二轴变速器.docx

目 录第一部分：变速器的基本设计方案 1第二部分：变速器主要参数的选择 3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 15第五部分：变速器齿轮的校 16第六部分：变速器轴的的校核 24第七部分：滚动轴承的选择和计算 37第八部分：参考文献 43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黑龙江工程学院第二部分：变速器主要参数的选择主要参数方案一发动机功率70kw最高车速159km/h转矩155N • m总质量1685kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14Srn^aman = 0.377 j~J~M aman 最高车速，"aman =159km/hr 一车轮半径，r= 0.288n—功率转速，n=5175r/min/ 0 一主减速器传动比挡传动比nT=1.4〜2.0 即 n = (1.4〜2.0)X 3200=4480〜6400r/minTe max=9549 X 竺f n p所以，n =4654〜5500r/min=5175r/min10 = 0.377 n =5.06lg max u max汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为tq g o" t > Gf + Gl r.> Gr(f cos 以 max + sin ^mnn) / Tqmax "I式中：G—作用在汽车上的重力，G = mg , m 一汽车质量，g 一重力加速度，G = mg =16513N；T = T =155N.m；l —传动系效率，门广0.9；r 一车轮半径，r=0.288m；f 一滚动阻力系数，良好的沥青或混凝土路面f (0.010〜0.018) 取 f =0.018；i 一坡度，i=16.7°.〉16513 x 0.288 x(0.018* cos16.7 + sin16.7)155 x 5.06 x 0.9g1 ' 一 --. / F"'g1 _ T n i ne max 0 t式中：Fn ——驱动轮的地面法向反力，F = m1 g ；驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面中可取0.5〜0.6之间。

已知：m1 = 1685kg；中取0.6，把数据代入(3.4)式得:.< 1685 x 9.8 x 0.6 x 0.288 = 2 334g1 一 155 x 5.06 x 0.9=.所以，一档转动比的选择范围是：2.058 < i 1 < 2.334初选一档传动比为2.3最低稳定车速校核：rn 八.有 700 x 0.2888 u = 0.377 . . =0.337 = 6.5 km/h0 ..满足附着条件一般汽车各挡传动比大致符合如下关系i i i-g^ — -&2 = -&3 = qiiig 2 g 3 g 4式中：q 一常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为・.・q — 1.49 所以各挡传动比与I挡传动比的关系为ig1 - 2-3 , ig2 T.54 , ig3 —L04 , ig4 — 0.7i i i（实际）g 1 > g 2 > g 31 g 2 1 g 3 1 g 4初选中心距时，可根据下述经验公式A — L 如 max 妃 g式中：A 一变速器中心距（mm）；七一中心距系数，商用车:KA二8.9〜93；T —发动机最大转矩（N.m）；i］一变速器一挡传动比，i . =2.3 ；门g 一变速器传动效率，取96% ；Tmax 一发动机最大转矩，Jmax =155N.m。

则，A —七 3：T—”二 （8.9— 9.3）3.155 x 2.3 x 0.96二62.254〜65.052 （mm）初选中心距A =65mm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黑龙江工程学院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m在1.8〜14.0t的货车为 a2.0〜3.5mm；总质量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，有利于换挡车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量m /t a1.0＞傩1.61.6VV^2.56.0 ma^14.0m N 14.0模数m /mmn2.25 〜2.752.75 〜3.003.50 〜4.504.5 〜6.00汽车变速器齿轮法向模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50—汽车变速器常用齿轮模数根据表，一二档齿轮的模数定为2.75mm，三四档及倒档的模数定为2.5mm，啮合 套和同步器的模数定为2.25mm。

2、压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高 轮齿的抗弯强度和表面接触强度对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25°等大些的压力角[15]国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20啮合套或 同步器的压力角有20等，普遍采用30°压力角黑龙江工程学院本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°3、 螺旋角p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b = k m，k为齿宽系数，取为4.5〜8.0，取7.0；斜齿b = km, k取为6.0〜8.5，取7.0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。

应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整 数，以使齿面磨损均匀成皿1.2- • I 6/jA -■-N15刀如■SKhsuKK G»一［侦A, = (Z1 + z 2)mn =(13 + 3°)x 2.75 = 64.231mm2 cos p2 x cos 23变为系数图1、确定一挡齿轮的齿数取模数m n =2.75mm螺旋角p =23° 齿宽系数kc =72 A cos pZj + z 2 =mnZ9 ・2 = ig 1 三 2.3Z1・.・z1=13 z2=30对中心距进行修整:取整A = 65mm, a为标准中心矩对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角tan 电=tan % /cos p.・. a = 21.57o端面啮合角a, 64.231 __cosoc, = —cosoc = cos 21.57'A ' 65=23.22°7 30U=4 = —=2. 31z 13i变位系数之和查表得6^ =0. 029/0.2 "9A —A' y — / nmn65 2231 mg2.75一y =0.29-0.280 = 0.017 n分度圆直径:m zd = 〃 i = 39.303mm1 COS Pd - mnZ2 =90. 700mm2 cos p齿顶高 如二4 + 2（々+砧一 a）%=3. 273mmhdc + 2（h * + E o - Ay ）ma2 2 x a n2 n7 n=2. 970mm齿根高 与i =（々+&*—"）%=2. 888mmA” = （" * + c * — & Jm j2 ' q n 〃2/ ,=3.190mm全齿高 hl=hal+hf 1=6. 161mm齿顶圆直径 dal=dl+2hal=49. 849mmda2=d2+2ha2=96. 64mm齿根圆直径 dfl=dl-2hfl=33. 527mm黑龙江工程学院df2=d2-2hf2=84.320mm2、确定二挡齿轮的齿数取模数m n =2.75mm螺旋角p =23° 齿。