如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！題目學院:汽車與交通工程專業:車輛工程學號:學生姓名:指導教師:日期:二〇一四年六月如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！摘要雙離合器式自動變速器(DualClutehTransmission，即DCT)，是由雙軸式手動變速器發展而來的。它既保留了結構簡單、傳動效率高的優點，又具有電液控制方式的優點，改善了換檔品質，降低了油耗、故障率和制造成本。目前國內外有許多汽車大公司與學者在致力于雙離合器式自動變速器的開發與研究，并已在多款車上應用。因此研究雙離合器式自動變速器的工作特性，并對其齒輪變速器進行設計，是非常重要和必須的。本文設計研究了雙離合器式自動變速器的六擋齒輪變速器，對變速器的工作原理做了闡述，對各種不同變速器的布置方案及變速器的倒檔方案做了詳細的分析后選定了本變速器的最終布置方案，對變速器中的主要零件包括齒輪形式、換擋結構形式作了闡述并進行了選擇、并且對變速器的擋位數、傳動比的范圍、中心距、做初步的選擇和設計。對變速器中的齒輪的模數、壓力角、螺旋角、進行了選擇、對變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。關鍵字：雙離合器；擋位數；傳動比；齒輪；自動變速器如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！ABSTRACTPairofdyadicclutchautomatictransmission(DualClutehTransmission,namelyDCT),istocomefrombiaxstylehandmovementchangegearbydeveloping.Nowthatithavingreservedthestructuresimplicity,efficientmeritofdrive,havehadelectricityliquidcontrolmodemerit,improvementshiftingintoquality,lesseningoilconsumes,themalfunctionleadscostofmanufacturetodraw.Andatpresent,thereisalotofimportantautomobilecompanyinhomeandabroadandthescholarisinexploitationandresearchconcentratingeffortsondyadicYuShuangclutchautomatictransmission,alreadyhaveappliedtomuchmoneyvehicle.Andautomatictransmissionperformancedatastudyingpairofclutchesaredyadictherefore,changegearcarriesoutdesignonit'sgearwheel,beveryimportantandnecessary.Thisdesigndoubleclutchtypeautomatictransmissiongeartransmission,thesixblockedfortransmissionprincipleofworkdoneonvarioustransmission,thelayoutandthetransmissionofreverseschemeafteradetailedanalysisofthetransmissionofthefinalselectionfortransmission,thelayoutofmainpartsincludinggearshiftstructureforms,expoundsthechoice,andthenumberoftransmissiongearsandscope,thetransmission,thecenterdistance,preliminarydesignandchoice.Transmissionoftransmissionschemedesign.Simplytellsthetransmissioncomponentsofmaterialselection.Keywords:Pairofclutches;NumberofGear;TransmissionRatio;Gear;AutomaticTransmission如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！目錄摘要 ⅠAbstract Ⅱ第1章緒論 11.1課題研究的目的意義 11.2課題的研究現狀 31.3雙離合器式自動變速器的結構及其優點 41.3.1雙離合器式自動變速器的結構 41.3.2雙離合器式自動變速器的工作原理 61.4設計的主要內容與技術路線 12第2章雙離合器式自動變速器方案的選擇和基本尺寸的確定 152.1方案的選擇 132.1.1變速器的功用和要求 132.1.2變速器結構方案的確定 142.2變速器主要零件結構的方案分析 162.3本章小結 18第3章變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 193.1變速器主要參數的選擇 193.1.1擋位數 193.1.2傳動比范圍 193.1.3中心距A 203.1.4軸向尺寸 203.1.5齒輪參數 203.2變速器各擋傳動比的選擇 233.2.1初選傳動比 233.2.2最大傳動比的選擇 233.2.3其他各擋傳動比的確定 243.3各擋齒輪齒數的分配 24如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！3.3.1一檔齒輪參數 253.3.2確定二檔齒輪參數 263.3.3確定三檔齒輪參數 283.3.4確定四檔齒輪參數 293.3.5確定五檔齒輪參數 313.3.6確定六檔齒輪參數 323.3.7確定倒檔齒輪參數 333.4本章小結 35第4章變速器齒輪的計算與校核 364.1齒輪的損壞原因及形式 364.2齒輪材料的選擇 364.3齒輪材料的強度計算與校核 364.4各軸上的轉矩的計算 384.5各擋齒輪彎曲強度計算 394.6各擋齒輪接觸應力的計算 404.7本章小結 42第5章變速器軸的設計與校核 435.1軸的功用與類型 435.1.1軸的功用 435.1.2軸的分類 435.1.3軸的材料 435.1.4軸的工藝要求 445.2軸的結構設計 445.2.1軸的加工工藝性 445.2.2軸的裝配工藝性 445.2.3軸的設計 445.3軸的校核 465.3.1第一輸出軸的校核 465.3.2第二輸出軸的校核 485.4本章小結 50第6章軸承的選擇與校核 51如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！第7章變速器同步器設計 516.1同步器的結構 516.2同步器的主要參數確定 526.3本章小結 53結論 54參考文獻 55致謝 56附錄 57附錄A外文文獻原文 57附錄B外文文獻原文中文翻譯 63如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！第1章緒論1.1變速器的類型及發展方向汽車傳動系的基本功用是將發動機發出的動力傳給車輪，一般來說，車輪由外力負載決定的轉矩、轉速與發動機所提供的有大的偏差，因此傳動系的功用可概括為：通過變換傳動比來調節或變換發動機的性能，將動力經濟而方便的傳給車輪，以適應外界道路和負載的變化。在汽車傳動系的發展過程中，自動變速一直是人們追求的目標。隨著計算機技術在汽車領域的廣泛應用，自動變速技術得到了飛速的發展。在轎車日益普及,非熟練駕駛員大量增加的今天,汽車自動變速器的應用有著更加重要的意義。汽車自動變速器主要有液力機械式(AT,AutomaticTransmission)、電控機械式(AMT,AutomatedManualTransmission)、雙離合器式（DCTDoubleClutchTransmission）、無級變速器(CVT,ContinuouslyVariableTransmission)等幾種形式。在AT中，液力變矩器具有無級連續變速和變矩的能力，對外部負載具有良好的自動調節和適應性能，使車輛起步平穩，加速迅速、均勻、柔和，加之液體傳動本身特有的減震性能，又進一步降低了傳動系的尖峰載荷和扭轉振動。它延長了傳動系的使用壽命，提高了乘坐舒適性和車輛平均速度，以及行使安全性和通過性等。因此，它是目前世界車輛自動變速器的主導產品。目前美國轎車AT的裝車率達到95%左右[1]，西歐也達到30%左右[1]。1、手動變速器(MT)手動變速器（ManualTransmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級”)。比如，一檔變速比是3.85[2],二檔是2.55[2],再到五檔的0.75[2],這些數字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值(即有5級)，所以說它是有級變速器。2、自動變速器（AT）自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！3、手動/自動變速器（AMT）其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠911車型上首先推出，稱為Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。4、無級變速器當今汽車產業的發展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范·多尼斯（VanDoorne’s）發明。無級變速系統不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有2～7個檔[3]。而無級變速器能在一定范圍內實現速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術的發動機可在任何轉速下自動獲得最合適的傳動比。雙離合器式自動變速器(DualClutehTransmission，即DCT)，是由雙軸式手動變速器發展而來的。它既保留了結構簡單、傳動效率高的優點，又具有電液控制方式的優點，改善了換檔品質，降低了油耗、故障率和制造成本。目前國內外有許多汽車大公司與學者在致力于雙離合器式自動變速器的開發與研究，并已在多款車上應用。因此研究雙離合器式自動變速器的工作特性，并對其齒輪變速器進行設計，是非常重要和必須的。1.2變速器的應用前景DCT是基于平行軸式手動變速器發展而來的，它繼承了手動變速器傳動效率高、安裝空間緊湊、質量輕、價格低等許多優點，而且實現了動力換擋，這不僅保證了車輛的加速性，而且由于車輛不再產生由于換擋引起的急劇減速情況，也極大地改善了車輛運行的舒適性。DCT在推廣使用方面的一個顯著的優點是它幾乎不受傳遞功率的限制，應用范圍很廣，它既可以應用在大型載重汽車、城市公共汽車、工程機械、中型貨車等大中型車輛上，使駕駛員免于頻繁的換擋操作，而且由于它的換擋時間很短，也可以應用在運動型車輛上。通常在功率較大的車輛中，它的應用更為有利。這是因為，一般情況下它有兩根傳動軸是同心的，即中間的一根傳動軸是實心的，而套在它外面的則是一根空心的，由于軸的剛度、強度以及結構尺寸等方面的原因，較大的傳動軸軸徑有利于雙離合器式自動變速器的設計，多適合功率較大的車輛。DCT在推廣使用方面的另一個顯著的優點是生產成本低。它是靠離合器和齒輪傳遞動力的，復雜程度低，對現有的手動擋變速器生產線稍加改造就可以轉而生產!"#，充分利用原有手動變速器的生產設備，生產繼承性好，很適合現有的手動變速器生產廠將產品升級到自動變速器。表1.1如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！[3]為幾種自動變速器在性能、技術難度及成本方面的比較。我國汽車工業起步較晚，現在的生產線也多以生產手動擋變速器為主，高檔的自動變速器主要依靠進口，而生產DCT變速器可以充分利用原有手動變速器的生產設備，新增投資較少，比較適合我國國情[4]。1.3雙離合器式自動變速器的結構及其工作原理1.3.1雙離合器式自動變速器的結構DCT主要包括帶扭轉減振器的濕式離合器系統、按DCT工作原理配置的變速器及換擋系統和相應的控制系統。1、扭轉減振系統由于在DCT中沒有使用液力變矩器等可以吸收系統振動的元件，所以需要采用扭轉減振器來吸收系統的扭轉振動。在DCT系統中，可以采用普通的單級或多級扭轉減振器，其安裝位置在發動機飛輪與DCT動力輸入部件之間，因此需要將飛輪的轉動慣量與DCT動力輸入件的慣量綜合匹配，并確定系統的扭轉剛度來設計扭轉減振器。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！較。圖1.1變速器后端振動加速比較2、離合器系統在DCT中，既可以采用干式離合器，也可以采用濕式離合器，但兩者的工作特性存在較大的差別。干式離合器可以通過壓板和飛輪吸收較大熱量，對滑磨產生熱量的速度不敏感，但因為空氣散熱較慢，熱量不易在短時間內散發出去，因此它受滑磨產生的總熱量的限制。干式離合器適于在短時間內結合，這樣滑磨時間短，產生熱量少。其滑磨功特性曲線如圖1.2（a）所示[5]。濕式離合器用油冷卻摩擦片，它受限于產生熱量的速度，但不受產生的總熱量的限制，所以適用于離合器結合過程中壓力逐步增加、發熱速度較慢的場合。其滑磨功特性如圖1.2（b）,所示。在設計中可以選用較小的離合器儲備系數，并控制加壓油缸的油壓增長速度，使摩擦扭矩逐步增加。（a）干式（b）濕式圖1.2干式、濕式離合器產生的滑磨功3、液壓控制系統DCT的液壓控制系統主要負責接受電控系統的控制指令，對離合器和變速器的換擋機構進行操縱。液壓控制系統主要包括：雙離合器控制部分、換擋機構控制部分和冷卻部分。雙離合器控制部分是通過對離合器油缸充入和釋放高壓油來實現離合器的分離和接合的。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！雙離合器變速箱(DCT)的檔位切換是由檔位選擇器來操作的，檔位選擇器實際上是個液壓馬達，推動撥叉就可以進入相應的檔位，由液壓控制系統來控制它們的工作。以一個典型的6檔雙離合器變速箱(DCT)為例，液壓控制系統中有6個油壓調節電磁閥，用來調節2個離合器和4個檔位選擇器中的油壓壓力，還有5個開關電磁閥，分別控制檔位選擇器和離合器的工作。4、電子控制系統DCT的電子控制系統負責采集車輛運行信息、駕駛員的操作指令，實時在線的對車輛的運行狀態進行綜合處理和判斷，并控制DCT的運行。同時，電控系統還要負責與發動機電控單元以及其它系統的電控單元協調工作。圖1.3為電子控制系統框圖[3]。圖1.3DCT電子控制系統框圖1.3.2雙離合器式自動變速器的工作原理與手動變速箱形成對照的是，雙離合器變速箱使用兩個離合器，但沒有離合器踏板。最新的電子系統和液壓系統控制著離合器，正如標準的自動變速箱中的一樣。在雙離合器變速箱中，離合器是獨立工作的。一個離合器控制了奇數檔位(如：1檔、3檔、5檔和倒檔)，而另一個離合器控制了偶數檔位(如：2檔、4檔和6檔)。使用了這個布局，由于變速箱控制器根據速度變化，提前嚙合了下一個順序檔位，因此換檔時將沒有動力中斷。其中最具創意的核心部分是雙離合器和機械部分變速箱中的兩軸式的輸入軸。這個精巧的兩軸式結構分開了奇數檔和偶數檔。不象傳統的手動變速箱將所有檔位集中在一根輸入軸上，雙離合器變速箱(DCT)將奇數檔和偶數檔分布在兩根輸入軸上如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！。外部輸入軸被挖空，給內部輸入軸留出嵌入的空間。以6檔變速箱為例，內部輸入軸上安裝了1檔、3檔、5檔和倒檔的齒輪，外部輸入軸上安裝了2檔、4檔和6檔的齒輪。這使得快速換檔成為可能，維持了換檔時的動力傳遞。標準的手動變速箱是做不到這點的，因為它必須使用一個離合器來控制所有的奇數檔和偶數檔。直接換擋變速器原則上由兩個彼此獨立的分動器組成，原則上總有一個分動器處于力的傳遞鏈中，而另外一個分動器則已經被切換到另一個檔位，但是，離合器還處于開啟狀態。對分動器的每個檔位，均配備了傳統的同步器和換擋裝置如圖1.4所示[3]。圖1.4DCT結構目前唯一量產的雙離合器變速箱(DCT)是德國大眾的DSG變速箱，使BorgWarnerDualTronic技術，被裝備在VolkswagenBeetle、Golf、Touran和Jetta以及AudiTT和A3；SkodaOctavia；SeatAltea,Toledo和Leon上。下面以DSG變速箱為例，簡單介紹雙離合器變速箱(DCT)的工作過程：在1檔起步行駛時，動力傳遞路線如下圖中直線和箭頭所示，外部離合器接合，通過內部輸入軸到1檔齒輪，再輸出到差速器。同時，圖中虛線和箭頭所示的路線是2檔時的動力傳輸路線，由于離合器2是分離的，這條路線實際上還沒有動力在傳輸，是預先選好檔位，為接下來的升檔做準備的。當變速器進入2檔后，退出1檔，同時3檔預先結合。所以在DSG變速器的工作過程中總是有2個檔位是結合的，一個正在工作，另一個則為下一步做好準備如圖如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！1.5所示。DSG變速器在降檔時，同樣有2個檔位是結合的，如果6檔正在工作，則5檔作為預選檔位而結合。DSG變速器的升檔或降檔是由變速箱控制器(TCU)進行判斷的，踩油門踏板時，變速箱控制器(TCU)判定為升檔過程，作好升檔準備；踩制動踏板時，變速箱控制器(TCU)判定為降檔過程，作好降檔準備。一般變速器升檔總是一檔一檔地進行的，而降檔經常會跳躍地降檔，DSG變速器在手動控制模式下也可以進行跳躍降檔，例如，從6檔降到3檔，連續按3下降檔按鈕，變速器就會從6檔直接降到3檔，但是如果從6檔降到2檔時，變速器會降到5檔，在從5檔直接降到2檔。在跳躍降檔時，如果起始檔位和最終檔位屬于同一個離合器控制的，則會通過另一離合器控制的檔位轉換一下，如果起始檔位和最終檔位不屬于同一個離合器控制的，則可以直接跳躍降至所定檔位。圖1.5DCT變速器1檔：外部離合器—內部驅動軸—輸出軸1—差速器如圖1.6所示[5]。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！圖1.61檔傳動路線2檔：內部離合器—外部驅動軸—輸出軸—差速器如圖1.7所示[5]。圖1.72擋傳動路線3檔：外部離合器—內部驅動軸—輸出軸—差速器如圖1.8所示[5]。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！圖1.83擋傳動路線4檔：內部離合器—外部驅動軸—輸出軸—差速器如圖1.9所示[5]。圖1.94擋傳動路線5檔：外部離合器—內部驅動軸—輸出軸—差速器如圖1.10所示[5]。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！圖1.105擋傳動路線6檔：內部離合器—外部驅動軸—輸出軸—差速器如圖1.11所示[5]。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！圖1.116擋傳動路線倒檔：外部離合器—內部驅動軸—倒檔軸—輸出軸—差速器如圖1.12所示[5]。圖1.12倒擋傳動路線1.4設計的主要內容與技術路線（1）雙離合器式自動變速器的六擋齒輪變速器設計。（2）對離合器式自動變速器的檔位數、中心距進行了初步的選擇。（3）對齒輪的模數、壓力角、螺旋角、各擋位齒輪的齒數等相關參數的設計。（4）對變速器的軸和軸上零件的定位進行設計和校核。（5）對同步器的進行了設計和選擇。技術路線如圖1.13所示。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！圖1.13技術路線第2章雙離合器式自動變速器方案的選擇和基本尺寸的確定如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！2.1方案選擇根據任務書所提設計參數如表2.1。表2.1設計基本參數發動機最大功率147kw/5100-6000rpm）車輪型號245/45R/17發動機最大轉矩280N?m/1800-5000rpm最高車速240km/h前軸負荷8000N后軸負荷7000N輪胎氣壓2.5MPa轉向盤操縱力不超過200N車型汽車總質量1280kg2.1.1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。對變速器的主要要求是：1、應保證汽車具有高的動力性和經濟性指標。在汽車整體設計時，根據汽車載重量、發動機參數及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數及傳動比，來滿足這一要求。2、工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現象的發生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現。3、重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數是變速器的中心距。選用優質鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。2.1.2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如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如圖2.1中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區別：圖2.1(a)、(b)所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖2.1c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。（a）(b)(c)圖2.1中間軸式四檔變速器傳動方案圖2.2(a)所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2.2(b)、(c)、(d)所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2.2(d)所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。(a)(b)如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！(c)(d)圖2.2中間軸式五檔變速器傳動方案圖2.3(a)所示方案中的一檔、倒檔和圖(b)所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪[8]。(a)(b)圖2.3中間軸式六檔變速器傳動方案2倒檔傳動方案圖2.4為常見的倒擋布置方案。圖2.4(b)所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2.4(c)所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2.4(d)所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2.4(c)所示方案。圖2.4(e)所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。(a)(b)(c)如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！(d)(e)(f)(g)圖2.4變速器倒檔傳動方案2.2變速器主要零件結構的方案分析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。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。自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種：1、將嚙合套做得長一些如圖2.5(a)所示。或者兩接合齒的嚙合位置錯開圖2-5(b)，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1～3mm[9]。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。2、將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.3～0.6mm）[9]，這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔圖2.6所示。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！3、將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°）[9]，使接合齒面產生阻止自動脫檔的軸向力圖2.9。這種結構方案比較有效，采用較多。(a)(b)圖2.5防止自動脫檔的結構措施在本設計中所采用的是鎖環式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現同步的。但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發生噪聲。同步器的結構如圖2.10所示：此段切薄圖2.6防止自動脫檔的結構措施加工成斜面圖2.7防止自動脫檔的結構措施如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！l、4—同步環;2—同步器齒鼓;3—接合套;5—彈簧;6—滑塊;7—止動球;8—卡環;9—輸出軸;10、11—齒輪圖2.8鎖環式同步器2.3本章小結本章根據汽車設計所學的變速器設計知識對汽車變速器的結構形式和動力傳動布置形式及倒檔布置形式進行初步的選擇。第3章變速器主要參數的選擇與主要零件的設計3.1變速器主要參數的選擇如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！3.1.1擋數變速器的擋數可在3～20個擋位范圍變化。通常變速器的擋數在6擋以下，當擋數超過6擋以后，可在6擋以下的主變速器基礎上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。3.1.2傳動比范圍變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉動比的比值。轉動比范圍的確定與選定的發動機參數，汽車的最高車速和使用條件等因素有關。目前轎車的傳動比范圍在3～4之間，輕型貨車在5～6之間，其他貨車則更大。3.1.3中心距A中間軸式變速器中心距A的確定。初選中心距A時,可根據下述經驗公式計算[11]。（3.1）式中，A為變速器中心距（mm）;KA----中心距系數，車用車：KA=8.93.～9.3；商用車：KA=8.6～9.6；對多檔KA=9.5～11；Temax----為發動機最大轉矩（N·m）i1為變速器一檔傳動比；η為變速器傳動效率，取96%。乘用車變速器中心距A的確定。乘用車變速器的中心距在60～80mm范圍內變化，而商用車的變速器中心距在80～170mm范圍內變化。原則上，總質量小的汽車，變速器中心距也小些。3.1.4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3.0～3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關：四檔(2.2～2.7)A五檔(2.7～3.0)A六檔(3.2～3.5)A當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數KA應取給出系數的上限。為檢測方便，A取整。3.1.5齒輪參數1、模數如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！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；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數。嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。其取值范圍是[12]：乘用車和總質量ma在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質量ma大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換擋見表3.1。2、壓力角理論上對于乘用車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5°或25°等大些的壓力角見表3.2。國家規定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。表3.1汽車變速器齒輪法向模數車型乘用車的發動機排量V/L貨車的最大總質量/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜≤14.0＞14.0模數/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.00表3.2汽車變速器常用齒輪模數一系列1.0002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50—3、螺旋角β斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應選用較大螺旋角。根據圖3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件。由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！（3.2）式中，Fa1，Fa2為軸向力，Fn1，Fn2為圓周力r1，r2為節圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。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。圖3.1中間軸軸向力平衡最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中心距不等現象得以消除。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用：轎車變速器：兩軸式變速器為20°～30°。中間軸式變速器為22°～34°。貨車變速器：18°～34°。貨車變速器螺旋角：18°～26°。初選一擋斜齒輪齒輪螺旋角為24°，其余擋斜齒輪螺旋角24°。4．齒寬b應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。通常更據齒輪模數m的大小來選定齒寬。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！直齒：b=KCm,KC為齒寬系數，取為4.5～8.0。斜齒：b=KCmn，KC取6.0～8.5。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數，KC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。5變位系數的選擇原則齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環節。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。6齒頂高系數齒頂高系數對重合度、齒輪強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小、工作噪聲大；但因輪齒收到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。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，所以曾采用過齒頂高系數為0.75～0.80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，規定齒頂高系數取為1.00。3.2變速器各擋傳動比的選擇3.2.1初選傳動比：（3.3）為汽車最高速度；np為為發動機最大功率轉速；r為車輪半徑；igmin為變速器最小傳動比（六擋傳動比）；i0為主減速器傳動比。=0.377×=0.377×=3.0508雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%，當＞6時取=85%，輕型商用車在5.0～8.0范圍，如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！3.2.2最大傳動比的選擇：1、檔數和傳動比近年來，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4～5個檔位的變速器。本設計采用6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阻力及爬坡阻力。故有：①滿足最大爬坡度根據汽車行駛方程式（3.4）汽車以一擋在無風、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡化為：（3.5）（3.6）G為汽車重力（G=mg=1280×9.8=12544N）；為發動機最大轉矩；為主減速器傳動比；為機械傳動效率；r為車輪半徑；f為滾動阻力系數；α為爬坡度，選取α=16.7°。f=0.0076+0.000056ua=0.0076+0.000056×24=0.02。所以由式（3.4）1.698。②滿足附著條件。·φ（3.7）如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！式中，為驅動橋荷（前橋）=G×75%=9408N；φ為附著系數在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75。≤3.325。由公式（3.4）（3.5）得1.698≤≤3.325。選取一檔傳動比為3.3。超速檔的的傳動比一般為0.7～0.8，本設計去五檔傳動比igⅤ=0.921。3.2.3其他各擋傳動比的確定按等比級數原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關系：式中：—常數，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：3.3各擋齒輪齒數的分配在初選了中心距、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。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！圖3.2動力傳動示意圖3.3.1確定一檔齒輪齒數（3.8）為了求，的齒數，先求其齒數和，（3.9）式(3.8)(3.9)得=13.59為避免發生根切現象選取=18。=59.4選取=60。1、對中心距進行修正因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。（3.10）根據公式(3.10)A=118mm。2、對螺旋角的修正3、對一擋齒輪進行角度變位tan=（3.11）cos=（3.12）式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。根據公式(3.11)αt=21.88°=22.07°。經過查機械設計手冊變位系數之和X∑=0.55Xn1=0.47Xn2=0.08。4、中心距變動系數如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！Yn==0.05455、齒高變動系數△Y=X∑-Yn=0.55-0.0545=0.49556、分度圓直徑==54.63mm==182.1mm6、齒頂高=（1+0.47-0.4155）×2.75=2.679mm=（1+0.08-0.4995）×2.75=1.607mm8、齒根高=（1+0.25-0.47）×2.75=2.145mm=（1+0.25-0.88）×2.75=3.2175mm9、全齒高=4.824mm=4.824mm10、齒頂圓直徑=57mm=185mm11、齒根圓直徑=48mm=176mm12、當量齒數=24.193=80.6453.3.2確定二擋齒數如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！（3.13）為了求，的齒數，先求其齒數和，（3.14）由公式(3.13)(3.14)得=24.27，選取=24,=54。1、對螺旋角的修正2、對二擋齒輪進行角度變位tan=（3.15）cos=（3.16）式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。根據公式(3.15)αt=21.88°=22.07°。經過查機械設計手冊變位系數之和X∑=0.55Xn3=0.42Xn4=0.13。3、中心距變動系數Yn==0.05454、齒高變動系數△Y=X∑-Yn=0.55-0.0545=0.49555、分度圓直徑==72.82mm==164mm如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！6、齒頂高=（1+0.42-0.4955）×2.75=2.542mm=（1+0.13-0.4955）×2.75=2.144mm7、齒根高=（1+0.25-0.43）×2.75=2.255mm=（1+0.25-0.88）×2.75=3.08mm8、全齒高=4.797mm=4.824mm9、齒頂圓直徑=77.904mm=167mm10、齒根圓直徑=77.904mm=176mm11、當量齒數=32.24=72.543.3.3確定三擋齒數（3.17）為了求，的齒數，先求其齒數和，（3.18）式（3.17）（3.18）得=28.09，選取=28=50。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！1、對螺旋角的修正2、對三擋齒輪進行角度變位tan=（3.19）cos=（3.20）式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。根據公式(3.19)αt=21.88°=22.07°。經過查機械設計手冊變位系數之和X∑=0.55Xn5=0.41Xn6=0.14。3、中心距變動系數Yn==0.05454、齒高變動系數△Y=X∑-Yn=0.55-0.0545=0.49555、分度圓直徑==84.96mm==152mm6、齒頂高=（1+0.41-0.4955）×2.75=2.514mm=（1+0.13-0.4955）×2.75=1.7714mm7、齒根高=（1+0.25-0.41）×2.75=2.31mm=（1+0.25-0.14）×2.75=3.0525mm8、全齒高=4.824mm如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！=4.824mm9、齒頂圓直徑=90mm=155mm10、齒根圓直徑=80.34mm=146mm11、當量齒數=37.634=67.1683.3.4確定四擋齒數（3.21）為了求，的齒數，先求其齒數和，（3.22）式(3.21)(3.22)得=32.26，選取=33=46。1、對螺旋角的修正2、對四擋齒輪進行角度變位tan=（3.23）cos=（3.24）式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！根據公式（3-23）αt=21.88°=22.07°。經過查機械設計手冊變位系數之和X∑=0.55Xn7=0.32Xn8=0.23。3、中心距變動系數Yn==0.05454、齒高變動系數△Y=X∑-Yn=0.55-0.0545=0.49555、分度圓直徑==100.132mm==140mm6、齒頂高=（1+0.32-0.4955）×2.75=2.267mm=（1+0.23-0.4955）×2.75=2.0198mm7、齒根高=（1+0.25-0.32）×2.75=4.8245mm=（1+0.25-0.23）×2.75=2.805mm8、全齒高=4.824mm=4.824mm9、齒頂圓直徑=104.66mm=144mm10、齒根圓直徑=90.66mm=133.96mm11、當量齒數如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！=44.33=67.7943.3.5確定五擋齒數第二輸出軸與輸入軸的中心距A2=95mm。（3.25）為了求，的齒數，先求其齒數和，（3.26）式（3.25）（3.26）得=33.3，選取=33=29。1、對螺旋角的修正2、對五擋齒輪進行角度變位tan=（3.27）cos=（3.28）式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。根據公式（3-27）αt=22°=22.5°。經過查機械設計手冊變位系數之和X∑=0.35Xn9=0.07Xn10=0.28。3、中心距變動系數Yn==0.06294、齒高變動系數△Y=X∑-Yn=0.35-0.0625=0.28715、分度圓直徑如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！==136.102mm==88.739mm6、齒頂高=（1+0.07-0.2871）×2.75=2.152mm=（1+0.28-0.2871）×2.75=2.73mm7、齒根高=（1+0.25-0.07）×2.75=3.245mm=（1+0.25-0.88）×2.75=2.6675mm8、全齒高=5.397mm=5.40mm9、齒頂圓直徑=93.043mm=159.01mm10、齒根圓直徑=83.32mm=95.644mm11、當量齒數=39.94=45.4543.3.6確定六擋齒數第二輸出軸與輸入軸的中心距A2=95mm。（3.29）如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！已知=33，（3.30）式（3.29）（3.30）得=30.393，選取=30。1、對螺旋角的修正2、對五擋齒輪進行角度變位tan=（3.31）cos=（3.32）式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。根據公式（3.31）αt=21.75°=22.5°經過查機械設計手冊變位系數之和X∑=0.35Xn9=0.07Xn10=0.28。3、中心距變動系數Yn==0.06294、齒高變動系數△Y=X∑-Yn=0.35-0.0625=0.28715、分度圓直徑==90.47mm6、齒頂高=（1+0.07-0.2871）×2.75=2.152mm7、齒根高=（1+0.25-0.07）×2.75=3.245mm8、全齒高=5.397mm9、齒頂圓直徑如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！=93.043mm10、齒根圓直徑=83.32mm11、當量齒數=39.943.3.7確定倒檔齒輪齒數(3.33)初選倒檔傳動比為3.01。1倒檔和輸入軸的中心距(3.34)(3.35)由公式(3.34)(3.35)選取Z16=9Z17=34。2、修正螺旋角3、對倒擋齒輪進行角度變位tan=（3.36）cos=（3.37）式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！根據公式（3-36）αt=21.75°=22.5°。經過查機械設計手冊變位系數之和X∑=0.57Xn9=0.47Xn10=0.01。4、中心距變動系數Yn==0.09815、齒高變動系數△Y=X∑-Yn=0.57-0.0981=0.47196、分度圓直徑==81.926mm==57.824mm==104.071mm7、齒頂高=（1+0.1-0.4179）×2.75=1.7272mm=（1+0.39-0.232）×2.75=3.1845mm=（1+0.31-0.232）×2.75=2.9645mm8、齒根高=（1+0.25-0.1）×2.75=3.1625mm=（1+0.25-0.39）×2.75=2.365mm=（1+0.25-0.31）×2.75=2.585mm表3.4一檔、二檔、三檔齒輪參數齒輪一檔二檔三檔123489法向模數2.75壓力角20螺旋角24.6如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！齒頂高系數1.0頂隙系數0.25齒數186024542850理論中心距118118118齒輪一檔二檔三檔實際中心距818181分度圓直徑54.63182.172.8216484.96152齒頂高2.6791.6072.5422.1442.5141.7714齒根高2.1453.21752.2553.082.313.0525齒全高4.8244.4794.8244.8246.6齒頂圓直徑5718577.90416790155齒根圓直徑4817677.90417680.34146節圓直徑46.29115.7149.59112.4156.20105.80節圓半徑23.14557.85524.79556.20528.152.9總變位系數3變位系數0.41-0.180.41-0.180.33-0.1表3.5四檔、五檔、六檔齒輪參數齒輪四檔五檔六檔781617711法向模數3壓力角20螺旋角齒頂高系數1.0頂隙系數0.25齒數334623263330理論中心距80.459580.45實際中心距818181分度圓直徑100.132140136.10288.73986.2579.35齒頂高2.2672．01982.1522.733.452.94齒根高4.82452.8053.2452.66753.153.66如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！齒輪四檔五檔六檔齒全高4.8246.65.39齒頂圓直徑104.6614493.043159.0189.5585.23齒根圓直徑90.66133.9683.3295.64476.3572.03節圓直徑62.8299.1876.085.9682.6579.35節圓半徑31.4149.5938.0242.9841.32539.675總變位系數3變位系數0.220.010.20.030.20.033.4本章小結本章首先根據所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數，如齒輪的模數、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數；介紹了齒輪變位系數的選擇原則，并根據各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數，根據齒數重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。檔位總變位系數主動齒輪變位系數從動齒輪變位系數一檔0.550.470.08二檔0.550.420.13三檔0.550.410.14四檔0.550.320.23五檔0.350.070.28六檔0.350.070.28倒檔0.570.470.10.2370.1830.054如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！第4章變速器齒輪的強度計算與材料的選擇4.1齒輪的損壞原因及形式輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。1、滿足工作條件的要求不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。2、合理選擇材料配對如對硬度≤350HBS[17]的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS[17]左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：時滲碳層深度0.8～1.2時滲碳層深度0.9～1.3時滲碳層深度1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48對于氰化齒輪，氰化層深度不應小于0.2；表面硬度HRC48～53[18]。對于大模數的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！4.3齒輪的強度計算與校核與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。1輪齒彎曲強度計算（1）直齒輪彎曲應力（4.1）式中，為彎曲應力（MPa）；為圓周力（N）,；為計算載荷（N·mm）；d為節圓直徑（mm）；為應力集中系數，可近似取1.65；為摩擦力影響系數，主從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪取1.1從動齒輪=0.9；b為齒寬；t為端面齒距（mm）,t=πm,m為模數；y為齒形系數，如圖4.1所示。因為齒輪節圓直徑d=mz,式中z為齒數。所以：上述有關參數帶入(4.1)后得：（4.2）圖4.1齒形系數（2）斜齒輪彎曲應力（4.3）式中，F1為圓周力（N），F1=Tg/d；Tg為計算載荷（N·mm）；d為節圓直徑（mm），d=（mnz）/cosβ，mn為法向模數（mm）；z為齒數；β為斜齒輪螺旋角（°）；為應力集中系數，=1.50；b為齒面寬（mm）；t為法向齒距（mm），t=πm如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！n；為齒形系數，可按當量齒數zn=z/cos3β在圖(4.1)中差得；為重合度影響系數，=2.0。將上述有關參數代入公式（4.3），整理后得到斜齒輪彎曲應力為：（4.4）當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩Temax時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。2、.輪齒接觸應力（4.5）式中，為輪齒的接觸應力（MPa）；F為齒面上的法向力（N），F=F1/（cosαcosβ）；F1為圓周力（N），F1=Tg/d；Tg為計算載荷（N·mm）α為節點處壓力角(°)，β為齒輪螺旋角（°）；E為齒輪材料的彈性模量（MPa）；b為齒輪接觸的實際寬度（mm）；、為主、從動齒輪節點處的曲率半徑（mm），直齒輪=rzsinα、=rbsinα，斜齒輪=（rzsinα）/cos2β、=（rbsinα）/cos2β；rz、rb為主、從動齒輪節圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表4.1。表4.1變速器齒輪的許用接觸應力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900~2000950~1000常嚙合齒輪和高檔1300~1400650~7004.4各軸上的轉矩計算發動機最大扭矩為280N.m，最高轉速2500r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！==280×99%×96%=266.112N.m==280×99%×96%=266.112N.m==266.112×0.96×0.99×60/18=843.04N.m==266.112×0.96×0.99×50/28=456.192N.m==266.112×0.96×0.99×33/29=287.797N.mT2==266.112×0.96×0.99×54/24=569.05N.mT2==266.112×0.96×0.99×46/33=352.545N.mT2==266.112×0.96×0.99×30/33=229.920N.mT2==266.112×0.96×0.99×3.99=1009.122N.mT倒==266.112×0.96×0.99×27/18=379.36N.m4.5各擋齒輪彎曲強度計算1、計算1擋齒輪的彎曲應力=18，=60，=0.171，=0.162，=266.112N.m，=843.04N.m，=25°=257.13MPa<834MPa=257.95MPa<834MPa2、計算2擋齒輪3，4的彎曲應力=24，=54，=0.145，=0.164，=266.112N.m，=569.05N.m，=25°=227.42MPa<834MPa=191.1MPa<834MPa3、計算3擋齒輪5，6的彎曲應力=28，=50，=0.171，=0.165=266.112N.m，=456.192N.m，=20°如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！=165.29MPa<834MPa=164.45MPa<834MPa4、計算4擋齒輪7,8的彎曲應力=33，=46，=0.169，=0.165，=266.112N.m，=352.545N.m，=25°。=141.91MPa<834MPa=138.14MPa<834MPa5、計算5擋齒輪9,10的彎曲應力Z9=29Z10=33，=0.153，=0.166，=266.112N.m，=287.797N.m，=25°。=192.91mpa<834MPa=144.47mpa<834MPa6、計算6擋齒輪11的彎曲應力Z11=30，=0.153=229.92N.m，=24°=150.16mpa<834MPa7、計算倒擋齒輪151617的彎曲應力Z15=27，Z16=19z17=51=0.158=0.163=0.171=229.92N.m，=24T（倒輸入）=1009.122N.mT（倒輸出）=379.36N.m。=266.59mpa<834MPa=367.21mpa<834MPa如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！=346.88mpa<834MPa4.6各擋齒輪接觸應力計算1、計算一擋齒輪1,2的接觸應力=7.36mm=19.33mm=636.416MPa<1900～2000MPa=620.33MPa<1900～2000MPa2、計算二擋齒輪3，4的接觸應力=7.73mm=17.39mm=548.96MPa<1300～1400MPa=535.12MPa<1300～1400MPa3、計算三擋齒輪5，6的接觸應力=9.02mm=16.1mm如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！如不慎侵犯了你的權益，請聯系我們告知！=488.87MPa<1300～1400MPa=478.98MPa<1300～1400MPa4、計算四擋齒輪7，8的接觸應力。=10.63mm=14.82mm=436.05MPa<1300～1400MPa=425.03MPa<1300～1400MPa5、計算五擋齒輪9，10的接觸應力=9.42m