汽车设计课程设计——变速器设计学院机械与汽车工程学院组别指导教师学生姓名 Sanity Shaw 学号提交日期 2011年 7 月 8 日目录1.概述 (3)2 中间轴式变速器设计 (4)2.1传动方案和零部件方案的确定 (4)2.1.1传动方案初步确定 (4)2.1.2零部件结构方案 (5)2.2 主要参数的选择和计算 (6)2.2.1 先确定最小传动比 (6)2.2.2 确定最大传动比 (7)2.2.3 挡位数确定 (8)2.2.4 中心距A (9)2.2.5 外形尺寸设计 (9)2.2.6 齿轮参数 (10)3 变速器的设计计算 (15)3.1轮齿设计计算 (15)3.1.1 齿轮弯曲强度计算 (15)3.1.2 轮齿接触应力 (18)3.2 轴设计计算 (20)3.2.1 轴的结构 (20)3.2.2 确定轴的尺寸 (20)3.2.3 轴的校核 (21)1.概述变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。

为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。

在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。

对变速器的主要要求是：（1）.应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。

在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。

（2）.工作可靠，操纵轻便。

汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。

为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。

（3）.重量轻、体积小。

影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。

选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。

（4）.传动效率高。

为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。

提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。

（5）.噪声小。

采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。

图1：中间轴式变速器2 中间轴式变速器设计2.1传动方案和零部件方案的确定作为一辆前置后轮驱动的货车，毫无疑问该选用中间轴式多挡机械式变速器。

中间轴式变速器传动方案的共同特点如下。

（1）设有直接挡；（2） 1挡有较大传动比；（3）档位搞的齿轮采用常啮合传动，档位低的齿轮（1挡）可以采用或不采用常啮合齿轮川东南；（4）除1挡外，其他档位采用同步器或啮合套换挡；（5）除直接挡外，其他档位工作时的传动效率略低。

2.1.1传动方案初步确定（1）变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经滚针轴承支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。

档位搞的齿轮采用常啮合齿轮传动，1挡采用滑动直齿轮传动。

（2）倒档利用率不高，而且都是在停车后在挂入倒档，因此可以采用支持滑动齿轮作为换挡方式。

倒挡齿轮采用联体齿轮，避免中间齿轮在最不利的正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，提高寿命，并使倒挡传动比有所增加，装在靠近支承出的中间轴1挡齿轮处。

2.1.2零部件结构方案2.1.2.1齿轮形式齿轮形式有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。

两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造工艺复杂，工作时有轴向力。

变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。

直齿圆柱齿轮仅用于抵挡和倒挡。

2.1.2.2换挡机构形式此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、移动啮合套换挡和同步器换挡三种形式。

采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴有噪声，不宜用于高档位。

为简化机构，降低成本，此变速器1挡、倒挡采用此种方式。

常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。

因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。

目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。

因此不适合用于本设计中的变速器，不采用啮合套换挡。

使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。

虽然结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，但为了降低驾驶员工作强度，降低操作难度，2挡以上都采用同步器换挡。

2.1.2.3变速器轴承变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。

变速器第1轴、第2轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。

中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承承受径向力。

滚针轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高档区域同步器换挡的第2轴齿轮和第2轴的连接，由于滚针轴承滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合，在不影响齿轮结构的情况下，应尽量使用滚针轴承。

2.2 主要参数的选择和计算目前，货车变速器采用4~5个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。

因此挡位数大致在4~5个，需要通过计算传动比范围后最后确定。

2.2.1 先确定最小传动比传动系最小传动比可由变速器最小传动比i g和主减速器传动比i0的乘积来表示i tmin=i gmin i0 3-1通常变速器最小传动比i gmin取决于传动系最小传动比i t0和主减速器传动比i0，而根据汽车理论，汽车最高车速时变速器传动比最小，则根据公式u a=0.377rni gmin i03-2式中：u a为汽车行驶速度，km/h; n为发动机转速，r/min; r为车轮半径，m; i gmin 特指为最高档传动比。

可得i tmin=0.377rnu amax3-3轻型车轮胎尺寸根据GB/T2977-1997《载重汽车轮胎系列》可选用7.50R20，即轮胎名义宽度7.5in，轮辋名义直径16in，轮胎扁平率为90~100，在此取90，则轮胎直径可以算为r=(7.5x2x0.95+20)2x25.41000≈0.435(m)汽车给定的最大车速为100km/h,发动机转速为2566.3r/min，代入③式得i tmin=4. 23另外，为了满足足够的动力行呢，还需要校核最高档动力因数D0max。

一般汽车直接挡或最高档动力因数取值范围如下表所示本设计汽车总质量为7000t，为中型货车，可选取D0max=0.06，最小传动比与最高档动力因数D0max有如下关系D0max=T tqmax i tminηtrG −C D Au at221.15G3-4式中：u at为直接挡或最高档时，发动机发出最大扭矩时的最大车速，km/h，此时可近似取u at=u amax。

其它参数见下表。

tmin小传动比为i tmin=4.11。

若按变速器直接挡i gmin=1，则i0=4.11，该车采用单级主减速器，主减速器传动比i0≤7，满足要求。

2.2.2 确定最大传动比确定传动系最大传动比，要考虑三方面问题，最大爬坡度或1挡最大动力因数D1max、附着力和汽车最低稳定车速。

传动系的最大传动比通常是变速器1挡传动比i g1与主减速器传动比i0的乘积，即i tmax=i g1i0 3-5当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为F tmax=F f+F imax 3-6各表达式展开为T tqmax i tminηtr=Gf cosαmax+G sinαmax 3-7 则i g1≥G（f cosαmax+sinαmax）rT tqmax i0ηt3-8 各参数见下表计算参数表一般货车最大爬坡度为30%，即αmax≈16.7°。

代入3-8式计算可得i g1≥4.50。

1挡传动比还应满足附着条件F tmax =T tqmax i g1i 0ηt r ≤F φ 3-9对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式F φ=F Z2φ=G 2φ=m 2gφ 3-10式中：m 2为后轴质量，查表得满载时取值范围为m 2=（65%-70%）m a ，选取65.3%m a ，即满载时后轴质量为4571kg将式3-9代入式3-10求得i g1≤m 2gφrT tqmax i 0ηt 取φ=0.7，计算可得i g1≤6.71。

结合上面已经计算数值i g1≥4.23。

故c 初步取i g1=4.5，即变速器传动比范围是1~4.5，传动系最大传动比i tmax =18.495。

2.2.3 挡位数确定增加变速器挡位数能够改善汽车的动力性和经济性。

挡位数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，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，增加变速器的挡位数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，换挡容易进行。

在确定汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间各挡的传动比。

实上上，汽车传动系各挡传动比大体上是按照等比级数分配的。

因此，各挡传动比的大致关系为q i i iig g g g ==3221式中：q 为各挡之间的公比。

当挡位数为n 时，有 11-=n g i q对于本变速器，挡位数暂定为4，则11-=n g i q =35.4=1.65<1.8一般挡数选择要求如下。

1）为了减小换挡难度，相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。

2）高挡区相邻档位之间的传动比比值要比抵挡相邻挡位之间的比值小。

即本例满足要求，确定挡位数为4，则i g1=4.5，i g2=q2=2.72，i g3=q=1.65，i g4=1.2.2.4 中心距A对于中间轴式变速器，中间轴与第2轴之间的距离称为变速器中心距A。

变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、齿轮的接触强度都有影响。

中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。

因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。

初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算33-11A=K A√T emax i g1ηg式中：K A为中心距系数，货车为8.6~9.6;T emax为发动机最大转矩，N.m；i g1为变速器1挡传动比；η为变速器传动效率，取96%。

g货车的变速器中心距在80~170mm范围内变化。

对于本中型货车，可取K A=9.0，其余取值按照已有参数计算3-11式可得A≈120.07mm。

2.2.5 外形尺寸设计货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，4挡为（2.2~2.7）A。

当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。

本中型货车，4挡变速器壳体的轴向尺寸取2.7A，即324.20mm，取整得L=325mm。