(整理)二轴五档变速器设计说明书.

经济型轿车机械式手动变速箱设计计算说明书目录1.设计任务书 (2)2.总体方案论证 (2)3.变速器主要参数及齿轮参数的选择 (5)4.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 (15)4.2变速器的轴 (19)4.3变速器轴承 (24)5.驱动桥（主减速器齿轮）部分参数的设计与校核 (31)6.普通锥齿轮差速器的设计 (37)7.设计参数汇总（优化后） (45)*参考文献 (48)1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 轿车传动系统的主要参数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：☞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；☞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；☞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）；☞工作可靠。

汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；☞应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出；☞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：2.1 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、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0.7～0.8。

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于乘用车，其范围一般在3.0～4.5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。

3.2.1主减速器传动比的初选主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响，可通过燃油经济性—加速时间曲线来确定。

而在设计计算中，的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比一起由整车动力计算来确定。

可利用在不同下的功率平衡图来研究对汽车动力性的影响。

通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。

对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是赛车来说，在给定发动机最大功率及其转速的情况下，所选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速，这时值应按下式来确定：（3-1）式中：—车轮的滚动半径,对于1.6排量的汽车，考虑到汽车的经济性，一般轮胎不宜过宽，以195/65 R15轮胎为例，即其车轮滚动半径为——变速器量高档传动比，即。

对于其它汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，一般选择比上式求得的大10％～25％，即按下式选择：（3-2）根据所选定的主减速比值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。

令，把，，代入式（3-2）中最后取主减速器传动比。

3.2.2 最小传动比的选择整车传动系的最小传动比可根据最高车速及其功率平衡图来确定，且在选择时要注意有利于汽车的燃油经济性。

选择的结果为。

3.2.3 最大传动比的选择汽车变速器最大传动比的选择需要考虑三方面的因素：最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳定车速。

得：（3-3）式中为汽车的最大爬坡度，取。

为滚动阻力系数，取。

为整车的机械传动效率，取变速器传动效率，主减速器传动效率，则有（其它参数与最小传动比选择时相同。

）（3-4）式中为地面提供给驱动轮的法向作用力（取平均前轴负荷61.5%）ϕ为地面附着系数，对与路况良好的混凝土或沥青路面，ϕ取0.85。

（3-5）式中为发动机最低稳定转速，取。

为汽车最低稳定车速。

已知，，，综合上述要求，可得，根据设计要求，取3.2.4 各挡传动比的初选在已知挡位数为5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：3.3 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初选。

统计数据表明，乘用车变速器的中心距一般在60~80mm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（3.0~3.4）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250mm。

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另外，变速器齿轮所选的模数应符合国家标准，见表3-3。

根据以上要求，初选1、3、5挡齿轮法向模数，2、4挡齿轮法向模数倒挡齿轮模数3.5.2 压力角α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5~10mm；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3.5.4 螺旋角β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，故存在螺旋角β。

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β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β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β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β的增大而提高，且螺旋角β的增大会使齿轮的接触强度与重合度增大，但当螺旋角β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β取的稍大。

螺旋角β的初选结果见表3-5。

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。