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

2、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

3、。 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

4、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74kw 最高车速167km/h转矩167Nm总质量1705kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14S 最高车速，=167km/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 =9549 所以，=46545500r/min柴油机的转速在30007000r/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

5、 初取 =0.75 =4.36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，=16709N；=167N.m；传动系效率，=0.88；车轮半径，=0.29m；滚动阻力系数，干砂路面（0.1000.300）取=0.150；坡度，=16.7。=2.28满足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6=4.54一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

6、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

7、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

8、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

9、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=3mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z1=11 z2=34 mm对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =22.58U=3.09变位系数之和 查表得=0.35 分度圆直径: =110.809mm节圆直径 mm mm齿顶高 =

10、3.819mm =2.469mm齿根高 =2.550mm =3.900mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.069mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm当量齿数 =14.102 =43.590分度圆直径 mm mm2、确定二挡齿轮的齿数取模数=3mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z3=14 z2=31 mm对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =22.58U=2.214变位系数之和 查表得=0.35 分度圆直径: 46.52

11、7mm =101.032mm节圆直径 mm mm齿顶高 =3.459mm =2.829mm齿根高 =2.910mm =3.540mm 全齿高 h3=ha3+hf3=6.369mm齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=53.445mm da4=d4+2ha4=106.690mm齿根圆直径 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm当量齿数 = =17.949 = =39.7443、确定三挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z5=20 z6=30 mm对三挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.707U=1.5变位系数之

12、和 查表得=0.42 分度圆直径: 59.750mm =89.625mm节圆直径 mm mm齿顶高 =1.565mm =1.400mm齿根高 =2.778mm =2.943mm 全齿高 h5=ha5+hf5=4.343mm齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=62.880mm Da6=d6+2ha6=92.425 mm齿根圆直径 df5=d5-2hf5=54.194mm Df6=d6-2hf6=83.739mm当量齿数 = =25.461 = =38.462 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=26 mm对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面

13、啮合角 = =21.707U=1.083变位系数之和 查表得=0.42 分度圆直径: =77.675mm节圆直径 mm mm齿顶高 =1.510mm =1.458mm齿根高 =2.832mm =2.886mm 全齿高 h7=ha7+hf7=4.342mm齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=74.720mm Da8=d8+2ha8=80.591 mm齿根圆直径 df7=d7-2hf7=65.956mm Df8=d8-2hf8=71.907mm当量齿数 = =30.770 = =33.3335、确定五挡齿轮齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z9=29 z10=21 mm对四挡齿轮

14、进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.707U=1.38变位系数之和 查表得=0.42 分度圆直径: =62.737mm节圆直径 mm mm齿顶高 =1.403mm =1.565mm齿根高 =2.943mm =2.778mm 全齿高 h9=ha9+hf9=4.333mm齿顶圆直径 da=d9+2ha9=89.443 mm Da10=d10+2ha10=65.867mm齿根圆直径 df9=d9-2hf9=80.751mm Df10=d10-2hf10=57.181mm当量齿数 = =37.179 = =26.923确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123

15、之间，初选=22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 mm mmmmmmmmmmmmmmmmmmmm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=22.027525.332mm取22mm；输入轴最大直径=29.640.8mm取35mm。输出轴：；输入轴：；，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（N

16、mm）；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=209.476MPa

17、180350MPa=197.974 MPa180350MPa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/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 =14699%96%=138.8N.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

18、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

19、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），=2.1105MPa；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0.002rad18。（1）输入轴的刚度=2579.72N，轴颈=25mm，=17.75mm，=196mm， =2.1105N 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