课程设计二轴五档变速器

目录

1方案的选择 (1)

1.1设计任务书 (1)

1.2总体方案论证 (1)

1.3零部件结构方案分析 (2)

1.3.1齿轮形式 (2)

1.3.2换挡机构形式 (2)

1.3.3变速器轴承 (2)

2变速器主要参数的选择 (2)

2.1传动比范围的选择 (2)

2.2.1功率转速 (2)

2.2.2主减速器传动比的初选 (3)

2.2.3最小传动比的选择 (4)

2.2.4最大传动比的选择 (4)

2.2挡数 (5)

2.3分配各挡传动比 (5)

2.4传动路线图 (6)

3变速器参数的计算与校核 (6)

3.1初定中心距 (6)

3.2初定齿轮参数（斜齿轮齿形参数） (7)

3.2.1模数 (7)

3.2.2压力角 (8)

3.2.3齿宽 (8)

3.2.4螺旋角 (9)

3.2.5齿顶高系数与顶隙系数 (10)

3.3分配各挡齿数 (10)

3.3.1确定一挡齿轮的齿数 (11)

3.3.2对中心距及一挡齿轮螺旋角进行修正 (11)

3.3.3确定二挡齿轮的齿数 (12)

3.3.4确定三挡齿轮的齿数 (12)

3.3.5确定四挡齿轮的齿数 (12)

3.3.6确定五挡齿轮的齿数 (13)

3.3.7确定倒挡齿轮的齿数 (13)

3.3.8变位系数 (13)

3.4齿轮的校核 (16)

3.4.1齿轮的损坏形式 (16)

3.4.2齿轮的强度计算 (16)

3.4.3齿轮的材料 (21)

3.5轴的设计与校核 (21)

3.5.1初选轴的直径 (21)

3.5.2轴的可靠性分析 (21)

3.6轴承的计算与校核 (27)

3.6.1轴承形式的选择 (27)

3.6.2轴承尺寸的选择 (27)

3.6.3轴承寿命的计算 (29)

4设计参数汇总（优化后） (34)

4.1汽车主要参数 (34)

4.2变速器主要设计参数 (34)

参考文献 (37)

1方案的选择

1.1设计任务书

根据给定的汽车性能参数，进行汽车变速箱传动方案设计，计算各部件的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图

表 1-1 乘用车传动系统的主要参数

1.2总体方案论证

变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种形式工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。

对变速器提出如下基本要求：

1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

2）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。

3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶。

4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。

5）换挡迅速、省力、方便。

6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。

7）变速器应当有高的工作效率。

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、拆装容易、维修方便等要求。

满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。

1.3零部件结构方案分析

1.3.1齿轮形式

变速器两周传动齿轮采用斜齿常啮合齿轮，优点是使用寿命长、运转平稳、工作噪声低。倒挡齿轮采用支持常啮合圆柱齿轮，主减速器采用斜齿圆柱齿轮。

1.3.2换挡机构形式

变速器采用同步器换挡，其优点是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车加速性、燃油经济性和行驶安全性。

1.3.3变速器轴承

初选输出端为短圆柱滚子轴承其余为向心球轴承，具体选型与计算在轴承的寿命计算轴详细分析。

2变速器主要参数的选择

2.1传动比范围的选择

变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常为直接当，而本次设计为了提高汽车的燃油经济性，将最高挡设为超速挡，挡位数为五挡。

超速挡的传动比一般为0.7~0.8。最低挡的传动比则要求考虑发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动桥与地面的附着率、主减速器比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低行驶车速等而对于乘用车，其范围一般在3.0~4.5之间。

2.2.1功率转速

T用下式计算确定：

发动机最大转矩

max

e

P

e e n P T max

max 9549α?

=

式中，max e T 为最大转矩（m N ?）；α为转矩适应性系数，一般在1.1~1.3之间选取；

max e P 为发动机最大功率（kW ）；P n 为最大功率转速（min /r ）。

要求P n 与T n 之间有一定差值，如果它们很接近，将导致直接当的最低稳定车速偏高，使汽车通过十字路口时换挡次数增多。因此，要求T P n n 在 1.4~2.0之间选取。

由上式得：

min 63005

.14580

2.195499549max

max

r T P n e e P ≈??

=?

=α

23150

6300==t P n n ， 在1.4~2.0范围内，符合要求。 2.2.2主减速器传动比的初选

主减速比对主减速器的结构形式、轮廓尺寸、质量大小记忆当变速器处于最高挡位是汽车的动力性和燃料经济性都有直接影响，可通过燃油经济性——加速时间曲线来确定。

而在设计计算中，0i 的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比i 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同0i 下的功率平衡图来研究0i 对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择0i 值，可使汽车获得最佳的动力性和燃油经济性。

对于具有大功率储备的轿车、长途公共汽车油漆是赛车来说，在给定发动机最大功率max e P 及其转速p n 的情况下，所选择的0i 值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速max a u ，这时0i 值应按下式来确定：

max

max 0377

.0i u rn i a p =

式中：r ——车轮的滚动半径

m r 2888.05.00254.01460185.0=??+?=

max i ——最高挡传动比，即5i

对于其它汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，0i 一般选择比上式求得的大10%~20%，即按下式选择：

max

max 0)

472.0~377.0(i U rn i a P

=

式中：h km U a /165max =，m in /6300r n P =，m r 2888.0=，75.05=i

最后取主减速器传动比54.40=i 2.2.3最小传动比的选择

整车传动系统的最小传动比可根据最高车速及其功率平衡图来确定，且在选择是要注意有利于汽车的燃油经济性。

选择结果为75.05=i 。 2.2.4最大传动比的选择

汽车变速器最大传动比的选择需要考虑三方面的因素：最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳定车速。得：

T

tq i T r

f G i ηαα0max max max 1)sin cos (+≥

式中m ax α为汽车的最大爬坡度，取 7.16max =α

f 为滚动阻力系数，取015.0=f 。

%2.91%96%950=?=?=ηηηg T

（其他参数与最小传动比选择时相同。）

T

e i T r

G i η?0max 11≤

式中1G 为地面提供给驱动轮的法向作用力（取平均前轴负荷61.5%）

N g m L

b

G 99938.91658615.001=??==

?为地面附着系数，对于路面潮湿时，?取0.6

min min 1377

.0i u r

n i a = 式中m in n 为发动机最低稳定转速，取m in /400min r n =

min a u 为汽车最低稳定车速

已知N g m G 4.162480==，m r 288.0=，m N T T e tq ?==5.145max max ，54.40=i 综上述要求，可得4.439.21≤≤i ，根据设计要求，取5.31=i 2.2挡数

按设计要求，变速器挡位数为5挡，其中最高挡为超速挡。 2.3分配各挡传动比

在已知挡位数为5与5.31=i 、75.05=i 的情况下，可知，若传动比分配为等比级数（现实中高挡传动比间隔可以比抵挡稍小），则47.14

5

1==i i q

各挡传动比的初选结果如下所示：

表 2-1 汽车变速器传动比（初选）

2.4传动路线图

图 2-1 变速器传动路线示意图

图 2-2 倒挡齿轮位置示意图

3变速器参数的计算与校核

3.1初定中心距

变速器的中心距A系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离。其主要由传递

的扭矩、结构和工艺情况决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量有影响，还关系到齿轮的接触强度：中心距过大将使变速器的质量增加较多；中心距过小则会使齿轮的接触强度变大，寿命变短，且影响变速器壳体的性能。

因此最小允许的中心距应当由保证齿轮油必要的接触强度来确定，而且最小中心距要同时满足最低挡的传动比要求。

而对于发动机前置前轮驱动（FF ）的乘用车，其中心距A 也可以根据发动机排量与中心距的统计数据初选。统计数据表明，乘用车变速器的中心距一般在60~80mm 范围内变化。原则上来说，车越轻，中心距也越小。

设计中用下属经验公式初选中心距A

31max g e A i T K A η=

式中A 为变速器中心距（mm ）

A K 为中心距系数，对于轿车，取3.9~9.8=A K

g η为变速器传动效率，取%95=g η

已知m N T e ?=5.145max ，2.31=g i ，最后取mm A 71= 3.2初定齿轮参数（斜齿轮齿形参数） 3.2.1模数

齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等因素有关，而在设计中主要考虑对齿轮强度的影响。齿轮模数大则其弯曲应力小，但齿轮齿数会随之减少，并减小齿轮啮合的重合度，增加啮合噪声。因此，在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽量小。

设计中已确定变速器齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应满足一下的强度要求：

3

cos 2w

g c g n Y K ZK K T m ?π?

β=

在选择模数时，若从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选择同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应选用不同的模数。一般来说，变速器抵挡齿轮应选用较大的模数，其他挡位选用另一种模数。

变速器齿轮所选的模数应符合国家标准，见表3-1。

表 3-1 汽车变速器常用的齿轮模数（摘自GB/T1357-1987)

根据以上要求，初选

1、3、5挡齿轮法向模数25.2321===n n n m m m ，

2、4挡齿轮法向模数mm m m n n 5.242==， 倒挡齿轮模数25.2=m 3.2.2压力角

齿轮压力角有 5.14， 15， 5.17， 20， 5.22， 25等多种。压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮度，有利于降低齿轮传动的噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。

对于斜齿轮，压力角为 25时强度最高，而对于乘用车，为加大重合度以降低噪声，理论上应取较小的压力角。

本次设计各挡齿轮压力角选为 20=α 3.2.3齿宽

在变速器齿轮的设计中，齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：

直齿：m k b c ?=，其中取齿宽系数0.8~5.4=c k ； 斜齿：m k b c ?=，其中取齿宽系数5.8~0.6=c k ； 同步器，b=2~4mm 。

对于啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大，一般为5~10mm ；对于采用统一模数的各挡齿轮，抵挡齿轮的齿宽也应比高挡齿轮稍大一些。

齿宽的选取结果见表3-2

表 3-2 汽车变速器齿轮的模数选择结果

挡位 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 倒挡 法向模数（mm ） 2.25 2.50 2.25 2.50 2.25 2.25 齿宽（mm ）

输入轴齿轮 2 输出轴齿轮

18

18

16

17

16

16

3.2.4螺旋角

由于变速器的设计中（不包括主减速器）的齿轮均采用了斜齿轮，故存在螺旋角

β。采用具有螺旋角的斜齿轮可以加大重合度，提高强度，降低噪声，但有轴向力作用在轴承上，需要计算确认。

螺旋角β确定根据以下原则：

（1）使齿轮的纵向重合度1≈βε这样在运转的过程中，齿面螺旋线上始终有齿接触，可以保证运转平稳。具体设计时，螺旋角β可按下式确定：

e

b m

?=πβ)

2.1~8.0(sin

（2）由于斜齿轮工作时会产生轴向力，为此在设计时应自在理论上使螺旋角β的选择正好能使一根轴上的齿轮产生的轴向力相互抵消，如图3-1所示。

图 3-1 中间轴轴向力的平衡

满足下式：