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1、第一部分 变速器的基本设计方案变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。变速器设计的基本要求：1）保证汽车有必要的动力性和
2、经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡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。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大
3、。 图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮的传动倒挡布置方案 图2为常见的倒挡布置方案。图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，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-c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图-2d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2-g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根
4、变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。第二部分：变速器主要参数的选择主要参数方案一发动机功率74kw 最高车速167km/h转矩167Nm总质量1705kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14S 最高车速，=167km/hr 车轮半径，r= 0.29 n功率转速 ，n=5000r/min 主减速器传动比 最高挡传动比 / =1.42.0 即=（1.42.0）3200=44806400r/min =9549 所以，=46545500r/min柴油机的转速在30007000r/min 取=5000r/min由经济性出发使最高档最高车速时功率略低于发动机最高功率，即略小于3.0
5、 初取 =0.75 =4.36根据汽车行驶方程式 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=16709N；=167N.m；传动系效率，=0.88；车轮半径，=0.29m；滚动阻力系数，干砂路面（0.1000.300）取=0.150；坡度，=16.7。=2.28满足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6=4.54一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为，所以各挡传动比与挡传动比的关系为 ， ， ， （实际）初选中心距时，可根据下述经验公式 式中：变速器中心距（mm）；中心距系
6、数，商用车：=8.993；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=3.2 ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=167N.m 。 则，=71.24774.450（mm）初选中心距=74mm。第三部分 变速器各档齿轮的计算设计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。车型
7、乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00表2汽车变速器齿轮法向模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50表3汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3，一二档齿轮的模数定为3mm，三四五档及倒档的模数定为2.75mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm。2、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203、螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度
8、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。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。变速器螺旋角：234、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5，取7.0。各挡齿轮齿数的分配1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿
9、轮 8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮 13-倒档齿轮 图3变速器传动示意图如图3所示为变速器的传动示意图。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。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。变为系数图1、确定一挡齿轮的齿数 取模数=3mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z1=11 z2=34 mm对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =22.58U=3.09变位系数之和 查表得=0.35 分度圆直径: =110.809mm节圆直径 mm mm齿顶高 =
10、3.819mm =2.469mm齿根高 =2.550mm =3.900mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.069mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm当量齿数 =14.102 =43.590分度圆直径 mm mm2、确定二挡齿轮的齿数取模数=3mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z3=14 z2=31 mm对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =22.58U=2.214变位系数之和 查表得=0.35 分度圆直径: 46.52
11、7mm =101.032mm节圆直径 mm mm齿顶高 =3.459mm =2.829mm齿根高 =2.910mm =3.540mm 全齿高 h3=ha3+hf3=6.369mm齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=53.445mm da4=d4+2ha4=106.690mm齿根圆直径 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm当量齿数 = =17.949 = =39.7443、确定三挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z5=20 z6=30 mm对三挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.707U=1.5变位系数之和 查表得=0.42 分度圆直径: 59.750mm =89.625mm节圆直径 mm mm齿顶高 =1.565mm =1.400mm齿根高
