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本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計(jì)
東風(fēng)1254汽車變速器設(shè)計(jì)
系部名稱： 汽車與交通工程學(xué)院
專業(yè)班級(jí)： 車輛工程 B06-1班
學(xué)生姓名： 許龍輝
指導(dǎo)教師： 紀(jì)峻嶺
職 稱： 副教授
黑 龍 江 工 程 學(xué) 院
二○一○年六月
The Graduation Design for Bachelor's Degree
Design Of Dongfeng 1254
Auto Transmission
Candidate:Xu Longhui
Specialty: Vehicle Engineering
Class: B06-1
Supervisor: Associate Prof. Ji Junling
Heilongjiang Institute of Technology
20010-06·Harbin
黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)
摘 要
變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，是汽車總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動(dòng)系統(tǒng)。變速器的結(jié)構(gòu)要求對(duì)汽車的動(dòng)力性、燃料經(jīng)濟(jì)性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。
本文設(shè)計(jì)研究了中間軸式十二擋手動(dòng)變速器，其目的是基于機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)、AutoCAD等知識(shí)的熟練運(yùn)用和掌握，并利用AutoCAD軟件繪制裝配圖和零件圖等五項(xiàng)內(nèi)容。同時(shí)運(yùn)用汽車構(gòu)造、汽車設(shè)計(jì)、材料力學(xué)、互換性測(cè)量等學(xué)科知識(shí)對(duì)中間軸式十二檔變速器進(jìn)行設(shè)計(jì)。首先，本文將概述變速器的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)，介紹變速器領(lǐng)域的最新發(fā)展?fàn)顩r。其次，對(duì)工作原理做了闡述，對(duì)不同的變速器傳動(dòng)方案進(jìn)行比較，選擇合理的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行設(shè)計(jì)。再次，對(duì)變速器的各擋齒輪和軸以及軸承做了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并進(jìn)行了受力分析、強(qiáng)度和剛度校核計(jì)算,并為為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。對(duì)一些標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行了選型以及變速器的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)。簡(jiǎn)單講述了變速器中各部件材料的選擇。最后，本文將對(duì)變速器換檔過(guò)程中的重要部件—同步器以及操縱機(jī)構(gòu)進(jìn)行闡述，講述同步器的類型、工作原理、設(shè)計(jì)方法以及重要參數(shù)。
關(guān)鍵詞： 變速器；傳動(dòng)比；參數(shù)；設(shè)計(jì)計(jì)算；校核
ABSTRACT
Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency.
This design study of the three-axis 12-speed manual transmission, the purpose is based on mechanical principles, mechanical design, AutoCAD and other knowledge and mastery of the use of skilled and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.
At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.At the supplement, I will write some thing like formula, tableau graph and so on. It may be helpful for the future design.
Key words: Transmission；Transmission Ratio；Parameters；Design and Calculation；Checking；Shaft；Gear
II
目 錄
摘要 I
Abstract II
第1章 緒論 1
1.1 汽車變速器概述 1
1.2 課題研究現(xiàn)狀、設(shè)計(jì)的目的和意義 1
1.2.1 研究現(xiàn)狀 1
1.2.2 設(shè)計(jì)目的意義 2
1.3 汽車變速器現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì) 2
1.4 變速器的特點(diǎn)和設(shè)計(jì)要求及內(nèi)容 3
1.4.1 變速器設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容 3
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 5
2.1.變速器的選擇 5
2.1.1 結(jié)構(gòu)工藝性 5
2.1.2 變速器的徑向尺寸 5
2.1.3 變速器齒輪的壽命 5
2.1.4 變速器的傳動(dòng)效率 5
2.2.倒擋布置方案 5
2.3. 零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 6
2.3.1 齒輪形式 6
2.3.2 換擋機(jī)構(gòu)形式 7
2.3.3 自動(dòng)脫擋 7
2.4 本章小結(jié) 8
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇及齒數(shù)的分配 9
3.1概述 9
3.2 擋數(shù) 9
3.3傳動(dòng)比范圍 9
3.4變速器各擋傳動(dòng)比的確定 9
3.5中心距A 11
3.6齒輪參數(shù) 12
3.6.1 模數(shù) 12
3.6.2 壓力角 13
3.6.3螺旋角 13
3.6.4 齒寬 13
3.6.5 齒頂高系數(shù) 13
3.7各擋齒輪齒數(shù)的分配 14
3.7.1 確定七檔擋齒輪的齒數(shù) 14
3.7.2 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪 16
3.7.3 確定其他各擋的齒數(shù) 18
3.8 本章小結(jié) 33
第4章 齒輪校核 34
4.1齒輪材料的選擇原則 34
4.2 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 34
4.3輪齒強(qiáng)度計(jì)算 36
4.3.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 36
4.3.2 輪齒接觸應(yīng)力 41
4.4 本章小結(jié) 45
第5章 變速器軸和軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算 46
5.1變速器軸的軸徑和軸長(zhǎng)設(shè)計(jì)計(jì)算 46
5.2 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算 47
5.2.1 齒輪和軸上的受力計(jì)算 48
5.2.2 軸的強(qiáng)度計(jì)算 49
5.2.3 軸的剛度計(jì)算 53
5.3變速器軸承的選擇和校核 56
5.3.1 第二軸軸承的選擇和校核 56
5.3.2 中間軸軸承的選擇和校核 57
5.4 本章小結(jié) 58
第6章 同步器和操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)及格選用 59
6.1 同步器的設(shè)計(jì) 59
6.1.1 鎖銷式同步器 59
6.1.2 鎖環(huán)式同步器 60
6.1.3 同步器主要尺寸的確定 61
6.1.4 同步器主要參數(shù)的確定 64
6.2 變速器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) 66
6.2.1 變速器操縱機(jī)構(gòu)的要求及分類 66
6.2.2 變速器操縱機(jī)構(gòu)分析 67
6.3 變速器箱體的設(shè)計(jì) 68
6.4 本章小結(jié) 69
結(jié)論 70
致謝 71
參考文獻(xiàn) 72
附錄 73
第1章 緒 論
1.1 汽車變速器概述
變速器用于改變發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，滿足驅(qū)動(dòng)車輪牽引力及車速不同要求的需要。隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展，今后要求汽車車型的多樣化、個(gè)性化、智能化已成為汽車的發(fā)展趨勢(shì)。但變速器設(shè)計(jì)一直是汽車設(shè)計(jì)中最重要的環(huán)節(jié)之一，它是用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。因此它的性能影響到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠?jī)?nèi)燃機(jī)的最低穩(wěn)定車速是難以達(dá)到的。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、停車和滑行時(shí)能長(zhǎng)時(shí)間將發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系分離。
變速器的結(jié)構(gòu)除了對(duì)汽車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性有影響同時(shí)對(duì)汽車操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不產(chǎn)生跳擋、亂擋、自動(dòng)脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無(wú)沖擊及噪聲；采用斜齒輪、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)、噪聲低，不同的傳動(dòng)比還可以使在其不同路面提高汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，使汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)有良好的匹配性。
1.2 課題研究現(xiàn)狀、設(shè)計(jì)的目的和意義
1.2.1 研究現(xiàn)狀
重型汽車的裝載質(zhì)量大，使用條件復(fù)雜，欲保證重型汽車具有良好的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性和加速性，則必須擴(kuò)大傳動(dòng)比范圍并增多檔數(shù)。傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)三軸式變速器的最大容量：檔位數(shù)一般最多蛤能布置到6個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔，最大輸出扭矩約為8400Nm。近年來(lái)重型汽車需要更多檔位（8-16個(gè)）前進(jìn)檔，需要爬行檔（最低檔）速比為10-17。顯然傳統(tǒng)結(jié)構(gòu)變速器遠(yuǎn)不能滿足需求。而組合式機(jī)械變速器則能滿足上述要求。而組合式機(jī)械變速器則能滿足上述要求。而組合機(jī)械變速器的組成是在傳統(tǒng)變速器（稱主箱）后部（或前部）加裝一個(gè)副變速器（稱副箱，一般為兩檔），將主箱的檔位數(shù)增加一倍，所增加檔位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘積，而齒輪對(duì)數(shù)小于檔位數(shù)，因此箱體尺寸大為縮小，軸的長(zhǎng)度減短，剛度增大，并且增大了變速器的容量。
1.2.2 設(shè)計(jì)目的意義
重型貨車裝載數(shù)十噸的貨品，面對(duì)如此高的“壓力”，除了發(fā)動(dòng)機(jī)需要強(qiáng)勁的動(dòng)力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。大家都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時(shí)候有足夠的牽引力量將車帶動(dòng)。特別是面對(duì)爬坡路段，它的特點(diǎn)顯露的非常明顯。而對(duì)于其他新型的變速器，雖然具有操作簡(jiǎn)便等特性，但這些特點(diǎn)尚不具備。
從我國(guó)的具體情況來(lái)看，機(jī)械式變速器幾乎貫穿了整個(gè)中國(guó)的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機(jī)都是用機(jī)械式變速器的，他們對(duì)機(jī)械式變速器的認(rèn)識(shí)程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實(shí)的。
1.3 汽車變速器現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢(shì)
現(xiàn)代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對(duì)汽車的要求不斷的變化，機(jī)械式變速器不能滿足人們的需要。而自動(dòng)變速器技術(shù)得到了迅速發(fā)展。目前，國(guó)內(nèi)變速器廠商都向著無(wú)級(jí)變速器和自動(dòng)變速器方向發(fā)展，國(guó)內(nèi)現(xiàn)已有好幾款轎車已經(jīng)應(yīng)用上無(wú)級(jí)變速器，而重型多擋位汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開(kāi)。
無(wú)級(jí)變速器又稱為連續(xù)變速式無(wú)級(jí)變速器(Continuously Variable Transmission簡(jiǎn)稱"CVT") 。這種變速器與一般齒輪式自動(dòng)變速器的最大區(qū)別，是它省去了復(fù)雜而又笨重的齒輪組合變速傳動(dòng)，而只用了兩組帶輪進(jìn)行變速傳動(dòng)。無(wú)級(jí)變速器結(jié)構(gòu)比傳統(tǒng)變速器簡(jiǎn)單，體積更小，它既沒(méi)有手動(dòng)變速器的眾多齒輪副，也沒(méi)有自動(dòng)變速器復(fù)雜的行星齒輪組，主要靠主動(dòng)輪、從動(dòng)輪和傳動(dòng)帶來(lái)實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化
在跨越了三個(gè)世紀(jì)的一百多年后的今天，汽車還沒(méi)有使用上滿意的無(wú)級(jí)變速箱。這是汽車的無(wú)奈和缺憾。但是,人們始終沒(méi)有放棄尋找實(shí)現(xiàn)理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對(duì)無(wú)級(jí)變速器(CVT)表現(xiàn)了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領(lǐng)域的實(shí)用化進(jìn)程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標(biāo)。在今后，摩擦傳動(dòng)CVT；液力傳動(dòng)；電控機(jī)械式自動(dòng)變速器(Automated Mechanical Transmission簡(jiǎn)稱"AMT")；齒輪無(wú)級(jí)變速器（Gear Continuously Variable Transmission）是圍繞著汽車變速箱四個(gè)主要的研究方向。
齒輪無(wú)級(jí)變速器（Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設(shè)計(jì)思想，是利用齒輪傳動(dòng)實(shí)現(xiàn)高效率、大功率的無(wú)級(jí)變速傳動(dòng)。
據(jù)最新消息：一種"齒輪無(wú)級(jí)變速裝置"(Gear Continuously Variable Transmission簡(jiǎn)稱"G-CVT")已經(jīng)試制成功，并已經(jīng)進(jìn)行了多次樣機(jī)試驗(yàn)。"齒輪無(wú)級(jí)變速裝置"結(jié)構(gòu)相當(dāng)簡(jiǎn)單，只有不足20種非標(biāo)零件，51個(gè)零件，生產(chǎn)成本甚至低于手動(dòng)變速箱。預(yù)計(jì)今年進(jìn)行裝車試驗(yàn)。
齒輪無(wú)級(jí)變速器的優(yōu)勢(shì)表現(xiàn)為：
(1) 傳動(dòng)功率大200KW的傳動(dòng)功率是很容易達(dá)到的；
(2) 傳動(dòng)效率高，90%以上的傳動(dòng)效率是很容易達(dá)到的；
(3) 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，大幅度降低生產(chǎn)成本，相當(dāng)于自動(dòng)變速箱的1/10；
(4) 對(duì)汽車而言，提高傳動(dòng)效率，節(jié)油20%；
(5) 發(fā)動(dòng)機(jī)在理想狀態(tài)下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減
少了對(duì)環(huán)境的破壞。
1.4 變速器的特點(diǎn)和設(shè)計(jì)要求及內(nèi)容
在本次設(shè)計(jì)中，由于是對(duì)傳統(tǒng)的變速器進(jìn)行改進(jìn)性設(shè)計(jì),在給定的發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定功率等條件下，主要完成變速器機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。
在本設(shè)計(jì)中主要設(shè)計(jì)是帶有主副變速箱的中間軸式十二檔變速器。主箱是中間軸式六檔的變速器，采用慣性鎖環(huán)式同步器，最高檔位為直接檔1。副箱采用一對(duì)直接檔齒輪傳動(dòng)和一對(duì)減速檔齒輪傳動(dòng)并采用鎖銷式同步器來(lái)改變傳動(dòng)比 。從而使掛入副箱減速檔時(shí)或得通過(guò)減速齒輪后的六個(gè)減速檔位。
對(duì)于變速器的要求：
（1）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；
（2）設(shè)置空擋，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸；
（3）設(shè)置倒檔，使汽車能到推行駛；
（4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要時(shí)能進(jìn)行功率輸出；
（5）換擋迅速、省力、方便。工作可靠；
（6）汽車行駛過(guò)程中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；
（7）變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率；
（8）變速器的工作噪聲要低。除此以外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小，制造成本低，維修方便等要求，滿足汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。
1.4.1 變速器設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容：
本次設(shè)計(jì)主要是依據(jù)給定的重型貨車有關(guān)參數(shù)，通過(guò)對(duì)變速器各部分參數(shù)的選擇和計(jì)算，設(shè)計(jì)出一種基本符合要求的手動(dòng)12檔變速器。本文主要完成下面一些主要工作：
1、參數(shù)計(jì)算。包括變速器傳動(dòng)比計(jì)算、中心距計(jì)算、齒輪參數(shù)計(jì)算、各檔齒輪齒數(shù)的分配；
2、變速器齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算。變速器齒輪幾何尺寸計(jì)算；變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料選擇；計(jì)算各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強(qiáng)度計(jì)算及檢驗(yàn)；
3、變速器軸設(shè)計(jì)計(jì)算。包括各軸直徑及長(zhǎng)度計(jì)算、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、軸的強(qiáng)度計(jì)算、軸的加工工藝分析；
4、變速器軸承的選擇及校核；
5、同步器的設(shè)計(jì)選用和參數(shù)選擇；
6、變速器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)選用；
7、變速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)。
第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案
2.1.變速器的選擇
2.1.1 結(jié)構(gòu)工藝性
兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)用圓柱齒輪，因而簡(jiǎn)化了制造工藝。
2.1.2 變速器的徑向尺寸
兩軸式變速器的前進(jìn)擋均為一對(duì)齒輪副，而中間軸式變速器則有二對(duì)齒輪副。因此，對(duì)于相同的傳動(dòng)比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。
2.1.3 變速器齒輪的壽命
兩軸式變速器的低擋齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作次數(shù)比大齒輪要高的多，因此，小齒輪的壽命比大齒輪的短。中間軸式變速器的各前進(jìn)擋，均為常嚙合斜齒輪傳動(dòng)，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命較接近。在直接擋時(shí)，齒輪只空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。
2.1.4 變速器的傳動(dòng)效率
兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動(dòng)比，但仍要有一對(duì)齒輪傳動(dòng)，因而有功率損失。而中間軸式變速器，可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動(dòng)效率較高，磨損小，噪聲也較小。
轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、重型載貨汽車則多采用中間軸式變速器。因此設(shè)計(jì)的變速器采用中間軸式[6]。
2.2.倒擋布置方案
倒擋布置應(yīng)注意以下幾點(diǎn)：
（1）倒擋齒輪在非工作位置時(shí)，不得與第二軸的齒輪有嚙合現(xiàn)象；
（2）換入倒擋時(shí)不得與其他齒輪發(fā)生干涉；
（3）倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與與中間軸的齒輪相碰。
圖2.1為常見(jiàn)的倒擋布置方案。
圖2.1a方案主要用于小客車上。
圖2.1b方案用于四擋直齒滑動(dòng)齒輪的變速器上。
(a) 小客車常用 (b) 直齒滑動(dòng)嚙合四擋 (c) 多數(shù)五擋采用 (d) c方案的改進(jìn)
(e) 前進(jìn)擋常嚙合 (f) 前進(jìn)擋常嚙合 (g) 一、倒擋各用一跟撥叉軸
圖2.1擋布置方案
圖2.1d方案是對(duì)c的修改。
圖2.1e用于所有前進(jìn)檔都是常嚙合的變速器上。圖2.1f也是用于所有前進(jìn)檔都是常嚙合的變速器上.
為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2.1g方案；缺點(diǎn)是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
倒檔結(jié)構(gòu)方案的選擇，應(yīng)根據(jù)其它檔布置情況。力求位置合理并縮短變速器的軸向長(zhǎng)度。綜合以上幾種變速器倒擋布置方案，選擇圖2.1f為變速器的倒擋布置方案[7]。
2.3. 零、部件結(jié)構(gòu)方案分析
2.3.1 齒輪形式
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。
與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍有復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對(duì)軸承不利。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。一擋、二擋和倒擋齒輪用直齒，其他擋齒輪用斜齒輪。
（a）直齒滑動(dòng)齒輪換擋 （b）嚙合套換擋 （c）同步器換擋
圖2.2 換擋機(jī)構(gòu)形式
2.3.2 換擋機(jī)構(gòu)形式
如圖2.2變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋三種形式。
直齒滑動(dòng)齒輪換擋要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)（如兩腳離合器）才能使換擋時(shí)齒輪無(wú)沖擊；換擋行程長(zhǎng)，換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。
嚙合套換擋不能消除換擋沖擊，而且要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。
使用同步器能保證迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。
2.3.3 自動(dòng)脫擋
由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動(dòng)等原因，都會(huì)導(dǎo)致自動(dòng)脫擋。為解決這個(gè)問(wèn)題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：
(a) 接合齒位置錯(cuò)開(kāi) (b) 齒厚切薄 (c) 工作面加工成倒錐角
圖2.3 防止自動(dòng)脫擋的措施
（1）將兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(kāi)，如圖2.3a所示。這樣在嚙合時(shí)，使接合齒端部超過(guò)被接合齒的1～3mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時(shí)磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來(lái)阻止接合齒自動(dòng)脫擋。
（2）將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.3～0.6mm），這樣，換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住，從而阻止自動(dòng)脫擋，如圖2.3b所示。
（3）將接合齒的工作面設(shè)計(jì)并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫擋的軸向力，如圖2.3（c）所示。這種方案比較有效，應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺(tái)階形狀，也具有相同的阻止自動(dòng)脫擋的效果。
2.4 本章小結(jié)
本章首先對(duì)比了兩軸式和中間軸式的優(yōu)、缺點(diǎn)，由于中間軸式變速器的結(jié)構(gòu)工藝性、變速器徑向尺寸、變速器齒輪的壽命、變速器傳動(dòng)效率好于兩軸式,因此設(shè)計(jì)的變速器選擇中間軸式；接著本章確定了倒擋布置方案；然后對(duì)零部件的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了分析，即對(duì)齒輪及換擋機(jī)構(gòu)的形式進(jìn)行了分析；最后對(duì)倒擋的布置方案以及防止自動(dòng)脫擋進(jìn)行了設(shè)計(jì)。
第3章 變速器主要參數(shù)的選擇及齒數(shù)的分配
3.1概述
滿足汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。
表3.1 尤尼克2764基本參數(shù)
整備
質(zhì)量
最大總質(zhì)量
最高
車速
最大爬坡度
最大
功率
最大
扭矩
輪胎
變速器擋數(shù)
后橋
速比
9055kg
25000kg
90km/h
30%
191
1025N.m
10.00R20
12
6.33
3.2 擋數(shù)
近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用4～5個(gè)擋位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)擋。商用車變速器采用4～5個(gè)擋或多擋。載質(zhì)量在2.0～3.5t的貨車采用五擋變速器，載質(zhì)量在4.0～8.0t的貨車采用六擋變速器。多擋變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。本設(shè)計(jì)采用十二擋變速器。
3.3傳動(dòng)比范圍
變速器傳動(dòng)比是指變速器最高擋與最低擋傳動(dòng)比的比值。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.0～4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0～8.0之間，其他商用車則更大。
3.4變速器各擋傳動(dòng)比的確定
初選傳動(dòng)比：
設(shè)12擋為直接擋，則
=1
= 0.377
式中： —最高車速
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速
—車輪半徑
—變速器最小傳動(dòng)比
—主減速器傳動(dòng)比
=9549× （轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)=1.1～1.3）
所以，=9549×=231.32r/min
由上述兩兩式取=2400 r/min
=0.377×=5.107
雙曲面主減速器，當(dāng)≤6時(shí)，取=90%
輕型商用車在5.0~8.0范圍，
=96%， =×=90%×96%=86.4%
最大傳動(dòng)比的選擇：
①滿足最大爬坡度。
根據(jù)汽車行駛方程式
汽車以一擋在無(wú)風(fēng)、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡(jiǎn)化為
即，
式中：G—作用在汽車上的重力，，—汽車質(zhì)量，—重力加速度，
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=1025N.m；
—主減速器傳動(dòng)比，=5.107
—傳動(dòng)系效率，=86.4%；
—車輪半徑，=0.508；
—滾動(dòng)阻力系數(shù)，對(duì)于貨車取=0.02；
—爬坡度，取=16.7°
計(jì)算得8.43
②滿足附著條件。
·φ
在瀝青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75
即≤12.38
得8.43≤≤12.38；
傳動(dòng)比大于10取=11.64
其他各擋傳動(dòng)比的確定：
按等比級(jí)數(shù)原則，
式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為：
= =1.25
所以其他各擋傳動(dòng)比為：
=11.64， =9.31，=7.45，=5.96 ， =4.77，=3.81，=3.05， =2.44 ，=1.95，=1.56，=1.25，=1
3.5中心距A
初選中心距時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式
因?yàn)樵撟兯倨鳛橹鞲毕渥兯倨鳎韪鶕?jù)主變速器來(lái)確定中確定。則：
式中：—變速器中心距（mm）；
—中心距系數(shù)，多檔變速器：=9.5～11.0；
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；
—變速器一擋傳動(dòng)比， =3.05；
—變速器傳動(dòng)效率，取96% ；
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=1025N.m 。
則，
=136.9～9158.62
初選中心距=153mm。
3.6齒輪參數(shù)
3.6.1 模數(shù)
對(duì)貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。
嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。
表3.2 汽車變速器齒輪法向模數(shù)
車型
乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L
貨車的最大總質(zhì)量/t
1.0＞V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模數(shù)/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
表3.3 汽車變速器常用齒輪模數(shù)
一系列
1.00
1.25
1.5
2.00
2.50
3.00
4.00
5.00
6.00
二系列
1.75
2.25
2.75
3.25
3.50
3.75
4.50
5.50
—
根據(jù)表3.2及3.3，齒輪的模數(shù)定為5.0mm。
3.6.2 壓力角
理論上對(duì)于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對(duì)商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。
國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。
3.6.3螺旋角
實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)力求使中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡(jiǎn)便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。
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°。
3.6.4 齒寬
直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，
斜齒，取為6.0～8.5。
采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為2～4mm。
3.6.5 齒頂高系數(shù)
在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。
3.7各擋齒輪齒數(shù)的分配
圖3.1 齒輪傳動(dòng)方案
如圖3.1所示為主變速器的傳動(dòng)示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。
3.7.1 確定七檔擋齒輪的齒數(shù)
中間軸一擋齒輪齒數(shù)，貨車可在12-17之間選用，最小為12-14，取=17，一擋齒輪為斜齒輪。
一擋傳動(dòng)比為
為了求，,的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，
斜齒
==55.90取整為56
即=-=56-17=39
對(duì)中心距進(jìn)行修正
因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。
==153.25mm取整為A=154mm。
對(duì)七擋齒輪進(jìn)行角度變位：
端面嚙合角 ：
tan=tan/cos=0.398
=21.71
嚙合角 ：
cos==0.925
=22.20
變位系數(shù)之和
=0.45
查變位系數(shù)線圖得：
計(jì)算精確值：
A=
計(jì)算七擋齒輪11、12參數(shù)：
分度圓直徑
=5×39/cos24.62°=214.52mm
=5×17/cos24.62°=93.51mm
齒頂高
=3.65mm
=5.60mm
式中：
=（154-153.25）/5=0.15
=0.45-0.15=0.30
齒根高
=6.10mm
=4.15mm
齒全高
=9.75mm
齒頂圓直徑
=221.82mm
=104.71mm
齒根圓直徑
=203.32mm
=85.21mm
3.7.2 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪
取
==1.33
常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即
=
=56.27
得=24.15，=32.12取整為=24，=32，則：
=2.06≈3.05
對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距
==153.25mm
端面壓力角
tan=tan/cos=0.398
=21.71°
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
=
=0.45
查變位系數(shù)線圖得：
計(jì)算精確值：
A=
常嚙合齒輪數(shù)：
分度圓直徑
=132.01mm
=176.02mm
齒頂高
=（1+0.30-0.3）×5=5mm
=（1+0.15-0.3）×5=4.25mm
式中：
=（154-153.25）/5=0.15
=-0.45-0.15=0.3
齒根高
=（1+0.25-0.3）×5=4.75mm
=（1+0.25-0.15）×5=5.5mm
齒全高
=9.75mm
齒頂圓直徑
=142.01mm
=184.52mm
齒根圓直徑
=122.51mm
=165.02mm
3.7.3 確定其他各擋的齒數(shù)
（1）八擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與七擋齒輪相同，初選=18°
==1.83
==58.58
得=37.88，=20.7取整為=37，=21
則，
==2.35≈=2.44
對(duì)八擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距
=152.63mm
端面壓力角
tan=tan/cos
=20.96°
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
=0.48
查變位系數(shù)線圖得：
0.48 =0.36 =
計(jì)算精確值：
=19.68°
八擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑
=196.60mm
=111.58mm
齒頂高
=4.57mm
=5.77mm
式中：
=0.274
=0.206
齒根高
=5.4mm
=4.7mm
齒全高
=9.97mm
齒頂圓直徑
=205.74mm
=123.12mm
齒根圓直徑
=185.3mm
=102.68mm
（2）九擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同，初選=18°
==1.46
==58.58
得=34.72，=24.13取整為=34，=24
則，
==1.90≈=1.95
對(duì)九擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距
=152.63mm
端面壓力角
tan=tan/cos
=20.96°
端面嚙合角
=
變位系數(shù)之和
=0.48
查變位系數(shù)線圖得：
0.48 =0.31 =
計(jì)算精確值：
=19.68°
九擋齒輪參數(shù)：
分度圓直徑
=180.66mm
=127.52mm
齒頂高
=4.82mm
=5.52mm
式中：
=0.27
=0.206
齒根高
=5.4mm
=4.7mm
齒全高
=10.22mm
齒頂圓直徑
=190.3mm
=138.56mm
齒根圓直徑
=169.86mm
=118.12mm
（3）十擋齒輪為斜齒輪，初選=20°
=
=1.17
得=31.25，=26.63
取整=31，=27
=
=1.53≈=1.56
對(duì)十擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋?
理論中心距
=154.25mm
端面壓力角
tan=tan/cos=0.387
=21.16°
端面嚙合角
==0.930
變位系數(shù)之和
=0.2
查變位系數(shù)線圖得：
=0.12 =0.48-0.3=0.08
計(jì)算精確值：
十擋齒輪5、6參數(shù)：
分度圓直徑
=164.72mm
=143.46mm
齒頂高
=4.15mm
=4.35mm
式中：
=-0.05
=0.25
齒根高
=5.85mm
=5.65mm
齒全高
=10mm
齒頂圓直徑
=173.02mm
=152.16mm
齒根圓直徑
=153.02mm
=132.166mm
（4）十一擋齒輪為斜齒輪
=
=0.94
得 =27.66，=29.44
取整=28，=29
則：
=
=1.28≈=1.23
對(duì)十一擋齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距
=153.72mm
端面壓力角
tan=tan/cos=0.392
=21.43°
端面嚙合角
==0.929
變位系數(shù)之和
=0.35
查變位系數(shù)線圖得：
=0.2 =-0.22-0.16=0.15
精確值=
十一齒輪3、4參數(shù)：
分度圓直徑
=151.35mm
=156.59mm
齒頂高
=4.53mm
=4.28mm
式中：
=0.056
=0.294
齒根高
=5.25mm
=5.5mm
齒全高
=9.78mm
齒頂圓直徑
=160.41mm
=165.15mm
齒根圓直徑
=140.85mm
=145.59mm
（5） 確定倒擋齒輪齒數(shù)
倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=16，=10，則：
=
=78mm
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪14和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑應(yīng)為
=2×154－6×(10+2)－1
=235mm
=－2
=39.1
為了保證齒輪13和14的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，取=38
計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距
=
=162mm
計(jì)算倒擋傳動(dòng)比
=
=5.07
分度圓直徑
=38×6=228 mm
10×6=60 mm
16×6=96 mm
齒頂高
3.6 mm
= 3.6 mm
=8.4 mm
齒根高
=9.9 mm
=9.9 mm
=5.10 mm
齒全高
=13.5mm
齒頂圓直徑
=235.2mm
=67.2mm
=112.8mm
齒根圓直徑
=208.2 mm
=40.2 mm
=85.8 mm
（6） 確定副變速箱低速擋齒輪的齒數(shù)
取=17，齒輪為斜齒輪。
低速檔傳動(dòng)比為
為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，初選=25°
斜齒
==55.8取整為56
即=-=56-17=39
對(duì)齒輪進(jìn)行角度變位：
端面嚙合角 ：
tan=tan/cos=0.402
=21.89
嚙合角 ：
cos==0.931
=21.39
變位系數(shù)之和
=0.28
查變位系數(shù)線圖得：
計(jì)算精確值：
A=
計(jì)算一擋齒輪18、19參數(shù)：
分度圓直徑
=5×39/cos24.62°=214.52mm
=5×13/cos24.62°=93.51mm
齒頂高
=2.45mm
=5.05mm
式中：
=（154-154.53）/5=-0.11
=0.28+0.11=0.39
齒根高
=6.85mm
=4.25mm
齒全高
=9.30mm
齒頂圓直徑
=219.42mm
=103.61mm
齒根圓直徑
=200.82mm
=85.01mm
（7） 確定副變速箱常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)（=25）
求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比
==1.66
常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即
=
=55.8
得=20.97，=34.83取整為=21，=35，則：
==3.82≈3.81
對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位：
理論中心距
=154.53mm
端面壓力角
tan=tan/cos=0.407
=21.89°
端面嚙合角
變位系數(shù)之和
=