三軸式五檔手動變速器設計摘要本設計的任務是設計一臺用于通用五菱之光微型車的三軸式五檔手動變速器，該變速器有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最?。欢窃邶X輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。 隨著科學技術的日益發(fā)展，汽車的各項性能也日臻完善?，F(xiàn)代汽車已成為世界各國國民經(jīng)濟和社會生活中不可缺少的交通工具?，F(xiàn)代汽車除了裝有性能優(yōu)良的發(fā)動機外還應該有性能優(yōu)異的傳動系與之匹配才能將汽車的性能淋漓盡致的發(fā)揮出來，因此汽車變速器的設計顯得尤為重要。分析了為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器應提出的設計要求。詳細介紹了變速器機構方案的確定，變速器主要參數(shù)的選擇，變速器的設計計算，同步器設計計算等在變速器設計過程中的關鍵步驟。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，加速等各種行駛工況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，用時使發(fā)動機在最有利工況范圍內工作。變速器設有空檔和倒檔。需要變速器還有動力輸出功能。關鍵詞：變速器；同步器；檔數(shù)；軸；Three axis manual shift transmission design in fiveAbstrackThis design task is to design a used for general WuLing sunshine in fiveof the three axis subcompact manual shift transmission ，the transmission hastwo outstanding advantages ： one is its direct transmission of high transmissionefficiency ； wear and noise minimal ；Second：in the gear center distance issmaller still can acquire larger gear transmission .Along with the development of science and technology , the car of variousperformance also is being perfected . Hyundai has become the world nationaleconomic and social life of indispensable transport . Modern car with goodperformance engine except outside still should have excellent performancedrivetrain matching car performance will play out, so the incisively and vividlyauto transmission design is particularly important. Analyzed in order to ensure transmission has good work performance ： the transmission should propose design requirements. Introduces the transmission mechanism project determination,and transmission main parameters are selected, the transmission design calculation , the synchronizer design calculation in design process such as a critical step in transmission. Transmission used to change to the drive wheels on the engine torque ancd rotational speed, the purpose is back starting, climbing, turn, accelerate, etc. Various kinds of driving conditions, the automobile get different traction and the engine speed and use it in the most favorable work within the working conditions. Transmission has gap and reversing. Need transmission and power output functions. Keywords: transmission; Synchronizer; File numbered; Axis; 目錄中文摘要英文摘要主要符號表1 緒論1.1 概述1.2 五檔手動變速器的研究意義1.3 國內外相關研究現(xiàn)狀1.3.1 手動變速器（MT）1.3.2 自動/手動變速器（AMT）1.3.3 自動變速器（AT）1.3.4 無級變速器（CVT）1.3.5 雙離合器變速器（DCT）1.4 本文主要研究工作2 機械式變速器的概述及其方案的確定2.1 變速器的功用和要求2.2 變速器結構方案的確定2.2.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇2.2.2 倒檔傳動方案2.3 變速器主要零件結構的方案分析2.3.1 齒輪型式2.3.2 換檔結構型式3 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計3.1 變速器主要參數(shù)的選擇3.1.1 檔數(shù)和傳動比3.1.2 中心距3.1.3 軸向尺寸3.1.4 齒輪參數(shù)3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定3.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)3.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù)3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇4 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇4.1 齒輪的損壞原因及形式4.2 齒輪的強度計算與校核4.2.1 齒輪彎曲強度計算4.2.2 齒輪接觸應力5 變速器軸的強度計算與校核5.1 變速器軸的結構和尺寸5.1.1 軸的結構5.1.2 確定軸的尺寸5.2 軸的校核5.2.1 第一軸的強度與剛度校核5.2.2 第二軸的校核計算6 變速器同步器的設計6.1同步器的結構6.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定 6.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽 6.2.2錐面半錐角 ?6.2.3 摩擦錐面平均半徑 R 6.2.4 錐面工作長度 b6.2.5 同步環(huán)徑向厚度6.2.6鎖止角 ?6.2.7同步時間t7 變速器的操縱機構8 結論致謝參考文獻主要符號表m 汽車總質量 kgg 重力加速度 N/kgΨ max 道路最大阻力系數(shù)rr 驅動輪的滾動半徑 mmTδ max 發(fā)動機最大扭矩 N·mi0 主減速比η 汽車傳動系的傳動效率igi 一檔傳動比G2 汽車滿載載荷 Nφ 路面附著系數(shù)A 第一軸與中間軸的中心距 mmA′ 中間軸與倒檔軸的中心距 mm第二軸與中間軸的中心距 mm?KA 中心距系數(shù)m 直齒輪模數(shù)mn 斜齒輪法向模數(shù)α 齒輪壓力角 °斜齒輪螺旋角 °?齒輪寬度 mmb齒輪齒數(shù)xZ齒輪變位系數(shù)?齒輪彎曲應力 MPaW?齒輪接觸應力 MPaj齒輪所受圓周力 NtF軸向力 N a徑向力 Nr計算載荷 N·mgT應力集中系數(shù)?K摩擦力影響系數(shù)f齒輪材料的彈性模量 MPaE重合度影響系數(shù) ?主動齒輪節(jié)圓半徑 mmzr1 緒論1.1 概述從上世紀 50 年代第一輛國產(chǎn)載貨汽車下線以來，我國汽車工業(yè)經(jīng)過 50 多年的發(fā)展，已經(jīng)成為我國的支柱產(chǎn)業(yè)。隨著改革開放的深入和社會發(fā)展的廣泛需求，我國汽車工業(yè)發(fā)展迅速，汽車保有量逐年上升，2006 年我國汽車保有量比 1997 年增加了 2.03 倍，近 10 年來年均增長率為 13.4%，保持了較高的增長速度。并且 2009 年中國車市的火爆帶來了整車企業(yè)銷量的劇增，也帶來了變速器產(chǎn)品進口量的步步攀升，今年上半年我國的變速器進口量接近 300 萬臺，進口量超過了 36 億美元，遠高于其他汽車零部件。1.2 五檔手動變速器的研究意義在中國，手動變速器仍然是車用變速器的主流。具體有兩個原因：首先，目前國內企業(yè)已經(jīng)基本掌握對手動變速器的開發(fā)，所以在一定程度上加大了手動變速器的價格優(yōu)勢；另外，絕大多數(shù)中國駕駛者在學車時就用的是手動車，他們更加享受手動車帶來的駕駛樂趣。在自動變速器方面，除吉利汽車開發(fā)出有自主知識產(chǎn)權的液壓控制的三速自動變速器外，其他企業(yè)尚沒有一家具有自主知識產(chǎn)權，悉數(shù)依賴國外技術和進口。1.3 國內外相關研究現(xiàn)狀從技術、節(jié)能和基礎設施角度，對各種變速器在中國和國外的發(fā)展情況作以下簡要分析：1.3.1 手動變速器（MT）：手動變速器應該說是最為節(jié)能的變速方式，另外由于中國企業(yè)已經(jīng)掌握該技術，而且在生產(chǎn)方面也積累了長期經(jīng)驗，從而在價格和質量方面會有較大優(yōu)勢。所以在短期內仍將是變速器主流。其不足在于操控上的不便，尤其是在城市工況。1.3.2 自動/手動變速器（AMT）：自動手動變速器實際上是由一個機器系統(tǒng)來完成操作離合器和選檔這兩個動作。AMT 的汽車駕駛簡單，省去了離合器踏板，駕駛者只要踩油門，選速器系統(tǒng)會自動選擇換檔的最佳時機，從而消除了發(fā)動機、離合器和變速器的錯誤使用，以避免錯換檔位。這一點對新手和整車的可靠性都非常重要。選速器大大簡化了駕駛的復雜性，令 AMT 汽車駕駛更加簡便、省心，且能夠保證最低的動力損耗。由選速器完成駕駛者踩離合器換檔的動作，選擇的換檔時機要比駕駛者完成得更準確。因此，在能源日益緊缺和 CO2排放壓力越來越大這一背景下，AMT 順應了“節(jié)能減排”這一趨勢，是一項非常適合中國市場的先進技術。AMT 的制造成本遠低于電液控自動變速器，國內的很多車型都準備采用這一領先技術，即有可能隨著中國汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，將有更多車型采用 AMT。中國也將會取代歐洲和美洲，成為世界上最大的 AMT 的應用市場。1.3.3 自動變速器（AT）：自動變速器近些年新技術也不斷在使用，它正朝著多檔位、數(shù)字化控制等方面發(fā)展。日本最大的自動變速器生產(chǎn)商 AISIN AW 公司 2006 年成功推出型號為AA80E 型 8 前速自動變速器，目前被使用在雷克薩斯 LS460 車上。這就形成了更大的總傳動比范圍，同時各個傳動比之間也比 5 速變速器更加接近。因此，駕駛員幾乎在各種行駛條件中都可以選擇最佳傳動比。電子控制模塊可以選擇更多的傳動比，傳動比取決于行駛條件，從而降低了油耗并提高了換檔平順性。發(fā)動機轉速與行駛狀態(tài)的最優(yōu)化匹配意味著發(fā)動機提高了動力、燃油經(jīng)濟性并降低了運行噪聲。1.3.4 無級變速器（CVT）：無級變速器則只需兩組可移動錐輪以及傳動帶或傳動鏈，即可實現(xiàn)無數(shù)個前進檔的變速過程。CVT 采用傳動帶、傳動鏈和可變槽寬的錐輪進行動力傳遞及傳動比的選擇，即當錐輪變化槽寬時，相應改變主動輪與從動輪上傳動帶的接觸半徑進行變速。CVT 是真正無級化了，與 AT 相比具有較高的運行效率，油耗較低。通過近幾年市場上的應用看，其發(fā)展勢頭也比較迅猛，目前在我國應用的車型已迅速發(fā)展到 5、6 種以上。目前，全世界各大汽車廠商為了提高產(chǎn)品的競爭力都在大力進行 CVT 的研發(fā)工作，NISSAN、TOYOTA、FORD、GM、AUDI 等著名汽車品牌中都配備 CVT 的轎車銷售，全世界 CVT 轎車的年產(chǎn)量已達到近 50 萬輛。值得注意的一點是，裝備有 CVT 的汽車市場，由最初的日本、歐洲已經(jīng)滲透到北美市場，CVT 汽車已經(jīng)成為當今汽車發(fā)展的主要趨勢。1.3.5 雙離合器變速器（DCT）：雙離合器變速器最早是德國大眾技術，因此在大眾車系里又稱 DSG 變速器。它可以說是目前世界上最先進的、具有革命性的變速器系統(tǒng)，大眾汽車在 2002年于德國沃爾夫斯堡首次向世界展示了這一技術創(chuàng)新。DSG 變速器旨在滿足消費者對駕駛運動感和車輛節(jié)油的雙重要求，為那些酷愛手動變速器的駕駛者們提供了一個最佳選擇。DSG 在帶來低油耗的同時，在車輛性能方面卻沒有任何損失，同樣具有出色的加速性和最高時速，并且與傳統(tǒng)自動變速器一樣可以實現(xiàn)順暢換檔而不影響牽引力。因此，既保證了其舒適性，同時還體現(xiàn)其動感加速性。雙離合變速器工作原理及基本結構如圖 1 所示。圖 1.雙離合變速器工作原理及基本結構DSG 變速器的特點如下：a. 新一代 DSG 變速器采用了 2 個離合器和 6 個前進檔的傳統(tǒng)齒輪變速器作為動力傳送部件，這是目前世界上較先進的、具有革命性的自動變速器；b. DSG 變速器沒有液力變扭器，也沒有離合器踏板；c. DSG 變速器在傳動過程中的能耗損失非常有限，大大提高了車輛的燃油經(jīng)濟性；d. DSG 變速器的反應非常靈敏，具有良好的駕駛樂趣；e. 車輛在加速過程中不會有動力中斷的感覺，使車輛的加速更加強勁、圓滑。100km 的加速時間比傳統(tǒng)手動變速器還短；f. DSG 變速器的動力傳送部件是一臺三軸式 6 前進檔的傳統(tǒng)齒輪變速器，增加了傳動比的分配；g. DSG 變速器的多片濕式雙離合器是由電子液壓控制系統(tǒng)來操控的，兩個離合器的工作過程是互鎖的，也就是說一個離合器工作，一個不工作，不會同時出現(xiàn)兩個離合器都參與工作；h. 雙離合器的使用，可以使變速器同時有兩個檔位嚙合，使換檔操作更加快捷；i. DSG 變速器也有手動和自動兩種控制模式，除了掛檔桿可以控制外，方向盤上還配備有手動控制的換檔按鈕，行駛中兩種控制模式之間可以隨時切換；j. 選用手動模式時，如果不提供升檔操作，即使將油門踩到底，DSG 變速器也不會作出升檔反應；k. 模糊邏輯控制可以根據(jù)司機的意愿進行換檔控制；l. 在手動控制模式下，可以跳躍降檔。根據(jù)我國汽車變速器的技術條件和市場情況，對于未來 20 年的中國市場，可以得出以下結論：手動變速器在短期內仍將主導市場，但自動變速器將不斷受到市場青睞，其中，雙離合器技術潛力巨大。1.4 本文主要研究工作本設計的任務是設計一臺用于通用五菱之光微型車的三軸式五檔手動變速器，該變速器有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最?。欢窃邶X輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。2 機械式變速器的概述及其方案的確定2.1 變速器的功用和要求變速器用來改變發(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、加速等各種行駛工況下，是汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空檔，可在起動發(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。變速器設有倒檔，使汽車獲得倒退行駛的能力。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：a. 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。b. 設置空檔，用來切斷發(fā)動機方向驅動輪的轉輸。c. 設置倒檔，使汽車能倒退行駛。d. 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。e. 換檔迅速、省力、方便。f. 工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。g. 變速器應當有高的工作效率。h. 變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還淫蕩滿足輪廓尺寸和質量小、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(jīng)濟性指標，這與變速器的檔數(shù)、傳動比范圍和各檔傳動比有關。汽車工作的道路越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。2.2 變速器結構方案的確定變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。2.2.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇有級變速器與本設計應用在現(xiàn)今使用廣泛的發(fā)動機前置、后輪驅動的 4×2總體布置方案，發(fā)動機發(fā)出的動力依次經(jīng)過離合器、變速器、萬向傳動裝置（萬向節(jié)和傳動軸） 、主減速器、差速器、半軸，傳到驅動輪，如圖 2.1 所示。1.離合器； 2.變速器； 3.萬向傳動裝置； 4.驅動橋圖 2.1 發(fā)動機前置后輪驅動汽車傳動系無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（η=0.96~0.98） ，因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料經(jīng)濟性都有重要的直接影響。傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值。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。通常，有級變速器具有 3、4、5 個前進檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進檔位數(shù)多達 6~16 個甚至 20 個。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于 5 個前進檔的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個前進檔將使操縱機構復雜化，或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔。采用傳動比小于 1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，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 的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。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(shù)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。三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。三軸式變速器如圖 2.2 所示，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：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。1-第一軸;2-第二軸；3- 第三軸圖 2.2 轎車中間軸式五檔變速器兩軸式變速器如圖 2.3 所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高、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降低 6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單。如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）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；個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，如圖示。兩軸式變速器沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點。另外，低檔傳動比取值的上限（i gⅠ =4.0~4.5）也受到較大限制 ,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。1-第一軸；2-第二軸；3- 同步器圖 2.3 兩軸式變速器有級變速器結構的發(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。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設計中，由于倒檔齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。由于本設計的要求是三軸式手動五檔變速器的設計，故選取中間軸式五檔變速器傳動方案進行研究。該傳動方案的特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)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 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)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，一檔仍然有較大的傳動比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差別。圖 2.4a 所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖 2.4b、c、d 所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖 1-4d 所示方案中的倒檔和超速檔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工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。圖 2.4 中間軸式五檔變速器傳動方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。發(fā)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。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。綜上所述選擇第 2.4-b 種傳動方案，前進擋，均用常嚙合齒輪傳動。2.2.2 倒檔傳動方案圖 2.5 為常見的倒擋布置方案。圖 2.5b 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 2.5c 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 2.5d 所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 2.5c所示方案。圖 2.5e 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 2.5f 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 2.5g 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。本設計采用圖 2.5f 所示的傳動方案。圖 2.5 變速器倒檔傳動方案因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔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。2.3 變速器主要零件結構的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。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。2.3.1 齒輪型式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，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。2.3.2 換檔結構型式換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，除一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。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。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種：a. 將嚙合套做得長一些（如圖 2.6a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖2.6b） ，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。b. 將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3~0.6mm） ，這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖 2.7） 。c. 將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 2o~3o） ，使接合面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力（圖 2.8） 。這種結構方案比較有效，采用較多。a b圖 2.6 防止自動脫檔的結構措施此段切薄圖 2.7 防止自動脫檔的結構措施Ⅱ加工成斜面圖 2.8 防止自動脫檔的結構措施Ⅲ在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵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。同步器的結構如圖 2.9 所示：1、4-同步環(huán)；2-同步器齒鼓；3-接合套；5-彈簧；6-滑塊；7-止動球；8-卡環(huán)；9-輸出軸；10、11-齒輪圖 2.9 鎖環(huán)式同步器max0maxmaxmax(cosin)egITrif g??????max0rgeiTi??max2egITriG???2max0rgIeTii?3 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計3.1 變速器主要參數(shù)的選擇3.1.1 檔數(shù)和傳動比近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。本設計是設計三軸式五檔手動變速器的設計。選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，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。故有則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為（3.1）式中 m----汽車總質量；g----重力加速度；ψmax----道路最大阻力系數(shù)；rr----驅動輪的滾動半徑；Temax----發(fā)動機最大轉矩；i0----主減速比；η----汽車傳動系的傳動效率。根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件求得的變速器 I 檔傳動比為：max1ingq??3IAmaxKT?（3.2）式中 G2----汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷；φ----路面的附著系數(shù)，計算時取 φ=0.5~0.6。由已知條件：滿載質量 1400kg；rr=273mm；Te max=83Nm；i0=4.782；η=0.95。根據(jù)公式（1-2）可得：i gI =5.07。超速檔的的傳動比一般為 0.7~0.8，本設計去五檔傳動比 igⅤ =0.75。中間檔的傳動比理論上按公比為：（3.3）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)相匹配。根據(jù)上式可知：q=1.61.故有：ig2=3.14ig3=1.95ig4=1.213.1.2 中心距中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局 A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定：(3.4)式中 K A----中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.9~9.3；對貨車， K A =8.6~9.6；對多檔主變速器，K A =9.5~11；TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩：TI max=Te max igI η =399.8N﹒ m故可得出初始中心距 A=73.6mm。3.1.3 軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關：四檔(2.2~2.7)A五檔(2.7~3.0)A六檔(3.2~3.5)A當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù) KA 應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A 取整。本次設計采用 5+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3 73.6mm=220.8mm，?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。 3.1.4 齒輪參數(shù)a. 齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合 JB111-60 規(guī)定的標準值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn(3.5)3ax0.47eT?其中 =83Nm，可得出 mn=2.05。maxeT一檔直齒輪的模數(shù) mmm (3.6)31max.通過計算 m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 2~3.5。本設計取 2.5。b. 齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 3.1 選取。表 3.1 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 14.5°，15°，16°16.5° 25°~45°一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 20° 20°~30°重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5°，25° 小螺旋角1092ZigI??mAZ2??壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角 α取 20°,嚙合套或同步器取 30°；斜齒輪螺旋角 β取 30°。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力，b 加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒 b=(4.5~8.0)m，mm斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。3.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比（3.7） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ZΣ :（3.8） 其中 A =73.6mm、 m =3；故有 ZΣ =49.1。91012ZigI???cos2)(21ZmAn??nmZcs21??8712Zig???425.87?nmAZ?cos?圖 3.1 五檔變速器示意圖當轎車三軸式的變速器 igⅠ =3.5~3.9 時，則 Z10 可在 15~17 范圍內選擇，此處取 Z10=16，則可得出 Z9=35。上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 ZΣ 可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（3.8）看出中心距有了變化，這時應從 ZΣ 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 51，則根據(jù)式（3.8）反推出 A=76.5mm。?Z3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（3.7）求出常嚙合齒輪的傳動比（3.9）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 Z2/Z1=2.32 ①而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等（3.10）由此可得： (3.11)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出：Z 1+Z2=62。 ②①和②聯(lián)立可知：Z 1=22，Z 2=40。則根據(jù)式（3.7）可計算得出一檔實際傳動比為：i g1=3.983.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動比（3.12）而 ig2=3.14，故有：③對于斜齒輪， 1231Zigr??)(21132Zmn?)(2113ZA???（3.13）故有： ④5387??Z③ 聯(lián)立④得： 。2187?Z、按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 2765?Z、。31643、3.2.4 確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取 3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取 。gri 132?Z而通常情況下，倒檔軸齒輪 取 21~23，此處取 =23。113Z由（3.14）可計算出 。271Z故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A′ = (3.15)=50mm 而倒檔軸與第二軸的中心:(3.16)=72.5mm。3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇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，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。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)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，有避免了其缺點。17Z???有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數(shù)和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象?？傋兾幌禂?shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪 10 的齒數(shù) Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) （3.17）式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。10tfWFKby??4 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇4.1 齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)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)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在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)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。4.2 齒輪的強度計算與校核與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級。因此，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。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。4.2.1 齒輪彎曲強度計算a. 直齒輪彎曲應力 ?92max10geZT??102gTFd?（4.1）式中， σ W ----彎曲應力（MPa） ；Ft10 ----一檔齒輪 10 的圓周力（N） ，F(xiàn) 10=2Tg/d；T g 為計算載荷（N·mm） ， d 為節(jié)圓半徑。Kσ ---應力集中系數(shù)，可近似取 1.65；Kf ----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） ，取 20；t ----端面齒距（mm） ；y ----齒形系數(shù)，如圖 4.1 所示。圖 4.1 齒形系數(shù)圖當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為：（4.2）=170 1000 2.18 1.78?=659668Nm故由 可以得出 ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4.1）可得10tF1wFKbty???8782gttTFd?8679.152.8203w MPa????5627.4wMPa??12.97wa348.6PM??1065.3wMPa??9當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時，一檔直齒輪的彎曲maxeT應力在 400~850MPa 之間。b. 斜齒輪彎曲應力 （4.3）式中 為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（4.1）注釋相同，K?，1.50??選擇齒形系數(shù) y 時，按當量模數(shù) 在圖（4.1）中查得。3/cosnz?二檔齒輪圓周力： （4.4）根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出： =6798.8N7ttF齒輪 8 的當量齒數(shù) =47.7，可查表（4.1）得： 。3/cosnz?80.153y?故 同理可得： 。7.依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下：三檔：四檔：五檔：當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在 180~350MPa 范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。4.2.2 齒輪接觸應力 10.48j zbFE??????????j?12/gFTd?sinzbr?????2sin/coszzbr????（4.5）式中， ----齒輪的接觸應力（MPa） ；F----齒面上的法向力（N） ， ；1(cos)??----圓周力在（N） ， ；1----節(jié)點處的壓力角（°） ；?----齒輪螺旋角（°） ；?E----齒輪材料的彈性模量（MPa） ，查資料可取 ；3190EMPa??b----齒輪接觸的實際寬度，20mm；----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm） ；z?、直齒輪： （4.6）（4.7）斜齒輪： （4.8）（4.9）其中， 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbr、將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接maxeT觸應力 見下表：j?表 4.1 變速器齒輪的許用接觸應力/MPaj?齒輪滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔 1900~2000 950~1000常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700