两轴式五档变速器说明书打印(20210116153636)

1、黑龙江工程学院第一章设计方案1.1设计方案和基本数据乘用车（二轴式）基本参数如下表最大功率：57KW最咼车速：134Km/h最大转矩：105Nm整车总质量：:1040Kg最大转矩转速：3300r/mi n最大功率转速：:5100r/mi n前轮胎规格：165/60 R14表1-1设计基本参数表1.2变速器设计的基本要求对变速器如下基本要求1 ）保证汽车有必要的动力性和经济性。2 ）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3 ）设置倒档，使汽车能倒退行驶。4 ）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。5 ）换挡迅速，省力，方便。6 ）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲

2、击等现象发生。7 ）变速器应当有高的工作效率。除此以外，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。满 足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。 汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。第二章变速器主要参数的选择2.1变速器主要参数的选择一、挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂， 并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间 传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之

3、间的传动比比值在1.8以下，该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位 之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前轿车一般用45个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡位或多挡。装载质量在23.5T 的货车采用5挡变速器，装载质量在48T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重 型货车和越野车。本次设计选用的是5挡变速器。二、初选传动比1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为:Ua = 0.377 丄 igio式中：1Ua为汽车仃驶速度（Km/h），n为发动机转速（r/min ），r为车

4、轮滚动半径（m），i g为变速器传动比，io为主减速器传动比。设定的最高车速为144Km/h,最高档为超速档，传动比取0.8，车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 185/60R14可得r=0.28m，发动机转速np=（1.42.0） n =44806400,取5000r/min。由公式可得 io =0.377 巴 =0.3775100 0.2768 =4.96igUa0.81342、最低挡传动比的计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求最大坡角：ax坡道时,驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）用公式表示为：T e max i o gt.G

5、f COS max G Sin max r式中：为G为车辆总质量（N，f为坡道面滚动阻力系数（沥青路面中f =0.010.02 ），取0.016，Temax为发动机最大扭矩（“尬，t为传动效率（0.850.90 ）， xm为最大爬坡度（一般轿车要求爬上30%勺坡，大约16.7 ）由上式可得：、(mgf cosa max + mg sin a max )r ig1 一Tie max ot=1.82(1040 9.8 0.016 COS16.71040 9.8 sin 16.7 ) 0.2768105 汉 4.96 汉 0.9即 ig1 -1.82根据驱动车轮件与地面附着条件:Ti ie max

6、o g1 tF n即:G、T :.I e max i o式中：Fn为驱动轮的地面法向反力,Fn =m1 g ;，为驱动轮与地面的附着系数，在混凝土或沥青路面取0.70.8 :，取0.8。此处m1取1140Kg （前置前驱汽车的前轴轴荷47%60%。1040 9.8 0.6 0.8 0.2768“ig12.899105 4.9 0.9所以一档传动比的选择范围是1.82 I a乞2.89初选一档传动比为h =2.85最低稳定车速：rnUamin =0.377 min=5.9 Km/h VW 1.61.6 v VW 2.56.0v ma w 14.0ma 14.0模数mn / mm2.25 2.75

7、2.75 3.003.50 4.504.50 6.00表2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50一根据表1、表2本次设计，一、二、倒档齿轮的模数定为2. 5mm三四五档模数为2.252、压力角:-压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面 接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。变速器齿轮压力角为20 3、螺旋角1斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿 轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大

8、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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺 旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接 触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：轿车两轴式变速器为2025初选的螺旋角1 =224、齿宽b应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均 匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽 会使斜齿轮传

9、动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因 轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。直齿：b=Kc m, Kc为齿宽系数，取为4.58.0斜齿：b=Kc mn，Kc 取 6.08.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，Kc可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。二、各挡齿轮齿数的分配在初选中心距，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。一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。1、齿轮齿数的确定一档：i2 =2.85Zi斜齿 Zh

10、=2A cos : / mnZh=2Acos 1 /m=( 2 62cos22)/2.5=45.98计算后取整Zh =46,然后进行大小齿轮齿数的分配。取 Z1=13 Z2 =33 所以 h =254二档：Z412 -Z3= 2.07Z3 Z2Acos mn= 45.98取46解得：Z3 - 15Z4 =31所以i2 = 2.07三档：Z6= 1.51Z52Acos P-51.09取51i3 _Z6 _Z5mn解得：Z5 =20Z6 - 31所以i3 =1.55四档：Z814-=1.10Z52Acos P，Z6= 51.09取51Z7mn解得：Z7 =23Z8 =28所以i4-1.21五档：Z

11、10丨5-0.8Z52Acos PZ6 := 51.09取51Z9mn解得：Z9 = 28Z10 =23所以i5-0.822、对中心距进行修正因为计算齿数和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据Zh和齿轮变位系数 新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。修正后中心距一二档：A =巴 2.5 4662.02 mm ,2cosP 2xcos22三四五档：A =匹二 2.25 51 =61.88 mm。2cosP 2xcos223、确定倒挡齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档接近，取模数为2.5，倒档齿轮Zr的齿数一般在2123之间，选zr=21。Zl2 Z13i 倒11

12、Z11Z12Z11 11Zt2=211A =m(ZR Z11) =41.252三、确定齿轮参数一挡齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角:Z13 = 321A2=2m(ZR 讣67.5tan- =所以t =21.42端面啮合角：COS： n Acos： nA查表得变位系数和：E =0.21&=0.38e2=-017解得 r = 21.38ynA - A0.008mnE-分度圆直径：* - n 1 -35.05mm cos Pd2 - n 2 =88.95mmcosYn=0-218齿顶高 hJ1 =(ha&- ：y)mn =2.905mm齿根高 hf1 = ( ha + c - &) mn=2.

13、175mmha2=(h：- y )mn =1.53mm* *hf2 =(ha + c - E2) mn =3.55mmh2 = ha2 + hf2 =5.08mm齿顶圆直径：dadi 2ha1=40.86mmda2 2 2ha2=92.01mm全齿高 h =hai + hf1 =5.08mmd4 二=83.55mmcosha4=(h； E - y)mn =1.705mmhf4=( h* + c - E2)mn=3.375mmh4=5.08mmda4 二 d4 2ha4 =86.96mmdf4 二 d4-2hf4=76.8mm召4 =38.86cosP角度变位后的端面压力角:tan：-1 =co

14、s所以：，t =21.47齿根圆直径：df = d1-2hfi =30.7mmd = d2 -2hf 2=81.85mm当量齿数Zn1= 刍=16.3Zn2 = 务=41.37cos ：cos :二档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角：tan%=怕门：1所以 =21.42cosP端面啮合角：cos：宀Acos： n 解得：*=21.38 A查表得变位系数和：E =0.21&=0.31 E2=-0.1A - Ayn0.008mn=y = E - yn=0.228分度圆直径：d3 二 = 40.45mm cos P齿顶高 03=5； E - y)mn =2.73mm齿根高 hf3 = ( ha

15、 + c - E) mn =2.35mm全齿高 h3 =5.08mm齿顶圆直径：da3 二 d3 2ha4=45.91mm齿根圆直径：df3 二 d3 -2hf3=35.75mm当量齿数zn3 =丝三=18.8cosB3三档齿轮变位后参数：端面啮合角：COS n查表得变位系数和：A cos n -AE =0.32解得:n = 21.75&=0.23E =0.09ynA - A0.048mn:y = E - yn=0.272分度圆直径：d5 =凹至=48.63mmCOS P齿顶高 hj5=(h；E - y)mn =2.156mm齿根高 hf5= ( h； + c - e) m=2.295mm 全

16、齿高h5=4.45mm齿顶圆直径：da5 二 d5 - 2ha5 =52.941mm齿根圆直径：df5 二 d5-2hf5 =44.04mm当量齿数zn5 =丝y =25.24cosP四档齿轮变位后参数：d6 二 =75.37mm COSha6=(h； E - y)mn =1.84mmhf6=(h； + c - e2)mn =2.61mm馆=4.45mmda6 二 d6 2ha6=79.051mmdf6 二 d62hf6 =70.15mmz = z =39 12n6: 3cosP角度变位后的端面压力角：tan% = 曝所以2147ScosP端面啮合角：cos： n= ACOS： n解得：* =

17、 21.75A查表得变位系数和：E =0.32E1=0.18E2 =0.14A - Ayn0.048mny = E - yn=0.272分度圆直径：d7二卬迢=55.92mmcos P齿顶高 h7=(haE f y)mn =2.043mma*=68.07mmc o sha8=(h； E2 - y) mn=1.953mm齿根高 hf7= ( h； + c - & ) m =2.4075mm全齿高 h7 =4.45mm齿顶圆直径：da7 = d7 2ha7 =60.006mm齿根圆直径：df7 =d7 -2hf7=51.105mmhf8=(h；+c - $) mn =2.495mmh8=4.45m

18、mda8 = d8 2ha8=71.976mmdfd8 -2hf8=63.08mm8当量齿数Zn7=30.28cosP五档齿轮变位后参数：=34.07角度变位后的端面压力角:tan ： n cos :所以t =21.47端面啮合角:解得:n21.75查表得变位系数和：E =0.32&=0.13E2=0.19倒档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角:-20d1 m=55.92mmcosha10=(h*E r；y )mn =2.066mmhf10=(h+c - E) mn=2.385mm h10=4.45mmda 二 dg 2ha10 =60.051mmdf。勺 -2hf1o=51.15mmZn

19、10 =29.02cosPA - Ayn0.048 y 二 E - yn=0.272mn分度圆直径：d9二巴 = 68.08mmcos P齿顶高 d9=(h； E - y)mn =1.9305mm齿根高 hf9 = ( ha + c - E) mn =2.52mm全齿高h9=4.45mm齿顶圆直径：da9 二 d9 2ha9=71.941mm齿根圆直径：df9 =d9 -2hf9=63.04mm 当量齿数zn9= 至7 =35.33cos P查表得变位系数和：E =0E1=0.23E2 = -0.23Ea=0.23A -A yn0mny - yn=o分度圆直径：du =Znmn=27.50mm

20、= zm* =52.50mm= zm* =80mm齿顶高 ha11=(h；& - ：y)mn =3.075mm*hai3 =(ha&3 - y)mn =3.075mm齿根高 hfn = ( ha+c - &) mn=2.55mm* *hfi3= ( ha+c- &3) mn=2.55mm全齿高 h11=5.625mmh12=5.625mm齿顶圆直径：da1d11 2ha11 =33.65mmda13 = d13 2ha13 =86.15mm齿根圆直径：df11 =2hf11 =22.40mmha12=(h*.&2 - y) mn=1.925mmhf12=(ha + c - &2) mn=3.7

21、0mmh13 =5.625mmda12 = d12 2ha12=56.35mmdf12 = d12 _2hf12=45.10mmdf13 =d13-2hf13=74.90mm第三章齿轮的校核3.1齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏以 及齿面胶合。3.2齿轮加工方法及材料与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。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，支承方式也基本一致。如汽车 变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。国内汽车常用的变速器

22、齿轮材料有 20GrMnT、20GrMnTiB、15MnCr5 20MnCr5 25 MnCr5 28 MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为 5863HRC心部硬度为3348HRC本次设计中齿轮的材料选用20GrM nTi, 般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中轴的材料也选用20GrM nTi3.3计算各轴的转矩发动机最大转矩为130Nm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入二Temax 离 承30 0.98 0.98 = 100.842N m输出轴一档 T21 = T入承齿i,=100.842X 0.98X 0.98X 2.54= 274.082Nm输出

23、轴二档 T22=T入承齿i2=100.842X 0.98X 0.98X 2.07= 200.477Nm输出轴三档 T23=T入承齿i3=100.842X 0.98X 0.98X 1.55= 150.115Nm输出轴四档 T24=T入承齿i4=100.842X 0.98X 0.98X 1.125= 108.955Nm输出轴五档 T25=T入承齿i5=100.842X 0.98X 0.98X 0.82=79.416 Nm倒挡轴 T倒 1=ta 承齿in12=123.55X 0.98X 0.98X 1.91=184.893 NmT倒2 =丁倒 1 承齿h?13=190.22X 0.98 X 0.98

24、X 1.52=270.585Nm3.4齿轮弯曲强度计算斜齿轮弯曲应力j2Tg cos - K 厂-：zm3yKcK :式中：Tg 计算载荷（Nmr）mn 法向模数（mr）z 齿数；-斜齿轮螺旋角（）;应力集中系数，K_=1.50 ;y 齿形系数，可按当量齿数Zn二z cos3 :在图中查得；Kc 齿宽系数Kc =7.0K ；重合度影响系数，K =2.0。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180350MP范围，对货车为100250MP。0.22 r -0.21堂尖0.20UJ90.140J50.14D 130.150.114U图

25、5-1齿形系数图xiso. 171!一档齿轮的弯曲应力:- =21.96z1=13，z2=33,1=0.158, y2 =0.158, T1 =T入=100.842Nm, T2i =274.082Nm,2T1COsPK100.84 cos21.96* 1.503w1二Z1m；y1KcK ；=3.14 13 2.5 0.158 7.0 2.0 10=215.44MPa180 350MPaw22T21 cos 1 K:- _ 二ZzmyzKcK .2 汉 274.082 決 cos21.96* 1.5033.14 33 2.50.158 7.0 2.0103=206.67MPa10 0 250MP

26、a二档齿轮的弯曲应力:z3=15, z4 =31, y=0.138, y4 =0.143, T3 = Ta =100.842Nm, T22=200.477Nm, =21.96w32T3 cos : K3NmKcK ；=197.33MPa18 0 350MPa2T22 cos P K 百；W4=183.93MPa100 250MPa兀zmnyKKg三档齿轮的弯曲应力：Zs =20, z6=31 , ys =0.154, y6 =0.155, T5 =Ta =100.842Nm, T23=150.115Nm, =22.27w52T5 cos - K3Z5mny5KcK .=181.93MPa18

27、0 350MPa2T23COS0 K-w6ZmKcK=173.21MPa100 250MPa四档齿轮的弯曲应力:z7=23, z8 =28, y7 =0.156, y8 =0.154 T7 =TA =100.842Nm, T24 =108.955Nm, B =22.27w72呼兀二 Z7mMKcK=149.33MPa180 350MPa2T24COS ： Kw92T9 cos - K二 ZgmnKcK=133.60MPa180 350MPaw10=处严 K =124.31MPa100 250MPa二 Z1mny1oKcK倒档齿轮的弯曲应力:Zu =11, Z12 =21, Zu =32, yn

28、 =0.135, y-12 =0.114, y-13 =0.135, T = Tx = 100.842N m ,T倒!=184.893Nm , T倒2 =270.585Nm, Kc=7w112T11 K f K匚=717.75MPa400850MPac:z11mny11 Kw122T倒1K f K 二=816.31MPa400850MPac3二 zmnyKw132T倒 2 K f K ；- _3 Z13mny1aK=662.03MPa400 850MPacw839 =145.28MPa、几二rb si n ,斜齿轮烏二rzsin* cos2 ：、订二h sinx i cos2 - ； j、G

29、主、从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷Temax畑作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力二j见表4.142弹性模量 E =20.6 X 10 N mm，齿宽 b 二 Km 二 Kn , k 取 7表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮cr j / MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡19002000r9501000常啮合齿轮和高挡13001400650700计算齿轮的接触应力：T1=100.842Nm, T21=274.082N.m, ： =20 ,三=21.96 ,= rzsin： /cos2 ：,d2=88.95mm几=rbsin : /cos2 ：,节圆直径：d1

30、 = 2AZ1 =35.05mm乙+Z2Cj1T1E= 0.418V bd1 cosa=1244.76MPa1900 2000MPaj2T21E/ 、1 +1 bd 2 cos。pP Z1 b J-0.418=1217.24MPa1900 2000MPaj3= 0.418ELL Ybdscos。f J=840.35MPa19002000MPa-j4Cj6j8二 j11二 j12二 j13T22E= 0.418 ；221bd4cos：； rz= 0.418= 0.418bd 5 cos .：T23E1、bd 7 cos 1fzPb 丿I 1 1 x+|bd8cosa (PzPb 丿1 t5e(1

31、 + 1)1 bdg cosa 1-PzPb 丿1 T25Ebd10 cos aS Pb丿| T倒E1 N bd11 cos宀Pb丿11T倒 1E bd12 coss %丿T倒 2 E(1 1、4- bd13 cos aPzPb 丿；bd6cosa J= 0.418= 0.418= 0.418-0.418= 0.418= 0.418= 0.418=824.24MPa19002000MPa=962.51MPa19002000MPa=943.29MPa19002000MPa=999.59MPa19002000MPa=919.55MPa19002000MPa=925.04MPa19002000MPa=906.