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1、 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。本设计对变速器的各挡齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算，并进行了受力分析、强度和刚度校核计算, 1.变速原理 一对齿数不同的齿轮啮合传动时，设主动齿轮的转速为，齿数为，从动齿轮的转速为，齿数为。若小齿轮带动大齿轮时，转速就降低了；若大齿轮带动小齿轮时，转速即升高。在相同的时间内啮合的齿数相等，即=。齿轮的传动比为=/=/。齿轮传动机构的传动比定义为主动齿轮的转速与从动齿轮的转速之比，它也等于从动
2、齿轮的齿数与主动齿轮的齿数之比，即： 这就是齿轮传动的变速原理。汽车变速器就是根据这一原理利用若干大小不同的齿轮副传动而实现变速的。 2.变向原理汽车发动机在工作过程中是不能逆转的。为了能使汽车倒退行驶，在变速器中设置了倒挡（R）。倒挡传动机构是在主动齿轮与从动齿轮之间增加一个中间齿轮，利用中间齿轮来改变输出轴的转动方向，因此，这个中间齿轮油称之为倒挡换挡齿轮。目 录第2章 变速器主要参数的选择与计算52.1设计初始数据52.2变速器各挡传动比的确定52.3变速器传动方案的确定72.4中心距A的确定82.5齿轮参数82.5.1 模数82.5.2 压力角92.5.3 螺旋角92.5.4 齿宽92
3、.5.5 齿顶高系数102.6本章小结10第3章 齿轮的设计计算与校核113.1齿轮的设计与计算113.1.1 各挡齿轮齿数的分配113.1.2齿轮材料的选择原则203.1.3计算各轴的转矩213.2轮齿的校核213.2.1轮齿弯曲强度计算213.2.2轮齿接触应力j253.3本章小结30第4章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核314.1轴的设计计算314.1.1 轴的工艺要求314.1.2 初选轴的直径314.1.3 轴的强度计算324.2轴承的选择及校核364.2.1输入轴的轴承选择与校核364.2.2 输出轴轴承校核374.3本章小结38结 论43参考文献44 2章 变速器主要参数的选择
4、与计算2.1设计初始数据 最高车速：=160Km/h 发动机功率：=75KW 转矩：=150 总质量：=1500Kg 转矩转速：=3800r/min 车轮：185/60R14 2.2变速器各挡传动比的确定初选传动比： = 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0.85 主减速器传动比 =9549 （转矩适应系数=1.11.3） （2.2） 所以，=9549=5653.006r/min/ =1.42.0 符合=0.377=0.377=4.025 （2.3）双曲面主减速器，当6时，取=90%最大传动比的选择：满足最大爬坡度。 （2.4）
5、式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=15000N；发动机最大转矩，=150N.m；主减速器传动比，=4.025传动系效率，=90%；车轮半径，=0.289m；滚动阻力系数，对于货车取=0.01651+0.01(-50)=0.03795；爬坡度，取=16.7带入数值计算得 满足附着条件： （2.5）为附着系数，取值范围为0.50.6，取为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 ；计算得3.283 ； 由得2.5513.283 ； 取=3.2 ；校核最大传动比 ；在3.04.5范围内，故符合。其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致
6、符合如下关系： （2.6）式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： ，=1.337所以其他各挡传动比为： =3.2， =2.390，=1.788，=1.337 ，=0.852.3变速器传动方案的确定图2.1a为常见的倒挡布置方案。图2.1b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2.1c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.1d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.1c所示方案。图2.1e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.1f所示方案适用
7、于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.1g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计采用图2.1f所示的传动方案。 图2.1 变速器倒档传动方案 图2.2为变速器的传动路线示意图，因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的
8、时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。1. 输入轴五挡齿轮 2.输出轴五挡齿轮 3.输入轴四挡齿轮 4.输出轴四挡齿轮5. 输入轴三挡齿轮 6.输出轴三挡齿轮 7.输入轴二挡齿轮 8.输出轴二挡齿轮9. 输入轴一挡齿轮 10.输出轴一挡齿轮 11.倒挡齿轮 12.输入轴倒挡齿轮13.输出轴倒档齿 图2.2变速器传动示意图2.4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=66mm。2.5齿轮参数 2.5.1 模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一
9、种模数。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。其取值范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 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1.752.252.753.25
10、3.503.754.505.50 发动机排量为1.6L，根据表2.1及2.2，齿轮的模数定为2.252.75mm。2.5.2 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。国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。2.5.3 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。2.5.4 齿宽直齿，为
11、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挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。2.5.5 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。2.6本章小结通过初始数据，首先确定变速器的最大传动比，然后根据最大传动比，确定挡数及各挡传动比的大小，然后根据变速器中心距A与发动机排量的关系，初选变速器的中心距。然后确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。 第3章 齿轮的设计计算与校核3.1齿轮的设计与计算 3.1.1 各挡齿轮齿数的分配一挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选=22一挡传
12、动比为 （3.1） 为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （3.2） =48.96取整为49即=11.65 取12 =49-12=37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挡齿轮齿数分配的依据。=66.06mm （3.3）对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角 ： tan=tan/cos=0.392 （3.4） =21.42 啮合角 ： cos=0.932 （3.5） =21.29变位系数之和 （3.6） =-0.11查变位系数线图得： 计算一挡齿轮9、10参数：分度圆直径 =2.512/cos22=32.356mm =2.537/22=99.764mm齿顶高 =3.74mm =1.415mm式中： =（66-66.06）/2.5=-0.024
