两轴变速器传动机构设计

1、黑龙江工程学院黑龙江工程学院专业综合训练题目：姓名学号系部名称专业班级指导教师职称二零一二年H一月二十六日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：参考文献黑龙江工程学院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

2、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）

3、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。黑龙江工程学院固定轴式应用广泛，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

4、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，黑龙江工程学院使换挡困难。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。巾0E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74kw最高车速167km/h转矩167Nm总质量1705kg转矩转速3200r/min车轮1

5、8360R14S黑龙江工程学院rnUaman=0.377ig5ioUaman-最高车速，Uaman=167km/hr一车轮半径，r=0.29n功率转速，n=5000r/mini0一主减速器传动比ig5一最高挡传动比np/门1=1.42.0即n=(1.42.0)X3200=4480-6400r/minTemax=9549XAxnp所以，n°=46545500r/minp柴油机的转速在30007000r/min取np=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ig5io略小于3.0初取ig5=0.75i0=4.36根据汽车行驶方程式汽车以一挡在无风、干砂

6、路面行驶，公式简化为r-GfGiGrfcos;maxsin、工manig1；Ttqmaxi0T式中：G作用在汽车上的重力，G=mg,m一汽车质量，g重力加速度,黑龙江工程学院G=mg=16709N;Ttq=Temax=167Nm;%传动系效率，=0.88;r一车轮半径，r=0.29m；f一滚动阻力系数，干砂路面f(0.100-0.300)取f=0.150;i一坡度，i=16.7ig1-=2.28167090.290.150*cos16.7sin16.71674.360.88满足附着条件Temaxig1i0T.-WFz2j在沥青混凝土干路面，产0.50.6,取手0.6170560%9.80.60

7、.291674.360.88=4.54般汽车各挡传动比大致符合如下关系ig1ig2ig3ig4；二qig2ig3ig4ig5式中：q一常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为ig5=0.75,ig1=0.75q4q=1.437ig4=1.079,所以各挡传动比与旧传动比的关系为ig1=3.2,ig2=2.227,ig3=1.550ig5=0.75黑龙江工程学院ig1ig2ig3ig4（实际）>>>ig2ig3ig4ig5初选中心距时，可根据下述经验公式A式中：A变速器中心距（mm）;Ka中心距系数，商用车：Ka=8.993；Temax一发动机最大转矩（Nm）；ii一变

8、速器一挡传动比，igi=3.2;%变速器传动效率，取96%;Temax一发动机最大转矩，Temax=167Nm。3.Temaxi1g=(8.9-9.3)31673.20.96=71.24774.450（mm）初选中心距A=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ma在1.814.0t的货车为2.03.5mm;总质量m,大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数

9、值可使齿数增多，有利于换挡。黑龙江工程学院车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t1.0>V<1.61.6<V<2.56.0ma<14.CmaA14.0模数mn/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1.752.252.753.253.503.754.505.50一表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

10、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、螺旋角一：实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选黑龙江工程学院用大些的螺旋角时，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b直齿b=kcm,kc为齿宽系数，取为4.58.0,取7.0;斜齿b=kcmn,院取为6.0

11、8.5,取7.0。T各挡齿轮齿数的分配T121-一轴一挡齿轮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10黑龙江工程学院螺旋角以后，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。3内疆«£=叶国岑，答，言善必或tSI-及L；眼力娓变为系数图1、确定一挡齿轮的齿数取模数mn=

12、3mm螺旋角P=23齿宽系数kc=72Acos:Z1Z2"mnZ2一二Igi三3.2Z1z1=11z2=34人，(z1Z2)mn(1235)2.75A,=7=73.33mm2cos：2cos23对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角11黑龙江工程学院tan：ttan：n/cos:：t=21.57°端面啮合角cos：t,a-cos：t=733cos21.5774二,=22.58一z234，U=3.09z111变位系数之和查表得n/=0.35n1=0.40n1=-0.5A-A'74-73.33分度圆直径:节圆直径ynmn=0.223Lynd1d2n-yn=0.35-0.2

13、23=0.127mnZimnZ2=38.85mm=110.809mm1=2Az1/z1z2=27411/1134=36.178mm2-2Az2/z1z2-27434/1134=111.822mm齿顶高ha1;d12(han1-yn)mn=3.819mmha2=d22(han2-yn)mn=2.469mm齿根高hf1二(hacn-n1)mn12黑龙江工程学院=2.550mm*.、hf2三(haCn-n2)mn=3.900mm全齿高h1=ha1+hf1=6.069mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1=43.488mmda2=d2+2ha2=115.747mm齿根圆直径df1=d1-2hf1=30.

14、750mmdf2=d2-2hf2=103.009mm当量齿数Zn1=-J=14.102cos:Zn2=r=43.590cos-3分度圆直径d1=-z"=11-3=35.850mmcos:cos23z1mn343d2=r=110.809mmcos:cos232、确定二挡齿轮的齿数取模数mn=3mm螺旋角P=23齿宽系数kc=72Acos:Z1Z2;mnZ4二|g2=2.227Z3.z3=14z2=3113黑龙江工程学院A,(z1-z2)mn2cos:(1235)2.75二73.33mm2cos23对二挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角tan：t=tan：n/cos：二t=21.57

15、76;端面啮合角74cos：t,=a-cos：t=7333cos21.57二,=22.58喘修法14变位系数之和查表得n=0.35n1=0.28n1=0.07A-A'yn二74-73.33二0.223mnyn=nx-yn=0.35-0.223=0.127分度圆直径:mnz3=46.527mmcos-d4=mZ4=101.032mmcos-节圆直径d3=2Az3/z3z4=27414/1431=46.044mmd4=2Az4/z3z4=27431/1431=101.956mm14黑龙江工程学院齿顶高ha3=d3,2(han1-.：yn)mn=3.459mmha4=d42(han2yn)m

16、n=2.829mm*齿根身hf3=(ha-cn-n1)mn=2.910mm*.、hf4=(haCn-n2)mn=3.540mm全齿高h3=ha3+hf3=6.369mm齿顶圆直径da3=d3+2ha3=53.445mmda4=d4+2ha4=106.690mm齿根圆直径df3=d3-2hf3=40.707mmdf4=d4-2hf4=93.952mm当量齿数Zn3=鼻=17.949cos-zn4=4=39.744cos-3、确定三挡齿轮的齿数取模数mn=2.75mm螺旋角=23齿宽系数kc=72Acos:Z1Z2;mnZ6_:-ig3三1.550Z5.z5=20z6=3015黑龙江工程学院A,(

17、Z5-Z6)mn2cos:(2030)2.75=74.69mm2cos23对三挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角tan：-ttann/cos：t=21.57°端面啮合角cosaa=cosaA74.6974cos21.57二二21.707.z630U=1.5z520变位系数之和查表得n"=0.4241=0.24%=0.18A-A'74-74.69yn0.251mn2.75yn=n"-yn=0.42-(-0.251)=0.671分度圆直径：d5=mnz5=59.750mmcos-d6.mZ6=89.625mmcos-节圆直径d5=2Az5/z5z6=27420/

18、2030=59.200mm16黑龙江工程学院d6=2Az6/z5z6=27430/2030=88.800mm齿顶高ha5=d5,2(han1_.:yn)mn=1.565mm.*it=、ha6=d62(han2yn)mn=1.400mm*齿根身hf5=(ha-Cnn1)mn=2.778mm*hf6=(haCn-n2)mn=2.943mm全齿高h5=ha5+hf5=4.343mm齿顶圆直径da5=d5+2ha5=62.880mmDa6=d6+2ha6=92.425mm齿根圆直径df5=d5-2hf5=54.194mmDf6=d6-2hf6=83.739mm当量齿数zn5=J=25.461cos:z

19、n6='=38.462cos-4、确定四挡齿轮的齿数取模数mn=2.75mm螺旋角=23齿宽系数kc=72Acos:ziz2二mn17黑龙江工程学院Z8二|g4三1.079Z7.z7=24z8=26A,_(Z5-z6)mn2cos:(2030)2.752cos23=74.69mm对四挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角tan：-ttann/cos：二t=21.57°端面啮合角a,74.69cos：t,=cos：t=cos21.57A74二二21.707一Z626U二一二=1.083z524变位系数之和查表得nv=0.42%1=0.22：n1=0.20yn=A-A'74-7

20、4.69mn2.75二一0.251yn=nx-yn=0.42-(-0.251)=0.671分度圆直径:d7二mnZ7cos:2.75240.920=71.700mmd8=77.675mmm2=2.7526cos-0.920节圆直径18黑龙江工程学院d7=2Az7/z7z8=27424/2426=71.040mmd8=2Az8/z7z8=27426/2426=76.960mm齿顶高齿根高*.、ha7=d72(han1T.yn)mn=1.510mm*.、ha8=d82(han2_.：yn)mn>=1.458mm一.*.hf7=(hacn-n1)mn=2.832mm*hf8=(haCn-n2)

21、mn全齿高h7=ha7+hf7=4.342mm齿顶圆直径da7=d7+2ha7=74.720mm=2.886mmDa8=d8+2ha8=80.591mm齿根圆直径df7=d7-2hf7=65.956mmDf8=d8-2hf8=71.907mm当量齿数zn7=z724cos-30.93973=30.770zn8z826cos-30.93973=33.3335、确定五挡齿轮齿数取模数mn=2.75mm螺旋角P=23齿宽系数kc=72Acos:z1z2;mn19黑龙江工程学院Zio二ig5三0.75Z9.z9=29z10=21A,_(z5-Z6)mn2cos:(2030)2.752cos23=74.

22、69mm对四挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角tan：-ttann/cos：二t=21.57°端面啮合角a,74.69cos：t,=cos：t=cos21.57A74二二21.707U=z929=1.38Z1021变位系数之和查表得nv=0.42t=0.24：n1=0.18yn=A-A'74-74.69mn2.75二一0.251yn=nx-yn=0.42-(-0.251)=0.671分度圆直径:d9mnZ9_2.7529cos-0.92086.637mmd10mnZ10_2.7521cos3-0.920=62.737mm20黑龙江工程学院节圆直径d9-2Az9/z9z10-27

23、429/2921=85.840mmd10=2Az10/z9z10=27421/2921=62.160mm*.、齿顶高ha9=d92(han1-yn)mn=1.403mm*.、ha10=d102(han2-.：yn)mn=1.565mm*、齿根高hf9=(haCn-n1)mn=2.943mm*hf10=(haCn-n2)mn=2.778mm全齿高h9=ha9+hf9=4.333mm齿顶圆直径da=d9+2ha9=89.443mmDa10=d10+2ha10=65.867mm齿根圆直径df9=d9-2hf9=80.751mmDf10=d10-2hf10=57.181mm当量齿数3=293=37.1

24、79cos10.9397zn10Zio=21cos-30.93973=26.923确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮Z12的齿数一般在2123之间，初选Zi2=2221黑龙江工程学院z12z13i倒二z13-i1=2.92Zii*z12zii为了保证齿轮12和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙da11da130.5EA=70/.zu=11,z12=21,zi3=34z1111(ziizi2)m(1121)2.75二44mm(Z12z13)m(2134)2.75=75.6mmduzum二112.75=30.25mmd12212.75=57.75mmd13z13m二342

25、.75=93.25mm_dan=d112ham=30.2522.75=35.75mm*da12=d122ham=57.7522.75=63.25mm._.*._da13=d132ham=93.522.75=99mmdf11=d11-2(hacn)m=30.25-2(10.25)2.75=23.375mmdf12=d12-2(hacn)m=57.75-2(10.25)2.75=50.875mm*_df13=d13-2(hacn)m=93.5-2(10.25)2.75=86.625mm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A时，轴的最大直径d和支承距离L的比值可在以下范围内选取：对

26、输入轴d/L=0.160.18:对输出轴d/L定0.180.21。输入轴花键部分直径d(mm)可按式下面公式初选22黑龙江工程学院d=K8x（5.1）式中：K经验系数，K=4.04.6;Temax发动机最大转矩（Nm）。输出轴最高档花键部分直径di=（4.g4.6沂67=22.027525.332mm取22mm;输入轴最大直径d2max虫0.450.60R68=29.640.8mm取35mm。输出轴：曳理=0.18-0.21；输入轴：5mx=0.160.18;L2L'|,=196,a=17.75,b=196-17.75=178.85第五部分变速器齿轮的的校核斜齿轮弯曲应力、二w2Tgc

27、os-K._二w=g3”二zm1yKcK.式中：Tg一计算载荷（Nmm）；mn法向模数（mm）；z齿数；P斜齿轮螺旋角（。）；K二一应力集中系数，K；=1.50；y一齿形系数，可按当量齿数Zn=Zcos3P在图中查得;Kc一齿宽系数Kc=7.0K一重合度影响系数，K=2.0o当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax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。F1K二Kfbty23黑龙江工程学院式中，仃w为弯曲应力；匕为圆周力，Fl=2Tg/d;Tg为计算载荷；d为节圆直径；K二为应力集中系数,可近似取K二二1.65;Kf为摩擦

28、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Kf=1.1,从动齿轮Kf=0.9;b为齿宽；t为端面齿距，t=nm,m为模数；y为齿形系数，如图5-1所示：n刀,-齿形系数图w12TemaxK二Kf3m乙（丫1=209.476MPa<180350MPa2T21cos:K二w2=3-=197.974MPa<180350MPa二ZzmjzKcK轮齿接触应力计算TgE=0.418bdcos二cos式中：仃j一轮齿的接触应力（MPa）；T计算载荷（N.mm）；gd一节圆直径（mm）；24黑龙江工程学院a一节点处压力角（。），P齿轮螺旋角（。）；E齿轮材

29、料的弹性模量（MPa）；b齿轮接触的实际宽度（mm）；OV=1947.679MPa<句1Cj1=1940.754MPa<句第六部分变速器轴的校核发动机最大扭矩为146Nm,最高转速5400r/min,齿轮传动效率99%,离合器传动效率99%,轴承传动效率96%。输入轴T尸Temax”离"承=146x99%x96%=138.8N1 .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、富化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用蒙化处理，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，

30、要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58-63,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V7,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25黑龙江工程学院17o2 .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p、F2Z1=11z2=34-=21.57mn42.7513cos：1cos21.54.38.35mm,d2cos：12.7533=97.35mmcos21.54T

31、i=135.91Nm,Tn=327.88Nm2Tid12135.913103=7087.87N38.35d22327.883103=6736.11N97.35Fr1Ft1tan17087.87tan20=2579.77Ncos21.54Fr2Ft2tan：6736.11tan20cos21.54-2635.82NFa1=Fttan=7087.87tan21.54=2797.7NFa2=Ft2tanP1=6736.11tan21.54口=2658.86N初选轴的直径(2)轴的刚度计算轴在垂直面内挠度为九,在水平面内挠度为fs和转角为S,可分别用下列式计算fc一22Fab3EIL26黑龙江工程学院

32、fs一22F2ab3EILF1abb-ao二3EIL式中：Fi一齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；F2一齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；E一弹性模量（MPa）,E=2.1XfMPa；I一惯性矩（mm4）,对于实心轴，I=nd4/64；d一轴的直径（mm）,花键处按平均直径计算;a、b一齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）;L一支座间的距离（mm）轴的全挠度为f=Sf；+fs2w0.2mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fj=0.050.10mm,匕=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Fri=2579.72N,轴颈d1=25mm,a

33、1=17.75mm,L=196mm,E=2.1x彳NI644一二19165.04Ft1=7087.87N,Fn=2579.77N_22_22rFMab64a(L-a)fc1=43EIL3-&EL=0.011mm一0.050.10mm二32542.1105196642951.7417.752196-17.75227黑龙江工程学院fell2i2屋1ab3EIL_2264Ft1a2L-a3二d：EL_22642579.7717.752196-17.754_5二32542.1105196=0.029mm_0.1g0.15mmf1=Jfe2+fs2=V'0.0112+0.292=0.01

34、mm<0.02mmFr1ab(b-a)64Fr1aL-a(L-2a),1=43EIL3nd14EL1642579.7717.75196-17.75(196-217.75)一二32542.1105196_4=5.54410rad<0.002rad(3)轴的强度计算输入轴强度计算d1=38.35mm,T=135.91Nm,a=17.75mm,d=25mm,L=196mmFt1=7087.87Nm,fm=2579.77Nm,Fa1=2797.7Nm水平Ft1:7087.87Fch28黑龙江工程学院水平135.91输入轴受力弯矩图1）求H面内支反力Fbh、Fhv和弯矩MhFBHL-Fti(

35、L-ai)=0FbhFti(L-ai)78087.87168.25196-6588.59NFbv31-FM(L-a1)-Fa1r1=0F,1(L-a1)Faj1a1=2693.66NMh-Fbha1=84004.522）求V面内支反力Fch、Fcv和弯矩Mv29黑龙江工程学院FBH78087.8712.75196=499.28NFCVL_Fr1(L-al)-Fa1r1-0FBHFr1(L-a1)Fa1。L-114.66NMVL=FBVa二34344.17MVP=MVL-Fa1rl=-19301.73MVP1=.M；PmH=86193.48NmmMVL1=.M；lmH=90753.96Nmm由以上两式可得Mf/MVL1(0.6135.91103)j/90753.962(0.6135.91103)2-122008.33N.mm32M3212