两轴变速器设计说明书word版

目录第一部分：变速器的基本设计方案-------------------------------------2第二部分：变速器主要参数的选择-------------------------------------4第三部分：变速器各档齿轮的设计计算--------------------------------5第四部分：变速器轴的设计计算------------------------------------------6第五部分：变速器齿轮的校核--------------------------------------------14第六部分：变速器轴的的校核 -------------------------------- ----------18第七部分：滚动轴承的选择和计算--------------------------------------20第八部分：参考文献---------------------------------------------------------第一部分变速器的基本设计方案变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。

采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用自锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧（或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧）等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。

降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。

变速器设计的基本要求：1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输。

3）设置倒挡，使汽车能变速倒退行驶。

4）设置动力输出装置。

5）换挡迅速、省力、方便。

6）工作可靠。

变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。

7）变速器应有高的工作效率。

8）变速器的工作噪声低。

除此之外，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。

固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。

旋转轴式主要用于液力机械式变速器。

两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。

两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。

图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。

其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮的传动倒挡布置方案图2为常见的倒挡布置方案。

图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。

但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。

图2-c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。

图-2d方案对2-c的缺点做了修改。

图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。

图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。

为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2-g所示方案。

缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。

第二部分：变速器主要参数的选择主要参数 方案一发动机功率 74kw 最高车速 167km/h 转矩 167N ·m 总质量 1705kg 转矩转速 3200r/min 车轮185/60R14So g aman i i rnu 5377.0aman u —最高车速，aman u =167km/hr —车轮半径，r= 0.29 n —功率转速 ，n=5000r/min0i —主减速器传动比5g i —最高挡传动比p n / T n =1.4～2.0 即p n =（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/minmax e T =9549×pe n P maxα所以，p n =4654～5500r/min柴油机的转速在3000～7000r/min 取p n =5000r/min 由经济性出发使最高档最高车速时功率略低于发动机最高功率，即o g i i 5略小于3.0初取 5g i =0.75 0i =4.36 根据汽车行驶方程式汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为Gi Gf ri i T Tg tq +≥η0()Ttq man g i T f Gr i ηαα0max max 1sin cos +≥式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，mg G ==16709N ； m ax e tq T T ==167N .m ；T η—传动系效率，T η=0.88；r —车轮半径，r =0.29m ；f —滚动阻力系数，干砂路面f （0.100～0.300）取f =0.150；i —坡度，i =16.7°。

()88.036.41677.16sin 7.16cos *150.029.0167091⨯⨯+⨯⨯≥g i =2.28满足附着条件。

≤ri i T Tg η01emax z2F ·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.5~0.6，取φ=0.688.036.416729.06.08.9%601705⨯⨯⨯⨯⨯⨯=4.54一般汽车各挡传动比大致符合如下关系q i i i i i i i i g g g g g g g g ====54433221式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为75.05=g i ，4175.0q i g =∴437.1=q所以各挡传动比与Ι挡传动比的关系为2.31=g i ，227.22=g i ，550.13=g i ，079.14=g i ，75.05=g i54433221g g g g g g g g i i i i i i i i ≥≥≥ （实际） 初选中心距时，可根据下述经验公式31max g e A i T K A η=式中：A —变速器中心距（mm ）；A K —中心距系数，商用车：A K =8.9～93； max e T —发动机最大转矩（N .m ）；1i —变速器一挡传动比，1g i =3.2 ；g η—变速器传动效率，取96% ；max e T —发动机最大转矩，max e T =167N .m 。

则，31max g e A i T K A η==396.02.3167)3.99.8(⨯⨯～ =71.247～74.450（mm ）初选中心距A =74mm 。

第三部分 变速器各档齿轮的计算设计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：乘用车和总质量a m 在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm ；总质量a m 大于14.0t 的货车为3.5～5.0mm 。

选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。

表2 汽车变速器齿轮法向模数表3 汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3，一二档齿轮的模数定为3mm，三四五档及倒档的模数定为2.75mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm。

2、压力角α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β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。

变速器螺旋角：23° 4、齿宽b直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0； 斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7.0。

各挡齿轮齿数的分配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 12-二轴倒档齿轮 13-倒档齿轮图3变速器传动示意图如图3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、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。

变为系数图1、确定一挡齿轮的齿数取模数n m =3mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7nm A z z βcos 221=+ 2.3112≡=g i z z ∴z1=11 z2=3433.7323cos 275.2)3512(cos 2)(21,=⨯⨯+=+=βn m z z A mm 对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角βααcos /tan tan n t =∴o t 57.21=α端面啮合角 t t A a ααcos cos ,,==57.21cos 7433.73 ,α=22.58° U=12z z =1134=3.09 变位系数之和 查表得∑n ξ=0.35 40.01=n ξ 5.01-=n ξ223.0333.7374'=-=-=n n m A A y 127.0223.035.0=-=-=∆∑n n y n y ξ分度圆直径: mm z m d n 85.38cos 11==β βcos 22z m d n ==110.809mm 节圆直径178.363411/1174221/121=+⨯⨯=+='z z Az d mm 822.1113411/3474221/222=+⨯⨯=+='z z Az d mm齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*11∆-++=ξ =3.819mmn n n a a m y h d h )(22*22∆-++=ξ=2.469mm齿根高 n n n a f m c h h )(1**1ξ-+==2.550mmn n n a f m c h h )(2**2ξ-+==3.900mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.069mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm 当量齿数 1n z =31cos βz =14.102 2n z =31cos βz =43.590 分度圆直径 850.3523cos 311cos 11=⨯==βn m z d mm 809.11023cos 334cos 12=⨯==βn m z d mm 2、确定二挡齿轮的齿数取模数n m =3mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7nm A z z βcos 221=+ 227.2234≡=g i z z ∴z3=14 z2=3133.7323cos 275.2)3512(cos 2)(21,=⨯⨯+=+=βn m z z A mm 对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角βααcos /tan tan n t =∴o t 57.21=α端面啮合角 t t A a ααcos cos ,,==57.21cos 7433.73 ,α=22.58° U=34z z =1431=2.214 变位系数之和 查表得∑n ξ=0.35 28.01=n ξ 07.01=n ξ223.0333.7374'=-=-=n n m A A y 127.0223.035.0=-=-=∆∑n n y n y ξ分度圆直径: ==βcos 33z m d n 46.527mm βcos 44z m d n ==101.032mm节圆直径044.463114/1474243/323=+⨯⨯=+='z z Az d mm 956.1013114/3174243/424=+⨯⨯=+='z z Az d mm齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*33∆-++=ξ=3.459mmn n n a a m y h d h )(22*44∆-++=ξ=2.829mm齿根高 n n n a f m c h h )(1**3ξ-+==2.910mmn n n a f m c h h )(2**4ξ-+==3.540mm 全齿高 h3=ha3+hf3=6.369mm 齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=53.445mm da4=d4+2ha4=106.690mm 齿根圆直径 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm 当量齿数 3n z =33cos βz =17.949 4n z = 34cos βz =39.744 3、确定三挡齿轮的齿数取模数n m =2.75mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7nm A z z βcos 221=+ 550.1356≡=g i z z ∴z5=20 z6=3069.7423cos 275.2)3020(cos 2)(65,=⨯⨯+=+=βn m z z A mm 对三挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角βααcos /tan tan n t =∴o t 57.21=α端面啮合角 t t A a ααcos cos ,,==57.21cos 7469.74 ,α=21.707° U=56z z =2030=1.5 变位系数之和 查表得∑n ξ=0.42 24.01=n ξ 18.01=n ξ251.075.269.7474'-=-=-=n n m A A y 671.0)251.0(42.0=--=-=∆∑n n y n y ξ分度圆直径: ==βcos 55z m d n 59.750mm βcos 66z m d n ==89.625mm节圆直径200.593020/2074265/525=+⨯⨯=+='z z Az d mm800.883020/3074265/626=+⨯⨯=+='z z Az d mm齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*55∆-++=ξ=1.565mmn n n a a m y h d h )(22*66∆-++=ξ=1.400mm齿根高 n n n a f m c h h )(1**5ξ-+==2.778mmn n n a f m c h h )(2**6ξ-+==2.943mm 全齿高 h5=ha5+hf5=4.343mm 齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=62.880mm Da6=d6+2ha6=92.425 mm 齿根圆直径 df5=d5-2hf5=54.194mm Df6=d6-2hf6=83.739mm 当量齿数 5n z =35cos βz =25.461 6n z = 36cos βz =38.4624、确定四挡齿轮的齿数取模数n m =2.75mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7nm A z z βcos 221=+079.1478≡=g i z z ∴z7=24 z8=2669.7423cos 275.2)3020(cos 2)(65,=⨯⨯+=+=βn m z z A mm 对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角βααcos /tan tan n t =∴o t 57.21=α端面啮合角 t t A a ααcos cos ,,==57.21cos 7469.74 ,α=21.707° U=56z z =2426=1.083 变位系数之和 查表得∑n ξ=0.42 22.01=n ξ 20.01=n ξ251.075.269.7474'-=-=-=n n m A A y 671.0)251.0(42.0=--=-=∆∑n n y n y ξ分度圆直径: mm z m d n 700.71920.02475.2cos 77=⨯==β βcos 88z m d n ==920.02675.2⨯=77.675mm 节圆直径040.712624/2474287/727=+⨯⨯=+='z z Az d mm 960.762624/2674287/828=+⨯⨯=+='z z Az d mm齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*77∆-++=ξ=1.510mmn n n a a m y h d h )(22*88∆-++=ξ=1.458mm齿根高 n n n a f m c h h )(1**7ξ-+==2.832mmn n n a f m c h h )(2**8ξ-+==2.886mm 全齿高 h7=ha7+hf7=4.342mm 齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=74.720mm Da8=d8+2ha8=80.591 mm 齿根圆直径 df7=d7-2hf7=65.956mm Df8=d8-2hf8=71.907mm 当量齿数 7n z =37cos βz =39397.024 =30.770 8n z =38cos βz =39397.026=33.3335、确定五挡齿轮齿数取模数n m =2.75mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7nm A z z βcos 221=+75.05910≡=g i z z ∴z9=29 z10=2169.7423cos 275.2)3020(cos 2)(65,=⨯⨯+=+=βn m z z A mm 对四挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角βααcos /tan tan n t =∴o t 57.21=α端面啮合角 t t A a ααcos cos ,,==57.21cos 7469.74 ,α=21.707° U=109z z =2129=1.38 变位系数之和 查表得∑n ξ=0.42 24.01=n ξ 18.01=n ξ251.075.269.7474'-=-=-=n n m A A y 671.0)251.0(42.0=--=-=∆∑n n y n y ξ分度圆直径: mm z m d n 637.86920.02975.2cos 99=⨯==β βcos 1010z m d n ==920.02175.2⨯=62.737mm节圆直径840.852129/29742109/929=+⨯⨯=+='z z Az d mm 160.622129/21742109/10210=+⨯⨯=+='z z Az d mm齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*99∆-++=ξ=1.403mmn n n a a m y h d h )(22*1010∆-++=ξ=1.565mm齿根高 n n n a f m c h h )(1**9ξ-+==2.943mmn n n a f m c h h )(2**10ξ-+==2.778mm 全齿高 h9=ha9+hf9=4.333mm 齿顶圆直径 da=d9+2ha9=89.443 mm Da10=d10+2ha10=65.867mm 齿根圆直径 df9=d9-2hf9=80.751mm Df10=d10-2hf10=57.181mm 当量齿数 9n z =39cos βz =39397.029=37.179 10n z = 310cos βz =39397.021=26.923 确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮12Z 的齿数一般在21～23之间，初选12Z =2292.21111312111312=≥=••=i z z z z z z i 倒为了保证齿轮12和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙705.0221311=≤++A d d a a ∴34,21,11131211===z z z 09.311341113===z z i 倒 44275.2)2111(2)(1211=⨯+=+='m z z a mm 6.75275.2)3421(2)(1312=⨯+=+=''m z z a mm 25.3075.2111111=⨯==m z d mm 75.5775.2211212=⨯==m z d mm 25.9375.2341313=⨯==m z d mm75.3575.2225.302*1111=⨯+=+=m h d d a a mm 25.6375.2275.572*1212=⨯+=+=m h d d a a mm 9975.225.932*1313=⨯+=+=m h d d a a mm375.2375.2)25.01(225.30)(2**1111=⨯+⨯-=+-=m c h d d n a f mm 875.5075.2)25.01(275.57)(2**1212=⨯+⨯-=+-=m c h d d n a f mm 625.8675.2)25.01(25.93)(2**1313=⨯+⨯-=+-=m c h d d n a f mm第四部分：变速器轴的设计计算在已知中间轴式变速器中心距A 时，轴的最大直径d 和支承距离L 的比值可在以下范围内选取：对输入轴L d /=0.16～0.18：对输出轴≈L d /0.18～0.21。