1、中南林業科技大學本科畢業設計 某型汽車手動變速箱的仿真設計1 緒論1.1研究的意義現代汽車一般采用往復活塞式內燃機提供動力，而汽車在起步、加速、上坡等等過程中，其需要的扭矩和速度都在發生很大的變化，但是發動機的轉矩和轉速變化范圍較小，另外，發動機是只能是朝著一個方向，不能單獨實現倒檔功能，所以一個性能好的發動機必須配備性能優良匹配的變速器才能使車輛的性能很好的體現出來，變速器的主要功能為：(l)在復雜工況下，通過改變汽車傳動比,從而使發動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速發生改變，使發動機時刻處于最有利的工況下工作；(2)實現汽車的倒退行駛；(3)可以中斷動力傳輸。隨著近年來車輛密度的不斷增大，車輛對

2、操作性、動力性，經濟性，環保等方面的要求越來越高，這些都離不開變速器技術方面的發展，研究與發動機優配，工作效率高，操作方便，工作可靠的變速器的意義就十分重大了。1.2變速器的分類和發展趨勢 1.手動變速器 手動變速器，駕駛者通過操作變速箱操作桿來控制不同齒輪組的嚙合，根據不同道路行駛工況下汽車速度和扭矩的大小，通過換擋操作桿控制軸上的不同大小齒輪的嚙合，從而得到不同的轉速比，使發動機在有利的工況下工作。由于鎖止機構和互鎖機構的作用，駕駛人在換擋時，必須要先踩下離合器踏板，而在變速箱處于某一檔位下工作時，不能自動跳到另一檔位。手動擋汽車對駕駛人駕駛技術要求較高，但其對汽車的操縱感強，更有駕駛的樂

3、趣，而且相對而言更加省油一點。手動變速箱根據檔位可以分為四檔，五檔變速箱等等，現在市場上常見的手動變速箱是中間軸式五檔變速箱。2.自動變速器自動變速器可以根據節氣門踏板的變化自動進行變速，不需要人為操縱變速桿的動作，減少了駕駛人開車途中的很多頻繁的換擋操作，它是通過液壓油路控制對應的行星齒輪機構進行變速。目前市場上最常見的自動變速器是液力自動變速器。3.無級變速器無級變速器的結構簡單，小巧，它可以使傳動比任意自由改變，實現無級變速，它能克服突然換擋，節氣門反應慢、油耗高等缺點。4.手動/自動變速器手自一體變速器首先在保時捷車型上應用，它可使高性能跑車不必受限于傳統的自動檔束縛。此型車在其檔位上

4、設有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可像手動擋一樣自由變換檔位。手自一體變速系統可以使用手動檔來提供駕駛樂趣，使用自動檔減輕操作量，減少駕駛疲勞。5.雙離合變速器DSG變速器，由兩組離合器相互配合共同控制發動機動力的傳輸，不會再駕駛者換擋時產生動力短暫中斷的現象，結合了手動變速器和自動變速器兩者的優點，既節油、駕駛舒適又滿足駕駛的運動感要求。1.鑒于國內的經濟狀況，手動檔變速器，自動檔變速器都有很大的發張的空間。2.鑒于國內市場的多樣性，各種變速器都有其發展的空間，在某個領域內占據自己一定的市場。3.從長遠發展的角度看，雙離合變速器結合了手動變速器和自動變速器各自的優點，其技術值得我國大力研

5、究。1.3本課題研究內容本文首先在了解手動變速器的主要零部件及其工作原理的情況下，首先對變速箱的軸、齒輪、換擋機構等進行布置，然后根據與該變速箱匹配的發動機輸入的最大扭矩，轉速等，確定各個擋位合適的傳動比，通過計算，定下變速箱的中心距和軸向尺寸，再對軸，齒輪等零件的參數進行合理選擇，使得汽車的動力性和經濟性達到好的效果，最后對手動變速箱的零件圖進行三維繪制，并進行裝配，進行操作演示，進行仿真分析。2 手動變速箱的主要參數選擇2.1基本外部參數確定此變速箱定于和微型商用車汽車上面的發動機相配合工作，參考一些商用車數據，暫定該微型商用車的基本參數,其最大轉矩169N.M，最大功率為60KW,發動機

6、布置成前置后驅。2.2手動變速器的主要零件型式選擇1.齒輪型式手動變速器的兩種形式主要是直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。斜齒輪以其運轉平穩、使用壽命長等優點，廣泛應用在各類汽車中，本次設計中，因為倒檔齒輪實際工況轉速低,承受的轉矩小,使用頻率低,故其可選用直齒圓柱齒輪，而對于其它齒輪，其工作環境惡劣，受載復雜，采用斜齒圓柱齒輪。2.軸的分析本文設計采用中間軸式變速器，第一軸上的小齒輪做成齒輪軸的形式，中間軸采用旋轉式結構,該軸由前后兩端的滾動軸承支承，輸出軸上常嚙合被動齒輪與軸過盈配合。3.軸承型式第一軸的前端采用向心球軸承，后端用滾針軸承與第二軸連接，第二軸前端用帶止動槽的向心球軸承,后端用向心

7、球軸承，使其能承受向外的軸向力，中間軸的前后端都用向心球軸承與變速器殼體座相連。最后還需要計算軸承的壽命，并對其進行驗算。4.換檔機構的分析倒檔和一檔齒輪采用直齒輪嚙合換擋，結構復雜、成本高和同步環使用壽命短等問題都廣泛存在同步器中，但同步器可以輕便無沖擊地換檔，大幅提高延長齒輪傳動的壽命，因此對汽車的性能有著很大的提升，汽車手動變速器的換檔機構廣泛采用同步器的結構型式，3 汽車變速器的設計3.1變速器總體尺寸和參數的確定3.1.1 檔數和各檔傳動比手動變速器的檔數范圍可以再 320內，手動變速箱相鄰檔位之間的傳動比最好在不高于1.8 ，而高檔相鄰檔位的比值要求更小，因為汽車行駛時，高檔的操作

8、更加平凡，這有利于使頻繁操作高檔時，換擋工作容易進行。這里的變速器的擋數取五擋，在五檔變速器中，五檔為超速擋，四檔為直接擋，四擋以下的檔位為減速擋。各檔傳動比之間按照幾何級數變化。參考一般汽車變速器的傳動比大小，初步確定各檔傳動比值。 表3-1 各檔傳動比檔位一二三四五倒檔傳動比3.22.21.51.00.783.23.1.2 中心距本文選的中間軸式變速箱的中心距是中間軸和第二軸之間的距離，其大小會影響中間軸和第二軸上的齒輪接觸的面積及受力大小，從而使輪齒的接觸強度受到影響。根據公式： A=Ka×(Temax×i1×g)1/3 （3-1）其中：Ka中心距系數(貨車

9、取8.6-9.6)Temax發動機最大轉矩,取值169牛米I變速器一檔傳動比,3.2g變速器傳動效率,0.96計算可得A=71.24mm-77.03mm初選中心距A=75mm3.1.3 變速器的軸向尺寸本設計微型商用車手動變速器的軸向尺寸可參考中心距的大小來初定其數據： 四檔：(2.2-2.7) A 五檔：(2.7-3.0) A 六擋:（3.0-3.4）A因此，五檔變速器的軸向尺寸大致為 202.5mm-225mm。3.2齒輪的設計計算3.2.1 齒輪參數的確定1.模數和壓力角根據齒輪所受載荷的大小，參考機械設計直齒輪和斜齒輪的取值，所有斜齒輪的模數均取m =4。標準壓力角取國標規定的20，所

10、以變速器齒輪的壓力角普遍采用20。2.螺旋角及變位系數變速器斜齒輪的螺旋角一般為10-30，取值24。設計時，可以使中間軸上的斜齒輪采用右旋，另外兩邊齒輪采用左旋，兩者相互抵消。3.齒寬b斜齒:b=Kcm, Kc為齒寬系數，取4.58 直齒:b=Kcm，Kc取為6.08.5；均可取值為7。4.各檔齒輪齒數的分配圖3-1 變速器傳動方案示意圖(1)一檔齒輪齒數計算 (3-2) (3-3） 求得Zh=34，去Z9=21，則Z10=13確定常嚙合傳動齒輪副的齒數：由上式求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 Z2/Z1=2.17常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 Z2+Z1=34.3取整得Z1=1

11、1,Z2=23,i1=3.38。(2)前進檔齒輪齒數Z7+Z8=2ACOSB/m=34.3由上可得取整得:Z7=18,Z8=16同理依次可以求得其他齒輪的齒數：Z3=9,Z4=25,Z5=14,Z6=20。(3)倒檔齒輪齒數的分配計算 倒擋齒輪Z13初選Z13=21,Z12=14,取Z11=11，則： 12和11的之間應保持0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應該為： 計算倒擋軸和第二軸的中心距:計算倒擋傳動比: 3.2.2 變速器齒輪損壞的主要形式及原因 輪齒折斷：齒輪在沖擊載荷、重復載荷日復一日的作用下，齒輪出現疲勞裂痕，漸漸地擴大，最后發生折斷，這種斷裂形式在變速器抵擋齒輪中比較

12、常見，因為其齒數少，齒根強度較弱。 齒面點蝕：節圓頂部齒面長期在脈動的接觸應力作用下會產生大量小麻點。齒輪長期在接觸應力的作用下，產生一些裂紋，又在齒輪嚙合工作時的相互擠壓作用，裂紋脫落，產生好多小麻點。 齒面膠合：一些高速重載齒輪，齒輪之間的受力太大，或者速度太快，使齒輪產生高溫，破壞了齒輪之間的潤滑油膜，從而使得嚙合的齒輪齒面與齒面之間產生相互粘結在一起。齒輪的材料：變速器齒輪受力條件復雜，經常在各種交變載荷，靜載荷等惡劣條件下工作，其材料必須符合相關強度和硬度標準，其材料多采用滲碳合金鋼，并經過相關熱處理，使其各種性能達到相關要求。3.2.3 變速器齒輪強度校核計算 汽車變速器齒輪強度可

13、以由以下公式求得：計算各軸轉矩：輸入軸 =169×99%×96%=160.62N.m中間軸 =160.62×0.96×0.99×23/11=319.18N.m輸出軸 1擋 =319.18×0.96×0.99×21/13=634.27N.m2擋 =319.18×0.96×0.99×18/16=341.27N.m3擋 =319.18×0.96×0.99×14/20=212.34N.m5擋 =319.18×0.96×0.99×9/2

14、5=109.21N.m倒擋 =319.18×0.96×0.99×19/14=411.69N.m 1.斜齒輪的彎曲應力(1)直齒輪彎曲應力： (3-4) 式中：彎曲應力（MPa）；Tg計算載荷 （N.mm）；應力集中系數，可近似取=1.65；齒形系數如下圖，可以查得：圖3-2 齒形系數圖最大轉矩加載到變速器一軸上時，倒檔直齒輪許用彎曲應力取值范圍為：400800MPA。如果在雙向交變載荷的作用下可取其下限。計算倒檔齒輪的彎曲應力：(2)斜齒輪彎曲應力 (3-5) 式中：計算載荷（N.mm）；法向模數（mm）；Z 齒數； 斜齒輪螺旋角（°）；應力集中系數，查

15、表可得：1.50；y齒形系數，齒寬系數 7.0；重合度影響系數， 2.0。當計算載荷為最大轉矩Temax，加載到變速器第一軸上，乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用應力的范圍是180350MPa。計算一擋齒輪9，10的彎曲應力：計算9,10齒輪的應力：同理可求得其他斜齒輪的彎曲應力。 表3-2 各檔齒輪彎曲應力檔位 彎曲應力MPa直接擋1: 104.37MPa<100250MPa2: 95.87MPa<100250MPa一檔9: 239.20MPa<100250MPa10:189.82MPa<100250MPa二檔7: 118.39MPa<100250MPa8: 13

16、2.19MPa<100250MPa三檔5: 117.26MPa<100250MPa6: 131.75MPa<100250MPa五檔3: 61.56MPa<100250MPa4: 64.44MPa<100250MPa倒檔11:234.60MPa<400850MPa12:282.84MPa<400850MPa13:247.98MPa<400850MPa 2. 輪齒接觸應力計算 （3-6） 式中：-輪齒的接觸應力（MPa）；Tg計算載荷（N .m）；節圓直徑(mm)；節點處壓力角（°）；齒輪螺旋角（°）；E齒輪材料的彈性模量（MPa

17、）；b齒輪接觸的實際寬度(mm)；、主、從動齒輪節點處的曲率半徑(mm)，直齒輪,斜齒輪分別為：、，、Rz-主、從動齒輪節圓半徑(mm)。彈性模量E=20.6×104 N·，齒寬b=7×4=28mm。計算一擋齒輪9，10的接觸應力：T31=634.27N.m，T2 =319.18N.m 同理可求得其他齒輪的接觸應力，如下表表3-3 各檔齒輪接觸應力擋數接觸應力MPa一檔9: 1371.11MPa<19002000MPa10:1236.20MPa<19002000MPa二檔7: 1010.97MPa<13001400MPa8: 1037MPa<

18、;13001400MPa三檔5: 857.49MPa<13001400MPa6：940.32MPa<13001400MPa四檔1: 1010.14MPa<13001400MPa2: 984.76MPa<13001400MPa五檔3: 916.72MPa<13001400MPa4: 940.32MPa<13001400MPa倒檔11:940.32MPa<13001400MPa12:940.32MPa<13001400MPa13:1187.7MPa<19002000MPa 3.計算各個齒輪的受力一擋齒輪9，10的受力:表3-4 各檔齒輪受力齒輪

19、Ft（N）Fr(N)Fa(N)16619.42657.33079.726291.12525.52906.935500.42208.02559.045788.02323.52692.956876.32760.43199.267234.42904.13365.878595.13450.43998.989043.23630.34207.3913691.75496.36370.01011130.954468.35178.6118399.53057.21211399.34149.03.3變速器軸、軸承等零件的設計計算3.3.1 軸類設計1.軸的功用及設計要求設計汽車速器軸時主要考慮軸的結構形狀，直徑長度

20、，軸上的花鍵形式和尺寸，最后對軸的強度和剛度進行校核。2.初選軸的直徑一軸初選直徑： （3-7） d=22.1225.43mm中間軸跟第二軸初選直徑: d=(0.45-60)A變速器中心距A=75mm中間軸最大直徑d=33.75-45mm第二軸最大直徑d=33.75-45mm軸的支承距離與最大直徑的關系：第一軸和中間軸： 第二軸： 故第一軸的支承長度為L1=133.33150.0mm,第二軸的支承受長度為L2=238.10277.78mm,中間軸的支承長度為L=277.78312.5mm 。3.軸的剛度驗算分別算出各軸的垂直面撓度，水平面撓度，轉角和全撓度。 （3-8） （3-9） (3-10

21、） (3-11)(1)第一軸常嚙合齒輪副可以不用計算，因為其距離支撐點近，負荷又小，所以撓度不大。(2)二軸受力圖：abLFr 圖3-3 二軸受力圖代入公式計算可得： 表3-5 二軸各擋齒輪饒度一檔齒輪9二檔齒輪7三檔齒輪5五檔齒輪3倒檔齒輪11許用值fc0.00840.0330.00640.0310.01590.050.10fs0.0210.08590.0160.0780.04370.100.15F0.0230.0920.0170.0840.0460.20.00021-0.0000220.000270.000480.000440.002(3)中間軸受力圖abLFr圖3-4 中間軸受力圖代入公

22、式計算可得： 表3-6 中間軸各檔齒輪饒度一檔齒輪10二檔齒輪8三檔齒輪6五檔齒輪4常嚙合齒輪倒檔齒輪12許用值fc0.0310.0330.0490.01330.00340.0130.050.10fs0.0790.08590.0260.03350.00880.0350.100.15f0.0850.920.1350.0360.00940.0370.20.00022-0.0000220.000270.000090.00010.000450.002 4軸的強度計算(1)一軸常嚙合齒輪副，負荷小，離支點也近，饒度小，可以不要計算。(2)第二軸的受力分析圖如下： 圖3-5 二軸受力圖由圖可知，因為一檔的

23、饒度最大，所以只要校核一檔時的強度。a.求水平面內支反力RHA、RHB和彎矩MHC+= （3-12） （3-13） 由以上兩式可得RHA=9338.01N，RHB =4353.73N，MHC =-906.88N.mb.求垂直面內支反力RVA、RVB和彎矩MVC += （3-14） （3-15） 求得：RVA =428.58N，RVB =5067.73N，MVC左邊 =81131.28N.mm，MVC右=482424N.mm 按照第三強度理論公式：c.中間軸 圖3-6中間軸受力圖 倒檔齒輪跟常嚙合齒輪饒度最大，校核其強度。水平面內： += （3-16） （3-17）由以上兩式可得：RHA=-45

24、58.33N，RHB =13692.32N， MHC=-131621.78N.mm，MHD =354288.78N.mm 垂直平面內： +=+ （3-18） (3-19）已知RVA=2206.N,RVB=5896.61N,MVCz=152574.78N.mm 由第三強度理論公式：3.3.2 軸承與平鍵的選擇與計算 1.變速器軸承的形式選擇第一軸的前端用向心球軸承，后端用滾針軸承。第二軸前端選用帶止動槽的向心球軸承,后端用向心球軸承，中間軸前后端都選用向心球軸承。 2.變速器軸承的壽命計算(1)一軸的計算 fp為考慮載荷性質引入的載荷系數，見機械設計原理與設計，取1.2。 軸承壽命Lh: 為壽命

25、系數，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(2)二軸的計算一檔時傳遞的軸向力最大，按同樣方法計算可得：(3)中間軸的計算 初選軸承型號：由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號32007，查機械設計實踐該軸承的Co=592000N，Cr=432000N，e=0.44，預期壽命Lh =30000h。·按同樣方法計算可得： 3.平鍵的選擇和計算 中間軸上選用花鍵，公稱尺寸12×6(mm)，L=56mm，d=40mm。 其中，l為鍵的工作長度,A型，l=L-b（mm）,k為鍵與輪轂的接觸高度，平鍵k=0.4h（mm）； 滿足強度要求。3.4同步器的設計同步器可以使變速器輕便無沖擊地

26、換檔，大幅提高延長齒輪傳動的壽命，提高汽車動力性和燃油經濟性，故廣泛的應用在各類汽車的換擋機構中，除倒檔和一檔齒輪受力情況簡單，直接用直齒輪換擋，其他檔位都裝用同步器換擋。 同步環結構參數及尺寸的確定： 圖3-7 同步環的結構 D分度圓直徑 同步環大端直徑 同步環錐面角 B同步環錐面寬由圖可推算出：=2R錐+B×tg；D=/0.80.85；B=（0.250.40）R錐。目前應用最多的是鎖環式同步器，其基本尺寸選擇：1.摩擦系數s推薦采用0.10,故錐面角一般可取6°7°30。對于摩擦力矩較大的多錐面同步器，錐面角可取適當加大，取8°或8°30。

27、2.同步環的幾個結構尺寸：(1) R錐和W的取值受到變速器齒輪中心距和相關結構空間的限制。在許可范圍內的情況下，摩擦錐面的平均半徑R錐和同步錐環的徑向厚度W的大小的選擇應該越大越好。(2)B的取值同步錐環的工作面寬度B大時會影響同步器軸向尺寸加大，但錐環為散熱和耐磨損能否提供足夠大的錐面面積與其寬度大小有著直接關系。一般在設計時，R錐與B成正比關系所以R錐越大時B也要相應的越大些。具體取值可以參考經驗公式：B（0.250.40）R錐。(3)同步錐環內錐面上的螺紋線要求一般推薦螺紋頂寬為0.0250.10；螺距取0.60.75；螺紋角取60°，螺紋深取0.250.40。3.5 箱體的設

28、計3.5.1 箱體材料與毛坯種類材料HT200的選箱是根據減速器的工作環境而選擇的，因為其鑄造箱體的剛性、外形有獨特的優點，采用鑄造工藝以獲得毛坯還易進行切削加工，吸震和除噪。3.5.2 箱體的主要結構尺寸的計算表3-7 箱體的主要結構尺寸 名 稱 符 號 減速器型式及結構尺寸箱座壁厚箱蓋壁厚箱體凸緣厚度箱座加強筋厚度箱蓋加強筋厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數目軸承旁連接螺栓直徑箱蓋、箱座連接螺栓直徑軸承該螺釘直徑、數目 軸承蓋外徑 觀察孔蓋螺釘直徑箱蓋箱座連接螺栓直徑4 手動變速箱主要零件的三維仿真設計手動變速箱的零件包括軸，齒輪，同步器，花鍵，軸承等等，由于軸和齒輪的工作條件最為惡劣，復雜，故對

29、其進行三維仿真分析。4.1軸類零件的三維設計圖4-1 輸入軸具體操作步驟如下：用旋轉指令，得到大概的一軸圖形，然后第二個階梯面，反向拉伸去除上面的殼，在用陣列指令，均勻得到如圖的矩陣特性，然后再裝配一軸的常嚙合齒輪，創建一軸的結合齒部分，裝配到一軸上面。圖4-2 中間軸具體操作步驟如下：先用選擇指令，得到大概的中間軸三維圖形，然后選擇最右邊圓形面，對其繪制矩形的掃描剖面，使用拉伸指令，設置剪切方向垂直軸表面向內，得到一個除殼的剪切特性，再用陣列指令，選中上一步得到的剖面掃描特性，得到如圖所示的陣列特征，同理，其他圓柱面上的陣列特征都可以繪制出來。圖4-3 輸出軸具體操作步驟如下：輸出軸的三維建

30、模就更加簡單了，先用旋轉指令得到大概的輸出軸三維圖形，然后對最大的圓柱面選擇拉伸指令，先選擇基準圓，繪制梯形的掃描剖面，設置剪切方向垂直軸表面向內，得到一個除殼的剪切特性，再用陣列指令，得到如圖所示的陣列特性。圖4-4 倒檔軸倒檔軸是軸里面結構最簡單的，直接選擇旋轉命令，確定選擇中心線，直接旋轉得到如圖所示倒檔軸的三維模型。4.2齒輪的三維仿真設計圖4-5 直齒輪圖4-6 斜齒輪4.3變速器三維裝配總成在proe軟件，點擊新建，點擊裝備體，確定。選擇插入零部件，點擊瀏覽，彈出對話框，選擇要裝備的零部件，進行配合處理，組建完畢最后得到變速箱裝配圖如下： 圖4-7 變速箱三維裝配圖1 圖4-8 變速箱三維總裝配圖總結本設計是汽車手動擋變速箱的仿真設計，融和了先修課程的理論知識，進行了實地的觀察和學習，確定了手動變速箱設計方案。通過反復的設計計算，順利的完成了本設計，變速箱的裝配、齒輪，軸的布置都達到了設計的要