两轴式五档变速器说明书打印

第一章设计方案1.1 设计方案和基本数据乘用车（二轴式）基本参数如下表表1-1设计基本参数表1.2 变速器设计的基本要求对变速器如下基本要求.1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。

3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。

4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。

5）换挡迅速，省力，方便。

6）工作可靠。

汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。

7）变速器应当有高的工作效率。

除此以外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，维修方便等要求。

满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，传动比范围和各挡传动比有关。

汽车工作的道路条件越复杂，比功率越小，变速器的传动比范围越大。

第二章变速器主要参数的选择2.1变速器主要参数的选择一、挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。

挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。

同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。

在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。

要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。

要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。

近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。

目前轿车一般用4~~5个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用4~~5个挡位或多挡。

装载质量在2~3.5T 的货车采用5挡变速器，装载质量在4~8T的货车采用6挡变速器。

多挡变速器多用于重型货车和越野车。

本次设计选用的是5挡变速器。

2二、初选传动比1、主减速器传动比的确定发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为： og a i i rn u 377.0= 式中：a u 为汽车行驶速度（Km/h ），n 为发动机转速（r/min ），r 为车轮滚动半径（m ），g i 为变速器传动比，o i 为主减速器传动比。

设定的最高车速为144Km/h ，最高档为超速档，传动比取0.8，车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14可得r=0.28m ，发动机转速p n =(1.4～2.0) n =4480～6400,取5000r/min 。

由公式可得ag o u i rni ⨯=377.0=1348.02768.05100377.0⨯⨯⨯=4.962、最低挡传动比的计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求最大坡角max α坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）用公式表示为：max max max sin cos ααηG Gf ri i T tg o e +≥⋅⋅⋅式中：为G 为车辆总质量（N ），f 为坡道面滚动阻力系数（沥青路面中f =0.01～0.02），取0.016，max e T 为发动机最大扭矩（Nm ），t η为传动效率（0.85～0.90），max α为最大爬坡度（一般轿车要求爬上30%的坡，大约16.7°）。

由上式可得：to e g i T r mg mgf i ηαα⋅⋅+≥max max max 1)sin cos (=9.096.41052768.0)7.16sin 8.910407.16cos 016.08.91040(⨯⨯⨯︒⨯⨯+︒⨯⨯⨯=1.82即82.11≥g i根据驱动车轮件与地面附着条件：ϕη⋅≤⋅⋅⋅n tg o e F ri i 1max T即：to e n g i rF i ηϕ⋅⋅⋅⋅≤max 1T 式中：n F 为驱动轮的地面法向反力，n F =g m ⋅1；ϕ为驱动轮与地面的附着系数，在混凝土或沥青路面ϕ取0.7~0.8ϕ，取0.8。

此处1m 取1140Kg （前置前驱汽车的前轴轴荷47%~60%）。

89.29.09.41052768.08.06.08.910401=⨯⨯⨯⨯⨯⨯≤g i所以一档传动比的选择范围是89.282.11≤≤g i 初选一档传动比为85.21=i 最低稳定车速： oa i i rn u 1minmin 377.0==5.9 Km/h<10Km/h 合格 分配各挡传动比：选五档 按等比级数分配q i i i i i i i i ====54433221 85.21=i 8.05=i 所以 q =1.37 07.237.185.212===q i i 51.137.107.223===q i i 10.137.151.134===q i i 8.05=i 三、初算中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式31max g e A i T K A η= (4-1)式中：A —变速器中心距（mm ）；A K —中心距系数，乘用车：A K =8.9～9.3，商用车：A K =8.6～9.6，多挡变速器：A K =9.5～11.0；max e T —发动机最大转矩（Nm ）；1i —变速器一挡传动比；g η—变速器传动效率，取96%。

max e T =105N .m1i =2.8531max g e A i T K A η==3%9685.2105)3.99.8(⨯⨯～=58.7～62.36(mm)初选中心距A=62 mm2.2变速器齿轮的设计计算一、齿轮参数1、模数表1汽车变速器齿轮法向模数表2汽车变速器常用齿轮模数根据表1、表2本次设计，一、二、倒档齿轮的模数定为2. 5mm，三四五档模数为2.25。

2、压力角α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。

变速器齿轮压力角为 203、螺旋角β斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。

选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。

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。

试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。

不过当螺旋角大于30 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。

因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15 ～25 为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。

斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：轿车两轴式变速器为 20 ～25°初选的螺旋角β=224、齿宽b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。

考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。

减少齿宽4会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。

使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数m 的大小来选定齿宽。

直齿：b=C K m ， C K 为齿宽系数，取为4.5~8.0 斜齿：b=C K n m ，C K 取6.0~8.5第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，C K 可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。

二、各挡齿轮齿数的分配在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。

一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。

1、 齿轮齿数的确定一档： 85.2121==z z i 斜齿h z =2A βcos /n mh z =2A βcos /m=（2⨯62cos22）/2.5=45.98计算后取整h z =46，然后进行大小齿轮齿数的分配。

取1z =13 2z =33 所以54.21=i 二档：07.2342==z z i 98.45cos 243==+n m A z z β 取46解得：153=z 314=z 所以07.22=i 三档：51.1563==z z i 09.51cos 265==+n m A z z β取51解得：205=z 316=z 所以55.13=i 四档：10.1784==z z i 09.51cos 265==+n m A z z β取51解得：237=z 288=z 所以21.14=i 五档：8.09105==z z i 09.51cos 265==+nm A z z β取51 解得：289=z 2310=z 所以82.05=i62、对中心距进行修正因为计算齿数和h z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据h z 和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。

修正后中心距一二档: A ＇=02.6222cos 2465.2cos 2=⨯⨯=⋅βh n z m mm ， 三四五档 ：A ＇=88.6122cos 25125.2cos 2=⨯⨯=⋅βh n z m mm 。

3、确定倒挡齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档接近，取模数为2.5，倒档齿轮R z 的齿数一般在21~23之间，选R z =21。

112131112.i z z z z i ≥=倒 A 5.02d 2d 13a a11≤++ 1111=z 2112=z 3213=z1A =25.41)(2111=+z z m R 2A =5.67)(2113=+z z m R 三、确定齿轮参数一挡齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角： t αtan =βαcos tan n所以 42.21=t α 端面啮合角：AA nn ααcos ''cos =解得38.21'=n α︒ 查表得变位系数和：ξ=0.211ξ=0.38 2ξ=-0.17008.0'-=-=nn m A A y=∆y ξ- n y =0.218分度圆直径: mm z m d n 05.35cos 11==ββcos 22z m d n ==88.95mm齿顶高 1a h =n am y h )ξ(1*∆-+=2.905mm 2a h =(y h ∆-+2*ξα)n m =1.53mm 齿根高1f h =（*a h +*c -1ξ）n m =2.175mm 2f h =(*a h +*c - 2ξ)n m =3.55mm全齿高 1h =1a h +1f h =5.08mm 2h =2a h +2f h =5.08mm 齿顶圆直径：1211a a h d d +==40.86mm 2222a a h d d +==92.01mm 齿根圆直径：1121f f h d d -==30.7mm 2222f f h d d -==81.85mm 当量齿数 1n z =31cos βz =16.3 2n z = 32cos βz =41.37 二档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角： t αtan =βαcos tan n所以 ︒=42.21t α 端面啮合角：AA nn ααcos ''cos =解得38.21'=n α︒ 查表得变位系数和：ξ=0.211ξ=0.31 2ξ=-0.1008.0'-=-=nn m A A y=∆y ξ- n y =0.228分度圆直径: mm z m d n 45.40cos 33==ββcos 44z m d n ==83.55mm齿顶高 3a h =n am y h )ξ(1*∆-+=2.73mm 4a h =(y h ∆-+2*ξα)n m =1.705mm 齿根高3f h =（*a h +*c -1ξ）n m =2.35mm 4f h =(*a h +*c -2ξ)n m =3.375mm全齿高 3h =5.08mm 4h =5.08mm齿顶圆直径：4332a a h d d +==45.91mm 4442a a h d d +==86.96mm 齿根圆直径：3332f f h d d -==35.75mm 4442f f h d d -==76.8mm 当量齿数 3n z =33cos βz = 18.8 4n z = 34cos βz =38.86 三档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角： t αtan =βαcos tan n所以 ︒=47.21t α8端面啮合角：AA nn ααcos ''cos =解得75.21'=n α︒ 查表得变位系数和：ξ=0.321ξ=0.23 2ξ=0.09=-=nn m A A y '0.048=∆y ξ- n y =0.272分度圆直径: mm z m d n 63.48cos 55==ββcos 66z m d n ==75.37mm齿顶高 5a h =n am y h )ξ(1*∆-+=2.156mm 6a h =(y h ∆-+2*ξα)n m =1.84mm 齿根高5f h =（*a h +*c -1ξ）n m =2.295mm 6f h =(*a h +*c -2ξ)n m =2.61mm全齿高5h =4.45mm 6h =4.45mm齿顶圆直径：5552a h d da +==52.941mm 6662a h d da +==79.051mm 齿根圆直径：5552f f h d d -==44.04mm 6626f f h d d -==70.15mm 当量齿数 5n z =35cos βz =25.24 6n z = 36cos βz =39.12 四档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角： t αtan =βαcos tan n所以 ︒=47.21t α 端面啮合角：AA nn ααcos ''cos =解得75.21'=n α︒ 查表得变位系数和：ξ=0.321ξ=0.18 2ξ=0.14=-=nn m A A y '0.048=∆y ξ- n y =0.272分度圆直径: mm z m d n 92.55cos 77==ββcos 88z m d n ==68.07mm齿顶高 7a h =n am y h )ξ(1*∆-+=2.043mm 8a h =(y h ∆-+2*ξα)n m =1.953mm齿根高7f h =（*a h +*c - 1ξ）n m =2.4075mm 8f h =(*a h +*c -2ξ)n m =2.495mm全齿高 7h =4.45mm 8h =4.45mm齿顶圆直径：7772a h d da +==60.006mm 8882a h d da +==71.976mm 齿根圆直径：7772f f h d d -==51.105mm 8828f f h d d -==63.08mm 当量齿数 7n z =37cos βz =30.28 8n z = 38cos βz =34.07 五档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角： t αtan =βαcos tan n所以 ︒=47.21t α 端面啮合角：AA nn ααcos ''cos =解得75.21'=n α︒ 查表得变位系数和：ξ=0.321ξ=0.13 2ξ=0.19=-=nn m A A y '0.048=∆y ξ- n y =0.272分度圆直径: mm z m d n 08.68cos 99==ββcos 1010z m d n ==55.92mm齿顶高 9a h =n am y h )ξ(1*∆-+=1.9305mm 10a h =(y h ∆-+2*ξα)n m =2.066mm 齿根高9f h =（*a h +*c -1ξ）n m =2.52mm 10f h =(*a h +*c -2ξ)n m =2.385mm全齿高9h =4.45mm 10h =4.45mm齿顶圆直径：9992a h d da +==71.941mm 1010102a h d da +==60.051mm 齿根圆直径：9992f f h d d -==63.04mm 1010210f f h d d -==51.15mm 当量齿数 9n z =39cos βz =35.33 10n z = 310cos βz =29.02 倒档齿轮变位后参数：角度变位后的端面压力角： ︒==20n t αα 查表得变位系数和：ξ=01ξ=0.23 2ξ= -0.23 3ξ=0.2310=-=nn m A A y '0=∆y ξ- n y =0分度圆直径: n m d 1111z ==27.50mm n m d 1212z ==52.50mm n m d 1313z ==80mm齿顶高 11a h =n am y h )ξ(1*∆-+=3.075mm 12a h =(y h ∆-+2*ξα)n m =1.925mm 13a h =n am y h )ξ(3*∆-+=3.075mm 齿根高11f h =（*a h +*c -1ξ）n m =2.55mm 12f h =(*a h +*c -2ξ)n m =3.70mm13f h =（*a h +*c -3ξ）n m =2.55mm全齿高11h =5.625mm 12h =5.625mm 13h =5.625mm齿顶圆直径：1111112a h d da +==33.65mm 1212122a h d da +==56.35mm 1313132a h d da +==86.15mm齿根圆直径：1111112f f h d d -==22.40mm 1212122f f h d d -==45.10mm 1313132f f h d d -==74.90mm第三章 齿轮的校核3.1 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，移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。