汽车设计课程设计说明书

目 录

符号说明---------------------------------------------2

第一部分：机械式变速器概述及其传动方案----------------------3

1. 变速器的功能与设计要求 2. 变速器传动方案的确定 3. 变速器主要零件结构方案分析

第二部分：变速器结构形式及主要参数的选择--------------------10

1. 变速器主要参数的选择 2. 传动比及齿轮齿数的计算 3. 变位系数的计算

第三部分： 变速器轴的结构尺寸的确定-------------------------17 第四部分: 基于整车匹配的动力性计算-------------------------19 第五部分: 小结与感言---------------------------------------22 第六部分：参考资料-----------------------------------------23

- 1 -

山东建筑大学机电学院课程设计

符 号 说 明

m 汽车总质量 kg g 重力加速度 N/kg max 道路最大阻力系数

rr 驱动轮的滚动半径 mm Temax 发动机最大扭矩 N·m i0 主减速比

 汽车传动系的传动效率

igI 一档传动比

G2 汽车满载载荷 N

 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 KA 中心距系数

m 直齿轮模数 mn 斜齿轮法向模数

 齿轮压力角 °

 斜齿轮螺旋角 °

b 齿轮宽度 mm Zx 齿轮齿数

 齿轮变位系数

- 2 -

山东建筑大学机电学院课程设计

一 机械式变速器的概述及其方案的确定

1.1 变速器的功用和要求

变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。

变速器的主要功能是改变传动比，实现倒退行驶和中断动力传递。 由于变速器的这些功能，对变速器提出的要求主要是：

1. 能够保证汽车具有高的动力性和经济性指标，这也是对变速器设计提出的最重要的要求。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。

2. 工作可靠稳定，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不可以有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。

3. 在保证动力性和经济性的前提下，变速器应尽量重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。

4. 变速器应尽量传动效率高。由于汽车加速和减速的时间比较短，大部分工作时间都出于稳定行驶工作状态，直接档工作时齿轮的啮合损失较小，可以有效提高传动效率。另外，提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油也都可以提高传动效率。提高变速器的传动效率也是保证汽车具有较高动力性和经济性的一个有效手段。

5. 变速器工作时应尽量噪声小。这样可以保证驾驶员以及乘客的乘坐舒适性。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度可有效减小齿轮的噪声。

1.2 变速器结构方案的确定

- 3 -

山东建筑大学机电学院课程设计

变速器由传动机构与操纵机构组成。本课程设计主要考察传动机构的设计，所以我主要叙述的是传动系统的结构组成及其原理,对操纵机构未加叙述.

1．变速器传动机构的结构分析与型式选择

有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造成本较低，具有较高的传动效率（η=0.96~0.98），因此在各类汽车上均得到广泛的应用。

设计时首先根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。

传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。汽车行驶的道路状况愈多样，发动机的功率与汽车质量之比愈小，则变速器的传动比范围应愈大。

在本课程设计中，由于设计的是轻型货车，其工作环境比较恶劣，路况一般较差，所以我初选的传动比范围是7。

通常，轻型货车的有级变速器具有3、4、5个前进档，在本课程设计中，要求是使用五档变速器。

变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而可提高汽车的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速、无声换档，对于多于5个前进档的变速器来说是困难的。因此，直接操纵式变速器档位数的上限为5档。多于5个前进档将使操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定行驶工况。

通常，轻型货车的有级变速器具有3、4、5个前进档，在本课程设计中，要求是使用五档变速器。

在前面我已经阐述，我为该变速器选择了直接档，考虑到结构动力性能等因素，我把直接档的传动比定为1.

由于轻型货车有时候需要有一定的超速能力，在本次课程设计中我又给变速器加上了超车档，超车档的传动比初定为0.75。

有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。本次课程设计中给出了要求的传动效率为0.85。

变速器形式的选择有多种，其中以三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用。

三轴式变速器如图1-1所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别

- 4 -

山东建筑大学机电学院课程设计

与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式

变速器的另一优点。但是，在直接档外其他各档下工作时的传动效率有所下降。

\\

图1-1 轿车中间轴式四档变速器 1— 第一轴；2—第二轴；3—中间轴

两轴式变速器如图1-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置，因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%~10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示，两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可

- 5 -

山东建筑大学机电学院课程设计

用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮）外，其他档均采用常啮合斜齿轮传动；一档的同步器多装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端，如图示。

两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声比较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（igⅠ=4.0~4.5）也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。

图1-2 两轴式变速器

1— 第一轴；2—第二轴；3—同步器

但是，由于本次设计给定了主减速比，所以不方便使用两轴式变速器。因此我采用了中间轴式变速器。

图1-3示出了几种中间轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档，变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出，此时变速器的传动效率高，可达90%以上，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的

- 6 -

山东建筑大学机电学院课程设计

换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档，还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在档数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换档方式和到档传动方案上有差别。

图1-3 中间轴式五档变速器传动方案

以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。

发动机前置后轮驱动的轿车采用中间轴式变速器，为缩短传动轴长度，可将变速器后端加长，伸长后的第二轴有时装在三个支承上，其最后一个支承位于加长的附加壳体上。如果在附加壳体内，布置倒档传动齿轮和换档机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。

变速器用图1-3c所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图1-3c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。

2．倒档传动方案

图1-4为常见的倒挡布置方案。图1-6b所示方案的优点是换倒挡时利用了中

- 7 -

山东建筑大学机电学院课程设计

间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图1-4c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图1-4d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图1-4c所示方案。图1-4e所示方案是将中间轴上的倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图1-4f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图1-4g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。

本设计采用图1-4f所示的传动方案。

图1-4 变速器倒档传动方案

考虑到轻型货车不需要很大的倒挡动力或者倒挡速度，但是提高可操作性却能很好的提高轻型货车在同类型车中的竞争力，所以我选择了可以使操作更为轻便的1-4f的倒挡方案。

因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。

1.3变速器主要零件结构的方案分析

变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在

- 8 -

山东建筑大学机电学院课程设计

确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。

1.齿轮型式

与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动。

2.换档结构型式

换档结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。

但由于篇幅所限，在本次设计中没有对同步器进行详尽的选择和解释。

- 9 -

山东建筑大学机电学院课程设计

二 变速器结构设计与主要参数的选择

2.1 变速器主要参数的选择

一、档数和传动比

近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4~5个档位的变速器。本设计也采用5个档位。

选择最低档传动比时，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

T

emaxgI0Tiirrmg(fcosmaxsinmax)mgmax则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为

mgmaxrrig （2-1）

Temaxi0式中 m----汽车总质量； g----重力加速度；

ψmax----道路最大阻力系数； rr----驱动轮的滚动半径； Temax----发动机最大转矩； i0----主减速比；

η----汽车传动系的传动效率。

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：

TemaxigITrrG2 - 10 -

山东建筑大学机电学院课程设计

G2rrigI （2-2） Temaxi0T式中 G2----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； φ----路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。 由已知条件：满载质量 1800kg； rr=0.367m； Te max=175Nm； i0=5.83； η=0.85。

根据公式（2-2）可得：igI =7.04。

超速档的的传动比一般为0.7~0.8，本设计去五档传动比igⅤ=0.75。 中间档的传动比理论上按公比为：

igmaxn1q （2-3） igmin的等比数列，实际上与理论上略有出入，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。根据上式可的出：q=1.75。

故有：

ig24.03 ig32.30

ig41.31(修整为1)

二、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局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

(2-4) AKA3TImax式中 K A----中心距系数。对轿车，K A =8.9~9.3；对货车，K A =8.6~9.6；对多档

主变速器，K A =9.5~11； 变速器处于一档时的输出扭矩：

T1max= Temax

ig1η =1047.2N﹒m

- 11 -

山东建筑大学机电学院课程设计

故可得出初始中心距A=91.39mm。 对其圆整，可得中心距A=91.5mm 三、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KA应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。

本次设计采用5+1手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是391.5mm=274.5mm， 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。

四、齿轮参数 （1）齿轮模数

建议用下列各式选取齿轮模数，所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。

第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn

mn0.473Temaxmm (2-5) 其中Temax=175Nm，可得出mn=2.63。取mn=2.5

一档直齿轮的模数m

m0.333T1maxmm (2-6) 通过计算m=3.35。取m=3

同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取2~3.5。本设计取2.5。 （2）齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b

汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表2-1选取。

表2-1 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角

项目 车型 轿车

齿形 高齿并修形的齿形 - 12 -

压力角α 14.5°，15°，16°16.5° 螺旋角β 25°~45° 山东建筑大学机电学院课程设计

一般货车 重型车 GB1356-78规定的标准齿形 同上 20° 20°~30° 低档、倒档齿轮22.5°，25° 小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。在本设计中变速器齿轮压力角α取20°,啮合套或同步器取30°；斜齿轮螺旋角β取30°。

应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。

齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：

直齿 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齿 b=(6.0~8.5)m，mm

第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。

2.2各档传动比及其齿轮齿数的确定

在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。

1.确定一档齿轮的齿数

Z Z 一档传动比 2-7 2  9  i

g1 Z Z

1 10 为了确定Z9和Z10的齿数，

先求其齿数和zh

2 A 2-8  zhm

- 13 -

山东建筑大学机电学院课程设计

所以 zh=61

五档变速器的结构如图:

2-1 五档变速器示意图

当轿车三轴式的变速器ig13.5~3.9时，则Z10可在货车的Z1015~17范围内选择，可在12~17之间选择,这里我选Z10=15则Z946

上面根据初选的A及m计算出的Z可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-8）看出中心距有了变化，这时应从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。

这里Zh修正为61则根据式（2-8）反推出A=91.5mm，进一步得知前面中心距A的初选是正确的。

2.确定常啮合齿轮副的齿数

由式（2-7）求出常啮合齿轮的传动比

ZZ2 （2-9） igI10Z1Z 9

- 14 -

山东建筑大学机电学院课程设计

Z22.28由已经得出的数据可确定 Z1

而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等

m n ( Z 1  Z 2 ) （2-10）  A

2 cos 

由此可得：

2AcosZZ12 (2-11) mn而根据已求得的数据可计算出：Z1Z263

两式联立可得：Z1=19、Z2=44

则根据式（2-7）可计算出一档实际传动比 ig1=6.99 3.确定其他档位的齿数

Z 2 Z 7   i (2-12) g  Z 1 Z 8

而 ,i g   4 . 03 故有:

Z 7  1 . 739 Z 8 2 A cos  对于斜齿轮， （2-13） Z 

h m

n

故有：Z7Z863 ④

按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 Z536、Z637；四档齿轮 二档传动比

联立④得：Z740、Z823。

Z344、Z419。

4.确定倒档齿轮的齿数

一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比igr取3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z1213。

而通常情况下，倒档轴齿轮Z13取21~23，此处取Z13=23。 由

ZZZigr11132Z13Z12Z1 （2-14） 可计算出Z1127。

故可得出中间轴与倒档轴的中心距

12 =50mm

A′= (2-15) mn(Z12Z13) - 15 -

山东建筑大学机电学院课程设计

而倒档轴与第二轴的中心:

(2-16) 1A(Z11Z13) 2 =72.5mm。

2.3 齿轮变位系数的选择

齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、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。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。

变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。

总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。

根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮10的齿数Z10〈17，因此一档齿轮需要变位。

- 16 -

山东建筑大学机电学院课程设计

根据变位系数公式

17Z （2-17）

17（式中 Z为要变位的齿轮齿数）一档的变位系数为 0.118

三 变速器轴的结构和尺寸

1 轴的结构

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。第一轴如下图所示：

图3-1 变速器第一轴

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。其结构如下图所示：

一档齿轮 倒档齿轮

- 17 -

山东建筑大学机电学院课程设计

图3-2 变速器中间轴

2 轴的尺寸

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。在草图设计时，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：

d(0.4~0.5)A,mm （3-1）

第二轴：

d1.073Temax,mm （3-2）

式中 Temax----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。

- 18 -

山东建筑大学机电学院课程设计

四 基于整车匹配的动力性计算

在前面,通过对汽车动力性能的整体考虑与计算,我得到了汽车变速器的总体构造与结构,变计算出了变速器所需的各个数据. 基于验证与直观性的考虑,我在过程中运用了所学的

VB

知识,对动力性能进行了计

算验证,并作出了动力性曲线,包括驱动力曲线,加速度曲线,最大爬坡度以及功率平衡图,现将各个曲线截图如下.

1 汽车功率平衡图

汽车的功率平衡图可以反映汽车的最大速度,各档位在某一工作状况下的富余功率以及汽车的加速潜力,是汽车发动机综合性能的表示方式之一.由图可以看出,本车的最大速度为147km/h.

- 19 -

山东建筑大学机电学院课程设计

2 驱动力曲线

由图可知,在各个档位,汽车的驱动力与汽车的行驶速度呈而二次关系.在一档时，当速度在0-16km/h这一区间F与V成正比即F随着V的增大而增大。当速度大于16km/h时，F与V成反比即F随着V的增大而减小；在二档时，F与V的关系同样是先成正比，但当V到达22km/h时，F与V成反比，但其变化趋势相对于一档较为平顺，即变化率较一档时的变化率小;在三档时，F在V约为26km/h时到达极值，随后便随着V的增加而减小，变化率更小；在四挡时，当V在30-40km/h之间某一数值时，F达到最大值，随后减小，变化率最小。

3加速度曲线

- 20 -

山东建筑大学机电学院课程设计

在各个档位的初始阶段,加速度随着速度的增加而增加，呈二次函数形式,当速度达到某一数值时，加速度随着速度增大而减小，在一、二、三、四挡的变化率依次递减。所以在一挡时出现最大加速度。

因为a=f/m,而m一定,a与f呈正比关系,所以本图和驱动力曲线图极为相似.

4最大爬坡度

汽车的最大爬坡度在一档时最大,其中在速度V=18km/h时达到最大,爬坡度为43°.随着档数的增大,各个档位的最大爬坡度逐渐减小.各个档位的爬坡度又呈二次函数的形式,即由小到大然后再减小.

- 21 -

山东建筑大学机电学院课程设计

六 参考文献

[1] 王望予.汽车设计.第四版.北京：机械工业出版社，2000：78～100 [2] 张洪欣.汽车设计.北京：机械工业出版社，1981：106～126 [3] 陈家瑞.汽车构造.第四版.北京：机械工业出版社，2005：40～61 [4] 张文春.汽车理论.北京：机械工业出版社，2005：70～83

[5] 彭文生，张志明，黄华梁.机械设计.北京：高等教育出版社，2002：96～138 [6] 董宝承.汽车底盘.北京：机械工业出版社，2004：32～81

[7] 陈焕江，徐双应.交通运输专业英语.北京：机械工业出版社，2002：20～30 [8] 刘鸿文.简明材料力学.北京：高等教育出版社，1997：254～259

[9] 周一明，毛恩荣.车辆人机工程学.北京：北京理工大学出版社，1999：154～

174

[10] 侯洪生，王秀英.机械工程图学.北京：科学出版社，2001：225～333 [11] 陈

殿云，张淑芬，杨民献.工程力学.兰州：兰州大学出版设，2003：182～196 [12] 葛志祺.简明机械零件设计手册.北京：冶金工业出版社，1985：14～16，113～

115

[13] 濮良贵，纪名刚.机械设计.第七版.北京：高等教育出版社，2005：184～223 [14] 王昆，何小柏.课程设计手册.北京：高等教育出版社，1995：47～49

- 22 -

山东建筑大学机电学院课程设计

- 23 -