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1、目录第一章 变速器的基本设计方案31.1变速器设计的基本要求3第二章变速器的主要参数选择5 2.1确定最高最低档转动比62.2初选中心距 8 2.3分配各档齿数82.3.1模数82.3.2压力角 92.3.3螺旋角 9 2.3.4确定一挡齿轮的齿数102.3.5确定二挡齿轮的齿数132.3.6确定三挡齿轮的齿数152.3.6确定四挡齿轮的齿172.3.8确定五挡齿轮齿数192.3.9确定倒档齿数22 第三章变速器齿轮的的校核23 3.1轮齿弯曲强度计算23 3.2轮齿的接触应力24 第四章变速器轴的设计计算25 第五章变速器轴的校核265.1轴的工艺要求 26 5.2计算齿轮的受力分析26 5
2、.3轴的刚度计算27 5.4轴的强度计算29第六章变速器轴承校核31 6.1初选轴承型号316.2计算轴承当量动载荷 31 6.3计算轴承的基本额定寿命 32参考文献 35全套设计，联系153893706第一章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；
3、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。1.1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
4、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经多方面的考虑，选择了汽车设计p85，图3-9发动机横置时的两轴式五档变速器！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
5、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。第二章：变速器主要参数的选择主要参数方案一最高车速（km/h）160 160+2（A-5）=164整车总质量 1300kg 1300+A-5=1340kg最大功率 80KW 80+A-5=82 KW最大功率转速6000r /min 6000-50A=5650 r /mi
6、n最大转矩140Nm 140+5（A-5）=150 Nm最大转矩转速3000 r /min 3000-50A=2650 r /min 前轮胎规格 215/55 R17 2.1确定最高、低档传动比及档数： 最高车速，=167km/hr 车轮半径，r= 0.29n功率转速 ，n=5650r/min主减速器传动比 最高挡传动比 =0.70.8 ，取=o.8=4.71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 式中：G作用在汽车上的重力，汽车总质量，重力加速度，=1340；=150N.m；传动系效率，=0.88；车轮半径，=0.29m；滚动阻力系数，干砂路面（0.1000.300）
7、取=0.150；坡度，=16.7。=2.58汽车在沥青混泥土干路面满足附着条件。 沥青混凝土干路面，=0.70.9，取=0.75=2.76取=2.7一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为， （实际情况）初定各挡传动比如下 ， ， ， 2.2 初选中心距初选中心距时，可根据下述经验公式 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，乘用车：=8.993；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=2.7 ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=150N.m 。 则，=64.9667.88（mm）初选中心距=65mm。2.3分配各档齿数2.3.
8、1模数对乘用车，减小噪声更为重要，故齿轮应该选用小些的模数；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：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。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/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00表2汽车变速器齿轮法向模数一系列1.001.251.52.002.503.004.
9、005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50表3汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3，一，倒档齿轮的模数定为2.75mm，二三四五档及倒档的模数定为2.5mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm。2.3.2 压力角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202.3.3螺旋角实验证明：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
10、，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：20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2.3.4确定一挡齿轮的齿数 一挡倒档采用直齿（考虑到使用较少）模数=2.75mm 螺旋角=20 b=m，为齿宽系数，直齿为4.5-8.0，主动齿轮取7.27，从动齿轮取6.55， =7.272.75=20mm=6.556.55=18mmz1=13
11、z2=34 mm对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =19.08U=2.7变位系数之和 查表得=-0.12 分度圆直径: 节圆直径 mm mm齿顶高 =4.28mm =2.30mm齿根高 =2.61mm =4.59mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.89mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=44.31mm da2=d2+2ha2=98.1mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.53mm df2=d2-2hf2=84.32mm 2.3.5确定二挡齿轮的齿数模数=2.5mm 螺旋角=20 b=m，为齿宽系数，斜齿为6.0-8.5，主动齿轮取8.0，从动齿轮取7.2， =
12、8.02.5=20mm =7.22.5=18mmz3=17 z4=32 mm对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.60U=1.88变位系数之和 查表得=0.25 分度圆直径: 46.21mm =85.11mm节圆直径 mm mm齿顶高 =2.44mm =1.56mm齿根高 =2.375mm =3.25mm 全齿高 h3=ha3+hf3=4.815mm齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=50.09mm da4=d4+2ha4=86.96mm齿根圆直径 df3=d3-2hf3=40.46mm df4=d4-2hf4=78.61mm当量齿数 = =20.48 = =38.552
13、.3.6确定三挡齿轮的齿数取模数=2.5mm 螺旋角=20 b=m，为齿宽系数，斜齿为6.0-8.5，主动齿轮取7.2，从动齿轮取6.4，=7.22.5=18mm =6.42.5=16mmz5=21 z6=28 mm对三挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.60U=1.33变位系数之和 查表得=0.3 分度圆直径: 55.85mm =74.47mm节圆直径 mm mm齿顶高 =2.14mm =2.95mm齿根高 =2.55mm =2.95mm 全齿高 h5=ha5+hf5=4.69mm齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=60.09mm Da6=d6+2ha6=77.95 mm
14、齿根圆直径 df5=d5-2hf5=50.75mm df6=d6-2hf6=68.57mm当量齿数 = =25.30 = =33.73 2.3.7确定四挡齿轮的齿数模数=2.5mm 螺旋角=20 b=m，为齿宽系数，斜齿为6.0-8.5，主动齿轮取7.2，从动齿轮取6.4，=7.22.5=18mm=6.42.5=16mmz7=24 z8=25 mm对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.60U=1.04变位系数之和 查表得=0.32 分度圆直径: =66.49mm节圆直径 mm mm齿顶高 =3.19mm =2.99mm齿根高 =2.625mm =2.825mm 全齿高 h
15、7=ha7+hf7=5.815mm齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=69.08mm da8=d8+2ha8=72.47 mm齿根圆直径 df7=d7-2hf7=58.58mm df8=d8-2hf8=60.44mm当量齿数 = =28.92 = =36.292.3.8确定五挡齿轮齿数取模数=2.5mm 螺旋角=20 b=m，为齿宽系数，斜齿为6.0-8.5，主动齿轮取6.4，从动齿轮取7.2， =6.42.5=16mm =7.22.5=18mm z9=27 z10=22 mm对五挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.60U=0.8变位系数之和 查表得=0.3 分度圆直径:
16、=58.51mm节圆直径 mm mm齿顶高 =1.94mm =1.94mm齿根高 =2.75mm =2.75mm 全齿高 h9=ha9+hf9=4.69mm齿顶圆直径 da9=d9+2ha9=75.69 mm da10=d10+2ha10=62.39mm齿根圆直径 df9=d9-2hf9=66.31mm df10=d10-2hf10=53.01mm当量齿数 = =32.53 = =26.512.3.9确定倒档齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选=21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 mm mmb=m，为齿宽系数，直齿为4.5-8
17、.0，主动齿轮取7.27，从动齿轮取6.55。 =7.272.75=20mm=6.552.75=18mm=6.552.75=18mmmmmmmmmmmmmmmmmmmm第3章 变速器齿轮的的校核3.1轮齿弯曲强度计算 式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=6.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。 式中，为弯曲应力；为圆周力，；为计算载荷；d为节圆直径；为应力集中系数，
18、可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；b为齿宽；t为端面齿距，m为模数；y为齿形系数，如图5-1所示： 齿形系数图=209.476MPa180350MPa=197.974 MPa180350MPa3.2轮齿的接触应力 式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)； MPa MPa 第4章 变速器轴的设计计算在已知中间轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选
19、取：对输入轴=0.160.18：对输出轴0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按式下面公式初选 （5.1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输入轴最高档花键部分直径=21.9024.44mm取22mm。第一轴轴承初选6005 d=25 D=47 B=12初步确定一轴各尺寸如下第5章 变速器轴的校核发动机最大扭矩为146N m，最高转速5400r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴 =14699%96%=138.8N.m5.1轴的工艺要求 倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化
20、等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，面光洁度不低于815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度16。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少17。 5.2计算齿轮的受力，选择一档受力分析，进行轴的刚度和强度校核。（1）一挡齿轮1， 2的圆周力、 =135.91N.m, =32
21、7.88N.m 5.3轴的刚度计算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下列式计算 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad18。（1）输入轴的刚度=2579.72N，轴颈=25mm，=17.75mm，=196mm， =2.110
22、5N N，N5.4轴的强度计算输入轴强度计算=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竖直8400452水平竖直34344.1719301.9690753.9686193.48135.91合成输入轴受力弯矩图1) 求H面内支反力、和弯矩 2)求V面内支反力、和弯矩 由以上两式可得N.mm第6章 变速器轴承校核6.1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号6005，转速=5600r/min，查机械设计实践该轴承的=？N，=？N，=0
23、.35。6.2、计算轴承当量动载荷=0.35。查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践。，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.26.3、计算轴承的基本额定寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。输入轴轴承校核1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选二轴轴承型号6009，查机械设计实践该轴承的=32200N，=37N，=0.37。2、计算轴承当量动载荷=0.42则查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践=1.4为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计（1.21.8）取=1.2水平=132000N=132000N=13
24、2000N3、计算轴承当量动载荷 =841.77N=35.83N查机械设计实践书；=0.4，=1.6，分别查机械设计原理与设计和机械设计实践。为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.2=1.2（0.42579.77+1.62797.7）=8262.342N4、计算轴承的基本额定寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3 参考文献1. 王望予主编. 汽车设计（第四版）. 北京：机械工业出版社, 20052. 刘维信主编. 汽车设计. 北京：清华大学出版社, 20013. 陈家瑞主编. 汽车构造（下册）. 北京：机械工业出版社, 20014. 汽车工程手册编辑委员会. 汽车工程手册（设计篇）. 北京：人民交通出版社, 20015. 刘维信编著. 机械最优化设计（第二版）. 北京：清华大学出版社, 19946. 汽车机械式变速器动力输出孔连接尺寸. GBT 13051一917. 汽车机械式变速器分类的术语及定义. QC/T 46519998. 汽车机械式变速器台架试验方法. QC/T 56819999. 机械工程手册：第五卷，机械零部件设计. 第二版. 北京：机械工业出版社, 1996
