毕业设计（论文）ESU7160型乘用车变速器传动系统设计.doc

各专业完整优秀毕业论文设计图纸摘 要本次设计的是乘用车两轴变速器。首先制定了变速器的总体方案，计算选择中心距的大小，齿轮的模数等，确定倒档的布置形式，确定齿轮的压力角，螺旋角，齿宽，齿形系数等，然后计算变速器的各档传动比，各齿轮的参数，通过变位系数图查找计算变位系数，然后对各档齿轮进行变位，并对齿轮进行校核。计算了轴各段的长度和轴颈大小，并对轴和轴承进行校核计算。对于本次设计的变速器来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单。采用了两轴式结构，工作可靠，结构简单，而且采用同步器挂档，可以使变速器挂档平稳，噪声降低。所有传动齿轮为斜齿轮，使用寿命长，工作时噪声低，没有直齿轮的啮合冲击现象，运行比较平稳。可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求。本次设计最终得以较为圆满的完成，达到任务书所规定的学习内容。关键字：传动比，挡数，齿轮参数，轴，轴承Design of Type ESU7160 Vehicle Gearbox Transmission SystemABSTRACTThis design is two shaft transmission of a car. First formulated the overall scheme of the transmission, computation select the size of the center distance, the gear, determine the module layout forms of reverse gear, determine the pressure Angle, spiral Angle, the tooth width and tooth coefficient calculation, etc., and then all the gear transmission, the gears transmission ratio of parameters, through the displacements coefficient graph, and then calculate the lookup displacements of each file coefficient of gear, and the gear shift test. The calculation of the length of the shaft paragraphs and shaft neck size, and the shaft and bearings of check calculation. The characteristic for the design of transmission is the torque changes range can satisfy different working conditions requirements, simple structure. In two axis structure, reliable, the structure is simple, but also adopted synchronizer shift, can make the transmission shifting smoothly, and lower noise. All transmission gears is inclined gear, the service life is long, low noise, no work straight gear meshing impact phenomenon, run more smoothly. Can meet different working conditions in the car, so as to achieve the requirements of its economy and performance requirements. The design was eventually relatively satisfactory completion, achieve the stated commitments to study contents.Key words: Ratio, block number, gear parameters, shaft, bearing ESU7160型乘用车变速器传动系统设计 冯 佳 0611072210 引言如今，中国已成为世界第一大汽车消费国，第一大汽车生产国，第一大潜在市场。但是，汽车工业非常依赖于合资模式，中国汽车工业的飞速发展并没有如期望的那样带来汽车产业竞争力的提升。相反，由于长期以来比较重视引进产品，没有在核心技术的消化吸收上下工夫，缺乏产品研发的实践，形不成产品研发的整体力量，导致我国汽车产品的自主研发能力的薄弱。没有很好的掌握产品开发流程、过程、管理技术、项目管理技术和评价技术，没有很好的掌握系统继承配备技术，发动机关键组成和零部件开发的技术，缺乏产品开发需要的技术数据，尤其是轿车产品研发数据积累严重不足，这些都是我国现代汽车行业所欠缺的。合资企业的轿车产品，特别是高端产品几乎都是外国品牌，缺少自主品牌。国内汽车产品的核心技术大多数掌握在合资企业手中，没有话语权。从长远的角度来看，这非常不利于整个中国的科技行业和工业产业的发展。走合资道路有其历史原因，但是自主品牌、自主创新才是中国汽车工业的终极目标。“一口吃不成胖子”，中国汽车的发展不可能一日之间便赶上世界的前列，必须从基础工作做起一点一点的积累。汽车零部件是构成整车的基础，没有零部件的自主研发技术，就没有整车的自主品牌。我国目前的汽车零部件技术基础还是比较薄弱的，而且长期滞后于整车的发展，所以必须在总结他国经验的基础上自主创新。汽车变速器是汽车传动系统的关键部件，它的基本功能是通过改变传动比，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(功率较高而油耗较低)的工况下工作；在发动机旋转方向不变情况下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出 1。变速器作为汽车动力总成系统中重要的一环，直接决定了一部车的动力输出状况，同时对汽车的操纵性有着最直接的影响，它体现了一款车的技术水平2。而手动变速器便是变速器中的基础，只有将手动变速器“吃透了"，才能在变速器的开发道路上走得更好，更远，更扎实。因此，设计研究汽车变速器是有现实意义的。1 变速器总体方案的确定1.1 国内变速器市场调查 为了了解变速器产品的市场情况以及确定设计方向,对市场上价位在10万元左右的部分汽车品牌进行了调研，详细调查数据见表1：表1.1 部分轿车所用变速器的市场调研制造厂商车型价格(万元)变速器类型上海大众2009款POLO劲情1.4L手动时尚版 8.585档手动朗逸 2011款 1.6L 手动 品雅版 12.285档手动 (续)上海通用 凯越 2011款 1.6LE-AT 11.79 4档自动 科鲁兹 2010款 1.6 SL天地版 MT 11.695档手动 北京现代骑士S12 2011款 2.2 四驱豪华型9.385档手动瑞纳2011款两厢1.4L GT AT9.094档自动瑞纳2011款两厢1.4L GLS AT9.994档自动现代i30 09款 1.6 手动舒享型9.985档手动雅绅特 08款 1.4自动豪华型9.484档自动伊兰特 2011款 1.6 自动舒适型9.884档自动悦动2010款 1.6 GL MT9.985档手动长安汽车嘉年华 09款 两厢 1.5自动时尚型9.594档手自一体天语 SX4 2011款 两厢 1.6L灵动型9.885档手动雨燕 08款 1.5超炫版炫酷款 AT9.884档自动马自达2 2011款 炫动1.5AT 超值版9.684档自动长安 CX30 2010款 2.0AT 豪华型9.984档自动志翔 08款 2.0 手动精英型9.685档手动长城汽车凌傲 2010款 1.5 CVT 天窗版8.096档无级变速滕翼 V80 2011款 2.4 自动舒适型9.484档手自一体哈弗 H3 2010款 锐意版 2.0精英型9.885档手动哈弗 H5 2011款 智尊版 2.0豪华型9.485档手动东风日产标志207 2010款 1.6L 手动品乐版8.885档手动标志207 2010款 1.6L 自动驭乐版9.484档手自一体风神H30 2011款 1.6L 尊贵型 MT8.385档手动骊威 2010款 劲悦版1.6GI AT全能型9.584档自动骊威 2010款 劲悦版1.6GI MT超能型9.585档手动骊威 08款 1.6 MT 劲锐标准版9.985档手动玛驰 2010款 1.5XV AT 易智版9.294档自动阳光 2011款 1.5XE 舒适版 MT8.285档手动阳光 2011款 1.5XE 舒适版 CVT9.28无极变速(续)东风雪铁龙爱丽舍 2010款 1.6自动科技型8.484档手自一体爱丽舍 2010款 1.6手动尊贵型8.285档手动雪铁龙C2 08款 1.6 SX AT9.884档手自一体东风悦达起亚RIO 锐欧 07款 1.4 AT GLS8.484档自动RIO 锐欧 07款 1.6 MT GLS9.185档手动福瑞迪 2011款 1.6 MT GL9.885档手动赛拉图 08款 欧风 1.6 GL AT9.984档自动赛拉图 08款 欧风 1.6 GL MT8.985档手动东南汽车V3菱悦2010款1.5 旗舰版导航版CVT8.696档无级变速蓝瑟 2010款 1.6MT 舒适运动型8.985档手动为了更直观的了解各类型变速器的使用情况，将上述调研车辆的变速器进行总结归类，详细情况见图1.1： 图1.1 各类型变速器在所有调查品牌中所占的份额 从表1和图1中可以看出，在本次市场调查的45款不同型号的汽车中，使用5档手动变速器的轿车占51%，使用4、5档自动变速器的占29%（其中5档自动变速器占2%），使用4、6档手自一体的占16%（其中6档手自一体变速器占2%），而使用6档无级变速器的才占4%。可以从结果中发现，对于10万元左右的汽车而言，手动变速器依然有着超过50%的使用率，说明手动变速器并没有随着汽车行业的发展而被淘汰，这是因为手动变速器相对于自动变速器来说有着传动效率高，结构简单，维修保养成本低，燃油经济性好等优点，同时也能给驾驶者带来不一样的操作体验，所以至今为止依然备受消费者的青睐。到底怎样才算是一款好的变速器，汽车变速器的功用无非就是改变传动比，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，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较低)的工况下工作；在发动机旋转方向不变情况下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出 3。作为汽车变速器的重要组成部分之一，变速器传动系统在其中起着举足轻重的作用。拥有一台具有良好传动系统的变速器的汽车，不仅能让驾驶员在行车途中变的更加轻松，更能节省汽车的燃料，这与我国提倡创建节能环保城市的基调不谋而合，所以，在我国当前的国情下对于手动变速器传动系统的自主研发是十分有必要的。1.2 几种变速器的分析 目前，在我国C级轿车中，桑塔纳2000依然占有一定的市场份额，它的变速器还是有一些研究价值的。图1.2是该车型的变速器解剖图，详细的结构图见图1.3。 图1.2 桑塔纳2000型乘用车5档手动机械变速器 图1.3 桑塔纳2000型乘用车5档手动机械变速器结构图 “时代骄子”变速器使用二轴五档传动机构，它的特点是前进挡从输入轴到输出轴只有一对齿轮啮合传递动力；倒挡传递路线中也只有一个中间齿轮，因而机械传动效率高，噪声小。桑塔纳2000“时代骄子”采用一、二档带三锥面同步器的手动变速箱，采用斜齿轮传动，改进了换档机构，利用先进的三锥面同步器，使一、二档换档平稳、可靠，换档力下降30，提高了驾乘的舒适性。它的同步器既可装在输入轴上，也可装在输出轴上，整体结构紧凑。倒挡轴上的惰轮移动与第一轴上的倒挡齿轮啮合，惰轮与第二轴上接合套外的齿圈啮合，从而实现反向旋转4。悬臂式输入轴与曲轴无支承关系，变速器少量后移，即可更换离合器从动盘，省去抬下工序。大众迈腾所使用的DSG双离合器变速箱，也有一些新的想法是值得借鉴的。图1.4是该款车型的变速器解剖图，详细结构见图1.5。 图1.4 大众迈腾DSG双离合器变速箱图1.5 大众迈腾DSG双离合器变速器结构图大众的这款7速DSG双离合器，目前主要应用于速腾、朗逸、POLO和明锐1.4TSI上。一般来说，手动变速箱换档常常出现动力传动暂时中断的现象，而自动变速箱换档却又存在响应迟缓的缺点。而DSG变速箱综合了其各自的优点，就像是两个变速箱合而为一，一个离合器控制单数档位齿轮，另外一个离合器控制双数档位齿轮。即当变速箱挂入一档时，二档齿轮就已经啮合，等到换档时机一到，第二离合器就与发动机输出轴接合而换入二档。在此同时，由第一离合器所控制的三档齿轮组也完成啮合等待换档指令。从布局上看，这套变速器有一根输入轴，两根输出轴，下面那根输出轴输出5、6和倒档的动力，上面那根输出轴，输出1、3、4、2的动力，再通过后面那个齿轮汇总到差速器上。因此这台变速器虽然有6前速，但长度很短(相当于传统6速变速器的一半长度)，所以可以用于前置前驱的车型上。从性能上看，这套变速器变速反应极快，加速敏锐，没有传统自动变速器急加速时的滞后感。我国对变速器的质量与性能有相关的国家标准规定，例如规范变速器产品质量分等的标准QC/T 29110-93汽车变速器分动器总成及其齿轮产品质量分等和JB/T 51138-1997工程机械动力换挡变速器产品质量分等；规范变速器联接尺寸的标准GB/T 13051-91汽车机械式变速器动力输出孔链接尺寸和QC/T 580-1999汽车变速器安装尺寸；规范变速器试验方法的标准QC/T 568-1999汽车机械式变速器台架试验方法和JB/T 9720-2001工程机械变速器性能试验方法；对变速器的运用技术条件有标准JB/T 6135-1992混合少齿差星轮变速器，JB/T 8548-1997工程机械动力换挡变速器技术条件和QC/T 29063-93汽车机械式变速器总成技术条件等。这些标准既保护了消费者的使用权益，也维护了企业的权益。1.3 总体结构类型确定1.3.1 对变速器的基本要求变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使汽车在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡和倒档。需要时，变速器还有动力输出功能。 对变速器如下基本要求：1) 保证汽车有必要的动力性和经济型。2) 设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3) 设置倒档，使汽车能倒退行驶。4) 设置动力传输装置，需要时进行功率输出。5) 换挡迅速、省力、方便。6) 工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。7) 变速器应有高的工作效率。8) 变速器的工作噪声低。9) 除此之外，变速器还应该满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。10) 满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。1.3.2 变速器的类型 1)按传动比变化变速器可分为有级式、无级式、和综合式三种。1 有级式变速器 具有若干个数值一定的传动比，传动比的变化呈阶梯式或跳跃式。有级式变速器应用最为广泛，传动方式采用齿轮传动（包括轴线固定的普通齿轮传动和部分齿轮轴线旋转的行星齿轮传动）。目前，轿车和轻、中型载货汽车装用的有级式变速器多为36个前进挡和一个倒档。2 无级式变速器 无级式变速器的传动比可以在一定范围内连续变化。有电力式和液压式无级变速器两种。传动部分分为直流串励电动和液力变矩器。3 综合式变速器 综合式变速器由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可以在最大值与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化。目前应用较多。 2)按操纵方式变速器可分为手动操纵式变速器、自动操纵式变速器和半自动操纵式变速器三种。1 手动操纵式变速器靠驾驶员直接操纵变速换挡。2 自动操纵式变速器传动比的选择和换挡是自动进行的，驾驶员只需操纵加速踏板，变速器就可以根据发动机的负荷信号和车速信号来控制执行元件，实现挡位的变换。3 半自动操纵式变速器分为两类：一类是部分挡位自动换挡，部分挡位手动换挡；另一类是预先按钮选定挡位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，由执行机构自动换挡。有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、造价低廉，具有高的传动效率（=0.960.98）。无级变速器具有较高的运行效率，油耗较低，但由于其造价较高且多运用于小排量轿车，因此在国内应用不是特别广泛。对于本次设计，显然造价相对低廉，技术成熟的有级变速器更为适合。按齿轮的种类及排列方式来分类，齿轮式变速器可以分为平行轴式和行星齿轮式，行星齿轮式变速器出现于早期的车型中，如T型福特直齿轮行星齿轮变速器和威尔逊行星齿轮变速器。目前的手动变速器都是平行轴式的6，因此本次设计选择平行轴式方案。1.3.3 变速器的选型与换挡方式选择手动变速器应该说是最为节能的变速方式，同时在价格和质量方面有较大优势，其不足在于操控上的不便。而自动变速器虽然有着良好的行驶性能和驾驶性能，但是由于其结构复杂、成本相对高昂，同时传动效率也不如手动变速器，因此，本次设计选择手动变速器方案。通常，有级变速器具有3、4、5个前进档。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，本次设计也选择五档方案。目前手动变速器按照变速器传动齿轮轴的数目，主要可以分为两轴式变速器和三轴式变速器（也称中间轴式变速器）。两轴式变速器的动力传递主要依靠两根互相平行的轴（输入轴和输出轴）完成。此外，还有一根比较短的倒档轴以帮助汽车实现倒退行驶。它多用于发动机前置前轮驱动（FF方案）或发动机后置后轮驱动（RR方案）的普通级和中级轿车。与中间轴式变速器比较,两轴式变速器因轴和轴承数少,所以有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间档位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时噪声也低。因两轴式变速器不能设置直接档，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏7。而三轴式变速器的各档多了一对齿轮传动，因而机械效率低，噪声变大；但它的直接档机械效率最高，而两轴式变速器是不可能有直接档的。三轴式变速器适用于传统的发动机前置后轮驱动的布置形式。从制造成本、变速器尺寸及布置上考虑,本此设计选择两轴式手动变速器方案。变速器的传动比范围有着比较明确的规定。最高档可以是直接挡，传动比为1.0；有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.70.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间。本次设计公比选择1.4，五档传动比为0.81；四档传动比为1；三档传动比为1.4；二档传动比为1.96；一档传动比为3.2；倒档传动比为3.3。综上所述，本次设计的对象为两轴式五挡手动变速器。目前，手动变速器使用的齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮特点是：使用寿命长，工作时噪声低，没有直齿轮的啮合冲击现象，运行比较平稳，容易保证传动比恒定，重合度大，降低了每对齿轮的载荷，提高了齿轮的承载能力；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。由于斜齿轮传动啮合性好，传动平稳、噪声小，因此本次设计均采用斜齿轮传动。手动变速器换档形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。滑动齿轮换挡通常是采用滑动直齿轮进行换挡，其优点是结构简单，紧凑，容易制造。缺点是换挡时齿端面承受很大的冲击。用啮合套换挡，这种结构既具有斜齿轮传动的优点，同时克服了滑动齿轮换挡时，冲击力集中在12个轮齿上的缺陷。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻接合齿在换挡时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换挡时间等优点。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已解决。本设计前进挡采用锁环式同步器换挡方式，倒档齿轮采用滑动齿轮换档。1.4 倒档布置方式倒档齿轮的结构及倒档轴位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。如果将倒档设置在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，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的；而利用两个联体齿轮的话，倒档会在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使传动比略有增加。在轻型汽车中，通常只采用一个倒档齿轮，结构较简单。本设计中采用前一种结构方案，如图1.6所示。图1.6 倒挡布置方案 因倒档传动比较大，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绕度和转角，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，把倒档布置在靠近轴的中间支承位置，便于改善上述不良状况。此外，结构布置上，倒档齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其他齿轮发生干涉。倒档齿轮安排在变速器的左侧或右侧，在结构上均能表现，但关系到操纵杆拨动的方向和倒档轴的受力状况。挂倒档时，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。但此时倒档齿轮需安置右侧，这使倒档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，但可以减轻倒档轴的负荷。1.5 变速器轴承做旋转运动的变速器轴支承在壳体或其他部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。在本设计中变速器输入轴前端支撑在飞轮的内腔里，本设计采用圆柱滚子轴承使输入轴前端在壳体得到支承。作用在输入轴常啮合齿轮上的轴向力，经输入轴后部轴承传给变速器壳体，输入轴后端轴承采用了球轴承。变速器的输出轴布置在内腔中，选用圆锥滚子轴承做支承，以承受轴向力；输出轴后端采用了圆柱滚子轴承，以承受轴向力。1.6 传动方案本次设计传动方案如图1.7所示：输入轴从右至左依次是输入轴一档齿轮，输入轴倒档齿轮,输入轴二档齿轮,输入轴三档齿轮，输入轴四档齿轮，输入轴五档齿轮。其中输入轴三档齿轮、四档齿轮、五档齿轮空套在输入轴上。输出轴从右至左依次为输出轴一档齿轮，输出轴倒档齿轮，输出轴二档齿轮,输出轴三档齿轮，输出轴四档齿轮,输出轴五档齿轮。其中输出轴一档齿轮和二档齿轮空套在输出轴上。图1.7 变速器尺寸布置图 尺寸布置图如图经过计算得,一档传动比为3.2；二档传动比为2.23；三档传动比为1.45；四档传动比为1；五档传动比为0.75；倒档传动比为3.2，中心距70mm。2 变速器主要参数的选择与计算2.1 设计初始数据 最高车速： 172Km/h 最大功率/转速：78KW/6000rpm 最大扭矩/转速： 146Nm/3600rpm 整备质量： 1300Kg车轮：185/60 R14轴距：2400mm轮距：1400mm 2.2 变速器各档传动比的确定传动比按下式2计算：= 0.377 （2.1） 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 乘用车取0.75 主减速器传动比=9549(2.2)式中：Pemax 发动机最大功率 转矩适应系数，1.11.3，本次设计取1.2代入数据，得=6121. 8r/min/ =1.7 符合要求=0.377（2.3）代入数据得，i0 = 4.562圆柱齿轮主减速器，当6时，取=90%最大传动比的选择：（1）满足最大爬坡度。(2.4)式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=13000N；发动机最大转矩，=146N.m；主减速器传动比，=4.562传动系效率，=90%；车轮半径，=0.289m；滚动阻力系数，取=0.01651+0.01(-50)=0.03795；爬坡度，取=16.7将数据代入上式，得 （2）满足附着条件： （2.5）式中：为附着系数，取值范围为0.50.6，取0.6为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg ；将数据代入上式，得3.283 ； 综合上述，得2.5513.283 ； 取=3.2 ；在3.04.5范围内，故符合。其他各档传动比的确定：按等比级数原则，一般汽车各档传动比大致符合如下关系3：（2.6）=1.437所以其他各档传动比为： =3.2， =2.227，=1.55，=1.079（修正为1） ，=0.752.3 中心距A的确定初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A，可根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选，A=70mm2.4 齿轮参数2.4.1 模数啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。 表2.1 汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.01414.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表2.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50 发动机排量为1.6L，根据表3.1及3.2，齿轮的模数定为2.252.75mm。2.4.2 压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。变速器齿轮普遍采用标准压力角为20。2.4.3 螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。乘用车两轴式变速器螺旋角： = 2025,取 = 20。2.4.4 齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5。采用啮合套或同步器换档时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。 （2.7）式中 -齿轮的接触应力（MPa）； F -齿面上的法向力（N），； -圆周力在（N）， ； -节点处的压力角（）； -齿轮螺旋角（）；E -齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；B -齿轮接触的实际宽度，20mm；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮： 斜齿轮： 其中，分别为主从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表：表2.3 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700取最大接触应力，将数据代入公式3.7中得各齿轮齿宽： 一档齿宽b1 = 24mm 二档齿宽b2 = 22mm三档齿宽b3 = 22mm 四档齿宽b4 = 20mm五档齿宽b5 = 20mm 倒档齿宽bR = 23mm2.4.5 齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00.2.5 齿轮的设计与计算2.5.1计算各轴的转矩发动机最大扭矩为146N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。输入轴 = 1460.98 = 143.08N.m输出轴 = 143.0896%99% = 135.98N.m 输出轴一档 = 135.983.2 = 435.145N.m 输出轴二档 = 135.982.227 = 302.827N.m输出轴三档 = 135.981.55 = 210.769N.m输出轴四档 = 135.981.079 = 146.72N.m输出轴五档 = 135.980.75 = 101.985N.m倒档 =143.080.960.993.09=420.188N.m2.5.2各档齿轮参数的计算一档齿轮为斜齿轮，法向模数为mn = 3，初选=20一档传动比为（2.8） 为了求，的齿数，先求其齿数和，对斜齿 （2.9） 式中：A 中心距 mn 法向模数将数据代入上式，得Zh = 43.96取整为44即 取17， =44-17=27因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距。（2.10）将数据代入上式，得A0 = 70.23mm对一档齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos（2.11）代入数据，得 =21.42啮合角 ： cos=（2.12） =0.932代入数据，得 =21.29变位系数之和 （2.13） =-0.11查变位系数线图得： ， ， 计算一档齿轮9、10参数：分度圆直径 =317/cos20=54.27mm =327/20=85.71mm齿顶高 =3.74mm =1.415mm式中： =（66-66.06）/2.5=-0.024 = -0.11+0.024 = -0.086齿根高 =2.1mm =4.425mm齿顶圆直径 =39.836mm =102.062mm齿根圆直径 =28.156mm =90.914mm 当量齿数 =20.49 =32.54 验算中心距 A=69.99mm二档齿轮为斜齿轮，模数为2.75，初选=20 将数据代入上式，得Z7 + Z8 = 47.83 取整为48取整为23,=25对二档齿轮进行角度变位：理论中心距 =70.23mm端面压力角 tan=tan/cos代入数据，得 =21.5