸入軸→11→13→12→輸出軸 2．倒擋布置方案 與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。而本設計倒擋齒輪采用的是常嚙合齒輪。為實現(xiàn)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，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。前者雖然結構簡單，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力狀態(tài)下工作，而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。 圖2-2 倒擋布置方案 圖2-2為常見的倒擋布置方案。圖2-2b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。圖2-2c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2-2d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-2c所示方案。圖2-2e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2-2f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2-2g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復雜一些。綜上，選擇圖2-2f倒擋布置方案。 因為變速器在一擋或倒擋因傳動比較大，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，最終變現(xiàn)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和倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以便改善以上不良狀況，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，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。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內略有增加，而在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。 2.2 變速器零、部件結構方案分析 2.2.1 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(shù)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。 因此本次設計中常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，倒擋采用直齒圓柱齒輪。 2.2.2 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。 汽車行駛時各擋齒輪有不同的角速度，因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨有噪聲。這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），時齒輪換擋時無沖擊，才能克服上述缺點；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，會影響行駛安全性。除此之外，采用直齒滑動齒輪換擋時，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，但除一擋，倒擋外已很少使用。 當變速器第二軸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，同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)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，并且與同步器換擋比較還有結構簡單、制造容易、能夠降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，雖然它有機構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。 利用同步器或嚙合套換擋，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，要求換入不同擋位的變速桿行程要求盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實現(xiàn)這一點。所以本次設計中換擋機構采用同步器換擋。 2.2.3 自動脫擋 自動脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器軸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，除工藝上采取措施外，目前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種： 1．將兩接合齒的嚙合位置錯開，見圖2-3所示。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒約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。 圖2-3 防止自動脫擋的結構措施1 2．將嚙合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，從而減少自動脫擋，如圖2-4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2-5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。 圖2-4 防止自動脫擋的結構措施2 圖2-5 防止自動脫擋的結構措施3 第3章　變速器設計與計算 本次變速器設計是基于東風標致308汽車發(fā)動機，其參數(shù)如表3-1： 表3-1 東風標致308發(fā)動機基本參數(shù) 發(fā)動機型號 N6A 10XA3A PSA 主減速器比 4.923 整車質量（Kg） 1340 最大功率（Kw） 78 最高車速（Km/h） 185 最大爬坡度（％） ≥30 最大扭矩（N·m） 142 3.1 擋位數(shù)選擇 不同類型的汽車具有不同的傳動系擋位數(shù)。其原因在于它們的使用條件不同，對整車的性能要求不同，汽車本身的功率不同。而傳動系的擋位數(shù)與汽車的動力性、燃油經濟性有著密切的關系。 變速器的擋數(shù)可在3~20個擋位范圍內變化。增加變速器的擋數(shù)，能夠改善汽車的動力性和燃油經濟性以及平均車速。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且使輪廓尺寸和質量增大，同時操縱機構復雜。而且使在使用時換擋頻率增高并增加了換擋難度。 近年來，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4~5個擋位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用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的或貨車采用五擋變速器，載質量在4.0~8.0t的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于總質量大的貨車和越野車上。 3.2 傳動比的選擇 選擇最低擋傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、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和確定。 汽車爬陡坡時車速不高，可忽略空氣阻力，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，故有： （3-1） 則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比為： =2.022 式中：m——汽車總質量；m=1340Kg； g——重力加速度；g=9.8m/s2； ——發(fā)動機最大扭矩；=142N·m ——變速器一擋傳動比； ——主減速器傳動比；=4.923； f ——道路滾動阻力系數(shù)；取f=0.020； ——傳動系機械效率；取=0.90； ——驅動輪滾動半徑；取=0.316m； ——汽車最大爬坡度；為≥30％，即30％，即≥16.7° 一般乘用車的車速比較大，通常設有超速擋，所以本次變速器設計為五個擋位，目前乘用車的傳動比范圍在3.0~4.5之間，兩軸變速器不設有直接擋，則最高擋是超速擋，傳動比范圍中在0.7~0.8；此處初取=3.50；=0.75。 變速器最高擋傳動與最低擋傳動比確定之后，中間各擋的傳動比理論上是按以下公比來確定： =1.47 （3-2） 實際上，對于擋位數(shù)較少的變速器，各擋傳動比的比值常常并不正好相等，即并不是按照等比級數(shù)來分配傳動比的。這主要是是考慮到各擋的利用率差別很大的緣故。汽車主要用較高擋位行駛的，例如5擋變速器中的1、2、3三個擋位的總利用率僅為10％~15％；因高擋使用頻繁，所以較高擋位相鄰兩擋間的傳動比間隔應小些，特別是最高擋與次高擋之間應更小些，要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下，該值越小換擋工作越容易進行。因此實際上各擋傳動比常按如下關系分布： … 參考圖3-1，可初步確定各擋間的傳動比的比值： 圖3-1 各擋傳動比與5擋傳動比值隨最高車速的變化情況 初取=0.75；令： 令=1.25，得=0.938； 令=1.35，得=1.266； 令=1.50，得=1.899； 令=1.75，得=3.323； 綜上可得：=3.323，=1.899，=1.266，=0.938，=0.750。 3.3 中心距A 對于兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸之間的距離稱為變速器中心距，它是一個基本參數(shù)，其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對齒輪的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪壽命越短。最小允許中心距當由保證齒輪有必要的接觸強度來確定。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置軸承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。此外受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制，要求中心距也要大些。 通常根據(jù)經驗公式初選中心距： A=（11~14）（轎車） （3-3） A=（14~17）（載貨汽車） 求得中心距為： A=（11~14）=57.39~73.04（mm） 發(fā)動機前置前驅（FF）和發(fā)動機前置后驅（FR）乘用車的變速器中心距A，也可以根據(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，如圖3-2所示： 圖3-2 變速器中心距A與發(fā)動機排量的關系 乘用車變速器的中心距在60~80mm范圍內變化，原則上，總質量越小的汽車，中心距也越小。 當變速器選用的擋數(shù)和同步器多時，上述中心距系數(shù)應取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)。故取A=75mm。 3.4 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初步確定。 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸（3.0~3.4）A。 而設計的是五擋變速器，初定軸向殼體尺寸為280mm。變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 3.5 齒輪參數(shù) 3.5.1 齒輪模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是： 在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重和度增加，并減少齒輪的噪聲，故為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各擋齒數(shù)應有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應選??；對貨車，減小質量比噪聲更重要，故齒輪應選大些的模數(shù)。 變速器低擋齒輪應選用大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。少數(shù)情況下，汽車變速器各擋齒輪均選用相同的模數(shù)。 變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表3-1： 表3-1 汽車變速器齒輪的發(fā)現(xiàn)模數(shù)mn 車 型 車用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量ma/t 1.0>V1.6 1.614.0 模數(shù)mn/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝上的原應，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。其取用范圍是：乘用車和總質量ma在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利換擋。 初選模數(shù)時，可參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定；也可以根據(jù)經驗公式確定，即： ==2.42mm（高擋齒輪K=1） m==2.51mm（一擋齒輪） 式中：——斜齒輪法向模數(shù)； m ——為直齒輪模數(shù)； ——發(fā)動機最大扭矩, =142N·m； ——變速器傳動效率：?。?6％； ——變速器一擋傳動比；=3.38； 本次設計前進擋齒輪都為斜齒圓柱齒輪，并按同一模數(shù)進行。理論上倒擋齒輪模數(shù)與一擋接近。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都相同，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。同樣所選模數(shù)值應符合國家標準。本設計前進擋斜齒輪法向模數(shù)取=2.5；倒擋直齒輪模數(shù)取m=2.6。 3.5.2 壓力角α 齒輪壓力角較小時，重合度大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合時和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為28°時強度最高，超過28°強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25°時強度最高。因此，理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用小些的壓力角。 實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°；嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°壓力角。 所以本次設計中變速器齒輪壓力角取20°，嚙合套或同步器的接合齒壓力角取30°。 3.5.3 螺旋角β 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。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。試驗還證明：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30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(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，應選用較大螺旋角。 因本次設計的是兩軸式變速器，轎車兩軸式變速器可在20°～25°范圍內選擇，故初選的變速器齒輪螺旋角為： 3.5.4 齒寬b 選擇齒寬，應注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、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均有影響。 考慮到盡可能的縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時的軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬窄又會使齒輪的工作應力增加。選用寬些的齒寬，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造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒：b=kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 斜齒：b=kcmn，kc取6.0~8.5 對于模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得稍大。 小齒輪的齒寬在計算上認為加寬約5～10； 前進擋各齒輪齒寬為： b=kcmn=15~21.25（mm） 倒擋各齒輪的齒寬為： b=kcm=11.7~20.8（mm） 根據(jù)之后所設計的齒輪，可確定其寬度分別為： 前進擋各齒寬：b1=20mm，b2=17mm，b3=20mm，b4=17mm，b5=20mm， b6=17mm，b7=17mm，b8=20mm，b9=17mm，b10=20mm； 倒擋各齒寬： b11=19mm，b12=20mm，b13=19mm； 3.5.5 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強度、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)笑，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小。目前我國規(guī)定的齒頂高系數(shù)為1.00。 3.5.6 各擋齒輪齒數(shù)分配 圖3-3 傳動方案布置 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。 應該注意的是，各擋齒輪齒數(shù)比應盡可能不是整數(shù),以使齒面磨損均勻。圖3-3為本次設計的五擋變速器的傳動方案。 1．確定一擋齒輪參數(shù) 一擋傳動比為： =3.323 （3-4） 直齒 （3-5） 斜齒 （3-6） 為齒輪副的齒數(shù)和。 一擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，A=75mm，=23°，由式（3-6）可得： =55.23；取整為=56 即： =56 （3-7） 由式（3-4）（3-7）可求出一擋齒輪的齒數(shù)為： =13；=43 修正中心距A： 因為計算齒數(shù)和后，經過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 =76.05mm；取整=77mm 修正齒輪1與齒輪2齒數(shù)： ==56.70 （3-8） 由式（3-4）（3-8）可求出一擋齒輪的齒數(shù)為： =13；=44 修正傳動比： =3.38 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 2．確定二擋齒輪參數(shù) 二擋傳動比為： =1.899 （3-9） 二擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，=77mm，=23°，=57； 故解得： =20；=37 修正傳動比： =1.85 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 3．確定三擋齒輪參數(shù) 三擋傳動比為： =1.266 （3-10） 三擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，=77mm，=23°，=57； 故解得： =25；=32 修正傳動比： =1.28 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 4．確定四擋齒輪參數(shù) 四擋傳動比為： =0.938 （3-11） 四擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，=77mm，=23°，=57； 故解得： =30；=27 修正傳動比： =0.90 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 5．確定五擋齒輪參數(shù) 五擋傳動比為： =0.75 （3-12） 五擋齒輪為斜齒輪，且=2.5，=77mm，=23°，=57； 故解得： =33；=24 修正傳動比： =0.73 ；合格。 修正螺旋角： 由式（3-6）可得： =22.28° 5．確定倒擋齒輪參數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋相近，故初選輸入軸倒擋齒輪11齒數(shù)為： =12 而倒擋軸齒輪13的齒數(shù)一般在2123之間選擇。故選其值為=23。 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉,齒輪11和齒輪12的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙,則齒輪11齒頂圓直徑和齒輪12齒頂圓直徑有： (3-13) 得： ≤54.85 取整為： =50 得到： =12；=38 則： =3.17 故輸入軸與倒擋軸的中心距為： =45.5mm 輸出軸與倒擋軸的中心距為： =79.3mm 綜上所有結論得到修正后各擋的傳動比為： =3.38； =1.85； =1.28； =0.90； =0.73； =3.17 3.5.7 齒輪精度的選擇 輕型汽車的齒輪精度等級一般在5~8級，為提高高擋位齒輪的性能，齒輪精度不小于7級，取所有齒輪精度等級為7級。 3.5.8 螺旋方向的選擇 斜齒輪在傳遞扭矩時會產生軸向力；關于螺旋角的方向，輸入軸軸齒輪采用左旋，這樣可使第一所受的軸向力直接經過軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經過軸承的彈性擋圈傳遞。輸入軸和輸出軸的方向相反，輸入軸均選為左旋，則輸出軸齒輪均為右旋。 3.5.9 齒輪變位系數(shù)的選擇與計算 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除了避免齒輪產生干涉、根切和配湊中心距以外，還因為變速器不同擋位的齒輪在彎曲強度、接觸強度、使用平穩(wěn)性、耐磨性及抗膠合能力等方面有不同的要求，采用齒輪變位就能分別予以兼故。齒輪變位是提高齒輪壽命的有效方法。 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)的和為零。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想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。 變位系數(shù)的計算： 已知實際中心距=77mm，=22.28°，=2.5，=57 則標準中心距為： =77.01mm （3-14） 端面壓力角： （3-15） 端面嚙合角： （3-16） （3-17） （3-18） （3-19） 綜合上式可求出各齒輪的變位系數(shù)。由軟件《六藝方圓Wheel》可得各齒輪分配變位系數(shù)、、、、、、、、、、、、，如表3-2所示。 表3-2 各齒輪變位系數(shù) 0.395 -0.436 0.240 -0.280 0.110 -0.150 -0.082 0.042 -0.150 0.110 0 0 0 3.5.10 各齒輪主要參數(shù) 各個齒輪的主要參數(shù)如表3-3所示。 表3-3 各齒輪主要參數(shù) z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10 z11 z12 z13 齒數(shù)z 13 44 20 37 25 32 30 27 33 24 12 38 23 模數(shù) 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.6 2.6 2.6 齒寬b 20 17 20 17 20 17 17 20 17 20 19 20 19 端面模數(shù)mt 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.70 2.6 2.6 2.6 端面壓力角αt 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 21.47 20 20 20 壓力角α 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 螺旋角β 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 22.28 分度圓直徑d 35.13 118.89 54.05 99.97 67.55 86.46 81.06 72.95 89.17 64.85 31.20 98.80 59.80 齒頂高ha 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.6 2.6 2.6 齒根高hf 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.13 3.25 3.25 3.25 齒頂圓直徑da 40.13 123.89 59.04 104.97 72.55 91.46 86.06 77.95 94.17 69.85 36.40 104 65 齒根圓直徑df 28.88 112.64 47.79 93.72 61.30 80.21 74.81 66.70 82.92 58.60 24.70 92.30 53.30 節(jié)圓直徑 35.12 118.87 54.03 99.96 67.54 86.45 81.05 72.95 89.16 64.84 31.20 98.8.0 59.80 第4章　齒輪強度及校核 4.1 齒輪材料的選擇 現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。本次設計的齒輪的材料選用20CrMnTi。 4.2 齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 齒輪折斷發(fā)生在下述幾種情況：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)得極少，而后者出現(xiàn)得多些。 輪齒工作時，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在于齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成小麻點，稱之為齒面點蝕。它使齒形誤差加大。產生動載荷，并可能導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換擋的低擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換擋瞬間在輪齒端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 負荷大，齒面相對滑動速度又高的齒輪，在接觸壓力大且接觸產生的高溫作用的情況下使齒面間潤滑油膜破壞，導致齒面直接接觸，在局部高溫、高壓作用下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕裂痕跡，稱為齒面膠合。變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)較少。 4.3 輪齒強度計算 與其他機械設備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外汽車變速器的齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也是基本一致。故比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣可以獲得較為準確的結果。 4.3.1 輪齒彎曲強度計算 1．直齒輪彎曲應力 （4-1） 式中： ——彎曲應力（MPa）； Ft ——圓周力(N)，，為計算載荷(N·mm)； d ——節(jié)圓直徑(mm)；d=mz； b ——齒寬(mm)； ——應力集中系數(shù)，可近似取=1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； t ——端面齒距，t=πm，m為模數(shù)； y ——齒形系數(shù)，如圖4-1所示。 圖4-1 齒形系數(shù) 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，一擋、倒擋直齒輪許用彎曲應力在400~850MPa，而乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180~350范圍。 倒擋三個齒輪均采用直齒輪，其他擋位均為斜齒輪，可求得倒擋齒輪和各前進擋的彎曲應力如下表4-1、4-2所示。 表4-1 倒擋齒輪彎曲應力 齒輪 11 12 13 彎曲應力（MPa） 462.10 557.01 183.50 表4-2 前進擋齒輪彎曲應力 齒輪 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 彎曲應力 813.39 340.16 301.11 226.72 165.55 179.94 118.08 119.84 94.99 105.42 綜上各齒輪滿足要求。 2．斜齒輪彎曲應力 （4-2） 式中： ——彎曲應力（MPa）； Ft ——圓周力(N)，，為計算載荷(N·mm)； d ——節(jié)圓直徑(mm)；; b ——齒寬(mm)； ——應力集中系數(shù)，可近似取=1.50； ——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； t ——法向齒距，； y ——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖4-1中查的； ——重合度影響系數(shù)，=2.0； 4.3.2 輪齒接觸應力計算 （4-3） 式中： ——齒輪的接觸應力（MPa）； F ——齒面上的法向力（N）； ；Ft為圓周力（N），；為計算載荷(N·mm)；d為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)點壓力角（°）；為齒輪螺旋角（°）； E ——齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪的材料選用20CrMnTi,查資料得其彈性模量E=200×103MP