【全套带图】轻型商用车变速器设计

购买文档送全套 纸 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 本科学生毕业设计 轻型商用车变速器设计 系部名称 ： 汽车工程系 专业班级 ： 车辆工程 学生姓名 ： 罗辉 指导教师 ： 苏清源 职 称 ： 副教授 黑 龙 江 工 程 学 院 二九年六月 购买文档送全套 纸 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 购买文档送全套 纸 咨询 14951605 下载文档送对应的 纸 14951605 或 1304139763 s 009龙江工程学院本科生毕业设计 I 摘 要 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽 车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。 因为变速箱在低档工作时作用有较大的力，所以一般变速箱的低档都布置靠近轴的后支承处，然后按照从低档到高档顺序布置各档位齿轮。这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证装配容易。变速箱整体结构刚性与轴和壳体的结构有关系。一般通过控制轴的长度即控制档数，来保证变速箱有足够的刚性。 本文设计研究了三轴式五挡手动变速器，对变速器的工作原理做了阐述，变速器的各挡齿轮和轴做了详细的设计计算，并进行了强度校核，对 一些标准件进行了选型。变速器的传动方案设计并 讲述了变速器中各部件材料的选择。 关键字： 变速器 ； 设计 ；齿 轮 ；轴；校核 黑龙江工程学院本科生毕业设计 to on is at in of in of at a In to to of of a of to of of of do a of a A of of of 龙江工程学院本科生毕业设计 目 录 摘要 . 错误 !未定义书签。 . 错误 !未定义书签。 第 1 章 绪论 . 错误 !未定义书签。 题的背景 . 错误 !未定义书签。 的及意义 . 1 第 2 章 总体方案设计 . 2 车参数的选择 . 3 速器设计应满足的基本要求 . 3 动机构布置方案分析 . 3 定轴式变速器 . 3 档布置方案 . 4 它问题 . 6 轮形式 . 7 挡机构形式 . 7 速器轴承 . 8 章小结 . 9 第 3 章 变速器设计和计算 . 11 数 . 11 动比范围 . 错误 !未定义书签。 档传动比的确定 . 错误 !未定义书签。 减速器传动比的 确定 . 错误 !未定义书签。 低档传动比的确定 . 错误 !未定义书签。 档传动比 的确定 . 错误 !未定义书签。 心距的选定 . 错误 !未定义书签。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 速器的外形尺寸 . 错误 !未定义书签。 轮参数 . 错误 !未定义书签。 数的选取 . 14 力角 . 15 旋角 . 15 宽 . 16 顶高系数 . 17 位系数的选择原则 . 17 档齿数的分配 . 18 定一档齿轮的齿数 . 18 中心距进行修正 . 19 定常啮合传动齿轮副齿数及变位系数 . 错误 !未定义书签。 定其他各档齿数及变位系数 . 错误 !未定义书签。 定倒档齿轮齿数及变位系数 . 错误 !未定义书签。 章小结 . 错误 !未定义书签。 第 4 章 变速器的校核 . 错误 !未定义书签。 轮的损坏形式 . 错误 !未定义书签。 轮强度计算 . 错误 !未定义书签。 轮弯曲强度计算 . 错误 !未定义书签。 轮接触应力计算 . 错误 !未定义书签。 的结构设计 . 错误 !未定义书签。 的强度验算 . 错误 !未定义书签。 的刚度的计算 . 27 的强度的计算 . 错误 !未定义书签。 承寿命计算 . 错误 !未定义书签。 章小结 . 错误 !未定义书签。 第 5 章 同步器的设计 . 错误 !未定义书签。 销式同步器 . 错误 !未定义书签。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 销式同步器结构 . 错误 !未定义书签。 销式同步器工作原理 . 错误 !未定义书签。 环式同步器 . 40 环式同步器结构 . 40 环式同步器的工作原理 . 40 环式同步器主要尺寸的确定 . 41 车架与主车架的连接设计 . 43 第 6 章 变速器操纵机构 . 44 接操纵手动换挡变速器 . 44 距离操纵手动换挡变速器 . 错误 !未定义书签。 章小结 . 错误 !未定义书签。 结论 . 错误 !未定义书签。 参考文献 . 错误 !未定义书签。 致谢 . 错误 !未定义书签。 附录 . 49 黑龙江工程学院本科生毕业设计 1 第 1 章 绪 论 题的背景 近几年国 内外汽车工业迅猛发展，车型的多样化和个性化已经成为汽车发展的趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一，它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，特别是对轻型商用车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大。 国产商用车所装配的变速器主要以国产手动档变速器为主 ，变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进挡数的不同，变速箱有三、四 、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。 汽车变速器是影响整车动力性、经济性、舒适性的重要总成 ， 国内外的汽车制造与销售数据显示，人们对汽车驾乘的舒适性越来越重视。 国内商用车市场的快速发展 ， 2008 年全国载货汽车保有量为 10、 465、 404 辆，与 2007 年相比，增加 722、 181 辆，增长 其中轻型载货汽车 5、 863、 787 辆， 贡献度最大的车型是轻型货车 ， 轻型货车对商用车销量的贡献度为 其次是重型货车和微型货车，其贡献度 分别为 汽车变速器的使用寿命与整车基本相当，售后维修市场对变速器总成的需求仅占少数，故此可将 轻型商用车市场 近似为 它的 变速器配套市场空间。随着全球能源及原材料价格的不断上涨，汽车销售价格的下降，要求汽车变速器向着体积小质量轻、承载能力大、结构紧凑上发展。这就要求零件设计结构机械性能也要相应有所改变，向着小巧紧凑高强度，高刚性方向改进，进而也要求有新技术新工艺来保证能够制造出来。 目前许多变速器生产企业正在研发 一些 能大幅提高离合器、同步器寿命和行车安全性，且保留了传统有级机械变速器传动效 率高、体积小、机构简单、使用可靠 、 易于制造、成本低、燃油消耗少和维护与使用费用低 、 多档位、大速比变化范围改善了汽车的动力性、燃油经济性和换档平顺性的变速器 。现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。无级变速机构由两组锥形轮组成，包括一对主动锥形轮（锥形轮组 1）和一对被动锥形轮（锥形轮组 2） 同时有一根链条运行在两对锥形轮 V 形沟槽中间，链条的运动如同动力传递单元。锥形轮组 1 由发动机的辅助减速机构驱动，发动机的动力通过链条传递给锥形轮组 2 直至终端黑龙江工程学院本科生毕业设计 2 驱动。在每组锥形轮中有一个锥形轮可以在轴向 移动，调整链条在锥形轮的工作直径并传递速比。两组锥形轮必须保持相同的调整，以保证链条始终处与涨紧状态，使传递扭矩时锥形轮接触充分的压力。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗的行驶里程提高 30%。通过选择最佳传动比，获得最有利的功率输出，它的传动比比传统的变速器轻，结构更简单而紧凑。世界各大汽车制造商正竞相开发无级变速器。专家预计2008 至 2009 年间无级变速器将成为世界各大汽车制造商的技术开发重点。 的及意义 通过一步步的计算和校核来改善变速器的工作状态，使其达到理想的舒适性并减小工作时的噪 声。传统的变速器设计设计方法一般是根据性能要求利用经验公式取初值，然后计算其强度，传动质量指标等，如不符合要求根据经验公式改变某些参数，继续计算直至符合所有的条件与要求。通过本题目的设计，可综合运用所学知识对轻型商用车的手动变速器进行设计。由于本题目模拟工程一线实际情况，通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高解决实际问题的能力，综合提高自身的设计和制造水平。 本设计研究基本内容是研究轻型商用车的机械变速器的组成、结构与原理，弄清楚同步器、齿轮、轴等零部件之间的配合关系。选择标准齿轮模数在总当数和一档 传动比确定后，合理分配各档位的速比，接着计算出齿轮参数和中心距，并对齿轮进行强度验算，确定齿轮的结构与尺寸，绘制出所有齿轮的零件图，根据经验公式初步计算出所有轴的基本尺寸，对每个档位下对轴的刚度和强度进行验算，确定出轴的结构与尺寸，绘制出各个轴的结构与尺寸，对现有传统变速器的结构进行改进、完善，最终完成变速器的零件图和装备图的绘制。利用计算机辅助设计软件绘制变速器的各零件的零件图，并完成变速器的总装配图。在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案进行了选择，变速器的齿轮和轴做了详细的设计计算，对同 步器和一些标准件做了选型设计。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 3 第 2 章 总体方案设计 车参数的选择 变速器设计所需的汽车基本参数如下表 : 表 设计基本参数表 发动机最大功率 66高车速 110km/h 总质量 4060大转矩 210 Nm 速器设计应满足的基本要求 对变速器如下基本要求 : 1） 保证汽车有必要的动力性和经济性。 2） 设置空挡，用来切断发 动机动力向驱动轮的传输。 3） 设置倒档，使汽车能倒退行驶。 4） 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。 5） 换挡迅速，省力，方便。 6） 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7） 变速器应当有高的工作效率。 除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大 。 动机构布置方案分析 定轴式变速器 固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺黑龙江工程学院本科生毕业设计 4 寸小，布置方便，中间挡位传动效率高和噪声低等优点。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。所以我选择的是中间轴式的变速器。 图 别示出了几种中间轴式五挡变速器 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挡。使用直接挡，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。因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，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，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常 啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。 图 一档和倒挡用直齿滑动齿轮换挡外，其余各挡为常啮合齿轮传动。图 c， ，均用常啮合齿轮传动；图 样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的挡位，其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的挡位用同步器换挡，有的挡位用啮合套换挡，那么一定是挡位高的用同步器换挡，挡位低的用啮合套换挡。 发动机前置后轮驱动的货车采用中间轴式变速器，为加强传动轴刚度，可将变速器后端加中间支撑。 中间轴和第 二轴都有三个支承。如果在壳体内，布置倒挡传动齿轮和换挡机构，还能减少变速器主体部分的外形尺寸。 挡布置方案 与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中 黑龙江工程学院本科生毕业设计 5 图 间轴式五挡变速器传动方案 间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传 动比略有增加。 图 常见的倒挡布置方案。图 示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，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 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 而取代了图 示方案。图 示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 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 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。 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，然后按照从低挡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，然后再 黑龙江工程学院本科生毕业设计 6 图 挡布置方案 图 挡轴位置与受力分析 布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。 除此以外，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有影响，如 图 示 。 他问题 经常使用的挡位，其齿轮因接触应力过高而造成表面电蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的支承中部区域较为合理，在该区因轴的变形而引起的齿轮偏转角较小，齿轮保持较好的啮合状态，偏载减少能提高齿轮寿命。 某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超 速挡。使用传动比小于 1（超速挡，能够充分地利用发动机功率，使汽车行驶 1需发动机曲轴的总转速降低，因而有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低，噪声增大。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 7 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力时处于工作状态的齿轮对数，每分钟转速，传递的功率，润滑系统的有效性，齿轮和壳体等零件的制造精度等。 轮形式 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。 我的设计中一挡和倒挡用的是直齿轮，其他挡都是斜齿轮。 挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。汽车行驶时各挡齿轮有不同的角速度，因此用轴向滑动直齿齿轮的方式换挡，会在轮齿端面产生冲击，并伴随有噪声。这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使乘坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术（如两脚离合器），时齿轮换挡时无冲击，才能克 服上述缺点。但是该瞬间驾驶员注意力被分散，会影响行驶安全性。因此，尽管这种换挡方式结构简单，但除一挡，倒挡外已很少使用。 由于变速器第二轴齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态，所以可用移动啮合套换挡。这时，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多。而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器旋转部分的总惯性矩增大。 因此，目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构 连件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。 使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。 自动脱挡是变速器的主要故障之一。为解决这个问题，除工 艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下几种： 互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是黑龙江工程学院本科生毕业设计 8 防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有： （ 1）互锁销式 图 汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。 图 a 为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图 b、 c、 d 为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。 图 锁销式互锁机构 （ 2）摆动锁块式 图 摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁 块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分 A 档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 （ 3）转动钳口式 图 与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕 A 轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。 操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。 锁止 机构还包括自锁、倒档锁两个机构。 自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动 脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。 倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。 本次设计锁定机构采用自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。 速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 9 图 动锁块式互锁机构 图 2. 6 转动钳口式互锁机构 汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如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滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外 圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 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 620限适用于轻型车和轿车。 滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。 在本次设计中 由于工作条件的需要 主要选用了圆锥滚子轴承、深沟球轴承和滚针轴承。 本章小结 本章首先先确定了设计变速器所需的汽车主要 参数以及设计变速器所应满足的基本要求，对自己的设计也有了一定的规范。 然后又 对变速器的传动机构和档位的布置 黑龙江工程学院本科生毕业设计 10 形式的进行了简单的介绍，分析了各个传动方案的优缺点，选取了合理高效的的传动方案和一些在设计变速器时常遇的问题，为后面齿轮和轴的计算打下了良好的基础。最后对齿轮的形式做了介绍和优缺点的比较，通过以上比较合理的选择齿轮形式。分析了几种换挡形式，和容易出现的问题，并提供了相关的解决方法，最后很据轴的工作条件和工作状态，对轴承也形式也做了选择。 黑龙江工程学院本科生毕业设计 11 第 3 章 变速器设计和 计算 数 增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。 在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在 该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。 近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用 45 个挡位，级别高的轿车变 速器多用 5 个挡，货车变速器采用 45 个挡位或多挡。装载质量在2货车采用 5 挡变速器，装载质量在 48T 的货车采用 6 挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。本设计为 5 挡变速器。 动比范围 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 目前轿车的传动比范围在 34 之间，轻型货车在 56 之间，其他货车则更大。 档传动比的确定 减速器传动比的确定 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式 为： 0377.0 （ 式中 汽车行驶速度（ km/h）； n 发动机转速（ r/ r 车轮滚动半径（ m）； 变速器传动比； 0i 主减速器传动比。 由上文可知最高车速10km/h；最高档为超速档，传动比5；车轮黑龙江工程学院本科生毕业设计 12 滚动半径由所选用的轮胎规格 195/65到 r =发动机转速 n =600（ r/由公式（ 到主减速器传动比计算公式： ag 低 档传动比计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下： m a xm a a x s i nc o s （ 式中 G 车辆总重量（ N）； f 滚动阻力系数 ， 对 良好 路面 = 发动机最大扭矩（ Nm）； 0i 主减速器传动比； 变速器传动比； t 为传动效率（ R 车轮滚动半径； 最大爬坡度 本设计为能爬 30%的坡，大约 由公式（ ： 0m a xm a xm a s i nc o s( （ 已知： m=4060012.0f ； ； r=210m； i；g=9.0t，把以上数据代入（ ： 0 3 7 7 i 6 o 6 0(1 满足不产生滑转条件。即用一档 发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公黑龙江工程学院本科生毕业设计 13 式表示如下： r 10m a x iT 0 （ 式中 驱动轮的地面法向反力， ； 驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面 可取 间。 取 数据代入（ 得： 所以，一档转动比的选择范围是： 初选一档传动比为 档传动比的选定 变速器的 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，有时用超速挡，在本设计中最高档即为超速挡。中间档的传动比理论上按公比为m a x 111m i n （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。 心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算： 黑龙江工程学院本科生毕业设计 14 31m a x （ 式中 A 变速器中心 距（ 中心距系数， 商 用车 发动机最大输出转距为 210（ Nm）； 1i 变速器一档传动比为 g 变速器传动效率，取 96%。 A