五档变速器设计说明书

1、 第一章 基本数据选择1.1设计初始数据：（方案二）学号：26；最高车速：=110-26=84Km/h； 发动机功率：=66-26/2=53KW； 转矩：=210-26×3/2=171Nm； 总质量：ma=4100-26×2=4048Kg；转矩转速：nT=2100r/min；车轮：R16（选205/55R16） ； rR=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm。1.1.1 变速器各挡传动比的确定初选传动比：设五挡为直接挡，则=1 = 0.377 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 主减速器传动

2、比/ =1.42.0 即=（1.42.0）×2100=29404200r/min 取=3500r/min=9549× （式中=1.11.3，取=1.2）所以，=9549×=3255.63847.5r/min=0.377×=0.377×=4.963双曲面主减速器，当6时，取=90%，6时，=85%。轻型商用车在5.08.0范围，=96%， =×=90%×96%=86.4%最大传动比的选择：满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式 （1.1） 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 （1.2） 即，式中：G作用在汽车上的重力，汽车

3、质量，重力加速度，=4840×9.8=47432N；发动机最大转矩，=171N.m；主减速器传动比，=4.963；传动系效率，=86.4%；车轮半径，=0.316m；滚动阻力系数，对于货车取=0.02；爬坡度，取=16.7°=5.24满足附着条件。 ·在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.75即=7.692由得5.247.692；又因为轻型商用车=5.08.0；所以，取=6.0 。其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则，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：，=1.565所以其他各挡传动比为：=3.833

4、，=2.449，=1.5651.1.2 中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式 （1.3） 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，乘用车：=8.99.3，商用车：=8.69.6，取9.0 ；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=6.0 ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=171N.m 。 则，=85.56795.516（mm）初选中心距=90mm。1.2 齿轮参数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：

5、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。表汽车变速器齿轮法向模数车型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/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表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1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50根据表及，齿轮的模数定为4.0mm。 2、压力角理论上对于乘用车，为加大重合度

6、降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。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

7、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。货车变速器螺旋角：18°26°初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24°，其余挡斜齿轮螺旋角24°。4、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。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。1.3 各挡齿轮齿数的分配图1.3.1变速器传动示意图如图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、

8、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。1、 确定一挡齿轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在1217之间选用，最小为1214，取=13，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为 （1.4）为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿 （1.5）=41.72取整为43即=-=43-13=302、对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=92.75mm取整为A=94mm。对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos =

9、21.437° 啮合角 ： cos=0.919 =23.27°变位系数之和 =1.59计算精确值：A= 一挡齿轮参数：分度圆直径 =4×30/cos23.81°=131.15mm =4×13/cos23.81°=56.83mm齿顶高 =2.152mm =1.952mm 式中：=（94-92.77）/4=0.308 =1.59-0.308=1.282齿根高 =1.72mm =1.92mm齿全高 =3.872mm齿顶圆直径 =135.45mm =60.73mm齿根圆直径 =127.71mm =52.99mm 当量齿数 =39.175 =1

10、6.9763、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（1.3）求出常啮合传动齿轮的传动比 （1.6）=2.60常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 （1.7） = =42.94由式（1.6）、（1.7）得=11.93，=31.01取整为=12，=31，则：=5.96=6.0对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 =94.092mm端面压力角 tan=tan/cos =21.724°端面啮合角 =变位系数之和 = =0.059查变位系数线图得： 计算精确值：A= 常啮合齿轮数：分度圆直径 =52.46mm =135.52mm齿顶高 =（1+0.31-）×4=6.472mm

11、=（1-0.369-）×4=3.992mm 式中：=（94-92.77）/4=0.308 =-0.059-0.308= -0.367齿根高 =（）×4=3.76mm =（1+0.25+0.369）×4=6.476mm齿全高 =10.468mm齿顶圆直径 =65.364mm =143.504mm齿根圆直径 =44.94mm =122.568mm 当量齿数 =15.670 =40.4804、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选=24° （1.8）=1.484 （1.9）=42.94由式（1.8）、（1.9）得=25.65，=17

12、.29取整为=26，=17则，=3.951=3.833对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =94.09mm端面压力角 tan=tan/cos =21.71°端面啮合角 =变位系数之和 =0.13 的精确值： =23.81°二挡齿轮参数：分度圆直径 =113.66mm =74.32mm齿顶高 =3.19mm =4.11mm 式中：=-0.0225 =0.1525齿根高 =5.2mm =4.28mm齿全高 =8.39mm齿顶圆直径 =120.04mm =82.54mm齿根圆直径 =103.26mm =65.76mm 当量齿数 =33.95 =22.20（2）三挡齿轮为斜齿轮，初

13、选=20° （1.10） = （3.11）由式（3.10）、（3.11）得=21.494，=22.672 取整=21，=23 = =2.359=2.449对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =93.65mm端面压力角 tan=tan/cos=0.387 =21.137°端面啮合角 =0.929变位系数之和 =0.478 的精确值： =20.58°三挡齿轮参数：分度圆直径 =89.744mm =98.291mm齿顶高 =3.636mm =3.148mm 式中：=0.0875 =0.391齿根高 =3.8mm =4.288mm齿全高 =7.436mm齿顶圆直径 =97

14、.016mm =104.587mm齿根圆直径 =82.144mm =89.715mm 当量齿数 =25.579 =28.015（3）四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=24° （1.12）= = （1.13）由（1.12）、（1.13）得=16.20，=27.74， 取整=16，=27则： = =1.531=1.565对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =94.09mm端面压力角 tan=tan/cos=0.398 =21.713°端面啮合角 =0.930变位系数之和 =-0.12 的精确值： =23.81°四挡齿轮参数：分度圆直径 =69.945mm =118.033

15、mm齿顶高 =5.19mm =3.11mm 式中：=-0.0225 =-0.0975齿根高 =4.2mm =6.28mm齿全高 =9.39mm齿顶圆直径 =80.325mm =124.253mm齿根圆直径 =61.545mm =105.473mm 当量齿数 =20.893 =35.2575、确定倒挡齿轮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之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=21，=11，则：=64mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为 =2×944×

16、;(11+2)1=135mm =2=31.75为了保证齿轮10和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取=31计算倒挡轴和第二轴的中心距 = =106mm计算倒挡传动比 =7.28倒挡齿轮参数：分度圆直径 =31×4=124 mm 11×4=44 mm 21×4=84 mm齿顶高 4.92 mm = 4.92 mm =3.08 mm齿根高 =4.08 mm =4.08 mm=5.92 mm齿全高 =9 mm齿顶圆直径 =133.84mm =53.84mm=90.16mm齿根圆直径 =115.84 mm =35.84 mm =72.16 mm1.4 本章小结

17、本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。第2章 齿轮校核2.1 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度

18、差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒13。2.2 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为171N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率9

19、6%。轴 =171×98%×96%=160.88N.m中间轴 =160.88×96%×99%×31/12=394.99N.m轴 一挡=394.99×0.96×0.99×30/13=866.31N.m 二挡=394.99×0.96×0.99×26/17=574.14N.m三挡=394.99×0.96×0.99×21/23=342.76N.m四挡=394.99×0.96×0.99×16/27=222.46N.m五挡=394.99&

20、#215;0.96×0.99=375.40N.m倒挡=394.99××31/11=1005.47N.m2.3 轮齿强度计算2.3.1 轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力图2.1 齿形系数图 （2.1）式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；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；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图2.1。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作

21、用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 ，=31，=11，=21，=0.134，=0.137，=0.136，=1005.47N.m，=394.99N.m=MPa<400850MPa =MPa<400850MPa 557.45MPa<400850MPa2、斜齿轮弯曲应力 （2.2）式中：计算载荷（N·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

22、车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力 ，=30，=13，=0.186，=0.187，=866.31N.m，=394.99N.m，=23.81°，=7.0 =151.46MPa<100250MPa =158.51MPa<100250MPa（2）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力=26，=17，=0.142，=0.145，=574.14N.m，=394.99N.m，=22°，=7.0 =151.71MPa<100250MPa =156.34MPa<100250MPa=21，=23，=0.126，=0.148，=342.76N.m，=39

23、4.99N.m，=20.58°，=7.0 =MPa<100250MPa =MPa<100250MPa =16，=27，=0.11，=0.126，=222.46N.m，=394.99N.m，=23.81°，=7.0 =MPa<100250MPa =MPa<100250MPa（5）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力=12，=31，=168.88N.m，=394.99N.m，=23.81°，=6.0 = =MPa<100250MPa = =MPa<100250MPa2.3.2 轮齿接触应力j （4.3）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算

24、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)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表2.1。弹性模量=20.6×104 N·mm-2，齿宽=7×4=28mm表2.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力=

25、866.31N.m，=394.99N.m=2×94/（2.31+1）=56.80mm，=2.31×56.80=131.21mm=11.60mm=26.81mm = =MPa<19002000MPa =MPa<19002000MPa（2）计算二挡齿轮7，8的接触应力=574.14N.m，=394.99N.m=2×94/（1.53+1）=74.31mm，=1.53×74.31=113.70mm=15.18mm=23.23mm = =MPa<19002000MPa =MPa<13001400MPa（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力=34

26、2.76N.m，=394.99N.m=2×94/（1.095+1）=89.74mm，=98.27mm=17.51mm=19.17mm = =MPa<13001400MPa =MPa<13001400MPa（4）计算四挡齿轮3，4的接触应力=222.46N.m，=394.99N.m=2×94/（1.69+1）=69.89mm，=1.69×69.89=118.11mm=24.13mm=14.28mm = =MPa<13001400MPa =MPa<13001400MPa（5）常啮合齿轮1，2的接触应力=168.88N.m，=394.99N.m=

27、2×94/（2.58+1）=52.51mm，=135.49mm=10.73mm=27.68mm = =MPa<13001400MPa =MPa<13001400MPa=1005.47N.m，=394.99N.m，=8.88mm=14.38mm=21.87mm = =MPa<19002000MPa =MPa<19002000MPa = =MPa<19002000MPa2.4 计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮9，10的受力=131.15mm，=56.83mm=866.31N·m, =394.99N·mN（2）二挡齿轮7，8的圆周力、mm，

28、mm=574.14N·m, =394.99N·m（3）三挡齿轮5，6的圆周力、mm，mm=42.76N.m, =394.99N.m=20.58°（4）四挡齿轮3，4的圆周力、mm，mm=222.46N.m,=394.99N.m（5）五挡齿轮1，2的圆周力、mm，mm=160.88N.m,=394.99N.m=23.81°（6）倒挡齿轮11，12的受力mm，mm=878.23N.m,=394.99N.m2.5 本章小结本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图

29、查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。第3章 轴及轴上支承件的校核3.1 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。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，表面光洁度不低于8。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。对于采用高频或渗

30、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。3.2 轴的强度计算3.2.1 初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距时，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值：对中间轴，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。第一轴花键部分直径（mm）： （3.1） 式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。第一轴花键部分直径=22.2025.53mm取26mm；第二轴最大直径=42.356.4mm取60mm；中间轴最大直径=42.356.4mm取40mm第二轴支撑间长度：；中间轴支撑间长度：；第一轴支撑间长度：。d3

31、5d34d33d32d24d25d23d22d21d31d313.2.2 轴的强度验算1、轴的刚度验算轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（3.2）、（3.3）、（3.4）计算 （5.2） （5.3） （5.4）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），=2.06×105MPa；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

32、所在平面的转角不应超过0.002rad。abLFr第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算N，N50mm，mm mm=0.031mm =0.079=-0.00019rad0.002radN，Nmm，mm mm=0.033mm =0.089=-0.000019rad0.002radN，Nmm，mm mm=0.046mm =0.120=0.00028rad0.002radN，Nmm，mm mm=0.029mm =0.073=0.0004rad0.002radN，Nmm，mm mm=0.015mm =0.042=-0.00039rad0.002radN，Nmm，mm

33、mm=0.029mm =0.073=0.00019rad0.002radN，Nmm，mm mm=0.012mm =0.031=0.0002rad0.002radN，Nmm，mm mm=0.0029mm =0.0082=0.00029rad0.002radN，Nmm，mm mm=0.016mm =0.043=-0.0006rad0.002radRVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1=202LRVARVBFr9MMHc=821727.92NmmMvc左=54138.02NmmMvc右=448270.44NmmT31=8663001NmmM=1151728.69Nmm；1)求水平面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=4067.96N，=9143.02N，=821727.92N.mm2)求垂直面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=268.01N，=4987.71N，=5413