两轴变速器设计说明书讲解学习Word文档格式.docx

1、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

2、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

3、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。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155Nm总质量1685kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14S 最高车速，=159km/hr 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 / =1.42.0 即=（1.42.0）3200=44806400r/min =9549所以，=46545500r/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

4、，=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（0.0100.018）取=0.018；坡度，=16.7。=2.058 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0.50.6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挡传动比的关系为 ， ， ， （实际）初选中心距时，可根据下述经验

5、公式变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：=8.993；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，=62.25465.052（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1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数

6、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/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00表2汽车变速器齿轮法向模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50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

7、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203、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，

8、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：234、齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5，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

9、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=7z1=13 z2=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 = =23.22U=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

10、.64mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=33.527mm df2=d2-2hf2=84.320mm2、确定二挡齿轮的齿数z3=17 z4=26 对二挡齿轮进行角度变位：U=1.529变位系数之和 查表得=0.29 51.396mm =78.606mm =3.2175mm =3.025mm =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=72.336mm3、确定三挡齿轮的齿数取模数=2.5m

11、m 螺旋角=23z5=24 z6=25 对三挡齿轮进行角度变位： =21.707U=1.04变位系数之和 查表得=-0.57 63.675mm =66.328mm =1.685mm =1.660mm =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=69.648 mm齿根圆直径 df5=d5-2hf5=56.025mm Df6=d6-2hf6=58.628mm4、确定四挡齿轮的齿数z7=29 z8=20 对四挡齿轮进行角度变位： =17.82U=0.7 =53.062mm =1.385mm =1.960mm =4.125mm