汽车变速器设计

1、黑龙江工程学院目 录第1章变速器主要参数的选择11.1设计的主要参数11.2传动比范围11.3初选中心距31.4变速器的外形尺寸31.5齿轮参数的选择3第2章齿轮的设计与校核52.1齿数的确定52.1.1计算一挡齿数52.1.2计算二挡齿数62.1.3计算三挡齿轮齿数62.1.4计算四挡齿轮齿数62.1.5计算五挡齿轮齿数62.1.6计算倒挡齿轮齿数72.2齿轮变位系数的选择72.2.1计算一挡齿轮变位系数72.2.2计算二挡齿轮变位系数82.2.3计算三档齿轮变位系数92.2.4计算四档齿轮变位系数92.2.5计算五档齿轮变位系数92.2.6计算倒档齿轮变位系数102.3各挡齿轮主要参数的确

2、定112.3.1一挡齿轮参数112.3.2二挡齿轮参数122.3.3三挡齿轮参数132.3.4四挡齿轮参数142.3.5五挡齿轮参数152.3.6倒挡齿轮参数162.4齿轮的校核172.4.1 变速器齿轮弯曲强度校核172.4.2齿轮接触应力校核22第3章 轴的设计及轴的强度校核283.1轴的结构尺寸设计283.2轴的校核283.2.1轴的刚度校核283.2.2轴的强度校核36第4章 轴承的选择与校核404.1变速器输入轴工作时404.2变速器输出轴工作时41参考文献43第1章变速器主要参数的选择1.1设计的主要参数本次设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计,5挡手动变速器整车主要技术参数如

3、表1.1所示：表1.1 整车主要技术参数发动机最大功率101kw车轮型号185/60R14s发动机最大转矩 172 N·m总质量1777kg最大转矩转速3300r/min最高车速185km/h 由发动机最大转矩确定最大功率转速 Np*.Temax=9550*a Pemax Np-最大功率转速 a-转矩适应性系数(取值范围1.1-1.3 本次取1.2) Pemax-最大功率 计算得Np=6729.468r/min 取整为6730r/min1.2传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间， 1、变速器传动比的确定发动机转速与汽

4、车行驶速度之间的关系式为： （1.1）式中：-汽车行驶速度(km/h)；-发动机转速（r/min）；-车轮滚动半径（m）；-变速器传动比；-主减速器传动比； 车轮半径由所选用的轮胎规格所得r=0.289（m） 为0.70.8，本设计最高档传动比选为0.8. =3.6012、最低档、最高档传动比的确定选择最低档传动比，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2。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 （1.2）式中 m-汽车总质量； g-重力加速度； f-滚动阻力系数；

5、 rr-驱动轮的滚动半径； Temax-发动机最大转矩； i0-主减速比； -汽车传动系的传动效率。max=0.70.8 取0.90a通常取16.70f=0.0076+0.000056 =0.02 （1.3）根据则由最爬坡度要求的变速档传动比为igI2.55驱动车轮与路面的附着条件:求得的变速器I档传动比为： =4.25 （1.4）式中: 驱动轮的地面法向反力，；约为60%mg -着系数(良好干燥路面取0.8)本设计传动比范围为2.55 igI 4.25 ig1取2.63、变速器各挡传动比的确定按等比级数分配其它各挡传动比，即：式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为， =1.3

6、29 （1.5）所以各挡传动比与挡传动比的关系 : =1.823，=1.385，=1.053，=0.81.3初选中心距 A= （1.6）=63.94mm 中心距圆整为64mm式中：A为中心距（mm）；为中心距系数，轿车：=8.99.3； 为发动机最大转矩（）；为变速器一挡传动比；为变速器传动效率0.90；轿车变速器的中心距在6080mm变化范围。初取A=64mm1.4变速器的外形尺寸轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。 即L=（3.03.4）×64=192217.6mm1.5齿轮参数的选择1、齿轮模数的选取对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；综上所述：一挡二挡

7、三挡四挡五挡模数为3；2、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；在本设计中变速器齿轮压力角取20°；3、螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。乘用车变速器： 两轴式变速器为 20°25° 斜齿轮螺旋角取23°；4、齿宽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。 通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽：斜齿：b=Kcmn，

8、Kc(6.08.5)取7各挡b=21mm5、齿顶高系数 现在规定取1.00或更大本次设计取1.00第2章齿轮的设计在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。图2.1 齿轮分配简图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 13-倒档齿轮2.1齿数的确定2.1.1计算一挡齿数 （2.1） （2.2） Zh=39.27取整Zh=40齿数取整得：=11，对中心距A进行修正 （2.

9、3）A=64.98取整得=64mm，为标准中心矩。2.1.2计算二挡齿数 已知：=64mm，=1.823，=3，；将数据代入上（2.1）、（2.2）两式，齿数取整得：13， 2.1.3计算三挡齿轮齿数 已知：=64mm，=1.385，=3，；将数据代入上（2.1）、（2.2）两式，齿数取整得：17，232.1.4计算四挡齿轮齿数 已知：=64mm，=1.053，=3，；将数据代入上（2.1）、（2.2）两式，齿数取整得：19，212.1.5计算五挡齿轮齿数已知：=64mm，=0.80，=3，；将数据代入上（2.1）、（2.2）两式，齿数取整得：23，=172.1.6计算倒挡齿轮齿数初选倒挡轴上

10、齿轮齿数为=22，输入轴齿轮齿数=12，为保证倒挡齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： （2.4）已知：，=64mm，把数据代入（2.4）式， 齿数取整，解得：，23则倒挡传动比为：输入轴与倒挡轴之间的距离：mm输出轴与倒挡轴之间的距离：2.2齿轮变位系数的选择此次设计的螺旋角均选择为。2.2.1计算一挡齿轮变位系数修正中心距64.98mm （2.5）端面压力角 =arctan=21.57° （2.6）端面啮合角 （2.7） =19.2齿轮总变位系数为 （2.8） =-0.151经查机械设计手册 =0.08 =0.151

11、0.08=0.2352.2.2计算二挡齿轮变位系数根据公式（2.5）、（2.6）、（2.7）、（2.8）可得：修正中心距端面压力角=arctan=21.57°端面啮合角 齿轮总变位系数为 =-0.25经查机械设计手册 =0.04 =0.292.2.3计算三档齿轮变位系数根据公式（2.5）、（2.6）、（2.7）、（2.8）可得：修正中心距A=64.98mm端面压力角=21.57端面啮合角 =19.2齿轮总变位系数为 =0.6经查机械设计手册： =0.33 =0.60.33=0.272.2.4计算四档齿轮变位系数根据公式（2.5）、（2.6）、（2.7）、（2.8）可得：修正中心距A=

12、64.98mm端面压力角=21.57端面啮合角 =19.2齿轮总变位系数为 =0.6经查机械设计手册 =0.31 =0.292.2.5计算五档齿轮变位系数根据公式（2.5）、（2.6）、（2.7）、（2.8）可得：修正中心距A=64.98mm端面压力角=21.57端面啮合角 =19.2齿轮总变位系数为 =0.6经查机械设计手册 =0.28 =0.322.2.6计算倒档齿轮变位系数根据公式（2.5）、（2.6）、（2.7）、（2.8）可得：输入轴与倒挡轴中心距修正A=64.98mm端面压力角=21.57端面啮合角 齿轮总变位系数为经查机械设计手册 =0.11 =0.03输出轴与倒挡轴中心距修正

13、=73.32mm端面压力角=21.57端面啮合角 =20.8齿轮总变位系数为经查机械设计手册 =0.03 =0.162.3各挡齿轮主要参数的确定2.3.1一挡齿轮参数理论中心距 (2.9) =64.98mm中心距变动系数 (2.10) =-0.32齿顶降低系数 0.165 (2.11)（经查机械设计手册得取-0.155）分度圆直径 =35.84mm (2.12)=94.51mm齿顶高 =2.94mm (2.12)=2.13mm（经查机械设计手册得取0.145 取-0.125）齿根高 =3.315mm (2.13)=4.125mm齿顶圆直径 =41.72mm (2.14)=94.77mm齿根圆直

14、径 =29.21mm (2.15)=86.26mm当量齿数 (2.16)基圆直径 =33.67mm (2.17)=88.84mm2.3.2二挡齿轮参数根据公式(2.9)、（2.10）、（2.11）、（2.12）、（2.13）、（2.14）、（2.16）、（2.17）可得：理论中心距 64.95mm中心距变动系数 齿顶降低系数 0.06 （经查机械设计手册得取-0.26）分度圆直径 =42.36mm=87.99mm齿顶高 =2.94mm=1.98mm （经查机械设计手册得取0.04 取-0.28）齿根高 =3.63mm=4.59mm齿顶圆直径 =48.24mm=91.95mm齿根圆直径 =35.

15、1mm=78.81mm当量齿数 基圆直径 =39.8mm=82.68mm2.3.3三挡齿轮参数根据公式(2.9)、（2.10）、（2.11）、（2.12）、（2.13）、（2.14）、（2.16）、（2.17）可得：理论中心距 中心距变动系数 齿顶降低系数 0.28分度圆直径 =55.4mm=74.94mm齿顶高 =2.92mm=2.73mm （经查机械设计手册得取0.253取0.191）齿根高 =2.99mm=3.17mm齿顶圆直径 =61.24mm=88.42mm齿根圆直径 =49.42mm=68.59mm当量齿数 基圆直径 =52.05mm=70.42mm2.3.4四挡齿轮参数根据公式(

16、2.9)、（2.10）、（2.11）、（2.12）、（2.13）、（2.14）、（2.16）、（2.17）可得理论中心距 中心距变动系数 齿顶降低系数 =-0.3513 （经查机械设计手册得取-0.0313）分度圆直径 =61.92mm=68.44mm齿顶高 =4.98mm=4.93mm （经查机械设计手册得取0.309 取0.291）齿根高 =2.82mm=2.88mm齿顶圆直径 =71.88mm=78.29mm齿根圆直径 =56.274mm=62.686mm当量齿数 基圆直径 =58.18mm=64.31mm2.3.5五挡齿轮参数根据公式(2.9)、（2.10）、（2.11）、（2.12）

17、、（2.13）、（2.14）、（2.16）、（2.17）可得：理论中心距 中心距变动系数 （经查机械设计手册得=0.6）齿顶降低系数 0.28分度圆直径 =74.9mm=55.4mm齿顶高 =3mm=3.12mm齿根高 =2.91mm=2.79mm齿顶圆直径 =80.9mm=61.64mm齿根圆直径 =69.08mm=49.82mm当量齿数 基圆直径 =70.38mm=55.35mm2.3.6倒挡齿轮参数根据公式(2.9)、（2.10）、（2.11）、（2.12）、（2.13）、（2.14）、（2.16）、（2.17）可得：理论中心距 中心距变动系数 齿顶降低系数 分度圆直径 =39.1mm=

18、71.7mm=75.0mm齿顶高 =3.3mm=3.06mm=2.49mm齿根高 =3.42mm=3.66mm=4.23mm齿顶圆直径 =45.0mm=77.82mm=79.98mm齿根圆直径 =32.26mm=64.38mm=66.54mm当量齿数 2.4齿轮的校核2.4.1 变速器齿轮弯曲强度校核齿轮弯曲强度校核（斜齿轮） （2.18）式中 圆周力（N），；计算载荷（N·mm）；节圆直径（mm）， ，为法向模数（mm）；斜齿轮螺旋角（°）；应力集中系数，=1.50；齿面宽（mm）；法向齿距，； 齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图3.2中查得；重合度影响系数，=2.0。图

19、2.2 齿形系数图将上述有关参数据代入公式（2.18），整理得到 （2.19）1、计算各齿轮传递的轴的转矩轴 =166×N·mm轴 一挡 166××2.4398.4×N·mm二挡 166××1.823302.62×N·mm三挡 166××1.385229.91×N·mm四挡 166××1.053174.7×N·mm五挡 166××0.8132.8×N·mm倒挡 166×

20、;×2.08346.94×N·mm2、一档齿轮校核主动齿轮：已知：=166×N·mm；mm；，查齿形系数图3.1得：y=0.12，把以上数据代入（2.19）式，得：从动齿轮：已知：166××2.4398.4×N·mm；mm； ；查齿形系数图3.1得：y=0.133，把以上数据代入（2.19）式，得：3、二档齿轮校核主动齿轮：已知：=166×N·mm；mm；查齿形系数图3.1得：y=0.127，把以上数据代入（2.19）式，得：从动齿轮：已知：=302.62×N·mm

21、 N·mm；mm；查齿形系数图3.1得：y=0.128，把以上数据代入（2.19）式，得：4、三档齿轮校核主动齿轮：已知：=166×N·mm； ； mm；查齿形系数图1.1得：y=0.161，把以上数据代入（2.19）式，得：从动齿轮：已知：=229.91× N·mm； mm ；查齿形系数图1.1得：y=0.163，把以上数据代入（2.19）式，得：5、四档齿轮的校核主动齿轮：已知： =166×N·mm； mm；查齿形系数图1.1得：y=0.162，把以上数据代入（2.19）式，得：从动齿轮：已知：174.7×N&

22、#183;mm； mm； ；查齿形系数图1.1得：y=0.161，把以上数据代入（2.19）式，得：6、五档齿轮的校核主动齿轮：已知： =166×N·mm； mm； ；查齿形系数图1.1得：y=0.162，把以上数据代入（2.19）式，得：从动齿轮：已知：132.8×N·mm； mm； ；查齿形系数图1.1得：y=0.162，把以上数据代入（2.19）式，得：7、倒档齿轮的校核主动齿轮：已知：=166×N·mm；mm； ；查齿形系数图1.1得：y=0.118，把以上数据代入（2.19）式，得： 从动齿轮：已知：=346.94×

23、;N·mm；mm； ；查齿形系数图1.1得：y=0.149，把以上数据代入（2.19）式，得：倒挡齿轮：已知：=166×N·mm；mm； ；查齿形系数图1.1得：y=0.142，把以上数据代入（2.19）式，得：对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过180350MPa，以上各档均合适。2.4.2齿轮接触应力校核 （2.20）式中 轮齿接触应力（MPa）；齿面上的法向力（N），；圆周力（N），；计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度（mm）=21mm；，主

24、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），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作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表1.2：表1.2 变速器齿轮许用接触应力齿轮/Mpa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档齿轮1300-1400650-700 1、一档齿轮接触应力校核根据公式（2.20）可得主动齿轮：=35.85mm=9260.8N=10706.2N=7.235=1885.8从动齿轮：=95.51mm=9644.7N=8342.58N=19.27=0.418=1789.82、二档齿轮接触应力校核根据公式（2.20）可得

25、主动齿轮：=42.36mm=9060.87N=7837.58N=8.54 =1657.02从动齿轮：=87.99mm=7952.11N=6878.5N=17.75=0.418=1552.333、三档齿轮接触应力校核根据公式（2.20）可得主动齿轮：=55.40mm=6927.59N=5992.3N=11.18=1372.29从动齿轮：=74.95mm=7092.58N=6135.02N=15.12=0.418=1388.544、四档齿轮接触应力校核根据公式（2.20）可得主动齿轮：=61.92mm=6198.36N=5361.53N=12.49=1285.03从动齿轮：=68.44mm=652

26、3.49N=5642.76N=13.81=0.418=1318.35、五档齿轮接触应力校核根据公式（2.20）可得主动齿轮：=74.95mm=4768.38N=4429N=15.12=961.05从动齿轮：=55.40mm=5542.5N=4794N=22.36=0.418=1036.136、倒档齿轮接触应力校核根据公式（2.20）可得主动齿轮：=39.1mm=9816.3N=8491N=7.89从动齿轮：=74.96mm=10741.4N=9256.67N=15.13倒挡齿轮=71.69mm=5353.86N=4631.05N=14.46=1818=1898.85=0.418=1124.8=

27、1590.25齿轮材料20CrMnTi 其表面渗碳处理Mn=m=3渗碳层 0.8-1.2mm齿轮表面硬度为HRC58-63心部硬度HRC33-48 第3章 轴的设计及轴的强度校核3.1轴的结构尺寸设计在已知两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）可按下式初选取： （3.1）式中 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴花键部分直径为初选输入、输出轴支承之间的长度=232mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径为 （3.2）式中 d轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（

28、MPa）；P发动机的最大功率（kw）；n发动机的转速（r/min）。将有关数据代入（2.2）式，得：所以，选择轴的最小直径为20mm。3.2轴的校核轴的校核是确保变速器使用寿命和安全性的必要过程3.2.1轴的刚度校核轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算 （3.3） （3.4） （3.5）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），=2.1×105 MPa；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A、B的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm

29、。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0.002rad。1、输入轴的刚度计算（1）一档工作时：3930.97N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=22.5mm；b=229.5mm；L=252mm；d=20mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：=mm（2）二档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=80.5mm；b=171.5mm；L=252mm；d=22mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmm（3）三档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=112mm；

30、b=140mm；L=252mm；d=26mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmm（4）四档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=152mm；b=100mm；L=252mm；d=32mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmm（5）五档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=174.25mm；b=77.75mm；L=252mm；d=25mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmm（6）倒档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=227.5mm；b=24.5mm；L=252mm；d=2

31、0mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmm2、输出轴的刚度计算（1）一档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=35.5mm；b=214.5mm；L=252mm；d=39mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmmrad（2）二档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=81.5mm；b=170.5mm；L=252mm；d=34mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmm（3）三档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=103.25mm；b=148.75mm；L=252mm；d=30m

32、m，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmm（4）四档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=152.75mm；b=99.25mm；L=252mm；d=25mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmm（5）五档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=182.25mm；b=69.75mm；L=252mm；d=25mm，把有关数据代入（3.3）、（3.4）、（3.5）得到：mmmmmm（6）倒档工作时：NN输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=234mm；b=18mm；L=252mm；d=20mm，把有关数据代入（3.3）、（3.

33、4）、（3.5）得到：mmmmmm3.2.2轴的强度校核166168.25竖直8400452水平竖直34344.1719301.9690753.9686193.48135.91合成 变速器在一档工作时，对输入轴校核。计算输入轴的支反力。N已知：a=22.5mm；b=229.5mm；L=252mm；d=20mm。（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即 （3.6） （3.7）将有关数据代入（3.6）、（3.7）式，解得，=2907.05N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得，。（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知， （3.8） （3.9）将相应数据代入（3.8

34、）、（3.9）两式，得到：（3）计算垂直面内的弯矩B点的最大弯矩为： N·mm （3.10）（4）计算水平面内的弯矩 N·mm （3.11）（5）计算合成弯矩 （3.12）作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 （3.13）式中 （N.m）；轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入（2.13）得MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。2、输出轴校核变速器在一档工作时，对输入轴校核。计算输入轴的支反力。N

35、N已知：a=35.5mm；b=216.5mm；L=252mm；d=39mm。（1）垂直面内支反力对B点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即将有关数据代入（3.6）、（3.7）式，解得，=2689.09N同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得，。（2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知，将相应数据代入（3.8）、（3.9）两式，得到：（3）计算垂直面内的弯矩将数据带入（3.10）可得B点的最大弯矩为：N·mm（4）计算水平面内的弯矩将数据带入（3.11）可得N·mm（5）计算合成弯矩将数据带入（3.12）可得N.mm作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲