变速器设计汇总

1、汽车设计课程设计变速器设计班级车辆新能源 1111姓名指导教师邓利军关键字：变速器传动比 齿轮 同步器、八刖 言汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的 性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。 变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件 之一。变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的 可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。 随着汽车工 业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。 本设计在给定最高车速、最大 爬坡度等条件下，着重对变速器传动比、齿轮的结构参数、轴的

2、结构 尺寸等进行设计计算，并对变速器的传动方案和结构形式进行设计， 从而提高汽车的整体性能。目 录设计任务书一、任务：1、确定两轴式四挡变速器传动机构的总体方案。2、确定变速器的主要参数。3、确定输入轴上所有零件的主要参数，设计变速器输入轴和输 入轴上齿轮（任意一个齿轮） 。4、编制设计说明书。二、原始条件：车型微型客车驱动形式FR4X2发动机位置前置最高车速Umax=110km/h最大爬坡度imax30%汽车总质量ma=1410kg满载时前轴负荷率40%外形尺寸总长LaX总宽BaX总高Ha=3496X1445x1841mm3迎风面积A0.85 BaxHa空气阻力系数CD=0.6轴距L=220

3、0mm前轮距B1=1440mm后轮距B2=1420mm车轮半径r=300mm离合器单片干式摩擦离合器变速器两轴式、四挡设计的内容及方法本次设计在给定输出功率、 转矩以及最高车速、 最大爬坡度等条 件下，完成此汽车传动机构的设计，并绘制出变速箱的装配图。对于 变速箱的设计主要内容有以下几点：一、 传动机构的布置方案分析通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点， 选择出适合此车 的传动机构布置方案。二、 变速器主要参数的选择确定变速器的档位数、传动比、中心距以及齿轮参数。三、轴的基本尺寸选择和强度校核选择合适的尺寸的轴并对其进行校核。四、同步器设计比较不同类型同步器的优缺点，选择适合此变速器的同步

4、器类型，并对其参数进行确定。变速器传动机构布置方案1.1前进挡布置方案目前流行的机械变速器主要有两轴式和中间轴式， 现在对两种变 速器具体分析。035两轴式变速器与中间轴式变速器相较， 两轴式变速器因轴和轴承少， 所以结构 简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点，并且由于传动环节较少，故传 动效率很高并且噪声也很低。 但两轴式变速器不能设置直接挡， 所以 在高挡工作时没中间轴式性能好。035中间轴式变速器中间轴式变速器的输入轴后端通常与常啮合齿轮做成一体， 并且 绝大多数中间轴式变速器输入轴和输出轴都保持在同一直线上， 经结 合套连接后得到直接档， 故用此方案的汽车在直接档是效率很高， 噪 声也很低

5、，齿轮和轴承的磨损都会降低。但是，除了直接档以外，其 他挡传动效率都略有降低，噪声也有上升。通过上述比较， 又由于此车微型车，汽车总质量较小，乘客空间 不大，结构较紧凑，故选用两轴式布置方式。1.2倒档布置方案与前进挡相比， 倒档使用率不高， 而且都是在停车状态下实现切 换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮或接合套方式换挡。汽车变速箱一般有如下设计方式，根据此次设计需要和比较我们 选择图a所示变速器进行参数设计。变速器主要参数设计2.1发动机最大功率 Pemax及相应转速根据最高转速，用下式求出发动机的最大功率其中n为传动系效率，一般取90% f为滚动阻力系数，对乘用车e maxmagf3600

6、Ua maxCDA761403Ua maxf=0.0165 X 1+0.01 (va-50) 。根据初始设计数据，可求得Pemax=38.7对于总质量较小的汽油发动机 般在40005000r/min之间，故np=4500r/mi n2.2发动机最大转矩Temax和相应转速 M根据下式确定TemaxTemax=9549X沪emax/npa为转矩适应性系数，一般在1.11.3之间选取，此处选择a=1.2,故Temax=98NTAnp/nT一般在1.42.0之间选取，此处选为1.5，故nT=3000 r/mi n2.3档位数的选择增加挡数，可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速，但挡数增多，将使

7、结构复杂，轮廓尺寸和质量加大，换挡频率增高将增 加换挡难度。目前乘用车一般采用46个挡位，排量越大采用的档位数一般越多，此车为总质量很小的低排量微型车，故选择档位为4比较适宜。2.4最低挡传动比选择要确定最低档传动比必须先确定主减速器的传动比，然后根据汽车行驶条件确定最低挡范围。2.4.1 主减速器传动比设计根据发动机转速与汽车行驶速度关系：r nUa=0.377. 式中Ua取最高车速，由于此变速器为两轴式，最高传动比一般大于1,取为1.1，由此可算出io=4.2242 最低挡传动比确定按最大爬坡度来设计，上坡时，应满足驱动力不小于阻力之和，即：TemaxiohTnrGfCOSamax+GSI

8、namaxf为坡道阻力系数，一般在0.010.02之间，取0.015。由上式可得,i13.36再根据地面附着条件：$为地面附着系数，一般取0.70.8，取炉0.8，则可得i15.37所以选取一挡传动比为b =3.92.5各档传动比选择由于等比分配传动比便于换挡，故选择等比分配方式2.6初选中心距根据经验公式Temaxip I1TnrFni_12 _ 13_i2i3i4=qi1= 3.9则i2=2.56i4=1.1故q=1.52i3=1.68A=KA(Temaxi1n )式中：KA为中心距系数，乘用车KA=8.99.3，由此可得:A=63.1mm2.7齿轮参数选择齿轮的基本参数主要有模数、压力角

9、、螺旋角和齿宽。2.7.1模数对于低排量的微型车齿轮模数一般在2.252.75之间选取，再根据变速器常用齿轮模数的选择系列选取模数为mn=2.5。2.7.2压力角压力角越小，齿轮的重合度越大，传动越平稳，噪声越低；压力 角较大时， 齿轮的抗弯强度和表面接触强度都会增强。 因国家规定的 标准压力角为20，故选取压力角为20。2.7.3螺旋角由于目前斜齿轮在变速器中运用的比较多， 故要确定螺旋角的大 小，螺旋角对齿轮啮合的重合度、强度都有很大影响，轿车变速器齿 轮螺旋角一般在2025之间选取，选取螺旋角为25。2.7.4齿宽通常根据齿轮模数的大小来确定齿宽：对于直齿b=kcm,kc为齿宽系数，取为

10、4.58.0对于斜齿b=kcmn,kc取为6.08.52.8各挡齿轮齿数分配由于一般低档和倒档都用的较少，二高档用的比较频繁，故一、二档和倒档选用直齿轮，三四档选用斜齿轮。2.8.1前进挡齿轮齿数确定1、一挡：i1= =3.9z1+z2=2A/m=50Ziz1=10Z2=402、修正中心距A= m(Z1+Z2)/2=62.5mm3、二挡：i2=Z4二=2.56z3Z3=14Z3+Z4=2A/m=50Z4= 364、三挡：i3=Z6Z5= 1.68Z5+Z6=2ACOS俘mn=45Z5=17Z6=285、四挡：i4=Z8Z7= 1.1Z7+Z8=2ACOS”mn=45Z7=21Z8=232.8.

11、2倒档齿轮齿数确定倒档齿轮的模数一般与一挡齿轮接近，取m=2.5,倒档齿轮齿数一般在2123之间选取。选ZR=21。iR=乡(此值接近ii)(da9+daio)/2+O.5WAZ9ZR由此可得Z9= 11ZR= 21Zio=38则倒档轴到输入轴的距离A1=m(Z9+ZR)/2=38.75mm倒档轴到输出轴的距离A2= m(Z10+ZR)/2=73.75mm2.9一挡齿轮参数设计齿轮的尺寸参数主要包括分度圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径，下面仅对一挡两对齿轮进行参数设计，设计各参数如下:分度圆直径：d1=mz1=25mmd2=mz2=100mm齿顶咼：ha1=m=2.5mmha2=m=2.5mm齿

12、根高：hf1=1.25m=3.1mmhf2=1.25m=3.1mm顶隙：&=hf1-ha1=0.6mmC2=hf2-ha2=0.6mm齿顶圆直径：da1=d1+2ha1=30mmda2=d2+2ha2=105mm齿根圆直径：df1=d1-2hf1=18.8mmdf2=d2-2hf2=93.8mm输入轴的设计变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用， 变速器的轴承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强 度。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合， 对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响，因此，轴的设计 至关重要，下面，选择输入轴进行设计。初选轴

13、直径输入轴花键部分直径可利用经验公式初选：d=KTemaJ3式中K为经验系数，一般在4.04.6之间选取，取K=4.6;故d=21.2mm轴的刚度校核仅选取输入轴上一挡齿轮所在点进行校核根据下式计算=Fa2b2= Fta2b2Fab(b-a)fc= 3EILfs= 3EILS=3EIL式中：一挡齿轮所受切向力Ft=2Te回=7840Ndi径向力F=Fttana=2853N输入轴两支承间间距L=（3.03.2）A,选取L=3.2A=200mm一档齿轮距离两支承点的距离分别为a=51mm, b=149mm对于实心轴，匸n4/64故 fc=0.061mmffs=0.135mm fs8=0.0015rad0.02rad均满足许用值，故设计合理。轴的强度校核轴的受力情况如图所示Fr151F2分别算出其在水平面和垂直面内的弯矩垂直平面内:F1FH1 L=Fr aFH1=689.98NMc= FH1- b=105.5N M水平面内:Fv1 L=Ft aFv1=1920NMs= Fvib=289.9N M轴的弯曲应力计算公式如下32M萨GF其中M=(Mc2+Ms2+Temax2)1/2由此可得(=346.5M0,应使55i,通常取5=0.5mm。总结经过几天的艰苦奋战