变速器总成设计

轿车机械式手动变速箱设计计算说明书班级：车辆1001组别： 02目录1.设计任务书 (2)2.总体方案论证 (2)3.变速器主要参数及齿轮参数的选择 (5)4.变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析 (15)4.1变速器齿轮 (15)4.2变速器的轴 (19)4.3变速器轴承 (24)5.驱动桥（主减速器齿轮）部分参数的设计与校核 (31)6.普通锥齿轮差速器的设计 (37)7.设计参数汇总（优化后） (45)*参考文献 (48)1设计任务书根据给定汽车车型的性能参数，进行汽车变速箱总体传动方案设计，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。

表1-1 轿车传动系统的主要参数组别发动机主要参数第二组 2.0L横置前驱FF，MT 5挡，错误！未找到引用源。

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2 总体方案论证变速器的基本功用是在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。

此外，应保证汽车能倒退行驶和在滑行时或停车时使发动机和传动系保持分离。

需要时还应有动力输出的功能。

变速器设计应当满足如下基本要求：☞具有正确的档数和传动比，保证汽车有需要的动力性和经济性指标；☞有空档和倒档，使发动机可以与驱动轮长期分离，使汽车能倒车；☞换档迅速、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力性（自动、半自动和电子操纵机构）；☞工作可靠。

汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；☞应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出；☞效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、成本低。

变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。

根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。

根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。

而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。

在已经给出的设计条件中，具体的参数说明如下：表2-1 汽车传动系统主要参数发动机 2.0L横置变速器MT 5挡发动机最大扭矩[错误！未找到引用源。

] 170/4000 发动机最大功率[错误！未找到引用源。

]85/5200驱动形式FF 汽车装备质量（kg）13102.1 传动机构布置方案分析（1）传动方案的选取根据提供的参数及设计需求，变速器传动方案的选择如下：1—输入轴 2—输入轴一档齿轮 3—输入轴倒档齿轮 4—倒档轴 5—倒档轴倒档齿轮 6—输入轴二档齿轮 7—输入轴三档齿轮 8—三、四档同步器 9—输入轴四档齿轮 10—支撑 11—输入轴五档齿轮 12—五档同步器 13—输出轴 14—输出轴五档齿轮 15—输出轴四档齿轮 16—输出轴三档齿轮 17—输出轴二档齿轮18—一、二档同步器 19—输出轴倒档齿轮 20—差速器半轴齿轮 21——差速器星行星齿轮图2-1 变速器传动方案该方案的的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，由于发动机横置，故主减速器不需要有改变转矩方向的作用，主减速器齿轮选用斜齿圆柱齿轮。

因考虑到滑动齿套换挡对齿轮齿端不利，故使倒档齿轮与其它传动齿轮一样为常啮合直齿轮，并用同步器换挡，同步器与倒档的布置如图所示。

（2）倒挡布置方案根据选取的传动方案，倒挡的布置形式如下所示：图2-2 倒挡方案由上图可知，该方案能使换挡更加轻便。

（3）变速器结构图图2-3 五挡变速器结构图（该图主减速器为锥齿轮）如上图所示，为了提高轴的刚度，变速器轴增加了中间支承。

2.2 零部件结构方案分析（1）齿轮形式变速器两轴传动齿轮采用斜齿常啮合齿轮，优点是使用寿命长、运转平稳、工作噪声低。

D倒档齿轮采用直齿常啮合圆柱齿轮，主减速器采用斜齿圆柱齿轮。

（2）换挡机构形式变速器采用同步器换挡，其优点是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。

（3）变速器轴承初选输出端为短圆柱滚子轴承，其余为向心球轴承具体选型与计算在轴承的寿命计算中详细分析。

3 变速器主要参数及齿轮参数的选择3.1 挡数按设计要求，变速器档位数为5挡，其中最高档位超速挡。

3.2 传动比范围的选择变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。

最高挡通常为直接挡，而本次设计为了提高汽车的燃油经济性，将最高挡设为超速挡，档位数为五挡。

超速档的传动比一般为0.7～0.8。

最低挡的传动比则要求考虑发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动桥与地面的附着率、主减速器比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低行驶车速等而对于乘用车，其范围一般在3.0～4.5之间。

表1是国内外一些变速器的速比设置，可以发现，多数变速器的各档速比值符合偏置等比级数。

首先在满足要求的情况下令最小传动比8.05=i3.2.4 各挡传动比的初选最低档传动比计算；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。

汽车爬陡坡时车速不高()max max max 0max sin cos ψααηmg f mg r i i T rTg e =+≥则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为；ηψ0max max i T r mg i e rg ≥式中 m —g —ψmax —r r —驱动轮的滚动半径，轮胎规格选用195/65/R15m a x e T —i0—0.40=iη—汽车传动系的传动效率，取0.95；其中滚动阻力系数max max max cos sin ααψ+=f ，取o f 30,02.0max ==α，得517.0m a x =ψ 代入数据可得：259.395.0417031725.0517.08.913100max max =⨯⨯⨯⨯⨯=≥ηψi T r mg i e r g根据驱动车轮与路面的附着条件;ϕη20max G r i i T rTg e ≤求得的变速器I 档传动比为： 0max 2i T r G i T e r g ηϕ≤式中 G2—汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷，取驱动轴的负荷率为61.5%。

φ—路面的附着系数，取良好的沥青或混凝土附着系数为0.75； 假设汽车满载时的总质量为1685kg,带入数据可知： 74.395.00.417075.031725.08.9615.01685=⨯⨯⨯⨯⨯⨯≤gi综上所诉变速器的低档传动比的范围为：74.3259.3≤≤g i由此可以初选一档传动比为3.6，设置最高档五档为超速档，可取五档传动比为0.8.2. 变速器各档速比的配置； 按等比级数分配各档传动比： 456.18.06.3445154433221=======i i i i i i i i i i q 47.2456.16.312===q i i70.1456.16.32213===q i i 166.1456.16.33314===q i i 故在已知变速器档数为5档与8.0,6.351==i i 的情况下，可知，若传动比分配为等比级数（现实中高挡传动比间隔可以比低挡稍小），则各挡传动比的初选结果如下表所示： 一档 二档 三档 四档 五档 3.62.471.71.160.83.3 中心距A变速器的中心距A 系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离。

其主要由传递的扭矩、结构和工艺情况决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，还关系到齿轮的接触强度：中心距过大将使变速器的质量增加较多；中心距过小则会使齿轮的接触强度变大，寿命变短，且影响变速器壳体的性能。

因此最小允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定，而且最小中心距要同时满足最低挡的传动比要求。

而对于发动机前置前轮驱动(FF)的乘用车，其中心距A 也可以根据发动机排量与中心距的统计数据初选。

统计数据表明，乘用车变速器的中心距一般在60~80mm 范围内变化。

原则上来说，车越轻，中心距也越小。

设计中用下述经验公式初选中心距A31max g e A i T K A η=错误！未找到引用源。

（3-6）式中A 为变速器中心距（mm ）错误！未找到引用源。

为中心距系数，对于轿车，取错误！未找到引用源。

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变速器传动效率，取错误！未找到引用源。

0.96已知错误！未找到引用源。

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3.4 外形尺寸变速器的横向外形尺寸可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置来初步确定。

对于四挡的乘用车，其变速器壳体的轴向尺寸为（3.0~3.4）A 。

对于设计要求的五挡变速器，初步估计其壳体横向尺寸为238mm 。

3.5 齿轮参数（斜齿轮齿形参数）3.5.1模数齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等因素有关，而在设计中主要考虑对齿轮强度的影响。

齿轮模数大则其弯曲应力小，但齿轮齿数会随之减少，并减小齿轮啮合的重合度，增加啮合噪声。

因此，在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽量小。

设计中已确定变速器（不包括主减速器）齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应满足以下的强度要求：在选择模数时，若从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选择同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应选用不同的模数。

一般来说，变速器低挡齿轮应选用较大的模数，其它挡位选用另一种模数。

变速器用齿轮模数范围见表3-2。

表3-2 汽车变速器齿轮的法向模数车型发动机排量V/L1.0<V 1.6≤1.6<V2.5≤模数2.25~2.75mm2.50~3.00mm另外，变速器齿轮所选的模数应符合国家标准，见表3-3。

表3-3 汽车变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T1357—1987）（mm ）一 1.00 1.25 1.5— 2.00 — 2.50 — 3.00 — — — 4.00 — 5.00 — 6.00 二 — — — 1.75 —2.25—2.75—(3.25) 3.50 (3.75)—4.5—5.50—根据以上要求，初选1、3、5挡齿轮法向模数75.2321===n n n m m m2、4挡齿轮法向模数5.2,75.242==n n m m3.5.2 压力角α齿轮压力角有错误！未找到引用源。

等多种。

压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，有利于降低齿轮传动的噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。

对于斜齿轮，压力角为错误！未找到引用源。

时强度最高，而对于乘用车，为加大重合度以降低噪声，理论上应取较小的压力角。

本次设计各挡齿轮压力角均选为错误！未找到引用源。

3.5.3 齿宽b在变速器齿轮的设计中，齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿：错误！未找到引用源。