两轴式变速器设计说明书

u课程设计说明书二○一零年十二月二十四日1 总体方案设计1.1 汽车参数的选择根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表表1-1设计基本参数表1.2 变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求.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）设置倒档，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。

除此以外，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。

满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，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。

2 变速器传动机构布置方案机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。

2.1 传动机构布置方案分析2.1.1 固定轴式变速器固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。

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。

与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便。

此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。

我们设计的是乘用车，所以我选择的是两轴式的变速器。

传递方案如下图所示2.1.2 倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。

为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。

前者虽然结构简单，但是中间传动齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。

选择倒挡布置方案如下图所示因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。

倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡3 变速器传动比分配及个档传动比确立根据给定条件去顶主减速器传动比；五挡为超速挡5g i =0.8；n —最大发动机转速，n=3934r/min ； u —最高车速，u=156km/h ； r —车轮半径，r =0.288mmax50377.0u i rni g =1568.039342886.0377.00⨯⨯⨯=i =3.422确定最大传动比0i —主减速器传动比，0i =3.422r —车轮半径，r =0.288m ；()288.096.042.35.1507.16sin 7.16cos 017.016718.91⨯⨯⨯+⨯⨯⨯=g i =2.89根据汽车行驶方程式T η—传动系效率，T η=0.96；f =0.03G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，mg G ==16375.8dtdum Gi u A C Gf ri i T a D Tg tq δη+++=2015.21 （3.1） 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 （3.2）()32.289.201=+>=Ttq g i T i f Gr i η 符合附着条件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 i i g g g g g g g g g g =====6554433221式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为51q i g =，42q i g =，33q i g =，24q i g =，q i g =551g i q ==1.41所以各挡传动比为:2g i =2.15，3g i =1.54，4g i =1.11，5g i =0.8选取5挡，取一档传动比为34变速器设计和计算4.1 挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。

挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。

同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。

在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。

要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。

要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。

目前轿车一般用4~~5个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用4~~5个挡位或多挡。

装载质量在2~3.5T 的货车采用5挡变速器，装载质量在4~8T 的货车采用6挡变速器。

多挡变速器多用于重型货车和越野车。

选用的是5挡变速器。

4.2中心距A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。

其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。

中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。

最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。

变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。

此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。

A=31max g e A i T K η=⨯3.9396.035.150⨯⨯=70.38mm ，取整71mm 。

式中，A 为中心距（mm ）；A K 为中心距系数，轿车：A K =8.9~9.3； max e T 为发动机最大转矩（m N ⋅）；1i 为变速器一挡传动比；g η为变速器传动效率0.96。

轿车变速器的中心距在65~80mm 变化范围。

原则上总质量小的汽车中心距小。

4.3 外形尺寸轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.0~3.4）A 。

当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K 应取给出系数的上限。

为检测方便，A 取整。

4.4齿轮参数4.4.1 模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。

减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。

低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。

少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。

由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。

其取用范围是：乘用车和总质量a m 在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm 。

选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。

初选齿轮模数 m =2.7mm 齿轮法向模数 n m =2.5mm4.4.2 压力角α压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。

变速器齿轮压力角为 204.4.3 螺旋角β斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 两周式变速器为20 ~25 初选的螺旋角β=214.4.4 齿宽b通常根据齿轮模数m 的大小来选定齿宽。

直齿：b=C K m ， C K 为齿宽系数，取为4.5~8.0 取C K =8 斜齿：b=C K n m ，C K 取6.0~8.5 ，取C K =7一档 二档斜齿，齿宽为b=m K C =21.6mm ，取C K =8， 三档 四档五档为斜齿,齿宽为b=m K C =18.9mm, 取C K =7; 倒档直齿为 b=m K C =8.5⨯2.5=21.2mm ，取C K =8.54.4.5 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，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。

4.4.6 确定一挡齿轮的齿数1.一挡传动比初选βcos =21 n m =2.7 mm121z z i ==2.98 斜齿h z =2A βcos /n m一挡用的是斜齿轮，所以h z =1z +2z =2A βcos /n m =2⨯72.68/2.7=50.3h z 取整数后，h z =50 1z =13 2z =372．对中心距A 进行修正因为计算齿数和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。

()βcos 221Z Z m A n +==72.3mm 取整为72mm 。

3．对螺旋角进行修正 βcos ()0212A Z Z m n +==20.364．一档齿轮的变位系数； 端面模数 t m =βcos nm =2.89 分度圆压力角 t a =20分度圆直径 1d =1z t m =37.59 mm2d =2z t m =107 mm未变位中心距 a=21（1d +2d ）=21（37.59+107）=72.29mm 变位系数之和()()nt t inv inv z z αααξtan 2,21-+=∑=-0.41 当量齿数 β311cos z z n ==︒21cos 133=15.97 β322cos z z n ==︒21cos 373=45.475根据当量齿数比，查《机械设计手册》小齿轮变位系数为42.01-=ξ，则大齿轮变为系数为01.02-=ξ;中心距变动系数为-0.44齿顶高 ()n n o a m f h σξ-+=11=()7.203.042.00.1⨯-+=1.5mm()n n o a m f h σξ-+=22=()7.222.003.00.1⨯--=12.6mm齿根高 ()n o f m c f h 11ξ-+==()n o m f 125.0ξ-+=4.5mm ()n o f m c f h 22ξ-+==()n o m f 225.0ξ-+ =()7.201.025.00.1⨯-++=3.3mm 齿顶圆直径 1112a a h d d +==40.59 mm 2222a a h d d +==112.2mm齿根圆直径 1112f f h d d -==5.1259.37⨯+=40.59mm 2222f f h d d -==3.32107⨯-=100.4mm二 挡传动比，齿数及变位系数的确立 1．初选βcos =22 n m =2.7 mm 342z z i g ==2.15 斜齿h z =()βcos 243Z Z m n +2A βcos /n m 二挡用的是斜齿轮，所以h z =3z +4z =2A βcos /n m =2⨯71/2.7=48.7 齿数取整数后h z =48， 得1z =15 2z =33；2．对中心距A 进行修正因为计算齿数和h Z 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的h Z 和齿轮变位系数重新计算中心距A ，再以修正后的中心距A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。