1、整理二轴五档变速器设计说明书经济型轿车机械式手动变速箱设计计算说明书1.设计任务书 22.总体方案论证 23.变速器主要参数及齿轮参数的选择 54.变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析 154.1变速器齿轮 154.2变速器的轴 194.3变速器轴承 245.驱动桥（主减速器齿轮）部分参数的设计与校核 316.普通锥齿轮差速器的设计 377.设计参数汇总（优化后） 45*参考文献 481设计任务书根据给定汽车车型的性能参数， 进行汽车变速箱总体传动方案设计， 选择并匹配各总成 部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数； 详细计算指定总成的设计参数， 绘出指 定总成的装配图和部分零件图
2、。表1-1 轿车传动系统的主要参数组别发动机主要参数11.6L横置前驱FF, MT 5 挡， ， ，2总体方案论证变速器的基本功用是在不同的使用条件下， 改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速， 使汽车得到不同的牵引力和速度， 同时使发动机在最有利的工况范围内工作。 此外，应保证汽车能倒退行驶和在滑行时或停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。变速器设计应当满足如下基本要求：具有正确的档数和传动比，保证汽车有需要的动力性和经济性指标；有空档和倒档，使发动机可以与驱动轮长期分离，使汽车能倒车；换档迅速、省力，以便缩短加速时间并提高汽车动力性 （自动、半自动和电子操纵机构）；工作可
3、靠。汽车行驶中，变速器不得跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；应设置动力输出装置，以便必要时进行功率输出；效率高、噪声低、体积小、重量轻便于制造、成本低。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成。根据前进档数的不同，变速箱有三、四、五和多 挡几种。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类。而前者又分为两轴式、中间轴式 和多中间轴式变速箱。在已经给出的设计条件中，具体的参数说明如下：表2-1汽车传动系统主要参数发动机1.6L横置变速器MT 5挡发动机最大扭矩 155/3800发动机最大功率 77/5000驱动形式FF汽车装备质量（kg）12852.1传动机构布置方案分析（1）传动万案的选取根据提
4、供的参数及设计需求，变速器传动方案的选择如下11 10 9 8 7 6 5 41 输入轴 2 输入轴一档齿轮 3 输入轴倒档齿轮 4 倒档轴 5 倒档轴倒档齿轮6输入轴二档齿轮 7 输入轴三档齿轮 8 三、四档同步器 9 输入轴四档齿轮10支撑11 输入轴五档齿轮 12 五档同步器 13 输出轴14 输出轴五档齿轮 15 输出轴四档齿轮 16 输出轴三档齿轮 17 输出轴二档齿轮 18 一、二档同步器19输出轴倒档齿轮 20 差速器半轴齿轮 21 差速器星行星齿轮图2-1变速器传动方案该方案的的特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体， 由于发动机横置，故主减速器不需要有改变转矩方向的作
5、用， 主减速器齿轮选用斜齿圆柱齿轮。因考虑到滑动齿套换挡对齿轮齿端不利，故使倒档齿轮与其它传动齿轮一样为 常啮合直齿轮，并用同步器换挡，同步器与 倒档的布置如图所示。（2）倒挡布置方案根据选取的传动方案，倒挡的布置形式如下所示:图2-2倒挡方案由上图可知，该方案能使换挡更加轻便。（3）变速器结构图图2-3五挡变速器结构图（该图主减速器为锥齿轮）如上图所示，为了提高轴的刚度，变速器轴增加了中间支承。2.2零部件结构方案分析（1 ）齿轮形式变速器两轴传动齿轮采用 斜齿常啮合齿轮，优点是使用寿命长、运转平稳、工作噪声低。 D倒档齿轮采用直齿常啮合圆柱齿轮，主减速器采用斜齿圆柱齿轮。（2） 换挡机构形
6、式变速器采用 同步器换挡，其优点是换挡迅速、无冲击、换挡噪声小，提高了汽车的加速性、 燃油经济性和行驶安全性。（3） 变速器轴承初选输出端为短圆柱滚子轴承，其余为向心球轴承具体选型与计算在轴承的寿命计算中详细 分析。3变速器主要参数及齿轮参数的选择3.1挡数按设计要求，变速器档位数为 5挡，其中最高档位超速挡。3.2传动比范围的选择变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。 最高挡通常为直接挡,而本次设计为了提高汽车的燃油经济性，将最高挡设为超速挡，档位数为五挡。超速档的传动比一般为 0.70.8。最低挡的传动比则要求考虑发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能
7、力、 驱动桥与地面的附着率、主减速器比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低行驶车速等而对于乘用车，其范围一般在 3.04.5之间。表1是国内外一些变速器的速比设置， 可以发现，多数变速器的各档速比值符合偏置等比级数。表1国肉外一華蛮速耀的速比蜜 違 聘3S 号各档坯 岀一梢二档叫档1五椚Kkf】3O(三閹 19854.J3136w1.0KM13K 刚402150L64 11.0 5UWUX日严网14613*I.Mtxij R4W71B( H 产 1900)221.6MeKTdQ BH17市内K客车用4 24i.fa1.1.0K.MP5. KW3兀二菱 1勉)3.74114L%1J00xH56
8、1 打丰用X66L 2,恥LC(K835首先在满足要求的情况下令最小传动比3.2.1 主减速器传动比的初选主减速比对主减速器的结构型式、轮廓尺寸、质量大小以及当变速器处于最高档位时汽车的 动力性和燃料经济性都有直接影响，可通过燃油经济性一加速时间曲线来确定。而在设计计算中， 的选择应在汽车总体设计时和传动系的总传动比 一起由整车动力计算来确定。可利用在不同 下的功率平衡图来研究 对汽车动力性的影响。通过优化设计，对发动机与传动系参数作最佳匹配的方法来选择 值，可使汽车获得最佳的动力性和燃料经济性。对于具有很大功率储备的轿车、长途公共汽车尤其是赛车来说，在给定发动机最大功率 及其转速的情况下，所
9、选择的值应能保证这些汽车有尽可能高的最高车速 ，这时值应按下式来确定： (3-1)式中：一车轮的滚动半径，对于1.6排量的汽车，考虑到汽车的经济性，一般轮胎不宜过宽，以 195/65 R15轮胎为例，即其车轮滚动半径为变速器量高档传动比，即 。般选择比上式求对于其它汽车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降, 得的大10%25%，即按下式选择： （3-2）根据所选定的主减速比 值，就可基本上确定主减速器的减速型式（单级、双级等以及是否需要轮边减速器），并使之与汽车总布置所要求的离地间隙相适应。令 ，把 ， ， 代入式（3-2 ）中最后取主减速器传动比 。3.2.2最小传动比的选择整车
10、传动系的最小传动比可根据最高车速及其功率平衡图来确定， 且在选择时要注意有利于汽车的燃油经济性。选择的结果为 。3.2.3最大传动比的选择汽车变速器最大传动比的选择需要考虑三方面的因素： 最大爬坡度、附着率、汽车的最低稳定车速。得：(3-3)式中 为汽车的最大爬坡度，取 。为滚动阻力系数，取 。,主减速器传动效率为整车的机械传动效率，取变速器传动效率 则有（其它参数与最小传动比选择时相同。 ） （3-4）式中 为地面提供给驱动轮的法向作用力（取平均前轴负荷 61.5%）：为地面附着系数，对与路况良好的混凝土或沥青路面， ;：取0.85。(3-5)式中 为发动机最低稳定转速，取为汽车最低稳定车速
11、。已知 ，根据设计要求，取的情况下，可知，若传动比分配为等比级数（现实中 。综合上述要求，可得3.2.4各挡传动比的初选在已知挡位数为5与 、高挡传动比间隔可以比低挡稍小），则各挡传动比的初选结果如下表所示:表3-1汽车变速器传动比（初选）挡数12345R传动比i3.22.01.41.00.83.5003.3中心距A变速器的中心距 A系指变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离。其主要由传递的扭矩、结 构和工艺情况决定，而其大小不仅对变速器的外形尺寸、 体积和质量大小有影响，还关系到齿轮的接触强度：中心距过大将使变速器的质量增加较多；中心距过小则会使齿轮的接触强度变大， 寿命变短，且影响变速器壳体的
12、性能。因此最小允许的中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定， 而且最小中心距要同时满足最低挡的传动比要求。而对于发动机前置前轮驱动 （FF）的乘用车，其中心距A也可以根据发动机排量与中心距的统 计数据初选。统计数据表明，乘用车变速器的中心距一般在 6080mm范围内变化。原则上来说，车越轻，中心距也越小。设计中用下述经验公式初选中心距 A（3-6）式中A为变速器中心距（mm） 为中心距系数，对于轿车，取变速器传动效率，取已知 ， ，最后取 。3.4外形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挡机构的布置来初步确定。 对于四挡的乘用车，其变速器壳体的轴向尺寸为（ 3.03.
13、4）A。对于设计要求的五挡变速器，初步估计其 壳体横向尺寸为250mm。3.5齿轮参数（斜齿轮齿形参数）3.5.1模数齿轮模数与齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等因素有关，而在设计中主要考虑对齿轮强 度的影响。齿轮模数大则其弯曲应力小，但齿轮齿数会随之减少，并减小齿轮啮合的重合度，增 加啮合噪声。因此，在弯曲强度允许的条件下应使齿轮模数尽量小。设计中已确定变速器（不包括主减速器）齿轮均为圆柱斜齿轮，即斜齿轮应满足以下的强度 要求：在选择模数时，若从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选择同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应选用不同的模数。一般来说，变速器低挡齿轮应选用较大的模数， 其它挡位选用另一种
14、模数。变速器用齿轮模数范围见表 3-2 。表3-2汽车变速器齿轮的法向模数车型发动机排量V/L1.0V 1.61.6V 兰 2.5模数2.252.75mm2.503.00mm另外，变速器齿轮所选的模数应符合国家标准，见表 3-3。表3-3汽车变速器常用的齿轮模数 （摘自GB/T1357 1987） （ mm）-一-1.001.251.5一2.00一2.50一3.00一一一4.00一5.00一6.00-二二一一一1.75一2.25一2.75一(3.25)3.50(3.75)一4.5一5.50一根据以上要求，初选1、 3、5挡齿轮法向模数 ，2、 4挡齿轮法向模数倒挡齿轮模数3.5.2压力角a齿轮
15、压力角有 ， 等多种。压力角较小时，重合度较大并降低了齿轮刚度，有利于降低齿轮传动的噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。对于斜齿轮，压力角为 时强度最高，而对于乘用车，为加大重合度以降低噪声，理论上应取较小的压力角。本次设计各挡齿轮压力角均选为 。3.5.3齿宽b在变速器齿轮的设计中， 齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量， 同时又能保证齿轮工作平稳的要求。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿： ，其中取齿宽系数 ；斜齿： ，其中取齿宽系数 ；啮合套或同步器， 。对于啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大，一般为 510mm ;对于采用同一模数的各挡齿轮，低挡齿轮的齿
16、宽也应当比高挡齿轮稍大一些。齿宽的选取结果见表 3-4。表3-4汽车变速器齿轮的模数选择结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡法向模数(mm)2.252.502.252.502.252.25齿宽(mr)输入轴 齿轮202018151418输出轴齿轮1818161716163.5.4 螺旋角3由于变速器的设计中(不包括主减速器)的齿轮均采用了斜齿轮，故存在螺旋角 3。采用具有螺旋角的斜齿轮可以加大重合度，提高强度，降低噪声，但有轴向力作用在轴承上，需要计算 确认。螺旋角3确定根据以下原则：(1)使齿轮的纵向重合度 ，这样在运转的过程中，齿面螺旋线上始终有齿接触，可以保证运转平稳。具体设计时，螺旋角 3
17、可按(3-7)式确定：( ) (3-7)(2)由于斜齿轮工作时会产生轴向力，为此在设计时应自在理论上使螺旋角 3的选择正好能使一根轴上的齿轮产生的轴向力相互抵消，如图 3-1所示。图3-1中间轴轴向力的平衡即满足下式：- (3-8)对于两轴式变速器，由于轴向力较难抵消，也可参考同种车型的数据。(3)斜齿轮的轮齿强度会随着螺旋角 B的增大而提高，且螺旋角 B的增大会使齿轮的接触强度与重合度增大，但当螺旋角 3大于30时其弯曲强度将明显的下降。因此，对于轿车来说，为求传动平稳，往往将螺旋角 3取的稍大。螺旋角3的初选结果见表3-5 。表3-5汽车变速器齿轮螺旋角3的初选结果挡位一挡二挡三挡四挡五挡
18、倒挡320202525250 3.5.5齿顶高系数与顶隙系数本次设计取斜齿轮的法向齿顶高系数 ，法向顶隙系数3.6变速器传动齿轮齿数分配和实际传动比的校正在以上参数确定后即可确定传动齿轮的具体分配齿数。 在确定齿数时，为了使齿轮齿面磨损均匀，各挡齿轮的齿数比一般不取整数。如图3-2所示，五挡变速器外加倒挡，共 13个齿轮，齿数分别记为 。图3-2变速器齿轮齿数的分配361确定一挡齿轮的齿数(对于乘用车，一挡小齿轮齿数可在 1217之间选取)一挡传动比为 (3-9)且有已知 ，将数据带入上式，得，取，取。则有修正后的，满足要求。(3-10)362对中心距A及一挡齿轮螺旋角进行修正1） 根据一挡齿
19、轮齿数的分配，修正后有 ，取整为修正后的A可作为各挡齿轮的分配依据。2） 已知 ，由已知条件取修正后的一挡齿轮螺旋角 。3.6.3确定二挡齿轮的齿数同理于一挡，已知 ，则有一 ，满足要求。修正后取二挡齿轮螺旋角364确定三挡齿轮的齿数已知 ， ，则有- ，满足要求。修正后取三挡齿轮螺旋角365确定四挡齿轮的齿数已知 ， ，则有一 ，满足要求。修正后取四挡齿轮螺旋角366确定五挡齿轮的齿数已知 ，取，取；。，得，取，得：；，取。，取，得：，得:，取，取则有一 ，满足要求。修正后取五挡齿轮螺旋角 。367确定倒挡齿轮的齿数，修正后取倒挡齿轮螺旋角同理与以上分析，最后取 14，368变位系数为了避免
20、齿轮产生跟切、 更好的与中心距匹配，以及调整齿轮的各种属性， 需要使齿轮变位。变位齿轮有两种：高（度）变位和角（度）变位。其中高变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位 系数和为零，角变位则不为零。设计时选取 角度变位。变位系数的选择一般考虑一下几点：1 ）避免根切 避免根切的最小变位系数 可由（3-11）式确定 （3-11）式中 为齿顶高系数，已知 ；Zmin为未变位又不发生根切的最小齿数，可取 。由此可得：对一挡齿轮有 -对二挡齿轮有对三挡齿轮有对四挡齿轮有对五挡齿轮有对倒挡齿轮有式中为齿顶螺旋角,为齿顶端面弦齿厚,上述公式中， 为齿顶圆直径，3）齿根壁厚不要小于 1.2倍齿全高。4 ）主、从动齿的
21、弯曲应力应当平衡，以保证二者的弯曲疲劳寿命相等。变位系数的选择主要由以上几点考虑， 而为了降低噪声，一对啮合齿轮的变位系数之和可适 度取小。精确的计算，可由计算机编程来完成。一挡齿轮的程序计算截图如图 3-3所示。初始童数MnAlphaZ1Z2怙胪CnAO|225lio-图3-3齿轮的程序计算截图齿轮角（度）变位系数结果如下表所示。表3-6齿轮变位系数选择结果、挡变位X位数X 挡挡挡四挡五挡倒挡输入轴齿轮0.2000.0000.0000.0000.0000.300输出轴齿轮-0.0670.0040.0000.0010.000-0.3003610齿轮精度的选择各类机器所用齿轮传动的精度等级范围列
22、于表 3-7中，按载荷及速度推荐的齿轮传动精度等级如图3-4所示。具体的精度选择结果见设计参数表。表3-7各类机器所用齿轮传动的精度等级范围机器名称精度等级机器名称精度等级汽轮机36拖拉机68金属切削机床38通用减速器68航空发动机48锻压机床69轻型汽车58起重机710载重汽车79农业机器811（注：主传动齿轮或重要的齿轮传动，偏上限选择；辅助传动齿轮或一般齿轮传动，居中或偏下限选择。）图3-4齿轮传动精度等级3.6.10齿轮的后处理齿轮在设计与制造中还需进行齿形的修正， 材料的选择，热处理以及强化等步骤， 在此不详细论述。3611补充说明以上得到的设计数据并没有达到最优设计结果， 以齿轮的
23、变位系数为例， 若为理想情况，对于变速器中较低挡位与倒挡， 为了获得高强度的齿轮副， 变位系数之和应该取得较大， 而为了获得低噪声传动，高挡齿轮副的变位系数之和应该取得较小。 由368中得出的结果可知，倒挡齿轮的变位系数并没有很好的满足设计的理想要求。 在这种条件下可以通过对要求的目标函数的确定，并选择约束条件，并通过数学工具（如 MATLAB的优化工具箱 FMINCON函数）来进行最优化设计。具体的设计过程不在此详述。4变速器主要零部件的几何尺寸计算及可靠性分析4.1变速器齿轮4.1.1齿轮的损坏形式、移动换挡齿轮端部破坏变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀） （本次设计
24、时无需考虑）以及齿面胶合。4.1.2齿轮的强度计算与其它机械行业比较， 不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。 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。因此，用于计算通用 齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。1）轮齿弯曲强度计算（斜齿轮）假定载荷作用在齿顶 ， ，齿形系数的选择如图 4-1所示。图4-1齿形系数图已知斜齿轮弯曲应力为(4-1)式中Fi为圆周力， ， 为计算载荷， 为节圆直径， ,为应力集中系数， ，为法向齿距， ，为齿形系数，可按当量齿数 在齿形系数图4-1中查得,为重合度影响系数,（其它
25、未说明参数同上） 将上述有关参数整理后可得式（4-2）（其中齿宽系数） （4-2）在已知发动机输出最大转矩可得：对一挡小齿轮，根据对一挡大齿轮，根据对二挡小齿轮，根据对二挡大齿轮，有根据和其它相关参数的情况下，由许用应力查图4-1得 ，则有，满足强度要求。查图4-1得 ，则有查图4-1得 ，则有,满足强度要求。查图4-1得 ，则有，满足强度要求。对于各挡齿轮的强度计算， 由斜齿轮弯曲应力的公式与齿轮参数易知， 在同等条件下，一挡小齿轮所受的弯曲应力比其它挡位 （不包括倒挡）均要大，即在一挡小齿轮满足轮齿弯曲应力要求的情况下，其它各挡齿轮也能满足要求。同理对于倒挡小齿轮，有，满足强度要求。综上所
26、述，变速器传动齿轮满足弯曲强度要求2）轮齿接触强度计算（斜齿轮） 已知斜齿轮接触应力为二j(4-3)式中为齿面上的法向力， ,为圆周力， ，为节圆直径，为齿轮材料的弹性模量，对于渗碳钢，可取为齿轮接触的实际宽度，和 为主、从动齿轮节点处的曲率半径，对斜齿轮与 为主、从动齿轮节圆半径。将作用在输入轴的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力 见下表。表4-1变速器齿轮许用接触应力变速器齿轮许用接触应力q齿轮一档和倒档Oj (N.1 mm2) 潘碳齿轮1 900 -2 000録化齿轮5 0 -1 00 0常啮合和高档1 300 100650 -700根据上述分析可知，对变速器一挡齿轮，有对于一
27、挡小齿轮（输入轴），有圆周力 -法向力 齿宽 ，对于一挡大齿轮（输出轴），有 法向力 齿宽 ，由以上数据可得，对于一挡小齿轮，有：对于一挡大齿轮，有：故一挡齿轮接触强度满足要求。同理于一挡，可知对变速器二挡齿轮，有对于一挡小齿轮（输入轴），有圆周力 法向力 齿宽 ，对于一挡大齿轮（输出轴），有 法向力 齿宽 ，由以上数据可得，对于一挡小齿轮，有：对于一挡大齿轮，有：故二挡齿轮接触强度满足要求。同理于弯曲强度的分析，易知变速器其它挡位齿轮 （不包括倒挡）也能符合接触强度的要求。综上所述，变速器齿轮满足接触强度要求4.1.3齿轮材料的选择等常用材料均可。选择变速器齿轮选用渗碳合金钢,4.2变速器轴变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速 器的轴应有足够的刚度和强度。 因为刚度不足的轴会产生弯曲变形， 破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。 所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。 设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径， 然后再进行可靠性分析。4.2.1初选轴的直径在已知变速器中心距 A=76mm时可根据经验公式取变速器两轴中部直径 d 34mm,取= 0.16L 0.18。pl支承间距离L=200mm，轴的最大直径d和支承间距离L的比值-
