五档变速器设计(全套资料实惠)

五档变速器设计(全套资料实惠)内容摘要：

，四档用常啮合齿轮传动，而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档。 图 14a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。 图 14b、 c、 d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图 14d 所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 14 图 14 中间轴式五档变速器传动方案 图 15a 所示方案中的一档、倒档和图 b 所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。 图 15 中间轴式六档变速器传动方案 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。 同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合 套换档。 发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，如图 13a、 b 所示。 伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。 如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 变速器用图 14c 所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。 这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。 图 14c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器 布置在中间轴上是这个方案的特点。 2． 倒档传动方案 图 16为常见的倒挡布置方案。 图 16b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。 但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。 图 16c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。 图 16d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 16c所示方案。 图 16e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。 图 16f车辆与动力工程学院毕业设计说明书 15 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。 为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度， 有的货车倒挡传动采用图 16g 所示方案。 其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 本设计采用图 16f 所示的传动方案。 图 16 变速器倒档传动方案 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。 倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡 的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。 167。 变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。 在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；车辆与动力工程学院毕业设计说明书 16 缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。 变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。 直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。 但是，在本设 计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。 换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，初一档、倒档外很少采用。 啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。 由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。 啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用 内齿结合式，以减小轴向尺寸。 结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。 采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。 其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。 目前，同步器广泛应用于各式变速器中。 自动脱档是变速器的主要障碍之一。 为解决这个问题，除工艺上采取措施外，在结构上，目前比较有效的方案有以下几种： 1） 将啮合套做得长一些（如图 17a） 或者两接合齿的啮合位置错开（图17b），这样在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约 1~3mm。 使用中因接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸肩，以阻止自动脱档。 2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（ ~），这样，换档后啮合套的后端面便被后齿圈的前端面顶住，从而减少自动脱档（图 18）。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 17 3）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜 20~30），使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力 a b （图 19）。 这种结构方案比较有效， 图 17 防止自动脱档的结构措施Ⅰ 采用较多。 此段切薄 图 18 防止自动脱档的结构措施Ⅱ 加工成斜面 图 19 防止自动脱档的结构措施Ⅲ 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。 但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。 同步器的结构如图 110 所示： 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 18 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s in )e g I TrT i i m g f m gr       图 110 锁环式同步器 l、 4同步环。 2同步器齿鼓。 3接合套。 5弹簧。 6— 滑块。 7止动球。 8卡环。 9— 输出轴。 11齿轮 第二章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计 167。 变速器主要参数的选择 一、档数和传动比 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 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 19 maxmax 0rgemg ri Ti max 2e gI TrTi Gr  2max 0rgIeTGri Timax1mingngiq i2 .5 51 .6 91 .1 2 ( 1)g IIg IIIg IViii 修 正 为则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为 （ 21） 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 求得的变速器 I 档传 动比为： （ 22） 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（ 22）可得： igI =。 超速档的的传动比一般为 ~，本设计去五档传动比 igⅤ =。 中间档的传动比理论上按公比为： （ 23） 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。 根据上式可的出： q =。 故有 ： 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 20 3 IA maxA K T 二、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局 A（ mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定： (24) 式中 K A中心距系数。 对轿车， K A =~；对货车， K A =~；对多档 主变速器， K A =~11； 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=。 三、轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 ~。 货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档 (~)A 五档 (~)A 六档 (~)A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数的上限。 为检测方便， A取整。 本次设计采用 5+1 手动挡变速 器，其壳体的轴向尺寸是 3 =， 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 四、齿轮参数 （ 1）齿轮模数 建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合 JB11160 规定的标准值。 第一轴常啮合斜齿轮的法向模数 mn 3 m a x0 . 4 7nem T m m (25) 其中 maxeT =170Nm，可得出 mn=。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 21 一档直齿轮的模数 m 3  mm (26) 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。 由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取 2~。 本设计取。 （ 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、及螺旋角按表 21 选取。 表 21 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目 车型 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 GB135678 规定的标准齿形 20176。 20176。 ~30176。 重型车 同上 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。