買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 手動五檔汽車變速器設計 摘要 本設計的任務是設計一臺用于越野車上的 設計采用中間軸式變速器，該變速器具有兩個突出的優點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最小；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。 根據越野車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數結合自己選擇的適合于該越野車的發動機型號可以得出發動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數。再結合某些越野車的基本參數，選擇適當的主減 速比。根據上述參數，再結合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關知識，計算出相關的變速器參數并論證設計的合理性。 變速器的功用是：改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發動機在有利的工況下工作；在發動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空檔，中斷動力傳遞，以使發動機能夠起動、怠速，并便于發動機換檔或進行動力輸出。 變速器的基本要求是： 保證汽車有必要的動力性和經濟性。 換檔迅速 、省力、方便。 工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現象發生。 變速器應有高的工作效率。 變速器的工作噪聲低。 變速器由變速傳動機構和操縱機構組成，變速器傳動機構有前進檔位數和軸的形式兩種分類方法。 根據前進檔數 根據軸的型式 固定軸式 多擋變速器五擋變速器四擋變速器三擋變速器多中間軸上變速器雙中間軸式變速器中間軸式變速器兩軸式變速器旋轉軸式固定軸式固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發動機前置前輪驅動的汽車上，中間軸式變速器多用于發動 機前置后輪驅動的汽車上。 這臺變速器具有五個前進檔（包括一個超速檔五檔）和一個倒檔，并通過鎖環式同步器來實現換檔。 關鍵詞 ：變速器；鎖環式同步器；傳動比；齒輪。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 目錄 摘 要 . 1 第一 章 機械式變速器的概述及其方案的確定 . 1 第一節 變速器的功用和要 求 . 1 第二節 變速器結構方案的確定 . 1 第三節 變速器主要零件結構的方案分析 . 2 一 齒輪型式 . 2 二 換檔結構型式 . 3 第二章 變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 . 5 第一節 變速器主要參數的選擇 . 5 一 檔數和傳動比 . 錯誤 !未定義書簽。 二 中心距 . 7 三 軸向尺寸 . 8 四 齒輪參數 . 8 第二節 各檔傳動比及其齒輪齒數的確定 . 9 一 確定一檔齒輪的齒數 . 9 二 確定常嚙合齒輪副的齒數 . 10 三 確定其他檔位的齒數 . 10 四 確定倒檔齒輪的齒數 . 11 第三節 齒輪變位系數的選擇 . 11 第三章 變速器齒輪的強度計算與 材料的選擇 . 12 第一節 齒輪的損壞原因及形式 . 12 第二節 齒輪的強度計算與校核 . 13 一 齒輪彎曲強度計算 . 13 二 齒輪接觸應力 . 15 第四章 變速器軸的強度計算與校核 . 18 第一節 變速器軸的結構和尺寸 . 18 第二節 軸的校核 . 20 第五章 變速器同步器的設計 . 23 第一節 同步器的結構 . 23 第二節 同步環主要參數的確定 . 23 一 同步環錐面上的螺紋槽 . 23 二 錐面半錐角 . 23 三 摩擦錐面平均半徑 R . 24 四 錐面工作長度 b . 24 五 同步環徑向厚度 . 24 六 鎖止角 . 25 七 同步時間 t . 25 第六章 變速器的操縱機構 . 26 參考文獻 . 27 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 第一章 機械式變速器的概述及其方案的確定 第一節 變速器的功用和要求 變速器的功用是根據汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發動機的扭矩和轉速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發動機在最有利的工況范圍內工作。為保證汽車倒車以及使發動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。 變速器的設計要求： 主要參數 最高車速 120km/h 發動機轉矩 178N m 汽車總質量 1800減速器傳動比 定轉速 2800r/輪滾動半徑 二節 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（=因此在各類汽車上均得到廣泛的應用。 設計時首先應根據汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動比范圍、檔位數及各檔的傳動比，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 般用途的貨車和輕型以上的客車為 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，其前進檔位數多達 616 個甚至 20個。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。 2 倒檔傳動方案 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 圖 1常見的倒擋布置方案。圖 1示方案的優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1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 1示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 1示方案。圖 1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 1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 1 圖 1 速器倒檔傳動方案 第三節 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。 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。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 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，初一檔、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、經濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 3 變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承， 按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉動的地方，比如高檔區域同步器換檔的第二軸齒輪與第二軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結構的情況下，應盡量使用滾針軸承 第二章 變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 第一節 變速器主要參數的選擇 1 檔書和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用 45 個檔位的變速器。本設計也采用 5 個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩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買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I i i m g f m m a x 2e r 2m i 阻力及爬坡阻力。故有 則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動比為 iT 0 2 式中 T 根據驅動車輪與路面的附著條件 求得的變速器 （ 2 式中 算時取 = 由已知條件：滿載質量 2250則 G （ N） Te 90 T = 根據公式（ 2得： 超速檔的的傳動比一般為 設計去五檔傳動比 = 中間檔的傳動比理論上按公比為： （ 2 )(m i nm a x 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 3 IA T的等比數列，實際上與理論上略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發動機參數的合理匹配。根據上式可的出： q = 故有： )1(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 據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初定： (2式中 K 轎車， K A =貨車， K A =多檔 主變速器， K A =1； TI 車變速器的中心距在 65 80圍內變化，而貨車的變速器中心距在 80 170圍內變化。 對于越野車，本設計中取 按照已有參數計算式（ 2得 A= 3 軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據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 車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關： 四檔 ( 五檔 ( 六檔 ( 當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數 取給出系數的上限。為檢測方便， 本次設計的 5檔變速器殼體的軸向尺寸取 則殼體的軸向尺寸為 243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。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 4 齒輪參數 輪模數 變速器用齒輪模數范圍大致如下：微型和輕型轎車為 級轎車為 型貨車為 選取的模數大小應符合 建議用下列各式選取齒輪模數。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數 m a 4 7 m m(2 其中90得出 檔直齒輪的模數 m 31 m 3 3mT (2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都去相同，轎車和輕型貨車取 2設計取 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 表 2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 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 、 15、 16、 25 45 一般貨車 20 20 30 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 25 小螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩，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 取 20 ,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。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 10912 齒輪寬度 的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，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。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 直齒 b=(.0)m， 齒 b=(.5)m， 合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為 2 4 第一軸常嚙合齒輪副齒寬 的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩性和齒輪壽命。本設計中取第一軸一檔齒輪的齒寬為 21余齒輪的齒寬都取20 第二節 各檔傳動比及其齒輪齒數的確定 在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。 1 確定一檔齒輪的齒數 一檔齒輪 9和 10選用直齒圓柱齒輪 一檔傳動比 （ 2 為了確定 10的齒數，先求其齒數和 Z : （ 2 其中 A =m =3；故有 Z ，圓整為 58。 轎車中間軸式變速器一擋齒輪齒數可在 15 17之間 選取；貨車可在 12 17之間選取。一擋大齒輪齒數用 Z 10Z=16，則可得出9Z=42。 上面根據初選的 A及 m 計算出的 Z 可能不是整數，將其調整為整數后，從式（ 2出中心距有了變化，這時應從 Z 及齒輪變位系數反過來計算中心距 A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 這里 Z 修正為 58，則根據式（ 2推出 A=87 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 91012 ZZ( 21 n co 875.4確定常嚙合齒輪副的齒數 由式（ 2出常嚙合齒輪的傳動比 （ 2 由已經得出的數據可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ 2 由此可得： (2而根據已求得的數據可計算出： 圓整為 60）。 與聯立可得： 1Z =21、 2Z =39。 則根據式（ 2計算出一檔實際傳動比為： 3 確定其他檔位的齒數 二檔傳動比 （ 2 而 故有： 對于斜齒輪， （ 2 故有： 6 。 聯立與得： 233787 則根據式（ 2計算出二檔實際傳動比為 按同樣的方法可分別計