6档手动变速器论文设计Word格式文档下载.docx

1、最大功率（kw）: 75最大功率转速（rpm）: 52002变速器的总体方案设计2.1变速器的功用及设计要求器变速用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时 使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力 O需要时，变速器还有动力输出功能。为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如下设计要求：1） 保证汽车有必要的动力性和经济性。2） 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3） 设置倒挡，使汽车

2、能倒退行驶。4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出5） 换挡迅速、省力、方便。6） 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象 发生。7） 变速器应当有高的工作效率。8） 变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修 方便等要求。2.2变速器传动结构布置方案的确定机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等有点，故在不同形式的汽车上广泛应用2 O2.2.1三轴式变速器与两轴式变速器现代汽车大多都采用三轴式变速器。三轴式变速器如图 1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，

3、且第一、第二轴同心。 将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均 不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最 小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。 因此在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传 动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有 所下降。 2图1轿车三轴式四档变速器1.第一轴；2.第二轴；3.中间轴222传动布置方案的比较图2为中间轴式五档变速器传动方案。它的特点是：变速器第一轴和第二轴的轴 线在同一直线上，经啮合套将它们连

4、接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴 承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的 传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高 于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的 动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间 轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高 的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传 动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构， 均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用

5、同步器或啮合套换档， 还有各档同步器或啮合套多数情况下装 在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降 低，这是它的缺点。图2（ a）所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮 传动。图2 （b）、（ c）、（d）所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 2-4（d） 所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内， 这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容 易形成一个只有四个前进档的变速器。图2中间轴式五档变速器传动方案来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换

6、档，那么一定淮阴工学院毕业设计说明书（ 论文） 第5页共30页 是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。2.2.3倒挡布置方案图3为常见的倒挡布置方案。图3 （b）所示方案的优点是换倒挡时利用了中间 轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使 换挡困难。图3（c）所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 3（d）所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 3（c）所示方案。图3（e）所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 3（f）所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器 轴向

7、长度，有的货车倒挡传动采用图3 （g）所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根 变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图3（f）所示的传动方案T fla b图3变速器倒档传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间 轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证 齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有 足够大的刚性，又能保证容易装配。2. 3零、部件结构方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承

8、型式、润滑和密封等因素2.3.1齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优 点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮 均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动 惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。2.3.2换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时因变速器内个传动齿轮有不同的角速度， 所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损 坏，同时使驾驶员精神紧

9、张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。除此之外，采 用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此尽管这种换挡方式结构简单， 制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒 挡外已很少使用。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关， 从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽 然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸等缺点，但仍然得到广泛应用。2.3.3自动脱挡自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振 动等原因，都会导致自动脱挡。为了解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目

10、前在 结构上采取措施且行之有效的方案有以下 几种：rm图4防止自动脱挡的结构措 I1） 将两接合齿的啮合位置错开，如 图4所示。这样在啮合时，使接合齿端 部超过被接合齿约1-3m m。使用中两齿接 触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿端 部形成凸肩，可用来阻止接合齿自动脱挡。2） 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3-0.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端顶住，从而阻止自动脱挡，如图 5所示3）将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 2 : 3 ），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图 6所示。这种方法比较有效，应用较多将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状

11、，也具有相同的阻止自动脱挡的效果此段切薄图5防止自动脱挡的结构措 II图6防止自动脱挡的结构措 III汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，采用尺寸大些的轴承承受结构受限，常 在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺 寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴 承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大 的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的 轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。由 于变速器向轻量化方向发展的需要，要求减小变速器

12、中心距，这就影响到轴承外径的 尺寸。为了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子淮阴工学院毕业设计说明书（ 论文） 第8页共30页 轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当 在壳体前端面布置轴承盖有困难时必须由后端轴承受轴向力， 前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圈有挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选 用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体 后壁两轴承孔之间的距离不小于 620mm。3变速器主要参数的选择3.1挡数和传动比近年

13、来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。增加变速器的挡数，能够 改善汽车的动力性和燃油经济性以及 平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构发扎，而且在使用时换挡频率增高并增加 了换挡难度。目前，乘用车一般用45个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速 器多用5个挡，本设计也采用5个档位。变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。 最高挡通常是直接挡，传动比为1.0;有的变速器最高挡是超速挡，传动比为 0.70.8影响最低 挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速锁要求的汽车最大爬坡能 力、驱动轮与路面见的附着力、主减速器

14、和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低 稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在 3.04.5之间，总质量轻些的商用车在5.88.0之间，其他商用车则更大。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间 的滚动阻力及爬坡阻力呵。故有TemaxigIi0 T .mg（fCOS max Sin max） mg max （ 1）r则由最大爬坡度要求的变速器I档传动比为mg maxr g T iI emaxi0式中m-汽车总质量;g重力加速度;jm道路最大阻力系数;rr-驱动轮的滚动半径；T emax-发动机最大转矩；io-主减速比；n-汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面

15、的附着条件：（3）TemaxigI TG2rr求得的变速器I档传动比为：（4）G2 G ig| T iT emaxi 0 T式中G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷;&-路面的附着系数，计算时取 忻0.50.6。由已知条件：满载质量1800kg；rr=337.25mm；Te max=155Nm ；i0=4.782；n=0.95o根据公式（4）可得：igI =4.22o五档为直接档，传动比取igV=1。中间档的传动比理论上按公比为：的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些,另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出： q=1.43 o故有：ig

16、II 2.92 igIII 2.05 igIV 1433.2 中心距对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距 A它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且 对齿轮的接触强度。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小 允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体 上,从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响 壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要 求中心距也要取大些。初选中心距 A时，可根据下述经验公式计算：（6）KATemaxi

17、1 g式中A为变速器中心距（mm）; Ka为中心距系数；乘用车，Ka =8.99.3;商用车,Ka =8.69.6；多档主变速器，Ka =9.511； Tmax为发动机最大转矩（N. m）； ii为变速器一挡传动比；g为 变速器传动效率，取96%。故可得出初始中心距 A= 79mm。3. 3外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初 步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4） A。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四档（2.2 2.7） A五档（2.7 3.0） A六档（

18、3.2 3.5） A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 Ka应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。3. 4齿轮参数3.4.1模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、 噪声、工艺要求等。所选模数值应符合国家标准 GB/T1357-1987的规定，见表1。选用时，应优先选 用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表1汽车变速器常用齿轮模数第系列1.003.001.251.54.002.00 2.50 5.00 6.00第二系列（3.25 ）3.50（3.75 ）1.754.502.255.502.75啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工

19、艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取范围是：乘用车和总质量 ma在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量ma大于14.0t的货车为3.55.0mm选取较小的模数值可使齿数增 多，有利于换挡。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mng 0.473Temaxmm （ 7）其中 Temax=155Nm,可得出 mn=2.5。一档直齿轮的模数m通过计算m=3。同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速 器中的结合套模数都取相同，轿车和轻型货车取 2.03.5。本设计取2.5。3.4.2齿形、压力角 a螺旋角B和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表

20、2选取12。表2汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角车型齿形压力角a螺旋角3轿车高齿并修形的齿形14.5，15，16 16.5 25 45般货车GB1356-78规定的标准齿形2020 30重型车同上低档、倒档齿轮 22.5，25小螺旋角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于噪声低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯淮阴工学院毕业设计说明书（ 论文） 第12页共30页 强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高 齿轮承载力，取大些。实际上，因国家规定的标准压力角为 20。，所以变速器齿轮普遍采用的压力

21、角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、25、300等。但普遍采用30。压力角。在本设计中变速器齿轮压力角 a取200 ,啮合套或同步器取30斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作 噪声、齿轮的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合 度增加，因而工作平稳、噪声降低。在选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴 向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮的螺旋方向一律取为右旋，第一、第二轴 上的的斜齿轮应取为左旋，其轴向力经轴承盖作用到壳体上。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：乘用车变速器：两轴式变速器为20。25。中间轴式变速器为2

22、2。34。货车变速器：18。26。本设计斜齿轮螺旋角B取30。在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿 轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方 面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱。齿轮宽度 b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于 载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽 量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b kcm， kc为齿

23、宽系数，取为4.58.0斜齿b kcmn， kc为齿宽系数，取为6.08.5第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数 kc值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。3. 5各挡齿轮齿数的分配在初选了中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比 和传动方案来分配各档齿轮的齿数 。下面以图7所示的五档变速器为例说明分配齿数的方法9。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。3.5.1确定一挡齿轮的齿数一档传动比igiZ2金Z1 Z10（9）为了确定Z9和Z10的齿数,先求其齿数和Z :（10）其中 A =79mm m =3;故有 Z

24、 =53。i1 =3.53.8时，中间轴上一挡齿轮的齿数可在 乙0=1517之间选取，本设计取 17,挡大齿轮齿齿数用Z9 z Z10 =363.5.2确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（9）求出常啮合齿轮的传动比而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即由等式（11）和（12）求得乙=18，Z2=35。则根据式（9）可计算出一档实际传动比为：igi 4.25。3.5.3确定其他各档的齿数二挡齿轮是斜齿轮，传动比mn（Z7 Ze）2cos（13）（14）由等式（13）和（14）求得 Z7=32，Ze =21.按同样的方法可分别计算出：三档齿轮Z5 =28， Z6 =25；四档齿轮Z3 =2

25、3， Z4 =30 3.5.4确定倒挡齿轮齿数般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为相近，本设计中，倒挡传动比取igr =4,倒挡传动齿轮的齿数与一挡主动齿轮 乙0相当，取Z12 =16 ;倒挡齿轮Z13的齿数,般在2123之间，本设计取 乙3=23.Z13得到乙1 =32。中间轴与倒档轴的中心距1A mn （Z12 弓3） 49 （ 16）2而倒档轴与第二轴的中心距 2口（乙1 乙2 乙 3）=88 （ 17）3. 6齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。 采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合

26、噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的 变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接 近的程度。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优 点，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器， 会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时 应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数 和少些的齿轮副应采用正角度变位。 由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量 指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同 的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿 轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损 最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这 样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档 齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断 裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮