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1、1/24 汽车设计 课程设计说明书课程设计说明书 设计题目设计题目中间轴式五挡变速器设计中间轴式五挡变速器设计 专业班级专业班级机械机械 12151215 姓姓名名周智周智 学学号号1231654212316542 指导老师指导老师邓利军邓利军 成绩评定成绩评定等等级级 评阅签字评阅签字 评阅日期评阅日期 湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系湖北文理学院理工学院机械与汽车工程系 20152015 年年 6 6 月月 目录目录 1.概述.2 2 中间轴式变速器设计.4 2/24 2.1 传动方案和零部件方案的确定 4 2.1.1 传动方案初步确定.4 2.1.2 零部件结构方案.5 2.2 主要
2、参数的选择和计算6 2.2.1 先确定最小传动比6 2.2.2 确定最大传动比7 2.2.3 挡位数确定.8 2.2.4 中心距 A. 8 2.2.5 外形尺寸设计9 2.2.6 齿轮参数.9 3 变速器的设计计算.14 3.1 轮齿设计计算14 3.1.1 齿轮弯曲强度计算14 3.1.2 轮齿接触应力17 3.2 轴设计计算.19 3.2.1 轴的结构.19 3.2.2 确定轴的尺寸20 3.2.3 轴的校核.20 1.1.概概述述 变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求， 改变发动机的扭 3/24 矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况 范围内
3、工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档 和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。 对变速器的主要要求是： （1）.应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据 汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来 满足这一要求。 （2） .工作可靠， 操纵轻便。 汽车在行驶过程中， 变速器内不应有自动跳档、 乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操 纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自 动换档来实现。 （3）.重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距
4、。选用 优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚 柱轴承可以减小中心距。 （4）.传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造 精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 （5）.噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安 装刚性可减小齿轮的噪声。 图 1：中间轴式变速器 4/24 2 2 中间轴式变速器设计中间轴式变速器设计 2.1 传动方案和零部件方案的确定传动方案和零部件方案的确定 作为一辆前置后轮驱动的货车，毫无疑问该选用中间轴式多挡机械式变速器。 中间轴式变速器传动方案的共同特点如下。 （1） 设有直接挡； （
5、2） 1 挡有较大传动比； （3） 档位搞的齿轮采用常啮合传动，档位低的齿轮（1 挡）可以采用或不 采用常啮合齿轮川东南； （4） 除 1 挡外，其他档位采用同步器或啮合套换挡； （5） 除直接挡外，其他档位工作时的传动效率略低。 2.1.1 传动方案初步确定传动方案初步确定 （1）变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第 2 轴前端经滚针轴 承支撑在第 1 轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们 连接后可得到直接挡。档位搞的齿轮采用常啮合齿轮传动，1 挡采用滑动直齿轮 5/24 传动。 （2）倒档利用率不高，而且都是在停车后在挂入倒档，因此可以采用支持 滑动齿轮作为换
6、挡方式。倒挡齿轮采用联体齿轮，避免中间齿轮在最不利的正负 交替对称变化的弯曲应力状态下工作，提高寿命，并使倒挡传动比有所增加，装 在靠近支承出的中间轴 1 挡齿轮处。 2.1.2 零部件结构方案零部件结构方案 2.1.2.1 齿轮形式齿轮形式 齿轮形式有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使 用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造工艺复杂，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。 直齿圆柱齿轮仅用于抵挡和倒 挡。 2.1.2.2 换挡机构形式换挡机构形式 此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、 移动啮合套换挡和同步器换挡三种形式。 采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在
7、轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并 过早损坏，并伴有噪声，不宜用于高档位。为简化机构，降低成本，此变速器 1 挡、倒挡采用此种方式。 常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮 合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。目前这种换挡方法只在某些要求不 高的挡位及 重型货车变速器上应用。因此不适合用于本设计中的变速器，不采 用啮合套换挡。 使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。虽然结构复 杂、 制造精度要求高、 轴向尺寸大， 但为了降低驾驶员工作强度， 降低操作难度， 2 挡以上都采用同步器换挡。 2.1.2.3 变速器轴承变速器轴承 变速器轴承常采用圆
8、柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动 轴套等。 变速器第 1 轴、第 2 轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般 选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上 由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须 由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承承受径向力。滚针轴承、滑动轴 套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高档区域同步器换挡的第 2 轴齿轮和第 2 轴的连接，由于滚针轴承滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配 合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合，在不影响齿轮结构的情况下， 应尽量使用滚针轴承。 6/
9、24 2.2 主要参数的选择和计算主要参数的选择和计算 目前，货车变速器采用 45 个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野 汽车。因此挡位数大致在 45 个，需要通过计算传动比范围后最后确定。 2.2.1 先确定最小传动比先确定最小传动比 传动系最小传动比可由变速器最小传动比和主减速器传动比的乘积来表示 =3-1 通常变速器最小传动比取决于传动系最小传动比和主减速器传动比，而根据 汽车理论，汽车最高车速时变速器传动比最小，则根据公式 =0.3773-2 式中：为汽车行驶速度，km/h; n 为发动机转速，r/min; r 为车轮半径，m; 特指 为最高档传动比。 可得 =0.3773-3
10、轻型车轮胎尺寸根据 GB/T2977-1997载重汽车轮胎系列可选用 7.50R20， 即轮胎名义宽度 7.5in，轮辋名义直径 16in，轮胎扁平率为 90100，在此取 90， 则轮胎直径可以算为 r=0.435(m) 汽车给定的最大车速为 100km/h,发动机转速为 2566.3r/min，代入式得 =4. 23 另外，为了满足足够的动力行呢，还需要校核最高档动力因数。一般汽车直 接挡或最高档动力因数取值范围如下表所示 动力因数取值 中型货车微型货车轿车 0.040.080.080.10.10.12 本设计汽车总质量为 7000t，为中型货车，可选取=0.06，最小传动比与最高 档动力
11、因数有如下关系 =3-4 式中：为直接挡或最高档时，发动机发出最大扭矩时的最大车速，km/h，此时可 7/24 近似取=。 其它参数见下表。 参数说明 (N.m)最大转矩对应 转速（r/min） 空气阻力 系数 迎风面积 A(m 2) (km/h) 0.9549.72566.30.75.6100 根据 3-4 式可得=5.274.23。 同时为了得到足够的功率储备取传动系最小传 动比为=4.11。若按变速器直接挡=1，则=4.11，该车采用单级主减速器，主减速 器传动比，满足要求。 2.2.2 确定最大传动比确定最大传动比 确定传动系最大传动比，要考虑三方面问题，最大爬坡度或 1 挡最大动力因
12、 数、 附着力和汽车最低稳定车速。传动系的最大传动比通常是变速器 1 挡传动比 与主减速器传动比的乘积，即 =3-5 当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为 =+3-6 各表达式展开为 3-7 则 3-8 各参数见下表 计算参数表 fr(m)(kg)(N.m) 0.90.024.110.4357000549.7 一般货车最大爬坡度为 30%，即16.7。 代入 3-8 式计算可得4.50。 1 挡传动比还应满足附着条件 =3-9 对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式 =3-10 式中：为后轴质量，查表得满载时取值范围为=（65%-70%） ，选取 65.3%， 8/24
13、 即满载时后轴质量为 4571kg 将式 3-9 代入式 3-10 求得 取。结合上面已经计算数值4.23。故 c 初步取=4.5，即变速器传动比范围 是 14.5，传动系最大传动比=18.495。 2.2.3 挡位数确定挡位数确定 增加变速器挡位数能够改善汽车的动力性和经济性。挡位数越多，变速器的 结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。 在最低挡传动比不变的条件下， 增加变速器的挡位数会使变速器相邻的低挡 与高挡之间的传动比比值减小，换挡容易进行。在确定汽车最大和最小传动比之 后，应该确定中间各挡的传动比。实上上，汽车传动系各挡传动比大体上是按照 等比级数分配的。因此
14、，各挡传动比的大致关系为 q i i i i g g g g 3 2 2 1 式中：q 为各挡之间的公比。 当挡位数为 n 时，有 1 1 n gi q 对于本变速器，挡位数暂定为 4，则 1 1 n gi q= 3 5 . 4=1.651.8 一般挡数选择要求如下。 1） 为了减小换挡难度，相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下。 2） 高挡区相邻档位之间的传动比比值要比抵挡相邻挡位之间的比值小。 即本例满足要求，确定挡位数为 4，则=4.5，=2.72，=q=1.65，=1. 2.2.4 中心距中心距 A 对于中间轴式变速器，中间轴与第 2 轴之间的距离称为变速器中心距 A。变 速器中心
15、距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、齿轮的接 9/24 触强度都有影响。 中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心 距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。 初选中心距 A 时，可根据下面的经验公式计算 A=3-11 式中：比传动效率，取 96%。 货车的变速器中心距在 80170mm 范围内变化。 对于本中型货车， 可取=9.0， 其余取值按照已有参数计算 3-11 式可得 A120.07mm。 2.2.5 外形尺寸设计外形尺寸设计 货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，4 挡为（2.22.7）A。当变速器选 用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出
16、范围的上限。 本中型货车，4 挡变速器壳体的轴向尺寸取 2.7A，即 324.20mm，取整得 L=325mm。 2.2.6 齿轮参数齿轮参数 2.2.6.1模数的选取模数的选取 变速器齿轮模数选取的一般原则如下 1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； 3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用同一种模数； 4）从强度方面考虑，格挡齿轮应该选用不同模数； 5）对于货车，减少质量比减小噪声更加重要，因此模数应该选得大一些； 6）抵挡齿轮选用大一些的模数，其他档位选用另一种模数。 查表可知，中型货车变速器齿轮法向模数范围为 3.54.5，所选模数应该符合 国家标准 GB/T 13571987 渐开线圆柱齿轮模数的规定。优先选用第一系列 的模数，尽量不选括号内的模数。 遵照以上原则，1 挡直齿齿轮选用模数 m=4.0mm，其余档位斜齿齿轮选 10/24 =4.00mm。 同步器与啮合套的结合齿多采用渐开线齿形，出于工艺性考虑，同一变速器 中的结合齿模数相同，其取值范围
