五座乘用車二軸式六速變速器總成設計——設計說明書

1、畢業(yè)設計（論文）設計說明書題 目五座乘用車二軸式六速變速器總成設計專 業(yè) 城市軌道交通車輛工程班 級 2011級1班 學 生 何華 指導教師 杜子學 重慶交通大學 2015年目 錄第1章 緒 論11.1 概述1的目的和意義1以及發(fā)展趨勢223以及設計內容3344第2章 傳動機構與操縱機構的布置方案6機構布置方案667892.2.1 概述92.2.2 典型的操縱機構及鎖定裝置102.3本章小結12第3章 變速器主要參數(shù)的選擇13133.2變速器各擋傳動比的確定1417的確定17173.7 各檔位齒輪齒數(shù)的分配以及傳動比的計算19以及齒輪螺旋角的微調23253.10 本章小結25第4章 變速器齒輪

2、及軸的強度校核264.1 變速器齒輪強度校核2626的校核323841424343軸的強度校核44444.3.2 軸的強度計算54軸承的選擇及壽命計算574.4.1 輸入軸軸承選擇與壽命計算5861 本章小結63第5章 同步器及結構元件簡要設計645.1 同步器645.1.2 鎖環(huán)式同步器645.1.3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定655.1.4 主要參數(shù)的確定665.2 本章小結67結論68致 謝69參考文獻70摘 要汽車在人類社會生活中扮演的角色越來越重要，而汽車變速器作為汽車最重要的部件之一，它的作用是通過對發(fā)動機輸出的動力與轉速進行轉換，來達到將動力以最優(yōu)的方式傳送到車輪上這一目的。汽車

3、變速器的優(yōu)劣直接影響到車輛動力性能的好壞，它可以通過不同齒輪副的組合來改變發(fā)動機和驅動輪之間動力和速度的比值，從而使汽車獲得不同的牽引力和速度，擁有良好的動力性和燃油經(jīng)濟性。除此之外，變速器的結構設計對汽車行駛的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率都有著直接的影響。所以提升車輛在市場上的核心競爭力的首要方法無疑是提升汽車變速器設計的質量。本文研究并設計了兩軸式六檔手動變速器。首先，本文將簡要地介紹變速器的現(xiàn)狀以及未來發(fā)展趨勢，介紹變速器領域的最新發(fā)展狀況。其次，對變速器的工作原理作簡要分析，選擇合理的結構方案進行設計。再次，各擋齒輪設計、軸的設計、軸承的選擇，對關鍵元件做受力分析、強度和剛度校核,

4、選擇合適的工程材料及熱處理方法。介紹變速器中各元件材料的選擇。最后，本文將簡要設計同步器以及操縱機構，說明同步器的類型、工作原理、設計方法以及重要參數(shù)。關鍵詞：變速器，傳動比，齒輪，軸，校核ABSTRACTAutomobile plays a more and more important role in human social life, and the gearbox as the car is the most important part of, its role is through the output of the engine power and speed conversi

5、on,to transfer the power to achieve in the optimal way to the wheel for the purpose.The quality of the vehicle gearbox directly affects the power performance of the vehicle，It can change the ratio of power and speed between the engine and the driving wheel through the combination of different gear p

6、airs, so that the vehicle can get different traction and speed and a good power and fuel economy.In addition, the structure design of the transmission has a direct effect on the reliability and portability, the stability and the efficiency of the vehicle.Therefore, the primary way to improve the cor

7、e competitiveness of the vehicle in the market is undoubtedly to improve the quality of automotive transmission design.I will research and design the two axis six manual transmission in this instruction.Firstly, I will briefly introduce the present situation、the latest development and the future dev

8、elopment of transmission.Secondly, the working principle of the transmission is briefly analyzed, and the reasonable structure scheme is chosen.Thirdly, I will do the gears design, axis design, bearing selection, the key components of the strength analysis, strength and stiffness, choose the right e

9、ngineering materials and heat treatment method，select the components in transmission.Lastly,I will briefly design the synchronization and operation mechanism, and explain the type, working principle, design method and important parameters of the synchronization device in this paper.Key words:Transmi

10、ssion，Transmission Ratio，Gear，Axis，Check第1章 緒 論 概述變速器設計是汽車設計中的重要環(huán)節(jié)之一，變速器主要用于改變發(fā)動機傳遞到驅動輪上的轉矩和轉速 轎車自動液力變速器基礎知識講座（待續(xù)）郎全棟 儲江偉 - 汽車維護與修理- 1998，其目的是車輛在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同大小的牽引力和速度，同時盡量使發(fā)動機在一個最有利的工況范圍內工作 TY4250汽車列車的動力傳動系優(yōu)化匹配李萍鋒 - 車輛工程 - 2010。因此變速器的性能直接影響到汽車的經(jīng)濟性和動力性指標。變速器能夠讓汽車以非常低的車速穩(wěn)定行駛，而這種較低的車速只靠發(fā)

11、動機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的 徐滿年 - 汽車科技- 1996。而且變速器的倒擋能夠使汽車倒退行駛；空擋可以使汽車在啟動發(fā)動機、停車以及滑行的時候能夠長時間將發(fā)動機和傳動系統(tǒng)分離開來 汽車變速器加載試驗臺關鍵技術研究 楊洪彬 - 機械制造及自動化- 2007。變速器的結構設計除了對汽車的動力性、經(jīng)濟性有影響外，同時對汽車傳動的平穩(wěn)性與效率、操縱的可靠性與輕便性等都有直接的影響 安裝中央制動器的變速器后殼改進設計與仿真王源隆1 王良模1 余有平2 陳桂銀2 崔保良2 - 機械傳動- 2012。安裝倒擋安全裝置，自鎖、互鎖裝置，對嚙合齒采取倒錐齒側措施或其他結構措施，可以使汽車操縱可靠，不發(fā)生跳

12、擋、亂擋、自動脫擋或者誤掛倒擋的情況；采用同步器又可以使得換擋輕便，減小沖擊及噪聲；利用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可以達到傳動平穩(wěn)，降低噪音的目的，乘用車變速器的噪音高低與否已成為衡量變速器產(chǎn)品質量好壞和設計水平、工藝水平的關鍵。的目的和意義 目前，汽車上廣泛應用內燃機作為動力源，內燃機的轉矩、轉速的變化范圍太小，而復雜的使用條件又要求汽車的驅動力和車速能夠在相對大的范圍內變化 汽車變速器維修決策探討張懷軍 - 中國科技博覽- 2010。為此，我們在汽車構造中設置了變速器，變速器可以改變傳動比，增大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，來完成起步、加速、上坡等操作；變速器的使用還能讓發(fā)動機的工作范圍最有

13、利 重型汽車傳動系統(tǒng)結構分析與優(yōu)化設計 楊波 - 車輛工程- 2006，在發(fā)動機不改變旋轉方向的前提下，使汽車能夠倒退行駛；利用空擋，可以中斷動力傳遞，以使得發(fā)動機能夠起動、怠速運行，并且便于變速器換擋或者進行動力輸出 變速器系統(tǒng)介紹 3M清洗/保護方案無 - 汽車維修與保養(yǎng)- 2007。變速器還必須要保證變速器和汽車之間相互匹配，這樣能夠大大提高汽車的動力性和經(jīng)濟性，從而保證發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作，并以此來提高汽車的使用壽命、減少汽車的使用噪聲、降低能源消耗等等。這樣一來，就要求設計人員根據(jù)汽車的技術及使用參數(shù)來合理選擇變速器的參數(shù)，使得所設計出來的變速器能夠和整車具有很好的匹配性。

14、以及發(fā)展趨勢1892年法國人制造了第一輛使用了變速器的汽車。1921年英國人制造了以摩擦材料為主要結構的變速器。1894年法國人劉易斯雷納本哈特與艾米爾拉瓦索爾研發(fā)并推廣使用了現(xiàn)代汽車變速器 汽車變速器的百年變遷曉青 - 汽車運用- 2003。到目前為止，變速器共經(jīng)歷了四個階段：1、手動變速器手動變速器內是通過操縱機構來控制安裝在變速器里面的各級齒輪副相互之間嚙合或者分離開來完成汽車行駛時的換擋工作。手動變速器里面有可以在軸向滑動的齒輪，通過不同齒輪副的嚙合達到變速和變矩的目的。手動變速器的換擋操控可以完全遵從駕駛員的意志，優(yōu)點是結構簡單、造價較低、故障率低 淺談汽車變速器技術的發(fā)展李愛琴 -

15、 科技咨詢導報- 2007。2、自動變速器自動變速器與手動變速器都屬于有級變速器，只不過自動變速器可以根據(jù)車速來自動實現(xiàn)換擋，從而消除手動變速器換擋時“頓挫”的感覺 自動變速器試驗臺測控系統(tǒng)研究 桂鵬程 - 車輛工程- 2007。自動變速器通過液壓傳遞和齒輪的組合來達到變速、變矩的目的。3、無級變速器無級變速器與一般變速器的最大區(qū)別在于它只用了兩組帶輪來變速傳動。無級變速器內部沒有多對齒輪副，也沒有自動變速器里面復雜的行星齒輪組。它主要依靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現(xiàn)的無級變速。4、無限變速無級變速器（IVT） 車輛無級變速器實時控制虛擬實驗平臺的研究 胡朝峰 - 車輛工程- 2006IVT與

16、其它變速器的最大區(qū)別是它不使用變矩器。變矩器通過油液介質將發(fā)動機的動力傳給變速器，但它的傳遞效率不高 車輛自動變速器的研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢張建珍1 過學迅2 - 上海汽車- 2007。與其它變矩器相比，IVT具有效率高、油耗低、不易打滑、結構簡單、造價低等優(yōu)點 汽車自動變速器研究現(xiàn)狀及展望孟慶輝 - 商情-2014?，F(xiàn)代變速器的發(fā)展是向著可調自動變速器或者無級變速器的方向發(fā)展。理想中的無級變速器是在整個傳動范圍內能夠連續(xù)、無擋比的切換變速比例，是變速器始終按照最佳換擋規(guī)律來自動變速 汽車變速器的發(fā)展歷史及未來趨勢向立明 - 公路與汽運- 2007?，F(xiàn)代變速器的變速反應加快、傳動效率提高、油耗降低

17、。隨電子技術的發(fā)展，變速器的自動控制得到進一步完善，在各種行駛工況下都能實現(xiàn)內燃機與傳動系統(tǒng)的最佳匹配，使控制更加精確、有效。 目前世界各大汽車公司對無級變速器的研究十分活躍。相信在不久的將來，隨著自動控制技術的進一步發(fā)展完善，電子控制式的無級變速器必將得到廣泛的發(fā)展和應用 電子控制自動變速器現(xiàn)狀及發(fā)展研究孫志春1 李言1 周志立2 - 新技術新工藝- 2005。以及設計內容 手動變速器的擋位數(shù)一般在6擋以內，當擋數(shù)超過6擋時，我們通常在6擋以下的主變速器的基礎上，再配置一個副變速器，從而獲得多擋變速器。近些年來，為了降低燃油消耗，變速器的擋數(shù)越來越有增加的趨勢。目前，市場上的乘用車一般采用4

18、擋或5擋的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車多用5擋變速器；商用車采用4-6擋位的變速器。載荷噸的貨車通常采用五擋變速器，載荷噸的貨車常采用六擋變速器 吉林大學網(wǎng)絡教育學院-公共財政學。一些汽車的變速器設置有超速檔，主要用在路況良好或空車駕駛的工況。超速擋的傳動比小于1，采用超速擋可降低汽車的燃油消耗。但發(fā)動機馬力不大，那么超速擋就不會經(jīng)常使用，從而導致起不到節(jié)油的目的，甚至還會降低汽車的動力性。從傳動系統(tǒng)的布置上來說，目前，汽車市場上多采用兩軸式和三軸式變速器。其中，兩軸式多用于發(fā)動機前置前輪驅動汽車，三軸式變速器輸入軸的常嚙合齒輪與輸出軸的各擋齒輪副分別與中間軸的相應齒輪副相嚙合，而且第一、第二

19、軸在同一軸線上 基于UG建模的機械式變速器設計文少波 - 機械設計與制造- 2009。將第一、二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接擋。這時齒輪、軸承及中間軸均不承載，第一、二軸也僅用于傳遞轉矩 32汽車變速器基本知識。這樣一來，直接擋的傳動效率較高，磨損及噪聲也較小，在尋常使用中直接擋的使用率要高于其它擋位，因此可以說是間接的延長了變速器的工作時間；而當其它擋位工作時，力矩要通過第一軸、第三軸和第二軸上的齒輪來傳動，因此在變速器中心距不大的情況下，一擋仍能夠具較大的傳動比；高擋位的齒輪采用長嚙合齒輪，低擋位的齒輪可以采用或者不采用長嚙合齒輪；在多數(shù)傳動方案中除了一擋以外，其它擋位的換擋機構都采用

20、同步器或者嚙合套來換擋，而少數(shù)結構的一擋也使用同步器或嚙合套換擋 微型貨車中間軸式手動變速器設計分析張雪文 - 汽車零部件- 2011。此外，各擋位的同步器與接合套一般都是布置在輸出軸上。圓柱斜齒輪相比圓柱直齒輪來說具有更長的使用壽命、更低的噪聲，但是斜齒輪制造稍微復雜而且在工作時會產(chǎn)生軸向力。因此，在手動變速器中，除了低速擋和倒擋齒輪外，直齒輪已被斜齒輪所取代。當然，常嚙合齒輪副的增多也將導致變速器旋轉部分的總慣性力矩增加。(1)、合理選擇變速器的擋數(shù)和傳動比，使其和發(fā)動機參數(shù)匹配，保證汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性 國內組合式機械變速器的現(xiàn)狀與發(fā)展吳修義 - 現(xiàn)代零部件- 2005；(2)、

21、操縱簡單、方便、迅速、省力；(3)、有一個空擋在需要時能分開動力傳遞；(4)、傳動效率盡量高，工作必須平穩(wěn)、盡量無噪聲；(5)、橫縱向尺寸盡量小、總體輕、強度剛度高，工作可靠；(6)、制造工藝容易、成本盡量低、維修方便、使用壽命相對長；本設計主要是依據(jù)汽車的使用要求及相關參數(shù)，通過對變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設計一種符合要求的兩軸式6速手動變速器，并且繪制變速器裝配圖及其主要零件圖。本文主要完成以下工作：1、 確定傳動機構的布置方案；2、 變速器主要參數(shù)的選擇與計算；3、 齒輪參數(shù)的選擇與強度校核；4、 軸的基本尺寸確定以及強度校核；5、 軸承的選擇以及壽命計算。第2章 傳動機構與操縱機構

22、的布置方案機構布置方案 手動變速器具有傳動效率高、結構簡單、工作可靠和制造成本低等優(yōu)點，故在不同型號的汽車上得到了廣泛的應用 148KW斯太爾牽引車（5+1）2擋變速器研究鄭勇 - 機械工程- 2006。.1傳動方案分析及選擇本次設計選用的是兩軸式變速器。兩軸式變速器布置精巧，集中，而且除了最高擋外其余各擋的傳動效率優(yōu)秀、噪聲較低。兩軸式變速器轎車一般前置前驅，這是由于這樣能讓傳動系統(tǒng)更加緊湊、操縱性更好而且可以減少6%10%的汽車自重。因為兩軸式變速器的兩根軸不在一條軸線上，所以兩軸式變速器就沒有直接擋，這樣就導致在高擋工作時，齒輪和軸承均有承載，這樣一來噪聲就會較大，同時增加了磨損，這是它

23、不可避免的缺點 汽車零部件參數(shù)化設計 張禹 - 車輛工程- 2003。圖檔位布置方案簡圖。圖2.1 兩軸式變速器檔位布置方案上述方案中，凡是采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋形式都可以采用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。在同一變速器中，有的擋位用同步器換擋，而有的擋位用嚙合套換擋，那么可以必定是擋位高的采用同步器換擋，擋位低的采用嚙合套換擋22。對于不同類型的汽車，有不同的傳動系統(tǒng)檔位數(shù)，這是因為它們的使用工況以及對整車性能的要求、汽車本身的功率不同 混合動力汽車控制策略的研究 龔君 - 動力機械及工程- 2007。但是檔位數(shù)目的增減會影響到整個汽車的動力性。從動力性來說，如果檔位數(shù)增加，那么就相應的增加

24、了發(fā)動機能夠發(fā)揮它最大功率附近高功率（接近最大功率）的機會，從而提高了汽車的加速和爬坡性能 并聯(lián)式混合動力汽車功率分配與總成設計郭倉庫 孫亮 - 電子世界- 2014。此外，就燃油經(jīng)濟性而言，檔位數(shù)增多，就增加了發(fā)動機在低燃油消耗率工作范圍下工作的能力，從而降低了油耗 重型載貨汽車動力傳動系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化匹配王鐵1 武玉維1 李萍鋒1 鄭利鋒2 王曉2 - 汽車技術- 2010。倒擋布置時應注意以下三點：（1）在不進行倒檔操作時，倒檔齒輪不能與其他軸上的齒輪發(fā)生嚙合；（2）掛入倒擋時不能與其他齒輪產(chǎn)生干涉；（3）倒擋軸在變速器殼體上的支承不能與其他軸上的齒輪相碰。是倒檔布置方案是用一檔齒輪進行倒檔

25、操作，從而減小了中間軸的長度，但是換檔相對的優(yōu)點是能夠獲得較大的倒檔傳動比，但是的改善擋與倒檔齒輪合并簡易。一檔和倒檔應該布置在軸的兩端，然后按從低到高的檔位順序布置各擋齒輪，這樣做既能夠使軸具有足夠大的剛度，又能夠保證容易裝配 基于KBE的汽車齒輪智能設計系統(tǒng)研究方偉榮 - 車輛工程- 2002。倒擋傳動比雖然與一擋傳動比很接近，但是因為倒擋的使用時間非常短，這樣一來有的方案會將一擋布置在靠近軸的支承處，然后才布置倒擋。綜上所述，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動采用的是圖2.3f方案。分析變速器齒輪有圓柱直齒輪和圓柱斜齒輪兩種。斜齒圓柱齒輪有壽命長、運轉平穩(wěn)、噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造復雜，工

26、作時產(chǎn)生軸向力，這對軸承有影響。如果齒輪尺寸小又與軸分開，那么齒輪內徑到齒根圓處的厚度（圖2.4）將會影響齒輪的強度。這就要求尺寸應該大于或者等于輪齒危險斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上保證其穩(wěn)定性，輪轂部分的寬度尺寸在結構允許條件下可以盡可能大，至少要滿足尺寸要求： （2.1）式中：花鍵內徑。=d2圖2.4 變速器齒輪尺寸控制圖變速器齒輪齒面的表面粗糙度取m。齒輪制造精度應該不低于7級。2、變速器軸變速器軸一般情況下經(jīng)由軸承安裝在殼體的軸承孔內。如果變速器中心距較小，在殼體的一個端面布置兩個滾動軸承有困難時，第二軸可以直接壓入殼體孔中，固定不動。用滑動齒輪的方式來實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間應當選

27、用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動的靈活性，定心外徑和矩形花鍵齒側的磨削比漸開線花鍵要更容易23。高檔位齒輪，常用過盈配合和花鍵固定。兩軸式變速器的第二軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間通常設置有滾針軸承或滑動軸承，只有少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上 環(huán)衛(wèi)清掃車傳動系統(tǒng)設計時保吉 - 科技致富向導- 2012。這里，軸的表面粗糙度應不低于m，硬度不低于5863HRC。因為漸開線花鍵定位性能較好，承載能力大而且漸開線花鍵的齒形較短，內徑相對增大能夠提高軸的剛度，所以軸跟同步器上的軸套通常使用漸開線花鍵連接。倒檔軸一般壓入殼體孔中并固定不動的，由螺栓固定。3、變速器軸承的選擇

28、本設計選取圓錐滾子軸承。 操縱機構布置方案2.2.1 概述駕駛員需要通過操縱機構來完成掛檔或選擇空擋。操縱機構的布置需滿足以下要求：換檔的時候只能掛入一個檔位，換檔之后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止脫檔或者自動掛檔，防止誤掛倒檔，做到換檔輕便 北京切諾基BJ2021型吉普車變速器的故障診斷與排除蔡喻生1 趙學鵬2 - 汽車維護與修理- 2002。變速器的操縱機構通常裝在側蓋或頂蓋內，也有少數(shù)是分離開的。變速器操縱機構通過操縱第二軸上的滑動齒輪、嚙合套或者同步器來得到所需要的檔位。用于手動變速器的操縱機構，通常是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸以及互鎖、自鎖、倒檔裝置等主要零件構成，并依靠駕駛員用手

29、推動來完成選檔、換檔或者推到空檔。1、直接操縱式手動變速器變速器布置在駕駛員座椅附近，可以將變速桿直接安裝在變速器上面，并依靠駕駛員手部力量操控變速桿來直接完成換檔功能的手動換檔變速器，稱之為直接操縱變速器。2、遠距離操縱手動變速器發(fā)動機后置后驅的汽車，變速器在車的后端，這時就需要在變速桿與撥叉之間布置傳動件，換檔手力經(jīng)這些轉換（放大）機構才能完成換檔的功能 一種采用軟軸控制的變速箱操縱機構溫立剛1 郭雙宇2 - 專用汽車- 2008。這種手動換檔變速器，稱之為遠距離操縱手動變速器。3、電動自動變速器上世紀80年代以后，人們應用計算機電子技術，制造了能夠自動完成換檔操作的變速器，車內沒有變速用

30、的桿和離合用的腳部踏板。這樣駕駛員只需要控制油門踏板，使得汽車在行駛過程中就能夠自動完成換檔，這種變速器稱之為電動自動換檔變速器 電子控制機械式自動變速器朱紅軍1 葛安林2 - 汽車電器- 2000。這里我采用的是直接操縱式手動換檔變速器。2.2.2 典型的操縱機構及鎖定裝置圖2.5 典型的操縱機構圖1、換擋機構形式（a）直齒滑動齒輪換擋 （b）嚙合套換擋 （c）同步器換擋 所示換擋機構分為滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 考慮到汽車的操縱性能，本設計選用同步器換檔。 2、防脫檔設計 互鎖裝置是用來保證在移動一個變速叉軸時，其它的變速叉軸被鎖住，作用是防止同時掛入兩個檔位，出現(xiàn)重大故障。常見互鎖

31、機構有： （1）互鎖銷式圖2.7 互鎖銷式互鎖機構 （2）擺動鎖塊式圖2.8 擺動鎖塊式互鎖機構 （3）轉動鉗口式圖2.9 轉動鉗口式互鎖機構這里我們采取直接操縱式，采取自鎖、互鎖、倒檔鎖。采取自鎖鋼球自鎖，互鎖銷來互鎖。倒檔鎖為限位彈簧。2.3本章小結本章主要根據(jù)變速器的傳動機構布置方案，對兩軸式的結構特點進行說明，分析了各方案的優(yōu)點與缺點。同時還對幾種常見的倒擋機構布置方案作了簡要介紹，比較了各方案的優(yōu)點與缺點。在零部件選擇部分，對變速器齒輪、換擋機構的形式以及變速器防脫擋的結構做了分析和說明。最后選擇了傳動機構和零、部件結構。第3章 變速器主要參數(shù)的選擇已知設計參考數(shù)據(jù)：發(fā)動機最大功率/

32、轉速Pemax=96KW/5000r/min；發(fā)動機最大轉矩/轉速Temax= 220 Nm /3200 r/min；驅動形式為42前置前驅；設計使用壽命Lh=90000h；質量載荷如表 表3.1軸荷分布 車前軸后軸空車1350 kg648kg702kg整車1850 kg832kg1018kg 最高車速Umax= 200km/h； 變速器變速比： 一檔傳動比： ； 六檔傳動比：0.75 ； 倒檔傳動比：3.5； ； 輪胎 ：205/55R16。 本設計采用的是6擋變速器。3.2變速器各擋傳動比的確定 1、主減速器傳動比的確定根據(jù)已知ig1=3.2 ig6=0.75 q= 已知發(fā)動機轉速與汽車速

33、度之間的關系式為： （3.1）式中：汽車速度（km/h）； 發(fā)動機轉速（r/min）； 車輪滾動半徑（m）； 變速器最高檔傳動比； 主減速器傳動比。已知：最高車速=200 km/h；最高檔為6檔，傳動比ig6那么主減速比i0=2、根據(jù)計算確定最低擋傳動比 1）根據(jù)最大爬坡度確定一擋傳動比 + （3.2）式中 最大驅動力， =； 滾動阻力，= fmgcos；最大上坡阻力，=mgsin。 將上述有關參數(shù)代入式（3.2）可以得到mg(fmgcos+mgsin)=mg （3.3）式中發(fā)動機最大轉矩，=220N.m;主減速比，=;m汽車總質量,m=1850kg;道路最大阻力系數(shù)；f滾動阻力系數(shù)（f=0.

34、015）；變速器一擋傳動比；汽車傳動系效率,=0.9；g重力加速度,g=9.8；驅動輪滾動半徑，=m;道路最大上坡角（最大爬坡度為30%，即=16.7，則sinmax=0.287,cosmax=0.958;將上述有關參數(shù)代入式（3.3）得=2）由黏著力計算一擋傳動比 （3.4） （3.5）式中 路面附著系數(shù)，此處取 Fn驅動輪的地面法向反力，；已知：kg；=0.6，將數(shù)據(jù)代入（3.5）式得到： =所以，一檔轉動比的選擇范圍是：故一擋傳動比取=3.2符合所給定數(shù)據(jù)。 3、確定其它各擋傳動比 我們已知= q （3.6）式中 q為各擋傳動比之間的公比，q= 因此，各擋傳動比為= A= （3.7） 式

35、中A變速器中心距（mm）；中心距系數(shù)，乘用車取=8.99.3， 發(fā)動機最大轉矩（Nm）； 變速器一擋傳動比； 變速器傳動效率，=0.96。 將上述有關參數(shù)代入式（3.2）可以得到A=（8.99.6）= 這里我們取A=79mm變速器外形尺寸的確定根據(jù)經(jīng)驗： （1）四擋 （2.22.7）A （2）五擋 （2.73.0）A （3）六擋 （3.23.5）A 軸向尺寸為 這里初選L=260mm齒輪模數(shù)是一個非常重要的參數(shù)，影響它的選取因素有齒輪的強度、質量、工藝要求以及噪音等 雙被齒驅動后橋的研究 陳方 - 車輛工程- 2010。齒輪模數(shù)選取的一般原則如下：（1）為減少噪聲應適當減小模數(shù)，同時增加齒寬；

36、（2）為使質量盡量小，應該適當增加模數(shù)，減小齒寬；（3）各擋齒輪模數(shù)相等；（4）從強度方面來考慮，各擋位齒輪應該有不同的模數(shù)。乘用車模數(shù)的取值范圍是2.03.5。表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量/t6.014模數(shù)/mm 乘用車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，依據(jù)，由于轎車對于降低噪聲和降低振動的要求比較高，所以各檔位均采用斜齒輪。的選取壓力角較小，重合度就會提高從而減小了剛度，能夠降低進入嚙合和退出嚙合狀態(tài)的動載荷，使傳動更加平穩(wěn)，有利于降低噪聲；當壓力角較大，可以提高輪齒的抗彎強度以及表面接觸強度 非標準安裝下直齒輪嚙合效率的計算及參數(shù)的確定王

37、成 范增 - 制造技術與機床- 2012。本文全部選用標準壓力角20。3.螺旋角的確定選斜齒輪的螺旋角時要注意它對齒輪工作噪聲、輪齒強度和軸向力的影響。齒輪選用大的螺旋角時，齒輪嚙合的重合度增加，從而工作平穩(wěn)、噪聲降低 降低壓力機齒輪傳動噪聲有效方法的探討楊志慧 - 經(jīng)濟技術協(xié)作信息- 2012。經(jīng)試驗證明：隨螺旋角的增大，齒的強度相應提高。但是當螺旋角大于30時，其抗彎強度卻驟然下降，接觸強度仍繼續(xù)上升 輕型貨車變速器設計平臺研發(fā) 孫衛(wèi)靜 - 車輛工程- 2010。因此，為提高低檔齒輪的抗彎強度，我們并不希望采用過大的螺旋角，一般以1525為宜；從提高高檔齒輪的接觸強度與增加重合度來看，宜選

38、取較大的螺旋角 機械式汽車變速器的結構分析與優(yōu)化 傅靈玲 - 機械設計及理論- 2009。斜齒輪螺旋角通?？稍谝韵路秶鷥冗x用：兩軸式變速器為2025所以我們初選斜齒輪螺旋角。的確定齒輪寬度b的取值將直接影響齒輪的承載能力，b增大，齒的承載能力增高。試驗表明，齒寬增大到一定數(shù)值后，因為載荷分配不均勻的緣故，反而使得齒輪的承載能力降低 提高軋機主傳動齒輪承載能力分析王純1 翟慎安2 - 山東冶金- 1998。因此，在保證齒輪強度的前提下，應該盡量選取較小的齒寬，這將有利于減輕變速器的重量以及縮短軸向尺寸。一般的，根據(jù)齒輪模數(shù)m()的大小來選定齒寬：（1）直齒b=m, 為齒寬系數(shù)，取值范圍為4.58

39、.0；（2）斜齒輪b=，取值范圍為6.08.5。所以本設計中斜齒，。那么齒寬mm5.齒輪變位系數(shù)的選擇6.齒頂高系數(shù)的確定按規(guī)定齒頂高系數(shù)取1.00。7.齒輪材料的選擇國內汽車變速器齒輪材料通常采用、等。滲碳齒輪表面硬度應為。心部硬度為。除此之外，采用噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑與壓力角等措施也能使齒輪得到強化。3.7 各檔位齒輪齒數(shù)的分配以及傳動比的計算本次設計變速器采用的是圓柱斜齒輪。= （3.8）= =53轎車可以在1217范圍選取， 為使盡量大一些，應將取得盡量小些，這里初取=15 =38對中心距A進行修正 取整mm，為標準中心矩。那么一檔齒輪傳動比 （3.9） （3.10）已知：

40、=80mm，=2.388，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入（3.9）（3.10）兩式，齒數(shù)取整得：，二檔齒輪傳動比為：3、三檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 （3.11） 2）已知：=80mm，=，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入(3.11)(3.12)兩式，齒數(shù)取整得：，三檔齒輪傳動比為：4、四檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 (3.13) (3.14)已知：=80mm，=，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入(3.13)(3.14)兩式，齒數(shù)取整得：，四檔齒輪傳動比為：5、五檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 (3.14) (3.16)已知：=80mm，=0.993，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入(3.15)(3.16)兩式，齒數(shù)取整得：，五檔齒輪傳動比為：6

41、、六檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 (3.17) (3.18)已知：=80mm，=0.75，=2.75，；將數(shù)據(jù)代入(3.17）（3.18）兩式，齒數(shù)取整得：，六檔齒輪傳動比為：7、 倒檔齒輪的齒數(shù)和傳動比 這里初選倒檔軸上齒數(shù)=22，輸入軸齒數(shù)=15，齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應當保持有0.5mm，滿足如下公式 （3.19） 已知：，將數(shù)據(jù)代入（3.19）式，齒數(shù)取整，解得：， 那么倒檔齒輪傳動比為： 輸入軸、倒檔軸之間的距離：mm 輸出軸、倒檔軸之間的距離：mm 以及齒輪螺旋角的微調采用齒輪變位，可以讓齒輪根切的情況減少和配湊中心距以外，還能夠影響齒輪的強度，使用的平穩(wěn)性，耐磨損性能、抗膠合能力

42、以及齒輪的嚙合噪聲 變位系數(shù)與螺旋角對斜齒輪強度的影響羅登峰 喬永欽 張建源 劉冬敏2 - 機械傳動- 2012。為了保證各對齒輪有相同的中心距，應對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒數(shù)副采用標準齒輪傳動或者高度變位時，對齒數(shù)和少一些的齒輪副應當采用正角度變位 多齒輪式齒輪泵的齒輪變位設計祝海林 鄒Min - 機械- 2002。角度變位的嚙合性能和傳動質量指標較好，對斜齒輪傳動來說，還可通過適當?shù)牡穆菪沁_到中心距相同的目的?？傋兾幌禂?shù)減小，齒輪齒根總的厚度就越薄，齒根越弱，那么抗彎強度就越低。但由于輪齒的剛度減小，卻更易于吸收沖擊振動從而噪聲要小一些27。此外，值越小，齒輪的齒形重合度就越大，這不

43、僅對降噪有利，還由于齒形重合度增大，單齒承受最大載荷時的著力點距離齒根近，彎曲力矩減小，相當于提高了齒根強度，對由于齒根減薄產(chǎn)生的削弱強度的因素有所抵消27。為降低噪聲，對3、4、5、6檔齒輪的總變位要選小一些。通常情況下，隨檔位的降低，總變位系數(shù)應逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪應選用較大的值。變位系數(shù)參考如圖所示35：根據(jù)變位系數(shù)圖我們可以求得：倒擋嚙合角：計算得：=210查圖得： 其余各檔位嚙合角： 查圖得：同理計算得到：，0.28， -0.22 ， 本設計齒輪的幾何尺寸如表3.5所示。齒數(shù)153817362132242927263023模數(shù)變位系數(shù)螺旋角212122222424242424

44、242424壓力角202020202020202020202020端面模數(shù)端面壓力角分度圓直徑123齒頂高齒根高齒全高齒頂圓直徑齒根圓直徑中心距80基圓直徑110表3.3斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸(mm)3.10 本章小結本章主要進行擋位數(shù)的確定、計算傳動比，計算中心距、外形尺寸以及齒輪參數(shù)的計算，最后匯總了各擋位齒輪的幾何尺寸。為齒輪、軸的設計計算做后續(xù)準備。第4章 變速器齒輪及軸的強度校核4.1 變速器齒輪強度校核 直齒輪彎曲應力 （4.1）式中彎曲應力（M）；圓周力(N)； ；計算載荷（Nmm）；節(jié)圓直徑（mm)；應力集中系數(shù)；=1.65；摩擦力影響系數(shù)；（主動齒輪=1.1，從動齒輪。）b齒

45、寬（mm)；，端面齒數(shù)（mm)；m模數(shù)；y齒形系數(shù)，如圖4.1所示；因齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，將上述有關參數(shù)代入式得到：= （4.2）當計算載荷取作用到變速器輸入軸上最大轉矩時，一擋、倒擋直齒輪許用彎曲應力在之間，貨車可以取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。圖4.1齒形系數(shù)圖斜齒輪彎曲應力 （4.3）式中圓周力(N),；計算載荷()；節(jié)圓直徑()， ；法向模數(shù)(mm)；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角；應力集中系數(shù)，；齒面寬度(mm)；法向齒距(mm)，；齒形系數(shù)，可按照當量齒數(shù)=在圖中查得；重合度影響系數(shù)，。將上述有關參數(shù)代入式，得到斜齒輪彎曲應力為：= （4.4）1、一擋主、從動

46、齒輪彎曲應力（1）一擋主動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.191，將以上數(shù)據(jù)代入（4.4）式，得到=其中=2200.96= Nmm=202752 Nm（2） 一擋從動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.182，將以上數(shù)據(jù)代入（4.4）式，得到：=其中=、 二擋主從動齒輪彎曲應力（1）二擋主動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.168，將以上數(shù)據(jù)代入（4.4）式，得到：=2其中=202752 Nm（2） 二擋從動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.175，將以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得到：=其中=Nm、三

47、擋主從動齒輪彎曲應力（1）三擋主動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.148，將以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得到：=其中=202752Nm（2） 三擋從動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.154，將以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得到：=其中=Nm 4、 四擋主從動齒輪彎曲應力（1）四擋主動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.149，將以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得到：=其中=202752 Nm（2） 四擋從動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.151，將以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得到：=其中=Nm5、五擋主從動齒輪彎曲應力（1）五擋主動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.152，將以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得到：=其中=202752 Nm（2） 五擋從動齒輪彎曲應力 已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.142，將以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得到： =其中=Nm6、六擋主從動齒輪彎曲應力（1）六擋主動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.154，將以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得到：=171.11其中=202752 Nm（2） 六擋從動齒輪彎曲應力已知：；mm；，查齒形系數(shù)圖4.1得：y=0.154，將以上數(shù)據(jù)代入(4.4)式，得到：=其中