变速器总成设计

1、轿车机械式手动变速箱设计计算说明书 班级：车辆1001组别： 02目录1. 设计任务书22. 总体方案论证23. 变速器主要参数及齿轮参数的选择54. 变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析15 4.1变速器齿轮154.2变速器的轴194.3变速器轴承245.驱动桥（主减速器齿轮）部分参数的设计与校核316.普通锥齿轮差速器的设计377.设计参数汇总（优化后）45*参考文献481 设计任务书根据给定汽车车型的性能参数，进行汽车变速箱总体传动方案设计，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。表1-1 轿车传动

2、系统的主要参数组别发动机主要参数第二组2.0L横置前驱FF，MT 5挡 ，2 总体方案论证变速器的基本功用是在不同的使用条件下，改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。此外，应保证汽车能倒退行驶和在滑行时或停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。变速器设计应当满足如下基本要求：F 具有正确的档数和传动比，保证汽车有需要的动力性和经济性指标；F 有空档和倒档，使发动机可以与驱动轮长期分离，使汽车能倒车；F 换档迅速、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力性（自动、半自动和电子操纵机构）；F 工作可靠。汽车行驶中，变

3、速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；F 应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出；F 效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、成本低。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式和多中间轴式变速箱。在已经给出的设计条件中，具体的参数说明如下：表2-1 汽车传动系统主要参数发动机2.0L横置变速器MT 5挡发动机最大扭矩170/4000发动机最大功率85/5200驱动形式FF汽车装备质量（kg）13102.1 传动机构布置方案分析（1）传动方案的选取根据提供的参数及设计

4、需求，变速器传动方案的选择如下：1输入轴 2输入轴一档齿轮 3输入轴倒档齿轮 4倒档轴 5倒档轴倒档齿轮 6输入轴二档齿轮 7输入轴三档齿轮 8三、四档同步器 9输入轴四档齿轮 10支撑 11输入轴五档齿轮 12五档同步器 13输出轴 14输出轴五档齿轮 15输出轴四档齿轮 16输出轴三档齿轮 17输出轴二档齿轮 18一、二档同步器 19输出轴倒档齿轮 20差速器半轴齿轮 21差速器星行星齿轮图2-1 变速器传动方案该方案的的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，由于发动机横置，故主减速器不需要有改变转矩方向的作用，主减速器齿轮选用斜齿圆柱齿轮。因考虑到滑动齿套换挡对齿轮齿端不利，故

5、使倒档齿轮与其它传动齿轮一样为常啮合直齿轮，并用同步器换挡，同步器与倒档的布置如图所示。（2）倒挡布置方案根据选取的传动方案，倒挡的布置形式如下所示：图2-2 倒挡方案由上图可知，该方案能使换挡更加轻便。（3）变速器结构图图2-3 五挡变速器结构图（该图主减速器为锥齿轮）如上图所示，为了提高轴的刚度，变速器轴增加了中间支承。2.2 零部件结构方案分析（1）齿轮形式变速器两轴传动齿轮采用斜齿常啮合齿轮，优点是使用寿命长、运转平稳、工作噪声低。D倒档齿轮采用直齿常啮合圆柱齿轮，主减速器采用斜齿圆柱齿轮。（2）换挡机构形式变速器采用同步器换挡，其优点是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车的加速性

6、、燃油经济性和行驶安全性。（3）变速器轴承初选输出端为短圆柱滚子轴承，其余为向心球轴承具体选型与计算在轴承的寿命计算中详细分析。3 变速器主要参数及齿轮参数的选择3.1 挡数按设计要求，变速器档位数为5挡，其中最高档位超速挡。3.2 传动比范围的选择变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常为直接挡，而本次设计为了提高汽车的燃油经济性，将最高挡设为超速挡，档位数为五挡。超速档的传动比一般为0.70.8。最低挡的传动比则要求考虑发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动桥与地面的附着率、主减速器比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低行驶车速等而对

7、于乘用车，其范围一般在3.04.5之间。表1是国内外一些变速器的速比设置，可以发现，多数变速器的各档速比值符合偏置等比级数。首先在满足要求的情况下令最小传动比3.2.4 各挡传动比的初选 最低档传动比计算； 选择最低档传动比时应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不高空气阻力可忽略则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为； 式中 m汽车总质量 g重力加速度 max道路最大阻力系数 驱动轮的滚动半径，轮胎规格选用195/65/R15 发动机最大转矩

8、i0主减速比 汽车传动系的传动效率，取0.95；其中滚动阻力系数，取，得代入数据可得： 根据驱动车轮与路面的附着条件; 求得的变速器I档传动比为： 式中 G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷，取驱动轴的负荷率为61.5%。 路面的附着系数，取良好的沥青或混凝土附着系数为0.75； 假设汽车满载时的总质量为1685kg,带入数据可知： 综上所诉变速器的低档传动比的范围为：由此可以初选一档传动比为3.6，设置最高档五档为超速档，可取五档传动比为0.8. 2. 变速器各档速比的配置；按等比级数分配各档传动比： 故在已知变速器档数为5档与的情况下，可知，若传动比分配为等比级数（现实中高挡传动

9、比间隔可以比低挡稍小），则各挡传动比的初选结果如下表所示：一档二档三档四档五档3.62.471.71.160.83.3 中心距A变速器的中心距A系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离。其主要由传递的扭矩、结构和工艺情况决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，还关系到齿轮的接触强度：中心距过大将使变速器的质量增加较多；中心距过小则会使齿轮的接触强度变大，寿命变短，且影响变速器壳体的性能。因此最小允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定，而且最小中心距要同时满足最低挡的传动比要求。而对于发动机前置前轮驱动(FF)的乘用车，其中心距A也可以根据发动机排量与中心距的统计数据

10、初选。统计数据表明，乘用车变速器的中心距一般在6080mm范围内变化。原则上来说，车越轻，中心距也越小。设计中用下述经验公式初选中心距A （3-6）式中A为变速器中心距（mm） 为中心距系数，对于轿车，取 变速器传动效率，取0.96 已知，最后取。3.4 外形尺寸变速器的横向外形尺寸可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置来初步确定。对于四挡的乘用车，其变速器壳体的轴向尺寸为（3.03.4）A。对于设计要求的五挡变速器，初步估计其壳体横向尺寸为238mm。3.5 齿轮参数（斜齿轮齿形参数）3.5.1模数齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等因素有关，而在设计中主要考虑对齿轮强度的影

11、响。齿轮模数大则其弯曲应力小，但齿轮齿数会随之减少，并减小齿轮啮合的重合度，增加啮合噪声。因此，在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽量小。设计中已确定变速器（不包括主减速器）齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应满足以下的强度要求：在选择模数时，若从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选择同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应选用不同的模数。一般来说，变速器低挡齿轮应选用较大的模数，其它挡位选用另一种模数。变速器用齿轮模数范围见表3-2。表3-2 汽车变速器齿轮的法向模数车型发动机排量V/L模数2.252.75mm2.503.00mm另外，变速器齿轮所选的模数应符合国家标准，见表3-3。表3-3 汽车变速器常

12、用的齿轮模数（摘自GB/T13571987） （mm）一1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.55.50根据以上要求，初选1、3、5挡齿轮法向模数2、4挡齿轮法向模数3.5.2 压力角齿轮压力角有等多种。压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，有利于降低齿轮传动的噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。对于斜齿轮，压力角为时强度最高，而对于乘用车，为加大重合度以降低噪声，理论上应取较小的压力角。本次设计各挡齿轮压力角均选为。3.5.3 齿宽b在变速器齿轮的设计中，齿宽的选择应满足既能

13、减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿：，其中取齿宽系数；斜齿：,其中取齿宽系数；啮合套或同步器，。对于啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大，一般为510mm；对于采用同一模数的各挡齿轮，低挡齿轮的齿宽也应当比高挡齿轮稍大一些。齿宽的选取结果见表3-4。表3-4 汽车变速器齿轮的模数选择结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡法向模数（mm）2.252.502.252.502.252.25齿宽（mm）输入轴齿轮202018181418输出轴齿轮1818161616163.5.4 螺旋角由于变速器的设计中（不包括主减速器）的齿轮均采用了斜齿轮，故存

14、在螺旋角。采用具有螺旋角的斜齿轮可以加大重合度，提高强度，降低噪声，但有轴向力作用在轴承上，需要计算确认。螺旋角确定根据以下原则：（1） 使齿轮的纵向重合度，这样在运转的过程中，齿面螺旋线上始终有齿接触，可以保证运转平稳。具体设计时，螺旋角可按（3-7）式确定： （3-7）（2） 由于斜齿轮工作时会产生轴向力，为此在设计时应自在理论上使螺旋角的选择正好能使一根轴上的齿轮产生的轴向力相互抵消，如图3-1所示。 图3-1中间轴轴向力的平衡即满足下式： （3-8）对于两轴式变速器，由于轴向力较难抵消，也可参考同种车型的数据。（3） 斜齿轮的轮齿强度会随着螺旋角的增大而提高，且螺旋角的增大会使齿轮的接

15、触强度与重合度增大，但当螺旋角大于30°时其弯曲强度将明显的下降。因此，对于轿车来说，为求传动平稳，往往将螺旋角取的稍大。螺旋角的初选结果见表3-5。表3-5 汽车变速器齿轮螺旋角的初选结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡25°0° 3.5.5 齿顶高系数与顶隙系数本次设计取斜齿轮的法向齿顶高系数，法向顶隙系数。3.6 变速器传动齿轮齿数分配和实际传动比的校正在以上参数确定后即可确定传动齿轮的具体分配齿数。在确定齿数时，为了使齿轮齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比一般不取整数。如图3-2所示，五挡变速器外加倒挡，共13个齿轮，齿数分别记为。 图3-2变速器齿轮齿数的分配3

16、.6.1 确定各档齿轮的齿数：1 齿轮的参数设计1. 一档齿轮设计： 初选中心距A 经验公式 选 代入得 查表3-1及表3-2，选法向模数初选螺旋角，根据已算得初定一档传动比可知一档齿轮传动比由公式可知一档齿数和，取整为51.再根据初选传动比为3.6，算得小齿轮齿数为11，大齿轮齿数为40. 精确的传动比修正中心距A.将中心距修整为76mm。根据上式，算得修正后的。2二档齿轮设计：  根据一档齿轮设计参数，二档齿轮的初选法面模数和螺旋角选为20°=2.75。且已知二档齿轮的传动比为=2.47。由公式： =51.9，取整为52， =52故二档齿轮的齿数可以选择为：。

17、根据确定的齿数中心距存在一定的偏差，经过公式修正：A=76  可以求得修正后的螺旋角为3. 三档齿轮设计根据一档齿轮设计参数，档齿轮的初选法面模数和螺旋角选择和一档相同分别为22°=2.75。且已知二档齿轮的传动比为=1.7。由公式： =51.25，取整为52， =52故二档齿轮的齿数可以选择为：=19=33。根据确定的齿数中心距存在一定的偏差，经过公式修正：A=76  可以求得修正后的螺旋角为4四档齿轮设计： 由一档齿轮可知中心距为76mm查表3-1及表3-2，选法向模数，初选螺旋角已选定4档传动比为=1.16由公式可知一档齿数和，取整为54

18、,选，则，故取=26，取=29，则=1.16，修正中心距A. 将中心距修整为76mm。根据上式，算得5.五档齿轮设计 根据一档齿轮设计参数，五档齿轮的初选法面模数和螺旋角选择和一档相同分别为。且已知五档齿轮的传动比为。由公式：，取整为52， ，故五档齿轮的齿数可以选择为：。根据确定的齿数中心距存在一定的偏差，经过公式修正： 可以求得修正后的螺旋角为变位系数为了避免齿轮产生跟切、更好的与中心距匹配，以及调整齿轮的各种属性，需要使齿轮变位。变位齿轮有两种：高（度）变位和角（度）变位。其中高变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数和为零，角变位则不为零。设计时选取角度变位。变位系数的选择一般考虑一下几点：

19、1）避免根切 避免根切的最小变位系数可由下式确定 式中为齿顶高系数，已知；为未变位又不发生根切的最小齿数，可取。由此可得：对一挡齿轮有 对二挡齿轮有 对三挡齿轮有 对四挡齿轮有 对五挡齿轮有 2）防止齿顶变尖 齿顶法面弦齿厚大于等于。可由（3-12）式确定： （3-12）式中为齿顶螺旋角，；为齿顶端面弦齿厚，。上述公式中，为齿顶圆直径，。3）齿根壁厚不要小于1.2倍齿全高。4）主、从动齿的弯曲应力应当平衡，以保证二者的弯曲疲劳寿命相等。变位系数的选择主要由以上几点考虑，而为了降低噪声，一对啮合齿轮的变位系数之和可适度取小。可由计算机编程来完成。一挡齿轮的程序计算截图如图3-3所示。 齿轮角变位

20、计算器齿轮角（度）变位系数结果如下表所示。表3-6齿轮变位系数选择结果挡位变位系数X一挡二挡三挡四挡五挡倒档输入轴齿轮0.0000.0000.0000.0000.000输出轴齿轮0.136-0.032-0.386-0.442-0.3863.6.10齿轮精度的选择各类机器所用齿轮传动的精度等级范围列于表3-7中，按载荷及速度推荐的齿轮传动精度等级如图3-4所示。具体的精度选择结果见设计参数表。表3-7各类机器所用齿轮传动的精度等级范围机 器 名 称 精 度 等 级机 器 名 称精 度 等 级汽轮机 36拖拉机 68金属切削机床 38通用减速器 68航空发动机 48锻压机床 69轻型汽车 58起重

21、机 710载重汽车 79农业机器 811（注：主传动齿轮或重要的齿轮传动，偏上限选择；辅助传动齿轮或一般齿轮传动，居中或偏下限选择。）图3-4齿轮传动精度等级3.6.10齿轮的后处理齿轮在设计与制造中还需进行齿形的修正，材料的选择，热处理以及强化等步骤，在此不详细论述。3.6.11补充说明以上得到的设计数据并没有达到最优设计结果，以齿轮的变位系数为例，若为理想情况，对于变速器中较低挡位与倒挡，为了获得高强度的齿轮副，变位系数之和应该取得较大，而为了获得低噪声传动，高挡齿轮副的变位系数之和应该取得较小。由3.6.8中得出的结果可知，倒挡齿轮的变位系数并没有很好的满足设计的理想要求。在这种条件下可

22、以通过对要求的目标函数的确定，并选择约束条件，并通过数学工具（如MATLAB中的优化工具箱FMINCON函数）来进行最优化设计。具体的设计过程不在此详述。4 变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析4.1 变速器齿轮4.1.1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（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏（本次设计时无需考虑）以及齿面胶合。4.1.2齿轮的强度计算与其它机械行业比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。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。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。1） 轮齿弯曲强度计算（斜齿轮）假定载荷作用在齿顶，齿形系数的选择如图4-1所示。图4-1齿形系数图已知斜齿轮弯曲应力为 （4-1）式中为圆周力，为计算载荷，为节圆直径， 为应力集中系数， 为法向齿距， 为齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图4-1中查得， 为重合度影响系数，。 （其它未说明参数同上）将上述有关参数整理后可得式（