两轴变速器设计说明书

1 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2 倒挡布置方案 图 2 为常见的倒挡布置方案。图 2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案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 案对 2缺点做了修改。图 2示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 2换更为轻便。 为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图 2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 3 主要参数 方案一 发动机功率 74最高车速 167km/h 转矩 167Nm 总质量 1705矩转速 3200r/轮 185/60m a n 最高车速， 167km/h r 车轮半径， r= n 功率转速 ， n=5000r/i 主减速器传动比 5 最高挡传动比 即 3200=4480 6400r/549以，654 5500r/油机的转速在 3000 7000r/ 取000r/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 小于 初取 5i=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 4 0 a ng 0m a xm a 式中： G 作用在汽车上的重力， ， m 汽车质量， g 重力加速度， =16709N； T = T 传动系效率， T = r 车轮半径， r = f 滚动阻力系数，干砂路面 f （ f = i 坡度， i = o s*1 5 7 0 91 足附着条件。 g 01 在沥青混凝土 干路面， = =01705 =般汽车各挡传动比大致符合如下关系 54433221 式中： q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为 41 75.0 437.1q 所以各挡传动比与 挡传动比的关系为 5 ， ， ， 54433221 （实际） 初选中心距时，可根据下述经验公式 3 1 式中： A 变速器中心距（ 中心距系数， 商用车： 93； 发动机最大转矩（ 1i 变速器一挡传动比， 1 g 变速器传动效率，取 96% ； 发动机最大转矩， 则， 31= 3 7) = 初选中心距 A =74 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：乘用车和总质量货车为 质量 于 货车为 取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 6 表 2 汽车变速器齿轮法向模数 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 3合套和同步器的模数定为 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 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，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 b 直齿 c ， 齿宽系数，取为 斜齿 ， 为 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 t VV.0 14.0 数nm/系列 系列 7 各挡齿轮齿数的分配 1234567810111213 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 3螺旋角 =23 齿宽系数 7 8 1 4 o 512(c o ( 21, 一挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 c o s/ta n 端面啮合角 a co s , = , =U=12134=位系数之和 查表得 n =n n nn m nn 分度圆直径 : o s 11 n=圆直径 9 174221/121 2 13411/3474221/222 顶高 (2 1*11 =(2 2*22 =根高 ( 1*1 =( 2*2 =全齿高 h1=顶圆直径 根圆直径 量齿数 11z =1z =度圆直径 8 5 o o o o 、确定二挡齿轮的齿数 取模数 3螺旋角 =23 齿宽系数 7 10 2 2 4 1 o 512(c o ( 21, 二挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 c o s/ta n 端面啮合角 a co s , = , =U=341431 =位系数之和 查表得 n =n n nn m nn 分度圆直径 : n n =圆直径 474243/323 1 9 5 13114/3174243/424 顶高 (2 1*33 =(2 2*44 =根高 ( 1*3 =( 2*4 =全齿高 h3=顶圆直径 根圆直径 量齿数 33z = 434z =、确定三挡齿轮的齿数 取模数 螺旋角 =23 齿宽系数 7 5 5 0 0 o 020(c o ( 65, 2 对三挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 c o s/ta n 端面啮合角 a co s , = , =U=56 2030 =位系数之和 查表得 n =n n 2 5 nn m 67 5 nn 分度圆直径 : n n =圆直径 2 0 074265/525 0 074265/626 顶高 (2 1*55 =(2 2*66 13 =根高 ( 1*5 =( 2*6 =全齿高 h5=顶圆直径 a6=根圆直径 f6=量齿数 55z = 636z =、确定四挡齿轮的齿数 取模数 螺旋角 =23 齿宽系数 7 0 7 4 6 o 020(c o ( 65, 四挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 c o s/ta n 14 端面啮合角 a co s , = , =U=56 2426 =位系数之和 查表得 n =n n 2 5 nn m 67 5 nn 分度圆直径 : o s 77 n=圆直径 0 4 474287/727 674287/828 顶高 (2 1*77 =(2 2*88 =根高 ( 1*7 =( 2*8 =15 全齿高 h7=顶圆直径 a8=根圆直径 f8=量齿数 77z = 4 = 838z = 6 =、确定五挡齿轮齿数 取模数 螺旋角 =23 齿宽系数 7 9 1 o 020(c o ( 65, 四挡齿轮进行角度变位： 分 度圆压力角 c o s/ta n 端面啮合角 a co s , = , =16 U=109 2129 =位系数之和 查表得 n =n n 2 5 nn m 67 5 nn 分度圆直径 : o s 99 n=圆直径 9742109/929 1742109/10210 顶高 (2 1*99 =(2 2*1010 =根高 ( 1*9 =( 2*10 =全齿高 h9=顶圆直径 da=根圆直径 7 量齿数 99z = 9 = 10310z = 1 =定倒档齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 12Z 的齿数一般在 21 23之间，初选 12Z =22 为了保证齿轮 12 和 13 的齿顶圆之间应保持有 311 34,21,11 131211 442 111(2 )( 1211 421(2 )( 1312 1111 aa 1212 aa 1313 aa 2 *1111 2 *1212 8 2 *1313 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：对输入轴 =输出轴 输入轴花键部分直径 d （ 按式下面公式初选 3 （ 式中： K 经验系数， K = 发动机最大转矩（ 输出轴最高档花键部分直径 31 d =22入轴最大直径 a d= 35出轴： ；输入轴： ； 196L ， a ，b 第五部分 变速器齿轮的的校核 斜齿轮弯曲应力w 式中：计算载荷（ N 法向模数（ z 齿数； 斜齿轮螺旋角（ ）； K 应力集中系数，K= y 齿形系数，可按当量齿数 3n 在图中查得； 齿宽系数 K 重合度影响系数， K = 19 当计算载荷乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350围，对货车为 100 250 1式中，w为弯曲应力； 1F 为圆周力， 21 ；d 为节圆直径；近似取K=、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：主动齿轮动齿轮b 为齿宽； t 为端面齿距， ， 图 5示： 齿形系数图 113 =80 350 co =80 350齿接触应力计算 20 11c j 轮齿的接触应力（ 计算载荷（ d 节圆直径 ( 节点处压力角（ ）， 齿轮螺旋角（ ）； E 齿轮材料的弹性模量（ b 齿轮接触的实际宽度 ( j j j j 第六部分 变速器 轴的校核 发动机最大扭矩为 146N m，最高转速 5400r/轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 输入轴 1T =承离 4699%96%=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 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。 21 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 1F 、 2F 111 z 342 o s o o s o 1T = 11T =111 3 722 32112 o s 2 1 . 5 4 207 0 8 7 . 8 7 t a n c o st a o s 2 1 . 5 4 206 7 3 6 . 1 1 t a n c o st a 1t a a n 111 5 a 3 6t a n 122 初选轴的直径 （ 2）轴的刚度 计算 若轴在垂直面内挠度为水平面内挠度为，可分别用下列式计算 221 s 3222 1 22 式中： 1F 齿轮齿宽中间平面上的径向力（ N）； 2F 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N）； E 弹性模量（ E =05 I 惯性矩（ 对于实心轴， 644 ； d 轴的直径（ 花键处按平均直径计算； a 、 b 齿轮上的作用力距支座 A 、 B 的距离（ L 支座间的距离（ 轴的全挠度为 sc 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 轮所在平面的转角不应超过 8。 （ 1）输入轴的刚度 1颈 1d =251a =L =196 E =05N ， 643)(643542241222211 221211 sc 23 2 r a dr a (643)(454141111 3）轴的强度计算 输入轴强度计算 1d =1T =a =1d =25 =1961水平 24 输入轴受力弯矩图 1) 求 H 面内支反力 M NL 0)(1111 Na 0)(1111111111 2)求