三轴式汽车变速器Word文件下载.docx

1、第二章 变速器的方案论证第一节 变速器类型选择及传动方案设计变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的 。 有级变速器根据前进档数目的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。现代汽车大多都采用三轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：一、结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速 可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，而发动机横置时

2、用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。二、变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。三、变速器齿轮的寿命两轴式变速器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，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进档均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接档时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。四、变速器的传动效率两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得

3、到直接档，因而传动效率高，磨损小，噪声也小。而这次设计的变速器是轻型客车使用，所以采用三轴式变速器。第二节 变速器传动机构的分析根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各档数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换档方案和倒档传动方案。一、换档结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换档结构形式有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换档三种。（一）滑动齿轮换档通常是采用滑动直齿轮换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在一档和倒档上。（二）啮合套换档用

4、啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮制造成常啮合斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换档，它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和是、常啮合齿轮，是变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命短，维修不便）。（三）同步器换档现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，而与操作技术熟练程度无关，从而提高了

5、汽车的加速性、经济性和行驶安全性。一般倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高档位则采用同步器或啮合套，而该方案采用同步器换档，仅倒档使用直齿轮换档。二、倒档的形式及布置方案倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。常见的倒档结构方案有以下几种：图2.1图2.1a）在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。图2.1b）所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿

6、轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2.1c）所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.1d）所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图1-2c所示方案。图2.1e）所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.1f）所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.1g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 综上所述选择第2.1f种倒挡布置方案。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变

7、速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。除此以外，倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响第三节 变速器操纵机构方案分析一、变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距

8、离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。二、设计变速器操纵机构时，应该满足以下基本要求（一）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;（二）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;（三）应使驾驶员得到必要的手感。三、换档位置设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：（一）按换档次序来排列 ；（二）将常用档放在中间位置，其它档放在两边；（三）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于1档组成一排。根据以上三点，本次设计变速器的换档位置如下图所示：图2.2图2. 3传动方案的设计 （本次设计传动方案如图2.3所示） 传动路线

9、：档：一轴12二轴1514三轴档：一轴34二轴1514三轴档：一轴56二轴1514三轴档：一轴78二轴1514三轴V档：一轴910二轴1514三轴R档：一轴111312二轴1514三轴第三章 变速器设计计算第一节 变速器主要参数的选择设计题目、要求及任务是：三轴式汽车器设计（51）档设计参数有：发动机: Memax=173 Nm ；车速：Vmax=110 Km/h ；额定转速：n=4000 r/min ；车轮滚动半径：R0=0.35 m ；汽车总质量：2470 Kg ；爬坡度：32 ；主减速比：i0=4.2 ；输出减速比i=2；驱动轮上法向反作用力：FZ=1181 Kg ；设计要求：采用中间轴

10、式，全同步器换档，要进行齿轮参数设计计算，对一档齿轮的接触强度、弯曲应力进行校核计算。一、轴的直径第一轴花键部分直径d（mm）初选dK（Memax）1/3 （3.1）K经验系数，K4.04.6，取K4.4;Memax发动机最大转矩（N.m）d=19.75mm ，取d20mm二. 传动比的选择汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，速度较慢，故可以忽略空气阻力，这时：式中：最大驱动力； 滚动阻力； 最大上坡阻力。根据最大爬坡度确定一档传动比 i1mg（fcosmax+sinmax）R0/（） （汽车现代设计制造P36）发动机最大扭矩；为1

11、73N.m 变速器一档传动比：？ 主传动器传动比，=4.2； m汽车总质量2500kg； f道路滚动阻力系数取0.02； 传动系机械效率，取0.85； g 重力加速度取9.8； 驱动轮滚动半径，取0.4m； max汽车最大爬坡度为32，即max17.740i15.136，取i1=6。由 ，i1/i5=4.2 （汽车理论第 3版P5-9） 由中等比性质；得：=i1（n-m）/（n-1）m档位数，取m=2,3,4,5n档数，n=5 ；i2=4.19；i3=2.93；i4=2.05；i5=1.43；i1/i2=1.43；i2/i3=1.43；i3/i4=1.43：i4/i5=1.43；符合q的要求。

12、i1=6.00； i2=4.19； i4=2.05 ；i=i1*i,i=2.i1=i1/i=3；i2=i2/i=2.19；i3=i3/i=1.46；i4=i4/i=1.02；i5=i5/i=0.72；三、中心矩A对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A初选中心矩A时，可根据经验公式计算A=Ka（Temaxi1g）1/3 （3.2） -（汽车设计第4版P90） Ka 中心矩系数：Ka=12.613.6,取12.0； 变速器一档传动比； 变速器传动效率：取g97；Temax 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）；A12.0*（173*6.0*0.97）1/3120.27mm初选A=120mm四、齿轮参数选择（一）模数的选择影响齿轮模数的选取因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数，对客车，减小噪声比减少质量更重要，故齿轮应选用小些的模数。该设计选用同一模数进行，对于排量1.6V2.5的乘用车的选用围为2.