轿车五档手动变速器设计(编辑修改稿)

轿车五档手动变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

3→ 3 间同步器→二轴→输出 倒档：一轴→ 1→ 2→中间轴→ 12→ 13→ 11→ 11 间同步器→二轴→输出 图 25 五档变速器结构简图 第三章 变速器主要参数的选择与齿轮设计 变速器主要参数的选择 主减速比： 最高时速： 190km/h 最大扭矩： 170Nm/4500rpm 最高转速： 6000r/min 0100km/h 加速时间： 12s 发动机功率： 120 马力 档位数和传动比 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。 目前，乘用车一般用 4~5 个档位的变速器。 本设计也采用 5 个档位。 选择最低档传动比 [5]时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合 考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。 故有 m a xm a xm a x0m a x )s inc o s(  mgfmgr iiT r TgIe [6] 则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比 0maxmaxiT rmgi e rg  （ 31） 式中 m—— 汽车总质量； g —— 重力加速度； ψmax —— 道路最大阻力系数； rr —— 驱动轮的滚动半径； Temax —— 发动机最大转矩； i0—— 主减速比； η —— 汽 车传动系的传动效率。 根据驱动车轮与路面的附着条件 2max GriT r TgIe  求得的变速器 I 档传动比为： TergI iT rGi 0max2 （ 32） 式中 G2—— 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； φ —— 路面的附着系数，计算时取 φ=~。 由已知条件：满载质量 1800kg； rr=； Te max=170Nm； i0=； η=。 根据公式（ 32）可得： igI =。 超速档的的传动比一般为 ~，本设计取五档传动比 igⅤ =。 中间档的传动比理论上按公比为： 1minmaxnggiiq （ 33） 的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 根据上式可得出： q =。 故有： gIIi 、 gIIIi 、 gIVi （修正为 1）。 中心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。 三轴式变速器的中心距 A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。 3 ImaxA TKA （ 34） 式中 K A —— 中心距系数，对轿车取 K A =~； TI max —— 变速器处于一档时的输出扭矩： TI max=Te max igI η =﹒ m 故可得出初始中心距 A=。 齿轮模数 齿轮模数选取的一般原则： 1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； 3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数； 4）从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些 ；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 所选模数值应符合国家标准的规定。 建议用下列各式选取齿轮模数，第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3 m T m m （ 35） 其中 maxeT =170Nm，可得出 mn=。 一档直齿轮的模数 m 3  mm （ 36） 通过计算 m=3。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。 变速器中齿轮上的花键和结合套模数取 或 2。 齿形、压力角 α、螺旋角 β 和齿宽 b 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角 [7]按表 31 选取。 表 31 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 齿形 压力角 α 螺旋角 β 轿车 高齿并修形的齿形 176。 、 15176。 、 16176。 、176。 25176。 ~45176。 一般货车 GB/T13562020 规定的标准齿形 20176。 20176。 ~30176。 重型车 GB/T13562020 规定的标准齿形 低档、倒档齿轮 176。 、25176。 小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。 在本设计中变速器齿轮压力角 α取 20176。 ,啮合套或同步器取 30176。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。 为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度 b 的大 小直接影响着齿轮的承载能力， b 加大，齿的承载能力增高。 但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承 载能力降低。 所以，在保证齿轮的强度条件 [8]下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(~)m， mm 斜齿 b=(~)m， mm 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 齿轮的变位系数 变位齿轮主要有两类：高度变 位和角度变位。 高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。 高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。 高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。 角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。 角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。 变位系数的选择原则 ： 1） 对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。 2） 对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 3） 总变位系 数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。 但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。 一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐档增大。 一、二档和倒档齿轮，应该选用较大的值。 各档传动比及其齿轮齿数的确定 确定一档齿轮的齿数 已知一档传动比91012 zzzzigI  （ 37） 为了确定 Z9和 Z10 的齿数，先求其齿数和 Z ： mAz 2 （ 38） gIi其中 A =、 m =3；故有 Z。 选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 则取 Z =51。 当轿车三轴式的变速器 ~gIi 时，则范围内选择可在 17~1510Z ，此处取 10Z =16，则可得出 9Z =35。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 38）看出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 51，则根据式（ 38）反推出 A=。 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 37）求出常啮合齿轮的传动比 91012 zzizz gI （ 39） 由已知数据可得： 12 zz 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，且斜齿轮中心距 cos2 )( 21 zzmA n  （ 310） 由此可得：nmAzz cos221  （ 311） 根据已知数据可计算出： 5321 ZZ。 联立方程式可得： 1Z =1 2Z =34。 则根据式（ 37）可计算出一档实际传动比为：。 确定其他档位的齿数 二档传动比 8712 zzzzigII  （ 312） 而 gIIi 故有： zz ，对于斜齿轮： nmAz cos2 （ 313） 故有： 5387 ZZ 联立方程式得： 2231 87  ZZ 、。 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 2726 65  ZZ 、 ；五档齿轮 3716 43  ZZ 、。 确定倒档齿轮的齿数 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 gri 取。 中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取 1312Z。 而通常情况下，倒档轴齿轮 13Z 取 21~23，此处取 13Z =23。 由1212131311 zzzzzzigr  （ 314） 可计算出 2711Z。 因本设计倒档齿轮也是斜齿轮，故可得出中间轴与倒档轴的中心距 1 2 1 3()39。 5 22 c o snm z zA m m 而倒档轴与第二轴的中心距 1 1 1 3()39。 39。 7 2 .52 c o。