兩軸變速器設(shè)計說明書

1、目錄第一部分：變速器的基本設(shè)計方案 -2第二部分：變速器主要參數(shù)的選擇 -4 第三部分：變速器各檔齒輪的設(shè)計計算-5第四部分：變速器軸的設(shè)計計算-6第五部分：變速器齒輪的校核-14第六部分：變速器軸的的校核 - -18第七部分：滾動軸承的選擇和計算-20第八部分：參考文獻(xiàn) -第一部分 變速器的基本設(shè)計方案變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性、換擋操縱的可靠性與輕便性，傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。采用優(yōu)化設(shè)計方法對變速器與主減速器，以及變速器的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經(jīng)濟(jì)性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側(cè)（或越程接合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側(cè)

2、）等措施，以及其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設(shè)計、工藝水平的關(guān)鍵。變速器設(shè)計的基本要求：1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性。2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機(jī)的動力傳輸。3）設(shè)置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。4）設(shè)置動力輸出裝置。5）換擋迅速、省力、方便。6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應(yīng)有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 固定軸式

3、應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速器多用于發(fā)動機(jī)前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。 兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點(diǎn)。兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，一擋速比不可能設(shè)計得很大。 圖1為發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪的傳動倒擋布置方案 圖2為常見的倒擋布置方案。圖2-b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-c方案能

4、獲得較大的倒擋傳動比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖-2d方案對2-c的缺點(diǎn)做了修改。圖2-e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。為了縮短變速器軸向長度，倒擋傳動采用圖2-g所示方案。缺點(diǎn)是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。第二部分：變速器主要參數(shù)的選擇主要參數(shù)方案一發(fā)動機(jī)功率74kw 最高車速167km/h轉(zhuǎn)矩167N·m總質(zhì)量1705kg轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速3200r/min車輪185/60R14S 最高車速，=167km/hr 車輪半徑，r= 0.29 n功率轉(zhuǎn)速 ，n=5000r/min

5、主減速器傳動比 最高擋傳動比 / =1.42.0 即=（1.42.0）×3200=44806400r/min =9549× 所以，=46545500r/min柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速在30007000r/min 取=5000r/min由經(jīng)濟(jì)性出發(fā)使最高檔最高車速時功率略低于發(fā)動機(jī)最高功率，即略小于3.0 初取 =0.75 =4.36根據(jù)汽車行駛方程式 汽車以一擋在無風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡化為 式中：G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，=16709N；=167N.m；傳動系效率，=0.88；車輪半徑，=0.29m；滾動阻力系數(shù)，干砂路面（0.1000.300）取=0.150；坡

6、度，=16.7°。=2.28滿足附著條件。 ·在瀝青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6=4.54一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為，所以各擋傳動比與擋傳動比的關(guān)系為 ， ， ， （實(shí)際）初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 式中：變速器中心距（mm）；中心距系數(shù)，商用車：=8.993；發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）；變速器一擋傳動比，=3.2 ；變速器傳動效率，取96% ；發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=167N.m 。 則，=71.24774.450（mm）初選中心距=74mm。第三部分 變速器各檔齒輪的計算設(shè)計1、模數(shù)對貨車，減小質(zhì)量

7、比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。車型乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00表2汽車變速器齒輪法向模數(shù)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.

8、00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50表3汽車變速器常用齒輪模數(shù)根據(jù)表2及3，一二檔齒輪的模數(shù)定為3mm，三四五檔及倒檔的模數(shù)定為2.75mm,嚙合套和同步器的模數(shù)定為2.5mm。2、壓力角國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°3、螺旋角實(shí)驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時，應(yīng)力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同

9、擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。變速器螺旋角：23°4、齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5，取7.0。各擋齒輪齒數(shù)的分配1-一軸一擋齒輪 2-二軸一擋齒輪 3-一軸二檔齒輪 4-二軸二擋齒輪5-一軸軸三擋齒輪 6-二軸三擋齒輪 7-一軸四檔齒輪 8-二軸四檔齒輪9-一軸五檔齒輪 10-二軸五檔齒輪 11-一軸倒檔 12-二軸倒檔齒輪 13-倒檔齒輪 圖3變速器傳動示意圖如圖3所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳

10、動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。變?yōu)橄禂?shù)圖1、確定一擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=3mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7z1=11 z2=34 mm對一擋齒輪進(jìn)行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =22.58°U=3.09變位系數(shù)之和 查表得=0.35 分度圓直徑: =110.809mm節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 =3.819mm =2.469mm齒根高 =2.550mm =3.900mm 全齒高 h1=ha1+hf1=6.069mm齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115

11、.747mm齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm當(dāng)量齒數(shù) =14.102 =43.590分度圓直徑 mm mm2、確定二擋齒輪的齒數(shù)取模數(shù)=3mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7z3=14 z2=31 mm對二擋齒輪進(jìn)行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =22.58°U=2.214變位系數(shù)之和 查表得=0.35 分度圓直徑: 46.527mm =101.032mm節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 =3.459mm =2.829mm齒根高 =2.910mm =3.540mm 全齒高 h3=ha3+hf3=6.369mm齒

12、頂圓直徑 da3=d3+2ha3=53.445mm da4=d4+2ha4=106.690mm齒根圓直徑 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm當(dāng)量齒數(shù) = =17.949 = =39.7443、確定三擋齒輪的齒數(shù)取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7z5=20 z6=30 mm對三擋齒輪進(jìn)行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =21.707°U=1.5變位系數(shù)之和 查表得=0.42 分度圓直徑: 59.750mm =89.625mm節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 =1.565mm =1.400mm齒根高 =2.778m

13、m =2.943mm 全齒高 h5=ha5+hf5=4.343mm齒頂圓直徑 da5=d5+2ha5=62.880mm Da6=d6+2ha6=92.425 mm齒根圓直徑 df5=d5-2hf5=54.194mm Df6=d6-2hf6=83.739mm當(dāng)量齒數(shù) = =25.461 = =38.462 4、確定四擋齒輪的齒數(shù)取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7z7=24 z8=26 mm對四擋齒輪進(jìn)行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =21.707°U=1.083變位系數(shù)之和 查表得=0.42 分度圓直徑: =77.675mm節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高

14、=1.510mm =1.458mm齒根高 =2.832mm =2.886mm 全齒高 h7=ha7+hf7=4.342mm齒頂圓直徑 da7=d7+2ha7=74.720mm Da8=d8+2ha8=80.591 mm齒根圓直徑 df7=d7-2hf7=65.956mm Df8=d8-2hf8=71.907mm當(dāng)量齒數(shù) = =30.770 = =33.3335、確定五擋齒輪齒數(shù)取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7z9=29 z10=21 mm對四擋齒輪進(jìn)行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =21.707°U=1.38變位系數(shù)之和 查表得=0.42 分度圓直

15、徑: =62.737mm節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 =1.403mm =1.565mm齒根高 =2.943mm =2.778mm 全齒高 h9=ha9+hf9=4.333mm齒頂圓直徑 da=d9+2ha9=89.443 mm Da10=d10+2ha10=65.867mm齒根圓直徑 df9=d9-2hf9=80.751mm Df10=d10-2hf10=57.181mm當(dāng)量齒數(shù) = =37.179 = =26.923確定倒檔齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選=22為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙 mm mmmmmmmmmmm

16、mmmmmmmmm第四部分：變速器軸的設(shè)計計算在已知中間軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩斎胼S=0.160.18：對輸出軸0.180.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按式下面公式初選 （5.1）式中：經(jīng)驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。輸出軸最高檔花鍵部分直徑=22.027525.332mm取22mm；輸入軸最大直徑=29.640.8mm取35mm。輸出軸：；輸入軸：；，第五部分 變速器齒輪的的校核斜齒輪彎曲應(yīng)力 式中：計算載荷（N·mm）；法向模數(shù)（mm）；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（°）；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)

17、，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)=7.0重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPa范圍，對貨車為100250MPa。 式中，為彎曲應(yīng)力；為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；b為齒寬；t為端面齒距，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖5-1所示： 齒形系數(shù)圖=209.476MPa<180350MPa=197.974 MPa<180350MPa輪齒接觸

18、應(yīng)力計算 式中：輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；計算載荷（N.mm）；節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），齒輪螺旋角（°）；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； MPa MPa第六部分 變速器軸的校核發(fā)動機(jī)最大扭矩為146N m，最高轉(zhuǎn)速5400r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。輸入軸 =146×99%×96%=138.8N.m1軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙

19、合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理14。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC5863，面光潔度不低于815。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度16。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少17。 2計算齒輪的受力，選擇一檔受力分析，進(jìn)行軸的剛度和強(qiáng)度校核。（1）一擋齒輪1， 2的圓周力、 mm，mm =135.91N.m, =327.88N.m 初選軸的直徑（2）軸的剛度計算若軸在垂直面內(nèi)撓度

20、為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下列式計算 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；彈性模量（MPa），=2.1×105MPa；慣性矩（mm4），對于實(shí)心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad18。（1）輸入軸的剛度=2579.72N，軸頸=25mm，=17.75mm，=196mm， =2.1×105N N，N（3）軸的強(qiáng)度計

21、算輸入軸強(qiáng)度計算=38.35mm，=135.91N.m，=17.75mm，=25mm,=196mm=7087.87N.m，=2579.77N.m，=2797.7N.m17.75168.25水平17.75168.25豎直8400452水平豎直34344.1719301.9690753.9686193.48135.91合成輸入軸受力彎矩圖1) 求H面內(nèi)支反力、和彎矩 2)求V面內(nèi)支反力、和彎矩 由以上兩式可得N.mm第七部分 變速器軸承校核1、初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號30204，30205，30206，轉(zhuǎn)速=5600r/min，查機(jī)械設(shè)計實(shí)踐該軸承的=？N，=？N，=0.35。2、計算軸承當(dāng)量動載荷=0.35。查機(jī)械設(shè)計原理與設(shè)計，則=0.4，查機(jī)械設(shè)計實(shí)踐。，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見機(jī)械設(shè)計原理與設(shè)計。（1.21.8）取=1.23、計算軸承的基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸