轻型货车变速器课程设计(简版非毕业设计)

1、目录1、 汽车形式的确定 1. 汽车的轴数··············································

2、83;················12.汽车驱动形式································

3、·····························13.汽车布置形式···················

4、83;·········································12、 与变速器相关的汽车主要参数的确定1.np 的确定····

5、;··················································

6、;···········12. 驱动轮滚动半径的确定····································

7、83;················23. 最大爬坡度的确定·······························

8、83;·························23、 传动系最小传动比4、 传动系最大传动比5、 机械式变速器的选择1. 变速器种类的选择·················

9、;········································32. 档数的选择········&#

10、183;·················································&#

11、183;····43. 变速器的换档结构的选择···········································

12、;········44. 变速器结构形式的确定·······································

13、83;·············45.倒挡布置方案···································

14、··························56.各档传动比的计算······················&

15、#183;··································66、 外形尺寸计算1. 变速器轴向尺寸············

16、;···············································62. 变速器径向尺寸·

17、··················································

18、········67、 齿轮参数设计和计算1.变速器齿轮型式······································&#

19、183;····················72.模数的选择····························

20、···································73.压力角··············

21、··················································

22、···74.螺旋角··············································

23、·····················75.齿轮变位系数的选择原则··························

24、3;························86.齿宽·························

25、;············································87.各档齿数····

26、3;·················································

27、3;··········98.确定倒档传动比······································

28、·····················109.齿轮几何参数的确定···························

29、;····························11八、轴径的选择 轻型商用货车变速器设计为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。一、汽车形式的确定原始数据：额定装载质量： 3000kg；最大总质量： 6750kg最大车速： 75km/h比功率： 10kw/t比转矩： 53N·

30、m/t比功率=发动机最大功率/汽车总质量比转矩=发动机最大转矩/汽车总质量通过计算得：发动机最大功率=10kw/t×6750kg=10 kw/t×6.75t=67.5kw发动机最大转矩=6750kg×53N·m/t=357.75N·m1.汽车的轴数 因轻型货车的载荷较大为6.75t，所以取货车汽车轴数为三个。其中前轴一个，后轴为两个。2.汽车驱动形式驱动形式分为：前置后驱、前置前驱、后置后驱、中置后驱、四轮驱动。轿车一般采前驱，商用车一般采用后驱。本车采用后驱。3.汽车布置形式 最早期的汽车绝大部分采用前置后驱布局，现在则主要应用在中、高级轿车

31、和商用车中。前置后驱优点是：轴荷分配均匀，即整车的前后重量比较平衡，操控稳定性较好。缺点是：传动部件多、传动系统质量大，贯穿乘坐舱的传动轴占据了舱内的地台空间。所以本车采用后轮驱动。二、与变速器相关的汽车主要参数的确定1.np 的确定根据汽车设计课程设计指导书得：式中，是发动机最大功率；是转矩适应性系数，标志着当行驶阻力增大时，发动机外特性曲线自动增加转矩的能力，,是最大功率时的转矩（N·m），可参考同类发动机数值选取，初取=1.22；是发动机最大功率（kw）；是最大功率时的转速（r/min)。所以 2.驱动轮滚动半径的确定 设本车的轴荷分配为前轴30%，后轴为70%。因后轴为双轴，

32、计算后轴车轮的负荷得：=6750×9.8×0.25×70%N=11576.25N 查汽车设计课本31页轮胎选择表得本车选择的轮胎为7.50R16得：r=（16×0.5+7.50×0.8）×25.4mm=355.6mm4. 汽车的最大爬坡度商用车的最大爬坡度一般为：30本车亦采用此最大爬坡度。 tan=0.3得=三、传动系最小传动比 -最高车速，=75km/h r -车轮半径，r= 0.3556m N-功率转速 ，n=2200r/min -主减速器传动比 -最高挡传动比 ，=1由上式可得：传动系最小传动比=4.9四、传动系最大传动比 选

33、择最大传动比时，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。确定传动系最大传动比时只需确定变速器档传动比和，而已确定下面来确定变速器档传动比：汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为： 式中 m-汽车总质量，m=6750kg g-重力加速度，g=9.8m/-道路最大阻力系数，=0.43 rr-驱动轮的滚动半径，rr=0.3556m Temax-发动机最大转矩，Temax=357.75 i0-主减速比，i0=4.9-汽车传动系的传动效率

34、，=0.90。根据上式得：6.42根据驱动车轮与路面的附着条件 求得的变速器I档传动比为： 式中 G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； -路面的附着系数，计算时取=0.6。由已知条件：满载质量 6750kg； =0.3556m； Te max=357.75N·m； i0=4.9； =0.90。根据上式可得：综上可得： 取=6.6得到传动系最大传动比为：=6.6×4.9=32.34五、机械式变速器的选择1.变速器种类的选择机械式变速器的种类很多，按前进档位的不同可分为三、四、五和多档变速器，根据轴的型式的不同，又有固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固

35、定轴式又有两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。中间轴式变速器从结构外形看中间轴式变速器有三根轴：一轴和二轴在一条中心线上。将它们连接即为直接档，此时，齿轮、轴承不承受载荷而只传递转矩，故而传动效率高，而且摩损小，寿命长，噪音也较小。而在其他档位上，经过两对连续齿轮传动，传动效率稍低。由于本设计中的汽车为货车，且传动比大，故本车采用这种型式。2.档数的选择 因汽车总质量为6750kg，则根据汽车设计课程设计指导书查得应选择五档的变速器。3.变速器的换档结构的选择 换档结

36、构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换档的优点点是结构简单、紧凑，造价也比较低，经济性好。但由于换档不轻便、换档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档、噪声大等原因，所以除了一档、倒档外很少采用。 啮合套换档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。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。 采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强

37、度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，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。经过周密的考虑，本车采用一档、倒档用直齿滑动齿轮换档。其他档位采用同步器换档。4.变速器结构形式的确定 各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而

38、引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。通过查汽车设计课本得到五档中间轴变速器的多种结构形式。因为本车采用一档、倒档用直齿滑动齿轮换档。其他档位采用同步器换档。故采用下图所示的变速器结构形式。传动路线：档：一轴12中间轴109(直齿滑动齿轮)二轴输出档：一轴12中间轴875、7齿轮间的同步器二轴输出档：一轴12中间轴655、7齿轮间同步器二轴输出档：一轴12中间轴431、3齿轮间同步器二轴输出V档：一轴121、3齿轮间同步器二轴输出R档：一轴12中间轴10119二轴输出5.倒挡布置方案 图2为常见的倒挡布置方案。图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时

39、进入啮合，使换挡困难。图2-c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图-2d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2-g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本车采用d图所示的布置方案。6.各档传动比的计算一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：， 所以各挡传动比与挡传动比的关系为：， ， ， （实际） 六、外形尺寸计算1.变速器轴向尺寸货车变

40、速器壳体的轴向尺寸与档数和中心距有关，可参考下列数据选用：四档（2.2-2.7）五档（2.7-3.0）六档（3.2-3.5）A.则 变速器轴向尺寸=2.8×A=2.8×119=333.2mm2.变速器径向尺寸变速器径向尺寸=3.2×A=3.2×119=380.8mm七、齿轮参数设计和计算1.变速器齿轮型式变速器中的齿轮一般只有两种：直尺圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮多用为滑动式，故使用在一档和倒档的较多，它们的结构简单，制造容易。但是在换档时齿轮端部产生冲击，噪声很大，从而加剧端部磨损，使齿轮的寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员的疲劳。斜齿圆

41、柱齿轮传动平稳，噪声很小，磨损小，寿命长。唯一的缺点是工作时有轴向力的产生，而且结构复杂，这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。通过比较两种型式齿轮的优缺点，本设计中，倒档和一档采用直齿圆柱齿轮，这是考虑到倒档的使用率较低，综合衡量经济性和便利性而定的，其余各档全部采用斜齿圆柱齿轮传动，这样充分发挥其传动平稳，噪声小等优点。2.模数的选择对货车，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相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5m

42、m；总质量大于14.0t的货车车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.01414.0模数/mm2.252.752.753.003.504 .504.56.00 据表得：前进挡和倒挡的模数定为3.5mm,啮合套和同步器的模数定为3mm。3.压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角增大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。本设计中采用标准压力角=20°。4.螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，会使齿轮

43、啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，齿轮的强度也相应提高。因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，不宜过大，以15°25°为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。螺旋方向的选择：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消，以减少轴荷，提高寿命。为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋，而一、二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。 二挡齿轮螺旋角25°，三、四、五挡齿轮螺旋角22°，常啮合齿轮螺旋角25&

44、#176;常啮合齿轮螺旋角25°。5.齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。6.齿宽b齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿强度和齿轮工作时受力的均匀程度。通常根据模数（）来选择齿宽：直齿：=,为齿宽系数，取4.58.0斜齿：=，取为6.08.5； 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510，所以有1）直齿 =(4.58.0)×3=13.524(mm)=26mm, =3

45、0mm, =28mm，=22mm，=22mm2）斜齿 =(6.08.0)×3=19.525.5(mm) =32mm, =26mm, =30mm, =24mm ，=24mm, =24mm, =26mm, =32mm7.各档齿数齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。确定一档齿轮和常啮合齿轮齿数 1）直齿=2×× =2×120/3.5=68.6 取=68由进行大小齿轮齿数分配，为使的传动比更大些，取=50,=18；2）=×(+)/2 =2.5×(3818)/2 =119mm取119mm；3）/ =6.6

46、5;18/50=2.3764）由= ×(+)/(2×cos) +3.5×119×cos25°/3.5=61.6取=18，=435）修正=×/(×) =37×38/（17×28）=6.636%=|6.636-6|/6.6=0.5%<5% (合格)；确定二档齿轮齿数 1）斜齿=2×× 选取25°，=2×119×cos25°/3.5=61.6 取=61=38,=23；2）=×(+)/(2×cos) =3.5×(382

47、3)/(2 ×cos25°)=117.79m取119mm；3） 修正 =|3.99-3.947|/6.6=1.3%<5% (合格)；确定三档齿轮齿数（取22°）1）/=×/ =2.4×18/43=1.0042）+=2××cos/ =2×119×cos22°/3.5 = 63.06取=31, =313）修正×/（×） 2.376|2.4-2.376|/×100%3%<5% (合格)；确定三档齿轮齿数（3.422°）1)/×/ 1.6&#

48、215;18/43 0.6672）由×(+)/2cos 取22°,得2××cos/ =2×119×cos22°/3.5=56.38取25，38；3）修正=×/（×） =25×43/（18×38）=1.57%=|1.6-1.57|/1.6×100%=2%<5%(合格)；8.确定倒档传动比倒档齿轮的模数往往与一档相近，为保证中间轴倒档齿轮不发生根切，初选18，倒档齿轮一般在2133之间选择。选27。 中间轴与倒档轴之间的中心距AA=× (+)/2 =3.5

49、5;（18+27）/2 =78.75mm取A=79mm第二轴与倒档轴之间的中心矩A""=× (+)/2 =3 × (32+50)/2=143.5mm取"=143mm因倒挡齿轮不移动则不需算齿轮13和齿轮11的齿顶圆之间的间隙 。 修正后各档的传动比为：i1 =6.63, i2 =3.947,i3 =2.376,i4 =1.57, =1.00ir =5.009.齿轮几何参数的确定 1）一挡齿轮几何参数 =3.5mm， =18， =50，=20 °，=0°，=119mm，(1) =0.16，=-0.16(2) 啮合角 =20 &

50、#176;(3) 理论中心距 A=119mm(4) 中心距变动系数 =0(5) 变位系数之和 =0(6) 齿顶降低系数 =0(7) 分度圆直径 =m=63mm，m=175mm (8) 齿顶高 =4.06mm，=2.94mm(9) 齿根高 =3.815mm，=4.935mm(10)齿全高 =7.875mm(11)齿顶圆直径 =71.12mm，=180.88mm(12)齿根圆直径 =55.37mm，=165.13mm(13)周节 p=m=11.00mm(14)基节 =10.33mm 2）常啮合齿轮几何参数=3.5mm，=18，=43， =20°，=25°，=119mm(1) 端

51、面模数 =3.86mm(2) 中心距变动系数 =0.37(3) =0.47，=-0.10(4)端面压力角 =21.925°(5)端面啮合角 =22.086°(6)分度圆直径 =69.51mm，=166.06mm(7)齿顶高 ha1=mn(f0+1)=5.50mm ha2=mn(f0+2)=3.50mm(8)齿根高 hf1=mn(f0+c-1)=3.18mm hf2=mn(f0+c-2)=5.18mm(9)齿全高 8.68mm(10)齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=80.51mm da2=d2+2ha2=173.06mm(11)齿根圆直径 df1=d1-2hf1=63.1

52、5mm df2=d2-2hf2=155.70mm(12)中心距 A=117.79mm(13)法向基节 =10.33mm(14)基圆直径 db1=d1cosat=65.23mm db2=d2cosat=156.05mm(15)法面分度圆弧齿厚 =5.498mm3）二挡齿轮几何参数=3.5mm，=38，=23， =20°，=25°，=119mm(1)变位系数 =0.25，=0.43(2)端面模数 =2.696mm(3)端面压力角 =21.88°(4)端面啮合角 =22.96°(5)理论中心距 A=117.79mm(6)中心距变动系数 =0.35(7) 变位系数之和 =0.68(8) 齿顶降低系数 =0.33(9)分度圆直径 =146.75mm，=88.82mm(10)齿顶高 ha1=mn(f0+1-n)=3.57mm ha2=mn(f0+2-n)=4.20mm(11)齿根高