机械式4档变速器设计

变速器设计的基本要求：变速器设计的基本要求：
（1）保证汽车有必要的的动力性和经济性；（2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输；（3）设置倒档，使汽车能倒退行驶；（4）设置动力输出装置；（5）换挡迅速、省力、方便；（6）工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡，以及换挡冲击等现象出现；（7）工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；（8）变速器的工作噪声低。
齿顶43.90 52.34 66.07 78.18 84.24
齿根30.4 38.84 53.69 65.80 71.86
齿顶120.03 102.00 87.27 75.15 69.10
齿根106.53 88.50 74.89 62.77 56.72
9、齿轮的强度计算与校核
（1）一挡斜齿圆柱齿轮：mn = 3mm,β= 25°
E—为齿轮材料的弹性模量，N/ mm 2；
b—为齿轮接触的实际宽度，mm；ρz、ρb—为主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm。
Z 3 = 21 Z 4 = 21
计
二档实际传动比为
算
与
说
明
主要结果
ig 2 =
Z 2 Z5 = 2.11 Z1 Z 6
按同样的方法可分别计算出：三档齿轮Z 5档齿轮
= 17、Z 6 = 27
；四
Z 5 = 27 Z 6 = 17
Z 9 = 21、Z10 = 23；
。
一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比i gr取3.167。倒档传动齿轮的齿数与一档主动齿轮1/相当，可以
F1 = 7936 N Kσ = 1.65 K f = 1.1 b = 19mm t = 8.5mm y = 0.146
σw =
F1 Kσ btyKε
σ w = 621MPa [σ ]w = 400 ~ 850
强度满足条件
Kσ? ? ?应力集中系数，可近似取1.5 Kε? ? ?重合度影响系数，取2.0 b ? ? ? ?齿宽（mm），取19 t ? ? ? ?端面齿距（mm），πｍ?ｙ? ?齿形系数，取0.141
第六部分：滚动轴承的选择和计算18
第七部分：参考资料20
中间轴四档机械式变速器设计中间轴四档机械式变速器设计
变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。
四、变速器齿轮的设计计算
A=68mm 1、齿轮模数
初选模数时，可以参考同类型汽车的齿轮模数确定，也可根据大量现代汽车变速器齿轮模数的统计数据，找出模数的变化规律，即经验公式。利用经验公式初选模数,一档二档采用模数为3mm,，三四五挡采用2.75mm，倒档采用2.5mm 2、压力角实际上应国家规定的齿轮标准压力角为20度，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20度。3、齿轮螺旋角为减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多用斜齿轮，只有倒档齿轮。随着螺旋角的增大，齿的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于30度时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，因此从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望过大，而从提高高档齿轮的接触强度着眼，可选取较大值。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围选用:轿车变速器：22 ~ 34，货车变速器：~ 26，18在此选用18 ~ 30螺旋角。初步选取螺旋角25°4、齿宽通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽。直齿轮b=(4.5～7.5) mT，斜齿轮b =(6.5～8.5) mn。
四档：β
= arccos
2.75(21 + 23) = 24.56° 2 × 69
β 4 = 24.56 °
7、齿轮变位系数的选择
齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z10〈17，因此一档齿轮需要变位。最小变位系数17 ? Z一挡变位17 ? 10ξ= = = 0.41 17 17取0.5
计
算
与
说
明
主要结果
为了适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增大其承载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等发展方向，变速器采用圆锥滚子轴承的日益增多。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2-4所示：
计
算
与
说
明
主要结果
Pemax=75kw
一．车型基本参数选择
车型最大功率Pemax kw最大转矩Temax Nm主减速比i0最大车速Vmax km/h
Temax=119.4Nm i0=3.8 Vmax=110 km/h
某商用货车
75
119.4
3.8
110
二．传动方案拟定
两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其他各档的传动效率高、噪声低。本设计中采用前置发动机后轮驱动。两轴式变速器的倒档齿轮、一档齿轮、二档齿轮均与输入轴做成一体，三档齿轮四档齿轮与输入轴采用花键连接。输出轴上的倒档齿轮在同步器上，一档齿轮，二档齿轮是空套在轴上，三挡四档齿轮与轴做成一体，五档齿轮空套在输出轴上。一档齿轮、二档齿轮采用同步器换档，布置在输出轴上，三挡四档齿轮之间也采用同步器换挡，布置在输入轴上。五挡单独用采用同步器换挡，不知在输出轴上。倒档采用滑动齿轮换挡。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档和倒挡。在本设计中倒档采用直齿圆柱齿轮，其他档位采用斜齿圆柱齿轮。变速器多采用滚动轴承，即深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮。
Z2 = 3 . 415 Z1
Z 7 = 33 Z 8 = 13 Z1 = 16 Z 2 = 25
Z
Σ
=
2A m
z=
2a cos β m
其中A =69mm、m =3mm；故有ZΣ= 46。
i g1 = 3.8
由此可得
Z 1 = 16、Z 2 = 25
一档的实际传动比为3.8
A= mz =69mm 2 cos β
ha = 2.7mm h f = 3.375mm
= ( f 0 +ξ)m = 3.0375，其中f 0 = 1,ξ= 0 .35
= ( f 0 + C ?ξ)m = 2.025mm，其中f 0 = 1, C = 0.25
分度圆一挡二档三挡四挡五挡输出轴分度圆1挡2挡3挡4挡5挡109.23 96.00 81.77 69.65 63.60 33.10 46.34 60.57 72.68 78.74
ig 3 = 1.56
Z 9 = 21 Z10 = 23
Z 3 = 21 Z 4 = 21
Z 3 = 21
得出倒档输入齿轮
Z 4 = 21
各档实际传动比为：三档实际传动比为四档实际传动比为
ig 4 = 0.86
Z 9 = 21 Z10 = 23
ig 3 = 1.56 ig 4 = 0.86
igr = 3.41
汽车设计课程设计汽车设计课程设计计算说明书
设计题目：设计题目：四档变速器
07车辆工程设计者：梁锐文指导教师：指导教师：龙志军
2010月6月28号广东白云学院
目
录
第一部分：车型基本参数3
第二部分：传动方案拟定4
第三部分：变速器主要参数的选择5
第四部分：变速器齿轮的设计计算6
第五部分：变速器轴的设计计算14
倒实际传动比为6、各档斜齿轮螺旋角计算根据β= arccos二档：β三档：β
igr = 3.417
mn ( z3 + z 4 ) 2a
β 2 = 24°
= arccos = arccos
3(27 + 17) = 24° 2 × 69 2.75( 21 + 21) = 24.76° 2 × 69
β 3 = 24.76°
计
算
与
说
明
主要结果
图2-2变速器倒档传动方案
三、变速器主要参数的选择
1、档数和传动比
近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。本设计采用5个档位。变速器各档传动比
一档3.8 2、中心距
二档2.11
三档1.172
四档0.651
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KA=10齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：
图2-4锁环环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6—滑块;同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6—滑块; ;2 ;3 ;5 ;6止动球;8卡环;9输出轴;10 11;8;9—;10、7-止动球;8-卡环;9—输出轴;10、11-齿轮
采用锁环环式同步器
倒档传动方案
变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声大。所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档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。本设计采用图2-2所示的传动方案。
F1 = 5383N Kσ = 1.5 K ε = 2.0 b = 19mm t = 8.5mm y = 0.141
σw = 177 MPa当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩Te max时，许用[σ]w = 180 ~ 350
应力在180～350MPa，所以弯曲强度满足要求。1轮齿接触应力σj
b3, 4,5 = 16.5 mm
b倒入= 18mm
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档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。
b倒出= 12mm
确定一档齿轮的齿数
一档传动
ig1 =
z2z7 = 3 .8 z1 z 8
i 1 :先求其齿数和gZΣ=
A = K A 3 TI max
式中K A中心距系数。对轿车，K
A
(3-4) =8.9~9.3；对货车，K
A
=8.6~9.6；对多档主变速器，K A =9.5~11；取KA=10
计
算
与
说
明
主要结果
TI max变速器处于一档时的输出扭矩=68.22mm A = K A 3 TI max故可得出初始中心距A=68mm。
m倒挡= 2.5mm m 3, 4,5 = 2.75
m1, 2 = 3mm
α = 20°
β= 25°
计
算
与
说
明
主要结果
b1, 2 = 21mm
三四挡齿厚为6×2.75=16.5，一二挡齿厚为21 ,输入倒挡齿为18mm,输出齿厚为12mm.使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。5、各档传动比及其齿轮齿数的确定
17 ? 13 = 0.235 17 8、齿轮分度圆直径。
倒挡采用变位
ξ=
取x=0.35
各挡齿轮分度圆直径如表3-2所示。
一挡
二挡
三挡
四挡
五挡
倒挡
输入
33.10m m
46.34m m
60.57m m
72ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ68m m
78.74m m
29.25m m
（6）齿轮轮齿尺寸。倒挡齿顶高：ha齿根高：h f输入轴
强度满足条件
σ j = 0.418
FE 1 1 ( + ) b ρ z ρb
式中：σj—为轮齿的接触应力, N/ mm 2；
ρ z = 5.8mm ρ b = 19.2mm
F = 10082.2 N E = 2.1 × 10 5 b = 21mm α = 20°
F—为齿面上的法向力，N；
α—为节点处压力角，；