两轴五档变速器课程设计(共39页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上目 录889926888882234结论35参考文献36致谢37专心-专注-专业第1章 绪 论1.1 概述 对变速器如下基本要求：1. 保证汽车有必要的动力性和经济型。2. 设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3. 设置倒档，使汽车能倒退行驶。4. 设置动力传输装置，需要时进行功率输出。5. 换挡迅速、省力、方便。6. 工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以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，变速器还应该满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，

2、这与变速器挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。1.2 变速器的发展现状 变速器作为传递动力和改变车速的重要装置，国外对其操纵的方便性和挡位等方面的要求越来越高。目前对4挡特别是5挡变速器的应用有日渐增多的趋势，同时，6挡变速器的装车率也在上升。中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2009年中国汽车销售1364万辆，同比增长46.15%，2015年汽车销售规模将达到4000万辆。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。2009年中国汽车变速器市场规模达520亿元人民币，并且以每年超过20%的速度增长，预计2015

3、年有望达到1500亿元。由于近年来乘用车市场增长迅速，2007年中国乘用车变速器需求量在600万件以上，其中大部分为手动变速器，但是自动变速器的需求比例不断提高。与此同时随着商用车市场快速发展，2007年商用车变速器的市场需求量有200万件，其中轻型货车用变速器占市场主流，然而重型车变速器市场有望成为未来的新亮点。在手动变速器领域，国产品牌已占主导地位。但技术含量更高的自动变速器市场却是进口产品的天下，2007年中国变速器产品进口额达到30亿美元。国内变速器企业未来面临严峻挑战。1.3 研究的目的、依据和意义随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车

4、设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大。通过本题目的设计，学生可综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械设计、液压传动等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高学生解决实际问题的能力。第2章 变速器主要参数的选择2.1 设计初始数据班级点名序号为11方案二 乘用车（两轴式） 最

5、高车速：=202Km/h发动机最大功率：=116KW最大功率转速：6550r/min 最大转矩：=184 整备质量：=1720Kg 最大转矩转速：=4050r/min 车轮：205/55 R16 2.2 变速器各挡传动比的确定2.2.1 初选最大传动比的范围最大传动比的确定，即一档传动比。满足最大爬坡度： （2.1） 式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=16856N；发动机最大转矩，=184N.m；主减速器传动比，传动系效率，=96%；车轮半径，=0.316m；滚动阻力系数，对于货车取=0.01651+0.01(-50)=0.03795；爬坡度，取=16.7带入数值计算得9.0

6、98 满足附着条件： （2.2）为附着系数，取值范围为0.70.8.，取为0.8为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取60%mg ；计算得 由以上得取，乘用车校核，因为该车发动机最低稳定转速则最低稳定车速，故校核后传动比满足要求。2.2.2 确定挡位数，设计五挡变速器其他各挡传动比的确定：初选五挡传动比 按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： （2.3）式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： ， 所以其他各挡传动比为： =2.7， =1.97，=1.44，4和5挡为常用挡，其挡位间公比应该小一些取，所以，。2.3 变速器传动方案的确定图2-1a为常见

7、的倒挡布置方案。图2-1b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。图2-1c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。图2-1d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-1c所示方案。图2-1e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。图2-1f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图2-61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。本设计采用图2-1f所示的传动方案

8、。图2-1 变速器倒档传动方案 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。图2.2变速器传动示意图1. 输入轴一挡齿轮 2.输出轴一挡齿轮 3.输入轴二挡齿轮 4.输出轴二挡齿轮5. 输入轴三挡齿轮 6.输出轴三挡齿轮 7.输入轴四挡齿轮 8.输出轴四挡齿轮9. 输入轴五挡齿轮 1

9、0.输出轴五挡齿轮 11.输入轴倒挡齿轮 12.倒挡齿轮13.输出轴倒挡齿轮2.4 中心距A的确定初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A，可根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选，A=77mm2.5 齿轮参数2.5.1 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。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 表2.1汽

10、车变速器齿轮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/t1.0V1.61.6V2.56.01414.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表2.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50 发动机排量为2.54L，根据表2.1及2.2，齿轮的模数定为2.252.75mm。2.5.2 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。2.5.3 螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高

11、。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。乘用车两轴式变速器螺旋角：20252.5.4 齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.5；斜齿，取为6.08.5。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取2mm。 2.5.5 齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00. 2.6 本章小结通过初始数据，首先确定变速器的最大传动比，然后根据最大传动比，确定挡数及各挡传动比的大小，然后根据变速器中心距A与发动机排量的关系，初选变速器的中心距。然后确定齿轮的模数，压

12、力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。第3章 齿轮的设计计算与校核3.1 齿轮的设计与计算 3.1.1 各挡齿轮齿数的分配一挡齿轮为斜齿轮，模数为2.75，初选=20一挡传动比为=2.7 （3.1） 为了求，的齿数，先求其齿数和， 斜齿=52.6取整为53 （3.2） 取=14 =39对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=77.55mm （3.3）取整A=78mm修正螺旋角度， (3.4) 分度圆直径 =41.209mm =114.796mm未变位中心距 a=

13、对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos （3.5） =啮合角 ： cos=0.932 （3.6） =21.27 变位系数之和 （3.7） =0当量齿数：=17.16, 查机械设计手册变位系数线图得： 计算一挡齿轮1、2的参数：齿顶高 =3.243mm =2.253mm式中： =0.0009 = 0.005齿根高 =2.943mm =3.933mm齿顶圆直径 =47.695mm =119.302mm齿根圆直径 =35.323mm =106.93mm 齿全高 h=6.186二挡齿轮为斜齿轮，模数为2.5，初选=25=1.97 =56.5 取整为57=20， =37则，=1.

14、85修正螺旋角 对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =77.805mm端面压力角 tan=tan/cos =21.72端面啮合角 当量齿数 =26.238 =48.54变位系数之和 = 0.08查机械设计手册变位系数线图得： =-0.02二挡齿轮参数：分度圆直径 =54.6mm =101.01mm齿顶高 =2.745mm =2.445mm式中： = 0.078 =0.002齿根高 =2.875mm =3.175mm齿顶圆直径 =60.09mm =105.9mm齿根圆直径 =48.85mm =94.66mm 齿全高 h=5.62三挡齿轮为斜齿轮，初选=23模数为2.5 =1.44 =57.43,

15、 取整为58得取整为23，=35 =1.52对三挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =77.72mm端面压力角 tan=tan/cos =21.38端面啮合角 变位系数之和 =0.1 当量齿数 =28.84 =43.58 查机械设计手册变位系数线图得： =0.08 = 0.02 三挡齿轮5、6参数：分度圆直径 =61.64mm =93.8mm齿顶高 =2.73mm =2.58mm式中： = 0.112 =-0.012齿根高 =2.925mm =3.075mm齿顶圆直径 =67.1mm =98.96mm齿根圆直径 =55.79mm =87.65mm 四挡齿轮为斜齿轮，初选=24模数=2.5 =1.0

16、757.005取整为58 取整为27 =31 则： =1.14修正螺旋角度 =0.9294 对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =77.72mm端面压力角 tan=tan/cos =21.38端面啮合角 变位系数之和 = 0.1 当量齿数 =33.61 =38.59 查机械设计手册变位系数线图得： = 0.06 = 0.04四挡齿轮7、8参数：分度圆直径 =72.36mm =83.08mm齿顶高 =2.68mm =2.63mm式中： =0.112 =-0.012齿根高 =2.975mm =3.025mm齿顶圆直径 =77.72mm =88.34mm齿根圆直径 =66.41mm =77.03mm

17、 全齿高 =5.655五挡齿轮为斜齿轮，初选=25模数=2.5 =0.79 取整为57取整为32 =25 则： =0.78对五挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =78.09mm端面压力角 tan=tan/cos =21.72端面啮合角 变位系数之和 =-0.04 当量齿数 =41.98 =32.79 查机械设计手册变位系数线图得： = -0.03 = -0.01五挡齿轮9、10参数：分度圆直径 =87.68mm =68.5mm齿顶高 =2.435mm =2.485mm式中： =-0.036 =-0.004齿根高 =3.2mm =3.15mm齿顶圆直径 =92.55mm =73.47mm齿根圆直径

18、 =81.28mm =62.2mm 确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选后，可计算出输入轴与倒挡轴的中心距。初选=14，=23，则：=50.875mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮13的齿顶圆直径应为 2*h 38.36 为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取=38计算倒挡轴和输出轴的中心距=83.875计算倒挡传动比 =2.7143.1.2 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求

19、。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：渗碳层深度0.81.2 时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材

20、，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，细化材料晶面粒。3.1.3 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为184N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。输入轴 =18496%99%=174.87Nm 输出轴一挡 Nm输出轴二挡 =307.469Nm输出轴三挡 =252.912Nm输出轴四挡 =190.822Nm输出轴五挡 =129.843Nm倒挡 =273.041Nm =428.736Nm3.2 轮齿的校核3.2.1 轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿 轮弯曲应力图3.1 齿形系数图 （3.8） 式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可

21、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；齿宽系数；倒档取7.5齿形系数，如图3.1。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400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力 ，=14，=23，=38，=0.132，=0.134，=0.138，=273.041N.m，=174.87N.m, =428.736Nm=701.31MPa400850MPa=537.233MPa4008

22、50MPa =495.786MPa400850MPa2、 斜齿轮弯曲应力 （3.9） 式中：计算载荷，Nmm；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，取7.5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180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮1，2的弯曲应力 ，=14，=39，=0.135，=0.143，=462.98N.m，=174.87N.m， =264.74MPa180350MPa=237.538MPa180350MPa（2

23、）计算二挡齿轮3,4的弯曲应力=20，=37，=0.146，=0.148，=307.469N.m，=174.87N.m，=223.006MPa180350MPa=209.081MPa180350MPa（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力=23，=36，=0.144，=0.145，=252.912N.m，=174.87N.m=200.65MPa180350MPa=188.83MPa180350MPa（4）计算四挡齿轮7，8的弯曲应力=27，=31，=0.145，=0.146，=190.822N.m，=174.87N.m=169.25MPa180350MPa=159.75MPa180350MPa（5

24、）计算五挡齿轮9，10的弯曲应力=32，=25，=0.148，=0.142，=174.87N.m，=129.843N.m =137.49MPa180350MPa =136.196MPa180350MPa3.2.2 轮齿接触应力j （3.10） 式中：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3.2。弹性模量=20.6104 Nmm-

25、2，齿宽表3.2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190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮1，2的接触应力=462.98N.m，=174.87N.m， ， =41.2mm， =114.79 mm=8.56mm=23.86mm =1642.835MPa19002000MPa=1601.568MPa19002000MPa（2）计算二挡齿轮3，4的接触应力=307.469N.m，=174.87N.m，=54.736mm，=101.263mm=12.137mm=22.455mm =1354.423MPa13001400MP

26、a =1320.407MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力=252.912N.m，=174.87N.m，=61.862mm，=94.137mm=13.05mm=19.859mm =1261.79MPa13001400MPa =1230.10MPa13001400MPa（4）计算四挡齿轮7，8的接触应力=190.822N.m，=174.87N.m，=72.62mm，=83.379mm=15.32mm=17.59mm =1142.103MPa13001400MPa=1113.421MPa13001400MPa（5）五挡齿轮1，2的接触应力=174.87N.m，=129.8

27、43N.m，=87.578mm，=68.421mm=19.42mm=15.17mm =1029.829MPa13001400MPa= 1003.964MPa13001400MPa（6）计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力=372.849N.m，=174.873N.m， mm mm mm =10.816mm =17.87mm =6.583mm =1973.88MPa19002000MPa =1824.73MPa19002000MPa =1396.685MPa19002000MPa3.3 本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参

28、数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。然后简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。第4章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核4.1 轴的设计计算4.1.1 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。

29、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HRC5863，表面光洁度不低于8。4.1.2 初选轴的直径传动轴的强度设计只需按照扭转强度进行计算，输入轴花键轴颈 =22.75126.164mm （4.1）K为经验系数，K=4.04.64.1.3 轴的强度计算轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式计算 （4.2） （4.3） （4.4） 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），=2.11

30、05MPa；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。 （4.5）轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。变速器中一挡所受力最大，故只需校核一挡处轴的刚度与挠度一挡齿轮所受力圆周力 N，N 径向力 N, =3140.665N 轴向力 N, N， ，mm mm （4.6）=0.062mm （4.7）=0.141=rad0.002rad （4.8）输出轴刚度 =0.071mm =0.132=rad0.00

31、2rad输入轴的强度校核一挡时挠度最大，最危险，因此校核。 1)竖直平面面上得 =2330.24N竖直力矩=.9N.mm2)水平面内上、和弯矩由以上两式可得=5984.75N，=.01N.mm按第三强度理论得： N.mm输入轴的强度分析图如图4.1。 图4.1输入轴强度分析图 图4.2输出轴的强度分析图输出轴强度校核 1)竖直平面面上得 =2285.165N竖直力矩=.61N.mm2)水平面内上、和弯矩由以上两式可得N，=.9N.mm按第三强度理论得： N.mm输出轴的强度分析图如图4.2。4.2 轴承的选择及校核4.2.1 输入轴的轴承选择与校核 由工作条件和轴颈直径初选输入轴的轴承型号，30206（左右），由机械设计手册查得代号为30206的圆锥滚子轴承 ， ，e=0.37,Y=1.6;轴承的预期寿命：=103008=24000h 校核轴承寿命）、求水平面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=2330.24N，=974.35N ）、内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.6 (4.9) (4.10) ）、轴向