汽車變速器畢業(yè)設計

1、重慶航天職業(yè)技術學院汽車六檔變速器畢業(yè)設計專業(yè)xxxxxxxxxx班級xxxxxxxxxxxxxx學號 _xxxxxxxxxx_姓名 _xxxxxxxxxx_指導教師xxxxxxxxxxxx起止日期xxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxxx機電信息工程系摘要作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部分，變速器對整車的動力性與經濟性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。雖然傳統(tǒng)機械式的手動變速器具有換檔沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點，但仍以其傳動效率高、 生產制造工藝成熟以及成本低等特點，廣泛應用于現(xiàn)代汽車上。本文在深入了解和學習變速器開發(fā)流程和相關設計理論知識的前提下，首先

2、確定該微型汽車手動變速器的設計方案，包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機構及檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動機的基本參數(shù)以及考慮到整車動力性和經濟性要求下的傳動比，設計計算出變速器主要零件的相關參數(shù)，通過對設計參數(shù)的分析，找到影響手動變速器性能的因素，完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過程的分析。同時針對各影響因素結合變速器的結構和目標性能進行優(yōu)化。在提高傳動效率，換擋舒適性，整機 NVH性能，輕量化等方面進行研究。關鍵詞：手動變速器傳動效率 NVH性能 輕量化- I -AbstractAs an important part of automobile transmission, g

3、earbox not only has a direct i-mpact on the vehicle powers 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 volumeand complicated control

4、， it is still widely used in modem cars for its advantagesofhigh transmission efficiency, mature production technique and more importantly lowcostThis thesis firmly confirms the design plan of manual gearbox of micro car, basing on the comprehension and study on gearbox development process as well a

5、srelevant 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 vehicle s powerperformance， the related parameters on main components of ge

6、arbox are worked outVia analysis to design parameters，finds out the factors which take effects on theperformance of manual gearboxThis thesis completes gear, shaft and bearing main parts and synchronizer synchronous processanalysis. Considering all the factors combined with the structure of the perf

7、ormance target and transmission is optimized .In improve the transmission efficiency, the shifting comfort ability, the overall performance of NVH, lightweight, etc,Keyword :manualtransmissiontransmissionefficiencyNVHperformancelightweight-II-目錄摘要IAbstractI I一、緒論1(一 )選題的背景及意義1(二 )國內外研究狀況2(三 )研究的內容4二

8、、變速器方案的確定5(一 )變速器結構方案的確定51.變速器傳動機構的結構分析與型式選擇52.倒擋傳動方案10(二 )變速器主要零件結構方案的分析121.齒輪型式122.換擋機構型式12三、變速器主要參數(shù)的選擇(一 )變速器主要參數(shù)的選擇. 14. 141.擋數(shù)和傳動比142.中心距153.軸向尺寸164.齒輪參數(shù)16四、主要零件的選擇18(一 )各檔傳動比機器齒輪齒數(shù)的確定181.確定各擋齒輪的齒數(shù)18-III-2.齒輪變位系數(shù)的選擇20(二 )變速器齒輪的強度計算與材料的選擇211.齒輪的損壞原因及形式2.齒輪的強度計算與校核. 21. 22(三 )變速器軸的強度計算與校核261.變速器軸

9、的結構和尺寸262.軸的校核28(四 )軸承的選擇與校核321.軸承選擇322.軸承的校核33(五 )變速器同步器的設計401.同步器的結構402.同步環(huán)主要參數(shù)的確定42五、提高整機的NVH 性能設計44(一 )搖結構的 NVH 優(yōu)化設計45(二 )齒輪的 NVH優(yōu)化設計45結論46致謝46參考文獻47附錄49-IV-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）一、緒論( 一 ) 選題的背景及意義汽車在不同使用場合有不同的要求，采用往復活塞式內燃機為動力的汽車，其在實際工況下所要求的性能與發(fā)動機的動力性、經濟性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運量、道路坡度、路面質量、交通狀況等條件的影響，汽車所需

10、的牽引力和車速需要在較大范圍內變化， 以適應各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動機本身是不可能倒轉的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來實現(xiàn)。上述發(fā)動機牽引力、轉速、轉向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動機本身是難以解決的，車用變速器應運而生，它與發(fā)動機匹配，通過多擋位切換，可以使驅動輪的扭矩增大到發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的幾分之一。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器、自動變速器、手動 / 自動變速器、無級變速器。（1）手動變速器手動機械式變速器采用齒輪組，每擋的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各擋的變速比是定值， 即所謂有級變速

11、器。 雖然這種變速器在操作時比較繁瑣，駕駛工作強度大，但具有成本低、起速快、傳遞扭矩大等特點，從目前市場實際需求和適用角度來看，手動變速器還不能被其它新型汽車變速器所完全替代。（2）自動變速器自動變速器，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。（3）手動 / 自動變速器- 1 -重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。

12、 這樣手動 / 自動變速器便由此誕生。 這種變速器在德國保時捷 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的樂趣。此型車在其擋位上設有“+”、“ - ”選擇擋位。在 D 擋時，可自由變換降擋 (-) 或加擋 (+) ，如同手動擋一樣。（4）無級變速器當今汽車產業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范 多尼斯發(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

13、跳感覺。 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。通常有些人將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換擋是自動的，但它的傳動比是有級的， 也就是我們常說的擋， 一般自動變速器有 48 個擋。而無級變速器能在一定范圍內實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“擋”。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最合適的傳動比。 ( 二 ) 國內外研究狀況手動變速器的許多最近的發(fā)展集中在為降低成本和體積的新制造方法上。傳統(tǒng)來說，變速器制造包含大量昂貴的機器，以及為機械加工和裝配操作所需留出的空間限制的設計。 最新的技術包括， 如在最

14、新的 Ford Getra96 檔變速器中可以看到的激光焊接沖壓鋼滑動齒輪選擇器軸套。為替代前一代變速器的鑄鐵撥叉，這種精致而堅固的設計方案可以導致更少的對內部的損害。齒輪盤片的激光和摩擦焊接同時保證了所需機器設計空間的降低，這是一種由雷諾公司在5檔副軸圓型變速器設計中發(fā)明的技術，命名為EMI，曾在 2000年展出并因為- 2 -重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）它的簡單和輕便僅 22公斤卻能提供 140Nm的轉矩而出名。另一方面，設計人員也在其齒輪提供轉矩輸出的設計上進行了認真的研究，提高了耐久性和低噪聲水平。從變速器的發(fā)展現(xiàn)狀中我們可以看出， 無論是自動變速器還是手動變速器，都存在著優(yōu)點

15、和某些不足，所以對于一款新設計出的變速器進行適當?shù)膬?yōu)化是必不可少的。傳統(tǒng)的汽車變速器設計是采用許多經驗公式計算和測繪同類型變速器來初步確定其參數(shù)，這樣設計出來的變速器盲目性比較大，常過于保守。減小體積和質量，提高傳扭能力，是當前汽車變速器優(yōu)化設計的主要目的，因為減小變速器的體積和質量可減少制造費用，降低齒輪動載荷， 提高齒輪壽命，使汽車的總體布置更為方便和靈活。當發(fā)動機選定時，就要求設計的變速器在規(guī)定的使用年限內保證其性能，而且要求變速器體積最小，節(jié)省材料，降低成本。如何達到此要求，如何合理地分配傳動比，合理選擇各檔的模數(shù)、齒數(shù)、螺旋角、齒輪變位系數(shù)等，傳統(tǒng)設計方法是根據(jù)經驗類比、估算或試湊的

16、方式初步確定這些參數(shù)，然后再進行剛度與強度等校核，若不合適，就對其中某參數(shù)進行修改，再進行重復計算，直到滿意為止。這種設計方法在一定程度上伴隨著主觀性，而通過變速器專業(yè)軟件的優(yōu)化功能，可適當?shù)南@種盲目性和主觀性 8 。目前汽車發(fā)達國家的汽車開發(fā)能力越來越依賴于汽車自動開發(fā)設計軟件。發(fā)達國家汽車開發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級開發(fā)能力的人才和先進設備的多少來評價，而是用更重要的一個方面就是它是否擁有最先進的開發(fā)軟件和數(shù)據(jù)庫來評價。當前對轎車設計中動力性與經濟性要求日漸提高的情況下，對零部件的限制條件也越來越多，越來越復雜。傳統(tǒng)的經驗公式已經無法滿足新型變速器設計的要求。而總結新的經驗公式

17、又需要豐富的設計經驗與知識，是一個長期的過程。 當今科技日新月異， 轎車生產的手段方法與目標也不斷在改變。- 3 -重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）大量使用的經驗公式已不具備長期生存實用的必要性和可能性。綜上所述，不僅從變速箱本身的特點，還是設計手段與方法的整個趨勢來看，將先進的設計方法引入變速箱的設計是及其必要的。其優(yōu)點不僅僅在于得到一個能使性能達到較高水平的設計方案，而且由于知識工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴展性。它可以直接將一個復雜的要求引入到設計過程中，能在不改變或較少改變設計系統(tǒng)的情況下，進行進一步設計和檢驗其合理性。而在傳統(tǒng)設計方法中，要做到這樣是很困難的，因為改變設計

18、系統(tǒng)和過程將是一個復雜的工作。采用前置后驅形式的轎車一直被認為是極具駕駛樂趣的車型。目前國內采用這種驅動布置的主要有華晨寶馬、豐田銳志、 皇冠等少數(shù)車型。以寶馬為例，除其中某幾款四驅車型以外， 其余車型均采用前置后驅的形式。 在這種布置中，發(fā)動機的位置通常較前置前驅車型靠后，甚至直接位于前軸之上，同時發(fā)動機采用縱置布置，這就使得變速器要采用三軸形式， 變速器距離駕駛員位置較近，從而簡化了操縱機構的復雜程度。而前置后驅的布置，使得寶馬汽車的前后軸荷可以達到完美的 50:50 。采用性能優(yōu)異的手動變速器，更能增加汽車的操控性與駕駛樂趣；而增加變速器的擋數(shù)，又能夠改善汽車的動力性、燃油經濟性和平均車

19、速，因此目前寶馬汽車的手動變速器均采用六擋形式。 ( 三 ) 研究的內容本文主要參考同類齒輪軟件的設計，結合變速箱設計的實際情況，對手動變速器的結構、工作原理及工作過程進行一定的研究。首先確定汽車手動變速器的設計方案， 包括齒輪和軸的總布置形式、換檔操縱機構及檔位布置形式等；其次根據(jù)所配發(fā)動機的基本參數(shù)以及考慮到整車動力性和經濟性要求的傳動比，設計計算出變速器主要零件的相關參數(shù)。完成齒輪、軸和軸承等主要零件以及同步器同步過程的分析。- 4 -重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）二、變速器方案的確定( 一 ) 變速器結構方案的確定變速器由傳動機構與操縱機構組成。1. 變速器傳動機構的結構分析與型

20、式選擇有級變速器與無級變速器相比，其結構簡單、制造低廉，具有高的傳動效率（ =0.960.98 ），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、擋位數(shù)及各擋的傳動比，因為它們對汽車的動力性與燃料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3.04.5 。通常，有級變速器具有4、 5、 6 個前進擋。變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經濟性及平均車速，從而可提高汽車的運輸效率，降低

21、運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時，要實現(xiàn)迅速、無聲換擋，對于多于6 個前進擋的變速器來說是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為6 擋。多于 5 個前進擋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。某些轎車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋。采用傳動比小于 1（ 0.70.8 ）的超速擋，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(shù)目、轉速、傳遞的功率

22、、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件- 5 -重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）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2-1 所示，其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扭矩則稱為直接擋。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉矩。因此，直接擋的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。其他前進擋需依次經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擋傳動比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點。其

23、缺點是：除直接擋外其他各擋的傳動效率有所下降。1 第一軸； 2第二軸； 3中間軸圖 2-1轎車中間軸式四擋變速器- 6 -重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）兩軸式變速器如圖 2-2 所示。與三軸式變速器相比，其結構簡單、緊湊且除最到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

24、制造工藝，降低了成本。除倒擋常用滑動齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他擋均采用常嚙合斜齒輪傳動；個擋的同步器多裝在第二軸上，這是因為一擋的主動齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高擋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擋，因此在高擋工作時，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，低擋傳動比取值的上限（ i g =4.04.5 ）也受到較大限制，但這一缺點可通過減小各擋傳動比同時增大主減速比來取消。- 7 -重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）1 第一軸； 2第二軸； 3同步器圖 2-2 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

25、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，除低擋及倒擋外，直齒圓柱齒輪已經被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設計中，由于倒擋齒輪采用的是常嚙式，因此也采用斜齒輪。所設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，采用中間軸式變速器。圖2-3 、圖 2-4 、圖 2-5 分別是幾種中間軸式四，五，六擋變速器傳動方案。特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經嚙合套將它們連接得到直接擋。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90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因

26、為直接擋的利用率高于其它擋位，因而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（一擋）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構，均采用同步器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再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。在擋數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在

27、常嚙合齒輪對數(shù)，換擋方式和到擋傳動方案上有差別。- 8 -重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）圖 2-3 中間軸式四擋變速器傳動方案如圖 2-3 中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖1-3a 、 b 所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋；圖 1-3c 所示傳動方案的二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動，而一擋和倒擋用直齒滑動齒輪換擋。圖 2-4a 所示方案， 除一，倒擋用直齒滑動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙合齒輪傳動。圖 2-4b 、c、d 所示方案的各前進擋，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-4d 所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內。圖 2-4中間軸式五擋變速器傳動方案

28、圖 2-5a所示方案中的一擋、倒擋和圖b 所示方案中的倒擋用直齒滑動- 9 -重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）齒輪換擋，其余各擋均用常嚙合齒輪。圖 2-5 中間軸式六擋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擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。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。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，如圖2-3a 、 b 所示。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

29、機構，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。變速器用圖 2-4c 所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如用在軸平面上可分開的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖 2-4c 所示方案的高擋從動齒輪處于懸臂狀態(tài)， 同時一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。2. 倒擋傳動方案圖 2-6 為常見的倒擋布置方案。 圖 2-6b 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 2-6c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點-10-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)

30、設計（論文）是換擋程序不合理。 圖 2-6d 所示方案針對前者的缺點做了修改， 因而取代了圖 2-6c 所示方案。 圖 2-6e 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 2-6f 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 2-6g 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 2-6f 所示的傳動方案圖 2-6 變速器倒擋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擋與倒擋，都應當布置在

31、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。-11-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）( 二 ) 變速器主要零件結構方案的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、換擋結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。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

32、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擋和倒擋。在本設計中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動。2. 換擋機構型式換擋結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋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擋、噪聲大等原因， 采用直齒滑動齒輪換擋時， 換擋行程長也是它的缺點。因此，除一擋、倒擋外很少采用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便

33、，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性， 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。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結合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以他們都不會過早損壞，但因不能消除換擋-12-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）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

34、擋位及重型貨車變速器上使用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全性， 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。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2-7 所示：-13-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）三、變速器主要參數(shù)的選擇表 3.1相關參數(shù)

35、主減速比最高時速最大扭矩最大功率最高轉速3.64215km/h200/Nm/3600rpm115kw/6400rpm6500r/min( 一 ) 變速器主要參數(shù)的選擇1. 擋數(shù)和傳動比近年來，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 45 個擋位的變速器。本設計也采用5 個擋位。選擇最低擋傳動比時，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Te maxigI i0 Tmg( f cos maxsin max )m

36、g maxrr則由最大爬坡度要求的變速器擋傳動比為mg max rr（3-1）i gTemaxi 0式中， m-汽車總質量 (kg)；g-重力加速度 (m/s 2 )； -道路最大阻力系數(shù)；maxr r- 驅動輪的滾動半徑 (m)；T-發(fā)動機最大轉矩 (Nm)；emaxi 0-主減速比；-14-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）- 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：Temax igITG2rr求得的變速器 I 擋傳動比為： i g IG2 rr（3-2）Temax i0T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。

37、由已知條件：滿載質量1800kg；r r=307mm；Te max=200Nm；i 0=3.64；=0.95；根據(jù)公式（ 3-2）可得： igI =3.91本設計取六擋傳動比為1，中間擋的傳動比理論上按公比為：ig maxq n 1（3-3）i g min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)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： q=1.314。故有： ig2=2.979i g3=2.267i g4=1.725i g5=1.313i g6=12. 中心距-15-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中

38、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)計而得出的經驗公式初定：A= KA3 T1max i0 (3-4)式中， KA-中心距系數(shù)。對轎車，KA；對貨車，KA；對=8.99.3=8.69.6多擋變速器 :K A；=9.511TI max -變速器處于一擋時的輸出扭矩：TI max=Te max i gI =743.85Nm故可得出初始中心距A= 81.55mm 。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。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關：五擋 (2.7 3

39、.0) A六擋 (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)K A 應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A 取整。本次設計采用6+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3.581.55mm=285.43mm，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。4. 齒輪參數(shù)（ 1）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-16-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）mn 0.473 Temax mm(3-5)其中 Temax =170Nm，可得出 mn=2.749，取 2.75。一擋直齒輪的

40、模數(shù)mm 0.333 T1max mm(3-6)通過計算 m= 2.99，取 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，轎車取23.5。本設計取2.5。（ 2）齒形、壓力角、螺旋角 和齒寬 b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表2-1 選取。表 3-1汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項目齒形壓力角 螺旋角 車型轎車高齒并修形的齒形14.5， 15， 1616.5 25 45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。在本設計中變速器齒輪壓力角取 2

41、0, 嚙合套或同步器取30；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-17-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）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=(4.58.0)m，mm斜齒b=(6.08.5)m

42、， 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。四、主要零件的選擇( 一 ) 各檔傳動比機器齒輪齒數(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)預先確定的變速器擋數(shù)、傳動比和結構方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。1. 確定各擋齒輪的齒數(shù)一擋傳動比z1z11（ 3-7）ig 1z12z2為了確定 Z11 和 Z12 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 Z :2 A（3-8）zhm其中 A=81.55， m=3，故有，取Z =54.36754當轎車三軸式的變速器 i gI3.5 3.9 時，則 Z12可在 15

43、 17范圍內選擇 ，此處取 Z12 =17，則可得出 Z11 =37。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-18-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。這里 Z 修正為 54，則根據(jù)式（ 3-8）反推出 A=81mm。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Z2i gIZ12Z1Z10由已經得出的數(shù)據(jù)可確定Z 21.8Z1而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等Amn ( Z1 Z 2 )2 cos由此可得：2 A

44、cosZ1Z2(3-12)mn而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： Z1Z2 52。（3-10 ）和（ 3-13 ）子聯(lián)立可得： Z1 =19、 Z 2 =33。則根據(jù)式（ 3-7）可計算出一擋實際傳動比為：ig 13.78 。確定其他擋位的齒數(shù)（3-9 ）（3-10 ）（3-11 ）（3-13 ）二擋傳動比i gZ 2Z9Z1Z10（3-13 ）而i g2.979，故有Z 91.655（3-14）Z10對于斜齒輪，Z2 A cos（3-15 ）mn故有： Z9 Z10 52（ 3-16 ）-19-重慶航天職業(yè)技術學院畢業(yè)設計（論文）（3-14）聯(lián)立（ 3-16）得： Z931、 Z1021 。按同樣

45、的方法可分別計算出：三擋齒輪Z7 29、Z823 ；四擋齒輪Z5 25、Z6 27 ， Z3 23、Z429 。確定倒擋齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設計中倒擋傳動比 i gr取 3.6。中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪10 略小，取 Z14 14 。而通常情況下，倒擋軸齒輪Z15 取 2123，此處取 Z15 =23 。由Z 2Z13 Z15i grZ1（3-17 ）Z15 Z14可計算出 Z1329 。故可得出中間軸與倒擋軸的中心距A1 mn (Z14 Z15 )(3-18)2=58mm而倒擋軸與第二軸的中心:A(3-19)mn ( z13z15 )=8