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两轴式五档变速器说明书打印

黑龙江工程学院
第一章 设计方案
1.1 设计方案和基本数据
最大功率：
57KW
最高车速:
134Km/h
最大转矩：
105N·m
整车总质量：
1040Kg
最大转矩转速：
3300r/min
最大功率转速：
5100r/min
前轮胎规格：
165/60 R14
乘用车（二轴式）基本参数如下表

表1-1设计基本参数表
1.2 变速器设计的基本要求
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。
第二章 变速器主要参数的选择
2.1变速器主要参数的选择
一、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。
近年来为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。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。
本次设计选用的是5挡变速器。
二、初选传动比
1、主减速器传动比的确定
发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：

式中：为汽车行驶速度（Km/h），为发动机转速（r/min），为车轮滚动半径（m），为变速器传动比，为主减速器传动比。
设定的最高车速为144Km/h，最高档为超速档，传动比取0.8，车轮滚动半径由所选用的轮胎规格185/60R14可得r=0.28m，发动机转速=(1.4～2.0) =4480～6400,取5000r/min。由公式可得==4.96
2、最低挡传动比的计算
按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求最大坡角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）用公式表示为：

式中：为为车辆总质量（N），为坡道面滚动阻力系数（沥青路面中=0.01～0.02），取0.016，为发动机最大扭矩（Nm），为传动效率（0.85～0.90），为最大爬坡度（一般轿车要求爬上30%的坡，大约16.7°）。
由上式可得：
==1.82 即
根据驱动车轮件与地面附着条件：

即： 式中：为驱动轮的地面法向反力，=；为驱动轮与地面的附着系数，在混凝土或沥青路面取0.7~0.8，取0.8。此处取1140Kg（前置前驱汽车的前轴轴荷47%~60%）。

所以一档传动比的选择范围是
初选一档传动比为
最低稳定车速： =5.9 Km/h<10Km/h 合格
分配各挡传动比：选五档 按等比级数分配
所以 =1.37

三、初算中心距A
初选中心距时，可根据下述经验公式
(4-1)
式中：—变速器中心距（mm）；
—中心距系数，乘用车：=8.9～9.3，商用车：=8.6～9.6，多挡变速器：=9.5～11.0；
—发动机最大转矩（Nm）；
—变速器一挡传动比；
—变速器传动效率，取96%。
=105N.m
=2.85

=
=58.7～62.36(mm)
初选中心距=62 mm
2.2变速器齿轮的设计计算
一、齿轮参数
1、模数
表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/t
1.0＞V≤1.6
1.6＜V≤2.5
6.0＜≤14.0
＞14.0
模数/mm
2.25～2.75
2.75～3.00
3.50～4.50
4.50～6.00
表2　汽车变速器常用齿轮模数
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
—

根据表1、表2本次设计，一、二、倒档齿轮的模数定为2. 5mm，三四五档模数为2.25。
2、压力角
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 20
3、螺旋角
斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以15～25为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。
斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：
轿车两轴式变速器为 20～25°
初选的螺旋角=22
4、齿宽b
应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。
考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。
通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。
直齿：b=m， 为齿宽系数，取为4.5~8.0
斜齿：b=，取6.0~8.5
第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。
二、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。一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。
1、 齿轮齿数的确定
一档：
斜齿=2A/
=2A/m=（262cos22）/2.5=45.98计算后取整=46，然后进行大小齿轮齿数的分配。
取=13 =33 所以
二档： 取46
解得： 所以
三档： 取51
解得： 所以
四档： 取51
解得： 所以
五档： 取51
解得： 所以
2、对中心距进行修正
因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。
修正后中心距一二档: A＇=mm ，
三四五档 ：A＇=mm 。
3、确定倒挡齿轮齿数
倒档齿轮选用的模数往往与一档接近，取模数为2.5，倒档齿轮的齿数一般在21~23之间，选=21。

= =
三、确定齿轮参数
一挡齿轮变位后参数：
角度变位后的端面压力角： = 所以
端面啮合角： 解得
查表得变位系数和：ξ=0.21
=0.38 =-0.17

ξ- =0.218
分度圆直径: =88.95mm
齿顶高 ==2.905mm =()=1.53mm
齿根高=（+-）=2.175mm =(+- )=3.55mm
全齿高 =+=5.08mm =+=5.08mm
齿顶圆直径：=40.86mm =92.01mm
齿根圆直径：=30.7mm =81.85mm
当量齿数 ==16.3 = =41.37
二档齿轮变位后参数：
角度变位后的端面压力角： = 所以
端面啮合角： 解得
查表得变位系数和：ξ=0.21
=0.31 =-0.1

ξ- =0.228
分度圆直径: =83.55mm
齿顶高 ==2.73mm =()=1.705mm
齿根高=（+-）=2.35mm =(+-)=3.375mm
全齿高 =5.08mm =5.08mm
齿顶圆直径：=45.91mm =86.96mm
齿根圆直径：=35.75mm =76.8mm
当量齿数 = = 18.8 = =38.86
三档齿轮变位后参数：
角度变位后的端面压力角： = 所以
端面啮合角： 解得
查表得变位系数和：ξ=0.32
=0.23 =0.09
0.048
ξ- =0.272
分度圆直径: =75.37mm
齿顶高 ==2.156mm =()=1.84mm
齿根高=（+-）=2.295mm =(+-)=2.61mm
全齿高=4.45mm =4.45mm
齿顶圆直径：=52.941mm =79.051mm
齿根圆直径：=44.04mm =70.15mm
当量齿数 = =25.24 = =39.12
四档齿轮变位后参数：
角度变位后的端面压力角： = 所以
端面啮合角： 解得
查表得变位系数和：ξ=0.32
=0.18 =0.14
0.048
ξ- =0.272
分度圆直径: =68.07mm
齿顶高 ==2.043mm =()=1.953mm
齿根高=（+- ）=2.4075mm =(+-)=2.495mm
全齿高 =4.45mm =4.45mm
齿顶圆直径：=60.006mm =71.976mm
齿根圆直径：=51.105mm =63.08mm
当量齿数 = =30.28 = =34.07
五档齿轮变位后参数：
角度变位后的端面压力角： = 所以
端面啮合角： 解得
查表得变位系数和：ξ=0.32
=0.13 =0.19
0.048ξ- =0.272
分度圆直径: =55.92mm
齿顶高 ==1.9305mm =()=2.066mm
齿根高=（+-）=2.52mm =(+-)=2.385mm
全齿高=4.45mm =4.45mm
齿顶圆直径：=71.941mm =60.051mm
齿根圆直径：=63.04mm =51.15mm
当量齿数 = =35.33 = =29.02
倒档齿轮变位后参数：
角度变位后的端面压力角：
查表得变位系数和：ξ=0
=0.23 = -0.23 =0.23
0
ξ- =0
分度圆直径: =27.50mm =52.50mm =80mm
齿顶高 ==3.075mm =()=1.925mm
==3.075mm
齿根高=（+-）=2.55mm =(+-)=3.70mm
=（+-）=2.55mm
全齿高=5.625mm =5.625mm =5.625mm
齿顶圆直径：=33.65mm =56.35mm
=86.15mm
齿根圆直径：=22.40mm =45.10mm
=74.90mm

第三章 齿轮的校核
3.1 齿轮的损坏形式
变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。
3.2 齿轮加工方法及材料
与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。
国内汽车常用的变速器齿轮材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为58~63HRC，心部硬度为33~48HRC。
本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi，一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同，所以此次设计中轴的材料也选用20GrMnTi
3.3 计算各轴的转矩
发动机最大转矩为130Nm，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
输出轴一档==100.842×0.98×0.98×2..54= 274.082Nm
输出轴二档==100.842×0.98×0.98×2.07= 200.477Nm
输出轴三档==100.842×0.98×0.98×1.55= 150.115Nm
输出轴四档==100.842×0.98×0.98×1.125= 108.955Nm
输出轴五档==100.842×0.98×0.98×0.82=79.416 Nm
倒挡轴 ==123.55×0.98×0.98×1.91=184.893 Nm
==190.22×0.98×0.98×1.52=270.585Nm
3.4 齿轮弯曲强度计算
斜齿轮弯曲应力
式中：—计算载荷（N·mm）；
—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=7.0
—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180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。

图5-1 齿形系数图
一档齿轮的弯曲应力：
=13，=33，=0.158，=0.158，==100.842N.m，=274.082N.m，=21.96°
=
=215.44MPa<180～350MPa
=
=206.67MPa<100～250MPa
二档齿轮的弯曲应力：
=15，=31，=0.138，=0.143，==100.842N.m，=200.477N.m，=21.96°
=197.33MPa<180～350MPa
=183.93MPa<100～250MPa
三档齿轮的弯曲应力：
=20，=31，=0.154，=0.155，==100.842N.m，=150.115N.m，=22.27°
=181.93MPa<180～350MPa
=173.21MPa<100～250MPa
四档齿轮的弯曲应力：
=23，=28，=0.156，=0.154 ==100.842N.m，=108.955N.m，=22.27°
=149.33MPa<180～350MPa
=145.28MPa<100～250MPa

五档齿轮的弯曲应力：
=28，=23，=0.155，=0.154，==100.842N.m，=79.416N.m，=22.27°
=133.60MPa<180～350MPa
=124.31MPa<100～250MPa

倒档齿轮的弯曲应力：
=11，=21，=32，=0.135，=0.114，=0.135，==100.842N.m，=184.893N.m ，=270.585Nm，=7
=717.75MPa<400～850MPa
=816.31MPa<400～850MPa
=662.03MPa<400～850MPa
为摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9
3.5 轮齿接触应力计算
（4.3）
式中：—轮齿的接触应力（M Pa）；
—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（M Pa）；
—齿轮接触的实际宽度(mm)；
、—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、—主、从动齿轮节圆半径(mm)。
将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。
弹性模量=20.6×104 N·mm-2，齿宽，k取7
　表4.1变速器齿轮的许用接触应力
齿轮

渗碳齿轮
液体碳氮共渗齿轮
一挡和倒挡
1900～2000
950～1000
常啮合齿轮和高挡
1300～1400
650～700

计算齿轮的接触应力 ：
=100.842N.m，=274.082N.m，=，，， ， 节圆直径：==35.05mm ==88.95mm
=1244.76MPa<1900～2000MPa
=1217.24MPa<1900～2000MPa
=840.35MPa<1900～2000MPa
=824.24MPa<1900～2000MPa
=962.51MPa<1900～2000MPa
=943.29MPa<1900～2000MPa
=999.59MPa<1900～2000MPa
=919.55MPa<1900～2000MPa
=925.04MPa<1900～2000MPa
=906.13MPa<1900～2000MPa
=1472.09MPa<1900～2000MPa
=1409.50MPa<1900～2000MPa
=1154.36MPa<1900～2000MPa
综合齿轮的弯曲应力和接触应力，此次设计的齿轮均基本满足强度要求。
3.6 齿轮的受力分析
一挡齿轮的受力：
=100.842N·m, =274.082N·m =35.05mm =88.95mm
6162.61N
2258.19N 2418.48N
2320.17N 2484.85N
倒挡齿轮的受力：
=100.842Nm，=184.893Nm，=270.585Nm，=27.5mm，=52.5mm，=80mm
7333.39Nm，10308Nm，6764.63Nm
2669.34Nm，3751.81Nm，2462.12Nm
第四章 轴的设计计算
4.1轴的强度计算
变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会发生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响。因此，在设计变速器轴时，器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件来初选轴的直径，然后根据公式进行相关的刚度和强度方面的验算。
4.2初选轴的直径
第一轴花键部分直径（mm）可按式（5.1）初选
（5.1）
式中：为经验系数，=4.0～4.6；—发动机最大转矩（Nm）。
4.3轴的强度验算
轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ。

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），=2.1×105MPa；
—惯性矩（mm4），对于实心轴，；—轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；
、—齿轮上的作用力矩支座、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=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。
4.3轴的刚度

一挡输入轴：
=2258.19N，=35.05mm，=21.75mm,=195mm =173.25mm
=0.001mm<
=0.003mm<
所以

=410-4rad<0.002rad
倒挡输出轴：
=2462.12N，=80mm，=23.75mm，=195.5mm， =171.75mm
=0.018mm<
=0.049mm<
所以

=6×10-4rad<0.002rad
4.4轴的强度计算
（1）输入轴强度计算
=35.05mm，=100.842N.m，=21.75mm，=35.05mm,=195mm
21.75
173.25

竖直

111.19NM
水平
竖直
39.1
1
40.66
79.76
169.98
合成
=5754.18N.m，=2258.19N=2320.17N.m
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

第五章轴承校核
5.1输入轴轴承校核
5.2初选轴承型号
由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号32209，转速=5000r/min，查《机械设计实践》该轴承的=145000N，=188000N，=0.35，预期寿命=30000h
5.12计算轴承当量动载荷
=3537.95/3438.18=1.03＞=0.35。查《机械设计原理与设计》，则=0.4，查《机械设计实践》=1.7。
，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设计原理与设计》。
（1.2～1.8）取=1.2
=1.2（0.4×3438.18+1.7×3537.95）=8867.74N
3、 计算轴承的寿命
4、 基本额定寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。》=30000h合格[19,20]。
可判断出轴承的寿命满足设计要求。