两轴五档变速器课程设计

目录

第1章绪论 (1)

1.1概述 (1)

1.2变速器的发展现状 (1)

1.3研究的目的、依据和意义 (2)

第2章变速器主要参数的选择 (3)

2.1设计初始数据 (3)

2.2变速器各挡传动比的确定 (3)

2.2.1初选最大传动比的范围 (3)

2.2.2确定挡位数，设计五挡变速器 (4)

2.3变速器传动方案的确定 (5)

2.4中心距A的确定 (6)

2.5齿轮参数 (6)

2.5.1模数 (6)

2.5.2压力角 (7)

2.5.3螺旋角β (7)

2.5.4齿宽b (7)

2.5.5齿顶高系数 (8)

2.6本章小结 (8)

第3章齿轮的设计计算与校核 (9)

3.1齿轮的设计与计算 (9)

3.1.1各挡齿轮齿数的分配 (9)

3.1.2齿轮材料的选择原则 (18)

3.1.3计算各轴的转矩 (18)

3.2轮齿的校核 (19)

3.2.1轮齿弯曲强度计算 (19)

(22)

3.2.2轮齿接触应力σ

j

3.3本章小结 (26)

第4章轴的设计与计算及轴承的选择与校核 (28)

4.1轴的设计计算 (28)

4.1.1轴的工艺要求 (28)

4.1.2初选轴的直径 (28)

4.1.3轴的强度计算 (28)

4.2轴承的选择及校核 (32)

4.2.1输入轴的轴承选择与校核 (32)

4.2.2输出轴轴承校核 (33)

4.3本章小结 (34)

结论 (35)

参考文献 (36)

致谢 (37)

第1章绪论

1.1概述

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型。

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.设置动力传输装置，需要时进行功率输出。

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，变速器还应该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，变速器传动比范围越大]9[。

1.2变速器的发展现状

变速器作为传递动力和改变车速的重要装置，国外对其操纵的方便性和挡位等方面的要求越来越高。目前对4挡特别是5挡变速器的应用有日渐增多的趋势，同时，6挡变速器的装车率也在上升]1[。

中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2009年中国汽车销售1364万辆，同比增长46.15%，2015年汽车销售规模将达到4000万辆。在汽车行业市场规模高速增长的情况下，中国变速器行业面临着重大机遇。2009年中国汽车变速器市场规模达520亿元人民币，并且以每年超过20%的速度增长，预计2015年有望达到1500亿元]5[。

由于近年来乘用车市场增长迅速，2007年中国乘用车变速器需求量在600万件以

上，其中大部分为手动变速器，但是自动变速器的需求比例不断提高。与此同时随着商用车市场快速发展，2007年商用车变速器的市场需求量有200万件，其中轻型货车用变速器占市场主流，然而重型车变速器市场有望成为未来的新亮点。在手动变速器领域，国产品牌已占主导地位。但技术含量更高的自动变速器市场却是进口产品的天下，2007年中国变速器产品(变速器产品进口统计)进口额达到30亿美元。国内变速器企业未来面临严峻挑战]2[。

1.3研究的目的、依据和意义

随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大]13[。通过本题目的设计，学生可综合运用《汽车构造》、《汽车理论》、《汽车设计》、《机械设计》、《液压传动》等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高学生解决实际问题的能力。

第2章 变速器主要参数的选择

2.1 设计初始数据

班级点名序号为11 方案二 乘用车（两轴式） 最高车速：max a u =202Km/h

发动机最大功率：max e P =116KW 最大功率转速：6550r/min 最大转矩：

max

e T =184m N *

整备质量：a m =1720Kg 最大转矩转速：T n =4050r/min 车轮：205/55 R16

2.2 变速器各挡传动比的确定

2.2.1 初选最大传动比的范围

最大传动比的确定，即一档传动比。 ①满足最大爬坡度：

F t f i

F F ≥+

10Im Im Im Im 10cos sin (cos sin )tq g T

ax ax ax ax g tq T

T i i Gf G r G f r

i i T ηααααη≥++∴≥

（2.1）

式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度，

mg G ==16856N ；

max e T —发动机最大转矩，max e T =184N .m ； 0i —主减速器传动比，

T η—传动系效率，T η=96%；

r —车轮半径，r =0.316m ；

f —滚动阻力系数，对于货车取f =0.0165×

[1+0.01(max a u -50)]=0.03795； α—爬坡度，取α=16.7°

带入数值计算得01i i g ≥9.098 ②满足附着条件：

10tq g T

n T i i F r

ηψ

≤ （2.2）

Φ为附着系数，取值范围为0.7~0.8.，取为0.8

n F 为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取60%mg ；

计算得47.1401≤i i g 由以上得626.17154.1001≤≤i i g 取9.3,7.201==i i g ，乘用车)5.4~3(0i

校核，因为该车发动机最低稳定转速min /800min r n = 则最低稳定车速h km i i r

n u g /05.9377

.00

1min min == []h km u u /10min min =<∴，故校核后传动比满足要求。 2.2.2 确定挡位数，设计五挡变速器 其他各挡传动比的确定： 初选五挡传动比77.05=i

按等比级数原则，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 g g g g g g g g ==

=

=

5

44

33

22

1 （2.3）

式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： 41q i g =，32q i g =，23q i g =

37.1/451==i i q g 所以其他各挡传动比为：

1g i =2.7， 2g i =/1g i q =1.97，3g i =q i /2=1.44， 4和5挡为常用挡，其挡位间公比应该小一些 取35.11=q ，所以07.1/134==q i i ，79.0/145==q i i 。

2.3 变速器传动方案的确定

图2-1a 为常见的倒挡布置方案。图2-1b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而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2-1c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-1d 所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-1c 所示方案。图2-1e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-61所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些]18[。 本设计采用图2-1f 所示的传动方案。

图2-1变速器倒档传动方案

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，然后按照从低档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。

图2.2变速器传动示意图

1.输入轴一挡齿轮

2.输出轴一挡齿轮

3.输入轴二挡齿轮

4.输出轴二挡齿轮

5.输入轴三挡齿轮

6.输出轴三挡齿轮

7.输入轴四挡齿轮

8.输出轴四挡齿轮

9.输入轴五挡齿轮10.输出轴五挡齿轮11.输入轴倒挡齿轮12.倒挡齿轮13.输出轴倒挡齿轮

2.4中心距A的确定

初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A，可根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选，A=77mm

2.5齿轮参数

2.5.1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。

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a m 在1.8～14.0t 的货车为2.0～3.5mm ；总质量a 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。

表2.1 汽车变速器齿轮法向模数

车型

乘用车的发动机排量V/L

货车的最大总质量a m /t 1.0≤V≤1.6

1.6＜V≤

2.5 6.0＜a m ≤14 a m ＞14.0

模数n m /mm

2.25～2.75

2.75～

3.00 3.50～

4.50

4.50~6.00

表2.2 汽车变速器常用齿轮模数

一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25

2.75

3.25

3.50

3.75

4.50

5.50

——

发动机排量为2.5~4L ，根据表2.1及2.2，齿轮的模数定为2.25~2.75mm 。 2.5.2 压力角α

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20°。 2.5.3 螺旋角β

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。

乘用车两轴式变速器螺旋角：20°～25° 2.5.4 齿宽b

直齿m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.5； 斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5。

采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm ，取2mm 。

2.5.5齿顶高系数

在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00.

2.6本章小结

通过初始数据，首先确定变速器的最大传动比，然后根据最大传动比，确定挡数及各挡传动比的大小，然后根据变速器中心距A与发动机排量的关系，初选变速器的中心距。然后确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。

第3章 齿轮的设计计算与校核

3.1 齿轮的设计与计算

3.1.1 各挡齿轮齿数的分配

一挡齿轮为斜齿轮，模数为2.75，初选β=20°

一挡传动比为1

2

1g Z Z i =

=2.7 （3.1） 为了求1Z ，2Z 的齿数，先求其齿数和h Z ， 斜齿n

h m A Z βcos 2=

=52.6取整为53 （3.2）

取1Z =14 2Z =39

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。

β

cos 2h

n Z m A =

==77.55mm （3.3） 取整A=78mm

修正螺旋角度β，

9343.02)

(c o s

21=+=A

Z Z m n β (3.4)

?=89.20β 分度圆直径 βc o s /m 1n 1z d ==41.209mm βc o s /m 2n 2z d ==114.796mm 未变位中心距 a=()0024.782/121=+d d

对一挡齿轮进行角度变位：

端面啮合角 t α： tan t α=tan n α/cos β （3.5）

t α∴=?28.21 啮合角 ,t α： cos ,t α=

t o

A

A αcos =0.932 （3.6）

,t α∴=21.27° 变位系数之和 ()()n

t ,

t 21n t a n 2αααξi n v i n v Z Z -+=

∑

（3.7） =0

当量齿数：βcos 3

11/Z Z v ==17.16, 8.47/cos 3

22==βZ Z v 查《机械设计手册》变位系数线图得： 18.0,18.021-==ξξ 计算一挡齿轮1、2的参数：

齿顶高 ()

n n 1an 1y h m h a ?-+=*ξ=3.243mm ()

n n 2an 2y h m h a ?-+=*ξ=2.253mm 式中： n n /m a A y ）（-==0.0009 n n n y y -=?∑ξ= 0.005

齿根高 ()

n 1an 1h m c h f ξ-+=*

*=2.943mm

()

n 2an

2h m c h f ξ-+=**=3.933mm 齿顶圆直径 11a12a h d d +==47.695mm 2a 222h d d a +==119.302mm 齿根圆直径 1112f f h d d -==35.323mm 2222f f h d d -==106.93mm 齿全高 h=11f a h h +=6.186 二挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选β=25°

3

4

2Z Z i g =

=1.97

n

43cos 2m A Z Z β

=

+=56.5 取整为57 3Z =20， 4Z =37则，3

4

2

Z Z i ='=1.85 修正螺旋角β ()9135.02cos 43=+=

A

Z Z m n β

?=∴01.24β 对二挡齿轮进行角度变位：

理论中心距 ()βc o s

243Z Z m a n +=

=77.805mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos β t α=21.72°

端面啮合角 t o

t A

A αα

c o s c o s ,= ?=08.22,t α 当量齿数 β333v c o s /z z ==26.238 β344v c o s /z z ==48.54

变位系数之和 ()()n

t ,

t 34n t a n 2αααξi n v i n v Z Z -+=∑

= 0.08

查《机械设计手册》变位系数线图得： 1.03=ξ 4ξ=-0.02 二挡齿轮参数：

分度圆直径 βc o s

33n

m Z d ==54.6mm

βc o s

44n

m Z d =

=101.01mm 齿顶高 ()

n n 3an 3y h m h a ?-+=*ξ=2.745mm

()

n n 4an 4y h m h a ?-+=*ξ=2.445mm

式中： n n /m a A y ）（-== 0.078 n n n y y -=?∑ξ=0.002 齿根高 ()

n 3n an 3h m c h f ξ-+=*

*=2.875mm

()

n 4n an

4

h

m c h f ξ-+=*

*=3.175mm

齿顶圆直径 33a32a h d d +==60.09mm 4a 442h d d a +==105.9mm 齿根圆直径 3332f f h d d -==48.85mm 4442f f h d d -==94.66mm 齿全高 h=44f a h h +=5.62 三挡齿轮为斜齿轮，初选β=23°模数为2.5 5

6

3Z Z i =

=1.44 65Z Z Z h +==n

m A β

cos 2=57.43, 取整为58 得5Z 取整为23，6Z =35

5

6

3Z Z i g ='=1.52 对三挡齿轮进行角度变位：

理论中心距 ()βc o s

265Z Z m a n +=

=77.72mm 端面压力角 tan α=tan α/cos β

t α=21.38°

端面啮合角 t o

t A

A αα

c o s c o s ,= ?=89.21,t α

变位系数之和 ()()n

t ,

t 65n t a n 2αααξi n v i n v z z -+=∑

=0.1

当量齿数 β355v c o s /Z Z ==28.84 β366v c o s /Z Z ==43.58

查《机械设计手册》变位系数线图得： 5ξ=0.08 6ξ= 0.02 三挡齿轮5、6参数：

分度圆直径 βc o s 55n

m Z d =

=61.64mm βc o s

66n

m Z d =

=93.8mm 齿顶高 ()

n n 5an 5y h m h a ?-+=*ξ=2.73mm ()

n n 6an 6y h m h a ?-+=*ξ=2.58mm 式中： n n /m a A y ）（-== 0.112 n n n y y -=?∑ξ=-0.012

齿根高 ()

n 5n an 5h m c h f ξ-+=*

*=2.925mm ()n

6

n

an

6

h

m c h f ξ-+=*

*=3.075mm

齿顶圆直径 55a52a h d d +==67.1mm 6a 662h d d a +==98.96mm 齿根圆直径 5552f f h d d -==55.79mm

6662f f h d d -==87.65mm

四挡齿轮为斜齿轮，初选β=24°模数n m =2.5

7

8

4Z Z i g =

=1.07 ==

+=n

h m A Z Z Z β

cos 28757.005取整为58 7Z 取整为27 8Z =31

则： 7

8

4Z Z i g ='=1.14 修正螺旋角度β ()A

Z Z m n 2cos 87+=

β=0.9294

?=∴64.21β 对四挡齿轮进行角度变位：

理论中心距 ()βc o s

287Z Z m a n +=

=77.72mm 端面压力角 tan t α=tan n α/cos β t α=21.38°

端面啮合角 t t A

a

ααc o s c o s

,= ?=89.21,t α

变位系数之和 ()()n

t ,

t 78n t a n 2αααξi n v i n v Z Z -+=∑

= 0.1

当量齿数 β377v c o s /Z Z ==33.61 β388v c o s /Z Z ==38.59

查《机械设计手册》变位系数线图得： 3ξ= 0.06 4ξ= 0.04

四挡齿轮7、8参数：

分度圆直径 βc o s 77n

m Z d =

=72.36mm βc o s

88n

m Z d =

=83.08mm 齿顶高 ()

n n 7an 7y h m h a ?-+=*ξ=2.68mm ()

n n 8an 8y h m h a ?-+=*ξ=2.63mm 式中： n n /m a A y ）（-==0.112 n n n y y -=?∑ξ=-0.012

齿根高 (

)

n 7n an 7h m c h f ξ-+=*

*=2.975mm (

)

n 8n an 8h m c h f ξ-+=*

*=3.025mm 齿顶圆直径 77a72a h d d +==77.72mm 8a 882h d d a +==88.34mm 齿根圆直径 7772f f h d d -==66.41mm 8882f f h d d -==77.03mm 全齿高 77f a h h h +==5.655 五挡齿轮为斜齿轮，初选β=25°模数n m =2.5

9

10

5Z Z i g =

=0.79 55.56cos 2109==

+n

m A Z Z β

取整为57 9Z 取整为32 10Z =25

则： 9

10

5Z Z i g ='=0.78 对五挡齿轮进行角度变位：

理论中心距 ()

βc o s

2910Z Z m a n +=

=78.09mm

端面压力角 tan t α=tan n α/cos β t α=21.72°

端面啮合角 t t A

a

ααc o s c o s

,= ?=55.21,t α

变位系数之和 ()()n

t ,

t 109n tan 2αααξinv inv Z Z -+=∑

=-0.04

当量齿数 β399v c o s /Z Z ==41.98 β31010v cos /Z Z ==32.79

查《机械设计手册》变位系数线图得： 1ξ= -0.03 2ξ= -0.01 五挡齿轮9、10参数：

分度圆直径 βc o s 99n

m Z d =

=87.68mm βc o s

1010n

m Z d =

=68.5mm 齿顶高 ()

n n 9an 9y h m h a ?-+=*ξ=2.435mm ()

n n 10an 10y h m h a ?-+=*ξ=2.485mm

式中： n n /m a A y ）（-==-0.036 n n n y y -=?∑ξ=-0.004 齿根高 ()

n 9n an 9h m c h f ξ-+=*

*=3.2mm ()

n 10n an

10

h

m c h f ξ-+=*

*

=3.15mm

齿顶圆直径 99a92a h d d +==92.55mm

10a 10102h d d a +==73.47mm 齿根圆直径 9992f f h d d -==81.28mm 1010102f f h d d -==62.2mm

确定倒挡齿轮齿数

倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，75.2=m

倒挡齿轮12Z 的齿数一般在21～23之间，初选12Z 后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距，A 。初选11Z =14，12Z =23，则：

()12112

1

Z Z m A ，+=

=50.875mm 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有

0.5mm 以上的间隙，则齿轮13的齿顶圆直径13e D 应为

5.0)2

2(

11

13≥+-a a d d A 11113≤∴a d

+=1313mZ d a 2*h

≤13Z 38.36 为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm 以上的间隙，取13Z =38

计算倒挡轴和输出轴的中心距A ''

()

2

1213,,Z Z m A +=

=83.875 计算倒挡传动比

12

13

1112Z Z Z Z i ?=

倒 =2.714

3.1.2 齿轮材料的选择原则

1、满足工作条件的要求

不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。

2、合理选择材料配对

如对硬度≤350HBS 的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS 左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。

3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：

5.3≤法m 渗碳层深度0.8～1.2

5.3≥法m 时渗碳层深度0.9～1.3

5≥法m 时渗碳层深度1.0～1.3

表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48

对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC ]12[53~48。

对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnM O ，20CrNiM O ，12Cr3A 等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒]13[。

3.1.3 计算各轴的转矩

发动机最大扭矩为184N .m ，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。

输入轴 1T =齿承ηηmax e T =184×96%×99%=174.87N·m 输出轴一挡 98.4621111==g i T T 齿承ηηN·m 输出轴二挡 2112g i T T 齿承ηη==307.469N·m 输出轴三挡 3113g i T T 齿承ηη==252.912N·m 输出轴四挡 4114g i T T 齿承ηη==190.822N·m