汽车设计变速器设计说明书

第一章

基本数据选择

1.1设计初始数据：（方案二）

学号：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 变速器各挡传动比的确定

1.初选传动比：

设五挡为直接挡，则5g i =1 m ax a U = 0.377

min 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

m in g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比

max e T =9549×

p

e n P max

α （式中α=1.1～1.3）

所以，p n =9549×192

60

)3.1~1.1(⨯=3282.47～3879.28r/min

取p n =3500r/min

p n / T n =3500/2100=1.67在1.4～2.0范围内，符合要求

0i =0.377×0

max i i r

n 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范围，

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

dt

du

m Gi u A C Gf r

i i T a D T

g 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 r

i i T T

g += （1.2）

即，()T

tq 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° %

4.862

5.4192316

.0)7.16sin 7.16cos 02.0(8.940761⨯⨯⨯︒+︒⨯⨯⨯≥

）（g i =5.49

②最小传动比1g i 的选择 满足附着条件：

≤r

i i T T

g η01emax z2F ·φ

在沥青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75 即1g i ≤%

4.862

5.4192316

.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 。 其他各挡传动比的确定：

按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：

q i i i i i i i i g g g g g g g g ==

=

=

5

44

33

22

1

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，可根据下述经验公式

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

m在1.8～14.0t的货车中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量

a

m大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。选取较小的模数值为2.0～3.5mm；总质量

a

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1.2.1及1.2.2，齿轮的模数定为4.0mm。

2、压力角

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、