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小型
suv
手動
五檔
變速器
設計
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小型SUV手動五檔變速器設計,小型,suv,手動,五檔,變速器,設計
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I 小型 SUV 手動五檔變速器設計 摘要 五檔變速器從 最初 采用 側鏈傳動 到手 動五檔變速器 ，及至液力自 動五檔變速器 和 電控機械式自 動五檔變速器 ，再到 現(xiàn) 在 無級自動五檔變速器 的普及。 隨著 汽 車工業(yè)的發(fā) 展，轎車五檔變速器 的 設計趨勢為 增大 五檔變速器傳遞 功率與重量之比，并要 求五檔變速器 具有 較 小的尺寸和良好的性能。在 給 定 發(fā)動 機 輸 出 轉矩、轉 速及最高 車 速、最大爬坡度等 條件下， 著重對五檔變速器齒輪 的 結構參數(shù) 、 軸 的 結 構尺寸等 進 行 設計計 算。 該 型 結 構 緊湊工藝 性能好，適配 性強 ， 傳動 平 穩(wěn) 噪 聲 低， 節(jié) 油且成本低。手 動五檔變速器 更平 順 、更省油、更富 駕駛樂 趣的方向不 斷發(fā) 展。 特點是其結構簡單、緊湊且最抵擋外其它各擋的傳動效率高、噪聲低，兩五檔變速器結構發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目。本設計除抵擋外采用常嚙合式，且采用斜齒輪，因為斜齒比直齒有更長的壽命、更低的噪聲。 關鍵詞 ： 五檔變速器 ； 齒輪 ；同步器； 設計 nts1 緒論 1 The Chevrolet SaiOu cars 2 shaft type manual transmission design Abstract The transmission by side chain from the initial transmission to manually, and when the hydraulic and electric automatic transmission, automated mechanical transmission again to now the popularity of automatic transmission steplessly.Along with the development of the automobile industry,the trend of car transmission designing is to increase its transmission power and decrese its weight , and hope have smaller size and excellent performance. In conditions that knowing the engine output torque , speed of engine and maximum speed of vehicles , maximum degree , focuson the designing of transmission gear structural parameters , axis geometry design computation ; as well as the transmission and drive program structure design , Structure by the process performance together , and fit and strong , smooth transmission and low noise , fuel-efficient and low cost . Manual transmission more smooth, more fuel efficient, the richer the direction of fun to drive continuous development. Characteristic is its simple structure, compact and most against each other of the block of high transmission efficiency, low noise, two shaft type transmission structure development trend is the increasing number of meshing gears often vice. This design in addition to resist outside using often adopted, and the meshing type, because helical helical gear than straight tooth a longer life, lower noise. Key words: transmission ; gear ; synchrotron ; design nts1 緒論 2 主要符號表 max 道路最大阻力系數(shù) rr 驅動輪的滾動半徑 mm T max 發(fā)動機最大扭矩 N m i0 主減速比 汽車傳動系的傳動效率 igi 一檔傳動比 G2 汽車滿載載荷 N 路面附著系數(shù) A 第一軸與中間軸的中心距 mm A 中間軸與倒檔軸的中心距 mm mn 斜齒輪法向模數(shù) 齒輪壓力角 斜齒輪螺旋角 b 齒輪寬度 mm xZ齒輪齒數(shù) 齒輪變位系數(shù) W齒輪彎曲應力 MPa tF齒輪所受圓周力 N aF軸 向力 N rF徑向 力 N gT計算載荷 N m nts1 緒論 3 目錄 摘要 3 Abstract II 主要符號表 3 1 緒論 1 2 手動五檔變速器設計 3 2.1 五檔變速器的概述 3 2.1.1 五檔變速器的功用 3 2.1.2 五檔變速器的分類 3 2.五檔變速器的變速傳動機構 3 2.3 組合式五檔變速器 4 2.4 同步器 5 2.5 五檔變速器的變速操作機構 6 2.6 分動器 7 3 采用研究方案、研究方法或措施 8 4 五檔變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計 10 4.1 五檔變速器 主要參數(shù) 的選擇 10 4.1.1 擋數(shù) 和傳動 比 10 4.1.2 中心距 11 4.1.3 軸 向尺寸 1 2 4.1.4 齒輪參數(shù) 1 2 4.2 各檔 傳動 比及其 齒輪齒數(shù) 的確定 1 3 nts1 緒論 4 4.2.1 確定 一 擋齒輪 的 齒數(shù) 1 3 4.2.2 確定其它 擋 位的 齒數(shù) 1 4 4.3 齒輪變 位系 數(shù) 的 選擇 1 4 5 五檔變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 16 5.1 五檔變速器齒輪 的幾何尺寸計 算 16 5.2 齒輪 的強 度計 算與校核 19 6 五檔變速器軸與軸承 23 6.1 五檔變速器軸 的結 構和尺寸 23 6.2 軸 的校核 23 6.3 軸 承的校核 25 7 五檔變速器同步器的設計 27 7.1 同步器的結 構類 型 27 7.2 鎖環(huán) 式同步器的工作原理 27 7.3 鎖環(huán) 式同步器的主要參 數(shù) 的確定 29 8 三維建模 31 8.1 proe 的概述 31 8.2 proe 的特點與優(yōu)勢 31 8.3 proe 軟件的主要組成模塊 31 8.4 利用 proe 部分零件三維建模 32 8.5 裝配圖三維建模 34 9 結論 36 參考文獻 37 致謝 38 nts1 緒論 5 1 緒論 一、 題 目背景 汽 車五檔變速器發(fā) 展 經歷 了 100 多年， 從 最初采用 側鏈傳動 到手 動五檔變速器 ，及至液力自 動五檔變速器 和 電 控機械式自 動五檔變速器 ，再到 現(xiàn) 在 無級自動五檔變速器 的普及，在汽 車工業(yè) 技 術 不 斷 前 進 的同 時 ， 五檔變速器 也向 著 更平 順 、更省油、更富 駕駛樂 趣的方向不 斷發(fā) 展。我 國 汽 車五檔變速器 行 業(yè)隨著 整 車 行 業(yè)的快速 發(fā) 展而不 斷發(fā) 展 壯大 ，形成了一批 頗具規(guī) 模的 五檔變速器 企 業(yè) 。大多 數(shù) 本土 五檔變速器 企 業(yè) 在引 進 消化吸收 國 外先 進 技 術 方面取得了突出成 績 ，并不 斷堅持自主 創(chuàng) 新，在手 動五檔變速器領 域 ,，尤其是在重型 車 用和微型 車 用手 動五檔變速器 上，涌 現(xiàn)了 大量自主 創(chuàng) 新的 產 品。 二、研究意 義 每 當 人 們觀 看 F1 大 賽 ，大家似乎 談論 得最多的就是 發(fā)動 機的性能以 及車 手的 駕駛 技 術 。而且，不忘在自己 駕車 的 時 候體 會 一下極速感 覺 或是在 買車 的 時候 關 注一下 發(fā)動 機的性能， 這 似乎成 為 了 橫 量汽 車質 量優(yōu)劣的一 個標 準。但是，掌控速度快慢的， 卻 是它身后的 五檔變速器 。 五檔變速器 作 為 汽 車傳動 系 統(tǒng) 的 總 要 組 成部分 , 其技 術的發(fā) 展，是衡量汽車 技 術 水準的重要依據(jù)。世 紀 能源與 環(huán) 境、先 進 的制造技 術 、新型材料技 術 、信息與控制技 術 等是科 學技術發(fā) 展的重要 領 域 , 這 些 領 域的科技 進 步推 動 了 五檔變速器 技 術的發(fā) 展 . 可以 說 ， 五檔變速器 是伴 隨著 汽 車工業(yè) 出 現(xiàn) 的必然 產 物，是汽 車上 的必需品。在完成了最基本的 傳動 功能之外， 我們對五檔變速器 的要求也是越 來 越高， 這是 變 速箱演 變過 程的首要催 產 素 2。由此可 見 ， 對汽車 的 五檔變速器進 行研究具有十分重要的意 義 。 三、 國內 外相 關研 究情 況 1940 年美 國 通用汽 車 公司首次 將 液力機械式自 動五檔變速器裝車應 用以來 ，液力機械式自 動五檔變速器 的生 產形 成系列化和 專業(yè) 化。其 發(fā) 展之快， 應用 之廣 ，以致于人 們 直接命名其 為 自 動五檔變速器 。 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 的地位。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 無級自動五檔nts1 緒論 6 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 五檔變速器無 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 的 轎車 ，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 動五檔變速器 噪 聲 低，污染小，自 動 化程度高， 組 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 動五檔變速器無疑 是重要 的發(fā) 展方向之一。 電 子控制機械式自 動五檔變速器 (AMT)是自 動五檔變速器 的一種，它是在原有固定 齒輪五檔變速器 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 動五檔變速器 和機械式 無級五檔變速器 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 動五檔變速器 的一 個 重 要 發(fā) 展方向。 nts 7 2 二手 動五檔變速器設計 2.1 五檔變速器 概述 2.1.1 五檔變速器 的功用 目前汽 車上廣泛 采用的 動 力 裝 置是汽油或柴油 發(fā)動 機，它 們 的 轉矩 與 轉 速變 化范 圍都較 小，而汽 車 的行 駛條 件非常復 雜，行駛 速度和行 駛阻力 的 變 化范圍 很大。 五檔變速器 的主要功用是： （ 1） 五檔變速器 是用 來實現(xiàn)變 速、 變 扭、改 變傳動比，擴 大 驅動輪轉矩 和轉 速的 變 化范 圍 ，以 適應 汽 車 在各種行 駛條 件下所需的 牽引 力和合適的行 駛 速度，并使 發(fā)動 機能 夠經 常在功率 較 高而油耗率 較 低的有利工 況 下工作。因此，五檔變速器 中 應 具有合 理的 擋 位 數(shù) 和合適的 傳動 比； （ 2）實現(xiàn)倒車行駛，汽車發(fā)動機曲軸一般都是只能向一個方向轉動的，而汽車有時需要能倒退行駛，因此，往往利用變速箱中設置的倒檔來實現(xiàn)汽車倒車行駛 1.。 此外 ，還 可以作 為 其它 動 力的 輸 出 裝 置，如 舉 升、起吊等。 2.1.2 五檔變速器 的 分類 五檔變速器 可以按照 傳動 比 變 化方式或操 縱方 式 來分類 。 （ 1）按 傳動 比 變 化方式分； 有 級 式 五檔變速器 、 無級 式 五檔變速器 、 綜合式 五檔變速器 。 （ 2）按操 縱方 式不同分； 手 動換擋 式 五檔變速器 、 自 動操縱 式 五檔變速器 、 半自 動操縱 式 五檔變速器 。 五 檔變速器的基本構造包括：變速傳動機構和操縱機構兩部分。變速傳動機構的主要作用是改變轉矩的數(shù)值和方向；操縱機構的作用是實現(xiàn)傳動比的變換 換擋。 2.2 五檔變速器 的 變 速 傳動 機構 變 速 傳動 機構是 五檔變速器 的主體，按工作 軸 的 數(shù) 量（不包括倒檔 軸 ）可分 為兩五檔變速器 和三 五檔變速器 2 2.2.1 兩五檔變速器 兩五檔變速器有結構簡單，輪廓尺寸小，布置方便，中間檔位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。因兩五檔變速器不能設置直接擋，所以在高檔工作時齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞、此外，受結構限制，兩五檔變速器的 檔速比不可能設計的很大 3。 nts 8 其特點是：五檔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雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用圓柱齒輪；多數(shù)方案的倒檔傳動常用滑動齒輪，其它檔位均用常齒和齒輪傳動。同步器多數(shù)裝在輸出軸上，這是因為一檔主動齒輪尺寸小，同步器轉載輸入軸上有困難，而高檔同步器可以裝在輸入軸的后端。 2.2.2 三 五檔變速器 三五檔變速器適用于發(fā)動機前置后輪驅動的布置形式，多用于中型載貨汽車。該種五檔變速器設置有第一軸（輸入軸）、第二軸（輸出軸）和中間軸。第一軸前端通過離 合器與發(fā)動機曲軸相連，第二軸后端通過凸緣連接萬向傳動裝置，而中間軸則主要用來固定安裝各檔的變速傳動齒輪 4。 2.2.3 五檔變速器換擋裝 置 普通齒輪式五檔變速器的換擋裝置常見的有直齒滑動齒輪式和同步器式兩種結構形式。 （ 1）直 齒 滑 動齒輪 式 換擋裝 置 對 于采用直 齒齒輪傳動 的 擋 位，常采用 這種 換擋 形式。它是通 過 直接移 動嚙 合 齒輪 副中的一 個齒輪 ，使之于另一 個齒輪進 入 嚙 合或退出 嚙 合， 從 而 實現(xiàn) 掛檔或退檔。由于直 齒齒輪傳動沖擊 大、噪 聲大、承 載 能力低，所以在 五檔變速器 中很少采用。 （ 2）同步器式 換擋裝 置 它是在接合套 換擋 機構的基 礎 上又加 裝 了同步 組件而構成的一種 換擋裝 置，可以保 證 在 換擋時 使接合套與待接合 齒 圈的 圓 周速度迅速相等，即迅速 達 到同步 狀態(tài) ，并防止二者在同步之前 進 入 嚙 合， 從 而可消除 換擋 的 沖擊 ，并使 換擋 操作 簡 潔和 輕 便。 2.2.4 五檔變速器的潤 滑與密封 五檔變速器中各齒輪副、軸與軸系等運動部件均有較高的運動速度，因此，必須要有可靠的潤滑。大多數(shù)普通齒輪五檔變速器采用飛濺潤滑，只有少數(shù)重型汽車五檔變速器采用壓力潤滑。 2.3 組 合式 五檔變速器 為保證重型汽車具有良好的動力性、經濟型和加速性，要求五檔變速器有較多的擋位，以擴大傳 動比的范圍，常采用兩個五檔變速器串聯(lián)的方式構成組合式五檔變速器，其中，配擋方式又可分為分段式配擋和插入式配擋兩類。 nts 9 2.4 同步器 2.4.1 同步器的作用 同步器的作用：一是使接合套與待接合齒圈迅速同步，以縮短換擋時間；二是起到鎖止作用，保證接合套與待接合齒圈在達到同步之前不可能嚙合，從而避免換擋齒間沖擊。 2.4.2 同步器的 分類 、構造及工作原理 目前所采用的同步器幾乎都是摩擦式慣性同步器，按鎖止裝置不同，可分為鎖環(huán)式慣性同步器和鎖銷式慣性同步器。 （ 1）鎖環(huán)式慣性同步器 構造：主要由接合套、花鍵轂、鎖 環(huán)、滑塊、定位銷及彈簧組成。 工作原理：摩擦工作面接觸產生摩擦力矩 鎖環(huán)轉動一個角度 鎖止組件起鎖止作用，阻止接合套前移 摩擦力矩增長至同步 慣性力矩消失 鎖止作用消失 接合套進入嚙合完成換擋。 鎖環(huán)式慣性同步器由于尺寸小、結構緊湊、摩擦力矩也小，多用于轎車和輕型車輛，其結構圖如圖 2.1 所示 圖 2.1 鎖環(huán) 式 慣 性同步器 （ 2） 鎖銷式慣 性同步器 構造：主要由摩擦 錐盤 、摩擦 錐環(huán) 、定位 銷 、接合套、第 一軸齒輪 、第二 軸齒輪 、二 軸 、 鎖銷 、花 鍵轂 、 鋼 球及 彈 簧 組 成。 nts 10 工作原理：與 鎖環(huán) 式 慣 性同步器基本 相同， 該 種同步器多采用在中、重型 載貨 汽 車上 5-6，其 結 構 圖 如 圖 2-2 所示。 圖 2-2 鎖銷式慣性同步器 2.5 五檔變速器 的 變 速操 縱 機構 2.5.1 功用與要求 五檔變速器操縱機構的功用是根據(jù)汽車使用條件幫助駕駛員隨時將五檔變速器換上或摘下某個擋位。為了保證在任何情況下五檔變速器都能準確、安全、可靠地工作，對五檔變速器操縱機構有以下要求： a設自鎖裝置，防止五檔變速器自動脫擋，并保證輪齒以全齒寬嚙合； b設互鎖裝置，防止五檔變速器同時掛入兩個檔位，以免造成發(fā)動機熄火或損壞零部件； c設倒擋鎖，防止 誤掛倒檔，以免發(fā)生安全事故。 2.5.2 五檔變速器 操 縱 機構的構造 五檔變速器操縱機構按照變速操縱桿（變速桿）位置的不同，可分為直接操縱式和遠距離操縱式兩種類型。 （ 1）直接操縱式 這種形式的五檔變速器布置在駕駛員座椅附近，變速桿由駕駛室底板伸出，駕駛員可以直接操縱，這種操縱機構一般由變速桿、撥塊、撥叉、撥叉軸以及安全裝置等組成，多集裝于五檔變速器上蓋或側蓋內，它多用于發(fā)動機前置后輪驅動的車輛。直接撥動式換擋操縱機構如圖 2.3 所示。 nts 11 圖 2.3 直 接撥動 式 換擋 操 縱 機構 （ 2）遠距離操縱式 當駕駛員座位離五檔 變速器較遠或變速桿布置在轉向盤下方（某些轎車）的轉向管柱上時，通常在變速桿與換擋撥叉之間增加若干個傳動件，組成遠距離操縱機構，這種操縱機構多用于發(fā)動機前置前輪驅動的轎車。 2.5.3 換擋鎖裝 置 為了保證五檔變速器在任何情況下都能準確、安全、可靠地工作，五檔變速器操縱機構一般都具有換擋鎖裝置，包括自鎖裝置、互鎖裝置和倒擋鎖裝置。 （ 1）自鎖裝置 自鎖裝置用于防止五檔變速器自動脫擋或掛檔，并保證輪齒以全齒寬嚙合。大多數(shù)五檔變速器的自鎖裝置都是采用自鎖鋼球對撥叉軸進行軸向定位鎖止。 （ 2）互鎖裝置 互鎖裝置用于防 止同時掛上兩個擋位，由互鎖鋼球和互鎖銷組成。 （ 3）倒擋鎖裝置 倒擋鎖的作用是當駕駛員掛倒擋時，必須對變速桿施加較大的力，才可以換上倒擋，起提醒作用，以防誤掛倒擋。五檔變速器上多采用彈簧鎖銷式倒擋鎖 7-12。 2.6 分動器 2.6.1 分動器的功用 多軸驅動的越野汽車裝用分動器。其功用是將五檔變速器輸出的動力分配到各驅動橋。目前，多數(shù)越野汽車裝用兩擋分動器。分動器兼起副五檔變速器的作用。 2.6.2 分動器的結構 分動器由齒輪傳動機構和操縱機構兩部分組成。 （ 1）齒輪傳動機構 其中的三輸出分動器可將動力分 別傳給前橋、中橋和后橋。多數(shù)輕型越野汽車裝用兩輸出分動器，分別驅動前橋和后橋。該種分動nts 12 器齒輪機構有普通齒輪式和行星齒輪式兩種。 （ 2）操縱機構 分動器的操縱機構由操縱桿、傳動桿、搖臂及軸等組成 13-15。 nts3 采用的研究方案、研究方法或措施 13 3 采用的研究方案、研究方法或措施 3.1 研究方案 （ 1）了解汽車變速系統(tǒng)的現(xiàn)狀，熟悉其發(fā)展狀況、詳細構造和工作原理； （ 2）根據(jù)小型 SUV 的主要參數(shù)，對其變速系統(tǒng)的操縱機構和變速機構進行結構設計，實現(xiàn)汽車的變速功能并滿足動力性要求； （ 3）運用 AutoCAD 軟件繪制五檔變速器總裝配圖以及主要部件的 零件圖； （ 4）運用三維設計軟件，對五檔變速器的主要部件進行三維建模與裝配。 3.2 研究方法 本次設計的題目中的車型為小型 SUV，其基本參數(shù)如表 3.1 所示。 表 3.1 小型 SUV 的基本參數(shù) 傳動方案和零部件方案的確定 根據(jù)題目便可以知道，需要設計的五檔變速器類型為手動五檔變速器。 1.初步確定傳動方案 2.確定零部件的結構方案 （ 1）齒輪形式 （ 2）換擋機構形式 （ 3）五檔變速器軸承 車型名稱 最高 車 速（ km/h） 車 重 （ kg） 最大功率（ kw） 最大功率轉速（ rpm） 最大扭矩（ Nm ） 最大扭 矩轉速（ rpm） 小型 SUV 165 1020 64 5600 115 4400 nts3 采用的研究方案、研究方法或措施 14 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I TrT i i m g f m gr m axm ax 0rgem g ri Ti m a x 2e g I TrTi Gr 2m ax 0rgIeTGri Ti 4 五檔變速器主要參數(shù)的選擇與主要零部件的設計 4.1 五檔變速器主要參數(shù)的選擇 4.1.1 檔數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，五檔變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 45 個檔位的五檔變速器。本設計采用 5 個檔位。 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 1 則由最大爬坡度要求的五檔變速器檔傳動比為 （ 4-1） 式中 m -汽車總質量（ mm）； g-重力加速度（ m/s2）； max-道路最大阻力系數(shù)； rr-驅動輪的滾動半徑（ mm）； Temax-發(fā)動機最大轉矩（ Nm）； i0-主減速比； -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 求得的五檔變速器 I 檔傳動比為： （ 4-2） 式中 G2-汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； -路面的附著系數(shù)，計算時取 =0.50.6。 由已知條件：滿載品質 1545 kg； nts 15 m a x1m ingngiqi3 IA m a xA K Trr=289mm； Te max=140Nm； i0=4.529； =0.9 ； max 0.48 ; 根據(jù)公式（ 4-1）可得： igI =m a x 0m a x1 5 4 5 9 . 8 0 . 2 8 9 0 . 4 81 4 0 4 . 5 2 9 0 . 9rem g r iT =3.67。 本設計取五檔傳動比 ig =1。 中間檔的傳動比理論上按公比為： （ 4-3） 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)且常用文件位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)（ 4-3）可得出： q =1.4011。 故有 ： 62.2gi 87.1gi 1.34IVi 4.1.2 中心距 中心距對五檔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。三五檔變速器的中心距 A（ mm）可根據(jù)對已有五檔變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初定： (3-4) 式中 K A-中心距系數(shù)。對轎車， K A =8.99.3；對貨車， K A =8.69.6；對多檔 主五檔變速器， K A =9.511； TI max -五檔變速器 處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max igI =1 4 0 3 .6 7 0 .9=462.42 Nm 33 1 m a x 9 . 3 4 6 2 . 4 2 . 7 2 m mAA K T N m 故可得出初始中心距 A=72 mm1。 nts 16 4.1.3 軸向尺寸 五檔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。 轎車四檔五檔變速器殼體的軸向尺寸 3.03.4 A。貨車五檔變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關： 四檔 (2.22.7)A 五檔 (2.73.0)A 六檔 (3.23.5)A 當五檔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 手動擋五檔變速器，其殼體的軸向尺寸是 3.4 72 mm=244.8 mm， 五檔變速器殼體的最終軸向尺寸應由五檔變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 4.1.4 齒輪參數(shù) （ 1）齒輪模數(shù) 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3m a x0 . 4 7nemTmm （ 4-6） 其中maxeT=140 Nm，可得出 mn=2.44。 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，同一五檔變速器中的結合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取 23.5 mm。本設計取 2.5 mm。 （ 2）齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b 汽車五檔變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 4.1 選取。 表 4.1 汽車五檔變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 14.5， 15， 1616.5 2545 一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 20 2030 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5， 25 小螺旋角 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。在本設計中五檔變速器齒輪壓力角 取 20,嚙合套或同步器取 30o；斜齒輪螺旋角 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的軸向力相互抵消。為此，第二軸 上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸的斜齒輪左旋，其軸向nts 17 10912 ZZZZi gI mAZ 2力經軸承蓋由殼體承受。 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，以有利于減輕五檔變速器的重量和縮短其軸向尺寸 7。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 斜齒 b = kc mn, kc 為齒寬系數(shù)，取為 6.0 8.5 b= kc mn=7.2 2.5=18 b 為齒寬 (mm)。采用接合套或同步器換檔時，其接合套的工作寬度初選時可取為 2 4 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 1。 4.2 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)預先確定的五檔變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各文件齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 4.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動比 （ 4-7） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)， 先求其齒數(shù)和 Z : （ 4-8） 其中 A =72 mm、 m =2.44； 故有 60Z 。 當轎車兩的五檔變速器 9.35.3gIi時，此處取9 49Z ，則可得出10 13Z 1。 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 Z 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 Z 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距 A=75，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 nts 18 nmAZ cos24.2.2 確定其它檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 10 897gZZiZZ（ 4-9） 而 72.2gi，故有： 872.72ZZ （ 4-10） 對于斜齒輪， 故有： 5287 ZZ可得出：871 5 3 8ZZ、按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 651 9 3 6ZZ、；四檔齒輪 432 3 3 0ZZ、；五檔齒輪 212 6 2 6ZZ、。 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gri取 3.67。倒檔傳動齒輪的齒數(shù)與一檔主動齒輪 /1 相當，取 21Z 倒 擋1。 4.3 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。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的五檔變速器，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針，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。 五檔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nts 19 1717Z 半徑，減小接觸應力。根據(jù)上述理由，為降低噪聲，五檔變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其它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，因此一文件齒輪需要變位元。 變位系數(shù) （ 4-11） 式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。 nts5 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 20 5 五檔變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 5.1 五檔變速器齒輪的幾何尺寸計算 汽車五檔變速器齒輪均為漸開線齒輪。漸開線齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn)、傳動比恒定不變等傳動的基本要求外，還有互換性好、中心距具有可分離性及刀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(shù)、分度圓壓力角必須分別相等，兩齒輪的螺旋角必須相等而方向相反。 中線如圖 5.1 基圓齒形 表 5.1 漸開線圓柱齒輪的基準齒形 基本要素名稱 代號 標準齒 短齒 增大齒形角 齒形角 20o 20o 25o 齒頂高系數(shù) fo 1.0 0.8 1.0 徑向間隙系數(shù) c 0 .2 5 0 .3 5 mm 0.30mm 0.2mm 齒根圓角半徑 r 0 .3 8 0 .2 5 mm 0.46mm 0.35mm nts 21 （ 1）直齒圓柱齒輪計算 （見表 5.2） 檔直齒圓柱齒輪計算： 2.5m mm 10 13，9 49表 5.2 直齒圓柱齒輪尺寸計算 計算項目 計 算 公 式 非 變 位 齒 輪（ mm） 分度圓直徑 mm 10 10 31d m z991 1 9 .5 6d m z齒頂圓直徑 mm *1 0 1 0( 2 )(1 3 2 1 ) 2 . 5 3 6 . 5ad Z h m *99( 2 )( 4 9 2 1 ) 2 . 5 1 2 4 . 5ad Z h m 齒根圓直徑 mm *1 0 1 0( 2 2 )(1 3 2 1 2 0 . 2 5 ) 2 . 52 6 . 2 5fad Z h C m *99( 2 2 )( 4 9 2 1 2 0 . 2 5 ) 2 . 51 1 6 . 2 5fad Z h C m 基圓直徑 mm 1 0 1 0 0c o s3 1 c o s 2 0 2 9 . 8 4bdd 99 0c o s1 1 9 . 5 6 c o s 2 0 1 1 2 . 3 5bdd nts 22 （ 2）斜齒圓柱齒輪計算 表 5.3 斜齒圓柱齒輪計算 名稱 公 式 二擋 三擋 四檔 五檔 倒擋 螺旋角 30 30 30 30 30 30 30 30 30 30 基圓螺旋角btantan co sbt28 28 28 28 28 28 28 28 28 法面模數(shù)nm/mm 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 端面 模數(shù)tm/mm cosnm2.9 2.9 2.9 2.9 2.9 2.9 2.9 2.9 2.9 法面齒距np/mm nm 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 7.85 端面齒距tp/mm tm 9.11 9.11 9.11 9.11 9.11 9.11 9.11 9.11 9.11 分度圓直徑 d /mm tmZ 42 108 50 100 65 85 75 75 59 齒頂圓直徑ad/mm 2 adh 47 113 55 105 70 90 80 80 64 齒頂高ah/mm *n anmh 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 2.5 齒根高fh/mm *n a n nm h c3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 3.125 端面壓力角ttantancostn 230 230 230 230 230 230 230 230 230 基圓直徑bd/mm cos td 38 100 46 92 60 78 69 69 55 nts 23 5.2 齒輪的強度計算與校核 1.齒輪彎曲應力w計算 （ 1）檔直齒圓柱齒輪： 2.5m mm 10 13 59 4 9 , 2 . 0 4 1 0E M P a 1 0 1 0 31d m zmm，99119d m zmm m a x0 . 5 , 1 4 0 0 . 5 7 0j e j N m m gg（ 5-1） 310102 7 0 2 4 . 5 1 0 m m31jtF d g （ 5-2） 3 310101 0 9 9 1 04 . 5 1 0 4 . 7 8 1 0 m mc o s c o s c o s 2 0 c o s 0tFF oo g（ 5-3） 3992 7 0 2 1 . 1 8 1 0 m m119jtF d g （ 5-4） 3 3999 1 0 9 1 01 . 1 8 1 0 1 . 2 6 1 0 m mc o s c o s c o s 2 0 c o s 0tFF oo g（ 5-5） 10tfw F K K b t y （ 5-6） 1 . 6 51 . 1 0 . 9mmfKKb- 應 力 集 中 系 數(shù) ， 可 近 似 取- 摩 檫 力 影 響 系 數(shù) ， 主 動 輪 取 ， 從 動 齒 輪 取齒 寬 （ ） ， 取 16t - 端 面 齒 距 （ mm ） ， my - 齒 形 系 數(shù) ， 取 0.21310104 . 7 8 1 0 1 . 6 5 0 . 9 6 5 1 . 4 M P a1 6 7 . 8 5 0 . 2 1tfwF K K b t y （ 5-7） 3991 . 2 6 1 0 1 . 6 5 1 . 1 5 3 3 . 0 1 M P a1 6 7 . 8 5 0 . 2 1tfwF K K b t y （ 5-8） 當計算載荷取到作用到五檔變速器第一軸時的最大扭矩maxeT時，一擋直齒輪的彎曲應力在 400 850 MPa （ 2）斜齒輪彎曲應力 nts 24 1w FKbtyK （ 5-9） 式中 K為重合度影響系數(shù)，取 2.0， K=1.50 二檔齒輪圓周力： 82 6 6 7 8 . 5 NjtTFd（ 5-10） 齒輪 8 的當量齒數(shù)82 3 . 7 , 0 . 1 5 3c o sn ZZ 可 查 表 得 ： y18 6 6 7 8 . 5 1 . 5 2 6 0 . 6 5 M P a1 6 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w FKb t y K （ 5-11） 同理得：7w 279.36MPa 依據(jù)計算 二擋齒輪的方法可以得到其它檔位的彎曲應力，其計算結果如下： 三擋： 562 7 6 .4 M P a2 6 6 .2 M P aww四擋：
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