1、精選優質文檔-傾情為你奉上湘潭大學畢業設計說明書題 目：大眾MQ200手動變速箱結構設計學 院： 機械工程學院 專 業： 材料成型及控制工程 學 號： 姓 名： 余國寬 指導教師： 林啟權 教授 完成日期： 2012年05 月 目 錄專心-專注-專業大眾MQ200手動變速箱結構設計摘要：中國現在已經是世界上第一大汽車市場，汽車變得越來越普遍，但是事實上中國遠遠不是一個汽車強國。對于中國來說，在重要汽車零部件技術方面依然相對落后，比如發動機、變速器等。本課題選取速騰1.6L轎車展開變速器結構和參數的研究設計工作。本文闡述了變速器的發展歷史、分類以及發展趨勢。分析了MQ200變速器在中國存在的一些

2、問題，并提出了優化方法。著重考慮到中國的現實狀況重新設計了一款變速器。主要對于變速器的結構和參數進行了設計，討論了結構設計和參數選取的原則，齒輪檔位的安排、各檔傳動比確定等等，經過校核最終確定了變速器的結構和各項參數。關鍵詞: 變速器；結構；參數；設計Structure and parameter of the MQ200 transmissionAbstract: China has become the first car-market in the world. Cars are more and more universal, but in fact China is not stro

3、ng enough. In China，technology in the important auto-parts are still lagging behind，such as engines，transmissions and so on. The paper selects Sagitar 1.6L vehicle to start a research and design work in transmissions structure and parameter. This paper explains transmissions history, category, and t

4、rend in the future, analysis the MQ200 transmissions existing defects，and proposes optimization methods. The paper designs a transmission, focusing on taking into account on the reality of China. It mainly designs the transmissions structure and parameters，and discusses principles of the selection i

5、n structure and parameters，such as the gear arrangement，each gear transmission ratio and so on，and after the final check determines transmissions ,structure and parameters.Key words: transmission, structural, parameters, design第1章 緒論1.1、本次畢業設計研究的目的和意義變速器設計是一個很基礎也很重要的汽車技術，其技術的高低關乎汽車主動安全、汽車污染水平、燃油消耗水平

6、等等。中國現在有很多合資企業，大多車型均是直接引進到中國，因此有一些車型會出現不適應中國工況的問題。本畢業設計基于速騰轎車的各項參數設計一款新的變速器，并著重解決這些問題。1.2、汽車變速器的分類及其簡介1.2.1 手動變速器手動變速器（Manual Transmission，簡稱MT）又稱機械式變速器，即必須用手撥動變速桿（俗稱“擋把”）才能改變變速器內的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的。轎車手動變速器大多為四擋或五擋有級式齒輪傳動變速器，并且通常帶同步器，換擋方便，噪音小。手動變速在操縱時必須踩下離合，方可撥得動變速桿。手動變速器是與自動變速器相對而言的，其實在自動變速器出現之

7、前所有的汽車都是采用手動變速器。手動變速器是利用大小不同的齒輪配合而達到變速的。最常見的手動變速器多為6擋位（5個前進擋、1個倒擋）。1.2.2 自動變速器手動變速器汽車由于頻繁換擋操作，易使駕駛員疲勞，影響行駛安全；且不同的駕駛技術水平對車輛的燃油經濟性、動力性、乘坐舒適性造成極大差異，所以自動變速是人們長期追求的目標，是車輛向高級發展的重要標志。自動變速器種類很多，主要有液力自動變速器(AT)、電控機械式自動變速器(AMT)、無級自動變速器(CVT)。1.2.2.1 液力自動變速器(AT)AT的結構相當復雜，不同型號變速器的局部結構各不相同，使得自動變速器的結構多樣化。但不論是哪一種，基本

8、都是由液力變矩器、行星齒輪變速器和液壓操縱機構及控制系統組成(如圖1-2所示)。AT通過傳感器裝置將汽車的運行工況轉化為電信號，并通過自動變速器的電腦對電信號進行處理，然后輸出控制指令給相應的電磁閥，實現變速器的自動換擋操作。AT的換擋方式較簡單、直接，電信號轉換為液壓信號后直接控制結合元件換擋，換擋過程平穩。液力自動變速器也存在一些缺點:結構復雜，制造精度要求高，成本較高。液力變矩器的傳動效率比機械傳動低，燃油消耗比機械變速器高，但如果液力自動變速器與發動機匹配較好，或采用液力變速器閉鎖等措施，也可以使燃料消耗與機械變速器持平，甚至減少。1.2.2.2 電控機械式自動變速器(AMT)AMT在

9、傳統軸式變速器和干式離合器基礎上進行改造，即在總體傳動結構不變的情況下通過加裝電控系統、傳感器和相應執行機構，將選換擋、離合器及發動機油門的操縱控制自動化。電控機械式自動變速器可根據當前汽車運行狀態、路面狀況及駕駛員意圖等進行自動換擋控制。駕駛員通過加速踏板和選擇器(包括選擋范圍、換擋規律、巡航控制等)向控制器(ECU)表達意圖，發動機轉速、輸入軸轉速、車速、擋位、油門開度等傳感器實時監測發動機工況和車輛的運行狀況，并將相應的電信號輸入ECU，ECU按存儲在其中的設定程序模擬熟練駕駛員的駕駛規律(最佳換擋規律、離合器最佳結合規律、發動機油門的自適應調節規律等)，對油門開度、離合器結合及換擋進行

10、控制，以實現發動機、離合器和變速器最佳匹配，從而獲得優良的行駛性能、平穩起步性能和迅速換擋能力。AMT實現了變速器換擋的自動控制，選換擋操縱桿的動作和離合器的結合與分離由氣動、液動或電動執行機構完成，使選換擋操作方便，減輕了駕車者的勞動強度。通過ECU進行最優化的換擋控制，使汽車能在最理想的換擋點及時換擋，并可避免擊。因此，AMT可使汽車的動力性和平順性等有所提高。采用傳統的齒輪變速器傳動，傳動效率優于液力變速器，機械傳動機構的維修也較簡單。AMT在齒輪變速器基礎上實現了換擋操作自動化，具有生產繼承性好、投入費用低、效率高、制造簡單、操縱方便等優點，已成為自動變速器研究開發的熱點。但AMT通過

11、微機控制實現自動換擋，增設了相關的傳感器、ECU及換擋執行機構，其成本較手動變速器高，結構較復雜，維修難度也相應有所提高。1.2.2.3 無級自動變速器(CVT)CVT是理想的傳動方式之一，在汽車上已實用化的CVT分為傳動帶型與牽引驅動型兩種，它們都是應用摩擦力傳遞動力。目前實際應用的有金屬帶(推塊)式、復合帶式、擺銷鏈式及錐盤滾輪式CVT。其中，金屬帶式CVT開發最早，應用最廣。金屬帶式無級變速傳動是迄今為止應用成功的車輛無級變速傳動。大量實踐表明，裝有金屬帶式無級變速器汽車的經濟性、動力性及排放比裝有液力自動變速器和手動機械變速器的汽車更佳。因此，金屬帶式CVT自1987年首次裝車以來，在

12、短短的十幾年間得到了廣泛應用，預計在21世紀將獲得更大的發展。CVT系統主要包括主動輪組、從動輪組、傳動帶和液壓泵等基本部件。1.2.3 雙離合變速器雙離合器變速器(DCT)最早是德國大眾技術，困此在大眾車系里又稱DSG變速器。它可以說是目前世界上最先進的、具有革命性的變速器系統，大眾汽車在2002年于德國沃爾夫斯堡首次向世界展示了這一技術創新。DSG變速器旨在滿足消費者對駕駛運動感和車輛節油的雙重要求，為那些酷愛手動變速器的駕駛者們提供了一個最佳選擇。DSG在帶來低油耗的同時，在車輛性能方面卻沒有任何損失，同樣具有出色的加速性和最高時速，并且與傳統自動變速器一樣可以實現順暢換擋而不影響牽引力

13、。困此，既保證了其舒適性，同時還體現其動感加速性。1.3、汽車變速器的發展趨勢近年來，隨著微電子技術的飛速發展，電子控制自動變速器的問世，給汽車帶來了更理想的傳動系統。機電一體化技術進入汽車領域，推動汽車變速器裝置的重大變革。自動變速器裝置出現了電子化趨勢，特別是大規模集成電路技術的發展，使由微機控制發動機和變速器換擋成為可能。1.3.1 智能型電子控制自動變速器智能型電子控制自動變速器的電子系統可在汽車行駛過程中對運行參數進行控制，合理選擇換擋點，而且可在換擋過程中對惡化的參數(摩擦片的摩擦系數、油的粘度、車輛的復合變化等)進行修正。同時具有自診斷系統，可將汽車運行中的故障記錄下來，便于維護

14、。利用微機控制變速器，不僅使換擋程序更符合駕駛員的意愿，而且能利用模糊控制理論解決特殊情況下變速程序的復雜問題，使自動變速器的控制能力及可靠性大幅度提高。現代電子控制自動變速器的主要特點是一機(微機)多參數、多規律性的控制。1.3.2 電子控制無級變速器(ECVT)無級變速器能自由改變速比，故能進行理想的變速控制，比多擋位齒輪傳動機構更優越。自動變速器多擋化雖能擴大自動變速的范圍，但它并不安全、迅速，只在有級變速與無級變速之間，而理想的無級變速器是在整個傳動范圍內能連續、無擋比地切換變速比，使變速器始終按最佳換擋規律自動變速。無級化是對自動變速器的理想追求。但是無級變速器存在體積大、笨重和傳動

15、效率低的問題，而且缺少解決耐久性問題的相應措施。隨著電子技術的應用，電子控制的V形金屬帶型無級變速器在西歐及日本得到重視，正在積極開發。目前，日本富士重工公司、荷蘭VDT公司等正著手研制開發并在微型轎車上采用此類變速器。當今世界各大汽車公司對無級變速器的研制十分活躍。不久的將來，電子控制無級變速器可望得到廣泛應用和發展。1.3.3 機械結構逐漸簡化雖說新型變速器擋位數在增多，但并不意味著變速器整體結構和體積變得復雜和加大，這是困為機械元件的組合也由過去眾多數量的換檔執行元件控制多個行星排來實現簡單4前1倒的變速功能，發展到今天的5個換檔執行元件控制所謂的“萊佩萊捷式”行星齒輪組通過邏輯組合即可

16、實現6前1倒的變速功能，零部件數量明顯減半，ZF公司生產6HP系列變速器就是一個例子。目前，德國ZF公司和日本AISIN AW公司都已成功推出8前速自動變速器，但其齒輪部分仍然在使用行星齒輪機構，由此我們會發現無論是傳統的辛普森、串聯、拉維那，還是今天的萊佩萊捷式行星齒輪，都是由“單排單級齒輪”和“單排雙級齒輪”兩種形式的行星齒輪組組成。為此，我們只要熟悉掌握兩種行星齒輪的傳遞規律就可以了，當我們再去分析不同公司生產的5、6、7、8檔變速器各檔動力傳遞要素時就容易得多了。1.3.4 自動變速器向多檔位發展隨著自動變速器汽車保有量的上升，自動變速器技術的演變也由過去傳統的簡單4前速電子控制(3個

17、電磁閥)發展到今天的6、7、8前速(多電磁閥控制) 的模糊邏輯控制加網絡控制。近幾年來，轎車自動變速器檔位數不斷增加的趨勢非常明顯，從傳統的4速發展到5、6、7、8速。擋位數的增多就意味著總的傳動比范圍在加寬，而相鄰兩擋之間的傳動比又在拉近，困此換檔時間會變得提前，同時又是在發動機的轉速下完成。所以，既保證了燃油經濟性，同時還滿足了其加速性能。如今，全球各大自動變速器生產廠商都已推出5前速以上的多擋自動變速器，如ZF公司的6HP系列；AISIN AW公司的U151/U250E，TF-60SN和TR-60SN；JATCO公司生產的型號為JF506E變速器；GM公司的6T40E，6L50/80E等

18、。1.4、MQ200變速器之大眾速騰1.6L簡介及其參數 在德國大眾的車型譜系中，速騰是大眾的A級車。2011年廣州車展中亮相的最新款捷達，第六代捷達（國內稱為速騰），外觀和上一代速騰有著較大的差異，全新速騰的前臉設計使用了大眾車系最新的家族式前臉設計，更具運動感。“速騰”這一命名采取了與大眾汽車頂級豪華產品輝騰相似的命名方式，拉丁語名稱為Sagitar，是希臘神話中的“”。相傳，射手座是智慧、勇武、熱情、自由的武士，它的守護神是宇宙之王宙斯。中文名稱"速騰"則充分體現了極速啟航、激越騰飛的意境。"速"代表速度、動感；"騰"代表騰飛、

19、激情，象征著駕駛者對動感激情的無限追求，對成功的不斷超越。作為一汽大眾生產的緊湊型轎車，速騰首先生產的有1.8T和2.0兩種車型，后續有1.6車型、1.8TSI冠軍版車型，于2009年推出1.4TSI發動機，完全替代2.0發動機，使得油耗大幅降低的同時動力比1.6提升非常明顯，不低于不帶增壓的2.0發動機。并計劃于2013年推出1.2TSI發動機，用以替代1.6L發動機。采用激光焊接技術及12年防腐雙面鍍鋅鋼板車身，變速器有6速Tiptronic手自一體化變速器或5速手動變速器，安全配置較高，速騰在同級別車中率先全系標配ESP車身穩定系統，尤其在雨雪天氣道路摩擦力減小的情況下，以及車輛在受到離

20、心力作用下能保持不側滑，標準配置具有4安全氣囊、ASR牽引力控制系統、EDL電子差速器、MASR發動機力矩控制系統等，速騰不僅在工藝上繼承大眾汽車一貫的品質，整車性能和配置都達到新的高度。它是由 PQ35平臺上生產的第2款車型，國內大眾汽車的開迪和上海大眾都是來自該平臺。一汽-大眾速騰2012款1.6手動時尚型參數如表1-1所示。 表1-1 速騰2012時尚手動型1.6L轎車整車技術參數 一汽大眾 速騰 2012款 1.6 手動 時尚型車型名稱速騰 2012款 1.6 手動 時尚型生產廠商一汽大眾所屬速騰上市時間2012-03車身結構三廂轎車級別緊湊型轎車排量1.6L官方油耗6.9（L/100

21、Km）0-100Km加速12.5s最高時速185.0（Km/h）安全星級C-NCAP整車質保兩年或6萬公里動力總成發動機型號EA111動力類型汽油進氣形式自然吸氣氣缸容積1598cc氣缸數4每缸氣門數4氣缸排列形式直列特色技術最大馬力105匹最大功率77/5600（Kw/rpm）最大扭矩155/3500（N·m/rpm）變速箱五檔手動供油方式多點電子噴射排放標準歐缸體材料鑄鐵燃油標號93#壓縮比工信部油耗底盤驅動方式前置前驅前懸掛麥弗遜式獨立懸架后懸掛創新耦合桿式懸掛轉向助力電子助力前輪制動通風盤式后輪制動盤式輪轂尺寸16英寸前輪胎205/55/R16后輪胎205/55/R16最小轉

22、彎半徑5.5m最小離地間隙108mm最大爬坡度37.5接近角17.5離去角29.5縱向通過角車身車重1290kg軸距2651mm輪距長度4644mm寬度1778mm高度1482mm行李箱容積510L 油箱容積55L座位數51.5、MQ200變速器簡介及其參數大眾MQ200系列變速器，是德國大眾專門為小型車開發設計的。其以擋位清晰、入擋順滑、響應靈敏等諸多優點一直被人們傳頌，它們在國內的眾多車型上都有使用，如高爾夫、寶來、POLO、速騰、明銳等。之所以稱MQ200是一個系列，是因為德國大眾會根據不同的發動機需要或者不同的車型定位，來調整變速器齒輪及變速箱長度等結構，從而設計出更適合該車型齒比的變

23、速器。除了我們比較常見的5個前進擋的MQ200-5F外，MQ200系列還衍生出了四驅版本和6個前進擋的MQ200-6F車型（歐洲版1.4單增壓車型）。MQ200變速器采用兩軸式結構，五個前進擋，一個倒擋。殼體由兩部分組成，帶后蓋變速器殼體和離合器殼體。內換檔機構采用轉動式換檔撥叉的支點有球軸承，離合器為液壓操縱式，外換檔機構為拉索式。輸出軸上面的倒擋從動齒輪與一、二擋的接合套做成一體，節省了軸向空間。輸入軸和輸出軸的齒輪均為常嚙合斜齒輪，傳動平穩，均采用同步器換擋，所有換檔齒輪都通過高強度的滾針軸承和軸配合。其結構如圖1-1所示，MQ200變速器參數如表1-2所示。圖1-1 MQ200變速器結

24、構圖表格1-2 MQ200變速器參數型號MQ200-5F主傳減速比4.235擋位數5擋傳動比1檔3.769傳動效率90%2檔2.095最高檔傳動比3.5453檔1.433重量33.5kg4檔1.079車速表傳動比13:225檔0.851外換檔機構形式拉鎖式倒檔3.182承受最大扭矩200Nm1.6、MQ200變速器傳動系在中國的實際使用問題1.6.1一、二檔動力不足大眾另一款代號為MQ250 變速器，通過比較MQ200與MQ250 的變速箱工況圖（工況圖如圖1-2、圖1-3所示）可以發現，MQ250的一檔最低換檔轉速是2500轉，一檔最高車速可以達到65Km/ h，二檔最低換檔轉速是1300(

25、r/min)左右，最高可以達到 115Km/ h，四五檔的最低換檔轉速都在1400(r/min)轉左右。而對于MQ200，一檔最低換檔轉速是2500(r/min)，但一檔最高只可以達到52Km/h，二檔最低換檔轉速是1800(r/min)左右，最高只能達到91Km/ h。三、四、五檔的最低換檔轉速都在1800(r/min)轉左右。從以上比較可以看出，相對MQ250而言，MQ200一、二檔動力不足，當然，這與與之相匹配的發動機性能有很大關系。速騰1.6L，POLO、明銳等采用的都是MQ200的變速箱。在中國，許多消費者對它們的反映都是起步乏力，一二檔動力不足。圖1-2 MQ200工況圖圖1-3

26、MQ250工況圖1.6.2不適應中國道路工況在我國現行的道路交通安全法中規定的一般情況下的限速是:在沒有限速標志，沒有道路中心線的道路上行駛，城市道路限速30 Km/h，公路限速40 Km/h；在沒有限速標志，同方向只有一條機動車道的道路上行駛時，城市道路限速50 Km/h，公路限速70 Km/h。我國城市道路和高速公路都分別限速，但事實上，城市道路高峰期主要路段嚴重堵車，不設限速汽車速度也不高；而在高速公路上有坡道或急彎路段不用限速自然大家都減速，而在有長距離的直線路段，可以高速跑車卻被限速。限速加大了汽車尾氣排放，不利于環保，在能源緊缺情況下更是造成了巨大的浪費。因此我們可以在這個規章之下

27、改變變速器的參數來改善汽車的排放和經濟水平。也就是說低檔利用率較高，應當適當縮小低檔傳動比之間的差距。第2章 變速器主要參數設計2.1、變速器各檔傳動比的確定速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常是直接擋，傳動比1.0；有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為0.7-0.8。影響最低擋傳動比選取的因素有：發動機的最大扭矩和最低穩定轉速所要求的汽車最大爬坡能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要達到的最低穩定行駛速度等。目前乘用車的傳動比范圍在3.0-4.5之間，總質量輕些的商用車在5.0-8.0之間，其他商用車則更大。2.1.1最高檔位傳動比（

28、最小傳動比）汽車最高檔傳動比，即最小傳動比直接影響車輛行駛的最高穩定車速，所以最小傳動比的選定是很重要的。傳動系統的總傳動比是傳動系統中各部件傳動比的乘積。即 式中： 為變速器的傳動比；為主減速器的傳動比；為分動器或副變速器的傳動比。主減速器的減速比，對汽車的動力性能和燃料經濟性有較大的影響。一般來說，主減速比越大，加速性能和爬坡能力較強，而燃料經濟性比較差。一般用于汽油機型的轎車來說，選用的主減速比較大，例如奧迪A62.8型的轎車，它的主減速比為4.778，這樣一方面可以彌補汽油機扭矩小的問題，在加速時獲得較好的性能；另一方面靠汽油機的高轉速也可以達到相當高的車速，長城SF2.2的原廠主減速

29、比為4.55。對于MQ200變速器，其主減速傳動比根據表1-2可得，=4.235所以整車最小傳動比的確定就是確定變速器的最小傳動比。MQ200沒有設計分動器和副變速器，所以最小傳動比就是主減速器傳動比和變速器最小傳動比的乘積。MQ200變速器為五檔變速，所以其最小傳動比為，設計中，可以根據汽車最高車速來初選變速器的最小傳動比。由公式在主減速器傳動比已知的情況下，汽車變速器的最小傳動比與該車的最高車速相對應。所以有 該公式變形后為 式中：=5600,發動機最大功率時發動機轉速，rpm； ，汽車最高車速，Km/h； =0.306，汽車驅動車輪滾動半徑（根據所用輪胎規格205/55/R16確定），m

30、；=4.235，主減速器傳動比，即主減速比；由公式可以計算出變速器的最小傳動比2.1.2最低檔傳動比的確定選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。2.1.2.1根據汽車最大爬坡角度確定 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間的滾動阻力與爬坡阻力。故有根據汽車行駛方程式 汽車以一檔在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 即則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為 式中： 汽車總重，N ； 坡道面滾動阻力系數（瀝青路面中為0.010.02），取0.02； 發動機最大扭矩，N·m ;

31、 汽車傳動系傳動效率，取 0.90； 汽車最大爬坡角度(一般轎車要求爬上30%的坡，tan×100%=30%)故取16.7°； 9.8m/s2 ,重力加速度； 由上式可得 = =2.0072.1.2.2根據驅動車輪與路面的附著條件確定根據車輪與地面的附著條件： 即 式中： 驅動輪的地面法向反力，即=（前置前驅汽車此處取=1590×60%），N； 道路附著系數，在瀝青和混凝土干路面，=0.70.8，取0.80；所以 =3.874所以可得一檔傳動比的選擇范圍是 2.0073.874初選一檔傳動比為=3.7692.1.3其余各檔傳動比的確定 一般汽車各檔傳動比大致符合如

32、下關系：（即 ）即傳動比采用等比分配，如轎車SH760和一些檔位很多的貨車變速器，采用等比分配時，換擋過程中發動機總是在同一轉速范圍內工作，這樣駕駛員在起步加速時操作就方便多了。不過按等比級數分配傳動比的主要目的還在于充分利用發動機提供的功率，提高汽車的動力性。當汽車需要大功率(如全力加速或上坡時)，若排擋選擇恰當，具有按等比級數分配傳動比的變速器，能使發動機經常在接近外特性最大功率處的大功率范圍內運轉，從而增加了汽車的后備功率。提高了汽車的加速或上坡能力。按等比級數分配傳動比的(主)變速器，還便于和副變速器結合構成更多檔位的變速器。例如一臺具有5擋位的主變速器，各檔位間的公比為q2，其傳動比

33、序列為l、q2、q4、q6、q8。若結合一臺后置兩檔副變（減）速器，其傳動比為1、q，便可構成一臺具有10擋位的變速器，各檔間的公比為q，其傳動比序列為1、q、q2、q3、q4、q5、q6、q7、q8、q9。實際上，在歐洲國家的變速器中，對于擋位較少(如5檔以內)的變速器，各檔傳動比之間的比值常常并不正好相等，即并不是恰好是按等比級數來分配傳動比的。這主要是考慮到各檔利用率差別很大的緣故。汽車主要是用較高檔位行駛的，例如中型貨車5擋變速器中的1、2、3檔，這三個擋位的總利用率僅為10%15%，所以較高擋位相鄰兩檔位間的傳動比的間隔應小些，特別是最高擋與次高檔之間更應小一些。事實上在中國的一線以

34、及二線城市，普遍存在堵車的情況，況且速騰的定位就是一輛家庭用車，車主還是主要分布在一線以及二線城市，所以在大多數情況下2至3檔的利用率要高于其他擋位。所以，本變速器的設計原則就是在等比分配的基礎之上，適當減小2-4檔相鄰兩檔之間的傳動比間隔。根據以上最低檔傳動比和最高檔傳動比的計算可得（即 ）則q=1.462； =3.769； = q2 =2.137； =q =1.462； =1.0；最高檔位為超速檔，=0.825；考慮到我國的交通狀況，適當減小2至4檔相鄰兩檔之間的傳動比間隔，所以初選各檔傳動比如表2-1所示。 表2-1 傳動比分配表檔位一二三四五倒檔傳動比3.7692.0951.4331.

35、0790.8253.1822.2、變速器中心距中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選擇的中心距應該保證齒輪的強度。二軸式變速器的中心距a（mm）可根據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初選： （其中）式中：變速器處于一檔時輸出的最大扭矩，N·m;變速器中心距（mm）；中心距系數，乘用車：=8.99.3，商用車：=8.69.6，多檔變速器：=9.511.0；發動機最大轉矩，N·m；變速器一擋傳動比=3.769；變速器傳動效率，取96%。所以由上式可得 = mm =（73.3976.69）mm初選中心距mm 。2.3、變速器齒輪參數的設計計算2.3.1模數齒輪模數是一個重要

36、參數，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。選取齒輪模數時一般要遵守的原則是如下：（1）在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；（2）為使質量小些，應該增加模數，同時減小齒寬；（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數；（4）從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數；（5）減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒輪的模數應選得小些；（6）對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；（7）變速器低檔齒輪應選用大些的模數，

37、其他擋位選用另一種模數，只有少數情況下，汽車變速器各檔齒輪均選用相同的模數。（8）初選模數時，可以參考同類型汽車的齒輪模數確定，也可根據大量現代汽車變速器的齒輪模數統計數據，找出模數的變化規律，即經驗公式。例如，可以利用下列經驗公式初選模數：第一軸常嚙合齒輪模數 mm，其中=155N·m,可得出 =2.52； 一檔齒輪模數 mm，其中= , =2.72 （9）最后確定的模數值應該滿足強度要求，并符合國標GB/T1357-1987規定。表2-2汽車變速器齒輪法向模數車型乘用車的發動機排量V/L貨車最大總質量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數/mm2.252.75

38、2.753.003.504.504.506.00表2-3汽車變速器常用齒輪模數（摘自GB/T1357-1987）一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50選用時，應優先選用第一系列，括號內的模數盡可能不用。根據表2-2、表2-3結合本次設計，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取相同轎車和輕型貨車取23.5mm。本設計取3mm。綜合以上可得，一、二檔、倒檔齒輪的模數定為2.75mm，三、四、五檔模數為2.50mm。2.3.2壓力角齒輪壓力角

39、較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使轉動平穩，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。試驗證明：對于直齒輪，壓力角為28º時強度最高，超過28º時強度增加不多；對于斜齒輪，壓力角為25時強度最高。因此，理論上對于乘用車，為加大重合度以降低噪聲應取用14.5º、15º、16º、16.5º等小些的壓力角。實際上，因國家規定的標準壓力角為20 º，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20º。嚙合套或同步器的接合齒壓力角20º、25º、30

40、º等，但普遍采用30º壓力角。國外有些企業生產的乘用車變速器齒輪采用兩種壓力角，即高檔齒輪采用小些的壓力角減小噪聲；而低檔和倒檔齒輪采用較大的壓力角，以增加強度。必須指出，齒輪采用小壓力角和小模數時，除必須采用大的齒高系數外，還應采用大圓弧齒根，這樣可以提高彎曲強度在30%以上。本變速器齒輪壓力角選用20º，同步器的接合齒壓力角為30º。2.3.3齒寬 在選擇齒寬時，應該注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、質量、齒輪工作平穩性、齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度等均有影響。考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺小和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減少使斜齒

41、輪傳動平穩的優點被削弱，此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬過窄還會使齒輪的工作應力增加。若選用過大的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。所以，通常根據齒輪模數m(mm)的大小來選定齒寬：直齒：，為齒寬系數，取為4.58.0；斜齒：，取6.08.5；采用嚙合套或同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為24mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩性和齒輪壽命。對于模數相同的各檔齒輪，檔位低的齒寬系數取得稍大。

42、2.3.4螺旋角斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選取斜齒輪的螺旋角，應該注意到它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加。因而工作平穩、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高，不過當螺旋角大于30°時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發，并不希望采用過大的螺旋角，以1525為宜；而從提高低檔齒輪的接觸強度來看，應當選用較大的螺旋角。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用：乘用車變速器：兩軸式變速器為20°25°；中間軸式變速器為22°34

43、6;；本變速器一、二、三、四、五檔螺旋角初選為22°。2.3.5齒頂高變位系數ha* 齒頂高系數對重合度、齒輪強度、工作噪聲、齒輪相對滑動速度、齒根切和齒頂厚度等皆有影響。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小、工作噪聲大，此時齒輪受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減小。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為齒輪上受到的載荷集中作用到齒頂上面，所以曾采用過齒頂高系數為0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括我國在內，規定齒高系數取為1.00。本變速器齒輪的齒頂高系數也采用1.00。2.3.6變速器各檔齒輪齒數的分配在初選中心距，齒輪模數和螺旋角以后，可根據

44、變速器的擋數，傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數。一、二、三、四、五擋選用斜齒輪，倒擋選用直齒輪。變速器的傳動結構方案示意圖如圖2-1所示；圖2-1 變速器傳動結構示意圖2.3.6.1確定一檔齒輪的齒數 一檔： 對斜齒有： ，齒輪中心距； 所以 取整 取 ， ； 所以修正后 . 二檔： ， 取整 ； 所以 ， ， 三檔： ，取整 ； 所以 ， ， 四檔： ，取整 ； 所以 ， ， 五檔： ，取整 ； 所以 ， ， 2.3.6.2對中心距和螺旋角進行修正因為計算各檔齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據各檔齒數和齒輪變位系數重新計算中心距，在以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數分配的依據

45、。所以修正后一、二檔 中心距mm； 一、二檔螺旋角22.68。 ；三、四、五檔中心距 mm；三、四、五檔螺旋角22.92。 。2.3.6.3確定倒擋齒輪齒數倒檔齒輪采用直齒滑動齒輪，選用的模數與一檔接近，初選為3。倒檔齒輪的齒數一般在2123之間，初選后，可以計算出動力輸入軸和倒檔軸的中心距。初選，則：mm，為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪11與12的齒頂圓之間應保持0.5mm以上的間隙，則齒輪12的齒頂圓直徑應為 mm 所以 又 ， 由上可得 mm 所以 ，取； 計算倒檔軸與輸出軸的中心距mm 計算倒檔傳動比 所以，經計算修正后齒輪的傳動比如表2-4所示表2-4 修正后的傳動比檔位

46、一二三四五倒檔傳動比3.63621.5451.1540.8673.1822.3.6.4新修正傳動比前后工況比較正如前所述，根據我國公路交通和城市道路交通的基本國情，本著節約能源和減少汽車尾氣排放的原則下，通過改變變速器的參數來改善汽車的排放和經濟水平。即主要通過提高低檔的利用率，適當縮小低檔傳動比之間的差距等措施，以最終達到更好的適應中國交通狀況目的。（1）傳動比的對比 修正后的傳動比的對比如表2-5所示表2-5 傳動比分配對照表檔位一檔二檔三檔四檔五檔倒檔原減速器傳動比3.7692.0951.4331.0790.8513.182修正后傳動比3.6362.0001.5451.1540.8673

47、.182（2）傳動比變化前后扭矩變化定量對比 通過提高低檔的利用率，適當縮小低檔傳動比之間的差距，通過以下經驗公式可以計算變速器在每個檔位下的輸出扭矩。式中：變速器處于檔時輸出的最大扭矩，N·m;發動機最大轉矩，N·m；變速器擋傳動比；變速器傳動效率，取96%；離合器傳動效率，取99%。所以，由上式可以計算檔時原減速器最大輸出扭矩和修正后相應檔位的最大輸出扭矩，以及扭矩的變化率。得：一檔時：扭矩變化率二檔時： 扭矩變化率三檔時： 扭矩變化率四檔時： 扭矩變化率五檔時： 扭矩變化率對以上計算的數據繪制表格，如圖2-2所示圖2-2傳動比變化前后各檔扭矩的變化 綜上可以看出，一、

48、二檔時，扭矩稍有減小，三、四檔時扭矩增大率較大，保證了在三、四檔速度較高的情況下，仍然具有較好的加速性能，考慮到速騰（Sagitar）的定位，其消費者為國內一、二、三線城鎮的群體，加上現階段城鄉交通道路的大量完善，所以，即使一、二檔的扭矩較原MQ200稍微小一點點，但結合現在的交通路況，本次設計所選用的傳動比是合理的。2.3.7確定齒輪參數利用圖2-3可用于齒條型刀具加工外齒輪時選擇變位系數。圖中陰影區以內為許用區，各射線為等嚙合角線。根據齒數和在許用區內選擇合適的點，可得相應的變位系數和，再由圖左側齒數比的斜線找到分配的變位因數,取變位因數。由該線圖選擇的并分配的、可保證：（1）加工時不產生

49、根切； （2）齒頂厚；（3）端面重合度； （4）嚙合時不發生齒廓干涉；（5）兩輪最大滑動率接近或相等。圖2-3 選擇變位因數線圖（=，ha*=1） 一檔齒輪變位后的參數：角度變位后的端面壓力角： = 所以 。端面嚙合角： 解得查表得變位系數和： =0.21 =0.38 分度圓直徑:mm mm齒頂高：mm mm齒根高:2.40mm 3.905mm全齒高:mm mm齒頂圓直徑:mm mm齒根圓直徑:mm mm當量齒數: 二檔齒輪變位后的參數：角度變位后的端面壓力角： = 所以 。端面嚙合角： 解得查表得變位系數和：=0.21 =0.31 分度圓直徑:mm mm齒頂高：mm mm齒根高: 2.585

50、mm 3.713mm全齒高: mm mm齒頂圓直徑:mm mm齒根圓直徑:mm mm當量齒數: 三檔齒輪變位后的參數：角度變位后的端面壓力角： = 所以 。端面嚙合角： 解得查表得變位系數和：=0 =0.12 分度圓直徑:mm mm齒頂高：mm mm齒根高: 2.825mm 3.425mm全齒高: mm mm齒頂圓直徑:mm mm齒根圓直徑:mm mm當量齒數: 四檔齒輪變位后的參數：角度變位后的端面壓力角： = 所以 。端面嚙合角： 解得查表得變位系數和：=0 =0.07 分度圓直徑:mm mm齒頂高：mm mm齒根高: 2.95mm 3.30mm全齒高: mm mm齒頂圓直徑:mm mm齒根圓直徑:mm mm