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23、《巴洛克建筑》挪 克里斯蒂安.诺伯格舒尔茨 著

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汽车设计课程设计

变速器设计

班级 指导教师 邓利军 姓名

前 言

汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。本设计在给定最高车速、最大爬坡度等条件下，着重对变速器传动比、齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算，并对变速器的传动方案和结构形式进行设计，从而提高汽车的整体性能。

关键字： 变速器 传动比 齿轮 同步器

目 录

设计任务书

一、任务：

1、确定两轴式四挡变速器传动机构的总体方案。

2、确定变速器的主要参数。

3、确定输入轴上所有零件的主要参数，设计变速器输入轴和输

入轴上齿轮（任意一个齿轮）。

4、编制设计说明书。

二、原始条件：

车型 微型客车

驱动形式 FR4×2

发动机位置 前置

最高车速 Umax=110km/h

最大爬坡度 imax≥30%

汽车总质量 ma=1410kg

满载时前轴负荷率 40%

外形尺寸 总长La×总宽Ba×总高Ha=3496×1445×

1841mm3

迎风面积 A≈0.85 Ba×Ha

空气阻力系数 CD=0.6

轴距 L=2200mm

前轮距 B1=1440mm

后轮距 B2=1420mm

车轮半径 r=300mm

离合器 单片干式摩擦离合器

变速器 两轴式、四挡

设计的内容及方法

本次设计在给定输出功率、转矩以及最高车速、最大爬坡度等条

件下，完成此汽车传动机构的设计，并绘制出变速箱的装配图。对于

变速箱的设计主要内容有以下几点：

一、 传动机构的布置方案分析

通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，选择出适合此车

的传动机构布置方案。

二、 变速器主要参数的选择

确定变速器的档位数、传动比、中心距以及齿轮参数。

三、 轴的基本尺寸选择和强度校核

选择合适的尺寸的轴并对其进行校核。

四、 同步器设计

比较不同类型同步器的优缺点，选择适合此变速器的同步器类

型，并对其参数进行确定。

变速器传动机构布置方案

1.1 前进挡布置方案

目前流行的机械变速器主要有两轴式和中间轴式，现在对两种变

速器具体分析。

1.1.1 两轴式变速器

与中间轴式变速器相较，两轴式变速器因轴和轴承少，所以结构

简单，轮廓尺寸小和容易布置等优点，并且由于传动环节较少，故传

动效率很高并且噪声也很低。但两轴式变速器不能设置直接挡，所以

在高挡工作时没中间轴式性能好。

1.1.2 中间轴式变速器

中间轴式变速器的输入轴后端通常与常啮合齿轮做成一体，并且

绝大多数中间轴式变速器输入轴和输出轴都保持在同一直线上，经结

合套连接后得到直接档，故用此方案的汽车在直接档是效率很高，噪

声也很低，齿轮和轴承的磨损都会降低。但是，除了直接档以外，其

他挡传动效率都略有降低，噪声也有上升。

通过上述比较，又由于此车微型车，汽车总质量较小，乘客空间

不大，结构较紧凑，故选用两轴式布置方式。

1.2 倒档布置方案

与前进挡相比，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现切

换倒档，故多数方案采用直齿滑动齿轮或接合套方式换挡。

汽车变速箱一般有如下设计方式，根据此次设计需要和比较我们

选择图a所示变速器进行参数设计。

变速器主要参数设计

2.1 发动机最大功率Pemax及相应转速np

根据最高转速，用下式求出发动机的最大功率

Pemax=1⎛magfCDA3⎫u+uamax⎪ amaxηT⎝360076140⎭

其中ηT为传动系效率，一般取90%；f 为滚动阻力系数，对乘用车

f=0.0165×{ 1+0.01（va-50）}。根据初始设计数据，可求得

Pemax=

38.7

对于总质量较小的汽油发动机np 一般在4000～5000r/min 之间，故

np =4500r/min

2.2 发动机最大转矩Temax和相应转速nT

根据下式确定Temax

Temax=9549×αPemax/np

α为转矩适应性系数，一般在1.1～1.3之间选取，此处选择α=1.2， 故 Temax=98N·m

np/nT一般在1.4～2.0之间选取，此处选为1.5，故

nT=3000 r/min

2.3 档位数的选择

增加挡数，可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速，但

挡数增多，将使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大，换挡频率增高将增

加换挡难度。目前乘用车一般采用4～6个挡位，排量越大采用的档

位数一般越多，此车为总质量很小的低排量微型车，故选择档位为4

比较适宜。

2.4 最低挡传动比选择

要确定最低档传动比必须先确定主减速器的传动比，然后根据汽

车行驶条件确定最低挡范围。

2.4.1 主减速器传动比设计

根据发动机转速与汽车行驶速度关系：

r nua=0.377ii g0

式中ua 取最高车速，由于此变速器为两轴式，最高传动比一般大于1，

取为1.1，由此可算出

i0 =4.2

2.4.2 最低挡传动比确定

按最大爬坡度来设计，上坡时，应满足驱动力不小于阻力之和，即：

T·i·i·η ≥ Gfcosαmax+Gsinαmax r

f为坡道阻力系数，一般在0.01～0.02之间，取0.015。由上式可得，

i1 ≥ 3.36

再根据地面附着条件：

Temax·i0 ·i1·ηT ≤ Fn·φ r

φ为地面附着系数，一般取0.7～0.8，取φ=0.8，则可得

i1 ≤ 5.37

所以选取一挡传动比为i1 =3.9

2.5 各档传动比选择

由于等比分配传动比便于换挡，故选择等比分配方式

i i ii2=i3 =i4=q i1 = 3.9 i4=1.1 故q=1.52

则i2 =2.56 i3=1.68

2.6 初选中心距

根据经验公式

A=KA(Temaxi1η)1/3

式中：KA为中心距系数，乘用车KA=8.9～9.3，由此可得：

A=63.1mm

2.7 齿轮参数选择

齿轮的基本参数主要有模数、压力角、螺旋角和齿宽。

2.7.1 模数

对于低排量的微型车齿轮模数一般在2.25～2.75之间选取，再根据变速器常用齿轮模数的选择系列选取模数为mn =2.5。

2.7.2 压力角

压力角越小，齿轮的重合度越大，传动越平稳，噪声越低；压力角较大时，齿轮的抗弯强度和表面接触强度都会增强。因国家规定的标准压力角为20°，故选取压力角为20°。

2.7.3 螺旋角

由于目前斜齿轮在变速器中运用的比较多，故要确定螺旋角的大小，螺旋角对齿轮啮合的重合度、强度都有很大影响，轿车变速器齿轮螺旋角一般在20～25°之间选取，选取螺旋角为25°。

2.7.4 齿宽

通常根据齿轮模数的大小来确定齿宽：

对于直齿b=kcm，kc为齿宽系数，取为4.5～8.0

对于斜齿b=kcmn，kc取为6.0～8.5

2.8 各挡齿轮齿数分配

由于一般低档和倒档都用的较少，二高档用的比较频繁，故一、二档和倒档选用直齿轮，三四档选用斜齿轮。

2.8.1 前进挡齿轮齿数确定

1、 一挡： i1= z=3.9 z1+z2=2A/m=50

1

zz1=10 z2=40

2、 修正中心距

A= m（z1+z2）/2=62.5mm

z3、 二挡：i2 = z=2.56 z3+z4=2A/m=50

3

z3=14 z4 = 36

4、 三挡: i3= z =1.68 z5+z6=2Acosβ/mn=45

5

zz5=17 z6=28

z5、 四挡： i4= z=1.1 z7+z8=2Acosβ/mn=45

7

z7=21 z8=23

2.8.2 倒档齿轮齿数确定

倒档齿轮的模数一般与一挡齿轮接近，取m=2.5，倒档齿轮齿数一般在21～23之间选取。选zR =21。

zz iR= （此值接近i1） (da9+da10)/2+0.5 ≤A z9zR

由此可得z9= 11 zR= 21 z10=38 则倒档轴到输入轴的距离 A1=m（z9 +zR）/2=38.75mm 倒档轴到输出轴的距离 A2= m（z10 +zR）/2=73.75mm

2.9 一挡齿轮参数设计

齿轮的尺寸参数主要包括分度圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径，下面仅对一挡两对齿轮进行参数设计，设计各参数如下：

分度圆直径: 齿顶高： 齿根高： 顶隙：

d1=mz1=25mm ha1=m=2.5mm hf1=1.25m=3.1mm c1=hf1-ha1=0.6mm

d2=mz2=100mm ha2=m=2.5mm hf2=1.25m=3.1mm c2=hf2-ha2=0.6mm da2=d2+2ha2=105mm df2=d2-2hf2=93.8mm

齿顶圆直径： da1=d1+2ha1=30mm 齿根圆直径： df1=d1-2hf1=18.8mm

输入轴的设计

变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响，因此，轴的设计至关重要，下面，选择输入轴进行设计。

3.1 初选轴直径

输入轴花键部分直径可利用经验公式初选：

d=KTemax1/3

式中K为经验系数，，一般在4.0～4.6之间选取，取K=4.6；故

d=21.2mm

3.2 轴的刚度校核

仅选取输入轴上一挡齿轮所在点进行校核 根据下式计算

Fa2b2Fa2b2Fab(b-a)

fc = 3EIL fs= 3EIL δ= 3EIL

2Te式中：一挡齿轮所受切向力Ft= d1=7840N

径向力Fr=Fttanα=2853N

输入轴两支承间间距L=(3.0～3.2)A,选取L=3.2A=200mm 一档齿轮距离两支承点的距离分别为 a=51mm，b=149mm 对于实心轴，I=πd4/64

故fc =0.061mm<[ fc] fs =0.135mm <[ fs] δ=0.0015rad<0.02rad

均满足许用值，故设计合理。

3.3 轴的强度校核

轴的受力情况如图所示

分别算出其在水平面和垂直面内的弯矩 垂直平面内：

FH1·L=Fr·a FH1=689.98N

Mc= FH1·b=105.5N·M

水平面内：

Fv1·L=Ft·a Fv1=1920N

Ms= Fv1·b=289.9N·M

轴的弯曲应力计算公式如下

32M

σ= πd

其中M=(Mc2+Ms2+Temax2)1/2 由此可得σ=346.5M<[σ],符合要求，故轴设计合理。

齿轮的校核

4.1 齿轮的损坏形式

齿轮的损坏形式主要有：齿轮折断、齿面疲劳剥落移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。

4.2 齿面弯曲强度校核

仅对一挡主动齿轮校核，齿轮弯曲应力计算公式

FKKσw= bty

式中：σ为应力集中系数，近似取1.65；

Kf为摩擦力影响因素，主动齿轮取0.9； t为端面齿距，t=πm； y为齿形系数，取0.13； 由此，得到

σw=523.5Mpa

在许用范围之类，故齿面弯曲强度符合要求。

4.3 轮齿接触应力

仅对一挡主动齿轮校核，轮齿接触应力计算公式

FE111/2

σj=0.418[b(ρρ)]

zb

式中：

E为弹性模量；

ρz=rzsinα； ρb=rbsinα；

由此可得

σj =1756.3MPa

在许用范围值之内，故轮齿接触应力满足要求。

同步器设计

5.1 同步器的分类和功用

同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡，因而换挡时能有效的保护齿轮，防止因速度不相等而产生冲击。

目前常见的同步器有锁销式、锁环式和惯性增力式。由于用于轿车变速器，此设计采用锁环式同步器。

5.2 同步器主要参数确定

同步器的主要参数包括接近尺寸、分度尺寸、滑动转动距离和滑块端隙。 5.2.1 接近尺寸b

锁环式同步器接近尺寸b应大于零，通常在0.2～0.3之间选取，此处选取b=0.2。 5.2.2 分度尺寸a

分度尺寸应等于1/4结合齿齿距。 5.2.3 滑动转动距离c

滑动尺寸一般利用下式计算

Rtc= 4R

2

式中：R1为滑块轴向移动后的外半径；

R2为接合齿分度圆半径。 5.2.4 滑块端隙δ1

为保证b>0,应使δ2>δ1，通常取δ1=0.5mm 。

总结

经过几天的艰苦奋战，终于完工了，通过这次课程设计，让我很好的复习了汽车设计、汽车理论和汽车构造等多方面知识。虽然设计过程很艰苦，但是我也乐在其中。遇到问题时，积极解决问题，让自己的大脑活跃起来，设计雏形便不断浮现在眼前，想想就觉得幸福。当遇到不能独立解决的问题时，能够得到朋友、老师、网友的众多帮助，我非常感谢。

通过此次设计，我对汽车变速器有了更深入的了解，虽然设计的不尽完美，甚至是漏洞百出，但是我依然感到欣慰，因为自己选择了坚持。

智能家居的数据采集终端设计

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