变速器结构及主参数设计.docx

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变速器结构及主参数设计

第一篇变速器结构及主参数设计

第一章变速器齿轮传动方案的设计

第一节变速器齿轮传动的功能及要求

汽车的使用条件，诸如汽车的实际装载质量、道路坡度、路面状况，以及道路宽度和曲率、交通情况所允许的车速等等，都在很大范围内不断变化。

这就要求汽车牵引力和速度也有相当大的变化范围。

另一方面，就活塞式内燃机而言，在其整个转速范围内，转矩的变化不大，而功率及燃油消耗率的变化却很大，因而保证发动机功率较大而燃料消耗率较低的曲轴转速范围，即有利转速范围是很窄的。

为了使发动机能保持在有利转速范围内工作，而汽车牵引力和速度又能在足够大的范围内变化，应当使传动系的传动比能在最大值与最小值之间变化，即传动系应起变速作用。

变速器就是汽车传动系中起变速作用的一个重要零部件，它有以下几点功能。

一、实现传动比的变化。

一般机械式变速器都是有级变速的，即传动比档数是有限的。

轿车和轻、中型货车的传动比有3～6档，越野汽车和重型货车的传动比可多达8～16档。

实现有级变速的措施，是靠变速箱中若干对齿轮来实现的。

各挡的传动比各不相同，当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时可挂入变速器的高档齿轮，在不好的路况下或爬坡时应挂入变速器的低档齿轮，为此，根据需要，可选择不同速比的档位。

二、与发动机合理匹配，实现汽车的动力性和经济性。

例如汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行驶即可在高速档行驶，也可在低速挡行驶。

而此时发动机的节气门（油门）和转速大小不同。

发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。

所以根据路况，通过选择齿轮不同的档位，来减小发动机的燃料的消耗。

是变速器齿轮传动的一个重要功能。

三、实现倒退的功能。

汽车不仅要有前进的功能，还要有倒退的功能。

但发动机不能实现反转，此时，可通过齿轮传动来改变输出轴的旋转方向。

从而实现汽车的倒退功能。

四、实现空挡的功能。

为了满足汽车暂时停车、起步和对发动机检查调整的需要，变速器还要有空挡的功能。

五、对机械式变速器齿轮传动还要满足以下几点要求：

1）、便于制造、使用和维修。

2）、质量轻、中心距小及结构紧凑。

3）、具有高的传动效率和疲劳寿命。

4）、换挡轻便，噪音小、工作可靠。

5）、具有前进档、空挡和倒挡。

6）、为了满足高速时行车，还应设有超速档，以此提高汽车的燃油经济性。

第二节变速器齿轮传动方案设计

机械式变速器的齿轮传动一般分为三轴式和两轴式两种，两轴式的变速器用于发动机前置、前轮驱动（FF）或发动机后置、后轮驱动（RR）的乘用车上。

三轴式一般用于发动机前置、后轮驱动（FR）或发动机后置、后轮驱动（RR）的商用车上。

我公司的机械变速器三轴式和两轴式的变速器都有，两轴式变速器以MF86A为代表，图1.2-1为MF86A变速器的传动剖面图，三轴式变速器以LC5T97为代表，图1.2-2为LC5T97变速器的传动剖面图。

另外，重型汽车采用组合式的齿轮传动，我公司的LC10T150就是其中一种。

图1.2-1

一、两轴变速器齿轮传动方案设计

从图中可以看出，该两轴式变速器有五对前进档齿轮，且有一对倒档齿轮传动。

动力传递路线为（以一档为例）：

输入轴--1/2档同步器齿套--1/2档同步器齿毂--输出一档齿—输出轴。

变速器共有两根轴，输入轴1和输出轴2平行布置。

且输出轴与主减速齿轮的主动齿轮做成一体。

可使结构紧凑，工艺简化、成本降低。

一档齿与倒档齿均布置在轴承附近，因为一挡和倒档的传动比较大，所以传递的扭矩也较大，这样，在传动中会产生较大的径向力。

如果将一挡和倒档布置的远离轴承位置，则会产生较大的轴的挠度和转角，使齿轮的啮合质量下降，噪音加大。

输出倒档齿设计在一二档齿套上，这样减小变速箱的轴向尺寸。

倒档传递路线为：

输入轴—倒档齿—1/2档齿套--1/2档齿毂—输出轴。

由于没有直接档（传动比为1），所以每一档都经过齿轮啮合，这必然会有功率损失，降低了变速箱的效率。

这是两轴变速器的缺点。

二、三轴式变速器齿轮传动方案设计

图1.2-2

从图中可以看出，该三轴式变速器有五对前进挡齿轮和一对倒挡齿轮，变速器动力传递路线为（以一档为例）：

一轴—中间轴主动齿—中间轴—中间轴一档齿—二轴一档齿—1/R档同步器齿套—1/R档同步器齿毂--二轴—二轴法兰盘--后桥。

变速器共有三根轴：

一轴、二轴、中间轴，其中一、二轴共线并与中间轴平行，由于一轴和二轴在一根轴线上，所以，在四档位置扭矩可以直接从一轴传递给二轴，其传递路线为：

一轴—4/5档齿套--4/5档齿毂--二轴—二轴法兰盘—后桥。

中间没有齿轮传动，从而减少能量损失，因此，直接档时，三轴式变速器比两轴式变速器的传动效率高。

在中间轴的侧面设计了一倒档轴，在其上空套着倒档齿，倒档齿同时和中间轴倒档齿及二轴倒档齿啮合，经过两次啮合后使二轴的转向与一轴转向相反，从而实现倒车功能。

三、组合式变速器齿轮传动方案介绍

重型汽车的装载质量大，使用条件复杂。

欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，必须扩大变速器的传动比范围并增加挡位数。

为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产，多采用组合式变速器。

即以一两种4～6档变速器为主箱，通过与不同的副箱配合，得到不同传动比、不同档位数的变速器。

根据副箱的配合布置方式，可以分为前置副变速器组合、后置副变速器组合、前置、后置兼用的副变速器组合。

1、前置副变速器组合

前置副变速器（见图1.2-3）用于分割主变速器相邻档位间的间隔，并获得两倍于主变速器的档位数，组合后的变速器也只有两对齿同时啮合，因此，传动效率不变。

图1.2-3

2、后置副变速器组合

后置副变速器组合的方案用于需要显著地提高驱动车轮的牵引力。

它分为两种结构方案，固定轴线式和行星齿轮式见图（1.2-4）。

图1.2-4

、前置、后置兼用的副变速器组合

主变速器前、后各放置一副变速器的方案简图见图1.2-5

图1.2-5

4、组合式机械变速器的传动比搭配方式

组合式机械变速器的传动比搭配方式分为倍档（分段式配档）、半档（插入式配挡）、和倍档与半档的组合（综合式）

（1）、倍档组合式机械变速器是在主变速器后串联一个2档（高档和低档）副变速器，其特点是主变速器的传动比间隔较小，将主变速器的速比与副变速器的速比相乘就得到新增加的变速器速比。

如图1.2-6所示。

图中虚线表示副箱高档时的高速范围，实线表示副箱低档时的低速范围。

（2）、半档组合式机械变速器是将副变速器的传动比均匀地插入传动比间隔大的主变速器的各档传动比之间，使变速器的速比增加一倍，其特点是主变速器的传动比间隔较大，副变速器的传动比均匀地插入其中。

主副变速器交替换档。

如图1.2-7所示。

图中，虚线表示副箱高档时的组合传动比，实线表示副箱低档时的组合传动比。

（3）、综合式多档变速器是倍档与半档组合变速器的综合，使传动比的范围进一步扩大。

如图1.2-8所示

第二章变速器齿轮传动主参数的设计

第一节变速器各档传动比的设计

一、变速器档位数的确定：

变速器的档位数的多少，根据汽车的类型来设计，其原因在于它们的使用条件不同；对整车性能要求的不同；汽车本身的比功率不同。

而变速器的档位数与汽车的动力性、燃油经济性又有着密切的关系。

就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速与爬坡能力。

就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗。

所以增加档位数会改善汽车的动力性和燃油经济性。

档数多少还影响到档与档之间的传动比比值。

比值过大会造成换档困难。

设计时，一般比值不宜大于1.71.8。

因此如最大传动比与最小传动比之比值愈大，档位数也应愈多。

对于轿车而言，由于其行驶车速高，比功率大，最高档的后备功率也大，即最高档的动力因素大，所以其最高档与起动档的动力因素间的变化范围较小。

因此在过去轿车常用三档或四档变速箱。

近年来，为了进一步节省燃油，装有手动变速箱的轿车多已采用五档变速箱。

我公司的MF86A（B）变速器就是5档的。

对于轻型货车（总质量1.8～6t）而言，由于比功率小，所以一般采用五档变速箱。

中型货车（总质量6～14t），一般采用六档变速箱，重型货车（总质量≥14t）的比功率更小，使用条件也更复杂，所以一般采用六档至十几个档的变速箱，以适应复杂的使用条件，从而使汽车具有足够的动力性和良好的燃油经济性。

我公司的变速器档位数参见表2.1-1。

表2.1-1

变速器分类

变速器型号

各档速比

备注

1档

2档

3档

4档

5档

6档

R挡

乘用车变速器

MF86A

3.917

1.95

1.3

0.941

0.75

3.462

MF86B

3.917

1.95

1.3

0.941

0.75

3.462

MF70B

LC5T80

（汽油）

3.986

2.155

1.414

1

0.813

3.814

柴油

4.271

2.283

1.414

1

0.813

3.814

强化

4.151

2.222

1.414

1

0.813

3.702

商用车变速器

LC5T97

5.788

2.998

1.735

1

0.776

5.798

LC5T30

4.716

2.469

1.429

1

0.728

4.774

LC5T35

4.936

2.561

1.518

1

0.783

4.816

LC5T88

5.594

2.814

1.660

1

0.794

5.334

LC6T46

6.314

3.913

2.262

1.393

1

0.788

5.874

LC6T160

7.263

4.207

2.526

1.569

1

0.699

6.857

MSC-5S

5.089

2.789

1.639

1

0.772

4.782

二、变速器传动比及中心距的确定

1、最高传动比的设计

汽车大多数时间是以最高档行驶的，即用最小传动比的档位行驶的。

因此最小传动比的选定是很重要的。

两轴式变速器的最高档一般小于1，可取0.7～0.8

三轴式变速器有直接档，最高档速比可取1，但在现代设计中，为了提高汽车的经济性，三轴式变速器一般设有超速档。

超速档（最高档）的速比一般取0.7～0.8。

例如：

LC5T97变速器的超速档速比为：

0.766

2、最低档传动比的设计

确定最低档传动比时，要考虑下列因素：

汽车最大爬坡度，驱动轮与路面附着力，汽车最低稳定车速及主传动比等。

下面假设主传动比已经确定。

（1）根据最大爬坡度确定一档传动比：

汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。

由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力。

式中：

Fkmax——最大驱动力；Ff——滚动阻力；Fimax——最大上坡阻力；

又

（1-1）

式中：

Memax——发动机最大扭矩；i1——变速器一档传动比；i0——主传动比；

η——汽车传动系总效率；m——汽车总质量；g——重力加速度；

ψ——道路最大阻力系数；r——驱动轮滚动半径；f——滚动阻力系数；

αmax——道路最大上坡角。

（2）根据驱动轮与地面的附着力确定一档传动比：

汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力。

式中：

φ——道路附着系数，取φ=0.5~0.6；

N——驱动力垂直反力，用下列公式计算：

其中：

X、S——后轮驱动时，X=a，S=+1；

前轮驱动时，X=b，S=-1；

四轮驱动时，X=L，S=0；

α——路面坡度角；

a、b——重心至前后轴距离；

L——轴距；

hg——满载时重心高度。

（3）根据最低稳定车速确定一档传动比：

对于越野汽车，为了避免在松软的路面上行驶，由于土壤受冲击剪切破坏而损失地面附着力，imax应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。

设最低车速为vmin。

式中：

r——车轮滚动半径；nmin——发动机最低转速；i’——分动器低档传动比。

举例说明：

LC5T88变速器一挡速比的确定。

已知：

Memax=202Nmi0=4.875η=0.9

m=4415Kgg=9.8N/Kgr=0.375m

f=0.015αmax≥16.7°，取17°

初定变速器一档速比？

解：

1、根据最大爬坡度确定的一档传动比

由式：

带入数据，得:

3、变速器中心距的设计

变速箱齿轮的中心距是变速箱很重要的参数，它对变速箱的整体尺寸、体积和质量有很大的影响。

通常根据经验公式初选中心距

阿（单位m）：

式中：

k——中心距系数，对轿车，k=8.99.3，对货车，k=8.69.6；

Miemax——变速箱在一档时，第二轴输出的转矩，Miemax=Memax·i1·g，单位Nm；

Memax——发动机的最大输出转矩，单位Nm；

i1——变速箱一档传动比；

g——变速箱传动效率，取0.96。

此外，变速箱的中心距还要受到齿轮接触强度、几何参数和结构要求等的制约。

所以按上式计算的值只是初始值，最后还要根据实际进行圆整。

举例：

LC5T97变速器的一档速比5.788，匹配发动机的最大输出转矩216Nm,变速箱传动效率0.96,为使变速器有较小的尺寸，中心距系数k取8.6。

根据公式：

带入数据：

解得：

A=92.64修整圆整后得中心距97mm。

我公司的变速器中心距见表2.1-2：

序号

变速器型号

中心距（mm）

1

LC5T97

97

2

LC5T30

97

3

LC5T88

88

4

LC6T46

114.935

5

LC5T80

79.348

6

MF86A（B）

86

7

LC6T70

135

8

LC6T160

167

9

MF70B

70

10

MSC-5S

77.5

表2.1-2

4、其余各档速比的确定

最高档传动比与一挡传动比确定后，可确定档位数及中间各档速比的分配。

理论上，汽车各档传动比大体按等比级数分配。

定义相邻两档的速比之比值为速比阶K，K=i1/i2。

速比阶的计算：

K=

n---直接挡挡数

如SH760车速比各档按等比级数分配。

一档：

3.52，二档：

2.32，三档：

1.52，四档：

1.00；相邻两档的速比均为1.52，即速比阶为K=1.52。

按等比级数分配传动比的主要目的在于充分利用发动机的功率,提高汽车的动力性。

当汽车需要大功率时,如全力加速或上坡,若排挡选择恰当,具有按等比级数分配传动比的变速器,能使发动机经常在接近发动机外特性最大功率Pemax处的大功率范围内运转,从而增加了汽车的后备功率,提高了汽车的加速或上坡能力。

但由于汽车的工况不同,各档的工作时间和使用频次各不相同,按等比级数分配传动比，易造成燃料浪费和操纵滞重。

现代汽车理论认为:

速比阶越小越节油,换档也越轻便;且汽车多在高档位置工作,换档频次也大大多于低档,因此,高档的速比阶应比低档小。

一般认为高档与低档速比阶应该不一样,高档的公比较小,为1.3～1.45,低档的要比较大一些,为1.7～1.8范内。

第二节变速器传动比与发动机的匹配计算

一、变速器匹配整车动力性的计算

汽车的动力性是指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。

汽车动力性指标有以下三个

1、最高速度uamax

2、加速时间t

3、最大爬坡度imax

变速器与整车匹配时一般计算最高速度uamax与最大爬坡度imax。

例：

MSB-5M变速器匹配江淮帅铃轻卡的整车动力性的计算：

已知参数：

总质量：

M=4415Kg

总重量：

G=4415*9.8=43267N

滚动阻力系数（低速时）：

f=0.015

滚动阻力：

Ff=43267*0.015=649.015N

空气阻力系数：

CD=0.816

迎风面积:

A=4.65m2

主减速比：

i0=4.875

一档速比:

i1=5.594

五档速比:

i1=0.794

传动效率：

η=0.9

轮胎滚动半径：

r=750/2=375mm=0.375m

发动机最大扭矩：

T=202Nm

发动机最大扭矩点转速：

n=2200rpm

发动机最大功率：

P=57KW

发动机最大功率点转速：

n=2600rpm

求：

汽车一档时最大爬坡度的计算？

及汽车五档时最高速度的计算？

解：

1、一档时最大爬坡度的计算：

驱动力：

Ft

一档车速:

=11.4051Km/h

空气阻力:

N

最大爬坡度:

满足要求.

2、五档时最高速度的计算：

由：

带入数据：

二、变速器匹配整车经济性的计算

燃油经济性：

在保证动力性的条件下，汽车以尽量少的燃油消耗量经济行驶的能力。

一定运行工况下汽车行驶百公里的燃油消耗量或一定燃油量所行驶的里程来评价，在我国及欧洲燃油经济性指标：

L/100km。

例：

MSB-5M变速器匹配江淮帅铃轻卡的整车90km/h等速行驶燃油消耗量的计算：

已知参数：

总质量：

M=4415Kg

滚动阻力系数（高速时）：

f=0.014*（1+

=0.02

空气阻力系数：

CD=0.816

车速：

v=90Km/h

迎风面积:

A=4.65m2

主减速比：

i0=4.875

五档速比:

i5=0.794

轮胎滚动半径：

r=750/2=375mm=0.375m

汽油密度ρ取：

0.7Kg/L

重力加速度g:

9.8N/Kg

求：

90km/h等速行驶燃油消耗量？

阻力功率P：

90km/h时对应的发动机的转速n

2464rpm

汽油重度：

J=ρg=0.7×9.8=6.9N/L

查帅铃轻卡配QD32发动机负荷特性曲线2500转时的燃油消耗率

230g/kwh。

90km/h等速行驶燃油消耗量:

=15.4L