毕业设计（论文）-微型车辆变速器设计.docx

毕业设计（论文）课题名称：微型车变速器设计系另专业班级：姓名：学号：指导教师：教研室主任：系分管教学领导：二。二X年十二月摘要本设计的任务是设计一台用于微型车上的手动变速器。本设计采用中间轴式变速器，该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。它功用是：1、改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；2、在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；3、利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。这台变速器具有五个前进档（包括一个超速档五档）和一个倒档，并通过锁环式同步器来实现换档。关键词：变速器锁环式同步器传动比齿轮AbstractThetaskofthisdesignistodesignamanualtransmissionforaminicar.It,sthecountershaft-typetransmissiongearbox.Thistransmissionhastwoprominentmerits:Firstly,thetransmissionefficiencyofthedirectdrivekeepsoffhigh,theattritionandthenoisearealsoslightest;Secondly,it,sallowedtoobtaininthebigergearratioofthefirstgearwhenthecenterdistanceissmaller.Accordingtothecontour,track,wheelbase,thesmallestgroundclearance,thesmallestturningradium,thevehiclesweight,theall-upweightaswellasthehighestspeedandsoon,unionthechoosingenginemodelwecanobtaintheimportantparametersofthemaxpower,themaxtorque,thedisplacementandsoon.Accordingtothebasicparametersofthecertainsaloon,choosethesuitablefinaldriveratio.Accordingtotheaboveparameters,combiningtheknowledgeofautomobiledesign,automobiletheory,machinedesignandsoon,calculatethecorrelatedparametersofthegearboxandprooftherationalityofthedesign.Itsfunctionis:!.Changinggearratio,expandingthetorqueofthedrivingwheelandtherangeoftherotationalspeed,toadaptthetravelconditionwhichfrequentlychanges,likestart,acceleration,climbingandsoon,simultaneouslycausestheenginetoworkundertheadvantageousoperatingmode;2.Underthepremiseoftheinvariablerotation,enablestheautomobiletotravelback;3.Usingneutral,severancesthepowertransmission,tomaketheenginestart,idle,andisadvantageousfortheenginetoshiftgearsortocarryonthedynamicoutput.Thisgearboxhasfive(includingoverdrive-fifthgear)andareversegear,andthroughtheinertialtypeofsynchronizertorealizeshiftgears.第一章绪论51.1 变速器研究的目的和意义51.2 变速器的分类5第二章变速器的概述及其方案的确定92.1 变速器的功用和要求92.2 变速器结构方案的确定92.3 变速器主要零件结构的方案分析16第三章变速器主要参数的选择与主要零件的设计193.1 变速器主要参数的选择193.2 各档传动比及其齿轮齿数的确定223.3 齿轮变位系数的选择243.4 齿轮的材料选择及热处理25第四章变速器齿轮的强度计算与材料的选择264.1 齿轮的损坏原因及形式264.2 齿轮的强度计算与校核26第五章变速器轴的强度计算与校核305.1 轴的结构305.2 轴的尺寸315.3 输入轴的强度与刚度校核325.4 输出轴的强度与刚度校核33第六章变速器同步器的设计366.1 同步器的结构366.2 同步器主要参数的确定37第六章变速器的操纵机构40第七章结论41参考文献42致谢43第一章绪论1.1 变速器研究的目的和意义当今，汽车行业已成为我国工业领域中最具代表性的行业，是我国工业的“风向标”，汽车行业直接反映着我国工业水平的发展程度。我国从上世纪五十年代起成立第一家汽车制造厂一一长春第一汽车制造厂开始，到如今已经有百余家汽车企业，国内知名汽车企业如吉利、哈弗等，不管在质量上还是销量上都能与国外知名品牌汽车抗衡，说明我国汽车制造技术已具有相当成熟的水平。如今，汽车早已进入千家万户，随着人们生活水平的日益提高，人们对汽车的性能要求也越来越高。人们要求汽车具备省油、质量安全可靠、操作性能好等特点。现代汽车上广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，故其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾，这对矛盾靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。因此，设计出一款合适的变速器显得尤为的关键。1.2 变速器的分类目前汽车上采用的变速器具有多种结构形式，按传动方式和操纵方式的不同可作如下的分类：(1)手动变速器。手动变速器是通过齿轮来传递转矩。由于齿轮数固定，其每档的传动比也是固定值。手动变速器属于有级变速器。目前市面上自动变速器越来越普遍，但并不意味着手动变速器没有市场。虽然汽车的发展趋势是朝着自动化、电动化方面发展，但手动变速器也有着自动变速器无法比拟的优点。第一、对于集装箱半挂车、卡车而言，手动变速器的优点是自动变速器无法比拟的。我们知道，集装箱半挂车、卡车等往往需要装载数吨货物，在起步时需要有足够的牵引力来克服启动时的阻力。手动变速器在一档时能提供足够大的力矩，能够将车带动。尤其是在爬坡时，这一特点显得尤为明显。第二，对于汽车爱好者来说，手动变速器有着自动变速器无法比拟的驾驶乐趣,能给驾驶者带来更好的驾驶体验。且对于驾校来说，手动变速器能够让学员更好的学习汽车，对于提高驾驶技能及驾驶过程中的协调性有着很大的帮助。第四，手动变速器在价格方面往往更加地经济实用。虽然目前我国经济水平有了显著的提高，但是对于很多工薪阶层来说，购买经济实用型的汽车是首选，且这类车销量一直名列前茅，说明手动变速器的潜力。（2）自动变速器自动变速器是由行星减速器构成，它能通过感知油门的大小及速度的快慢来自动调节档位，实现自动变速。在驾驶自动变速器时，驾驶员只需要右脚踩踏油门、刹车即可，操作简单，对于初学者，尤其是女性爱好者来说，可谓是具有很大的便利。自动变速器的优点是显而易见的。在驾驶过程中，不用频繁的增档减档、频繁的踩踏离合器更换档位，能极大地缓解驾驶疲劳，增加驾驶时的舒适性。尤其是在城市道路堵车时，这一优点更加地明显。（3）手自一体变速器手自一体变速器，顾名思义，既可以手动操作，也可以自动操作。手自一体变速器在档位上设有“+”和档位，可选择手动模式手动地操作变速器。对于需要体验驾驶乐趣的汽车爱好者来说，这是一款合适的变速器，同时在交通拥堵的时候能带来很大的便利。（4）无级变速器无级变速器是通过两个滑轮来实现变速，档位可以随意变化，没有突然跳动的感觉。从市场上来说，这种变速技术含量高，还有待于开发，但发展前景广阔，在以后的市场中应用肯定会越来越广泛。本设计是根据微型车五菱宏光而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型：主减速比4.75最高时速140kmh轮胎型号175/70R14发动机型号L2B最大扭矩146m最大转速5800rmin(rpm)最大功率8Ikw整备质量1800kg第二章变速器的概述及其方案的确定2.1变速器的功用和要求汽车上广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点，但其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化，故其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾，这对矛盾靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。因此，在汽车传动系统中增加变速器，可以起到汽车启动时增加发动机扭矩的效果。而且，汽车在某些情况下，需要倒向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器内设有倒挡。止匕外，变速器还没有空挡，可中断动力传递，以满足汽车暂时停驶和对发动机检查调整的需要。对变速器的要求，除一般便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点：(1)保证汽车的动力；(2)要设置有空挡，能中断发动机的输出功率；(3)要设置有倒档，能使车辆倒车；(4)换挡方便。快捷；(5)工作效率高；(6)工作时噪音小。2.2变速器结构方案的确定目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、创造、修理等条件不同，也由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此,一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种结构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，在设计过程中我们应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。(1)变速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率(=0.960.98),因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。目前，轿车变速器的传动比范围为3.04.5;一般用途的货车和轻型以上的客车为5.08.0;越野车与牵引车为10.0-20.0o通常，有级变速器具有3、4、5个前进档；重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器，其前进档位数多达616个甚至20个。变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。某些轿车和货车的变速器，采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于1(0.70.8)的超速档，可以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。但与传动比为1的直接档比较，采用超速档会降低传动效率。有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。三轴式变速器如图2-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距(影响变速器尺寸的重要参数)较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：处直接档外其他各档的传动效率有所下降。23图27轿车中间轴式四档变速器1第一轴；2第二轴；3中间轴两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%-10%o两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；个档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（igi=4.04.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。图2-2两轴式变速器1第一轴；2第二轴；3同步器有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。由于所设计的汽车是发动机前置，后轮驱动，因此采用中间轴式变速器。图2-3、图2-4、图2-5分别示出了几种中间轴式四，五，六档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数,换档方式和到档传动方案上有差别。图2-3中间轴式四档变速器传动方案如图2-3中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别：图2-3a、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档；图2-3c所示传动方案的二，三，四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2-4a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2-4b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；图2-4d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。图2-4中间轴式五档变速器传动方案图2-5a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2-5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2-3a、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2-4c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2-4C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。1.倒档传动方案倒挡齿轮的结构及倒挡轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案；也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下作，并使倒挡传动比略有增加。在微型车车中，通常只采用一个倒挡齿轮，结构较简单。为了使结构更加紧凑，本设计中采用图2-6f所示的传动方案。图2-6变速器倒档传动方案因倒挡传动比较大，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声增加。为此，把倒挡布置在靠近轴的中间支承的位置，便于改善上述不良状况。此外，结构布置上，倒挡齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒挡时能顺利换入倒挡，而不和其他齿轮发生干涉。倒挡齿轮安排在变速器的左侧或右侧，在结构上均能现，但关系到操纵杆拨动的方向和倒挡轴的受力状况。挂倒挡时，操纵杆向左侧（由变速器后部向前看）拨动，比较符合习惯要求。但此时倒挡齿轮需安置右侧,这使倒挡轴的轴承受较大的作用力。反之，操纵杆向右侧拨动，虽不符合使用习惯,但可以减轻倒挡轴的负荷。图2-7倒档轴位置与受力分析为防止意外挂入倒挡，设置倒挡锁，在挂倒挡时需克服倒挡锁弹簧所产生的力,用来提醒驾驶员注意。2.3变速器主要零件结构的方案分析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。1 .齿轮型式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；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。2 .换档结构型式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）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（0.30.6mm）,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2-8）。（2）将接合齿的工作面加工成斜齿面，形成倒锥角（一般倾斜2°3°）,使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力（图2-9）。这种结构方案比较有效，采用较多。图2-8防止自动脱档的结构措施Il图2-9防止自动脱档的结构措施Ill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2-10所示：图2-10锁环式同步器|、4-同步环；2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6一滑块;7一止动球;8-卡环；9一输出轴；10、11-齿轮第三章变速器主要参数的选择与主要零件的设计3.1 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45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'%mg(fcosG<max+sinamax)=mgm(3-1)rr式中，m汽车总质量；1800kgg重力加速度；9.8mS1ax道路最大阻力系数；取0.59一一驱动轮的滚动半径；依据本设计提供的车型轮胎参数175/70R14,175是指轮胎断面宽度70是指轮胎扁平比(公制)70mmR14是轮胎配合轮辆(车轮)直径是14英寸。可知14×254r=170x70%+-=300.3mmr2max发动机最大转矩；依据汽车型号五菱宏观发动机型号L2B可知，排气量：1485ml,最大功率：81KW,最大扭矩：146Nm0主减速比；4.75汽车传动系的传动效率。95%根据驱动车轮与路面的附着条件(3-2)，emax"g/T求得的变速器I档传动比为：G1rrIgLT.TemaJOlT式中G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；路面的附着系数，计算时取e=050.6。本设计取用的路面附着系数为0.5o根据公式(3-2)可得：%=4.02o超速档的的传动比一般为0.70.8,本设计取五档传动比%=0.75o中间档的传动比理论上按公比为：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=1.52。故有：3/=2.64,iglll=1.74,igiv=1.14o3丫修正为1。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。A=KAE34)式中KA中心距系数，对微型车车取KA=9.2；Tlmax变速器处于一档时的输出扭矩；加ax=TemJgl=146X4.02x0.95=557.574Nm故可得出初始中心距A=75.72mmo三、轴向尺寸变速器的轴向外形尺寸，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。汽车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0-3.4Ao货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)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3.4×72mm=244.8mm,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、齿轮参数作为机械传动中最重要也是最广泛的传动形式之一，齿轮传动广泛的运用于手动变速器中。在其整个传动系统中，齿轮的作用主要是用来传递运动与动力，因而在此工作过程中可能会出现传动的不平稳，同时产生振动、冲击与噪声问题等。齿轮经过实际负载工况工作至一定的寿命后，就可能产生轮齿折断、齿面接触疲劳点蚀以及磨损等形式的损伤。由以上这些问题可以看出齿轮传动过程中必须遵循的两项基本要求：一是齿轮传动过程需具备必要的工作稳定性，即对不同用途的齿轮需要求不同程度的工作平稳性指标，使得齿轮在其传动过程中产生的振动、噪声等处于允许的范围内，保证整个传动系统都能正常的工作：二是齿轮应具备足够的强度,即要求传动齿轮尺寸小、重量轻，在保证承载能力的基本前提下有尽可能长的寿命(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JB111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn%=0-47幅;相机(3-5)其中(max=146N11b可得出侬=2.5。一档和倒档直齿轮的模数相m=0.33maxmm(3-6)其中(max=557N租，通过计算加二3。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相同，取2.5或2。(2)齿形、压力角a、螺旋角0和齿宽b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-1选取。表37汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角齿形压力角螺旋角B汽车高齿并修形的齿形14.5°、15°、16°、16.5°2545。一般货车GB/T1356-2001规定的标准齿形20°2030。重型车GB/T1356-2001规定的标准齿形低档、倒档齿轮22.5°、25°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。对微型车，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。取20。，啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角力取30°。3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。1、确定一档齿轮的齿数已知一档传动比为：.¾o(3-7)Zl为了确定Z9和ZIO的齿数，先求其齿数和Z:2A2m(3-8)其中A=75.72mm,m=3；故有Z=50.48。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。当汽车三轴式的变速器3=3.53.9时,则ZK)可在1518之间选择，此处取ZlO=I8,则可得出Zg=33。上面根据初选的A及m计算出的2,可能不是整数，将其调整为整数后，从式(3-8)看出中心距有了变化，这时应从2,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(3-8)反推出A=76.5mm。2,确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比三="（3-9）4z9由已知数据可得：三=4.02X竺=2.19z133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(3-10)八J"+22)2cosy0由此可得：2Acosy5Z1+Z2-mn（3-11）根据已知数据可计算出：Z+Z2=530联立方程式可得：ZI=I9、Z2=34则根据式（3-7）可计算出一档实际传动J=3913.确定其他档位的齿数二档传动比G=三三（3-而4=2.64故有：z7/z8=1.475,对于斜齿轮:(3-13)2Acos2-mn故有：Z7+Z8=53联立方程式得：Z7=31、Z8=22o按同样的方法可分别计算出：三档齿轮Z5=26>Z6=27；五档齿轮Z3=17>Z4=36o4,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L取3.7o中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z2=13o而通常情况下，倒档轴齿轮Zn取2123,此处取乙3二23。(3-14)可计算出ZIl=27。故可得出中间轴与倒档轴的中心距IYl3A=-(z12+z13)=×(13+23)=54mm而倒档轴与第二轴的中心：A、=+z13)=-×(27+23)=75mm,取整72mm3.3 齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。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。角度变位既具有高度变位的优点，有避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数（17,因此一档齿轮需要变位。变位系数(3-15),17-ZI17式中Z为要变位的齿轮齿数。3.4 齿轮的材料选择及热处理通常对变速器传动齿轮材料的基本要求是：齿面有足够的硬度和耐磨性；轮齿有足够的抗弯曲强度和冲击韧性；易于加工达到所需要的精度等。常用的齿轮材料选用各种钢、铸铁或非金属材料，而汽车变速器的传动齿轮通常选择45#钢、40Cr.35SiMn、20Cr>20CrMnTi等中碳钢和中碳合金钢。其热处理方法通常为正火、调质、渗碳淬火等。在选择齿轮的制造材料时，既要考虑到作为变速器齿轮的机械性能，同时也要兼顾节约制造成本的要求，本文微型汽车手动变速器选择20CrMnTi为齿轮的制造材料，并对其采用渗碳淬火的热处理方法。第四章变速器齿轮的强度计算与材料的选择4.1 齿轮的损坏原因及形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮，由于换档时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。4.2 齿轮的强度计算与校核与其他机械设备使用的变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。止匕外，汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造，采用剃齿或齿轮精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cro1 .齿轮弯曲强度计算(1)直齿轮弯曲应力0y式中，w弯曲应力(MPa)；Ftw一档齿轮10的圆周力，Fw=2Tgd；其中4计算载荷(Nmm),d为节圆直径。K应力集中系数，可近似取1.65；Kf摩擦力影响系数，主动齿轮取L1,从动齿轮取09；b齿宽(mm),取20t端面齿距(mm)；y齿形系数，如图3-1所zjOO必-图47齿形系数图当处于一档时，中间轴上的计算扭矩为：T=TZ9ZrISemaxyy(4-2)乙10乙13334=146×-X=478.98Nm2T1819故由JFw=才可以得出心。；再将所得出的数据代入式(4-1)可得CrMO=780MPaCrVV9-585Mpa当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩Amax时，一档直齿轮的弯曲应力在400850MP4之间。(1)斜齿轮弯曲应力_F1K(4-3)Lbty式中(为重合度影响系数,取2.0；其他参数均与式(4-1)注释相同，K=1.50,选择齿形系数y时，按当量模数2'=2cos3?在图(4-1)中查得。2T二档齿轮圆周力：FtLFLT(4-4)根据斜齿轮参数计算公式可得