雙離合器式自動變速器的設(shè)計【六檔齒輪】【4張CAD圖紙+PDF圖】

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本科學(xué)生畢業(yè)設(shè)計 雙離合器式自動變速器 的六檔齒輪 系部名稱： 汽車工程系 專業(yè)班級： 車輛工程 0793111班 學(xué)生姓名： 孫宏宇 指導(dǎo)教師： 趙雨旸 職 稱： 副教授 哈工大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院 二○一○年十一月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Six archives gear wheel change gear design of pair of dyadic clutch automatic transmission Candidate：Sun Hongyu Specialty： Vehicle Engineering Class： 0793111 Supervisor：Associate Prof. Zhao Yuyang Institute of Technology 2010-11·Harbin 哈工大華德應(yīng)用技術(shù)畢業(yè)設(shè)計 摘 要 雙離合器式自動變速器(DualClutehTransmission，即DCT)，是由雙軸式手動變速器發(fā)展而來的。它既保留了結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高的優(yōu)點，又具有電液控制方式的優(yōu)點，改善了換檔品質(zhì)，降低了油耗、故障率和制造成本。目前國內(nèi)外有許多汽車大公司與學(xué)者在致力于雙離合器式自動變速器的開發(fā)與研究，并已在多款車上應(yīng)用。因此研究雙離合器式自動變速器的工作特性，并對其齒輪變速器進行設(shè)計，是非常重要和必須的。 本文設(shè)計研究了雙離合器式自動變速器的六擋齒輪變速器，對變速器的工作原理做了闡述，對各種不同變速器的布置方案及變速器的倒檔方案做了詳細的分析后選定了本變速器的最終布置方案，對變速器中的主要零件包括齒輪形式、換擋結(jié)構(gòu)形式作了闡述并進行了選擇、并且對變速器的擋位數(shù)、傳動比的范圍、中心距、做初步的選擇和設(shè)計。對變速器中的齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、進行了選擇、對變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算，并進行了強度校核，對一些標準件進行了選型。變速器的傳動方案設(shè)計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。 關(guān)鍵字：雙離合器；擋位數(shù)；傳動比；齒輪；自動變速器 ABSTRACT Pair of dyadic clutch automatic transmission (DualClutehTransmission , namely DCT), is to come from biax style hand movement change gear by developing. Now that it having reserved the structure simplicity , efficient merit of drive, have had electricity liquid control mode merit , improvement shifting into quality , lessening oil consumes , the malfunction leads cost of manufacture to draw. And at present, there is a lot of important automobile company in home and abroad and the scholar is in exploitation and research concentrating efforts on dyadic Yu Shuang clutch automatic transmission, already have applied to much money vehicle. And automatic transmission performance data studying pair of clutches are dyadic therefore, change gear carries out design on it's gear wheel, be very important and necessary. This design double clutch type automatic transmission gear transmission, the six blocked for transmission principle of work done on various transmission, the layout and the transmission of reverse scheme after a detailed analysis of the transmission of the final selection for transmission, the layout of main parts including gear shift structure forms, expounds the choice, and the number of transmission gears and scope, the transmission, the center distance, preliminary design and choice. Transmission of transmission scheme design. Simply tells the transmission components of material selection. Key words: Pair of clutches; Number of Gear; Transmission Ratio; Gear; Automatic Transmission II 哈工大華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 目　　錄 摘要 Ⅰ Abstract Ⅱ 第1章　緒論 1 1.1 課題研究的目的意義 1 1.2 課題的研究現(xiàn)狀 3 1.3 雙離合器式自動變速器的結(jié)構(gòu)及其優(yōu)點 4 1.3.1 雙離合器式自動變速器的結(jié)構(gòu) 4 1.3.2 雙離合器式自動變速器的工作原理 6 1.4 設(shè)計的主要內(nèi)容與技術(shù)路線 12 第2章　雙離合器式自動變速器方案的選擇和基本尺寸的確定 15 2.1 方案的選擇 13 2.1.1變速器的功用和要求 13 2.1.2變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 14 2.2 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 16 2.3 本章小結(jié) 18 第3章　變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計 19 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 19 3.1.1擋位數(shù) 19 3.1.2傳動比范圍 19 3.1.3中心距A 20 3.1.4軸向尺寸 20 3.1.5齒輪參數(shù) 20 3.2 變速器各擋傳動比的選擇 23 3.2.1初選傳動比 23 3.2.2最大傳動比的選擇 23 3.2.3其他各擋傳動比的確定 24 3.3 各擋齒輪齒數(shù)的分配 24 3.3.1 一檔齒輪參數(shù) 25 3.3.2 確定二檔齒數(shù) 26 3.3.3 確定三檔齒輪齒數(shù) 28 3.3.4 確定四檔齒輪齒數(shù) 29 3.3.5 確定五檔齒輪齒數(shù) 31 3.3.6 確定六檔齒輪齒數(shù) 32 3.3.7 確定倒檔齒輪齒數(shù) 33 3.4本章小結(jié) 35 第4章　變速器齒輪強度的計算與材料的選擇 36 4.1 齒輪的損壞原因及形式 36 4.2 齒輪材料的選擇 36 4.3 齒輪材料的強度計算與校核 36 4.4 各軸上的轉(zhuǎn)矩的計算 38 4.5 各擋齒輪彎曲強度計算 39 4.6 各擋齒輪接觸應(yīng)力的計算 40 4.7 本章小結(jié) 42 第5章　變速器軸的設(shè)計與校核 43 5.1 軸的功用與類型 43 5.1.1 軸的功用 43 5.1.2 軸的分類 43 5.1.3 軸的材料 43 5.1.4 軸的工藝要求 44 5.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 44 5.2.1 軸的加工工藝性 44 5.2.2 軸的裝配工藝性 44 5.2.3 軸的設(shè)計 44 5.3 軸的校核 46 5.3.1 第一輸出軸的校核 46 5.3.2 第二輸出軸的校核 48 5.4 本章小結(jié) 50 第6章　變速器同步器設(shè)計 51 6.1 同步器的結(jié)構(gòu) 51 6.2 同步器的主要參數(shù)確定 52 6.3 本章小結(jié) 53 結(jié)論 54 參考文獻 55 致謝 56 附錄 57 附錄A 外文文獻原文 57 附錄B 外文文獻原文中文翻譯 63 第1章 緒　　論 1.1變速器的類型及發(fā)展方向 汽車傳動系的基本功用是將發(fā)動機發(fā)出的動力傳給車輪，一般來說，車輪由外力負載決定的轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速與發(fā)動機所提供的有大的偏差，因此傳動系的功用可概括為：通過變換傳動比來調(diào)節(jié)或變換發(fā)動機的性能，將動力經(jīng)濟而方便的傳給車輪，以適應(yīng)外界道路和負載的變化。在汽車傳動系的發(fā)展過程中，自動變速一直是人們追求的目標。隨著計算機技術(shù)在汽車領(lǐng)域的廣泛應(yīng)用，自動變速技術(shù)得到了飛速的發(fā)展。在轎車日益普及,非熟練駕駛員大量增加的今天,汽車自動變速器的應(yīng)用有著更加重要的意義。 汽車自動變速器主要有液力機械式(AT,Automatic Transmission)、電控機械式(AMT,Automated Manual Transmission)、雙離合器式（DCT Double Clutch Transmission）、無級變速器(CVT,ContinuouslyVariable Transmission)等幾種形式。在AT中，液力變矩器具有無級連續(xù)變速和變矩的能力，對外部負載具有良好的自動調(diào)節(jié)和適應(yīng)性能，使車輛起步平穩(wěn)，加速迅速、均勻、柔和，加之液體傳動本身特有的減震性能，又進一步降低了傳動系的尖峰載荷和扭轉(zhuǎn)振動。它延長了傳動系的使用壽命，提高了乘坐舒適性和車輛平均速度，以及行使安全性和通過性等。因此，它是目前世界車輛自動變速器的主導(dǎo)產(chǎn)品。目前美國轎車AT的裝車率達到95%左右[1]，西歐也達到30%左右[1]。 1、手動變速器(MT) 手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。比如，一檔變速比是3.85[2],二檔是2.55[2],再到五檔的0.75[2],這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值(即有5級)，所以說它是有級變速器。 2、自動變速器（AT） 自動變速器（AutomaticTransmission），利用行星齒輪機構(gòu)進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。 3、手動/自動變速器（AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠911車型上首先推出，稱為Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設(shè)有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。 4、無級變速器 當今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范·多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有2～7個檔[3]。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術(shù)的發(fā)動機可在任何轉(zhuǎn)速下自動獲得最合適的傳動比。 雙離合器式自動變速器(DualClutehTransmission，即DCT)，是由雙軸式手動變速器發(fā)展而來的。它既保留了結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高的優(yōu)點，又具有電液控制方式的優(yōu)點，改善了換檔品質(zhì)，降低了油耗、故障率和制造成本。目前國內(nèi)外有許多汽車大公司與學(xué)者在致力于雙離合器式自動變速器的開發(fā)與研究，并已在多款車上應(yīng)用。因此研究雙離合器式自動變速器的工作特性，并對其齒輪變速器進行設(shè)計，是非常重要和必須的。 1.2變速器的應(yīng)用前景　　　 DCT是基于平行軸式手動變速器發(fā)展而來的，它繼承了手動變速器傳動效率高、安裝空間緊湊、質(zhì)量輕、價格低等許多優(yōu)點，而且實現(xiàn)了動力換擋，這不僅保證了車輛的加速性，而且由于車輛不再產(chǎn)生由于換擋引起的急劇減速情況，也極大地改善了車輛運行的舒適性。 DCT在推廣使用方面的一個顯著的優(yōu)點是它幾乎不受傳遞功率的限制，應(yīng)用范圍很廣，它既可以應(yīng)用在大型載重汽車、城市公共汽車、工程機械、中型貨車等大中型車輛上，使駕駛員免于頻繁的換擋操作，而且由于它的換擋時間很短，也可以應(yīng)用在運動型車輛上。通常在功率較大的車輛中，它的應(yīng)用更為有利。這是因為，一般情況下它有兩根傳動軸是同心的，即中間的一根傳動軸是實心的，而套在它外面的則是一根空心的，由于軸的剛度、強度以及結(jié)構(gòu)尺寸等方面的原因，較大的傳動軸軸徑有利于雙離合器式自動變速器的設(shè)計，多適合功率較大的車輛。DCT在推廣使用方面的另一個顯著的優(yōu)點是生產(chǎn)成本低。它是靠離合器和齒輪傳遞動力的，復(fù)雜程度低，對現(xiàn)有的手動擋變速器生產(chǎn)線稍加改造就可以轉(zhuǎn)而生產(chǎn)!"#，充分利用原有手動變速器的生產(chǎn)設(shè)備，生產(chǎn)繼承性好，很適合現(xiàn)有的手動變速器生產(chǎn)廠將產(chǎn)品升級到自動變速器。表1.1[3]為幾種自動變速器在性能、技術(shù)難度及成本方面的比較。我國汽車工業(yè)起步較晚，現(xiàn)在的生產(chǎn)線也多以生產(chǎn)手動擋變速器為主，高檔的自動變速器主要依靠進口，而生產(chǎn)DCT變速器可以充分利用原有手動變速器的生產(chǎn)設(shè)備，新增投資較少，比較適合我國國情[4]。 1.3雙離合器式自動變速器的結(jié)構(gòu)及其工作原理 1.3.1雙離合器式自動變速器的結(jié)構(gòu) DCT主要包括帶扭轉(zhuǎn)減振器的濕式離合器系統(tǒng)、按DCT工作原理配置的變速器及換擋系統(tǒng)和相應(yīng)的控制系統(tǒng)。 1、扭轉(zhuǎn)減振系統(tǒng) 由于在DCT中沒有使用液力變矩器等可以吸收系統(tǒng)振動的元件，所以需要采用扭轉(zhuǎn)減振器來吸收系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)振動。在DCT系統(tǒng)中，可以采用普通的單級或多級扭轉(zhuǎn)減振器，其安裝位置在發(fā)動機飛輪與DCT動力輸入部件之間，因此需要將飛輪的轉(zhuǎn)動慣量與DCT動力輸入件的慣量綜合匹配，并確定系統(tǒng)的扭轉(zhuǎn)剛度來設(shè)計扭轉(zhuǎn)減振器。 較。 圖1.1 變速器后端振動加速比較 2、離合器系統(tǒng) 在DCT中，既可以采用干式離合器，也可以采用濕式離合器，但兩者的工作特性存在較大的差別。干式離合器可以通過壓板和飛輪吸收較大熱量，對滑磨產(chǎn)生熱量的速度不敏感，但因為空氣散熱較慢，熱量不易在短時間內(nèi)散發(fā)出去，因此它受滑磨產(chǎn)生的總熱量的限制。干式離合器適于在短時間內(nèi)結(jié)合，這樣滑磨時間短，產(chǎn)生熱量少。其滑磨功特性曲線如圖1.2（a）所示[5]。濕式離合器用油冷卻摩擦片，它受限于產(chǎn)生熱量的速度，但不受產(chǎn)生的總熱量的限制，所以適用于離合器結(jié)合過程中壓力逐步增加、發(fā)熱速度較慢的場合。其滑磨功特性如圖1.2（b）,所示。在設(shè)計中可以選用較小的離合器儲備系數(shù)，并控制加壓油缸的油壓增長速度，使摩擦扭矩逐步增加。 （a）干式 （b）濕式 圖1.2 干式、濕式離合器產(chǎn)生的滑磨功 3、液壓控制系統(tǒng) DCT的液壓控制系統(tǒng)主要負責(zé)接受電控系統(tǒng)的控制指令，對離合器和變速器的換擋機構(gòu)進行操縱。液壓控制系統(tǒng)主要包括：雙離合器控制部分、換擋機構(gòu)控制部分和冷卻部分。雙離合器控制部分是通過對離合器油缸充入和釋放高壓油來實現(xiàn)離合器的分離和接合的。 雙離合器變速箱(DCT)的檔位切換是由檔位選擇器來操作的，檔位選擇器實際上是個液壓馬達，推動撥叉就可以進入相應(yīng)的檔位，由液壓控制系統(tǒng)來控制它們的工作。以一個典型的6檔雙離合器變速箱(DCT)為例，液壓控制系統(tǒng)中有6個油壓調(diào)節(jié)電磁閥，用來調(diào)節(jié)2個離合器和4 個檔位選擇器中的油壓壓力，還有5 個開關(guān)電磁閥，分別控制檔位選擇器和離合器的工作。 4、電子控制系統(tǒng) DCT的電子控制系統(tǒng)負責(zé)采集車輛運行信息、駕駛員的操作指令，實時在線的對車輛的運行狀態(tài)進行綜合處理和判斷，并控制DCT的運行。同時，電控系統(tǒng)還要負責(zé)與發(fā)動機電控單元以及其它系統(tǒng)的電控單元協(xié)調(diào)工作。圖1.3為電子控制系統(tǒng)框圖[3]。 圖1.3 DCT 電子控制系統(tǒng)框圖 1.3.2雙離合器式自動變速器的工作原理 與手動變速箱形成對照的是，雙離合器變速箱使用兩個離合器，但沒有離合器踏板。最新的電子系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)控制著離合器，正如標準的自動變速箱中的一樣。在雙離合器變速箱中，離合器是獨立工作的。一個離合器控制了奇數(shù)檔位(如：1 檔、3 檔、5 檔和倒檔)，而另一個離合器控制了偶數(shù)檔位(如：2檔、4檔和6檔)。使用了這個布局，由于變速箱控制器根據(jù)速度變化，提前嚙合了下一個順序檔位，因此換檔時將沒有動力中斷。其中最具創(chuàng)意的核心部分是雙離合器和機械部分變速箱中的兩軸式的輸入軸。這個精巧的兩軸式結(jié)構(gòu)分開了奇數(shù)檔和偶數(shù)檔。不象傳統(tǒng)的手動變速箱將所有檔位集中在一根輸入軸上，雙離合器變速箱(DCT)將奇數(shù)檔和偶數(shù)檔分布在兩根輸入軸上。 外部輸入軸被挖空，給內(nèi)部輸入軸留出嵌入的空間。以6檔變速箱為例，內(nèi)部輸入軸上安裝了1檔、3檔、5檔和倒檔的齒輪，外部輸入軸上安裝了2檔、4檔和6檔的齒輪。這使得快速換檔成為可能，維持了換檔時的動力傳遞。標準的手動變速箱是做不到這點的，因為它必須使用一個離合器來控制所有的奇數(shù)檔和偶數(shù)檔。 直接換擋變速器原則上由兩個彼此獨立的分動器組成，原則上總有一個分動器處于力的傳遞鏈中，而另外一個分動器則已經(jīng)被切換到另一個檔位，但是，離合器還處于開啟狀態(tài)。對分動器的每個檔位，均配備了傳統(tǒng)的同步器和換擋裝置如圖1.4所示[3]。 圖1.4　DCT結(jié)構(gòu) 目前唯一量產(chǎn)的雙離合器變速箱(DCT)是德國大眾的DSG變速箱，使BorgWarner DualTronic 技術(shù)，被裝備在Volkswagen Beetle、Golf、Touran 和Jetta 以及Audi TT 和A3；Skoda Octavia；Seat Altea, Toledo和Leon上。下面以DSG變速箱為例，簡單介紹雙離合器變速箱(DCT)的工作過程：在 1 檔起步行駛時，動力傳遞路線如下圖中直線和箭頭所示，外部離合器接合，通過內(nèi)部輸入軸到1 檔齒輪，再輸出到差速器。同時，圖中虛線和箭頭所示的路線是2 檔時的動力傳輸路線，由于離合器2是分離的，這條路線實際上還沒有動力在傳輸，是預(yù)先選好檔位，為接下來的升檔做準備的。當變速器進入2 檔后，退出1 檔，同時3 檔預(yù)先結(jié)合。所以在DSG 變速器的工作過程中總是有2 個檔位是結(jié)合的，一個正在工作，另一個則為下一步做好準備如圖1.5所示。 DSG變速器在降檔時，同樣有2個檔位是結(jié)合的，如果6檔正在工作，則5檔作為預(yù)選檔位而結(jié)合。DSG變速器的升檔或降檔是由變速箱控制器(TCU)進行判斷的，踩油門踏板時，變速箱控制器(TCU)判定為升檔過程，作好升檔準備；踩制動踏板時，變速箱控制器(TCU)判定為降檔過程，作好降檔準備。一般變速器升檔總是一檔一檔地進行的，而降檔經(jīng)常會跳躍地降檔，DSG 變速器在手動控制模式下也可以進行跳躍降檔，例如，從6 檔降到3 檔，連續(xù)按3 下降檔按鈕，變速器就會從6 檔直接降到3檔，但是如果從6檔降到2檔時，變速器會降到5 檔，在從5檔直接降到2 檔。在跳躍降檔時，如果起始檔位和最終檔位屬于同一個離合器控制的，則會通過另一離合器控制的檔位轉(zhuǎn)換一下，如果起始檔位和最終檔位不屬于同一個離合器控制的，則可以直接跳躍降至所定檔位。 圖1.5　DCT變速器 1檔：外部離合器—內(nèi)部驅(qū)動軸—輸出軸1—差速器如圖1. 6所示[5]。 圖1. 6　1檔傳動路線 2檔：內(nèi)部離合器—外部驅(qū)動軸—輸出軸—差速器如圖1.7所示[5]。 圖1. 7　2擋傳動路線 3檔：外部離合器—內(nèi)部驅(qū)動軸—輸出軸—差速器如圖1.8所示[5]。 圖1.8　3擋傳動路線 4檔：內(nèi)部離合器—外部驅(qū)動軸—輸出軸—差速器如圖1.9所示[5]。 圖1.9 4擋傳動路線 5檔：外部離合器—內(nèi)部驅(qū)動軸—輸出軸—差速器如圖1.10所示[5]。 圖1.10 5擋傳動路線 6檔：內(nèi)部離合器—外部驅(qū)動軸—輸出軸—差速器如圖1.11所示[5]。 圖1.11 6擋傳動路線 倒檔：外部離合器—內(nèi)部驅(qū)動軸—倒檔軸—輸出軸—差速器如圖1.12所示[5]。 圖1.12 倒擋傳動路線 1.4設(shè)計的主要內(nèi)容與技術(shù)路線 （1）雙離合器式自動變速器的六擋齒輪變速器設(shè)計。 （2）對離合器式自動變速器的檔位數(shù)、中心距進行了初步的選擇。 （3）對齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、各擋位齒輪的齒數(shù)等相關(guān)參數(shù)的設(shè)計。 （4）對變速器的軸和軸上零件的定位進行設(shè)計和校核。 （5）對同步器的進行了設(shè)計和選擇。技術(shù)路線如圖1.13所示。 圖1.13 技術(shù)路線 第2章 雙離合器式自動變速器方案的選擇和基本尺寸的確定 2.1方案選擇 根據(jù)任務(wù)書所提設(shè)計參數(shù)如表2.1。 表2.1 設(shè)計基本參數(shù) 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 280 N?m/1800-5000rpm 發(fā)動機最大功率 147kw/5100-6000rpm 最高車速 240km/h 輪胎規(guī)格 245/45R/17 汽車總質(zhì)量 1280kg 轉(zhuǎn)向盤操縱力 <200N 輪胎氣壓 2.5MPa 2.1.1變速器的功用和要求 變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒檔和空檔。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1、應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 2、工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換檔或自動、半自動換檔來實現(xiàn)。 3、重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 2.1.2變速器結(jié)構(gòu)方案的確定 變速器由傳動機構(gòu)與操縱機構(gòu)組成。 1、變速器傳動機構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 如圖2.1中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖2.1(a)、(b)所示方案有四對常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動齒輪換檔；圖2.1c所示傳動方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動，而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔。 （a） (b) (c) 圖2.1 中間軸式四檔變速器傳動方案 圖2.2(a)所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2.2(b)、(c)、(d)所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2.2(d)所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。 (a) (b) (c) (d) 圖2.2 中間軸式五檔變速器傳動方案 圖2.3(a) 所示方案中的一檔、倒檔和圖(b)所示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪[8]。 (a) (b) 圖2.3 中間軸式六檔變速器傳動方案 2倒檔傳動方案 圖2.4為常見的倒擋布置方案。圖2.4(b)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。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2.4(c)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2.4(d)所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2.4(c)所示方案。圖2.4(e)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。 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) 圖2.4 變速器倒檔傳動方案 2.2變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 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，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力。變速器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(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。 2、換檔結(jié)構(gòu)型式 　　換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換檔的特點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1、 將嚙合套做得長一些如圖2.5(a)所示。 或者兩接合齒的嚙合位置錯開圖2-5(b)，這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1～3mm[9]。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 2、將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.3～0.6mm）[9]，這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔圖2.6所示。 3、將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜2°～3°）[9]，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 圖2.9。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，采用較多。 (a) (b) 圖2.5 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 在本設(shè)計中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖2.10所示： 此段切薄 圖2.6 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 加工成斜面 圖2.7 防止自動脫檔的結(jié)構(gòu)措施 l、4—同步環(huán);2—同步器齒鼓;3—接合套;5—彈簧;6—滑塊; 7—止動球;8—卡環(huán);9—輸出軸;10、11—齒輪 圖2.8 鎖環(huán)式同步器 2.3本章小結(jié) 本章根據(jù)汽車設(shè)計所學(xué)的變速器設(shè)計知識對汽車變速器的結(jié)構(gòu)形式和動力傳動布置形式及倒檔布置形式進行初步的選擇。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1. 1擋數(shù) 變速器的擋數(shù)可在3～20個擋位范圍變化。通常變速器的擋數(shù)在6擋以下，當擋數(shù)超過6擋以后，可在6擋以下的主變速器基礎(chǔ)上，再行配置副變速器，通過兩者的組合獲得多擋變速器。 3.1.2傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔轉(zhuǎn)動比的比值。轉(zhuǎn)動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)，汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。 目前轎車的傳動比范圍在3～4之間，輕型貨車在5～6之間，其他貨車則更大。 3.1.3中心距A 中間軸式變速器中心距A的確定。 初選中心距A時,可根據(jù)下述經(jīng)驗公式計算[11]。 （3.1） 式中，A為變速器中心距（mm）; KA----中心距系數(shù)，車用車：K A =8.93. ～9.3；商用車：KA =8.6～9.6；對多檔KA =9.5～11； Temax ----為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N·m）i1為變速器一檔傳動比；η為變速器傳動效率，取96%。 乘用車變速器中心距A的確定。 乘用車變速器的中心距在60～80mm范圍內(nèi)變化，而商用車的變速器中心距在80～170mm范圍內(nèi)變化。原則上，總質(zhì)量小的汽車，變速器中心距也小些。 3.1.4軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0～3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)： 四檔(2.2～2.7)A 五檔(2.7～3.0)A 六檔(3.2～3.5)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。 3.1.5齒輪參數(shù) 1、模數(shù) 對貨車，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[12]：乘用車和總質(zhì)量ma在1.8～14.0t的貨車為2.0～3.5mm；總質(zhì)量ma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，有利于換擋見表3.1。 2、壓力角 理論上對于乘用車，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°等大些的壓力角見表3.2。 國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。 表3.1　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機排量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3.2　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 — 3、螺旋角β 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應(yīng)選用較大螺旋角。 根據(jù)圖3.1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件。 由于T=，為使兩軸向力平衡，必須滿足。 （3.2） 式中，F(xiàn)a1，F(xiàn)a2為軸向力，F(xiàn)n1，F(xiàn)n2為圓周力r1，r2為節(jié)圓半徑；T為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 圖3.1 中間軸軸向力平衡 最后可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 轎車變速器： 兩軸式變速器為 20°～30°。 中間軸式變速器為 22°～34°。 貨車變速器：18°～34°。 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°。 4．齒寬b 應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。 通常更據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：b=KCm, KC為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0 。 斜齒：b= KCmn，KC取6.0～8.5 。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，KC可取大些，使接觸線長度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 5變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設(shè)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。 6齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度、齒輪強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小、工作噪聲大；但因輪齒收到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)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集中作用到齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75～0.80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1.00。 3.2變速器各擋傳動比的選擇 3.2.1初選傳動比： （3.3） 式中，為汽車最高速度；np為為發(fā)動機最大功率轉(zhuǎn)速；r為車輪半徑；igmin為變速器最小傳動比（六擋傳動比）；i0為主減速器傳動比。 =0.377×=0.377×=3.0508 雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%，當＞6時取=85%，輕型商用車在5.0～8.0范圍， 3.2.2最大傳動比的選擇： 1、檔數(shù)和傳動比 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。本設(shè)計采用6個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有： ①滿足最大爬坡度 根據(jù)汽車行駛方程式 （3.4） 汽車以一擋在無風(fēng)、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡化為： （3.5） （3.6） 式中，G為汽車重力（G=mg=1280×9.8=12544N）；為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；為主減速器傳動比；為機械傳動效率；r為車輪半徑；f為滾動阻力系數(shù)；α為爬坡度，選取α=16.7°。f=0.0076+0.000056ua=0.0076+0.000056×24=0.02。 所以由式（3.4）1.698。 ②滿足附著條件。 ·φ （3.7） 式中，為驅(qū)動橋荷（前橋）=G×75%=9408N；φ為附著系數(shù)在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75。 ≤3.325。 由公式（3.4）（3.5）得1.698≤≤3.325。 選取一檔傳動比為3.3。 超速檔的的傳動比一般為0.7～0.8，本設(shè)計去五檔傳動比igⅤ=0.921。 3.2.3其他各擋傳動比的確定 按等比級數(shù)原則，一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系： 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為： 3.3各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 圖3.2 動力傳動示意圖 3.3.1確定一檔齒輪齒數(shù) （3.8） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， （3.9） 式(3.8) (3.9)得=13.59為避免發(fā)生根切現(xiàn)象選取=18。 =59.4選取=60。 1、對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(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)。 （3.10） 根據(jù)公式(3.10) A=118mm。 2、對螺旋角的修正 3、對一擋齒輪進行角度變位 tan= （3.11） cos= （3.12） 式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。 根據(jù)公式(3.11)αt=21.88°=22.07°。 經(jīng)過查機械設(shè)計手冊變位系數(shù)之和X∑=0.55 Xn1=0.47 Xn2=0.08。 4、中心距變動系數(shù) Yn==0.0545 5、齒高變動系數(shù) △Y=X∑-Yn=0.55-0.0545=0.4955 6、分度圓直徑 ==54.63mm ==182.1mm 6、齒頂高 =（1+0.47-0.4155）×2.75=2.679mm =（1+0.08-0.4995）×2.75=1.607mm 8、齒根高 =（1+0.25-0.47）×2.75=2.145mm =（1+0.25-0.88）×2.75=3.2175mm 9、全齒高 =4.824mm =4.824mm 10、齒頂圓直徑 =57mm =185mm 11、齒根圓直徑 =48mm =176mm 12、當量齒數(shù) =24.193 =80.645 3.3.2確定二擋齒數(shù) （3.13） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， （3.14） 由公式(3.13) (3.14)得=24.27，選取=24,=54。 1、對螺旋角的修正 2、對二擋齒輪進行角度變位 tan= （3.15） cos= （3.16） 式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。 根據(jù)公式(3.15)αt=21.88°=22.07°。 經(jīng)過查機械設(shè)計手冊變位系數(shù)之和X∑=0.55 Xn3=0.42 Xn4=0.13。 3、中心距變動系數(shù) Yn==0.0545 4、齒高變動系數(shù) △Y=X∑-Yn=0.55-0.0545=0.4955 5、分度圓直徑 ==72.82mm ==164mm 6、齒頂高 =（1+0.42-0.4955）×2.75=2.542mm =（1+0.13-0.4955）×2.75=2.144mm 7、齒根高 =（1+0.25-0.43）×2.75=2.255mm =（1+0.25-0.88）×2.75=3.08mm 8、全齒高 =4.797mm =4.824mm 9、齒頂圓直徑 =77.904mm =167mm 10、齒根圓直徑 =77.904mm =176mm 11、當量齒數(shù) =32.24 =72.54 3.3.3確定三擋齒數(shù) （3.17） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， （3.18） 式（3.17） （3.18）得=28.09，選取=28 =50。 1、對螺旋角的修正 2、對三擋齒輪進行角度變位 tan= （3.19） cos= （3.20） 式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。 根據(jù)公式(3.19)αt=21.88°=22.07°。 經(jīng)過查機械設(shè)計手冊變位系數(shù)之和X∑=0.55 Xn5=0.41 Xn6=0.14。 3、中心距變動系數(shù) Yn==0.0545 4、齒高變動系數(shù) △Y=X∑-Yn=0.55-0.0545=0.4955 5、分度圓直徑 ==84.96mm ==152mm 6、齒頂高 =（1+0.41-0.4955）×2.75=2.514mm =（1+0.13-0.4955）×2.75=1.7714mm 7、齒根高 =（1+0.25-0.41）×2.75=2.31mm =（1+0.25-0.14）×2.75=3.0525mm 8、全齒高 =4.824mm =4.824mm 9、齒頂圓直徑 =90mm =155mm 10、齒根圓直徑 =80.34mm =146mm 11、當量齒數(shù) =37.634 =67.168 3.3.4確定四擋齒數(shù) （3.21） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， （3.22） 式(3.21) (3.22)得=32.26，選取=33 =46。 1、對螺旋角的修正 2、對四擋齒輪進行角度變位 tan= （3.23） cos= （3.24） 式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。 根據(jù)公式（3-23）αt=21.88°=22.07°。 經(jīng)過查機械設(shè)計手冊變位系數(shù)之和X∑=0.55 Xn7=0.32 Xn8=0.23。 3、中心距變動系數(shù) Yn==0.0545 4、齒高變動系數(shù) △Y=X∑-Yn=0.55-0.0545=0.4955 5、分度圓直徑 ==100.132mm ==140mm 6、齒頂高 =（1+0.32-0.4955）×2.75=2.267mm =（1+0.23-0.4955）×2.75=2.0198mm 7、齒根高 =（1+0.25-0.32）×2.75=4.8245mm =（1+0.25-0.23）×2.75=2.805mm 8、全齒高 =4.824mm =4.824mm 9、齒頂圓直徑 =104.66mm =144mm 10、齒根圓直徑 =90.66mm =133.96mm 11、當量齒數(shù) =44.33 =67.794 3.3.5確定五擋齒數(shù) 第二輸出軸與輸入軸的中心距A2=95mm。 （3.25） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， （3.26） 式（3.25）（3.26）得=33.3，選取=33 =29。 1、對螺旋角的修正 2、對五擋齒輪進行角度變位 tan= （3.27） cos= （3.28） 式中αt為壓力角αn為端面壓力角；β為螺旋角；為端面壓嚙合角；A0為理論中心距；A為中心距。 根據(jù)公式（3-27）αt=22°=22.5°。 經(jīng)過查機械設(shè)計手冊變位系數(shù)之和X∑=0.35 Xn9=0.07 Xn10=0.28。 3、中心距變動系數(shù) Yn==0.0629 4、齒高變動系數(shù) △Y=X∑-Yn=0.35-0.0625=0.2871 5、分度圓直徑 ==136.102mm ==88.739mm 6、齒頂高 =（1+0.07-0.2871）×2.75=2.152mm =（1+0.28-0.2871）×2.75=2.73mm 7、齒根高 =（1+0.25-0.07）×2.75=3.245mm =（1+0.25-0.88）×2.75=2.6675mm 8、全齒高 =5.397mm =5.40mm 9、齒頂圓直徑 =93.043mm =159.01mm 10、齒根圓直徑 =83.32mm =95.644mm 11、當量齒數(shù) =39.94 =45.454 3.3.6確定六擋齒數(shù) 第二輸出軸與輸入軸的中心距A2=95mm。