5+1变速器说明书.doc

车辆与交通工程学院课程设计说明书设计类型 专业课程设计设计题目 5+1档变速器设计（有超速档）姓 名 院 系 车辆与交通工程学院完成日期 指导教师 目录第一章 机械式变速器方案的确定 错误!未定义书签§ 变速器传动机构布置方案的确定 错误!未定义书签§变速器主要参数的选择 错误!未定义书签第二章 变速器的设计与计算 错误!未定义书签§ 轮齿强度计算 错误!未定义书签§轴的计算 错误!未定义书签§ 轴上花键的计算 错误!未定义书签第三章 变速器同步器的设计 错误!未定义书签§ 同步器的结构 错误!未定义书签§ 同步环主要参数的确定 错误!未定义书签第四章 变速器的操纵机构 错误!未定义书签第五章 润滑与密封 错误!未定义书签§润滑 错误!未定义书签§ 密封 错误!未定义书签第六章 心得体会与参考文献 错误!未定义书签1扌当:—轴T1T2 T中间轴T10T9T9、11间同步 器T二轴T输出2挡：一轴T1T2T中间轴T8T7T5、7间同步 器T二轴T输出3挡：一轴T1T2T中间轴T6T5T5、7间同 — 步器T二轴T输出4挡：为直接挡，即一轴T1T1、3间同步器T二 丁丁丁 二p丄丄丄1=11=1任务书已知参数： 发动机：型号 4G22D4最大功率（kw/r/mi n）： 105/5400 最大扭矩（Nm/r/min） :205/4000-4400 整车最大总质量：2000kg 最高车速：180km/h选取轮胎型号为185/60R1484S,计算得滚动半径为变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析根据设计任务书所给数据可知本次设计为乘用车，设计该车驱动形式为 发动机前置后轮驱动，因此选用中间轴式变速器。

变速器第一轴的前端经轴 承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二 轴的末端经花键与万向节连接如下图为本次设计中间轴式“5+1”（含超速 挡）的变速器传动方案其传动路线如下：二轴T输出5挡：一轴T1T2T中间轴T4T3T1、3间同 幺 步器T二轴T输出 —=倒挡：一轴T 1T2 T中间轴T 12T13T 11T9、 11间同步器T二轴T输出变速器传动方案1） 倒挡布置方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡，参考《汽车设计》倒挡布置方案HbicJcd]选用图3-5 f）所示倒挡方案变速器中的倒挡设置，要求在挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提 醒驾驶员注意，综合考虑倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴 的受力状况影响，参考图3-6 b）二、零、部件结构方案分析1）齿轮形式变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，直齿圆柱齿轮仅用于倒挡2） 换挡机构形式 本次设计中，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均采用同步器换挡形式3） 自动脱挡为解决自动脱挡问题，除在工艺上采取措施外，在结构上采取如下方案： 将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下），这样，换挡后啮合套的后断面 被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡。

4）变速器轴承变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时 可布置圆柱棍子轴承，若空间不足则采用滚针轴承第二轴后端采用球轴承， 用来承受轴向力和径向力变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够 大的空间，故采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力，为了保证轴承有足够 的寿命，选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前后轴承，按直径系列一般选用中系列的球轴 承或圆柱滚子轴承轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两 轴承孔之间的距离不小于6〜20mm变速器主要参数的选择 1）挡数已知，为“5+1”（含超速）挡2）传动比范围 选取超速挡五挡的传动比为n ・r初选传动比：u = 0.377丁？ 选取i二0.8 （〜）a max i - i g 5g 5 0由 T 二 9550 e maxe max na ・ p 104 x1 2得n = 9550 一匕max 二 9550x 二 5813.854 r/minp T 205e maxn ・ r故 i = 0.377 —0 i ・ ug 5 a max= 0.377x5813.854 x 0.2890.8 x180= 4.399式中：ua m ax汽车行驶速度（km/h）；n 发动机转速（r/min）；p“——车轮滚动半径（m）；——变速器最高挡传动比 g5主减速器传动比；a ——转矩适应系数，取为；选择最低挡传动比时，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。

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：1°根据最大爬坡度确定1挡传动比：T i i 耳 .―e max 0 g1_T- > G(f cos a + sin a ) r max max式中：-车辆总重量(N)；坡道面滚动阻力系数(对沥青路面H=~;Te max发动机最大扭矩(N・m)；主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率，取为(〜)车轮滚动半径；amax最大爬坡度(实际上轿车的最大爬坡能力常大 30%，故在此取为 20°)由上式得到：i > G ( / C°S a max + G 汕 a max"g1 T i ne max 0 T代入数据得. 2000x 10x(0.0165xcos20o + sm20)x0.289 - _ .,205 x 4.399 x 0.9i > = 2.546g12°根据驱动轮与路面附着力确定 1挡传动比〔max-爲-<©• F 取 0 =, F = 70%G r z z得到./ r F 0.289x0.6x0.7x20000 ni < z— = = 2.991gi T - i -n 205 x 4.399 x 90%e max 0 T由上述两个条件综合得2.546 < i < 2.991，取i = 2.8g1 g1校核最大传动比卜=28=3・5，符合要求的3・。

〜g5其他各挡的传动比确定：按等比级数原则有q二4；28二1.294g4贝I] i = 2.8 , i = q3 = 1.2943 = 2.167 , i = q2 = 1.674, i = q = 1.294 (直接g1 g 2 g3挡传动比取为1) i = 0.8g53) 中心距(总体要求取大些)中间轴式变速器中心距A的确定，初选中心距A,根据下述经验公式计算A 二 K 3-T__A e max 1 g式中：A 变速器中心距（mm）；K 中心距系数，乘用车K二〜，取K = 9.0；A A AT ——发动机最大输出转距为205 （N・m）；e maxi ——变速器一档传动比为；1耳 ——变速器传动效率，取96%gA = x 3 205 x 2.8 x 0.96 = mm初取 A=74mm4） 外形尺寸变速器壳体的轴向尺寸为3 x 74 = 222mm5） 齿轮参数1°模数由《汽车设计》表3-1和表3-2选取一挡齿轮和倒挡齿轮的法向模数mm，其余为变速器接合齿模数也取为2°压力角a变速器齿轮压力角为20°，啮合套或同步器的接合齿压力角取为30°3°螺旋角B由于乘用车注重工作平稳和噪声低的特点，故选用较大的螺旋角， 使齿轮啮合的重合度增加，但从提高高抵挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过 大的螺旋角，以15°〜25°为宜。

斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上这就力求使中间轴上 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单，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中间轴上全部齿 轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、二轴上的斜齿轮应取为左旋，此时轴向 力经轴承盖作用到壳体上倒挡设计成直齿轮，其余均设计成斜齿轮根据《汽车设计》提供的乘用车变速器斜齿轮螺旋角选用范围：中间轴式变 速器为22°〜34°，故选用25°4°齿宽b通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b二km , k为齿宽系数，取为〜cc斜齿b = k m , k取为〜c n c第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降 低，以提高传动平稳性和齿轮寿命对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的 齿宽系数取得稍大5°齿轮变位系数的选择原则 角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点，故本次设计采用角度变 位6°齿顶高系数采用规定的齿顶高系数，取为6）各挡齿轮齿数的分配1°确定一挡齿轮齿数—挡传动比i =仝•二，为了求z和z的齿数，先求其齿数和。

1 z z 9 101 10斜齿 z = 2 • A •cos 0 = 2 x 74 x cos25° = 44.71，取 z = 45令 z = 16，z = 29h m 3 h 10 9n联立求解得z = 18，1验算一挡传动比i二1=氓討，代入数据得'广辽45z = 27227x29二2.72 ,与预先取定的数值相差不大，满足要求18 16z代入反算得出螺旋角022将确定后的 z ，132°二挡齿轮齿数的确定45 二 2X 74X cos 0 2 可推出 cos 0 = 0.9122 n0 二 24.222二二 i -二二 2.167 x18 二 1.44z 2 z 2782根据初选中心距A = 74mm，模数为m = 2.75，初选螺旋角0 = 16.88z 二 31,7z 二 2182.752 - A -cos 0 8 二 2 x 74 x cos16・8° = z + z 二 51.73，取为52解得78(1 z・ 1+ -7I z8z2z + z12h z 1・ 1+ -7I z丿82718 + 27X〔 + 31L 1.486，近似满足轴向力平衡关系 I 21丿3°三挡齿轮齿数的确定z5 二 i -z36z 18上_ 二 1.674 x 丄二 1.116，初选 0 二 20° z 27 622・ A・cos0z 二 6h二 2x74xcos2。

z + z 二 50.57 〜51562.75解得z二27 ,5z 二 246为使中间轴上的两工作齿轮的轴向力相平衡，有巴噪tan 0 z + z8 1 2将z二31,z二21及0二16・8°代入上式得需二詈新皿5'8代入轴向力平衡公式，tan 0 tan 24.2°2 = = 1.23，tan 0 tan 20°618z + z1218 + 27xfl + 271二 1.275I 24丿近似满足轴向力平衡关系4°四挡为直接挡5°五。