1、概括自汽車誕生以來，汽車變速器就在汽車傳動系統(tǒng)中發(fā)揮著至關重要的作用。現(xiàn)代汽車廣泛采用燃氣發(fā)動機作為動力源，其扭矩和轉速變化范圍很小，而復雜的使用條件要求汽車的動力和燃油經(jīng)濟性性能有較大差異。為了解決這一矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置了傳動裝置。本文基于紅旗的一些整車參數(shù)和發(fā)動機參數(shù)，設計了變速器。設計的主要內(nèi)容包括變速器傳動機構布置方案的確定，齒輪數(shù)、傳動比、中心距、各齒輪傳動比、外形尺寸等變速器主要參數(shù)。 ，齒輪參數(shù)，每個齒輪的輪齒數(shù)的選擇，齒輪，軸，軸承。設計檢查、同步器、控制機構和箱體設計。在設計過程中，根據(jù)汽車變速器的設計要求和汽車動力傳動系統(tǒng)的特點，參考了多篇文獻，結合國外變速器設計圖集分

2、析了經(jīng)濟性和實用性方面，設計了一款A二-軸傳動。關鍵詞：汽車；傳播;齒輪;軸；盒子;設計目錄 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc170225664 摘要 PAGEREF _Toc170225664 h 我 HYPERLINK l _Toc170225665 摘要 PAGEREF _Toc170225665 h 二_ HYPERLINK l _Toc170225667 第 1 章引言 PAGEREF _Toc170225667 h 1 HYPERLINK l _Toc170225668 1.1問題1的目的和意義 PAGEREF _Toc170225668 h HYP

3、ERLINK l _Toc170225669 1.2國外研究現(xiàn)狀 PAGEREF _Toc170225669 h 1 HYPERLINK l _Toc170225670 1.3研究內(nèi)容與研究方法 PAGEREF _Toc170225670 h 2 HYPERLINK l _Toc170225671 1.4預期結果和影響 PAGEREF _Toc170225671 h 2 HYPERLINK l _Toc170225672 第二章傳動傳動機構布置方案 PAGEREF _Toc170225672 h 4 HYPERLINK l _Toc170225673 2.1機構布局方案分析 PAGEREF _

4、Toc170225673 h 4 HYPERLINK l _Toc170225674 2.1.1二軸和中間軸變速器 PAGEREF _Toc170225674 h 4 HYPERLINK l _Toc170225675 2.1.2中間軸結構 PAGEREF _Toc170225675 h 4 HYPERLINK l _Toc170225676 2.1.3倒檔 PAGEREF _Toc170225676 h 5的形式和布置 HYPERLINK l _Toc170225677 2.2零部件布置圖分析 PAGEREF _Toc170225677 h 5 HYPERLINK l _Toc1702256

5、78 2.2.1齒輪形式 PAGEREF _Toc170225678 h 5 HYPERLINK l _Toc170225679 2.2.2班次結構 PAGEREF _Toc170225679 h 5 HYPERLINK l _Toc170225680 2.2.3防止自動脫離的措施 PAGEREF _Toc170225680 h 7 HYPERLINK l _Toc170225681 2.2.4軸承形式 PAGEREF _Toc170225681 h 7 HYPERLINK l _Toc170225682 2.2.5組合傳輸 PAGEREF _Toc170225682 h 7 HYPERLIN

6、K l _Toc170225683 2.3章節(jié)總結 PAGEREF _Toc170225683 h 8 HYPERLINK l _Toc170225684 第三章變速器主要參數(shù)的選擇與設計計算 PAGEREF _Toc170225684 h 9 HYPERLINK l _Toc170225685 3.1設計依據(jù)的主要技術參數(shù) PAGEREF _Toc170225685 h 9 HYPERLINK l _Toc170225686 3.2檔數(shù)由 PAGEREF _Toc170225686 h 9決定 HYPERLINK l _Toc170225687 3.3傳動比 PAGEREF _Toc1702

7、25687 h 10左右 HYPERLINK l _Toc170225688 3.4變速器各檔傳動比的確定 PAGEREF _Toc170225688 h 10 HYPERLINK l _Toc170225689 3.4.1確定一檔傳動比 PAGEREF _Toc170225689 h 10 HYPERLINK l _Toc170225690 3.4.2確定五檔傳動比 PAGEREF _Toc170225690 h 11 HYPERLINK l _Toc170225691 3.4.3確定其他齒輪的傳動比 PAGEREF _Toc170225691 h 12 HYPERLINK l _Toc17

8、0225692 3.5中心距A PAGEREF _Toc170225692 h 12 HYPERLINK l _Toc170225693 3.6尺寸 PAGEREF _Toc170225693 h 13 HYPERLINK l _Toc170225694 3.7齒輪參數(shù) PAGEREF _Toc170225694 h 13 HYPERLINK l _Toc170225695 3.7.1模數(shù) PAGEREF _Toc170225695 h 13 HYPERLINK l _Toc170225696 3.7.2壓力角 PAGEREF _Toc170225696 h 14 HYPERLINK l _T

9、oc170225697 3.7.3螺旋角 PAGEREF _Toc170225697 h 14 HYPERLINK l _Toc170225698 3.7.4齒寬b PAGEREF _Toc170225698 h 15 HYPERLINK l _Toc170225699 3.7.5齒輪位移系數(shù)的選擇原則 PAGEREF _Toc170225699 h 15 HYPERLINK l _Toc170225700 3.7.6 附錄高度系數(shù) PAGEREF _Toc170225700 h 17 HYPERLINK l _Toc170225701 3.8每個齒輪的輪齒分布 PAGEREF _Toc170

10、225701 h 17 HYPERLINK l _Toc170225702 3.8.1確定第一齒輪的齒數(shù) PAGEREF _Toc170225702 h 18 HYPERLINK l _Toc170225703 3.8.2中心距校正 PAGEREF _Toc170225703 h A 18 HYPERLINK l _Toc170225704 3.8.3確定一檔換檔系數(shù) PAGEREF _Toc170225704 h 18 HYPERLINK l _Toc170225705 3.8.4確定其他齒輪的輪齒數(shù)和位移系數(shù) PAGEREF _Toc170225705 h 19 HYPERLINK l _

11、Toc170225706 3.9章節(jié)總結 PAGEREF _Toc170225706 h 25 HYPERLINK l _Toc170225707 第 4 章變速器主要結構元件的設計與計算 PAGEREF _Toc170225707 h 26 HYPERLINK l _Toc170225708 4.1齒輪損壞的原因和形式 PAGEREF _Toc170225708 h 26 HYPERLINK l _Toc170225709 4.2齒強度計算 PAGEREF _Toc170225709 h 27 HYPERLINK l _Toc170225710 4.2.1齒彎曲應力的計算 PAGEREF _

12、Toc170225710 h 27 HYPERLINK l _Toc170225711 4.2.2齒接觸應力的計算 PAGEREF _Toc170225711 h 31 HYPERLINK l _Toc170225712 4.3齒輪材料的選擇和熱處理 PAGEREF _Toc170225712 h 34 HYPERLINK l _Toc170225713 4.4軸的強度計算 PAGEREF _Toc170225713 h 35 HYPERLINK l _Toc170225714 4.4.1主軸直徑 PAGEREF _Toc170225714 h 35 HYPERLINK l _Toc17022

13、5715 4.4.2軸剛度檢查 PAGEREF _Toc170225715 h 36 HYPERLINK l _Toc170225716 4.4.3軸的強度計算 PAGEREF _Toc170225716 h 38 HYPERLINK l _Toc170225717 4.5軸承檢查 PAGEREF _Toc170225717 h 41 HYPERLINK l _Toc170225718 4.5.1輸入軸軸承檢查 PAGEREF _Toc170225718 h 41 HYPERLINK l _Toc170225719 4.5.2輸出軸軸承檢查 PAGEREF _Toc170225719 h 42

14、 HYPERLINK l _Toc170225720 4.6章節(jié)總結 PAGEREF _Toc170225720 h 43 HYPERLINK l _Toc170225721 第 5 章同步器設計 PAGEREF _Toc170225721 h 44 HYPERLINK l _Toc170225722 5.1慣性同步器 PAGEREF _Toc170225722 h 44 HYPERLINK l _Toc170225723 5.1.1鎖環(huán)同步器結構 PAGEREF _Toc170225723 h 44 HYPERLINK l _Toc170225724 5.1.2鎖環(huán)同步器的工作原理 PAGE

15、REF _Toc170225724 h 44 HYPERLINK l _Toc170225725 5.1.3同步器主要尺寸的確定 PAGEREF _Toc170225725 h 45 HYPERLINK l _Toc170225726 5.2主要參數(shù)的確定 PAGEREF _Toc170225726 h 47 HYPERLINK l _Toc170225727 5.2.1摩擦系數(shù) PAGEREF _Toc170225727 h 47 HYPERLINK l _Toc170225728 5.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定 PAGEREF _Toc170225728 h 47 HYPERLINK l

16、_Toc170225729 5.2.3鎖定角度 PAGEREF _Toc170225729 h 49 HYPERLINK l _Toc170225730 5.2.4同步時間 PAGEREF _Toc170225730 h 49 HYPERLINK l _Toc170225731 5.2.5計算轉動慣量 PAGEREF _Toc170225731 h 49 HYPERLINK l _Toc170225732 5.3章節(jié)總結 PAGEREF _Toc170225732 h 49 HYPERLINK l _Toc170225733 第 6 章傳動控制機構與案例設計 PAGEREF _Toc17022

17、5733 h 50 HYPERLINK l _Toc170225734 6.1直動式手動換檔變速器 PAGEREF _Toc170225734 h 50 HYPERLINK l _Toc170225735 6.1.1 50型聯(lián)鎖銷 PAGEREF _Toc170225735 h HYPERLINK l _Toc170225736 6.1.2 51型擺塊 PAGEREF _Toc170225736 h HYPERLINK l _Toc170225737 6.1.3 51型旋轉鉗口 PAGEREF _Toc170225737 h HYPERLINK l _Toc170225738 6.2遙控手動換

18、檔變速箱 PAGEREF _Toc170225738 h 52 HYPERLINK l _Toc170225739 6.2.1換檔操作機構 PAGEREF _Toc170225739 h 53 HYPERLINK l _Toc170225740 6.2.2換檔機構 PAGEREF _Toc170225740 h 53 HYPERLINK l _Toc170225741 6.3電控自動換檔變速箱 PAGEREF _Toc170225741 h 54 HYPERLINK l _Toc170225742 6.4變速箱 PAGEREF _Toc170225742 h 56 HYPERLINK l _T

19、oc170225743 6.5章節(jié)總結 PAGEREF _Toc170225743 h 56 HYPERLINK l _Toc170225744 結論 PAGEREF _Toc170225744 h 57 HYPERLINK l _Toc170225745 參考文獻 PAGEREF _Toc170225745 h 58 HYPERLINK l _Toc170225746 至 PAGEREF _Toc170225746 h 59介紹選題的目的和意義現(xiàn)代汽車廣泛采用活塞式內(nèi)燃機作為動力源，其扭矩和轉速變化范圍很小，而復雜的使用條件要求汽車的驅動力和速度可以在相當大的范圍內(nèi)變化。為了解決這一矛盾，在

20、傳動系統(tǒng)中設置了傳動裝置。其作用是：改變傳動比，擴大驅動輪扭矩和轉速的變化范圍，以適應頻繁變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利條件下工作；在旋轉方向不變的前提下，小車可以倒車；空檔用于中斷動力傳遞，使發(fā)動機能夠啟動怠速，變速器便于換檔或動力輸出。變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的主要部件，是汽車動力性和燃油經(jīng)濟性的重要保障。隨著科技的飛速發(fā)展，人們對汽車的要求也越來越高。汽車的性能、使用壽命、能耗、振動和噪聲在很大程度上取決于傳動性能的設計和開發(fā)。傳動技術的發(fā)展是衡量汽車技術水平的一般依據(jù)。國外研究現(xiàn)狀汽車傳動技術的發(fā)展歷程：手動變速器（MT：Manual Transmisson）主

21、要采用齒輪傳動原理。變速器具有多組不同傳動比的齒輪副，汽車行駛時的換檔工作是指變速器的不同齒輪副通過操縱機構工作。自動變速器（AT：Automatic Transmisson）由液力變矩器、行星齒輪和液壓控制系統(tǒng)組成，通過液力變矩器和齒輪的組合來實現(xiàn)可變扭矩。AMT是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎上改造而成，主要改變了手動換檔控制部分。即在MT整體結構不變的情況下，采用電子控制實現(xiàn)自動換檔。無級變速器（CVT：Continuous Variable Transmission），又稱無級變速器。金屬帶式無級變速器主要包括驅動輪組、從動輪組、金屬帶和液壓泵等基本部件。主要依靠主動輪、從動輪

22、和傳動帶來實現(xiàn)速比的無級變化。傳動帶一般采用橡膠帶、金屬帶和金屬鏈條。無級機械無級變速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用摩擦片式換檔原理。 IVT的核心部分由輸入驅動板、輸出驅動板和變速器驅動板組成。它們之間的接觸點以潤滑油為介質，金屬之間沒有接觸，通過改變變速裝置的角度來實現(xiàn)傳動比的連續(xù)無限變化1 。汽車的發(fā)展經(jīng)歷了三大革命，動力革命（使用燃氣輪機）、傳動革命（機械傳動的改進和液體傳動的使用）和控制革命（用傳感器、微機和計算機進行信息處理）。電動液壓閥）。從發(fā)達國家的角度看，動力革命和傳動革命已經(jīng)完成，目前處于控制革命階段。要解決的主要問題是機器

23、過于“機械化”，沒有靈性。過去，機器都是由人控制的。而心智能力（感覺器官的功能、大腦分析能力和身體能力）是有限的，操縱汽車這樣的復雜機器對于人類身心負擔非常重要，更重要的是，單靠人的操縱會阻礙汽車的發(fā)展及其性能的提高。因此，需要對汽車的各個部分（發(fā)動機、變速器、懸架、制動和轉向機構等）進行自動控制，從各個部分的單獨控制發(fā)展到整車的集成控制，從通用控制到智能控制。解決機械信息處理能力問題，機械本身無能為力，液壓控制性能不能滿足要求。必須引進具有良好控制性能和信息處理能力的電子技術。然而，僅使用機電液壓技術是不夠的。還需要聲學、光學、化學等多學科技術，使機械具備良好的信息處理能力，實現(xiàn)高度自動化2

24、 。從技術發(fā)展來看，汽車傳動技術的關鍵是電子技術、電液控制技術和傳感器技術。目前，世界主要變速器制造商都致力于這些關鍵技術的研究和應用，極大地推動了自動變速器的發(fā)展3 。研究方法根據(jù)本次設計要求，根據(jù)紅旗轎車的整車參數(shù)和發(fā)動機參數(shù)，完成變速器的結構布置和設計。設計的主要內(nèi)容包括確定變速器傳動機構的布置方案、變速器主要參數(shù)的選擇、傳動齒輪的設計計算、軸和軸承的設計校核。查閱圖書館電子資源、館藏圖書文獻，借助全市大型圖書館的圖書館資源了解傳播研究領域的最新發(fā)展動態(tài)；閱讀有關變速器設計的書籍，學習變速器設計的過程、步驟、方法和經(jīng)驗教訓；咨詢導師；互相討論；去實驗室拆裝各類變速器，了解各種變速器的結構

25、和工作原理，設計計算變速器。研究內(nèi)容變速器設計的目的、意義及國外現(xiàn)狀；傳動方案的確定，各檔傳動比等參數(shù)的確定；每個齒輪的設計和驗證；傳動軸設計與校核，軸承選型校核；同步器和控制機構的設計和選型等；變速器總成圖CAD圖一（0）零件圖 3傳動傳動機構布置圖傳動機構布置方案分析傳動由傳動傳動機構和控制機構組成。根據(jù)軸的類型不同，分為定軸式和轉軸式兩大類，前者又分為兩軸式、中間軸式和多軸傳動4 。兩軸和副軸變速器現(xiàn)代汽車大多采用三軸傳動，而前置發(fā)動機前輪驅動的汽車，如果傳動比較小，則多采用兩軸傳動。在設計時，采用哪種方案，除了車輛總體布局的要求外，主要考慮以下四個方面：1、結構工藝二軸傳動的輸出軸與主

26、減速器的主動齒輪為一體。發(fā)動機垂直安裝時，主減速器可選用斜齒錐齒輪或準雙曲面齒輪；發(fā)動機水平安裝時，采用圓柱齒輪，簡化了制造工藝。2、變速器徑向尺寸雙軸變速器輸出軸的前進檔是一對齒輪副，而中間軸變速器有兩對齒輪副。因此，對于相同的傳動比要求，副軸傳動的徑向尺寸可以比兩軸傳動的要小很多。3、傳動齒輪的壽命二軸傳動的低速齒輪副的尺寸差別很大，小齒輪的工作循環(huán)數(shù)遠高于大齒輪。因此，小齒輪的壽命比大齒輪的壽命短。中間軸傳動的各前進檔均由常嚙合斜齒輪傳動，大、小齒輪的徑向尺寸都比較小，所以使用壽命比較接近。在直接齒輪中，齒輪只是空轉，不影響齒輪的壽命。變速器的傳輸效率二軸傳動雖然傳動比等于1，但還是有一

27、對齒輪傳動，所以有動力損失。中間軸傳動可以直接連接輸入軸和輸出軸，獲得直接齒輪，因此傳動效率高，磨損小，噪音也小。汽車，尤其是微型車，多采用二軸傳動，而中重型卡車則采用中間軸傳動。多中間軸結構1200-1300Nm的大功率柴油機上時，其齒輪軸和軸承必須承受較大的載荷。為了防止過早損壞，使用了多軸類型5 。倒檔形式及布置圖 2.1 顯示了一個常見的布局。方案a廣泛用于前進檔均為同步換檔的四速轎車和輕型卡車變速器；方案b的優(yōu)點是可以使用中間軸上的一檔，從而縮短中間軸的長度，但換檔時必須同時嚙合兩對齒輪，換檔困難。部分輕卡四檔變速器采用此方案；方案c可以獲得較大的倒檔比，但突出的缺點是換檔程序不合理

28、；方案d針對前者的缺點進行了修改，從而替代了卡車變速器中的c方案； e方案中，中間軸上的一檔和倒檔為一體，增加了齒寬，從而縮短了部分長度； f方案所有齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更方便；為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，部分貨車采用g方案。叉軸使變速器上蓋中的操作機構稍微復雜一些。五速變速器有以下五個選項：圖2.1倒檔排列方案本設計采用雙軸傳動，倒檔齒輪布置如圖2.1 （a ）所示。零部件布局方案分析齒輪形式傳動齒輪有兩種：直齒輪和斜齒輪。與直齒輪相比，斜齒輪具有使用壽命長、運轉平穩(wěn)、工作噪音低等優(yōu)點；缺點是制造稍復雜，運轉時有軸向力，對軸承不利。變速器中的恒嚙合齒輪都是斜齒正齒輪，雖然這

29、增加了恒嚙合齒輪的數(shù)量，增加了變速器的質量和轉動慣量。正齒輪僅用于低檔和倒檔 6 。班次結構圖2.2 ，變速器換檔機構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔三種。( a ) 滑動齒輪換檔 ( b ) 套筒換檔 ( c ) 同步器換檔圖2.2換檔機構形式1.滑動換檔換檔通常使用滑動正齒輪，也使用斜齒輪。滑動直齒輪變速的優(yōu)點是簡單、緊湊、易于制造。缺點是換檔時齒面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，而正齒輪噪音很大，所以這種換檔方式一般只用于一檔和倒檔。2、嚙合套筒移位通過用嚙合套筒換檔，可以將構成一定傳動比的一對齒輪制成恒定嚙合的斜齒輪。用嚙合套換檔，由于同時承受換檔沖擊載荷的嚙合齒數(shù)較多，而且輪

30、齒不參與換檔，不會過早損壞，但不能消除換檔沖擊，所以司機還是需要熟練的。操縱技術。此外，由于增加了嚙合套筒和常嚙合齒輪，增加了變速器的軸向尺寸和轉動部分的總轉動慣量。因此，這種換檔方式目前只用在一些要求不高的檔位和重卡變速器上。3.同步器換檔大多數(shù)現(xiàn)代汽車的變速器都使用同步器來確保快速、無沖擊和無噪音的換檔，無論是否熟練掌握操控技術，從而提高汽車的加速性、經(jīng)濟性和駕駛安全性。與上述兩種變速方式相比，雖然結構復雜，制造精度高，軸向尺寸大。同步環(huán)的使用壽命短等缺點，但仍被廣泛使用。由于同步器的廣泛應用，基本解決了生活問題。例如，瑞典公司SAAB-Scania采用球墨鑄鐵制造同步器的關鍵部件，并在其

31、工作表面涂上一層鉬，不僅提高了耐磨性，而且提高了工作性能。表面摩擦系數(shù)，本次同步器試驗表明其壽命不低于齒輪壽命，法國伯利埃。德國澤孚（ ZF ）等公司的同步器都采用了這種工藝。上述三種換檔方案可以同時用于變速器的不同檔位。一般倒檔和一檔采用滑動正齒輪或嚙合套的形式，結構比較簡單。對于常用的高速檔，使用同步器。或接合袖子。汽車需要便攜性和縮短換檔時間，因此使用全同步器變速器。防止自動錯位自動錯位是變速器的主要故障之一。由于嚙合齒的磨損、傳動剛度不足和振動，可能會發(fā)生自動錯位。為解決這一問題，除了技術措施外，目前的結構措施和有效解決方案如下：1、將兩個嚙合齒的嚙合位置錯開，如圖2.3所示。這樣，在

32、嚙合過程中，嚙合齒的末端超過嚙合齒的1 3mm。在使用中，兩齒的接觸部分同時受到擠壓磨損，在嚙合齒的端部形成肩部，可以防止嚙合齒自動脫開。2. 將嚙合齒套齒座上的前齒圈齒厚剪薄（切0.3 0.6mm），使嚙合套后端面由后齒圈前端面支撐后換檔，從而防止自動脫離。如圖 2.4 所示。3、將嚙合齒的工作面設計加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2 3 ），使嚙合齒面產(chǎn)生防止自動脫離的軸向力，如圖在圖 2.5 中。這種方案更有效，應用也很多。將嚙合齒的側面設計和加工成階梯狀也具有防止自動脫離的相同效果。圖2.3防倒車措施I圖2.4防倒車措施II圖2.5防倒車措施III軸承形式過去，球軸承、滾子軸承和滾針軸

33、承被廣泛用于傳動軸的支撐。近年來，變速器的設計趨勢一直是提高發(fā)射功率質量比，并要求其具有更大的容量和更好的性能。 .上述軸承形式已不能滿足對傳動可靠性和壽命的要求，因此圓錐滾子軸承的使用有所增加。其主要優(yōu)點是：滾子圓錐軸承的接觸線長，如果錐角和配合選擇得當，軸與齒輪可沿縱向平面或沿中心線所在平面分離，可方便軸承的組裝、拆卸和調整。由于上述特點，圓錐滾子軸承已用于一些歐洲汽車、卡車和重型卡車的變速器。組合傳輸近年來，增加汽車變速器檔位是一個重要的發(fā)展趨勢，這與許多因素有關，如卡車使用柴油發(fā)動機的增加、平均車速的增加和車輛的整體質量，以滿足低油耗的需求 等等。該設計最初選擇的齒輪是用于前進檔的斜齒

34、輪、用于倒檔的正齒輪和全同步器式換檔。軸承有深溝球軸承、圓柱滾子軸承和滾針軸承。 ,圓錐滾子軸承。章節(jié)總結本章系統(tǒng)地分析了傳動傳動機構的布置方案和零部件的結構方案，并給出了本次設計的具體方案，即兩軸傳動的設計。倒檔布置方案如圖2.1 (a)所示，前進檔均為斜齒輪，倒檔為正齒輪，采用全同步器換檔形式，軸承為深溝球軸承，圓柱滾子軸承、滾針軸承和圓錐滾子軸承。 .變速器主要參數(shù)及設計計算設計依據(jù)的主要技術參數(shù)本設計是根據(jù)HFJ7100技術參數(shù)設計的變速器，具體參數(shù)如表3.1所示。表3.1 HQ 7 22 0主要技術參數(shù)模型總部7 22 0 _輪胎模型165/65R13車輛整備重量1295公斤主減速比

35、4.388最大總質量1870公斤最大扭矩272Nm / 30003500r/min最高速度220公里/小時最大功率133.5kw/5000r/min最高等級36%軸距（前/后）1360mm/1355mm軸距2835mm外形尺寸（長寬高）3588mm 1563mm1574mm齒輪已確定變速器的檔位數(shù)量可以從3 檔到 20檔不等。通常，變速器的檔位數(shù)在6檔以下。當檔數(shù)超過6檔時，可以在主變速器6檔以下的基礎上配置副變速器。將兩者結合得到多檔變速器.增加變速器中的齒輪數(shù)量可以改變汽車的動力和燃油經(jīng)濟性以匹配平均速度。檔位數(shù)越多，變速器結構越復雜，外形尺寸和質量越大，操作機構越復雜，換檔頻率越高，使用

36、時換檔越困難。在最低檔傳動比不變的情況下，增加變速器的檔位數(shù)會降低變速器相鄰低檔和高檔之間的傳動比，使換檔工作更容易。相鄰檔位之間的傳動比要求在1.8以下，數(shù)值越小，換檔越容易。由于高速檔使用頻繁，要求高檔區(qū)相鄰檔位的傳動比比低檔區(qū)相鄰檔位的傳動比要小。近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前乘用車一般采用45檔的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多使用5個齒輪。商用車變速器使用4 至 5檔或多檔。載重2.03.5t的卡車多采用5檔，載重4.0 8.0t的卡車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質量較大的卡車和越野車。本次設計的變速器采用5個前進檔和1個倒檔。傳動比變速器的傳動比是最

37、低傳動比與最高傳動比的比值。最高檔位通常為1.0 ，有些變速器的最高檔位為超速檔，傳動比為0.70.8 。影響最低傳動比選擇的因素有：發(fā)動機的最大扭矩和最低穩(wěn)定速度所需的汽車的最大爬坡能力、驅動輪與路面的附著力、最終減速比和驅動輪的滾動半徑符合要求。達到的最低穩(wěn)定行駛速度等。目前乘用車傳動比在3.04.5之間，商用車總重量在5.08.0之間，其他商用車更大。本設計的傳動比為4.5 。變速器傳動比的確定確定第一傳動比在確定最低傳動比時，應考慮以下因素：汽車的最大坡度、驅動輪與地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定速度和主傳動比7 。1、根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比當汽車在最大的上坡路上行駛時，最大的驅動力

38、應該能夠克服輪胎與地面之間的滾動阻力和上坡阻力。由于汽車在上坡行駛時車速不高，所以忽略空氣阻力。此時+ ( 3.1 )其中最大驅動力， = ；阻力， = fmg cos ； 最大上坡阻力， = mg sin 。將上述相關參數(shù)代入式（ 3.1 ），可得mg ( fmg cos + mg sin ) = mg( 3.2 )式中發(fā)動機的最大扭矩， = 172Nm ；主減速比， =4.388 ；m - 車輛的總質量， m = 1 8 70 kg；- 道路的最大阻力系數(shù)；f滾動阻力系數(shù)（對于好的瀝青或混凝土路面， f = 0.010 到 0.018 ） 8 ；- 變速器的第一傳動比；汽車傳動系統(tǒng)效率，

39、=0.9 ；g重力加速度， g = 9.8；驅動輪滾動半徑， = 0.1651m；道路最大上坡角度（最大爬坡度i =0.36=tg ，則sin =0.34，cos =0.94）。將上述相關參數(shù)代入式（ 3.2 ），可得=2.558946 2.5592、根據(jù)驅動輪與路面的附著力確定一檔傳動比汽車行駛時，為防止驅動輪打滑，驅動力必須等于或小于驅動輪與路面的附著力。這個條件可以用下面的不等式表示( 3.3 )式中道路附著系數(shù)，計算時=0.50.6 = 0.55 ；- 當車輛滿載并靜止在平坦的道路上時，驅動橋對地面的載荷= 11000 N。將上述相關參數(shù)代入式（ 3.3 ），得到= 3.5128598

40、48 3.513所以取= 3.42 。3.4.2確定五檔傳動比為了提高汽車的經(jīng)濟性，在高速行駛時發(fā)動機轉速不會太高，而是設置了超速檔，超速檔的傳動比一般取0.70.85 。將五檔設置為超速檔，然后取= 0.76。3.4.3確定其他傳動比一般汽車中各檔位的傳動比大致符合以下關系式= = = = q (3.4)式中， q常數(shù)，即各齒輪之間的公比， q = =1.456475315 1.456。因此，各檔的傳動比為= 3.42= 0.76= q =0.76 1.456=1.11= = 0.76 =1.61= =0.76 =2.35= 3.818 3.82中心距A初選中選擇中心距A ，可根據(jù)以下經(jīng)驗公

41、式計算A = (3.5)式中， A為傳輸中心距（ mm ） ；- 中心距系數(shù)，乘用車：8.9 9.6，多檔變速器： =9.5 11.0 =9.5； - 最大發(fā)動機扭矩（Nm） ；- 變速器的第一傳動比；傳輸效率， = 0.96 。將上述相關參數(shù)代入式（3.5），我們得到A =9.5 =83.73994702 83.7mm方面變速器的橫向外形尺寸可根據(jù)齒輪直徑及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置情況初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有齒輪的數(shù)量、換檔機構的形式和齒輪的形式。乘用車四檔變速箱軸向尺寸為（3.03.4） A 。商用車四檔變速器殼體的軸向尺寸可參照以下數(shù)據(jù)選擇：（1）四檔（2.22.7）

42、 A（2）五檔（2.73.0） A（3）六檔（3.23.5） A當變速器中使用的齒輪和同步器較多時，應以上述中心距系數(shù)為周圍的上限。為了方便檢測，中心距A最好取整數(shù)。軸向尺寸為（2.73.0） A = 58.49676.1 mm ，取635 mm 。齒輪參數(shù)模量齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，影響其選用的因素很多，如齒輪強度、質量、噪聲、工藝要求等。需要指出的是，在選擇齒輪模數(shù)時要遵循的一般原則是：在傳動中心距相同的情況下，選擇較小的模數(shù)可以增加齒輪的齒數(shù)，而增加齒寬可以增加齒輪嚙合的重合度，降低齒輪噪聲，所以為了為降低噪聲，應合理降低模量。 ，同時增加齒寬；為了使質量更小，應增加模數(shù)，同時減小齒寬；

43、從技術的角度來看，每個齒輪應該選擇一個模數(shù)，而從強度的角度來看，每個齒輪應該有不同的對降低乘用車齒輪的工作噪聲具有重要意義，所以齒輪的模數(shù)應該是選擇較小；對于卡車來說，在不降低噪音的情況下減輕質量更為重要，因此齒輪應選擇更大的模數(shù)；變速箱為低檔 檔位應使用較大的模數(shù)，其他檔位應使用另一個模數(shù)。在少數(shù)情況下，汽車變速器的每個檔位都選擇相同的模塊。選用的模量值應符合國家標準GB/T1357-1987的規(guī)定，如表3.3所示。選用時應優(yōu)先選用第一個系列，盡量不要使用括號的模數(shù)。嚙合套與同步器的嚙合齒多為漸開線齒。由于技術原因，同一變速器中的嚙合齒模塊是相同的。取用周長為：總質量1.8-14.0噸的乘用

44、車和卡車2.0-3.5毫米；對于總質量大于 14.0 t的卡車，為3.5-5.0 mm 。選擇較小的模量值可以增加齒數(shù)，有利于換檔。表3. 2汽車傳動齒輪的法向模量汽車模型乘用車發(fā)動機排量V/L卡車最大總質量/t1.0V1.61.6V2.56.0 14.014.0模數(shù)/ mm2.252.752.75 3.003.504.504.506.00表3. 3汽車變速器常用的齒輪模塊（mm）一系列的1.001.251.52.002.503.004.005.006.00第二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.505.50壓力角當齒輪的壓力角小時，重合度大，齒輪齒的剛度降低。為此

45、，可以減少進出嚙合時的動載荷，傳動平穩(wěn)，降低噪音；當壓力角大時，可以增加輪齒。彎曲強度和表面接觸強度。試驗表明：對于直齒輪，壓力角為28 時強度最高，但超過28時強度增加不大；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，應采用較小的壓力角，如14.5 、 15 、 16 、 16.5，以增加重合度，降低噪音；對于商用車，應采用22.5，以提高齒輪承載能力。更大的壓力角，例如或25。事實上，由于國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以傳動齒輪常用的壓力角為20 。嚙合套或同步器的嚙合齒壓力角有20 、 25 、30等，但常用的是30壓力角。需要指出的是，國外一些公司生產(chǎn)的乘用車傳動齒輪

46、采用兩個壓力角，即高檔齒輪采用較小的壓力角來降低噪音；而低檔和倒檔齒輪使用較大的壓力角來增加強度，必須指出的是，當齒輪采用小壓力角和小模數(shù)時，除了齒高系數(shù)大，圓弧齒應使用根部，可提高抗彎強度30 %以上。螺旋角斜齒輪廣泛用于變速器。在選擇斜齒輪的斜角時，應注意它對齒輪的工作噪聲、輪齒的強度和軸向力都有影響。當齒輪選擇較大的螺旋角時，齒輪嚙合重合度增加，運行平穩(wěn)，噪音降低。試驗還證明，隨著螺旋角的增加，齒的強度也相應增加。但當螺旋角大于30 時，抗彎強度突然下降，而接觸強度繼續(xù)上升。因此，從提高低速齒輪抗彎強度的角度出發(fā)，不宜采用過大的螺旋角， 15 25 ；從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重合度

47、的角度考慮，應選擇較大的螺旋角。螺旋角。斜齒輪螺旋角可用于以下外殼：(1) 乘用車變速器1 ）兩軸傳動為20 25 2 ）中間軸傳動為22 34 (2)卡車傳動： 18 26 齒寬b選擇齒寬時，應注意齒寬對齒輪運轉時的軸向尺寸、質量、齒輪運轉的平滑度、齒輪的強度和受力的均勻性都有影響。為了盡可能縮短變速器的軸向尺寸，減少質量，應選擇較小的齒寬。另一方面，齒寬的減小削弱了斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點。雖然可以通過增加齒輪的螺旋角來補償，但軸承上的軸向力增加，其壽命降低。窄齒寬會增加齒輪的工作應力。如果采用較寬的齒寬，齒輪在運轉時會因軸的變形而產(chǎn)生傾斜，從而使齒輪沿齒寬方向受力不均，產(chǎn)生偏載，導致承載能力

48、降低，磨損不均在齒寬方向。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m ( ) 的大小選擇齒寬：(1)直齒b = m ，為齒寬系數(shù)，取4.58.0；(2) 斜齒輪b = ，取6.08.5。b為齒寬 ( mm )。使用嚙合套或同步器換檔時，嚙合齒的工作寬度可選為2 4 mm第一軸的常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)優(yōu)選較大，以增加接觸線的長度，降低接觸應力，從而提高傳動穩(wěn)定性和齒輪的壽命。對于每個模數(shù)相同的齒輪，齒輪較低的齒輪齒寬系數(shù)稍大。齒輪位移系數(shù)的選擇原則齒輪位移是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。排量齒輪的使用，除了避免齒輪的咬邊和匹配中心距外，還會影響齒輪的強度、使用的平滑性、耐磨性、抗膠合能力和齒輪的嚙合噪音。位移齒輪主要有

49、兩種類型：高度位移和角位移。高位移齒輪副的一對嚙合齒輪的位移系數(shù)之和為零。大排量可以增加小齒輪的齒根強度，使其接近大齒輪的強度。大排量齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，而且難以降低噪音。角位移齒輪副的位移系數(shù)之和不等于0。角位移具有位移大的優(yōu)點，避免了它的缺點。由安裝在中間軸和第二軸上的幾對齒輪組成的傳動，由于需要保證各齒輪的傳動比，會使各嚙合齒輪對的齒數(shù)不同。為保證每對齒輪的中心距相同，此時應換檔。當齒數(shù)和齒數(shù)超過標準齒輪傳動或高度位移時，齒數(shù)和齒輪數(shù)應使用正角位移。由于角位移可以獲得良好的嚙合性能和傳輸質量指標，因此被廣泛使用。對于斜齒輪傳動，通過選擇合適的螺旋角也可以達到相同的中

50、心距。傳動齒輪承受循環(huán)載荷，有時還承受沖擊載荷。對于高速齒輪，主要的損傷形式是齒面疲勞剝落，所以位移系數(shù)的選擇應根據(jù)保證最大接觸強度的原則和最有利的抗膠和耐磨原則來選擇。為提高接觸強度，總位移系數(shù)應盡可能大，使兩個齒輪的齒廓漸開線遠離基圓，從而增大齒的曲率半徑輪廓并減少接觸應力。對于低速齒輪，由于小齒輪的齒根強度低，傳動載荷大，小齒輪可能會出現(xiàn)齒根彎曲折斷的現(xiàn)象。為提高小齒輪的抗彎強度，應根據(jù)危險段齒厚相等的條件選擇大小齒輪的位移系數(shù)。此時小齒輪的位移系數(shù)為零。由于工作需要，有時得到的輪齒數(shù)較少（如第一輪主動齒輪），會造成輪齒倒凹。這不僅削弱了輪齒的抗彎強度，而且減少了重合度。此時應將齒輪正向

51、換檔，以消除咬邊現(xiàn)象。總位移系數(shù)減小，一對齒輪的齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但由于輪齒剛度降低，很容易吸收沖擊和振動，因此噪音更小。另外，數(shù)值越小，齒輪的齒廓重合度越大，不僅有利于降噪，而且由于齒廓重合度的增加，單齒在最大載荷下的重心點離齒根較近，彎矩減小。這相當于增加了齒根的強度，抵消了由于齒根變薄而導致的強度減弱。根據(jù)以上原因，為了降低噪音，變速器中除一、二、倒檔以外的其他齒輪的總位移系數(shù)應選擇較小的值，以獲得低噪音的變速器。一般情況下，最高檔位及齒輪與單軸齒輪副可選為-0.20.2。隨著檔位降低，該值應逐檔增加。對于一檔、二檔和倒檔，應選擇較大的值以獲得高強度齒輪副。第一檔的

52、值可以在 1.0 10以上選擇。附錄高度因子齒頂高度系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒底切和齒頂厚度都有影響。齒尖高系數(shù)小，齒輪重合度小，工作噪音大；但由于輪齒承受的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也隨之減小。因此，過去由于齒輪的加工精度低，認為輪齒上的載荷集中在齒尖上，所以使用齒尖高度系數(shù)為0.750.80的短齒齒輪。齒輪加工精度提高后，不再使用短齒齒輪，包括在我國，齒高系數(shù)為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪音，提高齒根強度，有些變速器采用齒尖高度系數(shù)大于1.00的薄高齒系統(tǒng)。使用薄齒系統(tǒng)時，必須檢查確保齒尖厚度不小于0.3m。與齒輪沒有咬邊和齒頂干涉。目前，薄高齒系

53、統(tǒng)的齒尖高度系數(shù)沒有統(tǒng)一的標準，由各企業(yè)確定，小至1.05，大至1.90，一對主、許多變速器的從動齒輪的頂高系數(shù)不同。每個齒輪的齒數(shù)分布在初始選擇中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可以根據(jù)變速器的齒輪數(shù)、傳動比和傳動方案來分配每個齒輪的齒數(shù)。需要注意的是，各齒輪的傳動比盡量不要為整數(shù)，以使齒面磨損均勻。本次設計的變速器的傳輸方案如圖3.1所示。圖3.1變速器傳動圖確定第一齒輪的齒數(shù)第一傳動比為= = 3.42為了求齒數(shù)，先求齒數(shù)之和。(1) 直齒= (3.6)(2) 斜齒= (3.7)= 55為了使其盡可能大，應盡可能小，然后取=12， =43。修正中心距A計算齒數(shù)之和，修整后中心距發(fā)生了變化，因此

54、應根據(jù)確定的總和齒輪位移系數(shù)重新計算中心距A，然后以修正后的中心距A作為分配依據(jù)每個齒輪的輪齒數(shù)。那么校正后的中心距就是實際中心距A = 84 mm 。確定第一檔換檔系數(shù)正常模量=2端面模量= = 2.1mm法向壓力角=20端壓角=arctg = 21.17理論中心距A = = 2.1=57.75 mm中心距變化系數(shù)= = =1.071428571= = =1.07142857 =0.038961038表得到 = 0.04405，則總變異系數(shù)= =0.04405 =1.211375根據(jù)傳動比=3.583，根據(jù)位移系數(shù)=0.58的線圖分布，則= - = 1.211375 - 0.58 = 0.6

55、31375確定其他齒輪的輪齒數(shù)和位移系數(shù)1、二檔齒輪齒數(shù)+ = = =55.6310312756= =2.35則取=17， =5617=39。2、二檔位移系數(shù)正常模量=2端面模量= = 2.2mm法向壓力角=20端壓角=arctg = 21.43理論中心距A = = 2.1=61.6mm中心距變化系數(shù)= = =0.727272727= = =0.727272727 =0.025974025表并得到=-0.01563，則總位移系數(shù)= =0.01563 =0.43764根據(jù)傳動比= 2.294，按照線圖分配排量系數(shù)= 0.58，則= - =-0.43764-0.58=-0.6313753、三檔齒數(shù)

56、+ = = 56= =1.61取=24，則=5621=32。4、三檔位移系數(shù)法向模量、端部模量、法向壓力角、端部壓力角、理論中心距A 、中心距變化系數(shù)、 、總位移系數(shù)均與二檔相同。根據(jù)傳動比= 1.3，根據(jù)位移系數(shù)=0的線圖分布，則= - = - 0.43764 - 0 = - 0.437645、四檔齒數(shù)+ = = 56= = 1.61取=27，則=5627=29。6、四檔換檔系數(shù)法向模量、端部模量、法向壓力角、端部壓力角、理論中心距A 、中心距變化系數(shù)、 、總位移系數(shù)均與二檔相同。根據(jù)傳動比= 1.074，根據(jù)位移系數(shù)=0的線圖分布，則= - = - 0.43764 - 0 = - 0.43

57、7647、五檔齒數(shù)+ = = 62= = 0.76取=35，則=6235=27。8、五檔變速系數(shù)正常模量=1.75端面模量= = 1.9mm法向壓力角=20端壓角=arctg = 21.88理論中心距A = =83.9毫米中心距變化系數(shù)= = =0.578947368,= = =0.578947368 =0.018675721表并得到 = 0.01996，則總變異系數(shù)= =0.01996 =0.61876根據(jù)傳動比=1.3，根據(jù)線圖分配位移系數(shù)11 = 0.35，則= - = 0.61876 - 0.35 = 0.268769、倒檔齒輪副的齒數(shù)通常倒檔副軸齒輪的齒數(shù)=2123。初選=22，則= = = 3.82 ( 3.8 )計算輸入軸與倒檔軸的中心距= m ( + )= 2 ( +22)= +22mm