中间轴式变速器课程设计.doc

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第一章变速器传动机构布置方案

1.1变速器传动方案的选择与分析

机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。

变速器传动方案分析与选择

机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：

两轴式变速器和中间轴式变速器。

其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。

与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。

此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。

但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。

其特点是：

变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。

而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。

其特点是：

变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。

对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同[5]。

而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。

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，提高了汽车的加速和爬坡能力。

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下作的能力，降低了油耗。

从而能提高汽车生产率，降低运输成木。

不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。

综上所述，由于此次设计的汽车为：

中间轴式五档（五档为直接档）商用车

1.2倒档方案的确定

倒档布置选择方案适用于全部齿轮均为常啮合的齿轮，换挡轻便。

如下图

1.3换挡操纵装置方案的确定

倒档设置在变速器左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂到当时驾驶员移动变速杆的方向改变了，为防止无挂倒档，一般在挂倒档时设有一个挂到当时克服弹簧所产生的力，来提醒驾驶员本次设计选的变速器档杆换挡位置与顺序如下图：

1.4变速器总传动方案的确定

由以上的内容可以基本设计出档位布置，如下图：

1-一轴常啮合齿轮2-中间轴常啮合齿轮3-二轴四挡齿轮4-中间轴四挡齿轮

5-二轴三挡齿轮6-中间轴三挡齿轮7-二周二挡齿轮8-中间轴二挡齿轮

9-二轴一挡齿轮10-中间轴一挡齿轮11-二轴倒挡齿轮12-中间轴倒挡齿轮

13-倒挡中间齿轮。

第二章变速器的设计与计算

2.1汽车基本参数的确定

商用车（中间轴式）

最高车速（km/h）95

总质量（kg）4000

额定功率（kW）62.5

最大功率转速（r/min）3350

最大转矩（N•m）196

最大转矩转速（r/min）1850

轮胎6.50R20

2.2主要参数的选择和计算

2.2.1挡数的确定

不同类型的汽车的档数也不是相同的，主要决定于汽车的类型燃油经济性总质量等等。

轿车轿车变速器传动比变化范围较小，过去常采用三个或四个挡位。

但近年来为了提高燃油经济性多采用五个挡。

轻型货车变速器总质量在3.5t以下多用四档，为了降低油耗经常也会增加一个挡位总质量在3.5t~10t多用五档变速器；大于10t的汽车用六个或者个更多挡位的变速器。

本次设计汽车为商用车总质量为4t所以档数初选为五个挡位

2.2.2.传动比范围

 变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。

最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。

影响最低档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3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。

 本设计最高档传动比为1。

2.2.3.变速器各档传动比的确定

1）确定主减速器传动比的

发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为[12]：

（3.1）

式中：

——汽车行驶速度（km/h）；

——发动机转速（r/min）；

——车轮滚动半径（m）；

——变速器传动比；

——主减速器传动比。

已知：

最高车速==95km/h；最高档为超速档，传动比=0.78；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格6.50R20得到=420（mm）；发动机转速==3350（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：

2）最抵档传动比计算

按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）[13]。

用公式表示如下：

（3.2）

式中：

G——车辆总重量（N）；

——坡道面滚动阻力系数（对沥青路面μ=0.01~0.02）；

——发动机最大扭矩（N·m）；

——主减速器传动比；

——变速器传动比；

——为传动效率（96%）；

R——车轮滚动半径；

——最大爬坡度（商用车要求能爬上30%的坡，大约）

由公式（3.2）得：

（3.3）

已知：

m=4000kg；；；r=0.42m；N·m；；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：

满足不产生滑转条件。

即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。

公式表示如下：

（3.4）

式中：

——驱动轮的地面法向反力，（满载时轴荷分配75%）；

——驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。

已知：

前轮轴荷kg；取0.6，把数据代入（3.4）式得：

所以，一档转动比的选择范围是：

初选一档传动比为6。

3）变速器各档速比

按等比级数分配其它各档传动比，即：

2.2.4.中心距的选择

中间轴式变速器初选中心距可根据经验公式计算[14]：

（3.5）

式中：

A——变速器中心距（mm）；

——中心距系数，商用车=8.6~9.6；

——发动机最大输出转距为196（N·m）；

——变速器一档传动比为6；

——变速器传动效率，取96%。

（8.6~9.6）=（8.6-9.6）10.41=89.548~99.936mm

轿车变速器的中心距在86～97mm范围内变化。

也可以由发动机最大转矩来确定

式中：

A——变速器中心距（mm）；

——中心距系数，商用车=16~19；

——发动机最大输出转距为196（N·m）；

（16~19）=（17-19）5.838=98.749~110.927mm

综上所述初取A=100mm。

2.2.5.变速器的外形尺寸

变速器的横向外形尺寸，可以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。

影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。

乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：

mm

初选长度为285mm。

2.2.6.齿轮参数的选择

1、模数

选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：

为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。

对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。

表3.2　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/t

1.0＞V≤1.6

1.6＜V≤2.5

6.0＜≤14.0

＞14.0

模数/mm

2.25～2.75

2.75～3.00

3.50～4.50

4.50～6.00

表3.3　汽车变速器常用齿轮模数

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

—

根据表3.2及3.3.一挡和倒档定为4.0mm,其他挡定位3.5

。

2、压力角

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。

对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角[15]。

国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。

啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。

本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。

3、螺旋角

齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。

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。

试验证明：

随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。

因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。

本设计初选螺旋角全部为25°。

4、齿宽

齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。

考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。

另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。

齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。

选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：

斜齿，取为6.0～8.5，取7.0

mm

直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0，

mm

采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm，取4mm。

5、齿顶高系数

齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。

若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。

因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。

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。

为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。

本设计取为1.00。

2.2.7.各挡齿轮齿数的分配及齿轮变位计算

在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。

一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。

1、确定一挡齿轮的齿数

中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12~17之间选用，最小为12~14，取=14，一挡齿轮为斜齿轮。

一挡传动比为（1.4）

为了求，的齿数，先求其齿数和，

斜齿（1.5）

==45.3取整为46

即=-=46-14=32

2、对中心距进行修正

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，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。

==101.5mm取整为A=102mm。

对一挡齿轮进行角度变位：

分度圆压力角

∴

端面啮合角

=°

=22.19°

查变位系数线图得：

=0.31

中心变动系数

齿顶降低系数=-

计算精确值：

A=º=25.5º

一挡齿轮参数：

分度圆直径=32×4/cos25.5=141.9mm

=14×4/cos25.5=62.08mm

齿顶高==4.86mm

==3.62mm

齿根高==3.4mm

==5.36mm

齿全高=9.74mm

齿顶圆直径=141.9+2×4.86=151.62mm

=62.08+2×3.62=69.32mm

齿根圆直径==135.1mm

==51.36mm

当量齿数==43.54

==19.05

2、确定常啮合传动齿轮副的齿数

由式（1.4）求出常啮合传动齿轮的传动比

==2.625（2.6）

常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即

（2.7）

==52.61

由式（2.6）、（2.7）得=14.51，=38.1取整为=15，=38，则：

==5.79

对常啮合齿轮进行角度变位：

理论中心距==102.83mm

端面啮合角tan==0.398

=21.98

啮合角==0.935

=20.8

变位系数之和

=－0.48

.255

中心距变动系数=

齿顶降低系数=-=-0.243

分度圆直径==58.20mm

==147.45mm

齿顶高==5.23mm

==1.79mm

齿根高==3.5mm

==6.93mm

齿全高==8.73mm

齿顶圆直径=58.20+2×5.23=68.66mm

=147.45+2×1.79=151.03mm

齿根圆直径=58.20-2×3.5=51.20mm

=147.45-2×6.93=133.59mm

当量齿数==20.41

==51.7

3.确定二挡啮合传动齿轮副的齿数

齿轮的模数为3.5，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，

（3.8）

==1.513

（3.9）

此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式

（3.10）

由式（3.8）、（3.9）、（3.10）得=，=56，取=34，=22

==3.91

对二挡齿轮进行角度变位：

理论中心距==101.45mm

端面啮合角tan==0.376

=20.72

啮合角==0.93

=21.98

变位系数之和

=0.37

.31

中心距变动系数=

齿顶降低系数=-=0.21

分度圆直径==123.188mm

==79.71mm

齿顶高==3.85mm

==2.975mm

齿根高==3.29mm

==4.16mm

齿全高==7.84mm

齿顶圆直径=123.188+2×3.85=130.89mm

=79.71+2×2.975=85.66mm

齿根圆直径=123.188-2×3.29=116.6mm

=79.71-2×4.16=71.39mm

当量齿数==37.73

==24.42

4.确定三挡啮合传动齿轮副的齿数

三挡齿轮为斜齿轮，齿轮的模数为3.5，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，

=0.967（3.11）

（3.12）

此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式

=1.41（3.13）

由式（3.11）、（3.12）、（3.13）得=，=27，=28

==2.443

对三挡齿轮进行角度变为：

理论中心距==101.74mm

端面啮合角tan==0.38

=21.05

啮合角==0.937

=20.42

变位系数之和

=0

.11

中心距变动系数=

齿顶降低系数=-=-0.07

分度圆直径==99.89mm

==103.59mm

齿顶高==3.36mm

==4.13mm

齿根高==4.76mm

==3.99mm

齿全高==8.12mm

齿顶圆直径=99.89+2×3.36=104.61mm

=103.59+2×4.13=111.85mm

齿根圆直径=99.89-2×4.76=90.37mm

=103.59-2×3.99=95.61mm

当量齿数==31.84

==33.02

（3）四挡齿轮为斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，

=0.617（3.14）

（3.15）

=1.16（3.16）

由（3.14）、（3.15）、（3.16）得=，=21，=33，则：

==1.612

对四挡齿轮进行角度变位：

理论中心距==102.27mm

端面啮合角tan==0.39

=21.30

啮合角==0.94

=20.1

变位系数之和

=0.08

.22

中心距变动系数=

齿顶降低系数=-=0.15

分度圆直径==79.55mm

==125mm

齿顶高==2.205mm

==4.025mm

齿根高==5.145mm

==3.325mm

齿全高==7.35mm

齿顶圆直径=79.55+2×2.205=83.96mm

=125+2×4.025=133.05mm

齿根圆直径=79.55-2×5.145=69.26mm

=125-2×3.325=118.35mm

当量齿数==26.58

==41.77

5、确定倒挡齿轮齿数

倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在21～23之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。

初选=22，=15，则：

==74mm

为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为

=2×102－4×（15+2）－4

=132mm