汽車用三軸五檔變速器的設計【乘用車 家用轎車】帶箱體【5張CAD圖紙+PDF圖】

喜歡這套資料就充值下載吧。。。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。。。下載后都有，，請放心下載，，文件全都包含在內(nèi)，，【有疑問咨詢QQ:414951605 或 1304139763】 ==========================================喜歡這套資料就充值下載吧。。。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。。。下載后都有，，請放心下載，，文件全都包含在內(nèi)，，【有疑問咨詢QQ:414951605 或 1304139763】 ==========================================

湘潭大學興湘學院 畢業(yè)設計說明書 題 目： 汽車用三軸五速變速箱的設計 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學 號： 2010962932 姓 名： 汪 凱 指導教師： 周后明 副教授 完成日期： 2014年5月28日 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）任務書 論文（設計）題目： 汽車用三軸五速變速箱的設計 學號：2010962932 姓名：汪凱 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 指導教師：周后明 系主任：劉柏希 一、主要內(nèi)容及基本要求 變速箱是工程機械、汽車等運行機械的關鍵部件之一。本設計為汽車用三軸五速變速箱的設計，其主要技術指標與要求如下： 1、最大總質量：1400kg； 2、最大功率：85kw； 3、最大轉矩：410N.m； 4、最高車速：120km/h； 5、變速箱類型：平面3軸5速式； 6、擋位速比：i1=3.5，i2=2.5，i3=2.0，i4=1.5，i5=0.95，iR=3.5(倒擋) 設計要求： 1、完成三軸五速變速箱傳動方案的選型論證 2、三軸五速變速箱的結構設計，繪制部件裝配圖和主要零件圖，圖紙總量折合成A0，不少于兩張 3、撰寫設計說明說，關鍵零件應進行強度和剛度計算，說明說不少于1 ~5萬字 4、完成資料查閱和3000字文獻翻譯 二、重點研究的問題 明確三軸五速變速箱的結構設計和相關強度校核 。 三、進度安排 序號 各階段完成的內(nèi)容 完成時間 1 查閱資料、調(diào)研 第1，2周 2 制訂設計方案 第3，4周 3 分析與計算 第5，6周 4 繪部件裝配圖 第7，8、9周 5 繪零件圖 第10，11周 6 撰寫設計說明書 第12，13周 7 準備答辯材料 第14周 8 畢業(yè)答辯 第15周 四、應收集的資料及主要參考文獻 1．機械設計手冊 2．機械傳動設計手冊 3．陳帥江，顧鋒. 基于Pro/E的牛頭刨床變速箱的虛擬裝配和運動仿真.科技創(chuàng)新導報，2012,17:56-57 4．蘆信，肖強，王海洋. 基于UG與ANSYS汽車變速箱斜齒輪接觸應力分析. 儀器儀表與分析監(jiān)測，2012,2：6~8 　 5．王仲康. 汽車變速箱殼體的壓鑄過程模擬及工藝優(yōu)化. 特種鑄造及有色合金，2011，4: 314-317 　 6．田惠蘭，劉文平. 唇齒相依——汽車變速箱原理全解析（上，下）. 當代汽車，2008，5：96~97. 　 7．李偉等. 圖解汽車自動變速器、無級變速器構造與檢修. 北京：機械工業(yè)出版社，2011 　 8．網(wǎng)絡相關資信 　 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）評閱表 學號 2010962932 姓名 汪 凱 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計）題目： 汽車用三軸五速變速箱的設計 評價項目 評 價 內(nèi) 容 選題 1.是否符合培養(yǎng)目標，體現(xiàn)學科、專業(yè)特點和教學計劃的基本要求，達到綜合訓練的目的； 2.難度、份量是否適當； 3.是否與生產(chǎn)、科研、社會等實際相結合。 能力 1.是否有查閱文獻、綜合歸納資料的能力； 2.是否有綜合運用知識的能力； 3.是否具備研究方案的設計能力、研究方法和手段的運用能力； 4.是否具備一定的外文與計算機應用能力； 5.工科是否有經(jīng)濟分析能力。 論文 （設計）質量 1.立論是否正確，論述是否充分，結構是否嚴謹合理；實驗是否正確，設計、計算、分析處理是否科學；技術用語是否準確，符號是否統(tǒng)一，圖表圖紙是否完備、整潔、正確，引文是否規(guī)范； 2.文字是否通順，有無觀點提煉，綜合概括能力如何； 3.有無理論價值或實際應用價值，有無創(chuàng)新之處。 綜 合 評 價 作者的畢業(yè)設計為汽車用三軸五速變速箱的設計，論文選題符合培養(yǎng)目標要求，能體現(xiàn)學科專業(yè)特點，達到了綜合訓練的目的。該生具有較強的文獻查閱、資料綜合歸納整理的能力，能在設計工作中較熟練運用所學知識，畢業(yè)設計技術方案可行，工作量適當，設計思路較清晰，研究內(nèi)容具有一定的實際應用價值，論文質量較好，同意參加答辯 評閱人： 2014年5月 日 湘潭大學興湘學院 畢業(yè)論文（設計）鑒定意見 學號： 2010962932 姓名： 汪 凱 專業(yè)： 機械設計制造及其自動化 畢業(yè)論文（設計說明書） 47 頁 圖 表 5 張 論文（設計）題目： 汽車用三軸五速變速箱的設計 內(nèi)容提要：本設計是針對于前置后驅式轎車機械式三軸五速變速箱的設計。 該設計過程中，從變速箱的工作原理、功用，結合給定條件出發(fā)，對不同類型的變 速箱進行簡單介紹、分析和比較。結合實際，闡述了了解、認知手動式變速箱的必要性。 通過對變速箱傳動機構布置方案的綜合分析，確定了選取本設計題目的客觀原因。 設計中采用中間軸式五擋變速箱傳動方案，倒擋采用兩對常嚙合齒輪傳動實現(xiàn)換向。根 據(jù)直齒輪、斜齒輪特點，結合設計要求，一擋采用直齒輪傳動，其余擋位均采用斜齒輪 傳動。并設計了自動脫擋的方案。采用鎖環(huán)式同步器進行換擋，通過自鎖鋼球、互鎖鋼 球、互鎖銷對撥叉進行軸向定位鎖止，和倒擋鎖裝置一起，保證了變速箱在任何情況下 都準確、安全、可靠的工作。 根據(jù)變速箱工作情況下的簡單力學分析和軸承的性能和特性，選取對應的軸承。本 設計中，第一軸上與箱體支承處選用深溝球軸承，變速箱第一軸后端內(nèi)腔中選用滾針軸 承對第二軸前端進行支承，第二軸后端與軸承蓋直徑采用深溝球軸承，第二軸后端與箱 體后蓋間用外圈無擋邊的圓柱滾子軸承，中間軸前、后端采用圓錐滾子軸承支承在箱體 內(nèi)。軸承直徑根據(jù)變速箱中心距選定，初選中徑系列。 齒輪、軸的強度校核根據(jù)已知條件和計算汽車變速箱齒輪強度用的簡化公式，參考 《汽車設計》一書相關部分。 根據(jù)設計任務和要求，采用直接操縱手動換擋操縱機構。 指導教師評語 汪 凱 同學在畢業(yè)設計期間態(tài)度比較認真，其畢業(yè)設計的內(nèi)容為 汽車用三軸五速變速箱的設計 的設計，在認真閱讀國內(nèi)外相關參考文獻基礎上，基本了解相關領域的研究現(xiàn)狀。在畢業(yè)設計期間，對 汽車三軸五速變速箱 的機械部分進行了結構設計及相關的設計計算。通過畢業(yè)設計 汪 凱 同學對機械設計的相關技巧、以及機械設制造相關領域的基礎知識的掌握有了較大的進步，初步掌握了相關制圖軟件在機械設計中的應用。論文達到畢業(yè)設計要求，同意參加答辯，推薦畢業(yè)設計成績?yōu)椤? ”。 指導教師： 年 月 日 答辯簡要情況及評語 根據(jù)答辯情況，答辯小組同意其成績評定為 答辯小組組長： 年 月 日 答辯委員會意見 經(jīng)答辯委員會討論，同意該畢業(yè)論文（設計）成績評定為 答辯委員會主任： 年 月 日 目 錄 摘要 1 符號表 4 第一章 緒論 6 1.1 變速箱的工作原理 6 1.2 變速箱的功用和要求 7 1.3 變速箱的分類 7 1.3.1 手動變速箱（MT） 8 1.3.2 自動變速箱（AT） 8 1.3.3 手動自動變速箱（AMT） 8 1.3.4 無級變速箱（CVT） 9 1.3.5 其它分類方法 9 1.4 汽車變速箱的發(fā)展現(xiàn)狀及其技術趨勢 10 1.5 了解、認知手動變速箱的必要性 11 第二章 變速箱傳動機構布置方案的確定 12 2.1 傳動機構布置方案分析 12 2.1.1 固定軸式變速箱 13 2.1.2 倒擋方案布置方案 16 2.2 部件結構方案分析 17 2.2.1 齒輪型式 18 2.2.2 換擋機構型式 18 2.2.3 自動脫擋 18 2.2.4 變速箱軸承 20 第三章 變速箱主要參數(shù)的選擇 22 3.1 擋數(shù) 22 3.2 傳動比范圍 22 3.3 中心距A 22 3.4 外形尺寸 23 3.5 齒輪參數(shù) 23 3.5.1 模數(shù) 23 3.5.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 24 3.5.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 24 3.5.4 齒頂高系數(shù) 25 3.6 各擋齒輪齒數(shù)的分配 25 3.6.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 25 3.6.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 26 3.6.3 確定其他擋位的齒數(shù) 27 3.6.4 確定倒擋齒輪的齒數(shù) 27 第四章 變速箱齒輪的強度計算和材料選擇 29 4.1 齒輪的損壞形式 29 4.2 輪齒強度計算 29 4.2.1 輪齒彎曲強度計算 29 4.2.2 齒輪接觸應力 31 第五章 變速箱軸的強度計算與校核 33 5.1 變速箱軸的結構和尺寸 33 5.1.1 軸的結構 33 5.1.2 確定軸的尺寸 33 5.1.3 初選軸的直徑 34 5.2 軸的強度驗算 34 5.2.1 第一軸的強度與剛度校核 34 5.2.2 第二軸的校核計算 35 第六章 變速箱同步器的設計 37 6.1 同步器的結構 37 6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 38 6.2.1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 38 6.2.2 錐面半錐角 39 6.2.3 摩擦錐面平均半徑R 39 6.2.4 錐面工作長度b 39 6.2.5 同步環(huán)徑向厚度 39 6.2.6 鎖止角β 39 6.2.7 同步時間t 39 第七章 變速箱的操縱機構 41 7.1 操縱式 41 7.1.1 直接操縱式 41 7.1.2 遠距離操縱式 41 7.2 換擋鎖裝置 41 7.2.2 互鎖裝置 42 7.2.3 倒擋鎖裝置 42 參考文獻 44 結論 46 致謝 47 APPENDIX 48 1 轎車變速箱的設計 摘要 據(jù)中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計分析，2013 年，汽車產(chǎn)銷雙超 2000 萬輛，增速大幅提升，高于年初 預計，并且再次刷新全球紀錄，目前為止，已連續(xù)五年蟬聯(lián)全球第一。 汽車變速箱作為汽車傳動系統(tǒng)重要組成部分，隨著計算機科學技術的發(fā)展，它歷經(jīng)了手動變速、 自動變速、自動/手動變速時代。 本設計的任務是關于前置后驅（Front engine Rear wheel drive, 簡稱 FR）式小轎車用手動 變速箱的設計。FR 在軸荷分配上，可以達到 50:50 的最佳比例，因此它具有較好的操控性、穩(wěn)定 性、動力性和制動性等優(yōu)點。這也是高性能汽車設計至今依然喜歡采用 FR 的主要原因。三軸式變 速箱具有體積小、原理簡單、工作可靠和操縱方便等優(yōu)點，故在大多數(shù)汽車中得到應用。 本文是在認真了解和學習了汽車相關理論和設計知識的基礎上，首先確定 FR 轎車手動變速箱 的設計方案，包括變速箱傳動機構布置、主要參數(shù)的選擇、設計與計算、同步器設計、操縱機構、 結構元件等；其次，根據(jù)所給定參數(shù)和條件，完成齒輪、軸和軸承等主要零件的理論分析，結合 CAD 中的 AutoCAD、Pro/E、SolidWorks、UG 和 CAE 中的 ANSYS 軟件，對所建立的三維模型進行動 力學與有限元分析，繼而優(yōu)化，將優(yōu)化后的模型再進行模擬仿真得到優(yōu)化后結果。 三軸式五速變速箱包括五個前進擋和一個倒擋，并通過鎖環(huán)式同步器來實現(xiàn)換擋。它有 3 根主 要的傳動軸：第一軸（輸入軸） 、第二軸（輸出軸） 、中間軸（主動軸） ，所以稱三軸式變速箱，另 外還有倒擋軸。它的功用是：1.改變傳動比，在較大范圍內(nèi)改變汽車的行駛速度和汽車驅動輪上轉 矩的數(shù)值，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利的（功率較高而油耗率較低）工況下 工作；2.在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，利用倒擋實現(xiàn)汽車倒向行駛；3.在發(fā)動機不熄火的情況 下，利用空擋中斷動力傳遞，可以使駕駛員松開離合器踏板離開駕駛位置，且便于汽車啟動、怠速、 換擋和動力輸出。 關鍵詞：變速箱，傳動比，中間軸，第二軸，齒輪，鎖環(huán)式同步器 2 THE DESIGN OF SALOON GEARBOX ABSTRACT According to China Association of Automobile Manufacturers, the number of automobiles sales has rapidly increased to 20 million, which is higher than that estimated at the start of the year. The result has set a new record again, and won five consecutive first. With the development of computers, auto gearbox, as an important part of automotive transmission system, has experienced three periods: manual transmission, automatic transmission, and automatic / manual transmission. The paper is aimed at the manual gearbox design of the cars with Front engine Rear wheel drive(FR).On the axle load distribution, FR can reach the optimum ratio of 50:50,for it has extraordinary handling, stability and braking power. Therefore, high-performance cars prefer to use FR. Besides, three-shaft gearbox is widely used in most cars due to its small size, simple principle, reliability and easy operation. The paper is based on a good learning of automotive-related theories and design knowledge. Firstly, I make an FR car manual gearbox design including gearbox transmission layout, choice of the main parameters and calculation, synchronous design, operation mechanism, structural elements, etc. Secondly, according to the parameters and requirements, I have worked out the theoretical analysis about gears, shafts and bearings and other major parts. With CAD in AutoCAD, Pro / E, SolidWorks, UG and ANSYS software in CAE, I analyze the three-dimensional model of established dynamics and finite elements and the model is optimized further to get the simulation results. Three five-speed gearbox shaft includes five forward gears and one reverse gear. It shifts by locking ring synchronizer. It has three main transmission shafts. It is called three-shaft gearbox, owing to the three shafts-the first shaft (input shaft), the second shaft (output shaft) and intermediate shaft (drive shaft). Besides, it has reverse gear shaft. Firstly, it can adjust the transmission ratio to change the speed of the drive wheels and the torque value in a wide range to adapt to frequent changes in driving conditions, in order that the vehicle can work in an advantageous condition where there is higher power and lower fuel consumption rate. Secondly, under the premise of engineer rotation without changing, its a good idea to use reverse gear to achieve backward driving car. Thirdly, in case the engine does not stall, 3 neutral gear can interrupt power transmission, allowing the driver to release the clutch pedal to leave the driving position and its easy to start, idle, shift and output power. Key words: transmission, transmission ration, intermediate shaft, second shaft, gear, locking ring synchronizer 4 符號表 量的名稱 量的符號 單位符號 汽車總質量 mkg 重力加速度 gN/kg 驅動輪的滾動半徑 r mm 發(fā)動機最大扭矩 maxeTNm 汽車傳動系的傳動效率 一擋傳動比 1i 第一軸與中間軸的中心距 Amm 中間軸與倒擋軸的中心距 mm 第二軸與中間軸的中心距 mm 中心距系數(shù) AK 直齒輪模數(shù) m 斜齒輪法向模數(shù) n 齒輪壓力角 斜齒輪螺旋角 齒輪寬度 bmm 齒輪齒數(shù) xZ 齒輪變位系數(shù) 齒輪彎曲應力 WMPa 齒輪接觸應力 j MPa 齒輪所受圓周力 tFN 軸向力 aN 徑向力 r N 計算載荷 gTNm 應力集中系數(shù) K 摩擦力影響系數(shù) f 齒輪材料的彈性模量 EMPa 重合度影響系數(shù) 主動齒輪節(jié)圓半徑 zrmm 5 從動齒輪節(jié)圓半徑 brmm 主動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 zmm 從動齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 bmm 扭轉切應力 TMPa 軸的抗扭截面系數(shù) W3m 軸的材料的剪切彈性模量 G 軸截面的極慣性矩 PI4 垂直面內(nèi)的撓度 cf mm 水平面內(nèi)的撓度 s mm 6 第一章 緒論 相信看過速度與激情系列影片的人都會被賽車手們那種高超的、嫻熟的駕駛 技術所折服；與此同時，在現(xiàn)實生活中，我們的視野中也無不時刻閃現(xiàn)出汽車的影子。 一定程度上來說，它似乎已經(jīng)成了我們往后生活的必需品了。 隨著我國汽車產(chǎn)銷量的不斷攀升，人們對于汽車基本理論的認識與了解，也顯現(xiàn) 得越來越重要。汽車變速箱，作為汽車傳動系統(tǒng)的一個重要組成，也是評價衡量汽車 性能的一個重要參考依據(jù)。汽車發(fā)動機就像人的心臟一樣，是動力的締造者。但是， 在它身后的變速箱確是其速度控制的閥門。為了悉知其原理，于是，基于對汽車變速 箱的研究也就應運而生。 汽車沒有變速箱會怎樣？ 沒有變速箱，汽車也能走，但只能以一個速度前進，不能減速和加速，甚至一個 小坡就能讓汽車望而卻步。 變速箱發(fā)展至今，種類繁多，手動、自動、無極、手自一體、自動離合、雙離合， 但他們的變速原理，大同小異。 1.1 變速箱的工作原理 一旦發(fā)動機制造出來后，其排量大小是不變的，可燃混合氣體的成分也基本不變， 因此，發(fā)動機輸出的轉矩變化范圍小，但汽車在起步和上坡時，需要較大的轉矩；而 在平坦路面上高速行駛時，則只需要較小的轉矩。假如將發(fā)動機與驅動輪直接作用， 那就是對應發(fā)動機的最高轉速，很高且不變的車速十分不現(xiàn)實，而且有可能因為相應 的牽引力小，就無 法起步、上坡或高 速行駛。 利用齒輪原理 （如圖 1-1 所示） ， 可以用較輕的物體 提升較重的物體。 汽車發(fā)動機輸出的 轉矩較小，但通過 變速箱后卻能推動 較大的汽車。 7 圖 1-1 變速箱工作原理示意圖 利用齒輪原理，可以將較大的轉速轉變?yōu)檩^小的轉速，也可以將較小的轉速轉變 為較大的轉速。 變速箱的作用就是擴大汽車驅動轉矩和轉速的變化范圍，當起步、上坡需要較大 汽車驅動轉矩時，使用低速擋，可以實現(xiàn)大轉矩、低車速；當需要提高汽車速度時， 使用高速擋，可以實現(xiàn)小轉矩、高車速。 1.2 變速箱的功用和要求 變速箱用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、 轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最 有利的工況范圍內(nèi)工作。變速箱設有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā) 動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速箱設有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時， 變速箱還有動力輸出動能。 對變速箱提出如下基本要求： 1) 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟型。在汽車整體設計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā) 動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速箱擋數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 2) 設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸； 3) 設置倒擋，使汽車能倒退行駛； 4) 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出； 5) 工作可靠，操縱輕便。汽車行駛過程中，變速箱不得有跳擋、亂擋、換擋沖擊 等現(xiàn)象發(fā)生。為減輕駕駛員疲勞強度，提高行駛安全性，操縱機構可通過采用 同步器和預選氣動換擋或自動、半自動換擋來實現(xiàn)。 6) 變速箱應當有高的工作效率。為減小齒輪的嚙合損失，應當有直接擋。提高零 件的制造精度和裝配精度，采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省?7) 變速箱的工作噪聲低。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度 和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 8) 變速箱還應當滿足輪廓尺寸和質量小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速箱的中 心距。選用優(yōu)質鋼材，采用合理的熱處理工藝技術，設計適合的齒形，提高齒 輪設計和制造精度以及選用圓錐滾柱或滾針軸承可以減小中心距。 除此之外，變速箱還應該考慮制造成本、拆裝、維修等方面問題。 1.3 變速箱的分類 從市場上不同車型所配置的變速箱來看，主要分為：手動變速箱（MT） 、自動變速 8 箱（AT） 、手動/自動變速箱（AMT） 、無極變速箱（CVT） 。 1.3.1 手動變速箱（MT） 手動變速箱（Manual Transmission） 。顧名思義，它是通過駕 駛員用手操縱變速桿來選定擋位，并直 接操縱變速箱的換擋機構進行擋位變化。 齒輪式有級變速箱大多采用這種換擋方 式。手動變速箱的工作原理就是更換不 同大小的被動齒輪來與動力輸出軸接合， 當將擋時，實際上是將被動齒輪換成了 更大的齒輪，根據(jù)杠杠原理，此時變速 箱輸出的轉速就會相對降低，但轉矩增 大；反之，如果是升擋，則實際上是被 動齒輪轉換為小齒輪，此時變速箱輸出 轉速就會提高，但轉矩會減小。 轎車手動變速箱通常帶同步器，這 樣可使換擋方便、動力傳遞直接、動力響應迅速、比較省油、噪聲也小。 （如圖 1-2） 最常見的手動變速箱多為 5 擋位（5 個前進擋、1 個倒擋） ，運動型轎車上也有 6 擋位 變速箱。手動變速箱的缺點是換擋比較麻煩，手腳并用，容易產(chǎn)生駕駛疲勞。 圖 1-2 手動變速箱工作原理示意圖 1.3.2 自動變速箱（AT） 自動變速箱（Automatic Transmission） 。這種變速箱的自動控制系統(tǒng)根據(jù)發(fā)動機 的負荷和車速的變化情況自動地選定擋位，并進行擋位變換，即自動地改變傳動比。 駕駛員只需要操縱加速踏板即可控制車速?，F(xiàn)在的自動變速箱一般都是液力變矩器式 自動變速箱，它主要由兩大部分組成。 一是和發(fā)動機飛輪連接的夜里變矩器，它和手動變速箱車上的離合器位置差不多， 其作用也和離合器差不多，它負責將發(fā)動機輸出的動力傳遞給后面的變速機構。 二是緊跟在液力變矩器后面的變速機構，它主要由多片離合器、控制機構和變速 齒輪組成?？刂茩C構按照設計師們的設定，可以根據(jù)行駛情況對多片式離合器發(fā)出指 令，驅動各個擋位上多片離合器進行接合或分離。 由于第二部分的不同，自動變速箱可分出好多類，如控制機構有液壓閥和電磁閥， 則分別稱為液壓自動變速箱和電動控制變速箱；如果最后的變速機構不是采用齒輪， 二是采用鋼帶和滑輪，那就是無極變速箱了。 9 1.3.3 手動自動變速箱（AMT） 手動自動變速箱（Automatic Manual Transmission） 。這種變速箱可以自動換擋， 也可以手動換擋。實際上它是由普通手動變速箱派生出的一種形式。將它稱之為非離 和手動變速箱更為確切。AMT 沒有行星齒輪和變矩器，和普通手動變速箱結構一樣，它 有中間軸、輸出軸、離合器和變速撥叉等。這種變速箱通常有三種換擋方式，其中兩 種采用撥片式換擋，第三種則采用傳統(tǒng)換擋桿的形式。比較典型的如奧迪 A6 的 Tiptronic，上海帕薩特 1.8L 也裝有手動自動變速箱。 1.3.4 無級變速箱（CVT） 無級變速箱（Continuously Variable Transmission） 。其傳動比在一定數(shù)值范圍 內(nèi)可連續(xù)無限多級變化，常見的有流體式和機械式兩種。 圖 1-3 無級變速箱工作原理示意圖 CVT 不是通過齒輪組合變速，而是利用一對可以改變直徑的工作輪組合來實現(xiàn)變速 的，如圖 1-3 所示。工作輪組合中的主動輪相當于手動變速箱中的主動齒輪；另一個 是從動輪，相當于手動變速箱中的從動齒輪。手動變速箱要想改變傳動比，只能更換 不同擋位的齒輪組合，而無極變速箱中的工作輪直徑是可以變化的，無需更換其它工 作輪組。當主動輪的直徑變大而同時從動輪的直徑變小時，或將主動輪的直徑變小， 從動輪的直徑變大時，傳動比就會隨著改變。 每個工作輪都是由兩個錐形盤對扣組成的，傳動鋼帶的邊緣時隔斜坡，正好和工 作輪的錐面磨合在一起。當工作輪的兩個錐形盤之間的距離變化時，鋼帶就會沿錐面 上下移動，這就相當于改變了工作輪的直徑。 10 1.3.5 其它分類方法 由于變速箱由變速傳動機構和操縱機構組成，根據(jù)其傳動機構的前進擋位數(shù)和軸 的形式，又有如下兩種分類方法(如表 1-1 所示)。 固定軸式應用廣泛，其中兩軸式變速箱多用于前置前驅（Front engine Front wheel drive，簡稱 FF）的汽車上，中間軸式變速箱多用于 FR 的汽車上。 表 1-1 變速箱基本分類 分類依據(jù) 名 稱 3 擋變速箱 4 擋變速箱 5 擋變速箱前進擋數(shù) 多擋變速箱 固定軸式軸的形式 旋轉軸式 兩軸式變速箱 中間軸式變速箱 雙中間軸式變速箱固定軸式 多中間軸式上變速箱 在原有變速傳動機構基礎上，再附加一個副箱體，這就在結構變化不大的基礎上， 達到增加變速箱擋數(shù)的目的。近年來，變速箱操縱機構有向自動操縱方向發(fā)展的趨勢。 1.4 汽車變速箱的發(fā)展現(xiàn)狀及其技術趨勢 我國在手動變速箱領域，國產(chǎn)品牌已占主導地位，為適應當代汽車節(jié)能、環(huán)保、 舒適、廉價要求這一新趨勢，更高的傳動效率，更舒適的駕乘感覺，更小的體積和更 加簡易可靠的控制模式已經(jīng)成為當今新型變速箱技術的追求目標。目前，無論是商用 車還是其他形式的汽車，自動變速箱越來越成為標配。 汽車用自動變速箱目前主要分為 AT、AMT、CVT、DCT 四種變速箱。由于它們各自 的結構特點和工作原理各不相同，技術成熟程度也不盡相同，因此從目前發(fā)展現(xiàn)狀上 看， 在制造成本、燃油經(jīng)濟性、換擋舒適性以及使用壽命等多個方面也存在差異，各具優(yōu) 劣。 在眾多形式的自動變速箱中，不能說哪類好哪類不好，任何變速箱都有自身的 優(yōu) 點和缺點，不同變速箱適用于不同車型，要適具體情況而論。然而，衡量一臺汽車的 11 好壞，很大程度上決定于變速箱的質量，而變速箱的質量取決于齒輪的設計與制造。 變速箱的技術核心在于變速箱內(nèi)部的控制機構，變速箱和發(fā)動機動力的配合如果緊密 與協(xié)調(diào)，那么汽車發(fā)動機的性能就能夠得到良好的發(fā)揮。 在變速箱的設計和制造中，CAD、CAM、CAE 等計算機技術的優(yōu)勢，體現(xiàn)得淋漓盡致。 虛擬設計技術是利用計算機技術對所要進行的生產(chǎn)和制造活動的建模和仿真。它 通過并行工作的方式縮短設計周期，也通過仿真的方式降低試驗成本。 由于汽車變速箱殼體尺寸大、形狀復雜，進行壓鑄生產(chǎn)具有比較大的困難，通過 對壓鑄充型和凝固過程的仿真分析，能夠模擬壓鑄過程的速度和溫度場，可以預測鑄 件可能出現(xiàn)的缺陷，根據(jù)模擬結果優(yōu)化壓鑄工藝。 同樣，對于變速箱的齒輪零部件，可以通過 UG 與 ANSYS 的聯(lián)合模擬，進行有限元 分析，得出極速工況下的變形規(guī)律和應力分布規(guī)律，進而對齒輪的壽命校核和優(yōu)化設 計提供可靠依據(jù)。 汽車變速箱的發(fā)展，在設計方面將越趨于高度數(shù)字一體化，其制造也將追求高穩(wěn) 度、高精度、高清潔度，更加經(jīng)濟化，以保證整車性能得到最大優(yōu)化。 1.5 了解、認知手動變速箱的必要性 看過一些言論，說手動變速箱繁瑣的駕駛操作等不足，阻礙了汽車高速發(fā)展的腳 步。手動變速箱會在不久的將來“下課” 。但是，手動變速箱轎車從目前的市場需求和 適用角度來說，還不會過早的離開我們的視野。 首先，從商用車的特性上來說，手動變速箱的功用是其他變速箱所不能替代的。 以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力” ，除了發(fā) 動機需要強勁的動力之外，還需要變速箱的全力協(xié)助。我們都知道一擋有“勁” ，這樣 在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非 常明顯。而對于其他新型的變速箱，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。 其次，從我國的具體情況來看，手動變速箱幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史， 資歷較深的司機都是“手動”駕車的，他們對手動變速箱的認識程度是非常深刻的， 如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。雖然自動變速箱以及無級變速箱已非常 的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那 種快感，所以一些中高擋的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速箱。另外， 目前在我國的汽車駕駛學校中，教練車都是手動變速箱的，除了經(jīng)濟適用之外，關鍵 是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。 第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的 12 老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速箱其自身的性價比，配套于經(jīng)濟型轎車 廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。 繼而，開展對手動變速箱的了解、學習與研究和分析有一定必要。本設計的相關 任務已于上文給出。 第二章 變速箱傳動機構布置方案的確定 機械式變速箱因具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點，故 在不同形式的汽車上得到廣泛應用。 2.1 傳動機構布置方案分析 設計時首先應根據(jù)汽車的使用條件及要 求確定變速箱的傳動比范圍、擋位數(shù)及各個 擋位的傳動比，它們對汽車的動力性與燃料 經(jīng)濟性有重要的直接影響。 擋位越多，油耗越低，無級變速箱最理 想。目前很多轎車采用的是帶液力變矩器的 自動換擋變速箱，擋位一定時可依靠液力變 矩器實現(xiàn)無級變速，其效率仍需進一步提高 才能做到真正省油。 變速箱傳動比與最小燃油消耗特性曲線的關系： =0.377nr/ =An/ ， nia0uia 車速（ ua）一定時，燃油消耗率最低（ bmin）時對應的發(fā)動機轉速。 （圖 2-1 所示） 傳動比范圍是變速箱低擋傳動比與高擋傳動比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多 樣，發(fā)動機的功率與汽車質量之比也愈小，則變速箱的傳動比范圍應愈大。目前，轎 車變速箱的傳動比范圍為 3.04.5；一般用途的貨車和輕型之上的客車為 5.08.0； 越野車與牽引車為 10.020.0。 【本設計傳動比范圍約為 3.7】 圖 2-1 發(fā)動機外特性和最小燃油消耗特性曲線 通常，有級變速箱具有 3、4、5 個前進擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用 多擋變速箱，其前進擋位數(shù)多達 616 個甚至 20 個。 13 變速箱擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動機的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟性及平均車 速，從而可提高汽車的運輸效率，降低運輸成本。但采用手動的機械式操縱機構時， 要實現(xiàn)迅速、無聲換擋，對于多于 5 個前進擋的變速箱來說是困難的。因此，直接操 縱式變速箱擋位數(shù)的上限為 5 擋。多于 5 個前進擋，將使操縱機構復雜化，或者需要 加裝具有獨立操縱機構的副變速箱，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車和貨車的變速箱，采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速擋（最高擋 位） 。采用傳動比小于 1（0.70.8）的超速擋，可以更充分地利用發(fā)動機功率，降低 單位行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù)，因而會減少發(fā)動機的磨損，降低燃料消耗。但與 傳動比為 1 的直接擋比較，采用超速擋，會降低傳動效率。 有級變速箱的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目、 轉速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪、軸，以及殼體等零件的制造精度、剛 度等。 2.1.1 固定軸式變速箱 1）兩軸式變速箱 圖 2-2 示出用在 FF 乘用車上的兩軸式變速箱傳動方案。其特 點是：變速箱輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，發(fā)動機縱置時圖 2-2 兩軸式變速 箱傳動方案主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪，發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱 齒輪；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均采用常嚙合齒輪傳動。 圖 2-2 兩軸式變速箱傳動方案 2）中間軸式變速箱 中間軸式變速箱多用于 FR 和 RR(發(fā)動機后置后輪驅動，rear 14 engine rear wheel drive，簡稱 為 RR)的汽車和客車上。 變速箱第一軸的前端經(jīng)軸承 支承在發(fā)動機飛輪上，第一軸的 花鍵用來裝設離合器的從動盤， 而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié) 連接。 圖 2-3 中的中間軸式四擋變 速箱傳動方案示例的區(qū)別為圖 2- 3a、b 所示方案有四對常嚙合齒輪， 倒擋用直齒滑動齒輪變擋。第二 軸為三點支承，前端支承在第一 軸的末端孔內(nèi)，軸的中部和后端 分別支承在變速箱殼體和附加殼 體上。圖 2-3a 所示傳動方案又能 達到提高中間軸和第二軸剛度的 目的；圖 2-3c 所示傳動方案的二、 三、四擋用常嚙合齒輪傳動，而 一、倒擋用直齒滑動齒輪換擋， 第二軸為兩點支承。 圖 2-4 所示為中間軸式五擋 變速箱傳動方案示例。圖 2-4a 所 示方案中，除一、倒擋用直齒滑 動齒輪換擋外，其余各擋為常嚙 合齒輪傳動。圖 2-4b、c、d 所示 方案的各前進擋，均用常嚙合齒 輪傳動。圖 2-4d 所示方案中的倒 擋和超速擋安裝在位于變速箱后部的副箱體內(nèi)，這樣布置可以提高軸的剛度、減少齒 輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速擋的條件下，很容易形成一個只有四 個前進擋的變速箱。圖 2-5a 所示方案中的一擋、倒擋和圖 2-5b 所示方案中的倒擋用 直齒滑動齒輪換擋，其 余各擋均為常嚙合齒輪。 圖 2-3、圖 2-4、圖 2-5 分別示出了幾種中間軸式四、五、六擋變速箱傳動方案。 各傳動方案的共同特點是：變速箱的第一軸后端與常嚙合齒輪做成一體。絕大多數(shù)方 案的第二軸前端經(jīng)軸承支撐在第一軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一直線上，經(jīng) 15 嚙合套將它們連接后可得到直接擋。使用直接擋，變速箱的齒輪和軸承及中間軸均不 圖 2-3 中間軸式四擋變速箱傳動方案 承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速箱第一軸和第二軸直接輸出，此時變速箱的傳動效率高，可 達 90%以上，噪聲低、齒輪和軸承的磨損減少。因為直接擋的利用率要高于其他擋位， 因而提高了變速箱的使用壽命；在其他前進擋位工作時，變速箱傳遞的動力需要經(jīng)過 第一軸、中間軸和第二軸上的兩對嚙合齒輪傳遞，因此在變速箱中間軸與第二軸之間 的距離（中心距）不大的情況下，一擋仍有較大的傳動比；擋位高的齒輪采用或不采 用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換擋機構，均采用同步 器或嚙合套換擋，少數(shù)結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋，還有各擋同步器或嚙 合套多數(shù)情況下裝置第二軸上。 【本設計采用中間軸式五擋傳動方案，具體結構見相關 圖紙】 圖 2-4 中間軸式五擋變速箱傳動方案 圖 2-5 中間軸式六擋變速箱傳動方案 16 以上各方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其它換擋方式可以用同步器或嚙 合套來實現(xiàn)。同一變速箱中，有的擋位用同步器換擋，有的擋位用嚙合套換擋，那么 一定是擋位高的用同步器換擋，擋位低的用嚙合套換擋。 FR 乘用車采用中間軸式變速箱，為縮短傳動軸長度，將第二軸加長，如圖 2- 3a、b 所示。如果在附加殼體內(nèi)布置倒擋傳動齒輪和換擋機構，還能減小變速箱主體部 分的外形尺寸及提高中間軸和輸出軸的剛度，如圖 2-4c 所示。 變速箱用如圖 2-4c 所示的多支承結構方案，能提高軸的剛度。這時，如果在軸平 面上可分開的殼體，就能較好地解決軸荷齒輪等零部件裝配困難的問題。圖 2-4c 所示 方案的高擋從動齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時一擋和倒擋齒輪布置在變速箱殼體的中間跨 距里，而中間擋的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點。 2.1.2 倒擋方案布置方案 與前進擋比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋，故多數(shù)方 案均采用直齒滑動齒輪方式倒擋。為實現(xiàn)倒擋傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸 上的齒輪傳動路線中加入一個中間傳動齒輪方案，如圖 2-2a、b、c 和圖 2-3a、b 所示； 也有利用兩個連體齒輪方案的，如圖 2-3c 和圖 2-4a、b 所示。前者雖然結構簡單，但 是中間傳動的齒輪式在最不利的正、負交變彎曲應力狀態(tài)下工作的；而后者是在較為 有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作，并使倒擋傳動比略有增加。也有少數(shù)變速箱采 用結構復雜和是成本增加的嚙合套或同步器方案換入倒擋，如圖 2-2f 所示。圖 2-6 為 常見的倒擋布置擋案。圖 2-6b 所示方案的優(yōu)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；但換擋時要求有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖 2-6c 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 2-6d 所示方案 針對前者的缺點進行了修改，取代了圖 2-6c 所示方案。圖 3-6e 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。圖 2-6f 所示方案適用于全部齒輪副均為 常嚙合的齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用，縮短變速箱的軸向長度，有的貨車倒 擋傳動采用圖 2-6g 所示方案；其缺點是一、倒擋須各用一根變速箱撥叉軸，致使變速 箱上蓋中的操縱機構復雜一些。 【本設計采用圖 3-6f 所示方案，具體結構見相關圖 紙】 17 圖 2-6 倒擋布置方案 變速箱的一擋或倒擋因傳動比大，工作時在齒輪上作用得力也增大，并導致變速 箱軸產(chǎn)生較大的擾度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)破壞，最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和 工作 圖 2-7 變速桿換擋位置與順序 圖 2-8 換擋軸位置與受力分析 18 噪聲增加。為 此，無論是兩 軸式變速箱還 是中間軸式變 速箱的一擋與 倒擋，都應當 布置在靠近軸 的支承處，一 邊改善上述不 良狀況。然后 按照從低擋到 高擋的順序布 置各擋齒輪， 這樣既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動 比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，考慮到這點，有些方案將一擋布置在靠近軸 的支承處，如圖 2-3b、圖 2-3b、圖 2-5a 等所示，然后在布置倒擋。此時在倒擋工作 時，輪齒磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，而在一擋工作時輪齒的磨損與噪聲有所減 少。圖 2-2c 將倒擋齒輪布置在附加殼體內(nèi)，并緊靠軸的支承處，而一擋布置在變速箱 殼體右側緊靠支撐處，這個方案能很好得解決兩個傳動比大的擋位都布置在靠近支承 的地方的這一問題。 倒擋設置在變速箱的左側和右側，在結構上均能實現(xiàn)，不同之處是掛倒擋是駕駛 員移動變速桿的方向改變了。為了防止意外掛入倒擋，一般在掛倒擋是設有一個掛倒 擋時需要克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。從這一點考慮，圖 2-7a、b 的 換擋方案比圖 2-7c 的方案更合理。圖 2-7c 所示方案在掛一擋時也需要克服用來防止 誤掛倒擋所產(chǎn)生的力，這對換擋技術不熟練的駕駛員是不利的。 除此之外，倒擋的中間齒輪位于變速箱的左側或右側對倒擋軸的受力狀況有影響， 如圖 2-8 所示。 2.2 部件結構方案分析 變速箱的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確 定變速箱結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構型式、軸承型式、潤滑和密封等 因素。 2.2.1 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，運轉平穩(wěn)、工作時噪聲低等 19 優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。變速箱中的常嚙合齒 輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速箱的轉動慣量 增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 【本設計中由于倒擋采用常嚙合方案，故倒擋 采用斜齒輪傳動方式，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動】 2.2.2 換擋機構型式 變速箱換擋機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種形式。 直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒端面 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擋、噪聲大等原因，除 一擋、倒擋外很少采用。 嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪 聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視 結構布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套 換擋結構簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋位上常被使用。 同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，提高 了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結 構復雜、制造精度高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。 【本設計采用同步器 換擋】 2.2.3 自動脫擋 自動脫擋是變速箱的主要障礙之一。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）將接合齒的工作面設計加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 2030） ，使接 合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力（圖 2-9） 。這種結構方案比較有效，采用較多。 圖 2-9 防止自動脫擋的結構措施 2） 將嚙合套做得長一些（如圖 2-10a）或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖 2- 10b） ，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約 13mm。使用中因接觸部分擠壓和 20 磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫擋。 3）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.30.6mm） ，這樣，換擋后嚙合套的后 端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫擋（圖 2-11） 。 此段切薄 a b 圖 2-10 防止自動脫擋的結構措施 圖 2-11 防止自動脫擋的結構措施 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，如圖 2-12 所示?；ㄦI轂 7 用內(nèi)花鍵套裝在 二軸外花鍵上，用墊圈、卡環(huán)軸向定位?；ㄦI轂 7 兩端與齒輪 1 和 4 之間各有一個青 銅制成的鎖環(huán)（即同步環(huán)）5 和 9。鎖環(huán)上有短花鍵齒圈，其花鍵的尺寸和齒數(shù)與花鍵 轂齒輪 1 和 4 的外花鍵齒相同。兩個齒輪和鎖環(huán)上的花鍵齒，靠近接合套 8 的一端都 有倒角（鎖止角） ，且與結合套齒端的倒角相同。鎖環(huán)有內(nèi)錐面，與齒輪 1、4 的外錐 面倒角相同。在鎖環(huán)內(nèi)錐面上有細密的螺紋（或直槽） ，當錐面接觸后，它能及時破壞 油膜，增加錐面間的摩擦力。鎖環(huán)內(nèi)錐面摩擦副成為摩擦件，外沿帶倒角的齒圈是鎖 止件，鎖環(huán)上還有 3 個均布的缺口 12。3 個滑塊 2 分別裝在花鍵轂 7 上 3 個均布的軸 向槽 11 內(nèi)，沿槽可以軸向移動。滑塊被兩個彈簧 6 的徑向力壓向接合套，滑塊中部的 凸起部位壓嵌在接合套中部的環(huán)槽 10 內(nèi)?；瑝K和彈簧是推動件?；瑝K兩端伸入鎖環(huán) 5 的缺口 12 中，滑塊窄而缺口寬，兩者只差等于鎖環(huán)的花鍵齒寬。鎖環(huán)相對于滑塊順轉 和逆轉都只能轉動半個齒寬，且只有當滑塊位于鎖環(huán)缺口的中央時，接合套與鎖環(huán)才 能接合。 21 圖 2-12 鎖環(huán)式慣性 同步器 1-一軸常嚙合齒輪；2-滑塊；3-撥叉；4-二軸齒輪；5、9-鎖環(huán)（同步環(huán)） ； 6-彈簧圈；7-花鍵轂；8-接合套；10-環(huán)槽；11-3 個軸向槽；12-缺口 2.2.4 變速箱軸承 做旋轉運動的變速箱軸支承在殼體或其他部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接 處應安置軸承。變速箱軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、 滑動軸套等。 汽車變速箱結構緊湊、尺寸較小的特點，采用尺寸大些的軸承受結構限制。如變 速箱的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時可布置圓錐滾 子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來承受軸向力和 徑向力。變速箱第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間，常采用一端有 密封圈的球軸承來承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部 軸承傳給變速箱殼體，此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承。由于變速箱向輕量化方向 22 發(fā)展的需要，要求減小變速箱中心距，這就影響到軸承外徑的尺寸。為了保證軸承有 足夠的壽命，可選用能承受一定軸向力的無保持架的圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工 作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但當在殼體前端面布置軸承 蓋有困難時，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力，而 后端采用外圈有擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。 圓錐滾子軸承因有直徑較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負荷和通過對軸 承預緊能消除軸向間隙及軸向竄動等優(yōu)點，故在一些變速箱上得到應用。圓錐滾子軸 承也有裝配后需要調(diào)整預緊，使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜，從而影響齒輪正確嚙合 等一些缺點。當采用錐軸承時，要注意軸承的預緊，以免殼體受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間 隙而使中間軸歪斜，導致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此，錐軸承不適合用在線脹系 數(shù)較大的鋁合金殼體上。 變速箱第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選 用中系列球軸承或圓柱棍子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速箱中心距確定，并要保證殼體 后壁兩軸承孔之間的距離不小于 620cm。 滾針軸承、滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對運動的 地方。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小、定位及運轉精度 高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點?；瑒虞S套的徑向配合間隙大、易磨損、間隙增大后影響 齒輪的定位和運轉精度并使工作造成增加。其優(yōu)點是制造容易、成本低。 綜上，本設計中第一軸上與箱體支承處選用深溝球軸承，變速箱第一軸后端內(nèi)腔 中選用滾針軸承對第二軸前端進行支承，第二軸后端與軸承蓋直徑采用深溝球軸承， 第二軸后端與箱體后蓋間用外圈無擋邊的圓柱滾子軸承，中間軸前、后端采用圓錐滾 子軸承支承在箱體內(nèi)。 23 第三章 變速箱主要參數(shù)的選擇 根據(jù)變速箱運用的實際場合，結合同類變速箱的設計數(shù)據(jù)和經(jīng)驗，來進行本設計 的主要參數(shù)的選擇，包括：擋數(shù)、傳動比范圍、中心距、外形尺寸、齒輪參數(shù)等。 3.1 擋數(shù) 變速箱的擋數(shù)可在 320 個擋位范圍內(nèi)變化。通常變速箱的擋數(shù)在 6 擋以下，當 擋數(shù)超過六擋以后，可在 6 擋以下的主變速箱基礎上，再配置副變速箱，通過兩者的 組合獲得多擋位變速箱。 傳動系的擋位增多后，增加了選用合適擋位使發(fā)動機處于工作狀況的機會，有利 于提高燃油經(jīng)濟性。因此，轎車手動變速箱已基本采用 5 擋，也有 6 擋的。近年來， 為了降低油耗，變速箱的擋位也有增加的趨勢。發(fā)動機排量大的乘用車多用 5 個擋。 【本設計采用 5 個擋位】 3.2 傳動比范圍 變速箱傳動比的范圍是指變速箱最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。高擋通常 是直接擋，傳動比為 1.0；有的變速箱最高擋是超速擋，傳動比為 0.70.8。影響最 低擋傳動比選取的因素有：發(fā)動機的最大轉矩和最低穩(wěn)定轉速所要求的汽車最大爬坡 能力、驅動輪與路面間的附著力、主減速比和驅動輪的滾動半徑以及所要求達到最低 穩(wěn)定性是車速等。目前乘用車的傳動比范圍在 3.05.4 之間，總質量輕些的商用車在 5.08.0 之間，其他商用車則更大。 本設計根據(jù)已給條件，最高擋擋選用超速擋，傳動比為 i1=3.5，i2=2.5，i3=2.0，i4=1.5，i5=0.95，iR=3.5(倒擋) 所給相鄰擋位間的傳動比比值在 1.8 以下，利于換擋。 3.3 中心距 A 對中間軸式變速箱，變速箱中心距是指中間軸與第二軸軸線之間的距離。它是一 個基本參數(shù)，其大小不僅對變速箱的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對齒輪 的接觸有輕度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪壽命越短；變速箱的 中心距取的越小，會使變速箱長度增加，并因此而使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合 狀態(tài)破壞。 24 3IAmaxKT中間軸式變速箱中心距 A（mm）的確定，可根據(jù)對已有變速箱的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： （3-1） 式中：KA中心距系數(shù)。對轎車， K A =8.99.3；對貨車， K A =8.69.6；對多 擋主變速箱， K A =9.511； 變速箱處于一擋時的輸出扭矩（此處意為最大轉矩） 。ImaxT 故可得出初始中心距：A=66.86mm，圓整取 A 為 67mm。 3.4 外形尺寸 變速箱的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初 步確定。 乘用車四擋變速箱殼體的軸向尺寸 3.03.4 A。商用車變速箱殼體的軸向尺寸與擋 數(shù)有關： 四擋(2.22.7) A 五擋(2.73.0) A 六擋(3.23.5) A 當變速箱選用的擋數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù) KA 應取給出系數(shù)的上限。為檢測 方便， A 取整。 本設計為五速手動變速箱，其殼體的軸向尺寸是 3x67=201mm。 3.5 齒輪參數(shù) 3.5.1 模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，影響它選取的因素很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、 工藝等。 選取齒輪模數(shù)一般遵守的原則有： 在變速箱中心距相同的情況下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時 增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲；為使質量小些，應該增加模 數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考 慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)；減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義，因此齒 輪的模數(shù)應選的小些；對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，此時齒輪應該選用大些 的模數(shù)；變速箱低擋齒輪應選用較大些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。所選模數(shù) 應符合 GB/T 1357-2008 規(guī)定的通用機械和重型機械用直齒和斜齒漸開線圓柱齒輪的法 向模數(shù)。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 25 （3-3max0.47neT 2） （3-1 1axexi 3） 式中 為變速箱傳動效率，取 96%； 為發(fā)動機最大轉矩。 emaxT 由 4-3 式得 =122Nm，進而求得 =2.33，取 m=2.5。 emaxTn 一擋直齒輪的模數(shù) m mm （3-4）31max0. 通過計算 m=2.45，取 m=3。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速箱 中的結合套模數(shù)都取相同，轎車和輕型貨車取 23.5。 【本設計取 2.5】 3.5.2 齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b 齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，傳動平穩(wěn)，能減少進入嚙合 和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒 的抗彎強度和表面接觸強度。汽車變速箱齒輪的齒形、壓力角、螺旋角按表 3-1 選取。 表 3-1 汽車變速箱齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 14.5，15，1616.5 2545 一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標準齒形 20 2030 重型車 同上 低擋、倒擋齒輪 22.5，25 小螺旋角 因國家規(guī)定的標準壓力角為 20，所以變速箱齒輪普遍采用壓力為 20。嚙合套 或同步器取 30；斜齒輪螺旋角 取 30。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此， 中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng) 軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力，b 加大，齒的承載能力增高。但試 驗表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。 所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速箱的重量和 縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù) m（mn）的大小來選定齒寬： 直齒 b=kcm，kc 為齒寬系數(shù)，取為 4.58.0 26 17Z 斜齒 b= kcmn，kc 取為 6.08.5 b 為齒寬（mm） 。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時取 24mm。 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低， 以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。模數(shù)相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數(shù)取得 稍大。 3.5.3 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪 產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能 力及 齒輪的嚙合噪聲。 由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸組合并構成的變速箱，會因保證各擋傳動比的 需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，應對齒 輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少些的 齒輪副應采用正角度變位。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，采用得 多。對斜齒輪傳動，還可以通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速箱齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高擋齒輪， 其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有 利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強度，應使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩 齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低擋齒輪， 由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn) 象。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于 輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速箱中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪 的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一擋主動齒輪 10 的齒數(shù) Z10=1517，因此一擋齒輪需要變位。 變位系數(shù) （3- 5） 式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。 【本設計中變位系數(shù)根據(jù)上式 3-5 求得】 3.5.4 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、輪廓精度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和吃 27 92110ZimAZ2 定厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小、工作噪聲大；但因齒輪受到的 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 受到的載荷幾種作用在齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0.750.80 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(nèi)，規(guī)定齒頂高 系數(shù)取為 1.0。本設計中也取齒頂高系數(shù)為 1.0。 3.6 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速箱的擋數(shù)、傳動比和傳動方 案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各擋齒數(shù)的方法。 3.6.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 （3-6） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)， 先求其齒數(shù)和 : （3-7） 其中 A =67mm、m =3；故 有 。4.7 圖 3-1 三軸五速變速箱示意圖 乘用車中間軸式變速箱 時，則中間軸上一擋齒輪的齒數(shù) 可在 151713.59i 10Z 之間選取，此處取 =15，則可得出 =30。10ZZ 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計算出的 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3- 7）看出中心距有了變化，這時應從 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距 A，再以這個 修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 這里 修正為 45，則根據(jù)式（3-7）反推出 A=67.5mm。Z 3.6.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3-6）求出常嚙合齒輪的傳動比 28 10219Zi21.75Zcos)(21ZmAnn21 7218Zi78.4nmAZcos22.5i 1321Zi123=()nAm （3-8） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 1 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 （3-9） 由此可得： (3-10) 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。 47Z 2 與 聯(lián)立可得： =17、 =30。 1 2 12 則根據(jù)式（3-6