(整理)二轴五档变速器设计说明书.

1、精品文档 经济型轿车机械式手动变速箱 设计计算说明书 精品文档 目录 1. 设计任务书2 2. 总体方案论证2 3. 变速器主要参数及齿轮参数的选择 5 4. 变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析15 4.1 变速器齿轮15 4.2 变速器的轴19 4.3 变速器轴承24 5. 驱动桥（主减速器齿轮）部分参数的设计与校核31 6. 普通锥齿轮差速器的设计37 7. 设计参数汇总（优化后） 45 *参考文献48 1设计任务书 根据给定汽车车型的性能参数， 进行汽车变速箱总体传动方案设计， 选择并匹配各总成 部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数； 详细计算指定总成的设计参数， 绘出指

2、 定总成的装配图和部分零件图。 表1-1轿车传动系统的主要参数 组别 发动机 主要参数 1 1.6L横置 前驱 FF, MT 5 挡， 2总体方案论证 变速器的基本功用是在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车 得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。此外，应保证汽车能倒退 行驶和在滑行时或停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。 变速器设计应当满足如下基本要求： 具有正确的档数和传动比，保证汽车有需要的动力性和经济性指标； 有空档和倒档，使发动机可以与驱动轮长期分离，使汽车能倒车； 换档迅速、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力

3、性（自动、半自动和电子操纵机构）； 工作可靠。汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生； 应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出； 效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、成本低。 变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，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。 在已经给出的设计条件中，具体的参数说明如下： 表2-1汽车传动系统主要参数 发动机 1.6L横置 变速器 MT 5挡 发动机最大扭矩 155/3800 发动机最大功率 77/5000 驱动形式 FF 汽车装备质

4、量（kg） 1285 2.1传动机构布置方案分析 （1）传动万案的选取 根据提供的参数及设计需求，变速器传动方案的选择如下 1110987654 21 1 输入轴 2 输入轴一档齿轮3 输入轴倒档齿轮4 倒档轴 5 倒档轴倒档齿轮 6输入轴二档齿轮7 输入轴三档齿轮8三、四档同步器9 输入轴四档齿轮 10支撑11 输入轴五档齿轮12 五档同步器 13 输出轴14 输出轴五档齿轮 15 输出轴四档齿轮 16输出轴三档齿轮17 输出轴二档齿轮18一、二档同步器 19输出轴倒档齿轮20 差速器半轴齿轮21 差速器星行星齿轮 图2-1变速器传动方案 该方案的的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成

5、一体，由于发动机横置，故主减 速器不需要有改变转矩方向的作用，主减速器齿轮选用斜齿圆柱齿轮。因考虑到滑动齿套换挡对 齿轮齿端不利，故使倒档齿轮与其它传动齿轮一样为 常啮合直齿轮，并用同步器换挡，同步器与 倒档的布置如图所示。 （2）倒挡布置方案 根据选取的传动方案，倒挡的布置形式如下所示: 图2-2倒挡方案 由上图可知，该方案能使换挡更加轻便。 （3）变速器结构图 图2-3五挡变速器结构图（该图主减速器为锥齿轮） 如上图所示，为了提高轴的刚度，变速器轴增加了中间支承。 2.2零部件结构方案分析 （1 ）齿轮形式 变速器两轴传动齿轮采用 斜齿常啮合齿轮，优点是使用寿命长、运转平稳、工作噪声低。D

6、 倒档齿轮采用直齿常啮合圆柱齿轮，主减速器采用斜齿圆柱齿轮。 （2）换挡机构形式 变速器采用 同步器换挡，其优点是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车的加速性、 燃油经济性和行驶安全性。 （3）变速器轴承 初选输出端为短圆柱滚子轴承，其余为向心球轴承具体选型与计算在轴承的寿命计算中详细 分析。 3变速器主要参数及齿轮参数的选择 3.1挡数 按设计要求，变速器档位数为5挡，其中最高档位超速挡。 3.2传动比范围的选择 变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常为直接挡, 而本次设计为了提高汽车的燃油经济性，将最高挡设为超速挡，档位数为五挡。 超速档的传动比一般为

7、0.70.8。最低挡的传动比则要求考虑发动机的最大转矩和最低稳定 转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动桥与地面的附着率、主减速器比和驱动轮的滚动半径以及 所要求达到的最低行驶车速等而对于乘用车，其范围一般在3.04.5之间。 表1是国内外一些变速器的速比设置，可以发现，多数变速器的各档速比值符合偏置等比级 数。 表1国肉外一華蛮速耀的速比 蜜違聘 3S 号 各档坯岀 一梢 二档 叫档1 五椚 Kkf】3O(三閹 1985 4.J3 136 w 1.0 KM13K刚 402 150 L641 1.0 5UWUX日严网 146 13* I.M txi jR4W71B( H 产 1900) 22 1.

8、6 MeKTdQ BH17市内K客车用 4 24 i.fa 1. 1.0 K.MP5. KW3兀二菱 1勉) 3.74 114 L% 1J0 0 xH56 1打丰用 X66 L 2,恥 LC (K835 首先在满足要求的情况下令最小传动比 3.2.1 主减速器传动比的初选 主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的 动力性和燃料经济性都有直接影响，可通过燃油经济性一加速时间曲线来确定。 而在设计计算中，的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来 确定。可利用在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机 与传动系参

9、数作最佳匹配的方法来选择值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。 对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是赛车来说，在给定发动机最大功率 及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速，这时值应 按下式来确定： (3-1) 式中：一车轮的滚动半径，对于1.6排量的汽车，考虑到汽车的经济性，一般轮胎不宜过宽，以 195/65 R15轮胎为例，即其车轮滚动半径为 变速器量高档传动比，即。 般选择比上式求 对于其它汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降, 得的大10%25%，即按下式选择： （3-2） 根据所选定的主减速比值，就可基本上确定主减速器的减速型式（

10、单级、双级等以及是否 需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。 令，把，代入式（3-2 ）中 最后取主减速器传动比。 3.2.2最小传动比的选择 整车传动系的最小传动比可根据最高车速及其功率平衡图来确定，且在选择时要注意有利于 汽车的燃油经济性。 选择的结果为。 3.2.3最大传动比的选择 汽车变速器最大传动比的选择需要考虑三方面的因素：最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳 定车速。得： (3-3) 式中为汽车的最大爬坡度，取。 为滚动阻力系数，取。 ,主减速器传动效率 为整车的机械传动效率，取变速器传动效率 则有 （其它参数与最小传动比选择时相同。） （3-4） 式中 为地面

11、提供给驱动轮的法向作用力（取平均前轴负荷61.5%） ：为地面附着系数，对与路况良好的混凝土或沥青路面，;：取0.85。 (3-5) 式中为发动机最低稳定转速，取 为汽车最低稳定车速。 已知， ，根据设计要求，取 的情况下，可知，若传动比分配为等比级数（现实中 。 综合上述要求，可得 3.2.4各挡传动比的初选 在已知挡位数为5与、 高挡传动比间隔可以比低挡稍小），则 各挡传动比的初选结果如下表所示: 表3-1汽车变速器传动比（初选） 挡数 1 2 3 4 5 R 传动比i 3.2 2.0 1.4 1.0 0.8 3.500 3.3中心距A 变速器的中心距 A系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的

12、距离。其主要由传递的扭矩、结 构和工艺情况决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，还关系到齿轮 的接触强度：中心距过大将使变速器的质量增加较多；中心距过小则会使齿轮的接触强度变大， 寿命变短，且影响变速器壳体的性能。 因此最小允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定，而且最小中心距要同时满 足最低挡的传动比要求。 而对于发动机前置前轮驱动 （FF）的乘用车，其中心距A也可以根据发动机排量与中心距的统 计数据初选。统计数据表明，乘用车变速器的中心距一般在6080mm范围内变化。原则上来说， 车越轻，中心距也越小。 设计中用下述经验公式初选中心距A （3-6） 式中A为

13、变速器中心距（mm） 为中心距系数，对于轿车，取 变速器传动效率，取 已知，最后取。 3.4外形尺寸 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挡机构的布置来初步确定。对 于四挡的乘用车，其变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。 对于设计要求的五挡变速器，初步估计其壳体横向尺寸为250mm。 3.5齿轮参数（斜齿轮齿形参数） 3.5.1模数 齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等因素有关，而在设计中主要考虑对齿轮强 度的影响。齿轮模数大则其弯曲应力小，但齿轮齿数会随之减少，并减小齿轮啮合的重合度，增 加啮合噪声。因此，在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽量小。 设计中已确

14、定变速器（不包括主减速器）齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应满足以下的强度 要求： 在选择模数时，若从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选择同一种模数，而从强度方面考虑，各 挡齿轮应选用不同的模数。一般来说，变速器低挡齿轮应选用较大的模数，其它挡位选用另一种 模数。 变速器用齿轮模数范围见表 3-2 。 表3-2汽车变速器齿轮的法向模数 车型 发动机排量V/L 1.0V 1.6 1.6V 兰 2.5 模数 2.252.75mm 2.503.00mm 另外，变速器齿轮所选的模数应符合国家标准，见表3-3。 表3-3汽车变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T1357 1987）（ mm） -一- 1.00 1.2

15、5 1.5 一 2.00 一 2.50 一 3.00 一 一 一 4.00 一 5.00 一 6.00 -二二 一 一 一 1.75 一 2.25 一 2.75 一 (3.25) 3.50 (3.75) 一 4.5 一 5.50 一 根据以上要求，初选 1、 3、5挡齿轮法向模数， 2、4挡齿轮法向模数 倒挡齿轮模数 3.5.2 压力角a 齿轮压力角有，等多种。压力角较小时，重合度较大并降低了 齿轮刚度，有利于降低齿轮传动的噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。 对于斜齿轮，压力角为时强度最高，而对于乘用车，为加大重合度以降低噪声，理论上 应取较小的压力角。 本次设计各挡齿轮

16、压力角均选为。 3.5.3 齿宽b 在变速器齿轮的设计中，齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平 稳的要求。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿：，其中取齿宽系数； 斜齿：，其中取齿宽系数； 啮合套或同步器，。 对于啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大，一般为510mm ;对于采用同一模 数的各挡齿轮，低挡齿轮的齿宽也应当比高挡齿轮稍大一些。 齿宽的选取结果见表 3-4。 表3-4汽车变速器齿轮的模数选择结果 挡位 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 倒挡 法向模数(mm) 2.25 2.50 2.25 2.50 2.25 2.25 齿宽 (mr) 输入轴 齿轮 2

17、0 20 18 15 14 18 输出轴 齿轮 18 18 16 17 16 16 3.5.4 螺旋角3 由于变速器的设计中(不包括主减速器)的齿轮均采用了斜齿轮，故存在螺旋角3。采用具 有螺旋角的斜齿轮可以加大重合度，提高强度，降低噪声，但有轴向力作用在轴承上，需要计算 确认。 螺旋角3确定根据以下原则： (1) 使齿轮的纵向重合度，这样在运转的过程中，齿面螺旋线上始终有齿接触， 可以保证运转平稳。具体设计时，螺旋角3可按(3-7)式确定： ()(3-7) (2) 由于斜齿轮工作时会产生轴向力，为此在设计时应自在理论上使螺旋角3的选择 正好能使一根轴上的齿轮产生的轴向力相互抵消，如图3-1所

18、示。 图3-1中间轴轴向力的平衡 即满足下式： -(3-8) 对于两轴式变速器，由于轴向力较难抵消，也可参考同种车型的数据。 (3) 斜齿轮的轮齿强度会随着螺旋角B的增大而提高，且螺旋角B的增大会使齿轮的 接触强度与重合度增大，但当螺旋角3大于30时其弯曲强度将明显的下降。因 此，对于轿车来说，为求传动平稳，往往将螺旋角3取的稍大。 螺旋角3的初选结果见表3-5 。 表3-5汽车变速器齿轮螺旋角3的初选结果 挡位 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 倒挡 3 20 20 25 25 25 0 3.5.5齿顶高系数与顶隙系数 本次设计取斜齿轮的法向齿顶高系数，法向顶隙系数 3.6变速器传动齿轮齿数分配

19、和实际传动比的校正 在以上参数确定后即可确定传动齿轮的具体分配齿数。在确定齿数时，为了使齿轮齿面磨损 均匀，各挡齿轮的齿数比一般不取整数。 如图3-2所示，五挡变速器外加倒挡，共13个齿轮，齿数分别记为。 图3-2变速器齿轮齿数的分配 361确定一挡齿轮的齿数(对于乘用车，一挡小齿轮齿数可在1217之间选取) 一挡传动比为 (3-9) 且有 已知， ，将数据带入上式，得 ，取 ，取 。 则有修正后的 ，满足要求。 (3-10) 362对中心距A及一挡齿轮螺旋角进行修正 1） 根据一挡齿轮齿数的分配，修正后有 ，取整为 修正后的A可作为各挡齿轮的分配依据。 2） 已知 ，由已知条件取修正后的一挡

20、齿轮螺旋角。 3.6.3确定二挡齿轮的齿数 同理于一挡，已知， 则有一，满足要求。 修正后取二挡齿轮螺旋角 364确定三挡齿轮的齿数 已知， 则有-，满足要求。 修正后取三挡齿轮螺旋角 365确定四挡齿轮的齿数 已知， 则有一，满足要求。 修正后取四挡齿轮螺旋角 366确定五挡齿轮的齿数 已知， ，取 ，取 ； 。 ，得 ，取 ，得： ； ，取 。 ，取 ，得： ，得: ，取 ，取 则有一，满足要求。 修正后取五挡齿轮螺旋角。 367确定倒挡齿轮的齿数 ，修正后取倒挡齿轮螺旋角 同理与以上分析，最后取14， 368变位系数 为了避免齿轮产生跟切、 更好的与中心距匹配，以及调整齿轮的各种属性，

21、需要使齿轮变位。 变位齿轮有两种：高（度）变位和角（度）变位。其中高变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位 系数和为零，角变位则不为零。设计时选取角度变位。 变位系数的选择一般考虑一下几点： 1 ）避免根切避免根切的最小变位系数可由（3-11）式确定 （3-11） 式中为齿顶高系数，已知； Zmin为未变位又不发生根切的最小齿数，可取。 由此可得： 对一挡齿轮有- 对二挡齿轮有 对三挡齿轮有 对四挡齿轮有 对五挡齿轮有 对倒挡齿轮有 2）防止齿顶变尖齿顶法面弦齿厚大于等于 可由（3-12）式确定： （3-12） 式中为齿顶螺旋角, 为齿顶端面弦齿厚, 上述公式中，为齿顶圆直径， 3）齿根壁厚不要小于

22、1.2倍齿全高。 4 ）主、从动齿的弯曲应力应当平衡，以保证二者的弯曲疲劳寿命相等。 变位系数的选择主要由以上几点考虑， 而为了降低噪声，一对啮合齿轮的变位系数之和可适 度取小。精确的计算，可由计算机编程来完成。一挡齿轮的程序计算截图如图3-3所示。 初始童数 Mn Alpha Z1 Z2 怙胪 Cn AO |225 lio- 图3-3齿轮的程序计算截图 齿轮角（度）变位系数结果如下表所示。 表3-6齿轮变位系数选择结果 、挡 变位X位 数 X 挡 挡 挡 四 挡 五 挡 倒 挡 输入轴齿轮 0.200 0.000 0.000 0.000 0.000 0.300 输出轴齿轮 -0.067 0.

23、004 0.000 0.001 0.000 -0.300 3610齿轮精度的选择 各类机器所用齿轮传动的精度等级范围列于表3-7中，按载荷及速度推荐的齿轮传动精度 等级如图3-4所示。具体的精度选择结果见设计参数表。 表3-7各类机器所用齿轮传动的精度等级范围 机器名称 精度等级 机器名称 精度等级 汽轮机 36 拖拉机 68 金属切削机床 38 通用减速器 68 航空发动机 48 锻压机床 69 轻型汽车 58 起重机 710 载重汽车 79 农业机器 811 （注：主传动齿轮或重要的齿轮传动，偏上限选择；辅助传动齿轮或一般齿轮传动，居中或偏下限选 择。） 6-5-5-X X - fl X

24、X r 1 I 1 1 1 1 =00- X X 8-7-7-X X 0 1 1 1 r i i i i 2040 Hl S0 岡性齿轮传动 2040 M 紳 100 l1 TtTS) 图3-4齿轮传动精度等级 3.6.10齿轮的后处理 齿轮在设计与制造中还需进行齿形的修正，材料的选择，热处理以及强化等步骤，在此不详 细论述。 3611补充说明 以上得到的设计数据并没有达到最优设计结果，以齿轮的变位系数为例， 若为理想情况，对 于变速器中较低挡位与倒挡，为了获得高强度的齿轮副，变位系数之和应该取得较大，而为了获 得低噪声传动，高挡齿轮副的变位系数之和应该取得较小。由368中得出的结果可知，倒挡

25、齿 轮的变位系数并没有很好的满足设计的理想要求。在这种条件下可以通过对要求的目标函数的确 定，并选择约束条件，并通过数学工具（如MATLAB的优化工具箱 FMINCON函数）来进行最优 化设计。具体的设计过程不在此详述。 4变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析 4.1变速器齿轮 4.1.1齿轮的损坏形式 、移动换挡齿轮端部破坏 变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀） （本次设计时无需考虑）以及齿面胶合。 4.1.2齿轮的强度计算 与其它机械行业比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器 齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基

26、本一致。因此，用于计算通用 齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。 1）轮齿弯曲强度计算（斜齿轮） 假定载荷作用在齿顶，齿形系数的选择如图 4-1所示。 图4-1齿形系数图 已知斜齿轮弯曲应力为 (4-1) 式中Fi为圆周力， 为计算载荷，为节圆直径， , 为应力集中系数， 为法向齿距， 为齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图4-1中查得, 为重合度影响系数, （其它未说明参数同上） 将上述有关参数整理后可得式（4-2） （其中齿宽系数 ）（4-2） 在已知发动机输出最大转矩 可得： 对一挡小齿轮，根据 对一挡大齿轮，根据 对二挡小齿轮，根据 对二挡大齿轮

27、，有根据 和其它相关参数的情况下，由许用应力 查图4-1得，则有 ，满足强度要求。 查图4-1得，则有 查图4-1得，则有 ,满足强度要求。 查图4-1得，则有 ，满足强度要求。 对于各挡齿轮的强度计算，由斜齿轮弯曲应力的公式与齿轮参数易知，在同等条件下，一挡 小齿轮所受的弯曲应力比其它挡位（不包括倒挡）均要大，即在一挡小齿轮满足轮齿弯曲应力要 求的情况下，其它各挡齿轮也能满足要求。 同理对于倒挡小齿轮，有 ，满足强度要求。 综上所述，变速器传动齿轮满足弯曲强度要求 2）轮齿接触强度计算（斜齿轮） 已知斜齿轮接触应力为二j (4-3) 式中为齿面上的法向力，, 为圆周力，为节圆直径， 为齿轮材

28、料的弹性模量，对于渗碳钢，可取 为齿轮接触的实际宽度， 和 为主、从动齿轮节点处的曲率半径，对斜齿轮 与 为主、从动齿轮节圆半径。 将作用在输入轴的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表。 表4-1变速器齿轮许用接触应力 变速器齿轮许用接触应力q 齿轮 一档和倒档 Oj (N.1 mm2) 潘碳齿轮 1 900 -2 000 録化齿轮 5 0 -1 00 0 常啮合和高档 1 300 100 650 -700 根据上述分析可知，对变速器一挡齿轮，有 对于一挡小齿轮（输入轴），有圆周力 - 法向力 齿宽， 对于一挡大齿轮（输出轴），有 法向力 齿宽， 由以上数据可得，对于一挡小齿轮，

29、有： 对于一挡大齿轮，有： 故一挡齿轮接触强度满足要求。 同理于一挡，可知对变速器二挡齿轮，有 对于一挡小齿轮（输入轴），有圆周力 法向力 齿宽， 对于一挡大齿轮（输出轴），有 法向力 齿宽， 由以上数据可得，对于一挡小齿轮，有： 对于一挡大齿轮，有： 故二挡齿轮接触强度满足要求。 同理于弯曲强度的分析，易知变速器其它挡位齿轮 （不包括倒挡）也能符合接触强度的要求。 综上所述，变速器齿轮满足接触强度要求 4.1.3齿轮材料的选择 等常用材料均可。选择 变速器齿轮选用渗碳合金钢, 4.2变速器轴 变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速 器的轴应有足够的刚

30、度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对 齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿 轮能实现正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后再进行 可靠性分析。 4.2.1初选轴的直径 在已知变速器中心距 A=76mm时可根据经验公式取变速器两轴中部直径d 34mm,取 = 0.16L 0.18。 pl 支承间距离L=200mm，轴的最大直径d和支承间距离L的比值- L 4.2.2轴的可靠性分析 1）轴的刚度计算 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

31、化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，如图4-2所示，致使沿齿长方向的 压力分布不均匀。 轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和 转角。 变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示时，若轴在垂直面内的挠度为，在水平面内的挠度为 和转角为，可分别用下式计算： fc F2b 3EIL F2a2b 3EIL a ) o = 3EIL 式中F为齿轮齿宽中间平面上的径向力, F2为齿轮齿宽之间平面上的圆周力， E为弹性模量，对于渗碳钢，取 E=210GPa， I为惯性矩，对于实心轴， I=二d4， 64 d为轴的直径，花键初按平均直径计算， a、b为齿轮上的作用力

32、距支座 A、B的距离, L为支座距离。 轴的全挠度为f f：+f；乞0.2mm。 轴在垂直面和水平面内的挠度允许值为fc=0.050.10mm , fs=0.100.15mm。齿 轮所在平面的转角不应超过 0.002rad 。 已知E=210GPa，计算时令两轴d=dmin = 34mm，两支承A、B之间的距离L=200mm， I= 9 3 Q : 22rrm 22nm 32mm 42inn 6Cmm 图4-4齿轮在轴上的分布 T 4 6厂65563.99斌，为方便计算，齿轮的分布初选如图4-4所示。 根据以上参数, 具体刚度校核过程如下: 对一挡齿轮处， 有爲-FT _ Te maxr _

33、Temax , 2cosP mnZ =1552.25 15 2 cos 20 二 2783.45N , 2. 2 Ra b 3EIL 2. 2 F2a b 3EIL tan : F = Fr = Ft= 2783.45汇怕门电=1077.94N , cosPcos20 取a=22mm， b=178mm，得: 1077.94222 1782 3 21000065563.99200 - 3.262 mm fc 2783.45222 1782 3 21000065563.99200 _ 8.42310 mm fs， 二fc2 fs2 = 9.033 10mm ： f 二 0.2mm， Fjab(b

34、- a) 3EIL 177.94 22 178 156 八诫 3 210000 65563.99 200 :0.002rad =1.131。 同理，对于二挡齿轮处，有 讥max mnZ 2cos !：:;- = 155 2.5 19 2 cos20.90 -3940.52N , _ Ra2b2 c _ 3EIL F2a2b2 3EIL ff； fs2 _ Rab(b-a) 一 3EIL 对于三挡齿轮处, F1a b 3EIL 2. 2 F?a b 3EIL f2 s tanot F1干云 取 a=64mm , 1535.24642 fl tan 20 = 3940.521535.24N , c

35、os20.90 b=136mm，得: 1362 3 21000065563.99200 =2.188 10, mm : fc, 3940.526421362 3 21000065563.99200 -0.0603 mm ： f = 0.2 mm 二 0.0562 mm : fs, 黑蠶爲器）巾4 10”1。 mnZ 2cos : FTcosE 2.25 26 =155 T2=4861.53N, tan - =4861.53tan2 取 a=86mm , b=114mm 1897.38 862 1142 1897.38 N , cos21.16 ，得: 3 210000 65563.99 200

36、 2 2 4861.5386114 Rab(b - a) 3EIL =0.0350 mm ： fc, 3 21000065563.99200 =0.0898 mm : fs, =0.0964 mm : f = 0.2mm , 1897.38 86 114 (114-86) 3 210000 65563.99 200 一9.928 101.131 对于四挡齿轮处，有 emax mnZ 2cos : = 155 2.50 29 2 cos 20.36 = 5993.17 N , 精品文档 F1 tan : cos : = 5993.17tan02326.70N, COS20.36， 取 a=118

37、mm , b=82mm，得: 3EIL 2326.701182 822 3 210000_65563.99_200 二 0.0496 mm ： fc, F2a2b 3EIL 5993.171182 822 3 21000065563.99200 =0.1107 mm ： fs, f , fc2fs20.1213 mm : f = 0.2mm , ,Rab(a -b) o = 3EIL 2326.70 118 82 (118-82) 3 210000 65563.99 200 -1.21710* : 1.131 。 对于五挡齿轮处，有 F2二Temax1555 356650.06N , 2cos

38、 P2 汇 cos 23.40 F tan : cos : +a n OCv 二665。06 cos=2637.33N, 取 a=140mm , b=60mm，得: fc Ra2b2 3EIL 2637.33 1402 602 3 210000 65563.99 200 二 0.0376 mm ： fc, F2a2b 3EIL 2 2 6650.0614060 3 21000065563.99200 =0.0948 mm : fs, ffc2fs20.102 mm ： f 二 0.2mm , 社 F,ab(a -b) -3EIL =2.944 10： 1.131。 2637.33 140 60

39、 (140-60) 3 210000 65563.99 200 由以上分析可知， 轴在五挡齿轮处均能满足刚度要求。 而由一挡齿轮的刚度分析易知，由于离支承点的距离近，故实际上在已知高挡齿轮的刚度时 可以不用校核，同理可确定，倒挡齿轮能满足齿轮的刚度要求。 在实际的二轴式变速器中， 与输入轴常啮合的输出轴上的齿轮常通过青铜衬套或滚针轴承装 在轴上，这样也能增加轴的刚度。 2）轴的强度计算 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Fc和Fs之后，计算相应的弯矩 Mc、Ms。轴在 转矩Tn和弯矩同时作用下，其应力为

40、(4-4) M 32M 式中，M= . Mc+Ms+Tn （ N mm）, W为抗弯截面系数， w= 卫，取d=dmin =34mm， 32 在低挡工作时，取二=400MPa 。 由轴的刚度校核中已知，对一挡齿轮处，有 Ft =Temax2co = 2783.45N, tana Fr 二 Ft1077.94N, cosr Fa = Ft tan ： =1013.09N， a=25mm，b=200mm Mc a(FRr Fab) L = 20267.35N mm， Ms=61854N mm， L Tn = 155000N mm 2 2 2 M二 jMc+Ms+Tn =168112.11N mm，

41、 由以上数据可知在一挡齿轮处有q = 32鸟=43.59MPa :二=400MPa W nd 说明轴在一挡齿轮处满足强度要求，同理与刚度分析，易知轴在其它齿轮处亦能满足强度要 求。 而在实际制造时，由于输出轴上的齿轮通过青铜衬套装在轴上，所以轴径要比上述设计的小, 具体尺寸见主减速器主动锥齿轮（轴）图 。 4.3变速器轴承 4.3.1轴承形式的选择 变速器轴承多采用向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针 轴承。左图为单列的深沟球轴承的示意图。 对于本次设计的两轴变速器，输入轴前轴承可采用向心球轴承 （1），对于一般汽车，此轴承都安置在发动机飞轮内腔中。输入轴 后端轴承选用外座圈上有止动槽的向心球

42、轴承（2），用来承受径向 负荷以及输入轴上的轴向负荷，为方便输入轴的拆装，后端轴承的 外圈直径应比输入轴齿轮的齿顶圆直径大。 输出轴前段可采用短圆柱滚子轴承（3）,后端采用带止动槽的单列向心球轴承（4）。轴上的 轴向力由后端轴承承受。 向心球轴承除了径向载荷，也能承受双向的轴向载荷，而且由于摩擦力矩较低， 能适用于高 速旋转场合以及低噪音，低振动的场合。并能满足高精度的应用要求。 4.3.3轴承尺寸的选择 1）输入轴前端的向心球轴承 图4-5向心球轴承尺寸示意图 ，外径 根据变速器轴的直径与中心距要求，根据轴承手册，如图，初选内径 ，宽的轴承，轴承代号为 63/22NR。 2 ）输入轴后端外座

43、圈上有止动槽的向心球轴承 图4-6外座圈上有止动槽的向心球轴承尺寸示意图 初选内径，外径，宽的轴承，轴承代号为6305-N。 3）输出轴前端的圆柱滚子轴承 精品文档 精品文档 NJ型 图4-7圆柱滚子轴承尺寸示意图 ，宽的轴承，轴承代号 ，外径，宽 按轴承标准选用。最后进行轴承寿 同理于输入轴轴承，初选内径，外径 为 NU 1006。 4 ）输出轴后端外座圈上有止动槽的向心球轴承 输出轴后端外座圈上有止动槽的向心球轴承，初选内径 的轴承，代号为 60/28-N。 4.3.4轴承寿命的计算 变速器轴承一般是根据结构布置并与同类型汽车对比后, 命的验算。 对于使用五挡变速器的轿车，相对于四挡轿车，

44、由于没有了直接挡而多了超速挡，轴承受 载的时间明显增加，具体比较如表 4-2所示。 表4-2轴承受载时间的比较 档ft 四档变速得 五裆变腿第 1 1% 1 2 4%： 4% 3 sox 创 !75% 40 5 由于轴承的实际使用寿命受到许多条件的影响，例如制造精度、钢材质量、润滑条件工作情 况等，都极大地影响轴承的使用寿命。即使同一批生产的轴承，其使用寿命往往相差几倍，甚至 几十倍，上百倍。而计算却是以10%损坏率为基础的，所以计算结果与实际情况相差很大。在 计算轴承寿命时，必须结合实际使用经验参考目前同类产品中同部位的轴承使用寿命加以调整。 轴承的寿命公式为: (-)(4-5) 式中 轴承

45、基本额定动载荷，为轴承当量动载荷， 为指数，对于球轴承，；对于滚子轴承，一。 汽车行驶里程数公式为： (4-6) 式中 为轮胎滚动半径，已知， 为汽车传动比，。 对于实际工况，轴承能够保证的总行驶里程公式为： (4-7) 式中 为汽车各挡行驶里程百分数， 为汽车各挡的行驶里程数。 对于滚动轴承的寿命计算参数如表4-3所示。 表4-3动载荷系数表 决柯动翼荷康和箔向动載荷弟Y * * V 相时轴宙栽荷 f,/Ft 99 ft w n号 y 1Y 1OXK i 0一 65 g 离心预于軸承 iOOGO i g 0, 6T W 30000 I 0 0.40 (O 6X)D Q. 040 a o?q

46、0 130 0. 230 0彻 J 0 a 56 1.4 I 1. A 1.4 1.3 IO 6.21 0 24 Q 27 0. 3 0.37 6 44 70000C a i5v 0 015 Q.O29 0 05S 0 087 0. IJV 0. 170 0. 2901 0i440 I 0 0. 44 1. V 1.40 L3Q L23 L田 1. a L02 LOO i.00 0葛 0.40 0. 43 0. 0 47 0. W C. S3 0. M Q M 7DODOAC 一 I 0 (Ml 0. tn 0, 6b 700WR D =40 0 ft. 35 0.57 L 14 以下的计算暂

47、不考虑轴承的温度系数与载荷系数，但由结果可知不影响校核。 比较变速器中已选择的轴承，寿命校核时可选额定载荷最小的轴承，即输出轴后端轴承校核, 即单列的向心球轴承，轴承代号为60/28 NR由轴承手册可知，对其有基本额定静载荷 基本额定动载荷。 1）由轴的强度分析已知，变速器处于一挡时有 ，得: 易知 ，轴向 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数 动载荷系数 其当量动载荷为 轴承寿命 汽车行驶里程数- 2）变速器处于二挡时有 ，得: ，轴向 ，得: 易知 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数 动载荷系数， 其当量动载荷为 轴承寿命（-）

48、 ， 汽车行驶里程数 。 3）变速器处于三挡时有 ，轴向 ，得: 易知 ， 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数 动载荷系数， 其当量动载荷为 轴承寿命（-） ， 汽车行驶里程数 。 4）变速器处于四挡时有 易知一 ， ，轴向 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数 动载荷系数， 其当量动载荷为 轴承寿命（一） 汽车行驶里程数 5）变速器处于五挡时有 ，得: 易知一， ，轴向 由轴承的径向动载荷系数与轴向动载荷系数表可知，对其有径向动载荷系数 动载荷系数， 其当量动载荷为 轴承寿命（-） ， 汽车行驶里程数 。 6）由于变速器处于倒挡的

49、行驶里程百分数只占0.1%，故可按齿轮参数，近似取 表4-4各挡行驶里程百分数表 挡位 丫 (% 4挡变速 器 5挡变速 器 6挡变速 器 倒挡 0.1 0.1 0.1 1挡 0.5 0.5 0.5 2挡 3 3 3 3挡 7 7 7 4挡 其余 30 30 5挡 一 其余 35 6挡 一 一 其余 根据上表可知，轴承能够保证的总行驶里程数为: 即轴承能够保证的总行驶里程数约为136万公里，对于一般轿车，轴承所能保证的总行驶里 程数应大于30万公里，所以所选轴承满足寿命要求。 4.4花键、同步器与变速器操纵机构 本次设计暂时不讨论花键、同步器与变速器操作机构的参数选择与校核。 5驱动桥（主减速

50、器齿轮）部分参数的设计与校核 根据设计要求，主要讨论主减速器主动齿轮的设计方案。 5.1主减速器结构方案分析 图5-1斜齿圆柱齿轮传动方案 如上图所示，对于发动机纵置的轿车，主减速器的齿轮选用斜齿圆柱齿轮传动 5.2主减速器主动齿轮的支承方案 主动齿轮支承方案图 图5-2主动齿轮支承方案 如上图所示，对于经济型轿车，主减速器主动齿轮采用悬臂式 。齿轮以其轮齿大端一侧的轴 颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中 点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。 5.3主减速器齿轮的设计 5.3.1主减速器传动比的确

51、定 变速器的设计中已确定，主减速器传动比 5.3.2主减速器计算载荷的确定 汽车性能系数的确定： ，得 已知对于汽车，有 即汽车猛接离合器所产生的动载系数。 1）按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动齿轮的计算转矩 （ ） 式中 为计算驱动桥数，取， 为发动机到万向传动轴之间的传动效率，取， 为液力变矩器变矩系数，无液力变矩器时，取， 为变速器一挡传动比，已知， 为分动器传动比，取， 为主减速器传动比，已知。 根据以上参数可知 2 ）按驱动轮打滑转矩确定从动齿轮的计算转矩 （5-2） 式中为满载时驱动桥上的静载荷，取， 为汽车最大加速度时的后轴负荷转移系数，取， 为地面附着系数，取， 为轮胎滚

52、动半径，取， 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动比，取 为主减速器从动齿轮到车轮之间的传动效率，取 根据以上参数，得 3）按汽车日常行驶平均转矩确定从动齿轮的计算转矩 式中汽车性能系数 道路滚动阻力系数 汽车平均爬坡能力系数 已知， 得 以上三式，当计算齿轮最大应力时，计算转矩应取（5-1）式与（ ;当计算齿轮疲劳寿命时 3）主动齿轮的计算转矩 式中即从动齿轮的计算转矩，。 533齿轮的主要参数设计 1）齿数 已知主减速器传动比，可选主减速器主动齿轮齿数， 数。 2） 从动齿轮分度圆直径和法向模数 对于单级主减速器，增加尺寸会影响驱动桥壳高度尺寸和离地间隙, 速器与差速器的安装。 从动齿轮分度

53、圆直径可由经验公式初选，有 式中为直径系数，取， 为从动齿轮的计算转矩，。 由以上参数可得，取整得 法向模数 由下式计算 同时，还应满足 式中为模数系列，取 0.30.4。 ，取标准值，得 由以上参数可得 （5-3） 5-2）式中的较小值，即 （5-4） 取主减速器从动齿轮齿 减小又影响主减 （5-5） 。 （5-6） （5-7） 3）主减速器齿轮法向压力角 大致同理于变速器斜齿轮的参数选取，取主减速器齿轮压力角 4） 主、从动齿轮齿面宽和 取主减速器主动齿轮齿宽，主减速器从动齿轮齿宽 5）主减速器齿轮螺旋角 取主减速器主动齿轮螺旋角，主动齿轮右旋，从动齿轮左旋。 6）主减速器齿轮齿顶高系数与

54、顶隙系数 取齿轮的法向齿顶高系数，法向顶隙系数。 7）主减速器齿轮中心距 根据整体布置，初选主减速器齿轮中心距。 8）主减速器齿轮变位系数 避免根切的最小变位系数 可由（5-8）式确定 (5-8) 式中为齿顶高系数，已知 为未变位又不发生根切的最小齿数，Zmin -17 -20）。 由此可得：对主减速器主动齿轮，有 对主减速器从动齿轮，有 再根据角变位齿轮计算工具，可得变位结果，如图5-3所示。 计算结果 1 变位淤2: 0.500 . -0.440 N翟齿刼N1,M2: 2.000.5.000 24.602 , 68.179 4分阖U直径D1.D2; 47.S8B , 2OA515 5齿顶园

55、宜艳。乩。白2; 62,883.213.112 氐齿很圆亘怨 DflrD?! 40.388 . 190.617 了.心魁AO： 12 L92半轴齿轮1和2为从动件，其角速 度为3 1和3 2.A、B两点分别为行星齿轮4与半轴齿轮1和2的啮合点。行星齿轮 的中心点为C，A、B、C三点到差速器旋转轴线的距离均为r。 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时，显然，处在同一半径r 上的A、B、C三点的圆周速度都相等，其值为 3 or于是，3仁3 2=3,即差速器不 起差速作用，而半轴角速度等于差速器壳 3的角速度。 行星齿轮在公转的同时也在进行自传， 如图当行星齿轮4除公转外，还绕本身的轴5

56、以角速度3 4自转时，啮合点A的圆周速度为3 1r= 3 o叶3 4r4啮合点B的圆周速度 为 3 2r= 3 or- 3 4r4.于是有 3 1叶 3 2r= 3 o叶 3 4）+（ 3 gf 3 4r4） 即3 1 + 3 2=23 0 若角速度以每分钟转数n表示，则 n 1+ n2=2 no（1-1） 式（1-1）为两半轴齿轮直径相等的对称式齿轮差速器的运动性方程式。它表明 左右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍，而与行星齿轮转速无关。 因此，在汽车转弯行驶或其他行驶情况下，都可以借行星齿轮以相应转速自转，使 两侧驱动车轮以不同转速在地面上滚动而无滑动。 由式(1-1)可得知：

57、当任何一侧半轴齿轮的转速为零时，另一侧半轴齿轮的转速 为差速器壳转速的两倍；当差速器壳转速为零时，若一侧半轴齿轮受到其他外来 力矩而转动，则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动。 对称式锥齿轮差速器的转矩分配M 0:由主减速器传来的转矩，经由差速器壳、 行星 齿轮轴和行星齿轮传给半轴齿轮。行星齿轮相当于一个等臂杠杆，而两个半轴齿轮 的半径也是相等的。因此，当行星齿轮没有自转时，总是将转矩M 0平均分配给左、 右两半轴齿轮，即M 1=M 2=M 0/2。 当两半轴齿轮以不同的转速朝相同的方向转动时， 设左半轴转速 n1 大于右半轴 转速n2，则行星齿轮将按顺时针的方向绕行星齿轮轴自转。此时行星齿

58、轮孔与行星 齿轮轴轴颈间以及齿轮背部与差速器壳之间都产生摩擦。行星齿轮所受的摩擦力矩 Mr 方向与行星齿轮的转向相反，此摩擦力矩使行星齿轮分别对左、右半轴齿轮附加 作用了大小相等而方向相反的两个圆周力，因此当左、右驱动车轮存在转速差时， M仁(M0-Mr) /2，M2= (M0+Mr) /2.左、右车轮上的转矩之差等于差速器的 内摩擦力矩M r。 为了衡量差速器内摩擦力矩的大小及转矩分配特性，常以锁紧系数 K 表示 K=(M2-M1)/M 0=Mr/M0 差速器内摩擦力矩M r和其输入转矩M 0 (差速器壳体上的力矩)之比定义为差速器 锁紧系数K。快慢半轴的转矩之比M 2/M1定义为转矩比，以

59、 Kb=M2/M1=(1+K) /(1-K) 目前广泛使用的对称式锥齿轮差速器的内摩擦力矩很小，其锁紧系数 K=0.050.15，转矩比Kb为1.11.4.可以认为，无论左、右驱动车轮转速是否相等， 其转矩基本上总是平均分配的。这样的分配比例对于汽车在好的路面上直线或转弯 行驶时，都是令人满意。但是当汽车在坏的路面行驶时，却严重影响了通过能力。 例如，当汽车的一个驱动车轮接触到泥泞或冰雪路面的时候，在泥泞路面上的车轮 原地滑转，而在好路面上的车轮静止不动。这是因为在泥泞路面上车轮与路面上车 轮与路面之间附着力很小，路面只能对半轴作用很小的反作用很小的反作用转矩， 虽然另一车轮与好路面间的附着力

60、较大，但因对称式锥齿轮差速器具有转矩平均分 配的特性，使这一个车轮分配到的转矩只能与传到滑转的驱动车轮上的很小的转矩 相等，致使总的驱动力不足以克服行驶阻力，汽车便不能前进。 在图 2-3 容易看出汽车在直线行驶时候两半轴的转速相等和在转弯行驶时实现 两半轴转速不等： Dr tv mg straight alv含鼻 d 图2-3差速器工作时转矩变化图 当汽车在直线行驶时，此时行星齿轮轴将转距平均分配两半轴齿轮，两半轴齿轮 转速恒等于差速器壳的转速，传递给左右车轮的转矩也是相等的。此时左右车轮的 转速时相等的。 而当汽车转弯行驶时，其中一个半轴转动一个角，两半轴的转矩就得不到平均分 配，必然出现