汽车变速器设计说明书

汽车工程系本科生

机电工程学院

汽车理论课程作业（设计）

题目长运拖拉机的变速器设计

Title The Design of CHANGYUN Tractor Transmission

年级：2008级专业：08交通运输（2）班

学生姓名：栾庆熊童飞梁菲赵小洋沈娟娣学号：20080503B072 073 074 075 076

2011年6月日

符号说明

m汽车总质量kg

g重力加速度N/kg ψ道路最大阻力系数

max

r驱动轮的滚动半径mm r

T发动机最大扭矩N·m max

e

i主减速比

η汽车传动系的传动效率

i一档传动比

gI

G汽车满载载荷N 2

?路面附着系数

A第一轴与中间轴的中心距mm A'中间轴与倒档轴的中心距mm

A''第二轴与中间轴的中心距mm

K中心距系数

A

m直齿轮模数

m斜齿轮法向模数

n

α齿轮压力角°β斜齿轮螺旋角°b齿轮宽度mm

Z齿轮齿数

x

ξ齿轮变位系数

σ齿轮弯曲应力MPa W

σ齿轮接触应力MPa j

F齿轮所受圆周力N

t

F轴向力 N a

F径向力N

r

T计算载荷N·m g

K应力集中系数

σ

K摩擦力影响系数

f

E 齿轮材料的弹性模量 MPa

K ε 重合度影响系数 z r 主动齿轮节圆半径 mm

b r 从动齿轮节圆半径 mm

z ρ 主动齿轮节圆处的曲率半径 mm

b ρ 从动齿轮节圆处的曲率半径 mm T τ 扭转切应力 MPa

T W 轴的抗扭截面系数 3mm

G

轴的材料的剪切弹性模量 MPa

P I 轴截面的极惯性矩 4mm c f 垂直面内的挠度 mm s f 水平面内的挠度 mm

摘要

本文详细叙述了QY1030T轻型载货汽车的设计过程。其中设计总则确定了此车的设计目标；整车的动力性、经济性、操纵稳定性等性能以及整车性能参数的叙述，说明了QY1030T轻型载货汽车的特点；各大总成的选择，整车动力性能的验算以及一些参数的计算，进一步说明了整车性能的优越性；在本书附录中，附有QY1030T动力性能计算程序流程图及程序代码。

关键词：总体布置，动力性，经济性

Abstract

This paper described in details the course of the design in QY1030T.The rules of design give the targets of planning, the description of the performance in power performance in the whole truck, economics of performance, performance of operation stable and the whole performance, express the characters of QY1030T. The choose of parts check of the performance in the whole truck and the computation of some parameter, show deeply the goodness of the whole truck’s performance. This paper also shows the flow chart and the codes of the power performance calculation program in the appendix

Keywords:

目录

目录

符号说明..................................................................................................................................Ⅱ 摘要.............................................................................................................................................. Abstract .............................................................................................................................. Ⅲ 1 设计总则.. (1)

1.1 变速器的功用 .............................................................................................................1 1.2 变速器的设计基本要求 .............................................................................................1 1.3 变速器结构方案的选择 .............................................................................................2 1.4 变速器主要参数的确定 (2)

1.4.1 挡数和传动比 ..................................................................................................2 1.4.2 中心距 ..............................................................................................................2 1.4.3 轴向尺寸 ..........................................................................................................5 1.4.4 齿轮参数 ..........................................................................................................5 1.5 变速器轴 ...................................................................................................................10 2 整车性能分析 .....................................................................................................................14 2.1 动力性分析 .................................................................................................................14 2.2 燃油经济性分析 .........................................................................................................16 致谢..........................................................................................................................................18 参考文献. (19)

小四号、页码右对齐 一级标题：黑体；其余：宋体

1设计总则

1.1变速器的功用

发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。

变速器是能固定或分挡改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置。又称变速箱。它是汽车传动系中最主要的部件之一。

变速器的作用是：

（1）在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。

由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如在高速路上车速应能达到100km/h，而在市区内，车速常在50km/h左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。

（2）实现倒车行驶

汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒档来实现汽车倒车行驶。

（3）实现空档

当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。

1.2变速器的设计基本要求

(1)性能要求：正确选择变速器的挡位;正确选择变速器的传动比;保证汽车有

良好的动力性和经济性

(2)设置倒挡和空挡

(3)操纵简单、方便、迅速、省力，缩短换挡时间，提高加速性能和动力性能

(4)传动效率要高，尽可能设置直接挡

(5)变速器工作可靠、平稳、无噪声

(6)设置动力输出装置，需要时能进行功率输出

(7) 制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长

1.3 变速器结构方案的选择

近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用

4~5个挡位的变速器。本设计也采用5个挡位。此外，金鹿拖拉机为前置发动机

后轮驱动，其变速器采用三轴式。 变速器的传动示意图：

1.4 变速器主要参数的确定

1.4.1 挡数和传动比

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。 （1）根据汽车最大爬坡度确定

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。

根据题目中的参数：%9.27max =α，2/8.9s m g =，KW P 2.24=,kg m 2100=，

2r w

s

r r n π=

≈其中

r 可以取1024.510245in mm =?=，

max 955024.39550

96.72400/min

P kw T N m n r ??=

==?，0.6?=取得最大值0.96η=，30max gh 245102400

0.3770.377 4.3251.261

r p

a r n i v i -??===??

式中：

r r ——车轮的滚动半径，m ；

gh i ——变速器最高档传动比。

发动机最大的功率max e P 和相应的转矩max T e ：

3max max max 31360076140121009.80.03 1.82.0751.2651.260.9636007614016a r D e a a m gf C A P v v KW

η??

=+ ?

??

?????=

??+? ???= max max 1.216

95509550

2400/min

76.4.e e p a P T n r N m ??==?= 故有

)s i n c o s (m a x m a x 01m a x ααη+≥f mg r i i T r

t

g e

则由最大爬坡度要求的变速器1档传动比为

m a x m a x 1m a x 0m a

x 0(c o s s i n )r r e t e m g r f m g r

i T i T i αα?ηη+

≥

==6.6 式中m ——汽车总质量；g ——重力加速度；f ——道路阻力系数；

max α——最大爬坡要求；r r ——驱动车轮的滚动半径；max e T ——发动机最大转矩；

0i ——主传动比；η——汽车传动系的传动效率。 （2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定

?η201m a x G r i i T r

t

g e ≤?21m a x 0

r e G r i T i ?

η≤

=9.55

式中2G ——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；

即：根据计算结果我们可以取=1i 7.5。

变速器的1档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为11

-=n n

i i q （其中n 为档位数）

的几何级数排列，实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 则，其它的传动比计算如下：

411

7.5 1.65n n

i q i -===

5min i 1i ==，q i i 54==1.65，q i i 43==2.72，q 32i i ==4.49，5.7i max 1==i 1.4.2 中心距

中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。

三轴式变速器的中心距A （mm ）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选：

7.8195.05.74.761033max 1=??==T K A A mm

式中A K ——中心距系数。对轿车取8.9~9.3；对货车取8.6~9.6；对拖拉机的多档主变速器，取9.5~11；

max 1T ——变速器处于1档时的输出转矩，1max max 1e T T i η=； max e T ——发动机最大转矩，N ?m ；1i ——变速器的1档传动比；

η——变速器的传动效率，取0.95。

1.4.3 轴向尺寸

变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。

轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A 。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：

四档(2.2~2.7)A

五档(2.7~3.0)A 六档(3.2~3.5)A

当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K A 应取给出系数的上限。

本次设计采用5+1手动挡变速器，变速器壳体的轴向尺寸可初步为：

(2.7~3.0)81.7=220.59~245.1mm ?，可以取235mm 做为参考值。

变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 1.4.4 齿轮参数

（1）齿轮模数

齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。对拖拉机则应重视减小质量。

根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数m 与弯曲应力w σ之间有如下关系：

直齿轮模数

3

2w

c f

j y zK K K T m σπσ=

式中j T ——计算载荷，N?mm ；σK ——应力集中系数，直齿齿轮取1.65； f K ——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；

z ——齿轮齿数；c K ——齿宽系数，直齿齿轮取4.4~7.0；

y ——齿形系数。齿高系数f 相同、节点处压力角不同时：205.1479.0y y ≈，

205.1789.0y y ≈，205.221.1y y ≈，202523.1y y ≈；压力角相同、齿高系数为0.8时，

18.014.1==≈f f y y ；

w σ——轮齿弯曲应力，当max e j T T =时，直齿齿轮的许用应力

850~400][=w σMPa 。

斜齿齿轮法向模数

3

2cos 3.5j n c w

T K m zK K y σεβ

πσ=

= 式中σK ——应力集中系数，斜齿齿轮取1. 5；

β——斜齿齿轮螺旋角，为020；c K ——齿宽系数，斜齿齿轮取7.0~8.6；

εK ——重合度影响系数，取2；y ——齿形系数，按当量齿数β

3cos /z z n =查询得：5610,80z z ==；w σ——轮齿弯曲应力，轿车变速器斜齿齿轮取350

~180][=w σMPa ，货车变速器斜；齿齿轮取250~100][=w σMPa 。 出于工艺考虑，模数应尽量统一，取金鹿拖拉机的模数为：4。 （2）齿形、压力角和螺旋角

由于金鹿拖拉机属于一般货车类型，则我们取齿型为标准齿轮GB1356-78，压力角我们取20度，螺旋角为20~30度。

拖拉机变速器都采用渐开线齿形。斜齿齿轮的螺旋角选择应使中间轴上的轴向力相互抵消，应满足条件：

21

2

1

tan tan r r =ββ

式中1β，2β——中间轴上两工作齿轮的螺旋角；1r ，2r ——两工作齿轮的节圆半径。 （3）齿宽

齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b ：

5 3.517.5c n b K m ==?=（直） 8 3.5

28

c n b K m ==?=（斜） 式中c K ——齿宽系数，直齿齿轮取4.4~7.0，斜齿轮取7.0～8.6；

n m ——法面模数（根据上述为3.5）。 （4）齿顶高系数

一般齿轮的齿顶高系数0f ＝1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用. （5）齿轮修正

为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正方法有三种：加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变位；改变刀具的原始齿廓参数；改变

10

912Z Z Z Z i gI

?=m

A

Z 2=∑9

1012

Z

Z i Z Z gI ?=β

cos 2)(21

Z Z m A n +=n m A Z Z β

cos 221=

+齿轮齿廓的局部渐开线，又称修形。 （6）各档齿轮齿数的分配

a. 一挡传动比

为了确定Z 9和Z 10的齿数， 先求其齿数和∑Z :

其中 A =81.7mm 、m =4；故 有40=∑Z .85，取Z 40∑=。

五档变速器示意图

当轿车三轴式的变速器5.7=gI i 时，则范围内选择可在17~1510Z ，10Z 应尽可能小，使得910Z Z 传动比尽可能大，z 2/z 1可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承，则10915,25z z ==。

b.求常啮合齿轮的齿数及传动比：

由已经得出的数据可确定 21Z Z 4.5= ①

而常啮合齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等

由此可得：

而根据已求得的数据可计算出：4021=+Z Z .4 ②

8

7

1

2Z Z Z Z i g ?=∏n

m A Z βcos 2=∑12

12131311Z Z

Z Z Z Z i gr ??=)

(2

1

1312Z Z m n +① 与②联立可得：1Z =7.35 、2Z =33.08 根据实际经验取：1Z =7、2Z =34

则可计算出常啮合实际传动比为： g5i 4.85= c.确定其他挡位的齿轮齿数

二挡传动比

而gII i 4.49= 故78Z Z 0.92= ③

对于斜齿轮，

故有：4.4087=+Z Z ④

③ 联立④得：04.2136.1987==Z Z 、。 根据实际经验取7819,22Z Z ==;

按同样的方法可分别计算出：三挡齿轮 261465==Z Z 、；四挡齿轮

311043==Z Z 、。

d.确定倒挡齿轮的齿数

一般情况下，倒挡传动比与一挡传动比较为接近，在本设计中倒挡传动比gr i 取6.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取1312=Z 。

而通常情况下，倒档轴齿轮13Z 取21~23，此处取13Z =23。 由

可计算出2411=Z

故可得出中间轴与倒档轴的中心距

A = =63mm 1.5 变速器轴

变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的 轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。

变速器第一轴

第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。

中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。

第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。 （1）轴的直径

变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：

第一轴和中间轴：

(0.4~0.5)/d A mm =

第二轴：

3max 1.07/e d T mm =

式中 max e T ----发动机的最大扭矩，N ·m

为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d 与轴的长度L 的关系可按下式选取：

第一轴和中间轴： d/L =0.16~0.18； 第二轴： d/L=0.18~0.21。

三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d 可根据中心距A (mm)按下式初选：

(0.45~0.60)36.77~49d A mm ≈=

选d=45mm

第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩T emax (N ·m)按下式初选：

[]3

95500000.2T T

T

P

T n W d ττ=

≈≤4

5.7310P

T GI ?=? 3m a x (4~4.6)17.9~20.6e d T m m =?=

，取d=20mm

初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。

（2）轴的校核

1）第一轴的强度与刚度校核

因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为

式中：T τ----扭转切应力，MPa ； T ----轴所受的扭矩，N ·mm ； T W ----轴的抗扭截面系数，3mm ； P ----轴传递的功率，kw ； d ----计算截面处轴的直径，mm ； [T τ]----许用扭转切应力，MPa 。

其中P =24.3kw ，n =2400r/min,d =30mm ；代入上式得：T τ=17.9 MPa

由查表可知[T τ]=45MPa ，故T τ≤[T τ]，符合强度要求。 轴的扭转变形用每米长的扭转角?来表示。其计算公式为：

式中，T ----轴所受的扭矩，N ·mm ；

G ----轴的材料的剪切弹性模量，MPa,对于钢材，G =8.14

10?MPa ； P I ----轴截面的极惯性矩，4mm ，32/4d I p π=；

将已知数据代入上式可得：

4

43424.330

2400325.73109550108.1100.86π??=??????=（）（）

对于一般传动轴可取[]0.5~1()/m ?=?；故也符合刚度要求。

max max

max 22tan cos 2tan e t e r e a T i F d

T i F d T i F d

α

β

β=

==160

216075

a t A d

F F F -+?'=+2）二轴的强度校核

计算用的齿轮啮合的圆周力t F 、径向力r F 及轴向力a F 可按下式求出：

式中 i ----至计算齿轮的传动比，此处为三挡传动比2.72； d ----计算齿轮的节圆直径，为85mm ； α----节点处的压力角，为16°； β----螺旋角，为30°；

max e T ----发动机最大转矩，为89900N ·mm 。 代入上式可得： t F 5753.6N =

r F 1905N = a F 3321.8N = 危险截面的受力图为：

危险截面受力分析

水平面：A F （160+75）=r F 75 A F =608N ； 水平面内所受力矩：31601097.28c A M F N m -=??=? 垂直面：

=3316.6N

垂直面所受力矩：316010530.66s A M F N m -'=??=?。

[]

3

32M

d σσπ=≤22

23s F a b f EIL

=

22

13c F a b f EIL

=0.13

0.15

c s f f ==该轴所受扭矩为：170 2.72462.4j T N =?=。 故危险截面所受的合成弯矩为：

222222

c s i M=M M T ++=?+?+?（97.281000）（530.661000）（462.41000）

5

7.110N mm =??

则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力σ（MPa ）:

将M 代入上式可得：11.78MPa σ=，在低档工作时[σ]=400MPa ，因此有： σ≤[σ]；符合要求。

3）轴的刚度校核

第二轴在垂直面内的挠度c f 和在水平面内的挠度s f 可分别按下式计算：

式中, 1F ----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N ）,这里等于t F ；

2F ----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N ），这里等于r F ；

E ----弹性模量（MPa ），5

1.610E =?MPa ；

I ----惯性矩（4mm ），4/6

4I d π=，d 为轴的直径（mm ）；

a 、b----为齿轮坐上的作用力距支座A 、B 的距离（mm ）；

L ----支座之间的距离（mm ）。 将数值代入上面两式得： 故轴的全挠度为2

2

0.1980.2c s

f f f mm mm =

+=≤，符合刚度要求。

2 整车性能分析

2.1 动力性分析

(1) 汽车的动力性是指汽车在良好路面上直线行驶时由汽车受到的纵向外力决定的、所能达到的平均速度。汽车是一种高效率的运输工具，运输效

率之高低在很大程度上取决于汽车的动力性。汽车的动力性是汽车各种实用性能中最重要、最基本的性能。它表示了汽车以最大可能的平均行驶速度从事交通运输的能力。 汽车的最高车速max a u ； 根据：t

t T F r

=

0t e q g t

T T i i η= 089.91 4.320.96

9320.4

tq g t

t T i i F N r

η???=

=

=

式中：eq T 发动机的有效转矩；g i 为变速器的传动比；r 为车轮半径；0i 为主减速器的传动比, t η 为传动系的机械效率；t T 为作用于驱动轮上的转矩； 根据上面上个式子，可得： 00

2600.377

1000a g g r n rn

u i i i i π=

== 24524000.37751.3/4.321mm km h ?=? 根据标定的最高速度是：51.26km/h,则这个速度满足所求的结果。

当坡度为零时, 行驶阻力曲线与驱动力曲线的交点即为最高车速u αmax 。这时驱动力和行驶阻力相等,汽车处于稳定的平衡状态。当车速低于最高车速时,驱动力大于行驶阻力,此时汽车可利用剩余的驱动力加速或爬坡。

（2）最高车速

223.5D a

t C AU F Gf =+

可得：

23.5()

t a D F Gf u C A

-=

=52.1Km/h

（3）爬坡能力

汽车的爬坡能力是指汽车满载在良好的路面上克服f w F F +后的余力全部用来克服坡度阻力i F 时等速行驶的最大爬坡度,这时

u

t d d ，

故有：()i t f w F F F F =-+

其中cos 21009.80.03617.4f F Gf N α==??=，但是汽车爬坡能力是以良好路面为前提的，f F 值很小，且cos 1α≈ ,故

2

23.5

D f w C Au F F Gf +=+

由于：sin ()i t f w F G F F F α==-+ 有()

sin

t f w F F F are G

α-+=

由于拖拉机速度比较的小，空气阻力相对来说也很小，几乎可以忽略，在这里忽略w F 。

可得sin

t f

F F are G

α-==021.5

根据结果可以得出，该车的动力性满足要求。由最大坡道角α ,可求出坡道度值(tan α) 。汽车的最大爬坡度为1 档时的最大爬坡度。一般来说,实际爬坡度要比最大爬坡度要小。

2.2 燃油经济性分析

（1）等速行驶工况燃油消耗量的计算 根据发动机的万有曲线可以得出： 367.1t Pb

Q g

ρ=

，b 为燃油消耗率，ρ为燃油的密度，g 为重力加速度，

柴油机的g ρ可以取7.84~8.13 N/L 。a u 可以取35Km/h 根据换算可以得： 1.02s a Pb

Q u g ρ=

15.6325013.68(/100)1.02358

L km ?=≈??

（2）等加速行驶工况燃油消耗量的计算

在汽车加速行驶时，发动机还要提供为克服加速阻力所消耗的功率。若加速度为： a=

2(/)u t d m s d ，1()3600761403600a D a a u

t t

Gfu C Au mu d P d δη=++=16.8Kw 。 根据等加速过程的燃油消耗量计算图，可以确定：

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