5+1变速器说明书.docx
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5+1变速器说明书
车辆与交通工程学院
课程设计说明书
设计类型专业课程设计
设计题目5+1档变速器设计（有超速档）
姓名
院系车辆与交通工程学院
完成日期
指导教师
第一章机械式变速器方案的确定错误!
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§变速器传动机构布置方案的确定错误!
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§变速器主要参数的选择错误!
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第二章变速器的设计与计算错误!
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§轮齿强度计算错误!
未定义书签。
§轴的计算错误!
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§轴上花键的计算错误!
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第三章变速器同步器的设计错误!
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§同步器的结构错误!
未定义书签。
§同步环主要参数的确定错误!
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第四章变速器的操纵机构错误!
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第五章润滑与密封错误!
未定义书签。
§润滑错误!
未定义书签。
§密封错误!
未定义书签。
第六章心得体会与参考文献错误!
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任务书已知参数:
发动机：
型号4G22D4
最大功率（kw/r/min）:
105/5400
最大扭矩（Nm/r/min）:
205/4000-4400整车最大总质量：
2000kg
最高车速：
180km/h选取轮胎型号为185/60R1484S,计算得滚动半径为
变速器传动机构布置方案
一、传动机构布置方案分析
根据设计任务书所给数据可知本次设计为乘用车，设计该车驱动形式为发动机前置后轮驱动，因此选用中间轴式变速器。
变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。
如下图为本次设计中间轴式“5+T（含超速
挡）的变速器传动方案。
其传动路线如下:
1挡：
一轴—1—2—中间轴—10—9—9、11间同步器f二轴f输出
2挡：
一轴—1—2—中间轴—8—7—5、7间同步器—二轴—输出
11间同步器—二轴—输出
3挡：
一轴—1—2—中间轴—6—5—5、7间同步器—二轴—输出
4挡：
为直接挡，即一轴—1—1、3间同步器—二轴—输出
5挡：
一轴—1—2—中间轴—4—3—1、3间同步器—二轴—输出
倒挡：
一轴—1—2—中间轴—12—13—11—9、
变速器传动方案
1）倒挡布置方案
采用直齿滑动齿轮方式换倒挡，参考《汽车设计》倒挡布置方案,
选用图3-5f）所示倒挡方案。
变速器中的倒挡设置，要求在挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意，综合考虑倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况影响，参考图3-6b）。
二、零、部件结构方案分析
1）齿轮形式
变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，直齿圆柱齿轮仅用于倒
挡。
2）换挡机构形式
本次设计中，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均采用同步器换挡形式。
3）自动脱挡
为解决自动脱挡问题，除在工艺上采取措施外，在结构上采取如下方案：
将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下），这样，换挡后啮合套的后断面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡。
4）变速器轴承
变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时
可布置圆柱棍子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。
第二轴后端采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。
变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，故采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力，为了保证轴承有足够的寿命，选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。
变速器第一轴、
第二轴的后部轴承，以及中间轴前后轴承，按直径系列一般选用中系列的球轴承或圆柱滚子轴承。
轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6〜20mm
变速器主要参数的选择
1）挡数已知，为“5+T（含超速）挡。
2）传动比范围
选取超速挡五挡的传动比为。
初选传动比：
npr、丄卄
Uamax0.377」选取ig50.8
ig5i0
由Temax
式中:
np发动机转速（r/min）；
r车轮滚动半径（m）；
i°主减速器传动比；
――转矩适应系数，取为；
选择最低挡传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。
汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。
故有：
1
G（fcos
max
sinmax）
°根据最大爬坡度确定1挡传动比：
Temaxi0ig1T
式中:
G——车辆总重量（N）;
坡道面滚动阻力系数（对沥青路面卩=~;
Temaxig1i0T
r
Fz取=,Fz70%G
Temax发动机最大扭矩（N•m）；
20°）
由上式得到：
G（fcosmaxGsinmax）rig1ti
Temaxi0T
代入数据得
2°根据驱动轮与路面附着力确定1挡传动比
得到
ig1厶二0289°.6°.7200002.991
gTemaxi0T2054.39990%
由上述两个条件综合得2.546ig12.991，取ig12.8
校核最大传动比旦刍83.5，符合要求的3.0〜
ig5°.8
其他各挡的传动比确定：
按等比级数原则有q42.81.294
则ig12.8,ig2q31.29432.167,ig3q21.674,ig4q1.294（直接
挡传动比取为1）ig50.8
3）中心距（总体要求取大些）
中间轴式变速器中心距A的确定，初选中心距A,根据下述经验公式计
Ka3Temaxh
式中：
A变速器中心距（mr）
Ka——中心距系数，乘用车Ka=〜，取Ka9.0；
Temax一一发动机最大输出转距为205（N"；
ii变速器一档传动比为;
g――变速器传动效率，取96%
AV2052.80.96=mm
初取A=74mm
4）外形尺寸
变速器壳体的轴向尺寸为374222mm
5）齿轮参数
1°模数
由《汽车设计》表3-1和表3-2选取一挡齿轮和倒挡齿轮的法向模数mm其余为。
变速器接合齿模数也取为。
2°压力角a
变速器齿轮压力角为20°，啮合套或同步器的接合齿压力角取为30°。
3。
螺旋角B
由于乘用车注重工作平稳和噪声低的特点，故选用较大的螺旋角，使齿轮啮合的重合度增加，但从提高高抵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。
斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。
这就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。
为使工艺简单，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。
中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、二轴上的斜齿轮应取为左旋，此时轴向力经轴承盖作用到壳体上。
倒挡设计成直齿轮，其余均设计成斜齿轮。
根据《汽车设计》提供的乘用车变速器斜齿轮螺旋角选用范围：
中间轴式变
速器为22°〜34°，故选用25°。
4。
齿宽b
通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：
直齿b&m,kc为齿宽系数，取为〜
斜齿bkcmn,kc取为〜
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。
对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。
5。
齿轮变位系数的选择原则
角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点，故本次设计采用角度变位。
6°齿顶高系数
米用规定的齿顶咼系数，取为。
6）各挡齿轮齿数的分配
1。
确定一挡齿轮齿数
一挡传动比L空空，为了求Z9和乙。
的齿数，先求其齿数和。
乙zio
斜齿Zh2Acos274cos2544.71，取Zh45。
令丸代，％29
mn3
中心距A皿至mnZlZ2，代入数据得ZiZ245
2cos2cos
联立求解得Zi18，Z227
验算一挡传动比ii27292.72，与预先取定的数值相差不大，满足要求。
1816
将确定后的Z1，Z2代入反算得出螺旋角2
45274c°S2可推出cos20.9122224.2
3
2。
二挡齿轮齿数的确定
互i2旦2.167里1.44
16.8
ZZ27
根据初选中心距A74mm模数为m2.75，初选螺旋角
z731,Z821
将
Z7
31,Z8
21及
816.8
tan2tan24.2
代入上式得21.4885，而
tan8tan16.8
Z2
1
工
27
131
1.486，近似满足轴向力平衡关系。
乙Z2
Z8
1827
21
3
。
三挡齿轮齿数的确定
Zs
Z丨3_
18
1.674-
1.116，初选620
Z6
Z2
27
2
Acos
62
74cos20
Zh
z5z650.5751
mn
2.75
解得Z527，Z624
代入轴向力平衡公式,
空丄匹竺1.23，亠1Z
tan6tan20zz2Ze
近似满足轴向力平衡关系。
4。
四挡为直接挡
5。
五挡齿轮齿数的确定
互i5—10.8180.533，初选425
Zh
2Acos4
mn
274cos25
2.75
48.7849
Z4Z227
解得Z317,Z432
代入轴向力平衡公式型竺tan24.20.96
tan
tan25
1色
乙Z2Z4
27
18
27
0.92，近似满足轴向力平衡关系
32
6。
确定倒挡齿轮齿数
本次设计中倒挡传动比igR2.6，中间轴上倒挡传动齿轮齿数比一挡
主动齿轮z,016略小，取乙213，而倒挡轴齿轮z,3取21〜23,此处取为23
由igR色玉三2.6ZH2327Z1122.523
z13z12Z-]231318
故可得出中间轴与倒挡轴的中心距
'11
AmnZ12Z133132151mm
22
11
而倒挡轴与第二轴的中心距A-mnz11z13-3232369mm
22
以下列出各挡齿轮参数如表1.
表1――齿轮计算及绘图参数表
lfi
2g
SIS
緇
細
穀3
2.；5
275
175
2.75
2.75
3
J0偏
酣
20c2『
测
20'
齿数
19=29,110=16
E7=31,i8=21i5=2?
jz6f24
ill=23r112=13,113=23
*动出
1.5
2.72
121
L的
0,8
2.65
（11^912id2=E8.8
«=95.1dl0=52f6
10=60d5=78.d&=70
d3=51a日4珂7
dll=ffiLdl2=3Slim9
变速器的设计与计算
一、轮齿强度计算
汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度，弯曲强度及耐磨性。
在选择齿轮的材料及热处理的同时也应考虑到其机械加工性能及其制造成本。
国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,20Mn2TiB,20MnVB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，细化材料晶粒。
为消除内应力，还要进行回火。
变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下
mn3.5渗碳深度〜
mn5渗碳深度〜
渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC5〜63,芯部硬度为
HRC3〜48。
本设计变速器齿轮选用材料是20CrMnTi。
1）轮齿弯曲强度计算
和危险的挡位齿轮。
故只计算
因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大
1档齿轮的弯曲强度。
计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax，K2,K1.5
rz
mze
2cos
16
2cos24.2
26.31mm,rb
mzg
2cos
亠匚47.69
2cos24.2
2）轮齿接触应力
j9
j10
2050002.06105
2
cos24.2
2
cos24.2
22329cos20
47.69sin20
26.31sin20
2050002.06105
2
cos24.2
2
cos24.2
0.418
0.418
20316cos204769sin2026.31sin20
733.32Mpa
1081.5Mpa
代入上式得
经验算，一挡齿轮的弯曲强度和接触强度均满足要求。
、轴的强度计算
1）初选轴的直径
变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。
刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。
已知中间轴式变速器的中心距A74mm，第二轴和中间轴中部直径d0.45A0.457433.3mm取d35mm,轴的最大直径d和支承距离的比值：
对中间轴，dL0.16〜0.18;对第二轴，dL0.18〜0.21。
第一轴花键部分直径dK3.TemaX4.6320527.12mm取为28mm
2）轴的强度验算
在进行轴的刚度和强度验算时，想求中间轴式变速器第一轴的支点反力，必须先求第二轴的支承反力。
应当对每个挡位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为挡位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。
验算时可将轴看作铰接支承的梁，作用在第一轴上的计算转矩为发动机最大转矩Temax。
计算用的齿轮啮合的圆周力Fz、径向力巴、及轴向力Fa可按下式求出
Ft2Temaxi/d
Fr2Temaxitan/（dcos）
Fa2Temaxitan/d
式中i—至计算齿轮的传动比；
d—计算齿轮的节圆直径（mr）
—节点处压力角；
—螺旋角；
Temax—发动机最大转矩（N，mr）
应校核在弯矩和转矩联合作用下的变速器轴的强度。
作用在齿轮上的径向力
Fr和轴向力Fa使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度fc；而圆周力Ft使轴在
水平面内弯曲变形并产生水平挠度fs。
在求得个各支点的垂向反力和水平反力
后，计算相应的垂向弯矩Mc和水平弯矩Ms。
则在弯矩和转矩联合作用下的轴
应力Mpa为
M32Mr1
W〒[]
'222
MMcMsTj
式中Tj—计算转矩（N•mr）
Ww—弯曲截面系数（mm；
d—轴在计算断面处的直径，花键处取内径（mr）
Me—在计算断面处轴的垂向弯矩（N・mr）
Ms—在计算断面处轴的水平弯矩（N•mm；
[]—许用应力，在低挡工作时[]=400MPa。
变速器轴与齿轮的制造材料相同都是20CrMnTi，对齿轮工作影响最大的是轴的垂直挠度fe和轴断面在水平面内的转角。
第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。
变速器齿轮在轴上的位置如下图所示时，若轴在垂直面内挠度为fe,在水平面内挠度为fs和转角为，可分
Frab（ba）
3EIL
Frab
3EIL
22
Ftab
3EIL
式中E—弹性模量（Mpa，E2.1105Mpa；
I—惯性矩，对实心轴Id464（口帛;
d—轴的直径（mm）,花键处按平均直径来计算；
a,b—齿轮上的作用力矩支座A、B的距离（mm）;
L—支座间的距离（mm1）。
在以上计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的倍。
轴断面的转角不应大于（弧度）。
轴的垂向挠度的容许值[fc]二〜；轴的水平挠度的容许值[fs]
由于变速器结构布置是参考加工和装配时的难易程度而确定的轴的尺寸，总
体来说强度是足够的，所以只对其危险断面进行校核即可。
对于这次设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的刚度和强度都留有一定的余量，所以，在校核时只需要校核低档处即可；因为车辆在行进过程中，低档所传动的扭矩较大，即轴承受的扭矩也大。
因为第二轴结构比较复杂，所以作为重点的校核对象。
下面对第二轴进行校核。
校核第二轴在各档位下的的强度与刚度
1挡：
此时第二轴受到齿轮乙的作用力，将已知数据代入公式得
危险截面的受力图为：
在水平平面内：
FA
（160+75）=Fr75得到Fa=;
水平面内所受力矩：
3
Me160FA10210.78Nm
垂直面所受力矩：
3
Ms160FA101100.78Nm。
该轴所受扭矩为：
Tj1703.85654.5N。
MMe2Ms2Tj2
'.（210.781000）2（110.781000）2（654.51000）2
故危险截面所受的合成弯矩为:
在垂直平面内:
2Temaxi/d220510002.72/95.411689.73N
5
6.910Nmm
则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa
32M
将M代入上式可得：
136.16MPa，在低档工作时[]=400MPq因此有:
[];符合要求。
2）轴的刚度校核
F,a2b2
3EIL
第二轴在垂直面内的挠度fc和在水平面内的挠度fs可分别按下式计算：
fF2a2b2
s_3EiT
式中，R----齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）,这里等于Ft；
F2----齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）,这里等于Fr；
E----弹性模量（MPa，E2.1105（MPa，E=2.1105MPa
I----惯性矩（mm4），Id4/64，d为轴的直径（mm）；
a、b----为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离（mm）；
L----支座之间的距离（mm）。
将数值代入式（4-11）和（4-12）得：
fc0.13
—22fs0.15
故轴的全挠度为f..fcfs0.198mm0.2mm，符合刚度要求。
轴上花键的设计计算
变速器轴与齿轮及其他传递转矩的部件一般通过键和花键联接。
普遍采
用的是矩形花键和渐开线花键。
渐开线花键应用日趋广泛。
这是由于渐开线花键较矩形花键有许多优点，如齿数多、齿端，齿根部厚，承载能力强，易自动定心，安装精度高。
相同外形尺寸下花键小径大，有利于增加轴的刚度。
渐开线花键便于采用冷搓、冷打、冷挤等无切屑加工工艺方法，生产效率高，精度高，并且节约材料。
变速器的花键尺寸可以根据初选的轴颈按花键的工作条件及花键标准选取。
一般渐开线花键，随无切屑加工工艺的采用而选用小模数和大压力角（30°甚至45°）。
滑动齿轮处花键长度L不应低于工作直径的倍，否则，滑动件工作不稳定。
花键传递转矩时，齿侧面受挤压作用，齿根部受剪切及弯曲作用。
当采
2M
KZRLd2
（MPa
用标准的花键时，花键的强度计算主要验算挤压应力
式中：
jy——齿侧面所受的挤压应力，MPa;
M——传递转矩（按发动机最大转矩计算），N?
mm
L键的工作长度，mm
d2――键的平均工作直径（工作齿高中部处直径），mm
K——转矩在花键上分配不均匀系数，一般取K＞；
Z――花键齿数。
许用挤压应力jy按机械设计手册推荐，当jyV[jy]时，认为挤压强
度符合要求。
花键配合选择
第一轴上与离合器从动盘毂相配之花键，采用矩形花键者，外径定心，
外径表面磨削。
采用渐开线花键者，齿侧面定心，滑动配合。
第二轴上装同步器齿毂的花键，配合较紧，装配时常用木榔头轻压，为保证装配精度，多采用大外径定心，轴上花键大径磨削，齿毂一般采用中碳钢或中碳合金钢，内孔不必热处理，因而内花键大径精度能够保证。
第二轴输出轴花键用矩形花键者外径配合，用渐开线花键者齿侧面定心。
当采用滑动齿轮挂档时，花键配合应保证滑动自如。
中间轴上齿轮非整体式时，齿轮与轴连接方式可用单键（矩形或半圆键）或双键（对分双键）与齿轮和轴紧配合联接，也可采用过盈配合连接。
由于本次设计中间轴齿轮采用宝塔齿轮，中间轴是光轴，故不设花键。
第三节变速器轴承的选择
综合考虑以上因素，本次设计第一轴后轴承为外座圈上带有止动槽的角接触球轴承。
此轴承承受径向载荷和第一轴上的轴向载荷，为便于第一轴的拆装，通
常后轴承的外圈直径选择得比第一轴齿轮的齿顶圆的直径大。
由于本次设计中间
轴采用固定式中间轴，所以在第二轴前端和固定式中间轴宝塔齿轮孔内采用滚针
轴承，第二轴后端采用带止动槽的角接触球轴承。
变速器第二轴上常啮合齿轮与第二轴之间采用滚针轴承。
角接触球轴承初选代号为1066GB276-89第一轴前端轴承），
2206GB283-87（第二轴后端轴承）。
变速器同步器的设计
1、同步器的结构
本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示:
锁环式同步器
1、9-变速器齿轮2-滚针轴承3、8-结合齿圈4、7-锁环（同步环）
5-弹簧6-定位销10-花键毂11-结合套
如上图，此类同步器的工作原理是：
换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。
之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。
接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。
换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨
环力矩。
齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束,完成换档过程的第二阶段工作。
之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。
具体过程如下图
2、同步环主要参数的确定
（1）同步环锥面上的螺纹槽
如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。
但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。
试验还证明：
螺纹的齿顶宽对摩擦因数的
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