两轴变速器传动机构设计

黑龙江工程学院专业综合训练题目：姓名学号系部名称专业班级指导教师职称二零一二年十一月二十六日目录第一部分：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 5377.0=aman 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。

在齿轮选车型乘用车的发动机排量V/L 货车的最大总质量a m /t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0a m ≤14.0 a m ≥14.0 模数n m /mm2.25～2.752.75～3.00 3.50～4.504.5～6.00一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00二系列1.752.25 2.753.25 3.50 3.754.505.50—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。