两轴变速器设计说明书

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。

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74kw

最高车速167km/h

转矩167N·m

总质量1705kg

转矩转速3200r/min

车轮185/60R14S

o g aman

i i rn u 5377

.0=

am an u —最高车速，am an u =167km/h

r —车轮半径，r= 0.29 n —功率转速 ，n=5000r/min

0i —主减速器传动比

5g i —最高挡传动比

p n / T n =1.4～2.0 即p n =（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/min max e T =9549×

p

e n P max

α

所以，p n =4654～5500r/min

柴油机的转速在3000～7000r/min 取p n =5000r/min 由经济性出发使最高档最高车速时功率略低于发动机最高功率，即o g i i 5略小于3.0

初取 5g i =0.75 0i =4.36 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

Gi Gf r

i i T T

g tq +≥η0

()T

tq man g i T f Gr i ηαα0max max 1sin cos +≥

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 ==16709N ；

max e tq T T ==167N .

m ；

T η—传动系效率，T η=0.88； r —车轮半径，r =0.29m ；

f —滚动阻力系数，干砂路面f （0.100～0.300）取f =0.150；

i —坡度，i =16.7°。

()88

.036.41677.16sin 7.16cos *150.029.0167091??+??≥g i =2.28

满足附着条件。

≤r

i i T T

g η01emax z2F ·φ

在沥青混凝土干路面，φ=0.5~0.6，取φ=0.6

88

.036.416729

.06.08.9%601705??????=4.54

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

式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为

75.05=g i ，4175.0q i g =

∴437.1=q

所以各挡传动比与Ι挡传动比的关系为

2.31=g i ，227.22=g i ，550.13=g i ，

079

.14=g i ，

75.05=g i

54

433221g g g g g g g g i i i i i i i i ≥≥≥ （实际）

初选中心距时，可根据下述经验公式

31max g e A i T K A η=

式中：A —变速器中心距（mm ）；

A K —中心距系数，商用车：A K =8.9～93；

max e T —发动机最大转矩（N .

m ）

； 1i —变速器一挡传动比，1g i =3.2 ；

g η—变速器传动效率，取96% ；

max e T —发动机最大转矩，max e T =167N .

m 。

则，31max g e A i T K A η=

=396.02.3167)3.99.8(??～ =71.247～74.450（mm ）

初选中心距A =74mm 。

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。

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 汽车变速器齿轮法向模数

表3 汽车变速器常用齿轮模数

根据表2及3，一二档齿轮的模数定为3mm ，三四五档及倒档的模数定为2.75mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm 。

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°

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

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

6.0a m ≤14.0 a m ≥14.0 模

数

n m /mm

2.25～2.75

2.75～

3.00 3.50～

4.50

4.5～6.00

一系列 1.00 1.25 1.5 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

—

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m k b c =，c k 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0； 斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7.0。 各挡齿轮齿数的分配

1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮 5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮 13-倒档齿轮

图3变速器传动示意图

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

1、确定一挡齿轮的齿数

取模数n m =3mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7

n

m A z z β

cos 221=+

2.311

2

≡=g i z z ∴z1=11 z2=34

33.7323

cos 275

.2)3512(cos 2)(21,=??+=+=

βn m z z A mm

对一挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角

βααcos /tan tan n t =

∴o t 57.21=α

端面啮合角

t t A

a ααcos cos ,

,

==57.21cos 7433.73 ,α=22.58° U=

12z z =11

34

=3.09

变位系数之和 查表得∑n ξ=0.35 40.01=n ξ

5.01-=n ξ

223.03

33

.7374'=-=-=

n n m A A y 127.0223.035.0=-=-=?∑n n y n y ξ

分度圆直径: mm z m d n 85.38cos 1

1==β

β

cos 2

2z m d n ==110.809mm 节圆直径

178.363411/1174221/121=+??=+='z z Az d mm 822.1113411/3474221/222=+??=+='z z Az d mm 齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*11?-++=ξ =3.819mm

n n n a a m y h d h )(22*22?-++=ξ =2.469mm

齿根高 n n n a f m c h h )(1*

*1ξ-+=

=2.550mm

n n n a f m c h h )(2*

*2ξ-+=

=3.900mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.069mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm 齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.750mm

df2=d2-2hf2=103.009mm 当量齿数 1n z =

31

cos β

z =14.102 2n z =3

1

cos βz =43.590 分度圆直径 850.3523

cos 3

11cos 11=?==βn m z d mm 809.11023

cos 3

34cos 12=?==βn m z d mm

2、确定二挡齿轮的齿数

取模数n m =3mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7

n

m A z z β

cos 221=+

227.223

4

≡=g i z z ∴z3=14 z2=31

33.7323

cos 275

.2)3512(cos 2)(21,=??+=+=

βn m z z A mm

对二挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角

βααcos /tan tan n t =

∴o t 57.21=α

端面啮合角

t t A

a ααcos cos ,

,

==57.21cos 7433.73

,α=22.58° U=

34z z =14

31

=2.214 变位系数之和 查表得∑n ξ=0.35 28.01=n ξ

07.01=n ξ

223.03

33

.7374'=-=-=

n n m A A y 127.0223.035.0=-=-=?∑n n y n y ξ

分度圆直径: ==

β

cos 3

3z m d n 46.527mm β

cos 4

4z m d n ==101.032mm

节圆直径

044.463114/1474243/323=+??=+='z z Az d mm 956.1013114/3174243/424=+??=+='z z Az d mm 齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*33?-++=ξ =3.459mm

n n n a a m y h d h )(22*44?-++=ξ =2.829mm

齿根高 n n n a f m c h h )(1*

*3ξ-+=

=2.910mm

n n n a f m c h h )(2*

*4ξ-+=

=3.540mm

全齿高 h3=ha3+hf3=6.369mm 齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=53.445mm da4=d4+2ha4=106.690mm 齿根圆直径 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm 当量齿数 3n z =

3

3

cos βz =17.949 4n z =

3

4

cos β

z =39.744 3、确定三挡齿轮的齿数

取模数n m =2.75mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7

n

m A z z β

cos 221=+

550.135

6

≡=g i z z ∴z5=20 z6=30

69.7423

cos 275

.2)3020(cos 2)(65,=??+=+=

βn m z z A mm

对三挡齿轮进行角度变位：

分度圆压力角

βααcos /tan tan n t =

∴o t 57.21=α

端面啮合角

t t A

a ααcos cos ,

,

==57.21cos 7469.74 ,α=21.707° U=

56z z =20

30

=1.5 变位系数之和 查表得∑n ξ=0.42 24.01=n ξ

18.01=n ξ

251.075

.269

.7474'-=-=-=

n n m A A y 671.0)251

.0(42.0=--=-=?∑n n y n y ξ 分度圆直径: ==β

cos 5

5z m d n 59.750mm β

cos 6

6z m d n ==89.625mm

节圆直径

200.593020/2074265/525=+??=+='z z Az d mm 800.883020/3074265/626=+??=+='z z Az d mm 齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*55?-++=ξ =1.565mm

n n n a a m y h d h )(22*66?-++=ξ =1.400mm

齿根高 n n n a f m c h h )(1*

*5ξ-+=

=2.778mm

n n n a f m c h h )(2*

*6ξ-+=

=2.943mm 全齿高 h5=ha5+hf5=4.343mm 齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=62.880mm Da6=d6+2ha6=92.425 mm 齿根圆直径 df5=d5-2hf5=54.194mm Df6=d6-2hf6=83.739mm 当量齿数 5n z =

3

5

cos β

z =25.461 6n z =

3

6

cos βz =38.462

4、确定四挡齿轮的齿数

取模数n m =2.75mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7

n

m A z z β

cos 221=

+ 079.147

8

≡=g i z z ∴z7=24 z8=26

69.7423

cos 275

.2)3020(cos 2)(65,=??+=+=

βn m z z A mm

对四挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角

βααcos /tan tan n t =

∴o t 57.21=α

端面啮合角

t t A

a ααcos cos ,

,

==57.21cos 7469.74 ,α=21.707° U=

56z z =24

26

=1.083 变位系数之和 查表得∑n ξ=0.42 22.01=n ξ

20.01=n ξ

251.075

.269.7474'-=-=-=n n m A A y

671.0)251

.0(42.0=--=-=?∑n n y n y ξ 分度圆直径: mm z m d n 700.71920.024

75.2cos 77=?==β β

cos 88z m d n ==920.026

75.2?=77.675mm 节圆直径

040.712624/2474287/727=+??=+='z z Az d mm 960.762624/2674287/828=+??=+='z z Az d mm 齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*77?-++=ξ =1.510mm

n n n a a m y h d h )(22*88?-++=ξ =1.458mm

齿根高 n n n a f m c h h )(1*

*7ξ-+=

=2.832mm

n n n a f m c h h )(2*

*8ξ-+=

=2.886mm 全齿高 h7=ha7+hf7=4.342mm 齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=74.720mm Da8=d8+2ha8=80.591 mm 齿根圆直径 df7=d7-2hf7=65.956mm Df8=d8-2hf8=71.907mm 当量齿数 7n z =

37

cos βz =3

9397

.024 =30.770 8n z =

38

cos βz =3

9397.026=33.333

5、确定五挡齿轮齿数

取模数n m =2.75mm 螺旋角β=23° 齿宽系数kc =7

n

m A z z β

cos 221=

+ 75.059

10

≡=g i z z ∴z9=29 z10=21

69.7423

cos 275

.2)3020(cos 2)(65,=??+=+=

βn m z z A mm

对四挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角

βααcos /tan tan n t =

∴o t 57.21=α

端面啮合角

t t A

a ααcos cos ,

,

==57.21cos 7469.74 ,α=21.707° U=

109z z =21

29

=1.38 变位系数之和 查表得∑n ξ=0.42 24.01=n ξ

18.01=n ξ

251.075

.269.7474'-=-=-=n n m A A y

671.0)251

.0(42.0=--=-=?∑n n y n y ξ 分度圆直径: mm z m d n 637.86920.02975.2cos 99=?==

β β

cos 1010z m d n ==920.021

75.2?=62.737mm 节圆直径

840.852129/29742109/929=+??=+='z z Az d mm 160.622129/21742109/10210=+??=+='z z Az d mm 齿顶高 n n n a a m y h d h )(21*99?-++=ξ =1.403mm

n n n a a m y h d h )(22*1010?-++=ξ =1.565mm

齿根高 n n n a f m c h h )(1*

*9ξ-+=

=2.943mm

n n n a f m c h h )(2*

*10ξ-+=

=2.778mm 全齿高 h9=ha9+hf9=4.333mm 齿顶圆直径 da=d9+2ha9=89.443 mm Da10=d10+2ha10=65.867mm 齿根圆直径 df9=d9-2hf9=80.751mm Df10=d10-2hf10=57.181mm 当量齿数 9n z =

3

9

cos β

z =39397.029 =37.179 10n z = 310

cos βz =3

9397.021=26.923 确定倒档齿数

倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮12Z 的齿数一般在21～23之间，初选12Z =22

92.2111

13

12111312=≥=??=i z z z z z z i 倒

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

705.02

213

11=≤++A d d a a ∴34,21,11

131211===z z z 09.311

34

1113===z z i 倒 442

75

.2)2111(2)(1211=?+=+=

'm z z a mm 6.752

75

.2)3421(2)(1312=?+=+=

''m z z a mm 25.3075.2111111=?==m z d mm

75.5775.2211212=?==m z d mm 25.9375.2341313=?==m z d mm

75.3575.2225.302*1111=?+=+=m h d d a a mm 25.6375.2275.572*1212=?+=+=m h d d a a mm 9975.225.932*1313=?+=+=m h d d a a mm

375.2375.2)25.01(225.30)(2**1111=?+?-=+-=m c h d d n a f mm 875.5075.2)25.01(275.57)(2**1212=?+?-=+-=m c h d d n a f mm 625.8675.2)25.01(25.93)(2**1313=?+?-=+-=m c h d d n a f mm

第四部分：变速器轴的设计计算

在已知中间轴式变速器中心距A 时，轴的最大直径d 和支承距离L 的比值可在以下范围内选取：对输入轴L d /=0.16～0.18：对输出轴

≈L d /0.18～0.21。

输入轴花键部分直径d （mm ）可按式下面公式初选

3max e T K d = （5.1）

式中：K —经验系数，K =4.0～4.6；

max e T —发动机最大转矩（N .

m ）

。 输出轴最高档花键部分直径()311676.40.4～d ==22.0275～25.332mm 取22mm ；输入轴最大直径()6860.045.0max 2?≈～d =29.6～40.8mm 取35mm 。输出轴：21.018.02

max 2～L d =；

输入轴：18.016.0max 1～L

d

=；196=L ，75.17=a ，85.17875.17196=-=b

第五部分 变速器齿轮的的校核

斜齿轮弯曲应力w σ