机械式4档变速器设计dhzm.docx

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1、 汽车设设计课程程设计 汽车设设计课程程设计 计算说说明书 设计题题目： 设计题题目：四四档变速速器 07 车辆工工程 设设 计 者：梁梁锐文 指导教教师： 指导教教师：龙龙志军 20110 月月 6 月 228 号号 广东东白云学学院 目 录 第一部部分：车车型基本本参数33 第二部部分：传传动方案案拟定44 第三部部分：变变速器主主要参数数的选择择5 第四部部分：变变速器齿齿轮的设设计计算算6 第五部部分：变变速器轴轴的设计计计算114 第六部部分：滚滚动轴承承的选择择和计算算18 第七部部分：参参考资料料20 中间轴轴四档机机械式变变速器设设计 中中间轴四四档机械械式变速速器设计计 变速

2、器器的结构构对汽车车的动力力性、燃燃油经济济性、换换挡操纵纵的可靠靠性与轻轻 便性性，传动动的平稳稳性与效效率等都都有直接接的影响响。采用用优化设设计方法法对变速速 器与与主减速速器，以以及变速速器的参参数做优优化匹配配，可得得到良好好的动力力性与燃燃 油经经济性；采用自自锁及互互锁装置置、倒档档安全装装置，对对接合齿齿采取倒倒锥齿侧侧 （或或越程接接合、错错位接合合、齿厚厚减薄、台台阶齿侧侧）等措措施，以以及其他他结构 措施，可可使操纵纵可靠，不不跳档、乱乱档、自自行脱档档和误挂挂倒档；采用同同步器 可使换换挡轻便便、无冲冲击及噪噪声；采采用高齿齿、修形形及参数数优化等等措施可可使齿 轮传动

3、动平稳、噪噪声低。降降低噪声声水平已已成为提提高变速速器质量量和设计计、工艺艺 水平平的关键键。 变速器器设计的的基本要要求： 变速器器设计的的基本要要求： （1）保保证汽车车有必要要的的动动力性和和经济性性； （22）设置置空挡，用用来切断断发动机机的动力力传输； （33）设置置倒档，使使汽车能能倒退行行驶； （4）设设置动力力输出装装置； （5）换换挡迅速速、省力力、方便便； （66）工作作可靠，汽汽车行驶驶过程中中，变速速器不得得有跳挡挡、乱挡挡，以及及换挡 冲击等等现象出出现； （7）工工作效率率高，噪噪声小；结构简简单、方方案合理理； （88）变速速器的工工作噪声声低。 计 算 与

4、说 明 主要结结果 Pemmax=75kkw 一车车型基本本参数选选择 车型 最大功功率 PPemaax kkw 最最大转矩矩 Teemaxx Nmm 主减减速比 i0 最大车车速 VVmaxx kmm/h Temmax=1199.4NNm ii0=33.8 Vmaax=1110 km/h 某商用用 货车车 75 1199.4 3.88 1100 二传传动方案案拟定 两轴式式变速器器与三轴轴式变速速器相比比，其结结构简单单、紧凑凑且除最最到 挡挡外其他他各档的的传动效效率高、噪噪声低。本本设计中中采用前前置发动动机后轮轮 驱动动。 两两轴式变变速器的的倒档齿齿轮、一一档齿轮轮、二档档齿轮均均与

5、输入入轴做成成 一体体，三档档齿轮四四档齿轮轮与输入入轴采用用花键连连接。输输出轴上上的倒 档齿轮轮在同步步器上，一一档齿轮轮，二档档齿轮是是空套在在轴上，三三挡四 档齿轮轮与轴做做成一体体 ，五五档齿轮轮空套在在输出轴轴上。一一档齿轮轮、二 档齿轮轮采用同同步器换换档，布布置在输输出轴上上，三挡挡四档齿齿轮之间间也 采采用同步步器换挡挡，布置置在输入入轴上。五五挡单独独用采用用同步器器换挡， 不知在在输出轴轴上。倒倒档采用用滑动齿齿轮换挡挡。 与与直齿圆圆柱齿轮轮比较，斜斜齿圆柱柱齿轮有有使用寿寿命长，工工作时噪噪声 低低等优点点；缺点点是制造造时稍复复杂，工工作时有有轴向力力。变速速器中的

6、的常啮 合齿轮轮均采用用斜齿圆圆柱齿轮轮，尽管管这样会会使常啮啮合齿轮轮数增加加，并导导 致变变速器的的转动惯惯量增大大。直齿齿圆柱齿齿轮仅用用于低档档和倒挡挡。在本本设 计计中倒档档采用直直齿圆柱柱齿轮，其其他档位位采用斜斜齿圆柱柱齿轮。 变速器器多采用用滚动轴轴承，即即深沟球球轴承、圆圆柱滚子子轴承、滚滚针轴 承以及及圆锥滚滚子轴承承。通常常是根据据变速器器的结构构选定，再再验算其其寿命。 固定式式中间轴轴采用滚滚针轴承承或圆柱柱滚子轴轴承支承承着连体体齿轮。 计 算 与 说 明 主要结结果 为了适适应汽车车变速器器向着增增大其单单位质量量的传递递功率、增增大其承承 载能能力、具具有更高高

7、的可靠靠性、更更长的寿寿命和更更好的性性能等发发展方向向， 变变速器采采用圆锥锥滚子轴轴承的日日益增多多。 在在本设计计中所采采用的是是锁环式式同步器器， 该该同步器器是依靠靠摩擦作作用 实实现同步步的。但但它可以以从结构构上保证证结合套套与待啮啮合的花花键齿圈圈在达 到同步步之前不不可能接接触，以以免齿间间冲击和和发生噪噪声。同同步器的的结构如如 图 2-44 所示示： 图 22-4 锁环环环式同步步器 ll、4-同步环环;2-同步器器齿鼓;3-接接合套;5-弹弹簧;66滑块; 同步步环;22-同步步器齿鼓鼓;3-接合套套;5-弹簧;6滑块; ;22 ;33 ;55 ;66 止动动球;88

8、卡环环;9 输出轴轴;100 111;8;9 ;110、 7-止止动球;8-卡卡环;99输出轴轴;100、111-齿轮轮 采用锁锁环环式式同 步步器 倒档传传动方案案 变速器器在一挡挡和倒挡挡工作时时有较大大的力，工工作时在在齿轮上上作用的的 力也也增大，并并导致变变速器轴轴产生较较大的挠挠度和转转角，使使工作齿齿轮啮合合 状态态变坏，最最终表现现出轮齿齿磨损加加快和工工作噪声声大。所所以无论论是两轴轴 式变变速器还还是中间间轴式变变速器的的低档与与倒挡，都都应当布布置在靠靠近轴的的 支承承处，以以减少轴轴的变形形，保证证齿轮重重合度下下降不多多，然后后按照从从低 档档到高挡挡顺序布布置各挡挡

9、齿轮，这这样做既既能使轴轴有足够够大的刚刚性，又又能 保保证容易易装配。倒倒挡的传传动比虽虽然与一一挡的传传动比接接近，但但因为使使用 倒倒挡的时时间非常常短，从从这点出出发有些些方案将将一挡布布置在靠靠近轴的的支承 处。本本设计采采用图 2-22 所示示的传动动方案。 计 算 与 说 明 主要结结果 图 22-2 变速器器倒档传传动方案案 三、变变速器主主要参数数的选择择 1、档档数和传传动比 近年来来，为了了降低油油耗，变变速器的的档数有有增加的的趋势。目目前，乘乘 用车车一般用用 45 个个档位的的变速器器。本设设计采用用 5 个档位位。 变变速器各各档传动动比 一档 3.88 2、中中

10、心距 二档 2.111 三档 1.1172 四档 0.6651 中心距距对变速速器的尺尺寸及质质量有直直接影响响，所选选的中心心距、应应能保证证 KAA=100 齿轮轮的强度度。三轴轴式变速速器的中中心距 A（mmm）可可根据对对已有变变速器的的 统计计而得出出的经验验公式初初定： A = K A 33 TII maax 式中 K AA中心距距系数。对对轿车，KK A (3-4) =8.999.3；对货车车，K A =8.699.6；对多档档主变速速器，KK A =9.5111；取取 KAA=100 计 算 与 说 明 主要结结果 TI maxx 变速速器处于于一档时时的输出出扭矩 =688.

11、222mm A = K A 33 TII maax 故故可得出出初始中中心距 A=668mmm。 四、变变速器齿齿轮的设设计计算算 A=668mmm 1、齿齿轮模数数 初选模模数时，可可以参考考同类型型汽车的的齿轮模模数确定定，也可可根据大大 量现现代汽车车变速器器齿轮模模数的统统计数据据，找出出模数的的变化规规律，即即经 验验公式。利利用经验验公式初初选模数数,一档档二档采采用模数数为 33mm,，三四四五 挡挡采用 2.775mmm ，倒倒档采用用 2.5mmm 2、压压力角 实际上上应国家家规定的的齿轮标标准压力力角为 20 度， 所以变变速器齿齿轮普 遍采用用的压力力角为 20 度。

12、3、齿齿轮螺旋旋角 为为减少工工作噪声声和提高高强度，汽汽车变速速器齿轮轮多用斜斜齿轮，只只有 倒倒档齿轮轮。随着着螺旋角角的增大大，齿的的强度也也相应的的提高，不不过当螺螺旋 角角大于 30 度时，其其弯曲强强度骤然然下降，而而接触强强度仍继继续上升升，因此此 从提提高低档档齿轮的的弯曲强强度出发发，并不不希望过过大，而而从提高高高档齿齿轮 的的接触强强度着眼眼，可选选取较大大值。 斜齿轮轮螺旋角角可在下下面提供供的范围围 选用用: 轿轿车变速速器：222 344 ， 货车变变速器： 26 ， 118 在在此选用用 188 30 螺旋角角。初步步选取螺螺旋角 25 4、齿齿宽 通通常根据据齿

13、轮模模数的大大小来选选定齿宽宽。 直直齿轮 b=(4.557.5) mT ，斜齿齿轮 bb =(6.558.5) mn 。 m 倒倒挡 = 2.5mmm m 3, 4,55 = 2.775 m1, 2 = 33mm = 200 = 25 计 算 与 说 明 主要结结果 b1, 2 = 221mmm 三四 挡齿厚厚为 66 2.75=16.5，一一二挡齿齿厚为 21 , 输输入倒挡挡齿为 18mmm,输输出齿厚厚为 112mmm. 使使接触线线长度增增加，接接触应力力降低，以以提高 传动的的平稳性性和齿轮轮的寿命命。 55、各档档传动比比及其齿齿轮齿数数的确定定 b3, 4,5 = 166.5

14、mm b倒 入 = 188mm 在初选选了中心心距、齿齿轮的模模数和螺螺旋角后后，可根根据预先先确定的的变 速速器档数数、传动动比和结结构方案案来分配配各档齿齿轮的齿齿数。下下面结合合本设 计来说说明分配配各档齿齿数的方方法。 b 倒倒出 = 122mm 确定一一档齿轮轮的齿数数 一档传传动 ig11 = z2zz7 = 3 .8 z1 z 88 i 11 : 先求其其齿数和和gZ = Z2 = 33 . 4155 Z11 Z 77 = 33 Z 88 = 13 Z1 = 116 ZZ 2 = 225 Z = 2A m z= 2a coss m 其中 A =69mmm、mm =33mm；故有

15、Z = 46 。 i gg1 = 3.8 由此可可得 Z 11 = 16、ZZ 2 = 225 一档的的实际传传动比为为 3.8 A= mz =699mm 2 ccos Z 33 = 21 Z 44 = 21 计 二档实实际传动动比为 算 与 说 明 主要结结果 ig 2 = Z 22 Z55 = 2.111 ZZ1 ZZ 6 按同样样的方法法可分别别计算出出： 三三档齿轮轮 Z 5 档档齿轮 = 117、ZZ 6 = 227 ； 四四 Z 55 = 27 Z 66 = 17 Z 99 = 21、ZZ10 = 223 ； 。 一般情情况下，倒倒档传动动比与一一档传动动比较为为接近，在在本设计计

16、中倒档档传 动动比 ii grr 取 3.1167。倒倒档传动动齿轮的的齿数与与一档主主动齿轮轮 1/ 相当当，可以以 ig 3 = 1.56 Z 99 = 21 Z100 = 23 Z 33 = 21 Z 44 = 21 Z 33 = 21 得出倒倒档输入入齿轮 Z 44 = 21 各档实实际传动动比为： 三档档实际传传动比为为 四档档实际传传动比为为 ig 4 = 0.86 Z 99 = 21 Z100 = 23 ig 3 = 1.56 ig 4 = 0.86 igrr = 3.441 倒实际际传动比比为 66、各档档斜齿轮轮螺旋角角计算 根据 = arcccoss 二档档： 三档档： i

17、grr = 3.4417 mn ( zz3 + z 4 ) 2aa 22 = 24 = aarcccos = aarcccos 3(227 + 177) = 244 22 69 2.775( 21 + 221) = 224.776 2 699 33 = 24.76 四档： = aarcccos 2.775(221 + 233) = 244.566 22 69 44 = 24.56 7、齿齿轮变位位系数的的选择 齿轮的的变位是是齿轮设设计中一一个非常常重要的的环节。采采用变位位齿轮， 除为了了避免齿齿轮产生生根切和和配凑中中心距以以外，它它还影响响齿轮的的强度， 使用平平稳性，耐耐磨性、抗抗胶合

18、能能力及齿齿轮的啮啮合噪声声。 为为降低噪噪声，变变速器中中除去一一、二档档和倒档档以外的的其他各各档齿轮轮 的总总变位系系数要选选用较小小的一些些数值，以以便获得得低噪声声传动。其其中， 一档主主动齿轮轮 100 的齿齿数 ZZ1017，因因此一档档齿轮需需要变位位。 最最小变位位系数 17 ? ZZ 一挡挡变位 17 ? 110 = = = 0.441 117 117 取取 0.5 17 ? 113 = 0.2355 177 8、 齿轮分分度圆直直径。 倒挡采采用变位位 = 取 xx=0.35 各挡齿齿轮分度度圆直径径如表 3-22 所示示。 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 倒挡 输入 33

19、.10mm m 46.34mm m 60.57mm m 72.68mm m78.774m m 29.25mm m （6） 齿轮轮轮齿尺寸寸。 倒倒挡 齿齿顶高： haa 齿根根高： h ff 输入入轴 ha = 22.7mmm hh f = 33.3775mmm = ( f 0 + )mm = 3.003755 ，其其中 ff 0 = 11, = 0 .35 = ( f 0 + C ? )mm = 2.0025mmm ，其其中 ff 0 = 11, CC = 0.225 分度圆圆 一挡挡 二档档 三挡挡 四挡挡 五挡挡 输出出轴 分分度圆 1挡 2挡 3挡 4挡 5挡 1099.233 966

20、.000 811.777 699.655 633.600 333.100 466.344 600.577 722.688 788.744 齿顶 43.90 52.34 66.07 78.18 84.24 齿根 30.4 338.884 553.669 665.880 771.886 齿顶 1200.033 1002.000 887.227 775.115 669.110 齿根 1066.533 888.500 744.899 622.777 566.722 9、齿齿轮的强强度计算算与校核核 （1）一一挡斜齿齿圆柱齿齿轮： mn = 33mm, = 25 F1 = 779366 N K = 11

21、.655 K f = 1.1 bb = 19mmm tt = 8.55mm y = 0.1466 w = F1 K btyyK ww = 6211MPaa ww = 4000 8500 强度满满足条件件 K ? ? ? 应力力集中系系数，可可近似 取1.5 KK ? ? ? 重合合度影响响系数，取取 2.0 bb ? ? ? ?齿齿宽（ mm ），取取19 t ? ? ? ?端面齿齿距（ mm）， ? ? ? 齿形形系数，取取 0.1411 F1 = 553833N KK = 1.5 KK = 22.0 b = 199mm t = 8.5mmm y = 00.1441 w = 1177 MPa

22、a 当计计算载荷荷取到作作用到变变速器第第一轴时时的最大大扭矩 Te maxx 时，许许用 ww = 1800 3500 应力在在 18803350MMPa，所所以弯曲曲强度满满足要求求。 11 轮齿齿接触应应力 j 强度满满足条件件 jj = 0.4418 FE 1 11 ( + ) b zz bb 式中： j 为轮齿齿的接触触应力, N/ mmm 2 ； zz = 5.88mm bb = 19.2mmm F = 1000822.2 N EE = 2.11 10 5 bb = 21mmm = 20 F 为齿面面上的法法向力，NN ；为节节点处压压力角， ； E 为齿轮轮材料的的弹性模模量，N

23、N/ mmm 22 ； b为齿轮轮接触的的实际宽宽度， mm ； z、b 为主、从从动齿轮轮节点处处的曲率率半径，mmm 。 （1）II 挡直直齿轮接接触应力力 j 100082.2 2.1 1005 11 1 jj = 0.4418 ( + ) = 119600MPaa 211 5.8 119.22 其中 z jj = 19660MPPa j = 19900 220000 强度度满足条条件 = rrz ssin 、 b = rrb ssin 将作用用在变速速器第一一轴上的的载荷 T ee maax / 2 作为计计算载荷荷时，对对于渗 碳齿轮轮，一挡挡和倒挡挡的许用用接触应应力为 19000

24、220000MPaa，所以以强度满满足 要要求。 （3）变变速器齿齿轮的材材料及热热处理 现代汽汽车变速速器齿轮轮大都采采用渗碳碳合金钢钢制造，使使轮齿表表面的高高 硬度度与轮齿齿心部的的高韧性性相结合合，以大大大提高高其接触触强度、弯弯曲强度度 及耐耐磨性。在在选择齿齿轮的材材料及热热处理时时也应考考虑到其其机械加加工性能能 及制制造成本本。 国国 产 汽 车车 变 速 器器 齿 轮 常常 用 材 料料 是 20CCrMnnTi( 过 去 的的 钢 号 118 CCrMnnTi)，也采采用 220Mnn2TiiB,220MnnVB,20MMnVooB 的的，这些些低碳合合金钢都都 需随随后的

25、渗渗碳、淬淬火处理理，以提提高表面面硬度，细细化材料料晶粒。为为了消 除内应应力，还还要进行行回火。 材料 20CCrMnnTi 五、变变速器轴轴的设计计计算 1、初初选轴的的直径 变速器器轴的长长度可以以初步确确定。轴轴的长度度对轴的的刚度影影响很大大， 满满足刚度度要求，轴轴的长度度须和直直径保持持一定的的协调关关系。 第一轴轴花键部部分直径径 d 的初选选： dd = K 33 Tee maax = 4.0 3 1422 = 20.8mmm 。 轴的直直径 dd 与支支撑跨度度长度 L 之之间关系系： 第二轴轴， dd / L = 0.18 00.211 取第第一轴的的最细处处轴径为为

26、d=25mmm. 2、轴轴的强度度验算 根据传传动方案案的布置置，倒挡挡齿轮处处于轴径径最小处处，且倒倒挡时轴轴所 承承受的载载荷最大大，所以以选择倒倒挡进行行轴的强强度验算算。 （11）一挡挡轴处轴轴的刚度度验算 轴在垂垂直面内内的挠度度为: d 输输入 = 255mm d 输输出 = 300mm F1aa 2bb 2 fc = 33EILL 轴在水水平面内内的挠度度为： 转角为为： = F1aa 2bb 2 fs = 33EILL F1aab(bb ? a) 3EIIL 式中： f c 为轴在在垂直面面内的挠挠度，mmm； f ss 为轴在在水平面面内的挠挠度，mmm； F1 为齿轮轮齿宽

27、中中间平面面上的圆圆周力，NN； FF2 为齿轮轮齿宽中中间平面面上的径径向力，NN； F1 = 334455.7 N aa = 9mmm b = 1167.25mmm EE = 2.11 1105 d 为轴的的直径，mmm； E 为弹性性模量，MMPa； I 为惯性性矩， mm 4 ； a 、 bb -为为齿轮上上作用力力距支座座 A、BB 的距距离，mmm； L -为支座座间距离离，mmm。 a = 9mmm, b = 1667.225mmm 可求出出 f cc = 0.000377 ff c = 0.05 00.100mm f ss = 0.000911 ff s = 0.10 00.1

28、55 mmm = 31111 19.5 2882(2282 ? 119.55) = 0.000034 10 4955.266 10 所有挡挡符合 全挠度度 f = 二挡轴轴齿轮 fc + ffs 2 2 = 00 . 0099 0 . 2 mm 所以刚刚度满足足要求 f cc = 0.0045 f ss = 0.1112 f = 0.12 = 0.00115 符合 三挡齿齿轮 f cc = 0.0051mmm ff s = 00.1228mmm f = 00.1338mmm = 0.000016rrad 符合 四档齿齿轮 f cc = 0.0002mmm ff s = 00.0005mmm f

29、 = 00.00054mmm = 0.0000118raad符合合 （2）轴轴的强度度计算 轴在水水平方向向的弯矩矩图 73 M cc = 15558877 M s = 5667411 Tnn = 1500 M = 11.6559 1055 = 400MPaa = 4400 MPaa 强度满满足条件件 轴在竖竖直方向向的弯矩矩图 M = M c + M s + Tnn = 1422 2 + 1118 2 + 733 2 = 11.988 10 5 2 22 2 = M 332M = = 1229.55MPaa e ，所以以 X = 00.411, YY = 0.887 因因为 FFr 2256

30、88.6 e = 0.68 X = 0.41 Y = 0.87 P = XFFr + YFFa = 31199.7 NN （3）、轴轴承的寿寿命计算算 由表表查得 P = 24472NN f pp = 1, f tt = 1 L100 h 1066 f t CC = ( ) 10nn f p pp 得 fp =1 ft = 11 L100 h = 332033 h 寿命满满足要求求 根据寿寿命计算算公式： L100 h = 228633h 根据经经验，可可判断出出轴承的的寿命满满足设计计要求。 五、参参考资料料 1. 王望望予主编编. 汽汽车设计计（第四四版）. 北京京：机械械工业出出版社,

31、20005 2. 刘维信信主编. 汽车车设计. 北京京：清华华大学出出版社, 20001 3. 陈家瑞瑞主编. 汽车车构造（下下册）. 北京京：机械械工业出出版社, 20001 4. 汽车工工程手册册编辑委委员会. 汽车车工程手手册（设设计篇）. 北京京：人民民交通出出版社, 20001 5. 刘维信信编著. 机械械最优化化设计（第第二版）. 北京京：清华华大学出出版社, 19994 6. 汽车机机械式变变速器动动力输出出孔连接接尺寸. GBBT 130051 一 991 77. 汽汽车机械械式变速速器分类类的术语语及定义义. QQC/TT 466519999 88. 汽汽车机械械式变速速器台架架试验方方法. QC/T 556819999 99. 机机械工程程手册：第五卷卷，机械械零部件件设计. 第二二版. 北京：机械工工业出版版社, 19996本TXTT由“文库宝宝”下载:htttp:/t/weenkuubaoo