变速器设计说明书(共24页)

1、黑龙江工程学院黑龙江工程学院 第一章 绪论(xln)汽车是作为一种交通工具(jiotng gngj)而产生的，但发展到今天已经不能把它理解(lji)为单纯的行的手段。因为“汽车化”改变了当代世界的面貌，它已经成为当代物质文明与进步的象征及文明形态的一种代表。中国汽车工业的振兴也必然会使中国的面貌焕然一新，在繁荣经济，促进四个现代化的实现，提高中国人民的生活水平，推动社会与地球上近四分之一的人类进步方面，发挥重大作用.据统计：在以前蒸汽机轮船与蒸汽机车的问世曾推动了当时的产生革命。继蒸汽机轮船与火车出现之后，1886年德国工程师戴姆勒与奔茨二人以汽油内燃机为动力，分别独立地制成了最早的实用汽车。

2、1903年美国人亨利福特创建了福特汽车公司，1908年推出了“T”型车，并于1913年建成了流水作业装配线进行汽车的大批量生产。这项大生产技术的出现，为提高汽车质量、降低生产成本及以后的汽车工业大发展创造了条件。1921年“T”型汽车的产量已占世界汽车产量达200万辆。1927年夏。“T”型车成为历史，共售出1500多万辆。汽车的作用对国际化的发展起着不可磨灭的作用，首先，以美国为例：美国汽车工业早已经发展成为与钢铁、建筑并列的三个最大的行业之一。如今美国的信息产业与高薪技术产业发展迅猛，但汽车工业仍不失为美国产业最主要的支柱之一。在全球的汽车保有量中，美国生产的汽车占34.8%。日本汽车工业

3、在1941年已经有5万辆的年产能力，1955年就能达到15万辆。进入60年代，国民经济实行“调整、巩固、充实、提高”方针，在国家和省市支持下，形成了一批汽车制造厂、汽车制配厂和改装车厂，其中，南京、上海、北京和济南共4个较有基础的汽车制配厂，经过技术改造成为继一汽之后第一批地方汽车制造厂，发展汽车品种，相应建立了专业化生产模式的总成和零部件配套厂，为今后发展大批量、多品种生产协作配套体系形成了初步基础。60年代中后期，国家提出“大打矿山之仗”的决策，矿用自卸车成为其重点装备，上海32吨试制成功投产之后，天津15吨、常州15吨、北京20吨、一汽60吨（后转本溪）和甘肃白银42吨电动轮矿用自卸车也

4、相继试制成功投产，缓解了冶金行业采矿生产装备需要。1980年大中轻型客车生产13400辆，其中：长途客车6000多辆；汽车零部件品种增多，厂家增加到2100家；摩托车工业初步形成，1980年24个厂家生产4.9万辆。 第二章 发动机选择(xunz)2.1发动机形式(xngsh)的选择汽油机与柴油机不仅使用的燃料不同，而且因排放对环境造成的污染、工作噪声、振动、使用可靠性、耐久性以及质量大小等诸多方面均有较大区别。由于本次设计车型的整车质量为1555kg，同时综合考虑汽车的动力性，经济型等因素，最终选择汽油机,前置(qin zh)前驱，发动机横置。2.2发动机主要性能指标的选择发动机最大功率Pe

5、max和相应转速np根据所设计的汽车应达到的最高车速vamax(km/h),用下式估算发动机最大功率 （1.1）其中：Pemax为发动机最大功率（kW) 为传动系效率，去90% ma为汽车总质量（kg） G为重力加速度（m/s2) Fr为滚动阻力系数 CD为空气阻力系数 A为汽车正面投影面积（m2） vamax=173km/h A=2.37m2 =90% fr=0.0368 np=40007000r/min发动机最大转矩Temax及相应转速nT用下式计算确定Temax （1.2）其中(qzhng)：Temax为最大转矩（Nm) 为转矩适应性系数(xsh)，1.11.3 Pemax为发动机最大功

6、率(gngl)（kW) np为最大功率转速（r/min) =1.3 np=4000r/min=255.04145.74Nm选择发动机： 参数名称表示符号数值单位发动机最大功率Pemax96kw最大扭矩Temax162N*M最大转矩对应转速nT4600r/min最大功率对应转速nP6000r/min总质量Ma1555kg最高车速Vamax173km/h车轮185/60R14S 表2-1发动机参数表第三章 变速器主要参数的选择(xunz) 3.1变速器主要参数的选择(xunz)增加变速器的挡数能改善(gishn)汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵

7、机构复杂，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，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用45个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡位或多挡。装载质量在23.5T的货车采用5挡变速器，装载质量在48T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。选用的是5挡变速器。传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低

8、挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其他货车则更大。轿车的传动比范围为3.61 初选传动比主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： 式中：为汽车行驶速度（Km/h），为发动机转速（r/min），为车轮滚动半径（m），为变速器传动比，为主减速器传动比。设定(sh dn)的最高车速为173Km/h，最高档(godng)为超速档，传动比取=0.8，车轮滚动半径由所选用(xunyng)的轮胎规格185/60R14S可得r=29cm，发动机转速=6000r/min。由

9、公式可得=4.7最低档传动比的计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求最大坡角坡道时，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）用公式表示为：式中：为为车辆总质量（N），为坡道面滚动阻力系数（沥青路面中=0.010.02），为发动机最大扭矩（Nm），为传动效率（0.850.90），为最大爬坡度（一般轿车要求爬上30%的坡，大约16.7）。由上式可得：=2.408 即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。公式表示为：即： 式中：为驱动轮的地面法向反力，=；为驱动轮与地面的附着系数，对混凝土或沥青路面取0.50.6

10、。此处取1690Kg（前置前驱汽车的前轮附着力约占总附着力的7080），取0.55。所以(suy)一档传动比的选择范围是初选(ch xun)一档传动比为3.2计算中心(j sun zhn xn)距A乘用车变速器的中心距在6580mm变化范围。原则上总质量小的汽车中心距小。根据发动机排量初选中心距：初定中心距为72mm。分配各挡传动比：选五档 按等比级数分配 ， 所以 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。轿车五挡变

11、速器壳体的轴向尺寸（3.23.8）A，即230.4273.6。当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为290mm。3.3变速器齿轮的设计计算模数的选取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/mm2.2

12、52.752.753.003.504.504.506.0 一二档齿轮的模数定为3mm，三四五档模数为2.75，倒档的模数定为2.75mm。压力(yl)角压力(yl)角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。变速器齿轮(chln)压力角为 20 螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触

13、强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：轿车两轴式变速器为 2025初选的螺旋角=22 齿宽b应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时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并在齿宽方向磨损不均匀。直齿：b=m， 为齿宽系数，取为4.5

14、8.0 斜齿：b=，取6.08.5 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。取初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配。 1一轴一挡齿轮(chln) 2二轴一挡齿轮 3一轴二档齿轮(chln) 4二轴二挡齿轮(chln) 5一轴三挡齿轮 6二轴三挡齿轮 7一轴四档齿轮 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 13倒档齿轮确定齿轮的齿数一挡传动比及齿数的确定 一挡用的是斜齿轮，所以=2A/m=（272）/3=48，然后进行大小齿轮齿数的分配。 取=13，=35

15、 二档： 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，所以应根据和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。故修正后中心距二档:mm ， 三四五档 ：A=mm ， 取49 解得： 所以(suy) 三档： 取49 解得： 所以(suy) 四档： 取49 解得： 所以(suy)五档： 取49 解得： 所以确定倒挡齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档接近，取模数为3，倒档齿轮的齿数一般在2123之间，选=21，=13输入轴和倒档轴中心距= 取47为了保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮12的齿顶

16、圆直径应为： 所以 取35输出轴与倒档轴中心距为确定齿轮参数变位后的端面(dunmin)压力角： =0.3926端面(dunmin)啮合角： 解得一档变位(bin wi)系数和：=0一档变位后齿轮参数：查表 =0.185，=-0.185因为，不等变位齿轮传动分度圆直径: 齿顶高 =3.56mm =()=2.45mm齿根高=（+-)=3.2mm =(+-)=4.31mm齿全高 h=(2+-)=6.75mm齿顶圆直径：=46.11mm =109.89mm齿根圆直径：=32.61mm =96.39mm二档变位后齿轮参数： 查表 =0.08，=-0.35 齿顶高变位(bin wi)系数分度圆直径(zh

17、jng): =96.98mm齿顶高 =3.04mm =()=1.86mm齿根(ch n)高=（+-)=3.22mm =(+-)=4.4mm齿全高 h=(2+-)=6.26mm齿顶圆直径：=53.1mm =100.7mm齿根圆直径：=40.59mm =88.18mm三档齿轮参数：分度圆直径d561.71 分度圆直径d682.29 齿顶高ha52.75 齿顶高ha62.75 齿根高hf53.44 齿根高hf63.44 齿顶圆直径da567.21 齿顶圆直径da687.79 齿根圆直径df554.84 齿根圆直径df675.41 四档齿轮(chln)参数：分度圆直径d770.53 分度圆直径d873

18、.47 齿顶高ha72.75 齿顶高ha82.75 齿根高hf73.44 齿根高hf83.44 齿顶圆直径da776.03 齿顶圆直径da878.97 齿根圆直径df763.66 齿根圆直径df866.59 五档齿轮(chln)参数：分度圆直径d982.29 分度圆直径d1061.71 齿顶高ha92.75 齿顶高ha102.75 齿根高hf93.44 齿根高hf103.44 齿顶圆直径da987.79 齿顶圆直径da1067.21 齿根圆直径df975.41 齿根圆直径df1054.84 倒档齿轮计算mm=2.75倒档主动齿轮齿数z1113取倒档齿轮齿数z1221一轴与倒档轴的中心距A46.

19、75取47Z11齿顶圆直径da1141.25倒档从动Z13齿顶圆直径da13101.75倒档输出轮齿数z1335.000 实际倒档传动比Ir2.69Z11Z12Z13分度圆直径d1135.75分度圆直径d1257.75分度圆直径d1396.25中心距变动系数y0.091 inv0.015inv0.02X-0.23 X110.05X120.01ha112.638 ha122.757 ha133hf113.3hf123.72hf133.75齿顶圆直径da1141.025 齿顶圆直径da1263.265 齿顶圆直径da13102.25齿根圆直径df1129.15齿根圆直径df1250.31齿根圆直径

20、88.75输出轴与倒挡轴中心距77第四章 变速器的校核(xio h)4.1 齿轮(chln)的损坏形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动(ydng)换挡齿轮端部破坏。4.2 齿轮强度计算与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JB17983，6级 和7级。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。下面介绍的是计算汽车变速器

21、齿轮强度用的简化计算公式。4.3 计算各轴的转矩 输入轴 输出轴一档=152.410.960.992.69=389.98Nm4.4 齿轮弯曲强度计算直齿轮(chln)弯曲应力 式中：计算(j sun)载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；应力集中(jzhng)系数，=1.65；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲 应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽系数=7.0当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取

22、下限。y为齿形系数，如图4-1所示：图4-1 齿形系数图 计算(j sun)一档齿轮的弯曲应力=13，=35，=0.13，=0.15，=152.41N.m，=389.98N.m = =551.62MPa400850MPa = =371.75MPa400850MPa4.5 轮齿(ln ch)接触应力计算 式中：轮齿(ln ch)的接触应力（MPa）； 计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用(zuyng)在变速器第一轴上的载荷作为计算(j sun)载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3-2。弹性