两轴变速器设计说明书

黑龙江工程学院目录第一部分：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 -5第三部分：变速器各档齿轮的设计计算-8第四部分：变速器轴的设计计算-22第五部分：变速器齿轮的校核-24第六部分：变速器轴的的校核 -29第七部分：滚动轴承的选择和计算-39第八部分；参考文献-42 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、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，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85kw 最高车速179km/h转矩145Nm总质量1730kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14S 最高车速，=179km/hr 车轮半径，r= 0.29 n功率转速 ，n=5000r/min 主减速器传动比 最高挡传动比 / =1.42.0 即=（1.42.0）3200=44806400r/min 取=5000r/min由经济性出发使最高档最高车速时功率略低于发动机最高功率，即略小于3.0 初取 =0.7 =4.4根据汽车行驶方程式 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，=16954N；=145N.m；传动系效率，=0.9；车轮半径，=0.29m；滚动阻力系数，=0.0176；坡度，=16.7。=2.54满足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6=3.59一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，=3.2 ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=167N.m 。 则，=71.24774.450（mm）初选中心距=74mm。第三部分 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1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列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3mm，三四五档及倒档的模数定为2.75mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm。2、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203、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，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：234、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=7圆整取49z1=11 z2=38 mm对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =18.45U=3.45变位系数之和 查表得=-0.16 分度圆直径: =113.587mm节圆直径 mm mm齿顶高 =2.42mm =1.045mm齿根高 =2.97mm =4.345mm 全齿高 h1=ha1+hf1=5.39mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=37.72mm da2=d2+2ha2=115.677mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=26.94mm df2=d2-2hf2=104.897mm当量齿数 =14.126mm =48.800mm分度圆直径 mm2、确定二挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z4=34 z3=15 mm对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =18.45U=2.214变位系数之和 查表得=-0.16 分度圆直径: 44.837mm =101.630mm节圆直径 齿顶高 =2.283mm =1.183mm齿根高 =3.018mm =4.208mm 全齿高 h3=ha3+hf3=5.391mm齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=49.403mm da4=d4+2ha4=103.996mm齿根圆直径 df3=d3-2hf3=38.621mm df4=d4-2hf4=93.214mm当量齿数 = =19.263mm = =43.663mm3、确定三挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z5=19 z6=30 对三挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =18.45U=1.544变位系数之和 查表得=-0.16 分度圆直径: =89.625mm节圆直径 齿顶高 =2.008mm =1.458mm齿根高 =3.383mm =3.933mm 全齿高 h5=ha5+hf5=5.391mm齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=60.809mm Da6=d6+2ha6=92.59mm齿根圆直径 df5=d5-2hf5=50.027mm Df6=d6-2hf6=81.808mm当量齿数 = =24.400mm = =38.526mm 4、确定四挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z7=24 z8=25 mm对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =18.45U=1.083变位系数之和 查表得=-0.16 分度圆直径: =节圆直径 齿顶高 =1.815mm =1.65mm齿根高 =3.575mm =3.74mm 全齿高 h7=ha7+hf7=5.39mm齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=75.369mm Da8=d8+2ha8=78.028mm齿根圆直径 df7=d7-2hf7=64.589mm Df8=d8-2hf8=67.248mm当量齿数 = =30.821mm = =32.105mm5、确定五挡齿轮齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z9=29 z10=20 mm对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =18.45U=0.69变位系数之和 查表得=-0.16 分度圆直径: =节圆直径 齿顶高 =1.898mm齿根高 =3.823mm =3.493mm 全齿高 h9=ha9+hf9=5.391mm齿顶圆直径 da=d9+2ha9=89.704 mm Da10=d10+2ha10=63.579mm齿根圆直径 df9=d9-2hf9=79.039mm Df10=d10-2hf10=52.797mm当量齿数 = = =确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选=23为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙 第四部分：变速器轴的设计计算在已知中间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（mm）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）。输出轴最高档花键部分直径=2124.15mm取22mm；按扭转强度条件确定轴的最小直径： （3.22）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25mm。发动机最大扭矩为145N 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 =145N.m输出轴 =14599%96%=137.808N.m输出轴一档 =137.8083.45=475.438N.m输出轴二档 =137.8081.58=217.737N.m输出轴三档 =137.8081.58=217.737N.m输出轴四档 =137.8081.04=143.320N.m输出轴五档 =137.8080.69=95.088N.m输出轴倒=145.099*0.96*3.8=523.67N.m第五部分 变速器齿轮的的校核斜齿轮弯曲应力 式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。 式中，为弯曲应力；为圆周力，；为计算载荷；d为节圆直径；为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽；t为端面齿距，m为模数；y为齿形系数，如图5-1所示： 齿形系数图=209.476MPa180350MPa=197.974 MPa180350MPa （1） 一档齿轮校核 （2） 二档齿轮校核 （3）三档齿轮校核 （4）四档齿轮的校核 （5）五档齿轮的校核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。轮齿接触应力计算 式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），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)； MPa MPa 1、一档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；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（3.17）可得：MPa 2、 二档齿轮接触应力校核已知：Nmm；MPa；mm； mm； 3、 三档齿轮接触应力校核 已知：Nmm；MPamm； mm； 4、 四档齿轮接触应力校核 已知：Nmm；MPamm； mm； 5、 五档齿轮接触应力校核 已知：Nmm；MPamm； 以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 第六部分 变速器轴的校核1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）轴的刚度计算（1）输入轴的刚度对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。图3.5 变速器轴的挠度和转角轴的挠度和转角如图3.5所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： （3.23） （3.24） （3.25）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），=2.1105 MPa； 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0.002rad。一档工作时：NNN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=24mm；b=256mm；L=280mm；d=26mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad输出轴的挠度和转角的计算：输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。已知：a=24mm；b=256mm；L=280mm；d=45mm，把有关数据代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad3.4.2 轴的强度计算变速器在一档工作时：对输入轴校核：计算输入轴的支反力：NNN已知：a=24mm；b=256mm；L=280mm；d=30mm1、垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： 将有关数据代入上式，解得：=3136.29N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： 将相应数据代入两式，得到：3、计算垂直面内的弯矩B点的最大弯矩为：NmmNmmNmmB点的最小弯矩为：Nmm4、计算水平面内的弯矩Nmm5、计算合成弯矩NmN轴上各点弯矩如图3.6所示：作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 式中：（N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（3.29）式，得：MPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。图3.6 输入轴的弯矩图对输出轴校核：计算输出轴的支反力：齿轮受力如下：NNN已知：a=24mm；b=256mm；L=280mm；d=45mm，c=50mm主动锥齿轮的受力分析： 式中： 发动机输出的最大转矩； 锥齿轮齿宽中点处的直径； 一档传动比。NNN1、垂直面内支反力对A点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即： 将有关数据代入式，解得：=1063.09N同理，对C点取矩，由力矩平衡公式：，可解得：N2、水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： 将相应数据代入两式，得到：N，N3、计算垂直面内的弯矩A点的弯矩为：NmmB点的弯矩为：NmmNmmNmmD点弯矩为：Nmm4、计算水平面内弯矩：A点的弯矩为：NmmB点的弯矩为：NmmNmm5、计算合成弯矩 Nmm Nmm 轴上各点弯矩如图3.7所示：图3.7 输出轴弯矩图把以上数据代入得：MPaMPaMPa在低档工作时，400MPa，符合要求。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30305，30210，转速=5600r/min，查机械设计实践该轴承的=4