两轴变速器设计说明书讲解学习.docx

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两轴变速器设计说明书讲解学习

目　　　　录

第一部分：

变速器的基本设计方案-------------------------------------2

第二部分：

变速器主要参数的选择-------------------------------------4

第三部分：

变速器各档齿轮的设计计算--------------------------------5

第四部分：

变速器轴的设计计算------------------------------------------6

第五部分：

变速器齿轮的校核--------------------------------------------14

第六部分：

变速器轴的的校核------------------------------------------18

第七部分：

滚动轴承的选择和计算--------------------------------------20

第八部分：

参考文献---------------------------------------------------------

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

70kw

最高车速

159km/h

转矩

155N·m

总质量

1685kg

转矩转速

3200r/min

车轮

185/60R14S

—最高车速，=159km/h

r—车轮半径，r=0.288

n—功率转速，n=5175r/min

—主减速器传动比

—一挡传动比

/=1.4～2.0即=（1.4～2.0）×3200=4480～6400r/min

=9549×

所以，=4654～5500r/min=5175r/min

=5.06

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，，—汽车质量，—重力加速度，

=16513N；

=155N.m；

—传动系效率，=0.9；

—车轮半径，=0.288m；

—滚动阻力系数，良好的沥青或混凝土路面（0.010～0.018）取=0.018；

—坡度，=16.7°。

=2.058

式中：

——驱动轮的地面法向反力，；

——驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。

已知：

kg；取0.6，把数据代入（3.4）式得：

所以，一档转动比的选择范围是：

初选一档传动比为2.3。

最低稳定车速校核：

=0.337km/h

满足附着条件。

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

∴

所以各挡传动比与Ι挡传动比的关系为

，，，

（实际）

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，商用车：

=8.9～93；

—发动机最大转矩（N.m）；

—变速器一挡传动比，=2.3；

—变速器传动效率，取96%；

—发动机最大转矩，=155N.m。

则，

=

=62.254～65.052（mm）

初选中心距=65mm。

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：

乘用车和总质量在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量大于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。

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

4.5～6.00

表2　汽车变速器齿轮法向模数

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

—

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2.75mm，三四档及倒档的模数定为2.5mm,啮合套和同步器的模数定为2.25mm。

2、压力角

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。

对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角[15]。

国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。

啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。

本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。

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，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

直齿，为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0；

斜齿，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=2.75mm螺旋角=23°齿宽系数=7

∴z1=13z2=30

对中心距进行修整：

mm

取整mm，为标准中心矩。

对一挡齿轮进行角度变位：

分度圆压力角

∴

端面啮合角

=

=23.22°

U===2.31

变位系数之和查表得=0.029

分度圆直径:

=90.700mm

齿顶高

=3.273mm

=2.970mm

齿根高

=2.888mm

=3.190mm

全齿高h1=ha1+hf1=6.161mm

齿顶圆直径da1=d1+2ha1=49.849mm

da2=d2+2ha2=96.64mm

齿根圆直径df1=d1-2hf1=33.527mm

df2=d2-2hf2=84.320mm

2、确定二挡齿轮的齿数

取模数=2.75mm螺旋角=23°齿宽系数=7

∴z3=17z4=26

mm

对二挡齿轮进行角度变位：

分度圆压力角

∴

端面啮合角

=

=23.22°

U===1.529

变位系数之和查表得=0.29

分度圆直径:

51.396mm

=78.606mm

齿顶高

=3.2175mm

=3.025mm

齿根高

=2.943mm

=3.135mm

全齿高h3=ha3+hf3=6.16mm

齿顶圆直径da3=d3+2ha3=57.831mm

da4=d4+2ha4=84.656mm

齿根圆直径df3=d3-2hf3=45.511mm

df4=d4-2hf4=72.336mm

3、确定三挡齿轮的齿数

取模数=2.5mm螺旋角=23°齿宽系数=7

∴z5=24z6=25

mm

对三挡齿轮进行角度变位：

分度圆压力角

∴

端面啮合角

=

=21.707°

U===1.04

变位系数之和查表得=-0.57

分度圆直径:

63.675mm

=66.328mm

齿顶高

=1.685mm

=1.660mm

齿根高

=3.825mm

=3.850mm

全齿高h5=ha5+hf5=5.510mm

齿顶圆直径da5=d5+2ha5=67.045mm

Da6=d6+2ha6=69.648mm

齿根圆直径df5=d5-2hf5=56.025mm

Df6=d6-2hf6=58.628mm

4、确定四挡齿轮的齿数

取模数=2.5mm螺旋角=23°齿宽系数=7

∴z7=29z8=20

mm

对四挡齿轮进行角度变位：

分度圆压力角

∴

端面啮合角

=

=17.82°

U===0.7

变位系数之和查表得=-0.57

分度圆直径:

==53.062mm

齿顶高

=1.385mm

=1.960mm

齿根高

=4.125mm