(完整版)两轴变速器设计说明书

黑龙江工程学院1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---------------------------------------------------------黑龙江工程学院2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。黑龙江工程学院3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，黑龙江工程学院4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185/60R14S黑龙江工程学院5ogamaniirnu5377.0amanu—最高车速，amanu=167km/hr—车轮半径，r=0.29n—功率转速，n=5000r/min0i—主减速器传动比5gi—最高挡传动比pn/Tn=1.4～2.0即pn=（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/minmaxeT=9549×penPmax所以，pn=4654～5500r/min柴油机的转速在3000～7000r/min取pn=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ogii5略小于3.0初取5gi=0.750i=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GiGfriiTTgtq0TtqmangiTfGri0maxmax1sincos式中：G—作用在汽车上的重力，mgG，m—汽车质量，g—重力加速度，黑龙江工程学院6mgG=16709N；maxetqTT=167N.m；T—传动系效率，T=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°。88.036.41677.16sin7.16cos*150.029.0167091gi=2.28满足附着条件。riiTTg01emaxz2F·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qiiiiiiiigggggggg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gi，4175.0qig∴437.1q所以各挡传动比与Ι挡传动比的关系为2.31gi，227.22gi，550.13gi，079.14gi，75.05gi黑龙江工程学院754433221ggggggggiiiiiiii（实际）初选中心距时，可根据下述经验公式31maxgeAiTKA式中：A—变速器中心距（mm）；AK—中心距系数，商用车：AK=8.9～93；maxeT—发动机最大转矩（N.m）；1i—变速器一挡传动比，1gi=3.2；g—变速器传动效率，取96%；maxeT—发动机最大转矩，maxeT=167N.m。则，31maxgeAiTKA=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am在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量am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。黑龙江工程学院8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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。在齿轮选车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量am/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0am≤14.0am≥14.0模数nm/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.5～6.00一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50—黑龙江工程学院9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mkbc，ck为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；斜齿ncmkb，ck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、齿轮模数和黑龙江工程学院10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nm=3mm螺旋角=23°齿宽系数kc=7nmAzzcos2212.3112gizz∴z1=11z2=3433.7323cos275.2)3512(cos2)(21,nmzzAmm对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角黑龙江工程学院11cos/tantannt∴ot57.21端面啮合角ttAacoscos,,=57.21cos7433.73,=22.58°U=12zz=1134=3.09变位系数之和查表得n=0.3540.01n5.01n223.0333.7374'nnmAAy127.0223.035.0nnyny分度圆直径:mmzmdn85.38cos11cos22zmdn=110.809mm节圆直径178.363411/1174221/121zzAzdmm822.1113411/3474221/222zzAzdmm齿顶高nnnaamyhdh)(21*11=3.819mmnnnaamyhdh)(22*22=2.469mm齿根高nnnafmchh)(1**1黑龙江工程学院12=2.550mmnnnafmchh)(2**2=3.900mm全齿高h1=ha1+hf1=6.069mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1=43.488mmda2=d2+2ha2=115.747mm齿根圆直径df1=d1-2hf1=30.750mmdf2=d2-2hf2=103.009mm当量齿数1nz=31cosz=14.1022nz=31cosz=43.590分度圆直径850.3523cos311cos11nmzdmm809.11023cos334cos12nmzdmm2、确定二挡齿轮的齿数取模数nm=3mm螺旋角=23°齿宽系数kc=7nmAzzcos221227.2234gizz∴z3=14z2=31黑龙江工程学院1333.7323cos275.2)3512(cos2)(21,nmzzAmm对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角cos/tantannt∴ot57.21端面啮合角ttAacoscos,,=57.21cos7433.73,=22.58°U=34zz=1431=2.214变位系数之和查表得n=0.3528.01n07.01n223.0333.7374'nnmAAy127.0223.035.0nnyny分度圆直径:cos33zmdn46.527mmcos44zmdn=101.032mm节圆直径044.463114/1474243/323zzAzdmm956.1013114/3174243/424zzAzdmm黑龙江工程学院14齿顶高nnnaamyhdh)(21*33=3.459mmnnnaamyhdh)(22*44=2.829mm齿根高nnnafmchh)(1**3=2.910mmnnnafmchh)(2**4=3.540mm全齿高h3=ha3+hf3=6.369mm齿顶圆直径da3=d3+2ha3