两轴变速器设计说明书(共38页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上目录第一部分：变速器的基本设计方案 -2第二部分：变速器主要参数的选择 -4 第三部分：变速器各档齿轮的设计计算-5第四部分：变速器轴的设计计算-6第五部分：变速器齿轮的校核-14第六部分：变速器轴的的校核 - -18第七部分：滚动轴承的选择和计算-20第八部分：参考文献 -第一部分 变速器的基本设计方案变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错

2、位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。变速器设计的基本要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。4）设置动力输出装置。5）换挡迅速、省力、方便。6）工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7）变速器应有高的工作效率。8）变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、

3、维修方便等要求。 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。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。 图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮的传动倒挡布置方案 图2为常见的倒挡布置方案。图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，

4、使换挡困难。图2-c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图-2d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2-g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。第二部分：变速器主要参数的选择主要参数方案一发动机功率70kw 最高车速159km/h转矩155N·m总质量1685kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14S 最高车速，=159km/hr 车轮半径，r= 0.288 n功率转速

5、 ，n=5175r/min 主减速器传动比 一挡传动比 / =1.42.0 即=（1.42.0）×3200=44806400r/min =9549× 所以，=46545500r/min=5175r/min=5.06汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=16513N；=155N.m；传动系效率，=0.9；车轮半径，=0.288m；滚动阻力系数，良好的沥青或混凝土路面（0.0100.018）取=0.018；坡度，=16.7°。=2.058 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

6、路面可取0.50.6之间。已知：kg；取0.6，把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为2.3。最低稳定车速校核：=0.337km/h满足附着条件。一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为所以各挡传动比与挡传动比的关系为 ， ， ， （实际）初选中心距时，可根据下述经验公式 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：=8.993；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=2.3 ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=155N.m 。 则，=62.25465.052（mm）初选中心距=65mm。第

7、三部分 变速器各档齿轮的计算设计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，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00表2汽车变速器齿轮法向模数一系列1.001

8、.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50表3汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3，一二档齿轮的模数定为2.75mm，三四档及倒档的模数定为2.5mm,啮合套和同步器的模数定为2.25mm。2、压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角15。 国家

9、规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。3、螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应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。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时

10、，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。变速器螺旋角：23°4、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5，取7.0。各挡齿轮齿数的分配1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮 13-倒档齿轮 图3变速器传动示意图如图3所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可

11、能不是整数，以使齿面磨损均匀。变为系数图1、确定一挡齿轮的齿数 取模数=2.75mm 螺旋角=23° 齿宽系数=7z1=13 z2=30 对中心距进行修整：mm取整mm，为标准中心矩。对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =23.22°U=2.31变位系数之和 查表得=0.029 分度圆直径: =90.700mm齿顶高 =3.273mm =2.970mm齿根高 =2.888mm =3.190mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.161mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=49.849mm da2=d2+2ha2=96.64mm齿根圆直径 df1=d1-2h

12、f1=33.527mm df2=d2-2hf2=84.320mm2、确定二挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23° 齿宽系数=7z3=17 z4=26 mm对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =23.22°U=1.529变位系数之和 查表得=0.29 分度圆直径: 51.396mm =78.606mm齿顶高 =3.2175mm =3.025mm齿根高 =2.943mm =3.135mm 全齿高 h3=ha3+hf3=6.16mm齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=57.831mm da4=d4+2ha4=84.656mm齿根圆直径 df3=d3-2h

13、f3=45.511mm df4=d4-2hf4=72.336mm3、确定三挡齿轮的齿数取模数=2.5mm 螺旋角=23° 齿宽系数=7z5=24 z6=25 mm对三挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.707°U=1.04变位系数之和 查表得=-0.57 分度圆直径: 63.675mm =66.328mm齿顶高 =1.685mm =1.660mm齿根高 =3.825mm =3.850mm 全齿高 h5=ha5+hf5=5.510mm齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=67.045mm Da6=d6+2ha6=69.648 mm齿根圆直径 df5=d5-2

14、hf5=56.025mm Df6=d6-2hf6=58.628mm4、确定四挡齿轮的齿数取模数=2.5mm 螺旋角=23° 齿宽系数=7z7=29 z8=20 mm对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =17.82°U=0.7变位系数之和 查表得=-0.57 分度圆直径: =53.062mm齿顶高 =1.385mm =1.960mm齿根高 =4.125mm =3.550mm 全齿高 h7=ha7+hf7=5.510mm齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=79.710mm Da8=d8+2ha8=56.982 mm齿根圆直径 df7=d7-2hf7=68.690

15、mm Df8=d8-2hf8=45.962mm确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数为2.5，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选倒档轴上齿轮齿数为=22，输入轴齿轮齿数=20，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮10和齿轮99的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： 输入轴与倒档轴之间的距离：mm 输出轴与倒档轴之间的距离： mm分度圆直径：mmmmmm齿顶圆直径：mmmmmm齿根圆直径：mmmmmm第四部分：变速器轴的设计计算在已知两轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴=0.160.18：对输出轴0.180.21。输入轴花键部分直径（m

16、m）可按式下面公式初选 （5.1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输出轴最高档直径=21.4924.70mm，取24mm.输出轴：；输入轴：；初选输入、输出轴支承之间的长度=230mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径： 式中： d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（MPa）；P发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（3.22）式，得：mm所以，选择轴的最小直径为24mm。第五部分 变速器齿轮的的校核变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） 式中：圆周力（N），； 计算载荷（N·mm）；节圆直径（mm）， ，为法向模数

17、（mm）；斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）； 法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图3.2中查得； 重合度影响系数，=2.0。图3.2 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（3.15），整理得到 （1）一档齿轮校核主动齿轮：已知： N·mm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.135，把以上数据代入式中，得：MPa从动齿轮：已知：N·mm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.154，把以上数据代入式中，得：MPa（2）二档齿轮校核主动齿轮：已知： N·mm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.148，把以上数据代入式中，得：

18、MPa从动齿轮：已知：N·mm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.0.153，把以上数据代入式中，得：MPa（3）三档齿轮校核主动齿轮：已知：N·mm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.128，把以上数据代入式中，得：MPa从动齿轮：已知：N·mm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.127，把以上数据代入式中，得：MPa（4）四档齿轮的校核主动齿轮：已知：N·mm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.118，把以上数据代入式中，得：MPa从动齿轮：已知：N·mm；mm；，查齿形系数图3.2得：y=0.124，把以上数据代入式中，得

19、：MPa对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPa，以上各档均合适。轮齿接触应力校核 式中：轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度（mm）；，主从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮，斜齿轮，；、 主从动齿轮节圆半径（mm）。变速器齿轮许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700将作用在变速器第一轴上的载荷

20、作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表：1、一档齿轮接触应力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mmN由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入可得：MPa2、二档齿轮接触应力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入可得：MPa3、三档齿轮接触应力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一档，将以上数据代入可得：MPa4、四档齿轮接触应力校核已知：N·mm；MPa；mm；mmmm；N同一档，将以上数据代入可得：MPa以

21、上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力，所以各档均合格。倒档齿轮的校核1、齿面接触疲劳许用应力的计算19 式中：齿轮的接触疲劳极限应力（MPa）；寿命系数； 润滑油膜影响系数；工作硬化系数；尺寸系数；最小安全系数。查机械设计手册得到：=1500；=1；=1；=1；=1；=1将这些数据代入（3.18）式，得：MPa2、齿根弯曲疲劳许用应力计算 （3.19）式中：齿根弯曲疲劳极限应力；寿命系数；相对齿根圆角敏感系数；尺寸系数； 表面系数；最小安全系数。查机械设计手册得到：=920 MPa；=1；=1；=0.9；=1；=1.25将这些数据代入（3.19）式，得：MPa第六部分 变速器轴的

22、校核发动机最大扭矩为155N m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。输入轴 =155×98%×96%=145.8N.m1轴的工艺要求 倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，面光洁度不低于815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制

23、其不同心度16。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少17。 2计算齿轮的受力，选择一档受力分析，进行轴的刚度和强度校核。（1）一挡齿轮1， 2的圆周力、 mm，mm =135.91N.m, =327.88N.m 初选轴的直径（2）轴的刚度计算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下列式计算 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1×105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作

24、用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad18。（1）输入轴的刚度=2579.72N，轴颈=25mm，=17.75mm，=196mm， =2.1×105N N，N（3）轴的强度计算输入轴强度计算=38.35mm，=135.91N.m，=17.75mm，=25mm,=196mm=7087.87N.m，=2579.77N.m，=2797.7N.m17.75168.25水平17.75168.25竖直水平竖直34344.1719301.9690753.9686193.48135.91合成输入轴受力弯矩图1) 求H面内支反力、和弯矩 2)求V面内支反力、和弯矩 由以上两式可得N.mm第七部分 变速器轴承校核1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号30204，30205，30206，转速=5600r/min，查机械设计实践该轴承的=？N，=？N，=0.3