两轴变速器设计说明书

1、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、

2、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

3、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a)b)c)d)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

4、同时进入啮合,使换挡困难。图2c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。1574kw167km/h167N m1705kg3200r/min185/60R14S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最高车速转矩总质量转矩转速车轮rnHaman = 0.377 -lg5loUanian 最

5、车速,llanian =167 km/hr 一车轮半径，r= 0. 29n功率转速，n=5000r/min八一主减速器传动比妹一最高挡传动比/ 尸 1.42.0 即 /产(1.42,0) X 3200=44806400r/min7_x=9549X 空/ %所以，二46545500r/min柴油机的转速在3000-7000r/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,即由i。略小于3.0初取 1,5=0.75 i0 =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J/。% 之 +GiGr(f cos a ma# sinL J/。力

6、式中：G作用在汽车上的重力，G = mg , m 汽车质量，g重力加速度,G = /g=16709N；T, = Te_=167Hm；传动系效率,z/r =0.88；r 一车轮半径，r=0.29m；/一滚动阻力系数，干砂路面/ (0.100 - 0.300)取/ =0.150；/坡度，=16.7。,16709x 0.29x(0.150*cosl6.7 + siiil6.7)匕 =2. 28g167x4.36x0.88满足附着条件。ry-r皿人1，。7 F、 0 r在沥青混凝土干路面，。=0.50.6,取。=0.61705x 60%x 9.8x0.6x0.29 人一=4.54167x4.36x0.

7、88一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中：一常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比 为-5 = 0.75,山=0.75.3 = 1.437所以各挡传动比与I挡传动比的关系为加=3.2 , ig2 = 2.227 , zg3 = 1.550 , Zg4 = 1.079 ,45 = 0.75ig2 ig3 ig4 ig5初选中心距时，可根据下述经验公式A = KaNTeJ”式中：A变速器中心距(mm)；储一中心距系数，商用车：K/8.993；Tax一发动机最大转矩(Nm)；4一变速器一挡传动比，5=3.2 ；以一变速器传动效率，取96% ；丁皿x发动机最大转矩，r,max=167Nm。则

8、，A = Ka；=(8.99.3)367x3.2x0.96=71.24774.450 (mm)初选中心距A =74mrrio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：乘用车和总质量巩 在1.8-14.0t的货车为2.03.5mm；总质量也大于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。车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量m/t1.0V1.61.6V2

9、.56.0 叫 .iu/8艰风限例埃MKflv.afBnai23Si2f 2丫川 y/ ,/事5必里纥S?二 37一二二匕*WBSmBBBMMIRKflsniMSiEISAM_叫P2R昆，12。瓦二即绑如界露霞才做旧:明器as: 品究粼髭霏器稀，:我器蓬器工 匕必 gBSi&iBSaflgalifBwwM 上,冬夕21:彳以29;，“:匕ea，!G，！二m 一e2J2sS55a*JggMil变为系数图1、确定一挡齿轮的齿数取模数mn =3mm螺旋角夕二23。齿宽系数h=72Acos/?ZI + Z2 =mnZ2 .=Zgl 三 3.2ZIAzl=ll z2=344 =(Z=ZM，= (12 +

10、 35)x2.75 =73 33nlm2 cos 22 x cos 23对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角tan at - tanacosp，a = 21.57”端面啮合角a73.33-rcos a = cos a =cos21.7A74a =22.58U=l = =3.09变位系数之和 查表得8汇=0.35切=0.40 切=0.5A A 74-73.33n = 0.223mn3Ay = ?X - = 0.35-0.223 = 0.127分度圆直径：4 =生& = 38.85nuncos p7J,=-=110.809mm-cos/?节圆直径di = 24H/zl+.2 = 2x74x11/1

11、1+34 = 36.178mmd2 = 2Az2/ zl + z2 = 2x74x34/11+34 = 111.822 mm从 IiWj瓦 u = di + 2(/” + J” =3.819mm*ha2 = d 2 + 2(/a +。2 卢)1=2.469mm齿根高hfl (Jia + Cn - &1)黑龙江工程学院=2.550mmh/2 =+ cJ -=3.900mm全齿高 hl=hal+hfl=6.069mm齿顶圆直径 dal=dl+2hal=43.488mmda2=d2+2ha2=115.747mm齿根圆直径dfl=dl-2hfl=30.750mmdf2=d2-2hf2=103.009m

12、m当量齿数Znl =14.102cos-43.590分度圆直径J11x3di = 35,80 mmcos/? cos 23.34x3“cdi = 110.809 mmcos/? cos 232、确定二挡齿轮的齿数取模数=3mm螺旋角夕二23。齿宽系数h:72AcosZ?ZI + Z2 =ninZ4 .=lg2 三 2.227Z3Az3=14z2=31黑龙江工程学院A =(Z=ZM，= (12 + 35*2.75 =73.33mni2 cos 22 x cos 23对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角tan at = tan a c os/，a = 21.57”端面啮合角a7333一cos a

13、= cos a =cos21.37A746/ =22.58z4 31U= = =2.214Z3 14变位系数之和查表得翻汇=0.35切= 0.28 切= 0.07A A 74-73.33 =0.223mn与，=孕工一/=0.350.223 = 027分度圆直径：4=46.527mmcos/7d4 = &3101.032mmCOS，节圆直径d3 = 2A3/z3 + z4 = 2x 74x14/14+31 = 46.044 mmd4 = 2Az4/z3 + 4 = 2x 74x31/14+31 = 101.956mm齿 J14 IrJha3 - 63 + 2(瓦 + ZX)?)?”=3.459m

14、mha4 = 4 + 2( J +。2 - 】)?=2.829mm齿根Wjhf3 = ha + Cn 昂 1)7=2.910mmhj 4 = (ha* + Cn* 昂2)1=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=17.949-=39.744cos/33、确定三挡齿轮的齿数取模数加=2. 75mm螺旋角4二23齿宽系数h=72Acos/?ZI + Z2 =mnZ6 .=lg3 = 1.

15、550Z5=74.69 mmA _ (?5 + Z6)m _ (20 + 30) x 2.752cos/72 x cos 23对三挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角tan at - tanacosp, a = 21.57端面啮合角cos.=cos.=Zcos2L57A 74=21.70711工6 30 q匚 U=1.5力20变位系数之和查表得=0.4221御=0.24 i = 0.18A A 74-74.69，yn =-0.251 mn 2.75Ay/：=? yn = 0.42 (0.251) = 0.671分度圆直径：d5=59.750mmcos/7d6 = =89.625mm cos/?节圆

16、直径d5 = 2Az5/ z5 + z6 = 2 x 74x 20/20+30 = 59.200mm黑龙江工程学院d% = 2Az6/ z5 + z6 = 2 x 74x 30/20 + 30 = 88.800mm齿 J14 fWjha 5 = d 5 + 2(/?a +=1.565mmha 6 = d 6 + 2(a + 昂 2 =1.400mm齿根Wjhf5 = (ho + Cn - 11)加？=2.778mmhj 6 = (Jia + Cn 多2)/%=2.943mm全齿高h5=ha5+hf5=4.343mm齿顶圆直径da5=d5+2ha5=62.880mmDa6=d6+2ha6=92.

17、425 mm齿根圆直径df5=d5-2hf5=54.194mm47Df6=d6-2hf6=83.739mm当量齿数-工55 COS/?3=25.461=38.462 cos/34、确定四挡齿轮的齿数取模数加=2. 75mm螺旋角4二23齿宽系数h=72Acos/?ZI + Z2 =mnZ8 .=lg4 = 1.079Z7Az7=24 z8=26x (Z5 + Z6)m (20 + 30) x 2.754 = = = 74.69 mm2 cos/72 x cos 23对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角tan a - tan a c os/. c& = 21.57端面啮合角上 cos2L57 7

18、4acosa = cosa = A6/ =21.707U=i = =1.083力24变位系数之和查表得加Z =0.42切=0.22 切=0.20y-与 J4.74.69 25nin 2.75= = 0.42 - (-0.251) = 0.671分度圆直径：d产”且=2.75x24 =7,700 mmcos/70.920cos 夕0.92027?x 26 =77.675mm节圆直径d7 = 2A，/z7 +4 = 2x74x24/24+26= 71.040 mmds = 2 Az8/ z7 + z8 = 2 x 74x 26/24+26= 76.960 m m从 IJ14 fWjha 7 = d

19、 7 + 2(/?a + =1.510mmhaS = d 8 + 2(a +。2 A)%)/?”=1.458mm齿根Wjhfl = (ha + Cn 切)2=2.832mmhfS = (ha + Cn 多 2)7=2.886mm全齿高h7=ha7+hf7=4.342mm齿顶圆直径da7=d7+2ha7=74.720mmDa8=d8+2ha8=80.591 mm齿根圆直径df7=d7-2hf7=65.956mmDf8=d8-2hf8=71.907mm当量齿数_ Z? _24cos 夕 0.93973=30.77026 0.93973=33.3335、确定五挡齿轮齿数取模数力=2. 75mm螺旋角

20、2二23 齿宽系数h:72AcosZ?Z1 + Z2 =ninZio .=2g5 三 0.75Z9A z9=29 zl0=21x (Z5 +(20 + 30) x 2.754 = = = 74.69 mm2 cos/72 x cos 23对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角tan at - tanaJcos二 & 二 21.5774.6974cos21.57端面啮合角4，cosa = cosa =Aa =21.70779 29U= = =1.38Z10 21变位系数之和查表得金汇=0.42切=0.24 切= 0.18yn =IVn7474.69 Z75= -0.251= 0.42 - (-0.

21、251) = 0.671分度圆直径：dg =cos/72,75x290.920=86.637/7?/?4o,nno ,2,75x21cos。 0.920=62.737mm节圆直径d9 = 2Az9/z9+zlO = 2x74x29/29+21 = 85.840mmdio = 2Azi 0/z9+ zl0 = 2x 74x 21/29+ 21 = 62.160mm齿顶ha9 = 19 + 2(ha + 3 1 =1.403mmhulQ = d 10 + 2(/“ +。2 Ay/?)777/r=1.565mm齿根高hf9 = (ha + Cn l)mn=2.943mmhfio = (ha + Cn

22、 。2)加=2.778mm全齿高h9=ha9+hf9=4.333mm齿顶圆直径da=d9+2ha9=89.443 mmDal0=dl0+2hal0=65.867mm齿根圆直径df9=d9-2hf9=80.751mmDfl0=dl0-2hfl0=57.181mm当量齿数”929cos # 3 0.93973=37.17921cos/?3 0.9397?=26.923确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮乙2的齿数一般在2123之间，初选乙2二22.Z12Z13Z13c cc，倒= zi = 2.92Z12 Zu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da 11+

23、2+ 0.5 A = 70 Zu = 11, Zi2 = 21, Zi3 = 34,(zn+ Zi2)m a =二(11 + 21)x2.752=44 mm(Z12+Z13)/% (21+34)x2.75a = /36 mmdu = zu m=11x2.75 = 30.25 mmdi2 = 212m = 21x2.75 = 57.75 mmdi3 = 03 m = 34x 2.75 = 93.25 mmdm = dii + 2h*.m = 30.25 + 2x 2.75 = 35.75mmdi2 =(712 + 2/7+m = 57.75 + 2x 2.75 = 63.25 mmda 13 =

24、 d + 2ham = 93.5 + 2x 2.75 = 99 mmd/ii = du 2(7 + c*)/77 = 30.25 2x(1 + 0.25)x2.75 = 23.375 mm df 12 = d 12 2(h*a-hc*n)m = 57.75 2x(1 + 0.25)x 2.75 = 50.875 mmdf 13 =小3 2( + c= 93.5 2x(1 + 0.25)x2.75 = 86.625 mm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：对输入轴d/L=0.16618：对输出轴d/L g0.18 0.2

25、1。输入轴花键部分直径d (mm)可按式下面公式初选(5.1)式中：K经验系数,K=4.04.6；7皿x发动机最大转矩（Nm）输出轴最高档花键部分直径4 =（4.04.6）V而=22.0275 25.332mm 取22mm；输入轴最大直径d2mL （。0.60卜68 =29.6 40.8mm 取 35mm。输出轴：= 0.180.21；输入轴：九晅=0.160.18 ；L、LL = 196, a = 17.75, /? = 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5,_ CQspKa% = P * yKKg式中：T 一计算载荷（N-mm）； ftmn 一法向

26、模数（mm）；Z一齿数：夕一斜齿轮螺旋角（ ）：K。一应力集中系数，K/1.50；一齿形系数，可按当量齿数乙=z/cos377在图中查得；K, 一齿宽系数K, =7.0K -重合度影响系数，K =2.0o当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩/max时，对乘用车常啮合齿轮和高 A挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。F凡K,b =-卬 bty式中，为弯曲应力；工为圆周力，F=2TJd； 7；为计算载荷；d为节圆直 径；K。为应力集中系数，可近似取Kb=1.65； K/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

27、 从动齿轮K =0.9； b为齿宽；t为端面齿距，t =加7, m为模数；y为 JJ齿形系数，如图5-1所示：齿形系数图2T k K=零，。/ =209. 476MPa180350MPaZTQQSP Ka5c = =197.974 MPa180350MPa叼小2K4%=0.418轮齿接触应力计算bd cos a cos Pp: pb式中：巴一轮齿的接触应力（MPa）；兀一计算载荷（Nmm）； Ad 一节圆直径（mm）：a 一节点处压力角( ),夕一齿轮螺旋角( )：一齿轮材料的弹性模量(MPa)；b 一齿轮接触的实际宽度(mm)；1947.679 MPaq7= 1940.754 MPaq7第六

28、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 = 必爪二146x99%x96%=l38.8Nm1 .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、氧化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工 作的第二轴可以采用氧化处理，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口3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*5。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:，并规定

29、其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同 心度同。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172 .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K、f2心=11=34 p =21.57或42.75x13a. =r = 3bmm,cos 0icos 21.54A 7Z,2.75x33d、=匚 = 97.35 mmcos A cos21.54c1二135.91Nm,7；产327.88Nm小今=端巴*787.27a= 2x327-88 x103 = 6736.11Nd, 97.

30、35l FtAana 7087.87taii20o - 丫F.= = 2379.77Ncos/7 cos21.54工,=% tan” = 6736Ita,0 = 2635 82N-cos/?】 cos21.54Fai = Ftl tail舟=7087.87 tan21.54 = 2797.77VFa2 = Fi2 tan 4 = 6736.11 tan21.54 = 2658.867V 初选轴 的直径(2)轴的刚度计算若轴在垂直面内挠度为力，在水平面内挠度为，和转角为6,可分别用下列式计算_ F.crb21c = e1lfs =Fa2b23EILFab(b-a)3E1L式中：工一齿轮齿宽中间平

31、面上的径向力（N）；尼一齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；七一弹性模量（MPa）, =2.1xlO5MPa；I惯性矩（mm，），对于实心轴，/ =加764； d一轴的直径（mm）,花键处按平均直径计算；。、b齿轮上的作用力距支座4、6的距离（mm）；L一支座间的距离（mm）。轴的全挠度为/ =40.2mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为比二0.050.10mm,=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad181o（1）输入轴的刚度Frl=2579.72N,轴颈4=25mm, 1=!7.75mm, L=196mm,=2.1xlO5N / = = 19165 .0464&

32、 =7087.87 N,工1 = 2579.77 NFrla2b2 _ 64a2(L-a)2 3EIL 3 就 EL=0.01 lmm 0.050.10mm64x2951.74x17.752(196-17.75)23x254x2.1x105x196_小6优亿一”Jcn 3EIL 3叫EL64x2579.77x17.752(196-17.75)2以 1A n .=- = 0.029mm 0.100.13mm3x254x2.1x105x196/； = 7 fei + Zi = a/0.0112+0.292 = O.Olnun 0.02mm5 Fria b(b- a) 64Frlr/(L -a L-

33、2a)1 3EIL3*3_ 64x2579.77x17.75x(196-17.75X196-2x17.75)3x254x2.1x105x196= 5.544xi0_4rad0.002iad(3)轴的强度计算输入轴强度计算4=38.35mm, T=135.91Nrn, %=1775mm, 4=25mm,L =196mmFn=7087.87Nm, Frl=2579.77Nm, Fa=2797.7NmFr = 7087 .87水平135.91输入轴受力弯矩图1)求H面内支反力尸8人尸仆和弯矩MqFfiHL-Fll(L-al) = O6588.59N_ FL aJ _ 78087 .87x168.25BH L -196-工式=0Fbv =匕 KL - cij +匕3 = 2693.66N qM =尸研%=84004 .522)求V面内支反力Fc“、尸。和弯矩外,FchL_Fm = O= 499.28N外可 _ 78087.87x12.75T196FcvL-Fri(L-ci)- F./i = 0FbhF,JL6)+ 匕山=_m.66NMVL = FBVak = 34344.UMVP = Mvl - Fa.n =-19301 .73MVPi = yjMjp + Mi = 86193.48N . mmMv“ = 90753.96N , mmy Y v ln由以上两式可得M = jM