汽车变速器设计理论与方法

【最新卓越管理方案您可自由编辑】（汽车行业）汽车变速器设

计理论与方法20XX年XX月多年的企业咨询顾问经验，经过实战验证可以落地执行的卓越管理方案，值得您下载拥有4.3汽车变速箱设计理论和方法现代汽车的动力装置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有相当多的优点，如体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等。但其性能和汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。如在坡道上行驶时，所需的牵引力往往是发动机所能提供的牵引力的数倍。而且壹般发动机如果直接和车轮相连，其输出转速换算到对应的汽车车速上，将达到现代汽车极限速度的数倍。上述发动机牵引力、转速和汽车牵引力、车速要求之间的矛盾，单靠现代汽车内燃机本身是无法解决的。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之壹。另外，现代汽车的使用条件极为复杂，在不同场合下有不同的要求。往往要受到如载运量、道路坡度、路面好坏及交通是否通畅等条件的影响。这就要求汽车的牵引力和车速能在较大范围内变化，以适应使用的要求。在条件良好的平直路面上要能以高速行驶，而在路面不平和有较大坡度时能提供较大的扭矩。变速箱的多档位选择就能满足这些需求。此外，发动机在不同工况下，燃油的消耗量也是不壹样的。驾驶员能够根据具体情况，选择变速箱的某壹档位，来减少燃油的消耗。在某些情况下，汽车仍需要能倒向行驶。发动机本身是不可能倒转的，只有靠变速箱的倒档齿轮来实现。在车辆中途暂停行驶或变速箱是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多档几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式俩大类。而前者又分为俩轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。4.3.1俩轴式和三轴式变速箱：现代汽车大多数都采用三轴式变速箱，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速箱传动比小，则常采用俩轴式变速箱。在设计时，究竟采用哪壹种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：1.结构工艺性：俩轴式变速箱输出轴和主减速器主动齿轮做成壹体且当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或准双曲面齿轮，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。2.变速箱的径向尺寸：俩轴式变速箱的前进档均为壹对齿轮副，而三轴式变速箱则有俩对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速箱的径向尺寸能够比俩轴式变速箱小得多。3.变速箱齿轮的寿命：俩轴式变速箱的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮寿命比大齿轮短。三轴式变速箱的各前进档，均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮径向尺寸相差较小，因此寿命较接近。在直接档时，齿轮只是空转，不影响齿轮的寿命。4.变速箱的传动效率：俩轴式变速箱，虽然能够有等于1的传动比，但仍要有壹对齿轮进行传动，因而有功率损失。而三轴式变速箱，可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率较高，磨损小，噪声也较小。轿车，尤其是微型汽车，采用俩轴式变速箱比较多，而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速箱。4.3.2多中间轴结构：在通常的三轴式变速箱中，发动机的转矩由第壹轴传至第二轴，只经过壹根中间轴。这种变速箱在装上转矩高于1200-1300Nm的大功率的柴油机时，其齿轮、轴和轴承都要承受很大的载荷，这会导致过早被损坏。所以对于壹些重型汽车，壹般采用多中间轴的结构。这种变速箱具有2-3根中间轴，在传递同样转矩的情况下，变速箱齿轮的宽度和质量可分别减少40%和20%，变速箱的整体质量和轴向尺寸也减少很多。4.3.3倒档型式：由于倒档使用率不高，壹般常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现倒档传动，有些利用在前进档的传动路线中，加入壹个中间传动齿轮的方案，也有利用俩个联体齿轮的方案。前者虽然结构简单，可是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，且且使倒档传动比略有增加。4.3.4齿轮型式：变速箱使用斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮。斜齿圆柱齿轮虽然制造时稍为复杂，且工作时会有轴向力，但因其使用寿命长，传动平稳和噪声小而得到广泛使用，直齿圆柱齿轮多用于低档和倒档。4.3.5同步器换档型式：目前大多数的变速箱都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而和操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。可是它也有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点。4.3.6轴承型式：以前变速箱的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承。当下变速箱的设计趋势是增大其

传递功率和质量之比，且要求它有更大的容量和更好的性能，而上述轴承型式已不能满足对变速箱可靠性和寿命所提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的在逐渐增多。其主要优点如下：圆锥滚柱轴承的直径较小，宽度较大，因而容量大，可承受高负荷；其锥体、外和滚子间基本的几何关受高负荷；其锥体、外和滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性，使用寿命长；圆锥滚柱轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少自动脱档的可能，且大幅度提高其寿命；采用圆锥滚柱轴承的变速箱，壹般将变速箱壳体设计成沿纵向平面分开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。4.3.7其它设计经验：因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以壹般变速箱的低档都布置在靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性和轴和壳体的结构有关系。壹般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。4.3.8变速箱总体尺寸的确定：1变速箱齿轮中心距的确定：A=k・3；Miiemax变速箱齿轮的中心距是变速箱很重要的参数，它对变速箱的整体尺寸、体积和质量有很大的影响。通常根据经验公式初选中心距A（单位m）:式中：k—中心距系数，对轿车，k=8.9〜9.3，对货车，k=8.6〜9.6;Miemax—变速箱在壹档时,第二轴输出的转矩，Miemax=Memaxd1pg，单位Nm；Memax—发动机的最大输出转矩，单位Nm；i1—变速箱壹档传动比；ng—变速箱传动效率，取0.96。此外，变速箱的中心距仍要受到齿轮接触强度、几何参数和结构要求等的制约。2变速箱轴向尺寸的确定：货车变速箱壳体的轴向尺寸和其档数有关，可参照下列数据选用：四档(2.2〜2.7)A五档(2.7〜3.0)A六档(3.2〜3.5)A轿车四档变速箱壳体轴向尺寸为(3.0〜3.4)A。3变速箱档数的确定：不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同；对整车性能要求的不同；汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数和汽车的动力性、燃油经济性又有着密切的关系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗。所以增加档位数会改善汽车的动力性和燃油经济性。档数多少仍影响到档和档之间的传动比比值。比值过大会造成换档困难。壹般认为比值不宜大于1.71.8。因此如最大传动比和最小传动比之比值愈大，档位数也应愈多。对于轿车而言，由于其行驶车速高，比功率大，最高档的后备功率也大，即最高档的动力因素大，所以其最高档和起动档的动力因素间的变化范围较小。因此在过去轿车常用三档或四档变速箱。近年来，为了进壹步节省燃油，装有手动变速箱的轿车多已采用五档变速箱。对于轻型货车和中型货车而言，由于比功率小，所以壹般采用五档变速箱。而重型货车的比功率更小，使用条件也更复杂，所以壹般采用六档至十几个档的变速箱，以适应复杂的使用条件，从而使汽车具有足够的动力性和良好的燃油经济性。4.3.9各档传动比的确定：1最高档传动比的选择：汽车大多数时间是以最高档行驶的，即用最小传动比的档位行驶的。因此最小传动比的选定是很重要的。传动系的总传动比是传动系中各部件传动比的乘积，即it=ig-i0.ic。式中ig—变速箱的传动比；i0—主减速器的传动比；ic一分动器或副变速箱的传动比；普通的汽车由于没有分动器或副变速箱，而变速箱的最小传动比通常为1，所以传动系的最小传动比就是i0。因此确定最高档传动比其实就是选择主减速器的传动比i0。主减速器的传动比是从汽车功率平衡图来选择的，在功率平衡图上将传动比i0划分为三个区域：i01（大传动比）是使得最高车速uamax大于发动机最大功率时的车速up，它的优点在于汽车的后备功率最大，即动力性最好，可是燃油经济性最差;i02（中传动比）是使得最高车速uamax等于发动机最大功率时的车速up，它的优点是最高车速最大，且动力性和经济性均居中；i03（小传动比）是使得最高车速uamax小于发动机最大功率时的车速up，它的优点是发动机功率利用率最高，即燃油经济性最好，可是汽车的后备功率最小，即汽车动力性最差。以前，多数汽车将主减速器传动比选择为大传动比i01或中传动比i02，可是随着近年来不断要求提高汽车燃油经济性，使得主减速器的传动比开始偏向于小传动比i03。这里对主减速器传动比的选择只是壹个初步的选择，计算汽车经济性和动力性来优化主传动比的方法，以精确地确定主减速器的传动比。

2最低档传动比的选择：确定最低档传动比时，要考虑下列因素：汽车最大爬坡度，驱动轮和路面附着力，汽车最低稳定车速及主传动比等。下面假设主传动比已经确定。(1)根据最大爬坡度确定壹档传动比：汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎和路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力。式中：Fkmax—最大驱动力；Ff—滚动阻力；Fimax—最大上坡阻力；档传动比；i0—主传动比；FfmaxMemaFfmaxMemaxY0n

rF=mgsinamgWr

MZ^式中：Memax一发动机最大扭矩；L变速器壹n一汽车传动系总效率；m—汽车总质量；g—重力加速度；W一道路最大阻力系数；r—驱动轮滚动半径;f—滚动阻力系数；amax一道路最大上坡角。(2)根据驱动轮和地面的附着力确定壹档传动比：汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮和路面间的附着力。道路附着系数，取3=0.5~0.6;N——驱动力垂直反力，用下列公式计算:其中：X、S——后轮驱动时，X=a,S=+1;前轮驱动时，X=b,S=-1；四轮驱动时，X=L,S=0;a 路面坡度角；a、b 重心至前后轴距离；L——轴距；hg——满载时重心高度。(3)根据最低稳定车速确定壹档传动比：0.377rni minmaxviiamino对于越野汽车，为了避免在松软的路面上行驶，由于土壤受冲击剪切破坏而损失地面附着力，imax应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。设最低车速为vmin。式中：r——车轮滚动半径；nmin——发动机最低转速；i’——分动器低档传动比。(4)最低档传动比的确定：根据之上三个条件(1-1)、(1-2)、(1-3)分别确定的壹档传动比，最低档传动比。也能够用C曲线法（最佳动力性经济性曲线-加速时间油耗曲线）优化参数设计.4.3.10其它各档传动比的确定：五档式变速器中第四档为直接档，传动比为1。第五档为超速档壹般取0.8。