二挡变速器课程设计说明书Word文档下载推荐.docx
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1.3零部件结构方案分析
1.3.1齿轮形式
1.3.2换挡机构形式
二、变速器主要参数的选择
3
2.1挡数的选择
2.2传动比的确定
2.2.1传动比范围
2.2.2传动比的确定
2.3中心距A
2.4变速器外形尺寸
4
2.5齿轮参数
2.5.1模数
2.5.2压力角
5
2.5.3螺旋角
2.5.4齿宽b
2.5.5齿顶高系数
2.6各档齿轮齿数的分配
2.6.1确定一挡齿轮的齿数
2.6.2对中心距A进行修正
6
2.6.3确定二挡齿轮的齿数
三、变速器的设计与计算
3.1齿轮的损坏形式
3.2齿轮强度计算
3.2.1齿轮弯曲强度计算
7
3.2.2齿轮接触应力
8
3.2.3齿轮材料及热处理
10
3.3轴的计算
11
3.3.1初选轴的直径
3.3.2轴的强度计算
四、轴承的计算………………………………………………………………………………………………………………………..13
五、输入轴齿轮连接的选择和计算………………………………………………………………………………………….14
六、同步器和操纵机构的选择
15
6.1锁销式同步器
6.1.1锁销式同步器结构
6.1.2锁销式同步器工作原理
6.2锁环式同步器
16
6.2.1锁环式同步器结构
6.2.2锁环式同步器工作原理
七、变速器操纵机构
17
7.1直接操纵手动换挡变速器
18
7.2远距离操纵手动换挡变速器
八、设计心得…………………………………………………………………………………………………………………………….19
九、参考文献
19
一、机械式变速器的主要参数及其方案的确定
1.1汽车的主要设计参数
最高车速：
240km/h
整车总质量：
200kg
最大转矩：
78
N.m
最大转矩转速：
5650
r/min
轮胎：
178（7in）/60
R14
主传动传动比：
由学生依据设计需求自行调整，范围在4.1~6.7之间
发动机布置方式：
纵置
车辆驱动方式：
前驱
档位
轴数：
2轴
档位数：
2挡
相邻挡比值：
<
1.8
其余参数（如风阻、迎风面积，道路阻力系数等）参照公路运输车辆相关法律、法规。
1.2变速器类型的选择
（1）两轴式变速器两轴式变速器发动机前置前轮驱动（FF）的汽车上，其优点为：
结构简单；
轮廓尺寸小；
容易布置；
各中间挡位因只经过一对齿轮传递动力，故传动效率高的同时噪声也会很低。
两轴式变速器优点明确，但是也有其自身的缺点：
因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏；
受结构的限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计的很大，对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。
（2）中间轴式变速器中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。
变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节链接。
中间轴式变速器的优点：
使用直接档时，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发送机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率可达到90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。
因为直接挡的利用效率高于其他挡位，因而提高了变速器的使用寿命；
在其他前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过第一轴、中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；
挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮可以采用不常啮合齿轮传动。
其缺点为：
除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低。
根据以上对两轴式变速器和中间轴式变速器的分析，此次设计的汽车变速器采用两轴式变速器。
变速器档位数的增多可以提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。
但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换挡，对于多于5个前进挡的变速器来说是困难的。
因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。
多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。
该变速器设置为2档
变速器用如图所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。
1.2倒挡布置方案
由于FSAE赛车非民用汽车，从轻量化的角度考虑，不设置倒挡。
1.3零部件结构方案分析
1.3.1齿轮形式
变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。
与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；
缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这幅轴承不利。
变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。
直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。
在本设计方案中，两挡的齿轮皆为常啮合齿轮，所以选用斜齿圆柱齿轮。
1.3.2换挡机构形式
变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。
直齿滑动齿轮换挡：
汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随噪声。
这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。
只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点，单换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。
除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。
因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡外已很少使用。
啮合套：
换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的结合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，所以不会过早损坏，但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。
此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。
因此，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使用。
使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。
但其结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点。
综上所述，本变速器换挡机构形式选择同步器换档。
二、变速器主要参数的选择
2.1挡数的选择
变速器的挡数可在3~20个挡位分为内变化。
增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。
挡数越多，变速器结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。
因此根据课程设计要求，选择二挡变速器。
2.2传动比的确定
2.2.1传动比范围
变速器的传动比范围是指本变速器最低档传动比与最高挡传动比的比值。
最高挡通常是直接挡，传动比为1.0；
有的变速器最高挡是超速挡，传动比为0.7~0.8。
影响最低挡传动比选取的因素有：
发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。
目前乘用车的传动比范围在3.0~4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0~8.0之间，其他商用车则更大。
2.2.2传动比的确定
根据任务书中提供的各挡传动比，选择一挡传动比为i1=2.21，二挡传动比为i2=1.12。
2.3中心距A
中间轴式变速器中心距A是指中间轴与第二轴轴线之间的距离。
中心距A是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。
中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。
因此，最小允许中心距应当保证轮齿有必要的接触强度来确定。
变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。
此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要去大些。
还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此而使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。
对于此次设计的中间轴式变速器的中心距来说，初选中心距A时，可根据下属经验公式计算：
式中，
为变速器中心距（mm）；
为中心距系数，乘用车：
=8.9～9.3，商用车：
=8.6～9.6，多档变速器：
=9.5～11.0；
为发动机最大扭矩（N·
m）；
为变速器一挡传动比；
变速器传动效率，取96%。
此次计算中心距系数取
=11。
圆整为60mm，满足乘用车的变速器中心距在60-80mm。
2.4变速器外形尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间才（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。
影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。
尺寸初选为200mm。
2.5齿轮参数
2.5.1模数
齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：
（1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；
（2）为使质量小些，应增加模数，同时减小齿宽；
（3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；
（4）从强度方面考虑，格挡齿轮应有不同的模数；
（5）为减少乘用车齿轮工作噪声，齿轮的模数应选得大一些；
（6）对货车，减小质量比减小噪声更重要，故选择大些的模数；
（7）变速器抵挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。
车型
乘用车的发动机排量V/L
货车的最大总质量ma/t
1.0＜V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜ma≤14.0
ma＞14.0
模数mn/mm
2.25-2.75
2.75-3.00
3.50-4.50
4.50-6.00
表汽车变速器齿轮法向模数
啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。
乘用车和总质量am在1.8～14.0t的车为2.0～3.5mm。
综合考虑此次设计的是小排量乘用车的变速器，故初选一挡、二档模数2mm。
齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；
压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。
理论上，对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°
或25°
等大些的压力角。
而实际上，因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20°
。
啮合套或同步器的接合齿压力角有20°
、25°
、30°
等，但普遍采用30°
压力角。
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