轻型客车四档中间轴式变速器设计课程设计计算说明书Word格式.docx

1、由中心矩确定箱体的长度、高度和中间轴及二轴的轴径，然后对中间轴和各挡齿轮进行校核，验证各部件选取的可靠性。最后绘制装配图及零件图。设计结论表明，变速器齿轮及各轴尺寸确定，各轴强度的校核满足设计要求，设计结构合理。 关键词：轻型客车、四档变速器、中间轴式、同步器一、变速器的组成1.变速器的组成速器通常设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空档，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输出。手动变速器基本上是由齿轮、轴、轴承、同步器等动力传动部件组成。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定转速是难以达到的。变速器的倒档使汽

2、车可以倒退行驶；其空档使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据需要，还可以加装动力输出器。按传动比变化方式，变速器可以分为有级式、无级式和综合式三种。2、变速器设计要求与任务1.变速器的设计要求1 正确地选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比作优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。2 设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；使汽车可以倒退行驶。3 体积小、质量小、承载能力强、使用寿命长、工作可靠。4 操纵简单、准确、轻便、迅速。5 传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。6 制造工艺性

3、好、造价低廉、维修方便。7 贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。8 需要时应设置动力输出装置。2.变速器的设计任务1） 同步器换挡，进行所有齿轮参数的设计和计算2） 对一挡齿轮的接触强度和弯曲应力进行校核，以及中间轴的强度校核；3） 绘制常啮合齿轮和中间轴的CAD图。发动机最大转矩（Nm）160最高车速（Km/h）100汽车总质量（Kg）2270额定转速（r/min）3800爬坡度（%）30车轮滚动半径（m）0.33主减速比5.1驱动轮上法向作用力（N）10810道路最大阻力系数 0.278汽车传动系的传动效率0.9三、变速器齿轮的设计1.确定一挡传动比

4、本设计最高档位是四档，传动比为1.0。考虑到汽车在平坦硬路面上行驶时的燃油经济性，变速器的最高档位多为直接档（传动比为1）或超速档（传动比小于1）。这时汽车的动力性及燃油经济性由发动机及驱动桥减速比决定。变速器低档（一档，有时还有爬坡档）的传动比则决定了汽车的最大爬坡度。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速，以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力，查文献1，4-1可知： （3.1）式中：汽车总质量；重力加速度；道路最大阻力系数；驱动车轮的滚动半径；发

5、动机最大转矩；主减速比；汽车传动系的传动效率；最大爬坡度；滚动阻力系数；变速器一档传动比。则由最大爬坡度要求的变速器一档传动比查文献1，4-4可知： （3.2） =2.7789根据驱动车轮与路面的附着条件有： （3.3）汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，计算时取70%mg；道路的附着系数，计算时取。求得的变速器一档传动比查文献1，4-4可知： （3.4） =4.1984变速器一档传动比的范围为：根据本设计要求的具体情况和上述条件可以初选一档传动比。2.各挡传动比的确定 变速器最高档的传动比与最低档的传动比确定以后，中间各档的传动比理论上是按公比查文献1，4-4可知： （3.5）的几何

6、级数排列，式中为档位数（），四档传动比。=1.5639 实际上各档传动比之间的排列与几何级数排列略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比应小些，以便于换档。另外还要考虑与发动机参数的合理配合。因此初选各档传动比：一档传动比二档传动比三档传动比四档传动比3.确定中心距 对中间轴式四档变速器而言，其中心距系指第一、第二中心线与中间轴中心线之间的距离。变速器的中心距对其尺寸及质量的大小有直接影响，它也代表着变速器的承载能力。三轴式变速器的中心距A，可根据对已有变速器的统计数据而得出经验公式进行初选，查文献1，4-4可知： （3.6） 中心距系数，轿车取K=8.99.3，货车取K=8.69.6，多档变

7、速器取K=9.511；发动机最大转矩，Nm；变速器一档传动比；变速器的传动效率，取。本设计变速器的中心距为：=76mm符合乘用车变速器的中心距变化范围6580mm。初选：A=76mm变速器的横向外型尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过度）齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档 五档 六档当变速器选用的档数和同步器时，上述中心距应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距最好为正数。轴向尺寸处取 mm4.初选齿轮参数 （1）模数：对轻型客车，对舒

8、适性和操纵稳定性要求较高，故齿轮模数大小要适合；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。选取齿轮模数时一般遵守的原则是在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数；变速器低档齿轮应选用大些的模数，其它档位选用另一种模数。变速器用齿轮模数的范围见表： 汽车变速器齿轮的法向模数车型轻型客车发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56

9、.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.0所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定， 一档齿轮初选=2.75mm；其它档位初选mm（2）压力角理论上对于轻型客车，为加大重合度降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角；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。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。（3）螺旋角随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。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。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。

10、设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，以1525，宜取（4）齿顶高系数：在齿轮加工精度提高以后，在我国齿顶高系数为1.00。（5）根据模数的大小选定齿宽：通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，=6.0 mm 斜齿，取为6.08.5，=8.0mm5.各挡齿数分配 图 3.7 四档变速器传动方案简图一档传动比： （3.8）先求其齿数合，再求和的齿数，就可以

11、确定一档传动比。斜齿直齿 （3.9） 计算后取为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取少些，以便使的传动比大些，在一定的条件下，的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承保证轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴承孔的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不易取多。乘用车中间轴式变速器一档传动比=3.53.8时，中间轴上一档齿数可在=1517之间选取，货车可在1217之间选用。一档大齿轮齿数用计算求得。由公式（3.9）得：初选=17，则=56 - 17 = 39对中心距进行修正： = =77 mm常啮合传动齿轮副的齿数由公式（3

12、.9）求出常啮合传动齿轮的传动比 （3.10）而常啮合传动齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，查文献2，3-3可知： （3.11）解方程式（3.10）和式（3.11）求与，、都应取整数；然后核算一档传动比，最后根据所确定的齿数，按式（3.11）算出精确的螺旋角。联立公式（3.10）和公式（3.11）得：解方程组解得：由公式（3.11）算出精确的螺旋角： =确定其它各档的齿数二档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时，查文献2，3-3可知： （3.12）而 （3.13）初选，由公式（3.12）和公式（3.13）得：三档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时， （3.15）而 （3.16）查文献2，3-3可知：，由公式（3.15）和式（3.16）得：确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近。倒档齿轮的齿数，一般在2128之间，初选=26，计算出中间轴与倒档轴的中心距，查文献2，3-3可知： （3.18）由公式（3.18）得： =59.125 mm为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间保持有0.5mm以上的间隙，查文献2，3-3可知，齿轮9的齿顶圆直径应为：（3.19） 齿轮8的齿顶圆直径 =172.75 =46.75mm