二轴四档汽车变速器设计

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1、沈阳建筑大学毕业设计 目 录 第一章 绪论······························································1 第二章 变速器的基本设计方案··············································6 2.1概述···································································6 2.2变速器的结构分析与型式选择·············································6 2.3轿

2、车变速器机构方案的选择···············································9 2.4变速器设计的基本要求··················································10 第三章 变速器齿轮的设计·················································11 3.1确定车轮直径··························································11 3.2确定主减速器传动比·······················

3、·····························12 3.3确定一挡传动比························································12 3.4各挡传动比的确定······················································13 3.5确定中心距····························································13 3.6初选齿轮参数···············································

4、···········13 第四章 齿轮校核·························································22 4.1计算各轴的转矩························································22 4.2轮齿强度计算·························································22 第五章 轴的设计及校核···················································30 5.1轴的工艺要

5、求·························································30 5.2轴的强度计算·························································30 第六章 轴承校核·························································33 6.1.1 输入轴的轴承校核···················································33 6.1.2 输出轴轴承校核················

6、·····································34 经济技术分析·····························································36结论·····································································38 参考文献········································································39 致谢·································

7、············································40 附录一···································································1 附录二···································································5 轻型轿车变速器设计 第一章 绪论 汽车是作为一种交通工具而产生的，但发展到今天已经不能把它理解为单纯的行的手段。因为“汽车化”改变了当代世界的面貌，它已经成为当代物质文明与进步的象征及文明形态的一种代表。

8、中国汽车工业的振兴也必然会使中国的面貌焕然一新，在繁荣经济，促进四个现代化的实现，提高中国人民的生活水平，推动社会与地球上近四分之一的人类进步方面，发挥重大作用.现在人类社会在不断的进步与繁荣，交通的变革与发展在促进社会的发展中起了突出的作用，汽车作为一种交通工具的产生对社会更具有重要的意义。人类社会及人们生活的“汽车化”，大大地扩大了人们日常活动的范围，扩大并加速了地区间、国际间的交往，成倍地提高了人们外出办事的效率，极大地加速了人们的活动节奏，促进了世界经济的大发展与人类的快速进步，开创了现代“汽车社会”这样一个崭新的时代。 据统计：在以前蒸汽机轮船与蒸汽机车的问世曾推动了当时的产生革命

9、。继蒸汽机轮船与火车出现之后，1886年德国工程师戴姆勒与奔茨二人以汽油内燃机为动力，分别独立地制成了最早的实用汽车。1903年美国人亨利·福特创建了福特汽车公司，1908年推出了“T”型车，并于1913年建成了流水作业装配线进行汽车的大批量生产。这项大生产技术的出现，为提高汽车质量、降低生产成本及以后的汽车工业大发展创造了条件。1921年“T”型汽车的产量已占世界汽车产量达200万辆。1927年夏。“T”型车成为历史，共售出1500多万辆。 汽车问世百余年来，特别是从汽车产品的大批生产以及汽车工业的大发展以来，汽车已经为世界经济的大发展、为人类进入现代生活，产生了无法估量的巨大影响，为人类

10、社会的进步作出了不可磨灭的巨大贡献，掀起了时代的革命。 汽车的作用对国际化的发展起着不可磨灭的作用，首先，以美国为例：美国汽车工业早已经发展成为与钢铁、建筑并列的三个最大的行业之一。如今美国的信息产业与高薪技术产业发展迅猛，但汽车工业仍不失为美国产业最主要的支柱之一。在全球的汽车保有量中，美国生产的汽车占34.8%。日本汽车工业在1941年已经有5万辆的年产能力，1955年就能达到15万辆。 下面具体介绍一下我国汽车工业的发展。 在旧中国没有真正的制造汽车的工业，只有到中华人民共和国成立之初，毛泽东主席、周恩来总理等第一代国家领导人非常关注、亲自参与建立中国汽车工业的重大决策，在前苏联援

11、助中国建设一批重点工业项目中列入建设一座现代化的载货汽车工厂，并在中央重工业部下属机器工业局筹备组建期间，开始了筹建的前期工作。1953年7月，毛主席亲笔题名的第一汽车制造厂在吉林省长春市动工兴建，在中央动员、全国支援和参与建设者的奋力拼搏下，实现了党中央提出“力争三年建成长春汽车厂和出汽车、出人才、出经验”的目标，国产第一辆解放牌载货汽车于1956年7月13日驶下总装配生产线，从此结束了中国自己不能制造汽车的历史，圆了中国人自己生产国产汽车之梦。1957年5月，一汽开始仿照国外样车自行设计轿车；1958年先后试制成功CA71型东风牌小轿车和CA72型红旗牌高级轿车，毛主席等国家领导人亲自试乘

12、了东风牌小轿车，十分高兴地称赞：“坐上自己制造的汽车了”；之后，红旗牌高级轿车被列为国家礼宾用车，并用作国家领导人乘坐的庆典检阅车。 进入60年代，国民经济实行“调整、巩固、充实、提高”方针，在国家和省市支持下，形成了一批汽车制造厂、汽车制配厂和改装车厂，其中，南京、上海、北京和济南共4个较有基础的汽车制配厂，经过技术改造成为继一汽之后第一批地方汽车制造厂，发展汽车品种，相应建立了专业化生产模式的总成和零部件配套厂，为今后发展大批量、多品种生产协作配套体系形成了初步基础。 在这个历史阶段，力求探索汽车工业管理的改革，国家决定试办汽车工业托拉斯，实施了促进汽车工业发展的多项举措，60年代

13、中期工业托拉斯停办。与此同时，汽车改装业和摩托车制造业起步，重点发展了一批军用改装车，民用消防车、救护车、自卸车和牵引车相继问世，并为社会经济发展提供了城市、长途和团体这三大类客车。北京最早试制二轮摩托车提供军用，之后南京、南昌和济南等地相继试制三轮摩托车和机器脚踏车，当时主要用于军事、邮电、体育和城市短途运输，摩托车工业处于起步阶段，与汽车工业创建密切相关的汽车科研事业和专业教育体系初步形成。 1964年，国家确定在三线建设以生产越野汽车为主的第二汽车制造厂、四川和陕西汽车制造厂。二汽是国内自行设计、国内提供装备的工厂，采取了“包建”（专业对口老厂包建新厂、小厂包建大厂）和“聚宝”（国内的

14、先进成果移植到二汽）的方法，同时在湖北省内外安排新建、扩建26个重点协作配套厂。一个崭新的大型汽车制造厂在湖北省十堰市兴建和投产，当时主要生产中型载货汽车和越野汽车。与此同时，川汽、陕汽和与陕汽生产配套的陕西汽车齿轮厂，分别在四川省重庆市大足县和陕西省宝鸡市（现已迁西安）兴建和投产，主要生产重型载货汽车和越野汽车。 60年代中后期，国家提出“大打矿山之仗”的决策，矿用自卸车成为其重点装备，上海32吨试制成功投产之后，天津15吨、常州15吨、北京20吨、一汽60吨（后转本溪）和甘肃白银42吨电动轮矿用自卸车也相继试制成功投产，缓解了冶金行业采矿生产装备需要。 为适应国民经济发展对重型载货

15、汽车的需求，济南汽车制造厂扩建黄河牌8吨重型载货汽车的生产能力，安徽淝河、南阳、丹东、黑龙江和湖南等地方汽车也投入同类车型生产。邢台长征牌12吨重型载货汽车（源于北京新都厂迁建）、上海15吨重载载货汽车投产问世。 据不完全统计：在此期间，一汽、南汽、上汽、北汽和济汽5个老厂分别承担了包建和支援三线汽车厂（二汽、川汽、陕汽和陕齿）的建设任务，其自身投入技术改造扩大生产能力；地方发展汽车工业，几乎全部仿制国产车型重复生产；据粗略统计，解放牌车型20多家，北京130车型20多家，跃进车型近20家，北京越野车近10家；改装车生产向多品种、专业化发展，生产厂点近200家；1980年大中轻型客车生产1

16、3400辆，其中：长途客车6000多辆；汽车零部件品种增多，厂家增加到2100家；摩托车工业初步形成，1980年24个厂家生产4.9万辆。 汽车设计理论是指导汽车设计实践的，而汽车设计实践经验的长期积累和汽车生产技术的发展与进步，又使汽车设计理论得到不断的发展与提高。汽车设计技术是汽车产品设计的方法和手段，是汽车设计实践的软件和硬件。 汽车设计技术在近百年中也经历了由经验设计发展到以科学实验和技术分析为基础的设计阶段，进而自60年代中期在设计中引入电子计算机后又形成了计算机辅助设计等新方法，并使设计逐步实现半自动化和自动化。 在20世纪90年代，国际汽车界兴起一种逆向工程的汽车产品开发

17、新方式。经过几年的发展，积累了很多经验，取得巨大进步，可以说已成为现代汽车产品开发的主流形式。 逆向工程主要是依靠高度集成化、可视化、开放型的计算机技术和网络技术，构筑汽车产品，从概念构思、产品设计、工程分析、工艺制造、应用工程、市场服务，全过程实现无纸化、高精度、系统化的操作平台。虽然，目前仍需制造样品，进行实物试验、论证和评价，但这已经不是一种重要的手段，最终将会取消这一过程。就这种思维的方法而言，是思维先于实体、实体用于反证思维的逆向逻辑形式，国际汽车界称之为逆向工程。 实施逆向工程的目的是为了更好地实现汽车产品设计的并行工程，使产品设计及其相关过程实行同步作业，并使之优化，大大提高

18、产品设计的一次成功率，从而缩短周期，降低成本，减少风险，提高质量，增强企业竞争力。 我国汽车工业在实行逆向工程中已经做了一些工作，并且具有广泛的社会基础，特别是军工和院校部门已经先行一步，水平也不算低，如果我们能把集成和整合工作做得好些，进步就会更快、更大。 汽车的设计开发工作是由根据市场调查及使用要求而制定的设计任务书开始的。 汽车设计的内容包括整车总体设计、总成设计和零件设计。整车总体设计又称为汽车的总布置设计，其任务是使所设计的产品达到设计任务书所规定的整车参数和性能指标的要求，并将这些整车参数和性能指标分解为有关总成的参数和功能。在这项高层次的设计工作中，既有汽车各总成间的联系问

19、题，又有人与汽车之间的联系问题。解决人车之间的联系问题属于人——机工程设计，它在汽车设计工作中占有极重要的位置。 ⑴零件标准化、部件通用化、产品系列化 由于汽车的产量大、品种及型号多，设计中实行零件标准化、部件通用化和产品系列化，可简化生产，提高工效，保证产品质量，降低生产成本，减少配件品种，方便维修。 所谓“系列化”是指制造厂为了能供应各种型号的产品（可为汽车，亦可为总成和部件），又能进行大量生产，而将产品合理分挡，组成系列，并考虑各种变型。例如驱动型式为4×4的越野汽车加上一根驱动桥则可变成6×6的越野汽车，加上两根则又可变成8×8的越野汽车，组成系列；发动机可按缸数分为4缸、6缸或

20、V6缸、V8缸等组成系列。这样即可较少的基本型衍生出较多的系列产品，以满足广泛的需求。 所谓“通用化”是指在同一系列或总质量相近的一些车型上，采用通用的总成或部件，以简化生产。 所谓“标准化”是指在设计中广泛采用标准件，以利于组织生产、提高质量、降低造价和方便维修。 ⑵考虑使用条件的复杂多变 为了使所设计的汽车产品在全国和全世界这样的广阔市场上具有竞争力，设计中就要充分考虑提高其对复杂多变的使用条件的适应性。特别应注意热带、寒带等不同的气候条件和高原、山区、丘陵、沼泽、沿海等不同的地理条件，以及燃料供应、维修能力等不同的使用条件对汽车结构、性能、材料、附件等的特殊要求。例如：在高原地区

21、发动机应增压；在热带地区要考虑车厢的隔热、空调或通风；在寒带要考虑发动机的冷起动；在山区则应提高汽车的爬坡能力并附加发动机排气制动等。 ⑶重视汽车使用中的安全、可靠、经济与环保 良好的使用性能显然是各种产品的设计者都要追求的目标，汽车设计者更是如此，所不同的是汽车的使用性能是多方面的（例如：动力性、燃油经济性、制动性、操纵稳定性、平顺性、舒适性、通过性以及可靠性、耐久性、维修性和对环境保护的影响性能等），而且在默写性能之间有时是相互矛盾的。因此，汽车设计的特点还在于：要在给定的使用条件下，协调各种使用性能的要求、优选各种使用性能指标，使汽车在该使用条件下的综合使用性能达到最优。特别要重视使

22、用中的安全、可靠、经济与环保。 ⑷车身设计既重视工程要求更注重外观造型 汽车车身的外形、油漆及色彩是汽车给人们的第一个外观印象，是人们评价汽车的最直接方面，也是轿车的最重要市场竞争因素，是汽车设计非常重要的内容。车身造型既是工程设计，又是美工设计。从工程设计来看，它既是满足结构的强度要求、整车布置的匹配要求和冲压分快的工艺要求，又要适应车身的空气动力学的要求而具有最小的风阻系数；从美工设计来看，它应当适应时代的特点和人们的爱好，要像对待工艺品那样进行美工设计，给人以高度美感，起到美化环境的作用。 ⑸在保证可靠性的前提下尽量减小汽车的自身质量 和固定的机械设备不同，作为运输用的汽车其自身

23、质量直接影响起燃油经济性。和单间生产、小批量生产的产品不同，作为大批量生产的汽车，减小其自身质量可节约大量的制造材料，降低生产成本。合理地减小汽车的自身质量对汽车工业和汽车运输业会带来巨大的经济效益。最优化设计方法可满足这方面的设计要求。 第二章 变速器的基本设计方案 2.1 概述 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

24、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。 汽车传动系统的基本功能是将发动机输出的运动和动力传给车轮，以驱动汽车行使。变速器是汽车传动系统的重要组成部分。变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，以适应汽车在起步，加速，行使以及克服各种道路障碍等不同行使条件下对驱动轮牵引力及不同要求的需要。用变速器转变发动机转矩，转速的必要性在与内燃机转矩-转速变化特性的特点是具有相对小的对外部载荷改变的适应性。以下

25、从变速器的作用分类来介绍。 变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。它的作用是： 在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。 ⑴由于汽车行驶条件不同，要求汽车行驶速度和驱动扭矩能在很大范围内变化。例如在高速路上车速应能达到100km/h，而在市区内，车速常在50km/h左右。空车在平直的公路上行驶时，行驶阻力很小，则当满载上坡时，行驶阻力便很大。而汽车发动机的特性是转速变化范围较小，而转矩变化范围更不能满足实际路况需要。 ⑵实现倒车行驶 汽车发动机曲轴一般都是只能向一个方向转动的，而汽车有时需要能倒退行驶，因此，往往利用变速箱中设置的倒挡来实现汽车倒车行驶。 ⑶实现

26、空挡 当离合器接合时，变速箱可以不输出动力。例如可以保证驾驶员在发动机不熄火时松开离合器踏板离开驾驶员座位。 变速箱由变速传动机构和变速操纵机构两部分组成。变速传动机构的主要作用是改变转矩和转速的数值和方向；操纵机构的主要作用是控制传动机构，实现变速器传动比的变换，即实现换挡，以达到变速变矩。 机械式变速箱主要应用了齿轮传动的降速原理。简单的说，变速箱内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡行为，也就是通过操纵机构使变速箱内不同的齿轮副工作。如在低速时，让传动比大的齿轮副工作，而在高速时，让传动比小的齿轮副工作。 2.2 变速器的结构分析与型式选择 ⑴简单式变速器的基本结构

27、：由壳体、传动部分和操纵部分组成。 a．壳体 壳体是基础件，用以安装支承变速器全部零件及存放润滑油)：其上有安装轴承的精确镗孔。变速器承受变载荷，所以壳体应有足够的刚度，内壁有加强，形状复杂，多为铸件(材料为灰铸铁，常用HT200)。 为便于安装，传动部分和操纵部分常做成剖分式，箱盖与壳体用螺栓联接并可靠定位。壳体上有加油、放油口，油面检查尺口，还应考虑散热。 b．传动部分 是指齿轮、轴、轴承等传动件。轴的几何尺寸通过强度、刚度计算确定。因主要决定于刚度，而碳钢与合金钢弹性模量近乎相等，所以一般用碳钢。只有齿轮与轴制成一体或轴载荷严重才用合金钢。轴与齿轮多为花键联接(对中性好，能可靠

28、传递动力，挤压应力小等)。轴的花键部分和放轴承处经表面淬火处理。轴多用滚动轴承支承，润滑简单，效率高、径向间隙小，轴向定位应可靠。润滑方式多用飞溅润滑 (υ>25m/s，只要粘度适宜可甩到壁上)。 c．操纵部分 主要零件位于变速器盖内。 组成式变速器结构特点 简单式变速器有效率高、构造简单使用方便钧优点挡数少，i变化范围小(牵引力、速度范围小)，只宜在挡数不多的某些车工采用。若增加i的范围，则使变速器尺寸加大，轴跨度增加，为了既增加挡数又不使轴跨度过大，可采用组成式变速器。 ⑵组成式变速器的优点： 可以减少齿轮个数，而且挡数越多减少齿轮个数的优点愈明显。同简单式变速器相比，它可

29、缩短轴的长度，减少整个变速器的外部尺寸和重量，并且能方便地得到不止一个倒挡。 缺点： a．挡组间传动比有对应关系，不易使每挡的2，(速度及牵引力)都很理想。 b．换挡操纵麻烦，有时要操纵两个变速部分，若为插花换挡还不便记忆。 为了减少操纵动作，最好能顺序换挡。为此要求重视挡次编排十使第灭挡组传动比全部大于第11挡组，达到多数相领排挡的变换只需操纵主变速的目的，这样才最为方便。 变速器是由变速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输出器。在分类上有两种方按传动比变化方式和按操纵方式的不同来分。 按传动比变化方式来分： a)有级式变速器 这是目前使用最广的一种。它采用

30、齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系型式不同，有轴线固定式变速器(普通变速器)和轴线旋转式变速器(行星齿轮变速器)两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有3-5个前进挡和一个倒挡，在重型货车用的组合式变速器中，则有更多挡位。所谓变速器挡数即指其前进挡位数。 b)无级式变速器 传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式(动液式)两种。电力式无级变速器的变速传动部件为直流串激电动机，除在无轨电车上应用外，在超重型自卸车传动系中也有广泛采用的趋势。动液式无级变速器的传动部件为液力变矩器。 c)综合式变速器 是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液

31、力机械式变速器，其传动比可在最大指与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化。 按操纵方式来分： a)强制操纵式变速器是靠驾驶员直接操纵变速杆换挡。 b)自动操纵式变速器其传动比选择和换挡是自动进行的，所谓“自动”，是指机械变速器每个挡位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换挡系统的执行元件而实现的。驾驶员只需操纵加速踏板以控制车速。 c)半自动操纵式变速器 有两种型式：一种是常用的几个挡位自动操纵，其余挡位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定挡位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换挡。 本设计采用的是二轴式四档变

32、速器。 2.3 轿车变速器机构方案的选择 汽车变速器的结构方案必须满足使用性能、制造条件、维修简便及标准化、系列化和通用化等要求，应从齿轮型式、换挡结构、轴型布置、倒挡设置以及轴承型式、润滑和密封等方面综合考虑及全面评价，以求得到合理的设计方案。 a)齿轮型式 汽车变速器普遍采用直齿或斜齿的圆柱齿轮。前者啮合性能较差、重合小、强度低、噪音大，仅在低挡和倒挡中使用；后者应用广泛。本设计使用直齿。 b)换挡结构 汽车变速器的换挡方式常用有直齿滑移齿轮、啮合套和同步器等三种方式。 直齿滑移齿轮的换挡结构简单、紧凑；啮合套换挡一般是配合斜齿圆柱齿轮副使用的。这两种型式在滑移齿轮或啮

33、合套的圆周速度与相啮合的圆周速度不一致的情况下，会产生换挡冲击与燥声，容易引起齿轮的破坏和磨损。 采用同步器换挡可保证齿轮不发生换挡冲击，同时操作轻便，缩短了换挡的时间，相应提高了汽车的加速性、经济性、行使安全性，而且有利于实现操纵自动化。但是这种换挡方式的结构复杂、制造精度要求高，轴向尺寸有所增加。而本变速器就是应用的同步器换挡机构。 c)同步器的选择 同步器是在接合套换挡机构基础上发展起来的，除有接合套、花键毂、对应齿轮上的接合齿圈外，还增设了使接合套与对应接合齿圈的圆周速度达到并保持一致（同步）的机构，以及阻止二者在达到同步之前接合以防止冲击的结构。 同步器有常压式、惯性式、自行

34、增力式等种类，目前广泛采用的是惯性式同步器。 类型:a：锁环式惯性同步器，锁销式惯性同步器，滑块式同步器。 本次设计采用锁销式惯性同步器。 2.4 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

35、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。 第三章 变速器齿轮的设计 3.1确定车轮直径 四个车轮承受的最大负荷为： m为汽车总质量：1700kg,g为重力加速度：9.8kN/ 。带入数据得：49.98N。 根据轮胎的规格185/60R14S，可计算知，轮胎半径=289mm。 3.2确定主减速器传动比 原始设计条件 发动机功率 73kw 最高车速

36、 165km/h 发动机最大转矩 164N·m 总质量 1700kg 平均转速 3200r/min 车轮 185/60R14S 由发动机最大转矩确定最大功率转速： —最大功率转速； —转矩适应性系数，取值范围：1.1~1.3，取值为：1.2； —最大功率 则将参数带入计算得：=5100.56r/min，取整为：5101r/min。 利用公式计算主减速器传动比： ：汽车最大车速：165km/h； ：汽车最大转速，==5101 r/min； ：变速器最高档传动比，轿车一般为：0.8； ：主减速器传动比； 计算得=4.236 3.3确定一挡传动比

37、为避免在松软地面上行驶时土壤受冲击剪切破坏而损害地面附着力，应保证汽车能在极低车速下稳定行驶。 为满足汽车爬坡性的要求： 计算得到 根据驱动车轮与地面辐照条件确定： 即： 为道路附着系数，取值范围为0.5~0.6，取为0.6 为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取70%mg， 这里初选 校核最大传动比：=3.0~4.5 校核得到=3.5 在3.0~4.5之间，故 3.4各挡传动比的确定 两轴式变速器各档传动比都不设为整数，因为输入轴和输出轴直接啮合，如果传动比是整数的话会造成啮合齿轮

38、副的不均匀磨损。每次啮合的两个齿都是随机的，这样会延长变速器的使用寿命。 —常数，也就是各挡之间的公比；各挡的传动公比为 3.5确定中心距 初选中心距A时可根据下面的经验公式计算： A= KA 式中 A —变速器中心距（mm）； KA —中心距系数，轿车：K=8.9~9.3 取9.3； Temax —发动机最大转矩（N•m）； I1—变速器一挡传动比2.8 ηg —变速器传动效率，取96%； 所以 A= KA=9.3×=67.82mm 符合轿车变速器的中心距变化范围65~80mm。 初选：A=68mm. 3.6初选齿轮

39、参数 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。 根据发动机排量选择变速器齿轮的法向模数。 变速器用齿轮模数的范围见表3-1： 表3-1 汽车变速器齿轮的法向模数 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

40、≤2.5 6.0＜≤14.0 >14.0 模数/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.0 所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定， 故取齿轮的模数为：3.0 2、压力角 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。 3、螺旋角 随着螺旋

41、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。 两轴式变速器为20º~25º取º 4、齿顶高系数：在齿轮加工精度提高以后，在我国齿顶高系数为1.00。 3.7各挡齿数分配 1)一挡： = = =41.41取=43，则=10.898取=12

42、则=28 修正中心距：=则A=70.604取A=71则=24º 2)二挡： = = =41.41取=43，则=14.429，取=15，则 = 28 则A=70.604取A=71则=24º 3)三挡：==1.4， = =41.41取=43则=41.41取=43则=17.92则=18则=19, 则º,A=70.604取A=71 4)四挡： = = =41.41取=43则=41.41取=43则=23.89则=18则=19 则º,A=70.604取A=71 5)倒挡齿轮：（直齿） 倒挡选用的模数往往与一挡相近，故选用为=3.00 倒挡传动比比

43、一挡略大些取=3.0 初选倒挡齿轮后齿数一般在21～23之间取=21取=39取=14 3.8求各挡齿轮的变位系数并进行修正 各挡齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取： 表2-3 变位系数线图 一挡： =70.604 A=71 A 进行角度变位： 则计算得=20.8602 则计算得 通过选择变位系数线图查得： 由u= 则在线图的左侧可以查得：，则 则 则：（1.0+0.33-0.028）3=3.906 （1.0+0.25-0.33）3=2.76 39.628 47

44、.440 34.108 （1.0-0.17-0.028）3=2.406 （1.0+0.25+0.17）3=4.26 102.372 107.184 93.852 二挡：=70.604 A=71 A 进行角度变位： 则计算得=20.8602 则计算得 通过选择变位系数线图查得： 由u= 则在线图的左侧可以查得：，则 则 则：（1.0+0.26-0.028）3=3.696 （1.0+0.25-0.26）3=2.97 49.535 59.927 43.595 （1.0-0.10-

45、0.028）3=2.616 （1.0+0.25+0.10）3=4.05 92.465 97.697 84.365 三挡：=70.604 A=71 A 进行角度变位： 则计算得=20.8602 则计算得 通过选择变位系数线图查得： 由u= 则在线图的左侧可以查得：，则 则 则：（1.0+0.25-0.028）3=3.66 （1.0+0.25-0.25）3=3 59.442 66.762 53.442 （1.0-0.09-0.028）3=2.646 （1.0+0.25+0.09）3=4.

46、02 82.558 87.850 74.518 四挡：=70.604 A=71 A 进行角度变位： 则计算得=20.8602 则计算得 通过选择变位系数线图查得： 由u= 则在线图的左侧可以查得：，则 则 则：（1.0-0.05-0.028）3=2.77 （1.0+0.25+0.05）3=3.9 79.256 84.796 71.456 （1.0+0.21-0.028）3=3.546 （1.0+0.25-0.21）3=3.12 62.744 69.836 56.504

47、 倒挡： =96 则 则倒挡传动比合适 （1.0+0.3-0）3=3.9 （1.0+0.25-0.3）3=2.85 =66 73.8 60.3 （1.0-0.21-0）3=2.37 （1.0+0.25+0.21）3=4.38 =39 43.74 33.3 （1.0-0.21-0）3=2.37 （1.0+0.25+0.21）3=4.38 =90 94.74 81.24 倒挡轴中心距：

48、 第四章 齿轮校核 齿轮损坏形式主要有：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部被破坏及齿面胶合。 齿轮常出现轮齿弯曲折断，需校核轮齿强度与齿面接触应力。 4.1计算各轴的转矩 发动机最大扭矩为164N.m，最高转速5101r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。 输入轴 ==164N.m 输出轴 ==164×0.96×0.99=155.87N.m 倒挡轴 =164×0.96×0.99×2.31=249.38N.m 4.2轮齿

49、强度计算 轮齿弯曲强度计算 (a) 直齿轮弯曲应力 图4-1 齿形系数图 式中：—弯曲应力（MPa）； —计算载荷（N.mm）； —应力集中系数，可近似取=1.65； —摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； —齿宽（mm）； —模数； —齿形系数，如图4.1。 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载

50、荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 计算倒挡齿轮10，11，12的弯曲应力，， =22，=13，=30， =0.160,=0.155，=0.168， = =584.05MPa<400～850MPa = =222.12MPa<400～850MPa = =258.41MPa<400～850MPa = =315.84MPa<400～850MPa (b)斜齿轮弯曲应力 式中：—计算载荷（N·mm）； —法向模数（mm）； —齿数； —斜齿轮螺旋角（°）； —应力集中系数，=1.50； —齿形系数，可按当量齿数在图中查得； —齿宽系数=7

51、.0 —重合度影响系数，=2.0。 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。 （1）计算一挡齿轮7，8的弯曲应力 =12，=31，=0.168，=0.126，=164Nm， =24.708° = =221.15MPa<100～250MPa = =264.08MPa<180～350MPa （2）计算二挡齿轮5，6的弯曲应力 =15，=28，=0.168，=0.175，=1641N.m，=24.708° = =176.92MPa<180～350MPa =

52、 =171.22MPa<180～350MPa （3）计算三挡齿轮3，4的弯曲应力 =18，=25，=0.147，=0.155，=1641N.m，=24.708 = =168.50MPa<180～350MPa ==149.89MPa<180～350MPa （4）计算四挡齿轮1，2的弯曲应力 =24，=18，=0.165，=0.155，=164N.m，=124.69N.m， =24.708° = =97.57MPa<180～350MPa = =112.82MPa<180～350Mpa （c）轮齿接触应力σj 式

53、中：—轮齿的接触应力（MPa）； —计算载荷（N.mm）； —节圆直径(mm)； —节点处压力角（°），—齿轮螺旋角（°）； —齿轮材料的弹性模量（MPa）； —齿轮接触的实际宽度(mm)； 、—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、； 、—主、从动齿轮节圆半径(mm)。 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。 弹性模量=210 N·mm-2 表4-2　变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900～2000 950～1000 常啮合齿轮和高挡

54、 1300～1400 650～700 （1）计算一挡齿轮7,8的接触应力 mm，mm =21.22 =8.21 =1564.17MPa<1900～2000MPa =1359.49MPa<1900～2000MPa （2）计算二挡齿轮5，6的接触应力 mm mm =10.27 =8.21 =1301.26MPa<1300～1400MPa =1359.49MPa<1300～1400MPa （3）计算三挡齿轮3,4的接触应力 mm mm =15.74 =17.32 =1030.52MPa<1300～1400MPa =975.66MPa<1300～1400MPa

55、 （4）计算四挡齿轮1，2的接触应力 mm mm =16.42 =13.03 =918.60MPa<1300～1400MPa =931.80MPa<1300～1400MPa （5）倒挡齿轮10，11，12的接触应力 mm, mm =3×30=90mm =11.287 =6.669 =18.464 =1553.00MPa<900～2000MPa =1870.41MPa<1900～2000Mp =1172.39MPa<1900～2000MPa =1229.58MPa<1900～2000MPa 齿轮材料为40Cr, 40Cr为中碳调制钢，是机械制造业使用最广泛的

56、钢之一。调质处理后具有良好的综合力学性能，良好的低温冲击韧性和低的缺口敏感性。该钢具有最佳的综合力学性能，淬透性高于45钢，适合于高频淬火，火焰淬火等表面硬化处理等。 第五章 轴的设计及校核 5.1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。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。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部

57、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。 轴材料选为20CrMnTi。20CrMnTi是渗碳钢，渗碳钢通常为含碳量为0.17%-0.24%的低碳钢。汽车上多用其制造传动齿轮，是中淬透性渗碳钢中Cr Mn Ti 钢，其淬透性较高，在保证淬透情况下，具有较高的强度和韧性，特别是具有较高的低温冲击韧性。20CrMnTi表面渗碳硬化处理用钢。良好的加工性，加工变形微小，抗疲劳性能相当好。 5.2 轴的强度计算 a）初选轴的直径 按扭转强度法进行最小直径计算 故最小直径选18mm。 支撑点距离为203mm,一挡齿轮到两支点的距离分别为：55.8，114.5

58、。 c)一挡齿轮的各个分力： 102.372N d）轴的强度校核 则在水平面上：FA×203=Fr×58.5FA=1035.80N 则水平面上受到的力矩：Mc=1496731N.mm 在竖直面上：＇==5345.09N 水平面上受到的力矩为：Ms=772365N.mm 该轴所受的弯矩为：T=459200 N.mm 故危险截面受到的合成弯矩为：=1745742.255N.mm 在弯矩和转矩联合作用下，轴的应力应为： =195.138Mpa<400Mpa 故轴的强度符合要求 e)轴的刚度校核 若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用下式计算

59、 式中：—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； —齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； —弹性模量（MPa），=2.1×105MPa； —惯性矩（mm4），对于实心轴，；—轴的直径（mm），花键处按平均直径计算； 、—齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）； —支座间的距离（mm）。 轴的全挠度为mm。 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应

60、超过0.002rad[18]。 故该轴符合刚度条件，该轴合格。 第六章 轴承校核 6.1轴承的校核 6.1.1 输入轴的轴承校核 轴承的材料采用GCr9，GCr9钢是一种合金含量较少、具有良好性能、应用最广泛的高碳铬轴承钢。经过淬火加回火后具有较高的硬度、均匀的组织、良好的耐磨性、高的接触疲劳性能。该钢冷加工塑性中等，切削性能一般，焊接性能差，对形成白点敏感性能大，有回火脆性。用于制作各种轴承套圈和滚动体。 由工作条件和轴颈直径初选输入轴轴承型号，61804（左，内径为20mm），61904（右，内径为20mm）

61、，转速n=5101r/min,查《机械设计手册》左侧轴承，，e=0.3,y=2。右侧轴承，，e=0.30，y=2。轴承的预期寿命为：Lh′=16×365×10=58400h 计算轴承当量动载荷P 39.628 则：Fr1×203=Fr7×58.5=955.64N Fr2×203=Fr7×144.5=2360.05N 故轴承的附加轴向力：Fs1= Fr1/2Y=238.91N Fs2= Fr2/2Y=590.01N Fs1+Fa1=4047.3N Fs2=590.01N Fa2= Fs1+Fa1=4047.3N Fa1= Fs2=590.01N 则：，故右侧轴承

62、X=0.67，左侧轴承X=0.4 ，为考虑载荷性质引入的载荷系数 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2[0.4×955.01+2×4047.3]=10171.92N =1.2[0.67×2360.05+2×590.01]=3313.50N 左侧轴承寿命命 ，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。 =708460565.9h＞=58400h合格[19,20]。 右侧轴承寿命 ，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。 ＞=58400h合格[19,20]。 6.1.2 输出轴轴承校核 轴承安装方式采用反装，即背靠背，背靠背安装承受的荷载和承载力

63、矩最大，轴向定位最好；面对面有一定的轴向游隙，荷载小，基本不使用。 由工作条件和轴颈直径初选输入轴轴承型号30208（左，内径为40mm），30205（右，内径为25mm），转速n=1821.78r/min,查《机械设计手册》右侧轴承，，e=0.3,y=2。左侧轴承，，e=0.30，y=1.9。轴承的预期寿命为：Lh′=16×365×10=58400h 则：Fr1×203=Fr7×58.5=1035.79N Fr2×203=Fr7×144.5=2558.504N ，故轴承的附加轴向力：Fs1= Fr1/2Y=258.95N Fs2= Fr2/2Y=639.626N F

64、s1+Fa1=4386.76N Fs2=639.626N Fa2= Fs1+Fa1=4386.76N Fa1= Fs2=639.626N 则：，故右侧轴承X=0.67，左侧轴承X=0.4 ，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设计原理与设计》 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2[0.4×1035.79+1.9×639.626]=1955.53N =1.2[0.67×2558.504+2×4386.76]=12585.26N 左侧轴承寿命命 ，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。 ＞=58400h合格[19,20]。 右侧轴承寿命 ，为寿命系数，对球轴

65、承=3；对滚子轴承=10/3。 =204561.54＞=58400h合格[19,20]。 故轴承合格。 经济技术分析 1、汽车变速器市场分析 中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2007年中国汽车销售879.15万辆，2008年汽车产销量将突破900万，2010年汽车销售规模将达到1263万辆。在汽车行业市场规模高速增长的情况下，中国变速器行业面临着重大机遇。2006年我国汽车变速器市场规模达300亿元人民币，并且以每年超过20%的速度增长，预计2010年有望达到600亿元。依靠科技进步和自主创新，已形成年产销汽车变速器100万台、齿轮5000万只和汽车锻件10万吨的综合生产能力。汽

66、车变速器产品在4档—16档市场领域实现了全方位覆盖，广泛匹配于输入扭矩300—3000牛米、载重量2吨—60吨之间的重型车、大客车、中轻型卡车、工程用车和低速货车等各种车型，被国内50多家主机厂的上千种车型选为定点配套产品。法士特变速器在国内8吨以上重型汽车配套市场占有率78%，15吨以上配套市场占有率超过90%，重型变速器产销量世界第一。 2、结构分析 壳体：壳体是基础件，用以安装支承变速器全部零件及存放润滑油。其上有安装轴承的精确镗孔。变速器承受变载荷，所以壳体应有足够的刚度，内壁有加强，形状复杂，多为铸件(材料为灰铸铁，常用HT200)。 传动部分：是指齿轮、轴、轴承等传动件。轴的几何尺寸通过强度、刚度计算确定。因主要决定于刚度，而碳钢与合金钢弹性模量近乎相等，所以一般用碳钢(常用45钢)。只有齿轮与轴制成一体或轴载荷严重才用合金钢。轴与齿轮多为花键联接(对中性好，能可靠传递动力，挤压应力小等)。轴的花键部分和放轴承处经表面淬火处理。轴多用滚动轴承支承，润滑简单，效率高、径向间隙小，轴向定位应可靠。润滑方式多用飞溅(υ>25m/s，只要粘度适宜可甩到壁上)。 操纵部分