机械设计课设说明书介绍(2)

汽车设计课程设计说明书

1.3 变速器主要零件结构方案分析

变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。

1.齿轮型式

与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，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，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。但是，在本设计中由于倒挡采用的是常啮合方案，因此倒挡也采用斜齿轮传动方案，即除一挡外，均采用斜齿轮传动。

2.换挡结构型式

换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。

直齿滑动齿轮换挡的优点点是结构简单、紧凑，造价也比较低，经济性好。但由于换挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击，这会导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损，长期使用以后易造成脱挡、噪声大等原因，所以除了一挡、倒挡外很少采用。

啮合套换挡型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。

采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。

第二部分 变速器结构设计与主要参数的选择

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2.1 变速器主要参数的选择

1. 挡数和传动比

根据汽车各个参数及降低油耗的目标，本课程设计采用5挡设计。

选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。

根据汽车行驶方程式

TemaxigIi0?T?mg(fcos?max?sin?max)?mg?max （2-1） rr

汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为

Temaxigi0?Tr?Gfcos ??Gsin?

即， ig1?Gr?fcos??sin?? （2-2）

Temaxi0?T式中：G—作用在汽车上的重力，G?mg，m—汽车质量，g—重力加速度，

G?mg=4800×9.8=47040N；

Temax—发动机最大转矩，Temax=201N.m； i0—主减速器传动比，i0=4.5

?T—传动系效率，?T=85%；

r—车轮半径，r=0.285m；

f—滚动阻力系数，对于货车取f=0.02；

?—爬坡度，取?=16.7°

ig1?47040?0.285?（0.02?cos16.7??sin16.7?）?4.8

201?4.5?85%

根据驱动车轮与路面的附着条件

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求得的变速器I挡传动比为：

TemaxigI?Trr?G2?G2?rrigI? （2-2） Temaxi0?T式中 G2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；

φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。 由已知条件：满载质量 4800kg;

rr=0.285m；

Te max=201Nm； i0=4.5； η=0.85。

根据公式（2-2）可得：ig??5.67。 故 4.8?ig1?5.67 取 ig1?5.4 最高挡一般为直接挡，取 i5?1。 中间挡的传动比理论上按公比为：

igmaxn?1q? （2-3） igmin的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可的出：q=1.5。

故有：

ig2?3.6 ig3?2.4 ig4?1.6

2. 中心距

中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的

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强度。三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

(2-4) A?KA3TImax

式中KA----中心距系数。乘用车：KA=8.9~9.3；商用车：KA =8.6~9.6；

m）对多挡主变速器，KA=9.5~11；Temax为发动机最大转矩（N?；i1为变速器一

挡传动比；?g为变速器传动效率，取?g?96%。 取KA=9.0代入各个数据解得：

A?9.0?3201?5.4?96%mm?91.2mm 3. 轴向尺寸

变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。

轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.0~3.4）A。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关参考下列数据选用：

四挡 (2.2~2.7)A 五挡 (2.7~3.0)A 六挡 (3.2~3.5)A

当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。

为方便A取整，得壳体的轴向尺寸是3?91.2?273.6mm变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。

2.2 齿轮参数

1. 齿轮模数

mn?0.5?3Temax?0.5?3201?2.928?3.0 (2-5)

2. 压力角?、螺旋角?和齿宽b

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汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。

表2-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角

项目 车型 轿车 一般货车 重型车 齿形 高齿并修形的齿形 GB1356-78规定的标准齿形 同上 压力角α 14.5°，15°，16°16.5° 20° 螺旋角β 25°~45° 18°~26° 低挡、倒挡齿轮22.5°，25° 小螺旋角

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角α取20°,啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取25°。

应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。

齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。

齿轮的b?kcmn，根据斜齿轮的kc?6.0~8.5 取kc?7.0则

b?7?3?21mm

3. 各挡传动比及其齿轮齿数的确定

在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后， 可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构 方案来分配各挡齿轮的齿数。

下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。

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