变速器结构及主参数设计Word格式.docx

1、但发动机不能实现反转，此时，可通过齿轮传动来改变输出轴的旋转方向。从而实现汽车的倒退功能。四、实现空挡的功能。为了满足汽车暂时停车、起步和对发动机检查调整的需要，变速器还要有空挡的功能。五、对机械式变速器齿轮传动还要满足以下几点要求：1）、便于制造、使用和维修。2）、质量轻、中心距小及结构紧凑。3）、具有高的传动效率和疲劳寿命。4）、换挡轻便，噪音小、工作可靠。5）、具有前进档、空挡和倒挡。6）、为了满足高速时行车，还应设有超速档，以此提高汽车的燃油经济性。第二节 变速器齿轮传动方案设计机械式变速器的齿轮传动一般分为三轴式和两轴式两种，两轴式的变速器用于发动机前置、前轮驱动（FF）或发动机后置

2、、后轮驱动（RR）的乘用车上。三轴式一般用于发动机前置、后轮驱动（FR）或发动机后置、后轮驱动（RR）的商用车上。 我公司的机械变速器三轴式和两轴式的变速器都有，两轴式变速器以MF86A为代表，图1.2-1为MF86A变速器的传动剖面图，三轴式变速器以LC5T97为代表，图1.2-2为LC5T97变速器的传动剖面图。另外，重型汽车采用组合式的齿轮传动，我公司的LC10T150就是其中一种。图1.2-1一、两轴变速器齿轮传动方案设计从图中可以看出，该两轴式变速器有五对前进档齿轮，且有一对倒档齿轮传动。动力传递路线为（以一档为例）：输入轴-1/2档同步器齿套-1/2档同步器齿毂-输出一档齿输出轴。

3、变速器共有两根轴，输入轴1和输出轴2平行布置。且输出轴与主减速齿轮的主动齿轮做成一体。可使结构紧凑，工艺简化、成本降低。一档齿与倒档齿均布置在轴承附近，因为一挡和倒档的传动比较大，所以传递的扭矩也较大，这样，在传动中会产生较大的径向力。如果将一挡和倒档布置的远离轴承位置，则会产生较大的轴的挠度和转角，使齿轮的啮合质量下降，噪音加大。输出倒档齿设计在一二档齿套上，这样减小变速箱的轴向尺寸。倒档传递路线为：输入轴倒档齿1/2档齿套-1/2档齿毂输出轴。由于没有直接档（传动比为1），所以每一档都经过齿轮啮合，这必然会有功率损失，降低了变速箱的效率。这是两轴变速器的缺点。二、 三轴式变速器齿轮传动方案

4、设计图1.2-2从图中可以看出，该三轴式变速器有五对前进挡齿轮和一对倒挡齿轮，变速器动力传递路线为（以一档为例）：一轴中间轴主动齿中间轴中间轴一档齿二轴一档齿1/R档同步器齿套1/R档同步器齿毂-二轴二轴法兰盘-后桥。变速器共有三根轴：一轴、二轴、中间轴，其中一、二轴共线并与中间轴平行，由于一轴和二轴在一根轴线上，所以，在四档位置扭矩可以直接从一轴传递给二轴，其传递路线为：一轴4/5档齿套-4/5档齿毂-二轴二轴法兰盘后桥。中间没有齿轮传动，从而减少能量损失，因此，直接档时，三轴式变速器比两轴式变速器的传动效率高。在中间轴的侧面设计了一倒档轴，在其上空套着倒档齿，倒档齿同时和中间轴倒档齿及二轴

5、倒档齿啮合，经过两次啮合后使二轴的转向与一轴转向相反，从而实现倒车功能。三、组合式变速器齿轮传动方案介绍重型汽车的装载质量大，使用条件复杂。欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，必须扩大变速器的传动比范围并增加挡位数。为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产，多采用组合式变速器。即以一两种46档变速器为主箱，通过与不同的副箱配合，得到不同传动比、不同档位数的变速器。根据副箱的配合布置方式，可以分为前置副变速器组合、后置副变速器组合、前置、后置兼用的副变速器组合。1、前置副变速器组合前置副变速器（见图1.2-3）用于分割主变速器相邻档位间的间隔，并获得两倍于主变速器的档位数，组合后的

6、变速器也只有两对齿同时啮合，因此，传动效率不变。图1.2-32、后置副变速器组合后置副变速器组合的方案用于需要显著地提高驱动车轮的牵引力。它分为两种结构方案，固定轴线式和行星齿轮式见图（1.2-4）。图1.2-4、前置、后置兼用的副变速器组合主变速器前、后各放置一副变速器的方案简图见图1.2-5图1.2-54、组合式机械变速器的传动比搭配方式组合式机械变速器的传动比搭配方式分为倍档（分段式配档）、半档（插入式配挡）、和倍档与半档的组合（综合式） （1）、倍档组合式机械变速器是在主变速器后串联一个2档（高档和低档）副变速器，其特点是主变速器的传动比间隔较小，将主变速器的速比与副变速器的速比相乘就

7、得到新增加的变速器速比。如图1.2-6所示。图中虚线表示副箱高档时的高速范围，实线表示副箱低档时的低速范围。（2）、半档组合式机械变速器是将副变速器的传动比均匀地插入传动比间隔大的主变速器的各档传动比之间，使变速器的速比增加一倍，其特点是主变速器的传动比间隔较大，副变速器的传动比均匀地插入其中。主副变速器交替换档。如图1.2-7所示。 图中，虚线表示副箱高档时的组合传动比，实线表示副箱低档时的组合传动比。（3）、综合式多档变速器是倍档与半档组合变速器的综合，使传动比的范围进一步扩大。如图1.2-8所示第二章 变速器齿轮传动主参数的设计第一节 变速器各档传动比的设计一、变速器档位数的确定： 变速

8、器的档位数的多少，根据汽车的类型来设计，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。而变速器的档位数与汽车的动力性、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，提高了汽车的加速与爬坡能力。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。档数多少还影响到档与档之间的传动比比值。比值过大会造成换档困难。设计时，一般比值不宜大于1.7 1.8。因此如最大传动比与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

9、高档的后备功率也大，即最高档的动力因素大，所以其最高档与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，为了进一步节省燃油，装有手动变速箱的轿车多已采用五档变速箱。我公司的MF86A（B）变速器就是5档的。对于轻型货车（总质量1.86t）而言，由于比功率小，所以一般采用五档变速箱。中型货车（总质量614t），一般采用六档变速箱，重型货车（总质量14t）的比功率更小，使用条件也更复杂，所以一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。我公司的变速器档位数参见表2.1-1。表2.1-1变速器分类变速器型号各档速比备

10、注1档2档3档4档5档6档R挡乘用车变速器MF86A3.9171.951.30.9410.753.462MF86BMF70BLC5T80（汽油）3.9862.1551.41410.8133.814柴油4.2712.283强化4.1512.2223.702商用车变速器LC5T975.7882.9981.7350.7765.798LC5T304.7162.4691.4290.7284.774LC5T354.9362.5611.5180.7834.816LC5T885.5942.8141.6600.7945.334LC6T466.3143.9132.2621.3930.7885.874LC6T160

11、7.2634.2072.5261.5690.6996.857MSC-5S5.0892.7891.6390.7724.782二、变速器传动比及中心距的确定1、最高传动比的设计 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。两轴式变速器的最高档一般小于1，可取0. 70.8三轴式变速器有直接档，最高档速比可取1，但在现代设计中，为了提高汽车的经济性，三轴式变速器一般设有超速档。超速档（最高档）的速比一般取0. 70.8。例如：LC5T97变速器的超速档速比为：0.7662、最低档传动比的设计确定最低档传动比时，要考虑下列因素：汽车最大爬坡度，驱动轮与路

12、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一档传动比：汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与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；又 （1-1）Memax 发动机最大扭矩；i1 变速器一档传动比；i0 主传动比； 汽车传动系总效率；m 汽车总质量；g 重力加速度； 道路最大阻力系数；r 驱动轮滚动半径；f 滚动阻力系数； max 道路最大上坡角。（2） 根据驱动轮与地面的附着力确定一档传动比：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与路面间的附着力。 道路附着系数，取=0.50.6；N