变速器课程设计.docx
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变速器课程设计
一、机械式变速器的概述及其方案的确定···········2
1、变速器的功用和要求·······················2
2、变速器传动方案及简图·····················2
3、倒档的布置方案···························3
二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计·······4
1、变速器的主要参数选择·····················4
2、齿轮参数·································5
3、各档传动比及其齿轮齿数的确定·············6
4、轮的受力和强度校核·······················8
三、轴和轴承的设计与校核······················12
1、轴的工艺要求····························12
2、轴的设计································12
3、轴的校核································13
4、轴承的选择和校核························17
一.机械式变速器的概述及其方案的确定
（一）变速器的功用和要求
变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭
矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况
范围内工作。
为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档
和空档。
在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。
对变速器的主要要求是：
1.应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。
在汽车整体设计时，根据汽
车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。
2.工作可靠，操纵轻便。
汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。
为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操
纵轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。
3.重量轻、体积小。
影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。
选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。
4.传动效率高。
为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。
提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。
噪声小。
采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。
（二）变速器传动方案及简图
下图a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合
齿轮传动。
下图b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；下图d
所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以
提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件
下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。
中间轴式五档变速器传动方案
（三）、倒档的布置方案
下图为常见的倒挡布置方案。
下图b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，使换挡困难下图c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。
下图d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了下图c所示方案。
图
下图e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。
下图f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下图g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。
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。
本设计选用下图f的布置方案
变速器倒档传动方案
二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计
（一）变速器主要参数
考虑到车的最高车速只有75km/h,所以本变速器选择6档设计。
设计要求的数据有：
载货量：
6t最大总质量：
11t最高车速：
75km/h
比功率：
10kw·t-1比转矩：
33N·m·t-1
根据以上数据可求得：
最大功率:
=Pemax=120kW
最大转矩：
Temax=380N.m
发动机的转速n3800r/min
最高档一般为直接档i6=1，取车轮半径选用r=509mm
取主减速器的传动比为：
i0=9
变速器的各挡传动比为：
1
2
3
4
5
6
倒档
8.795
5.566
3.29
2.108
1.54
1
8.18
i23.80
i32.43
i41.56
二、中心距
中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。
根据经验公式初定：
AKA3Temaxi1g
式中
KA----
中心距系数。
对轿车，
KA=8.9~9.3
；对货车，
KA=8.6~9.6
；
Temax为发动机最大转矩；
i1为变速器一档传动比
g为变速器传动效率，
取
96%
取KA
9.0代入数据求得：
A
100.52mm
三、轴向尺寸
变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的
布置初步确定。
轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A。
货车变速器壳体的轴向尺寸与
档数有关：
四档（2.2~2.7）A
五档（2.7~3.0）A
六档（3.2~3.5）A
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数KA应取给出系数
的上限。
为方便A取整，得壳体的轴向尺寸是355165mm变速器壳体的最终轴向
尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。
（二）、齿轮参数
（1）齿轮模数
根据最大质量在6.0~14t的货车变速器齿轮的法向模数为
3.5~4.5选取
mn4.0
（2）压力角α、螺旋角β和齿宽b
压力角选取国家规定的标准压力角
200
螺旋角根据货车变速器的可选范围为
180~260选取
200
齿轮的bkcmn
根据斜齿轮的kc
6.0~8.5取kc
7.0则
b7428mm
（三）、各档传动比及其齿轮齿数的确定
在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、
传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。
下面结
合本设计来说明分配各档齿数的方法。
1.确定一档齿轮的齿数
一档传动比
igI
Z2
Z9
（2-1）
Z1
Z10
为了确定Z9和Z10的齿数，
先求其齿数和Zh:
2A
Zh
（2-2）
mn
其中
A
=100.52mm
n
4
；故
五档变速器示意图
、m
有Zh50.26。
中间轴上一档的齿轮的齿数可在12~17之间选用，现选用z1015则z936上面根据初选的A及mn计算出的Zh不是整数，将其调整为整数后，这时应
从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。
这里Zh修正为51则由式（2-2）反推得A=102mm。
2、确定常啮合齿轮副的齿数
由式（2-1）求出常啮合齿轮的传动比
z2
z10
z
i1z
（2-3）
1
9
代入数据得：
z2
2.5
z1
而常啮合齿轮传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即：
mn（z1
z2）
A
（2-4）
2cos
解方程（2-3）和（2-4）并取整得z114z235
3、确定其他挡位齿轮的齿数
二挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数，故有：
z2
z8
（2-5
）
z1
i2z7
A
mn（z7
z8）
（2-6
）
2cos
由式（2-5）和式（2-6）代入数据解方程并取整得：
z820、z729
用同上面的方法可以算出：
三挡：
z524z625
四挡：
z311z418
五档：
z224
4、确定倒档齿轮的齿数
一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比ir取
3.7。
中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮
10略小，取Z1213。
而通常情况下，倒档轴齿轮
Z13取21~23，此处取Z13=23。
由
Z11
Z13
Z2
ir
Z12
Z1
Z13
可计算出Z1119。
故可得出中间轴与倒档轴的中心距
A
1mn（z12
z13）72mm
2
而倒档轴与第二轴的中心距:
A
1mn（z11z13）
84mm
2
5、齿轮变位
为计算方便一档、二档和倒档的主从动齿轮变位系数统一选
1.0和-1.0，其
他档位统一选0.2和-0.2
六、各档齿轮的参数设计（下列各式中：
齿形角为200、f0齿顶高系数为
1.0、c径向间隙系数为0.25m、r齿顶圆半径为0.38m、为变位系数、d分度圆
直径、ha齿顶高、hf齿根高、h齿全高、da齿顶圆直径、df齿根圆直径、db基圆直径，其中右上角标有如“a”“a”分别表示主动轮和从动轮）
由公式：
d
zm、ha
（f0
）m、hf
（fo
c）m、h
（2f0
c）m、
dad2ha、df
d2hf
db
dcos
分别代入数据可以求得各档齿轮主、从动齿
轮参数如下（单位
mm）：
一档：
d1
60
d1
144
da1
76
da1
160
df1
52
df1
136
db1
56.4
db1
135.3
二档：
d2
80
d2
116
da2
96
da2
132
df2
72
df2
108
db2
75.2
db2
109
三档：
d3
100
d3
96
da3
109.6
da3
105.6
df3
85.6
df3
81.6
db3
94
db390.2
四档：
d4
106.3
d4
102
da4
115.9
da4
111.6
df491.9
df4
87.6
db4
100
db4
95.8
五档：
d5
102
d5
102
da5
111.6
da5
111.6
df5
87.6
df5
87.6
db5
95.8
db5
95.8
倒档：
dr
52
dr
92
dar
68
dar
108
dfr
44
dfr
84
dbr
48.9
dbr
86.5
（四）、齿轮的受力和强度校核
1
、各档齿轮受力：
（1）
对于直齿轮：
对于斜齿轮：
2T
圆周力：
Ft
2T
圆周力：
F
d
t
d
Ft
tan
径向力：
FrFttan
径向力：
Fr
cos
Ft
法向力：
法向力：
F
Fn
Ft
tan
n
cos
式中T为转矩，d为分度圆直径，
为压力角，
为螺旋角
故对于一档主动齿轮：
圆周力：
Ft1
2Temax
8.063
103N
d1
径向力：
Fr1
Ft1tan
2.934
103N
法向力：
Fn1
Ft1tan
3.122
103N
cos
一档从动齿轮：
圆周力：
Ft1
2Temax
3.36
103N
d1
径向力：
Ft2
Ft1tan
1.22103N
法向力：
Fn1
Ft1
1.30
103N
cos
二档主动齿轮：
圆周力：
Ft2
2Temax
6.05
103N
d2
径向力：
Fr2
Ft2tan
2.34
103N
cos
法向力：
Fn2
Ft2tan
2.2103N
二档从动齿轮：
圆周力：
Ft2
2Temax
4.17
103N
d2
径向力：
Fr2
Ft2tan
1.61
103N
cos
法向力：
Fn2
Ft2tan
1.52
103N
三档主动齿轮：
圆周力：
Ft3
2Temax
4.84
103N
d3
径向力：
Fr3
Ft3tan
1.87
103N
cos
法向力：
Fn3
Ft3tan
1.76
103N
三档从动齿轮：
圆周力：
Ft3
2Temax
5.05
103N
d3
径向力：
Fr3
Ft3tan
1.95
103N
cos
法向力：
Fn3
Ft3tan
1.84
103N
四档主动齿轮：
圆周力：
Ft4
2Temax
4.55
103N
d4
径向力：
Fr4
Ft4tan
1.76
103N
cos
法向力：
Fn4
Ft4tan
1.66
103N
四档从动齿轮：
圆周力：
Ft4
2Temax
4.75
103N
d4
径向力：
Fr4
Ft4tan
1.83
103N
cos
法向力：
Fn4
Ft4tan
1.73
103N
五档主动齿轮：
圆周力：
Ft5
2Temax
4.75
103N
d5
径向力：
Fr5
Ft5tan
1.
73
103N
cos
法向力：
Fn5
Ft5tan
1.84
103N
五档从动齿轮：
圆周力：
Ft5
2Temax
4.75
103N
d5
径向力：
Fr5
Ft5tan
1.
73
103N
cos
法向力：
Fn5
Ft5tan
1.84
103N
倒档主动齿轮：
圆周力：
Ftr
2Temax
9.10
10
3N
dr
径向力：
Frr
Ftrtan
3.52
103N
cos
法向力：
Fnr
Ftrtan
3.32
103N
倒档从动齿轮：
圆周力：
Ftr
2Temax
5.14
103N
dr
径向力：
Frr
Ftrtan
1.
99
103N
cos
法向力：
Fnr
Ftrtan
1.88
103N
2、强度校核
选取一档直齿轮来进行校核：
（1）、弯曲应力
直
齿
轮
的
弯
曲
应
力
w
F1KKf
2TgKKf
（式中Tg为作用在
bty
bdty
变速器第一轴上的转矩，K为应力集中系
数，Kf为摩擦影响系数，b为齿宽，tm，
y为齿形系数可由右图查）对于主动轮取：
K1.65
Kf1.1TgTemax241.89Nm
b28mm
d
60mm
t
m
y
0.21
代入w
2TgKKf
得w
632.02MPa
bdty
对于从动轮取：
K
1.65
Kf
0.9
TgTemax241.89Nmb28mm
d144mmt
m
y
0.14
代入w
2TgK
Kf
得w
510.95MPa
bdty
对于一档直齿轮许用弯曲应力在400—850MPa内，而主、从动齿轮的最大弯曲应
力都小于此范围，故弯曲强度适合。
（2）、接触应力
直齿轮的接触应力：
j
0.418FE（1
1
bz
b）
式中F为齿面上的法向力，FF1/cos；F1为圆周力；F
2T/d；Tg为计算
1
g
载荷；d为节圆直径；
为节点处压力角；E为齿轮材料的弹性模量；b为齿轮接
触的实际宽度；
z、
b为主、从动轮的节点处的曲率半径；
zrzsin、
brbsin；rz、rb为主、从动轮节圆半径。
此处Tg
Temax
241.89Nm、d
60mm、E2.6
105、b
28mm、
200、
b28mm、rz
30、rb
72
代入j
0.418
FE（1
1解得
j1315.62MPa
bz
b）
对于渗碳的变速器齿轮一档齿轮其许用接触应力在1900—2000MPa，本设计中一
档齿轮最大应力小于此范围，故接触强度适合。
三、轴和轴承的设计与校核
（一）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HRC58～63，表面光洁
度不低于▽8[15]。
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]。
（二）轴的设计
已知中间轴式变速器中心距A102mm，第二轴和中间轴中部直径
d0.45～0.60A，
轴的最大直径d和支承距离L的比值：
对中间轴，d/L=0.16～0.18；对第二轴，d/L
0.18～0.21。
第一轴花键部分直径d（mm）可按下式初选
dK3Temax
（5.1）
式中：
K—经验系数，K=4.0～4.6；
Temax—发动机最大转矩（N.m）。
第一轴花键部分直径d1
4.0～4.63241.8924.92~28.66mm取d125mm；第二
轴直径d2
0.45～0.60
10245.9~61.2mm取d2
50mm；中间轴直径
d
0.45～0.6010245.9~61.2mm取d=50mm
d2
～
d1
～
第二轴：
0.180.21；第一轴及中间轴：
L1
0.160.18
L2
第二轴支承之间的长度L2
238.1~277.78MM
取L2
250MM；中间轴支承之
间的长度L
277.78~312.5mm取L300
，第一轴支承之间的长度
L1
144.44~162.5mm取L1
150mm
轴的尺寸图
（三）轴的校核
取中间轴来校核
1.轴的刚度验算
若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为δ，可分别用下式①、
②、③计算
Fa2b2
64Fa2b2
fc
r
r
①
3EIL
3EL
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