汽车手动变速器毕业设计(2)

1.3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，除一档、倒档外很少采用。

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或者两接合齿的啮合位置错开，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（0.3~0.6mm），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1-3）。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。这种结构方案比较有效， 采用较多。

此段切薄

图1-3 防止自动脱档的结构措施Ⅱ

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1-5所示：

图1-4器 l、4-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;10、11-齿轮

环;2-同步锁环式同步

第二章 变速器主要参数的选择与主要零件的设计

2.1 变速器主要参数的选择

一、档数和传动比范围

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。

则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为

i?mg?max? （2-1）

Tmaxi0?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

Tmaxi??G2? rr求得的变速器I档传动比为：

i?G2?r （2-2）

Tmaixo?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=0.5~0.6。 由已知条件：满载质量 1800kg；

rr=337.25mm； Te max=170Nm； i0=4.782； η=0.95。 根据公式（2-2）可得：igI =3.85。

超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计取五档传动比igⅤ=0.75。 中间档的传动比理论上按公比为： q??1igmaxigmin （2-3）

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=1.51。

故有：igII?2.55 igIII?1.69 igIV?1.12(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：

A?KA3TImax (2-4)

式中 K A----中心距系数。对轿车，K A =8.9~9.3；对货车，K A =8.6~9.6；对多档

主变速器，K A =9.5~11；

TI max ----变速器处于一档时的输出扭矩：

TI max=Te max igI η =628.3N﹒m

故可得出初始中心距A=77.08mm。

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3.0~3.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.2~2.7) A五档(2.7~3.0)A 六档(3.2~3.5)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，KA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?77.08mm=231.24mm， 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JB111-60规定的标准值。第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn

mn?0.437Temamm (2-5) x其中Temax=170Nm，可得出mn=2.5。

一档直齿轮的模数m

m?0.333T1mamm (2-6) x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相同，轿车和轻型货车取2~3.5。本设计取2.5。 （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2-1选取。 表2-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角

项目 车型 轿车

齿形 高齿并修形的齿形 压力角α 14.5°，15°，16°16.5° 螺旋角β 25°~45° 一般货车 重型车 GB1356-78规定的标准齿形 同上 20° 20°~30° 小螺旋角 低档、倒档齿轮22.5°，25° 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20°,啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取30°。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(4.5~8.0) mm斜齿 b=(6.0~8.5) mm

2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定

1.确定一档齿轮的齿数

一档传动比

igI?Z2Z9 （2-7） ?Z1Z10 为了确定Z9和Z10的齿数，

先求其齿数和Z?: Z?=

图2-1 五档变速器示意图

2A （2-8） m 其中 A =77.08mm、m =3；故有Z??51.4。

当轿车三轴式的变速器igI?3.5~3.9时，则Z10可在15~17范围内选择，此处取Z10=16，则可得出Z9=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（2-8）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（2-8）反推出A=76.5mm。

2.确定常啮合齿轮副的齿数由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比

ZZ2?igI?10 （2-9） Z1Z9由已经得出的数据可确定

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