汽车设计变速器设计说明书

第一章 根本数据选择1.1设计初始数据：〔方案二〕**：12；最高车速：m ax a U =110-12=98km/h ； 发动机功率：m ax e P =66-12/2=60kW ； 转矩：max e T =210-12×3/2=192Nm ； 总质量：m a =4100-12×2=4076kg ；转矩转速：n T =2100r/min ； 车轮：R16〔选205/55R16〕 ；r ≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm 。

2.1.1 变速器各挡传动比确实定1.初选传动比：设五挡为直接挡，则5g i =1m ax a U =0.377min i i r n g p式中：m ax a U —最高车速p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径min g i —变速器最小传动比0i —主减速器传动比 max e T =9549×pe n P maxα 〔式中α=1.1～1.3〕所以，p n =9549×19260)3.1~1.1(⨯=3282.47～3879.28r/min取p n =3500r/minp n /T n =3500/2100=1.67在1.4～2.0围，符合要求0i =0.377×0max i i rn g p =0.377×981095.31535003-⨯⨯=4.25双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90%，0i ›6时，η=85%。

轻型商用车1g i 在5.0~8.0围，g η=96%， T η=η×g η=90%×96%=86.4% ①最大传动比1g i 的选择： 满足最大爬坡度： 根据汽车行驶方程式dtdum Gi u A C Gf ri i T a D Tg δη+++=20emax 15.21〔1.1〕 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为ααηsin cos 0emax G Gf ri i T Tg +=〔1.2〕即，()Ttq g i T f Gr i ηαα01sin cos +≥式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，mg G ==4076×9.8=39944.8N ；max e T —发动机最大转矩，max e T =192N .m ； 0i —主减速器传动比，0i =4.25；T η—传动系效率，T η=86.4%；r —车轮半径，r =0.316m ；f —滚动阻力系数，对于货车取f =0.02；α—爬坡度，取α=16.7°%4.8625.4192316.0)7.16sin 7.16cos 02.0(8.940761⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥）（g i =5.49②最小传动比1g i 的选择 满足附着条件：≤ri i T Tg η01emax z2F ·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即1g i ≤%4.8625.4192316.075.0%608.94076⨯⨯⨯⨯⨯⨯=8.055由①②得5.49≤1g i ≤8.055； 又因为轻型商用车1g i =5.0~8.0； 所以，取1g i =6.0 。

其他各挡传动比确实定：按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： 式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：41q i g =，32q i g =，23q i g =，q i g =4 1n 1-=g i q =40.6=1.56所以其他各挡传动比为：2g i =3q =3.85，3g i =2q =2.47，4g i =q =1.56 2.1.2 中心距A初选中心距时，可根据下述经历公式31max g e A i T K A η= 〔1.3〕式中：A —变速器中心距〔mm 〕；A K —中心距系数，乘用车：A K =8.9～9.3，商用车：A K =8.6～9.6，取9.0 ；max e T —发动机最大转矩〔N .m 〕；1i —变速器一挡传动比，1g i =6.0 ；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max e T =192N .m 。

则，31max g e A i T K A η==3%960.6192)6.96.8(⨯⨯～ =88.94～99.27〔mm 〕初选中心距A =96mm 。

1.2 齿轮参数1、模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。

由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数一样。

其取值围是：乘用车和总质量a m 在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm ；总质量a m 大于14.0t 的货车为3.5～5.0mm 。

选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。

表1.2.1 汽车变速器齿轮法向模数表1.2.2 汽车变速器常用齿轮模数根据表及1.2.2，齿轮的模数定为4.0mm 。

2、压力角α理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。

国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。

3、螺旋角β实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。

在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。

设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。

因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。

为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。

货车变速器螺旋角：18°～26°初选一、三、四挡斜齿轮齿轮螺旋角为22°，其余挡斜齿轮螺旋角20°。

4、齿宽b直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7.0。

mm m k b n c 2847=⨯== 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm ，取4mm 。

5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在，规定齿顶高系数取为1.00。

1.3 各挡齿轮齿数的分配图1.3.1变速器传动示意图如图所示为变速器的传动示意图。

在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。

应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。

1、确定一挡齿轮的齿数中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12—17之间选用，最小为12—14，取10Z =14，一挡齿轮为斜齿轮。

一挡传动比为101921g Z Z Z Z i =〔1.4〕 为了求9Z ，10Z 的齿数，先求其齿数和h Z ，斜齿nh m A Z βcos 2=〔1.5〕=422cos 962︒⨯　=44.5取整为45即9Z =h Z -10Z =45-14=31 2、对中心距A 进展修正因为计算齿数和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。

βcos 2mA n0hZ ==︒+⨯cos22231144）（=97.6mm 取整为A=98mm 。

对一挡齿轮进展角度变位：端面啮合角t α：tan t α=tan n α/cos 10-9β=0.3925t α∴=21.43°啮合角 ,t α： cos ,t α=t oAA αcos =0.491 ,t α∴=19.75°变位系数之和()()nt ,t 109n tan 2αααξinv inv z z -+=∑=0.256 计算β准确值：A=10ncos 2m βhZ ︒=∴-31.23109β一挡齿轮参数：分度圆直径1099n 9cos /m -=βz d =4×31/cos23.81°=135.02mm10910n 10cos /m -=βz d =4×14/cos23.81°=60.98mm齿顶高()n n 9an 9y h m h a ∆-+=*ξ=3.3mm()n n 10an 10y h m h a ∆-+=*ξ=5.556mm式中：n 0n /m A A y ）（-==〔98-97.06〕/4=0.235 n n n y y -=∆∑ξ=0.256-0.235=0.021齿根高()n 9an 9h m c h f ξ-+=**=5.616mm ()n 10an 10h m c h f ξ-+=**=3.36mm齿全高9f a9h h +=h =8.916mm 齿顶圆直径99a92a h d d +==141.62mm10a 10102h d d a +==72.09mm齿根圆直径9992f f h d d -==616.5202.135⨯-=123.778mm1010102f f h d d -==36.3298.60⨯-=54.26mm当量齿数 109399v cos /z z -=β=40.0010931010v cos /z z -=β=18.06节圆直径 mm z z z A d 022.135143131982210999=+⨯⨯=+='3、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式〔1.3〕求出常啮合传动齿轮的传动比9101g 12Z Z i Z Z =〔1.6〕 =31140.6⨯=2.709 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即()2121cos 2-+=βZ Z m A n 〔1.7〕=420cos 942︒⨯=46.044由式〔1.6〕、〔1.7〕得1Z =12.241，2Z =33.63取整为1Z =12，2Z =33，则：101921gZ Z Z Z i ='=14123133⨯⨯=6.089≈1g i =6.0 对常啮合齿轮进展角度变位：理论中心距()2121cos 2-+=βZ Z m A n o =()︒+⨯20cos 233124=95.78mm端面压力角tan t α=tan n α/cos 21-β=0.387t α=21.18°端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==93.043.21cos 9706.97=︒ 变位系数之和()()nt t inv inv z z αααξtan 2,21n -+=∑=()()︒︒-︒+20tan 218.2151.213312inv inv=0.054查变位系数线图得： 35.01=ξ269.035.0054.02-=-=ξ 计算β准确值：A=21ncos 2m-βhZ ︒=∴-31.2321β常啮合齿轮数：分度圆直径2111cos -=βnm z d =52.26mm2122cos -=βnm z d =143.73mm齿顶高()n n 1an 1y h m h a ∆-+=*ξ=〔1+0.35-n y ∆〕×4=7.404mm()n n 2an 10y h m h a ∆-+=*ξ=〔1-0.296-n y ∆〕×4=4.82mm式中：n 0n /m A A y ）（-==〔98-95.78〕/4=0.555 n n n y y -=∆∑ξ=-0.054-0.555= -0.501齿根高()n 1n an 1h m c h f ξ-+=**=〔1+0.25-0.35〕×4=3.6mm()n 2n an 2h m c h f ξ-+=**=〔1+0.25+0.296〕×4=6.184mm 齿全高1f a1h h +=h =11.004mm 齿顶圆直径11a12a h d d +==67.068mm2a 222h d d a +==153.37mm齿根圆直径1112f f h d d -==45.06mm2222f f h d d -==131.362mm当量齿数 21311v cos /z z -=β=15.4921322v cos /z z -=β=42.61节圆直径 mm z z z Ad 26.5233121298222111=+⨯⨯=+=' 4、确定其他各挡的齿数〔1〕二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮一样，初选87-β=20°81722Z Z Z Z i =〔1.8〕 21287Z Z i Z Z ==331285.3⨯=1.4()8787n cos 2-+=βZ Z m A 〔1.9〕n 8787cos 2m A Z Z -=+β=420cos 962︒⨯=45.11 由式〔1.8〕、〔1.9〕得7Z =26.31，8Z =18.79取整为7Z =26，8Z =19则，81722Z Z Z Z i ='=19122633⨯⨯=3.76≈2g i =3.85 对二挡齿轮进展角度变位： 理论中心距()8787cos 2-+=βZ Z m A n o =95.78mm端面压力角tan t α=tan n α/cos 87-β=0.388t α=21.17°端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒17.21cos 9878.95=0.911变位系数之和()nt ,t 87n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=0.5948ξ=0.387ξ=0.214 求8β的准确值：()8787cos 2-+=βZ Z m A n 87-β=23.31°二挡齿轮参数：分度圆直径8777cos -=βnm z d =113.24mm8788cos -=βnm z d =82.75mm齿顶高()n n 7an 7y h m h a ∆-+=*ξ=4.7mm()n n 8an 8y h m h a ∆-+=*ξ=5.364mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.555 n n n y y -=∆∑ξ=0.039齿根高()n 7n an 7h m c h f ξ-+=**=4.144mm()n 8n an 8h m c h f ξ-+=**=3.48mm 齿全高7f a7h h +=h =11.844mm 齿顶圆直径77a72a h d d +==122.64mm8a 882h d d a +==93.478mm齿根圆直径7772f f h d d -==104.952mm8882f f h d d -==75.79mm当量齿数 87377v cos /z z -=β=20.1487388v cos /z z -=β=14.72节圆直径 mm z z z A d 25.11319262698228777=+⨯⨯=+='〔2〕三挡齿轮为斜齿轮，初选65-β=22°21365Z Zi Z Z =〔1.10〕 =331247.2⨯=0.898 ()6565cos 2-+=βZ Z m A n 〔1.11〕由式〔3.10〕、〔3.11〕得5Z =21.49，6Z =23.93 取整5Z =21，6Z =24 =24122133⨯⨯=2.406≈3i =2.47对三挡齿轮进展角度变为： 理论中心距()6565cos 2-+=βZ Z m A n o =97.06mm端面压力角tan t α=tan n α/cos 65-β=0.393t α=21.43°端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒45.21cos 9806.97=0.922 变位系数之和()nt ,t 65n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=0.245ξ=0.186ξ=0.24-0.18=0.06 求6β的准确值：()6565cos 2-+=βZ Z m A n 65-β=23.31°三挡齿轮参数：分度圆直径6555cos -=βnm z d =91.47mm6566cos -=βnm z d =104.53mm齿顶高()n n 5an 5y h m h a ∆-+=*ξ=4.7mm()n n 6an 6y h m h a ∆-+=*ξ=4.22mm式中：n 0n /m A A y ）（-==0.235 n n n y y -=∆∑ξ=0.005齿根高()n 5n an 5h m c h f ξ-+=**=4.28mm()n 6n an 6h m c h f ξ-+=**=4.76mm 齿全高5f a5h h +=h =8.98mm 齿顶圆直径55a52a h d d +==100.87mm6a 662h d d a +==112.97mm齿根圆直径5552f f h d d -==82.91mm6662f f h d d -==95.01mm当量齿数 65355v cos /z z -=β=27.1165366v cos /z z -=β=30.98节圆直径 mm z z z A d 47.9124212198226555=+⨯⨯=+='〔3〕四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角43-β=22°21443Z Zi Z Z =〔1.12〕 =311456.1⨯ =0.704()4343cos 2-+=βZ Z m A n 〔1.13〕由〔1.12〕、〔1.13〕得3Z =18.78，4Z =26.64， 取整3Z =19，4Z =27则： 41324Z Z Z Z i =' =27121933⨯⨯=1.93≈4i =1.56 对四挡齿轮进展角度变位： 理论中心距()4343cos 2-+=βZ Z m A n o =99.23mm端面压力角tan t α=tan n α/cos 43-β=0.393t α=21.43°端面啮合角 t o t A A ααcos cos ,==︒43.21cos 9823.99=0.939 变位系数之和()nt ,t 43n tan 2αααξ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-+=∑inv inv z z=-0.3023ξ=0.014ξ=-0.302-0.01=-0.312 求螺旋角4β的准确值：()4343cos 2-+=βZ Z m A n 43-β=20.15°四挡齿轮参数：分度圆直径4333cos -=βnm z d =80.95mm4344cos -=βnm z d =115.04mm齿顶高()n n 3an 3y h m h a ∆-+=*ξ=6.556mm()n n 4an 4y h m h a ∆-+=*ξ=5.268mm式中：n 0n /m A A y ）（-==-0.307 n n n y y -=∆∑ξ=-0.629齿根高()n 3n an 3h m c h f ξ-+=**=4.96mm()n 4n an 4h m c h f ξ-+=**=6.248mm 齿全高3f a3h h +=h =11.51mm 齿顶圆直径33a32a h d d +==94.062mm4a 442h d d a +==127.536mm齿根圆直径3332f f h d d -==71.03mm4442f f h d d -==102.54mm当量齿数 43333v cos /z z -=β=22.9743344v cos /z z -=β=32.65节圆直径 mm z z z A d 96.8027191998224333=+⨯⨯=+='5、确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡一样，倒挡齿轮13Z 的齿数一般在21～23之间，初选12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距，A 。