汽车设计说明书.doc

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1、目 录一、变速器结构方案的确定 21、挡数的选择 22、传动机构方案的确定 23、齿轮形式 24、轴承的选用 25、密封与润滑 36、倒挡布置方案 37、换挡机构形式的选择 48、变速器传动简图 4二、主要参数的确定 51、中心距 52、轴向尺寸 53、变速器各挡传动比分配 64、齿轮模数 65、压力角 66、斜齿轮螺旋角 6 7、齿宽 7 8、各挡齿轮齿数的分配 7三、结构设计及强度校核 9（一）、常啮合齿轮尺寸计算 9（二）、齿轮强度校核 10参考文献 14设计总结 15一、变速器结构方案的确定1、挡数的选择近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速

2、器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用45个挡或多挡。载质量在2.03.5t的货车采用五挡变速器，载质量在4.08.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野车上。本设计采用六挡变速器。2、传动机构方案的确定 变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构按轴的形式不同分为固定轴式和旋转轴式，而固定轴式又分为两轴式、中间轴式、双中间轴式和多中间轴式，前两种变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后驱汽车和后置后驱的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从

3、动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。 本设计选取如下图所示的中间轴式变速器传动机构方案，该方案中倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余挡均为常啮合齿轮。3、齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。 在本设计中，倒挡采用的是直齿圆柱齿轮。除倒挡外，均采用斜齿轮圆柱齿轮传动。4、轴承的选用 作旋转运动的变速器轴承支承在壳体或其它部位

4、的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承和滑动轴套等。我在本设计中对中间轴支承使用了圆锥滚子轴承。其主要优点有：它的直径较小，宽度较大，因而容量大可承受高负荷;锥体外围和滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性，使用寿命长，滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴承和齿轮的刚度，降低齿轮噪声，减少自动脱挡的可能并大幅提高其寿命。第一轴及第二轴用深沟球轴承，因为它主要承受径向载荷，也可同时承受小的轴向载荷。高速时能承受纯轴向载荷，大量生产，价格最低，经济性很好。在第二轴与齿轮连接时用滚针轴承，因为它与其他轴

5、承比较时，外径最小，工作时允许轴向错动，符合轴与齿轮的配合。5、密封与润滑 变速器零件摩擦表面的润滑方式主要有压力强制润滑和激溅润滑两种。压力强制润滑较可靠，循环的润滑油在润滑的同时还能冷却零部件，保持正常油温。但润滑系统和密封都较复杂，工程机械的变速器除特殊情况(例如变速器中高速齿轮线速度超过18m/s)外，一般不采用压力强制润滑。激溅润滑主要依靠浸入箱底油液的轮齿或甩油盘将润滑油激溅到零部件的摩擦表面。但有些零部件的摩擦表面不易滋入润滑油，必须采取相应的措施(例如在齿轮、衬套上钻径向孔，在箱体上开集油槽等)将润滑油引入到这些表面，并开设回油通道，让油流回油底壳。因此润滑油散热条件差，易使油

6、温升高。但因一般不需特殊的润滑装置，所以工程机械的变速器除特殊情况外，大多都采用激溅润滑。 变速器的密封部位及相应的密封方式主要有:箱体与箱盖及轴承座与轴承盖之间，一般都用纸垫或像胶垫密封，箱体上尽可能不设计钻透的螺丝孔；轴的外伸端一般采用骨架式自紧油封;变速杆的球形支座用橡皮革密封。放油螺塞应采用锥形细牙螺纹，放油孔应设置在箱体底部，箱盖上应设置带滤芯的通气孔或透气螺塞。6、倒挡布置方案 图2.1为常见的倒挡布置方案。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2.61c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点

7、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。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2.1g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。因为图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。 图2.1 变速器倒挡传动方案7、换挡机构形式的选择变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。直齿滑动齿轮换挡的优点点是结构简单、紧凑，造价也比较低，经济性好。但由于换

8、挡不轻便、换挡时齿端面受到很大冲击，这会导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损，长期使用以后易造成脱挡、噪声大等原因，所以除了一挡、倒挡外很少采用。啮合套换挡形式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换挡结构简单，但还不能完全消除换挡冲击，目前在要求不高的挡位上常被使用。采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种形式还有利于实现操纵自动

9、化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。但是，同步器仍然广泛应用于各式变速器中。本设计中，倒挡采用直齿滑动齿轮换挡，其余均用同步器换挡。8、变速器传动简图 二、主要参数的确定1、中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。初选中心距时，可根据下述经验公式计算 其中 ， 故 对其圆整，可得中心距A=167mm2、轴向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档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸3.03.4A。商用车变速器壳体的

10、轴向尺寸可参考下列数据选用：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)A本设计为六挡变速器，故器壳体的轴向尺寸是 3.4167mm=567.8mm变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。3、变速器各挡传动比分配 本设计最高挡为直接挡，即六挡传动比为=1，又已知一挡传动比为=6.5.则各挡之间的公比为q=故有： 4、齿轮模数 选取齿轮模数要保证齿轮有足够的强度，同时兼顾它对噪声和质量的影响。减少模数，增加齿宽会使噪声减低，反之则能减轻变速器质量。本设计变速器用于重型载货汽车，总质量大于14t，模数m应该在4.56.0之间。本设计变速器各挡齿轮的模数均选用m=

11、5.0。5、压力角 因国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为。啮合套或同步器的接合齿压力角有、等，但普遍采用压力角。6、斜齿轮螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；从而提高高挡齿轮的接触强

12、度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少负荷提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。中间轴上的齿轮螺旋方向一律取为右旋，则第一轴、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。倒挡设计为直齿时，在这个挡位上工作时，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为挡位使用的少，所以也是允许的），而此时第二轴上没有轴向力作用。根据图3.1可知，欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：Fa1=Fn1tan1 （3-1）Fa2=Fn2tan2 （3-2）由于，为使两

13、轴向力平衡，必须满足 式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。斜齿轮螺旋角选用范围：中间轴式为 货车变速器：1826本设计初选=7、齿宽 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩小变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽，另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作

14、应力增加。选用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 8.0斜齿6.08.5 小齿轮 b=40mm 大齿轮 b=35mm8、各挡齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可以根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮齿数。（1） 确定一档齿轮的齿数一档传动比为 为了求、的齿数，先求其齿数和 = 式中 ，A=167mm，。代入上式求得=61.5，对取整，得=61，选取=13，,=48（2） 对中心距进行修正A=165.7mm 取整 A=166mm 解方程式

15、和得 =22 ，=39修正螺旋角： （3）确定其他各挡的齿数二挡齿轮是斜齿轮，且模数和螺旋角与一档齿轮相同，则得 将 =22，=39，= 代入和得 ，用同样方法可算得： , , , （4）确定倒档齿轮齿数一般情况下，倒挡传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒挡传动比取6.3。中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一档主动齿轮略小，取。而普通情况下，倒挡轴齿轮取2123，此处取=23 由 可计算出故可得出中间轴与倒挡轴的中心距 而倒档轴与第二轴的中心距为： 三、结构设计及强度校核（一）常啮合齿轮尺寸计算斜齿圆柱齿轮的参数及几何尺寸的计算公式： 法面齿顶高系数： 法面顶隙系数： 分度圆直径： 齿顶高： 齿

16、顶圆直径： 齿根圆直径：直齿圆柱齿轮传动几何尺寸的计算公式： 分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径：由以上公式，可得各齿轮几何尺寸如下： 123456789101112131415223927343328392244174813431223119.8212.3147.0185.1179.7152.4212.3119.8239.592.5261.370.821560115129.8222.3157195.1189.7162.4222.3129.8149.5102.5171.380.822570125107.3199.8134.5172.6167.2139.9199.8107.322780248

17、.858.320045100（二）齿轮强度校核 第一轴上齿轮的计算载荷 N.mm 中间轴上齿轮的计算载荷.1 N.mm 第二轴上被动齿轮的计算载荷： 一挡： N.mm 二挡： N.mm 三挡： N.mm 四档： N.mm 五档： N.mm 六挡： N.mm 齿形系数： 一挡：0.188 ，0.21 二挡： 0.187 ，0.203 三挡： 0.186 ，0.195 四挡：0.186 ，0.18 五档：0.154 ，0.158 六挡：0.125 ，0.1401、轮齿弯曲强度计算：斜齿轮弯曲应力为： 式中，圆周力（N）, =2/d；为计算载荷（N.mm）；d为节圆直径（mm），d=（z）/cos，

18、为法向模数；为斜齿轮螺旋角；为应力集中系数，=1.50；b为齿面宽（mm）；t为法向齿距（mm），t=；y为齿形系数，可按当量齿数在图4.1中查得；为重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数代入（4-3），整理后得到斜齿轮弯曲应力为 当计算载荷 取作用到变速器第一轴的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，需用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）第一轴上斜齿轮的弯曲应力109.4 MPa（2）中间轴主动齿轮的弯曲应力：105.79 MPa 同理可得： 107.5 MPa ， 105.79 MPa 128.2 MPa ， 154.5 MPa 195.3 MPa(3)

19、第二轴上被动齿轮的弯曲应力：108.2MPa同理可得其齿轮的弯曲应力： 106.2MPa ，130.5MPa 166.7MPa ，216.65MPa以上计算的齿轮弯曲强度均在100250MPa 范围内，符合弯曲强度要求。2、轮齿接触应力 （4-27） 式中， -齿轮的接触应力（MPa）； F-齿面上的法向力（N），； -圆周力在（N）， -节点处的压力角（25）；-齿轮螺旋角（）；E-齿轮材料的弹性模量（MPa），查资料可取；b-齿轮接触的实际宽度，可用计算；-主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）；直齿轮： （4-28） （4-29）斜齿轮： （4-30） （4-31） 其中，分别为主从动齿轮

20、节圆半径（mm）。把以上各式代到式（4-27）中整理得： （4-32 ）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下表：表4.1 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 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 650700把各个齿轮数据代到式（4-32 ）得到各档齿轮的轮齿接触应力如下表所示：一挡1656.891544.8二挡1303.961234.9三挡1073.91012.9四挡933.3865.4五挡799.5847.7六挡760.7818.7对照表4.1可知，所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。 参

21、考文献1 陈家瑞 .汽车构造M.第3版.北京：机械工业出版社，2009.2 王望予 .汽车设计M.第四版.北京：机械工业出版社，2004. 3 孙桓，陈作模，葛文杰主编.机械原理M.第七版. 北京：高等教育出版社，2006.4 刘鸿文.材料力学M.第四版.北京：高等教育出版社，2004. 5 彭文生，张志明.机械设计M.北京：高等教育出版社，2002. 6 谭庆昌，赵洪志.机械设计M.第六版.北京：高等教育出版社，2004. 7 巩云鹏，田万禄，张祖立.机械设计课程设计M.沈阳：东北大学出版社，2000. 8 濮良贵，纪名刚.机械设计M.第八版.北京：高等教育出版社，2006. 9 葛志祺.简

22、明机械零件设计手册M.北京：冶金工业出版社，1995. 10 王昆，何小柏，汪信远.课程设计手册M.北京：高等教育出版社，1995. 11 刘惟信.汽车设计M.北京：清华大学出版社，2001. 设计总结设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，也是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不可少的过程。“千里之行，始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义。我今天认真地进行课程设计，学会脚踏实地的迈开这一步，就是为了明天能够稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。说实话，课程设计真的有点累，然而，当我一着手整理自己的设计成果，漫漫回味这一周的心历路程，一种少有的成就感即刻使倦意顿消。虽然这是我刚学会走完的第一步，也是我人生的一点小小成功，然而它令我感到自己成熟了许多。通过课程设计，使我深深体会到，干任何事都必须耐心，细致。课程设计过程中，许多计算有时不免令我感到有些心烦意乱，有几次因为不小心计算出错，只能硬着头皮重来。想到今后自己应当承担的社会责任，想到世界上因为某些细小失误而出现令世人无比震惊的事故，我不禁时刻提醒自己，一定要养成一种高度负责，认真对待的良好习惯。这次课程设计使我在工作作风上得到了一次难得的磨练。最后，我要感谢韦老师对我们的辅导和关心，感谢老师您为我们的付出和关爱，给我们增添了一副坚硬的翅膀！