机械式4档变速器设计.docx

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1、 汽车设计课程设计 汽车设计课程设计 计算说明书 设计题目： 设计题目：四档变速器 07 车辆工程 设 计 者：梁锐文 指导教师： 指导教师：龙志军 2010 月 6 月 28 号 广东白云学院 目 录 第一部分：车型基本参数3 第二部分：传动方案拟定4 第三部分：变速器主要参数的选择5 第四部分：变速器齿轮的设计计算6 第五部分：变速器轴的设计计算14 第六部分：滚动轴承的选择和计算18 第七部分：参考资料20 中间轴四档机械式变速器设计 中间轴四档机械式变速器设计 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

2、 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。 变速器设计的基本要求： 变速器设计的基本要求： （1）保证汽车有必要的的动力性和经济性； （2）设置空挡，用来切断发动机的动力传输； （3）设置倒档，使汽车能倒退行驶； （4）设置动力输出

3、装置； （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 冲击等现象出现； （7）工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理； （8）变速器的工作噪声低。 计 算 与 说 明 主要结果 Pemax=75kw 一车型基本参数选择 车型 最大功率 Pemax kw 最大转矩 Temax Nm 主减速比 i0 最大车速 Vmax km/h Temax=119.4Nm i0=3.8 Vmax=110 km/h 某商用 货车 75 119.4 3.8 110 二传动方案拟定 两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到 挡外其他各档的传动效率高、噪声

4、低。本设计中采用前置发动机后轮 驱动。 两轴式变速器的倒档齿轮、一档齿轮、二档齿轮均与输入轴做成 一体，三档齿轮四档齿轮与输入轴采用花键连接。输出轴上的倒 档齿轮在同步器上，一档齿轮，二档齿轮是空套在轴上，三挡四 档齿轮与轴做成一体 ，五档齿轮空套在输出轴上。一档齿轮、二 档齿轮采用同步器换档，布置在输出轴上，三挡四档齿轮之间也 采用同步器换挡，布置在输入轴上。五挡单独用采用同步器换挡， 不知在输出轴上。倒档采用滑动齿轮换挡。 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，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。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

5、数增加，并导 致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。在本设 计中倒档采用直齿圆柱齿轮，其他档位采用斜齿圆柱齿轮。 变速器多采用滚动轴承，即深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴 承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。 固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮。 计 算 与 说 明 主要结果 为了适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增大其承 载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等发展方向， 变速器采用圆锥滚子轴承的日益增多。 在本设计中所采用的是锁环式同步器， 该同步器是依靠摩擦作用 实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合

6、的花键齿圈在达 到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如 图 2-4 所示： 图 2-4 锁环环式同步器 l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块; 同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套;5-弹簧;6滑块; ;2 ;3 ;5 ;6 止动球;8 卡环;9 输出轴;10 11;8;9 ;10、 7-止动球;8-卡环;9输出轴;10、11-齿轮 采用锁环环式同 步器 倒档传动方案 变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，工作时在齿轮上作用的 力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合 状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声大。所以无论是两轴 式

7、变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在靠近轴的 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。本设计采用图 2-2 所示的传动方案。 计 算 与 说 明 主要结果 图 2-2 变速器倒档传动方案 三、变速器主要参数的选择 1、档数和传动比 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘 用车一般用 45 个档位的变速器。本设计采用 5 个档位。 变速器各档传动比 一档

8、3.8 2、中心距 二档 2.11 三档 1.172 四档 0.651 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 KA=10 齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A（mm）可根据对已有变速器的 统计而得出的经验公式初定： A = K A 3 TI max 式中 K A中心距系数。对轿车，K A (3-4) =8.99.3；对货车，K A =8.69.6；对多档主变速器，K A =9.511；取 KA=10 计 算 与 说 明 主要结果 TI max 变速器处于一档时的输出扭矩 =68.22mm A = K A 3 TI max 故可得出初始中心距 A=68mm。 四、变速器齿

9、轮的设计计算 A=68mm 1、齿轮模数 初选模数时，可以参考同类型汽车的齿轮模数确定，也可根据大 量现代汽车变速器齿轮模数的统计数据，找出模数的变化规律，即经 验公式。利用经验公式初选模数,一档二档采用模数为 3mm,，三四五 挡采用 2.75mm ，倒档采用 2.5mm 2、压力角 实际上应国家规定的齿轮标准压力角为 20 度， 所以变速器齿轮普 遍采用的压力角为 20 度。 3、齿轮螺旋角 为减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多用斜齿轮，只有 倒档齿轮。随着螺旋角的增大，齿的强度也相应的提高，不过当螺旋 角大于 30 度时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，因此 从提高低档齿

10、轮的弯曲强度出发，并不希望过大，而从提高高档齿轮 的接触强度着眼，可选取较大值。 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围 选用: 轿车变速器：22 34 ， 货车变速器： 26 ， 18 在此选用 18 30 螺旋角。初步选取螺旋角 25 4、齿宽 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽。 直齿轮 b=(4.57.5) mT ，斜齿轮 b =(6.58.5) mn 。 m 倒挡 = 2.5mm m 3, 4,5 = 2.75 m1, 2 = 3mm = 20 = 25 计 算 与 说 明 主要结果 b1, 2 = 21mm 三四 挡齿厚为 6 2.75=16.5，一二挡齿厚为 21 , 输入倒挡齿为 18m

11、m,输出齿厚为 12mm. 使接触线长度增加，接触应力降低，以提高 传动的平稳性和齿轮的寿命。 5、各档传动比及其齿轮齿数的确定 b3, 4,5 = 16.5 mm b倒 入 = 18mm 在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变 速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设 计来说明分配各档齿数的方法。 b 倒出 = 12mm 确定一档齿轮的齿数 一档传动 ig1 = z2z7 = 3 .8 z1 z 8 i 1 : 先求其齿数和gZ = Z2 = 3 . 415 Z1 Z 7 = 33 Z 8 = 13 Z1 = 16 Z 2 = 25 Z = 2A m z

12、= 2a cos m 其中 A =69mm、m =3mm；故有 Z = 46 。 i g1 = 3.8 由此可得 Z 1 = 16、Z 2 = 25 一档的实际传动比为 3.8 A= mz =69mm 2 cos Z 3 = 21 Z 4 = 21 计 二档实际传动比为 算 与 说 明 主要结果 ig 2 = Z 2 Z5 = 2.11 Z1 Z 6 按同样的方法可分别计算出： 三档齿轮 Z 5 档齿轮 = 17、Z 6 = 27 ； 四 Z 5 = 27 Z 6 = 17 Z 9 = 21、Z10 = 23 ； 。 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传 动比 i gr

13、 取 3.167。倒档传动齿轮的齿数与一档主动齿轮 1/ 相当，可以 ig 3 = 1.56 Z 9 = 21 Z10 = 23 Z 3 = 21 Z 4 = 21 Z 3 = 21 得出倒档输入齿轮 Z 4 = 21 各档实际传动比为： 三档实际传动比为 四档实际传动比为 ig 4 = 0.86 Z 9 = 21 Z10 = 23 ig 3 = 1.56 ig 4 = 0.86 igr = 3.41 倒实际传动比为 6、各档斜齿轮螺旋角计算 根据 = arccos 二档： 三档： igr = 3.417 mn ( z3 + z 4 ) 2a 2 = 24 = arccos = arccos

14、3(27 + 17) = 24 2 69 2.75( 21 + 21) = 24.76 2 69 3 = 24.76 四档： = arccos 2.75(21 + 23) = 24.56 2 69 4 = 24.56 7、齿轮变位系数的选择 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮， 除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度， 使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮 的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中， 一档主动齿轮 10 的齿数 Z1017，因此一档齿轮需要变位。 最小

15、变位系数 17 ? Z 一挡变位 17 ? 10 = = = 0.41 17 17 取 0.5 17 ? 13 = 0.235 17 8、 齿轮分度圆直径。 倒挡采用变位 = 取 x=0.35 各挡齿轮分度圆直径如表 3-2 所示。 一挡 二挡 三挡 四挡 五挡 倒挡 输入 33.10m m 46.34m m 60.57m m 72.68m m 78.74m m 29.25m m （6） 齿轮轮齿尺寸。 倒挡 齿顶高： ha 齿根高： h f 输入轴 ha = 2.7mm h f = 3.375mm = ( f 0 + )m = 3.0375 ，其中 f 0 = 1, = 0 .35 = (

16、f 0 + C ? )m = 2.025mm ，其中 f 0 = 1, C = 0.25 分度圆 一挡 二档 三挡 四挡 五挡 输出轴 分度圆 1挡 2挡 3挡 4挡 5挡 109.23 96.00 81.77 69.65 63.60 33.10 46.34 60.57 72.68 78.74 齿顶 43.90 52.34 66.07 78.18 84.24 齿根 30.4 38.84 53.69 65.80 71.86 齿顶 120.03 102.00 87.27 75.15 69.10 齿根 106.53 88.50 74.89 62.77 56.72 9、齿轮的强度计算与校核 （1）一挡

17、斜齿圆柱齿轮： mn = 3mm, = 25 F1 = 7936 N K = 1.65 K f = 1.1 b = 19mm t = 8.5mm y = 0.146 w = F1 K btyK w = 621MPa w = 400 850 强度满足条件 K ? ? ? 应力集中系数，可近似 取1.5 K ? ? ? 重合度影响系数，取 2.0 b ? ? ? ?齿宽（ mm ），取19 t ? ? ? ?端面齿距（ mm）， ? ? ? 齿形系数，取 0.141 F1 = 5383N K = 1.5 K = 2.0 b = 19mm t = 8.5mm y = 0.141 w = 177 MP

18、a 当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩 Te max 时，许用 w = 180 350 应力在 180350MPa，所以弯曲强度满足要求。 1 轮齿接触应力 j 强度满足条件 j = 0.418 FE 1 1 ( + ) b z b 式中： j 为轮齿的接触应力, N/ mm 2 ； z = 5.8mm b = 19.2mm F = 10082.2 N E = 2.1 10 5 b = 21mm = 20 F 为齿面上的法向力，N ； 为节点处压力角， ； E 为齿轮材料的弹性模量，N/ mm 2 ； b为齿轮接触的实际宽度， mm ； z、b 为主、从动齿轮节点处的曲率半径，mm

19、。 （1）I 挡直齿轮接触应力 j 10082.2 2.1 105 1 1 j = 0.418 ( + ) = 1960MPa 21 5.8 19.2 其中 z j = 1960MPa j = 1900 2000 强度满足条件 = rz sin 、 b = rb sin 将作用在变速器第一轴上的载荷 T e max / 2 作为计算载荷时，对于渗 碳齿轮，一挡和倒挡的许用接触应力为 19002000MPa，所以强度满足 要求。 （3）变速器齿轮的材料及热处理 现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高 硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度 及耐磨性。在选择

20、齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能 及制造成本。 国 产 汽 车 变 速 器 齿 轮 常 用 材 料 是 20CrMnTi( 过 去 的 钢 号 18 CrMnTi)，也采用 20Mn2TiB,20MnVB,20MnVoB 的，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，细化材料晶粒。为了消 除内应力，还要进行回火。 材料 20CrMnTi 五、变速器轴的设计计算 1、初选轴的直径 变速器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大， 满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。 第一轴花键部分直径 d 的初选： d = K 3 Te max = 4.0 3

21、142 = 20.8mm 。 轴的直径 d 与支撑跨度长度 L 之间关系： 第二轴， d / L = 0.18 0.21 取第一轴的最细处轴径为 d=25mm. 2、轴的强度验算 根据传动方案的布置，倒挡齿轮处于轴径最小处，且倒挡时轴所 承受的载荷最大，所以选择倒挡进行轴的强度验算。 （1）一挡轴处轴的刚度验算 轴在垂直面内的挠度为: d 输入 = 25mm d 输出 = 30mm F1a 2b 2 fc = 3EIL 轴在水平面内的挠度为： 转角为： = F1a 2b 2 fs = 3EIL F1ab(b ? a) 3EIL 式中： f c 为轴在垂直面内的挠度，mm； f s 为轴在水平面

22、内的挠度，mm； F1 为齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N； F2 为齿轮齿宽中间平面上的径向力，N； F1 = 3445.7 N a = 9mm b = 167.25mm E = 2.1 105 d 为轴的直径，mm； E 为弹性模量，MPa； I 为惯性矩， mm 4 ； a 、 b -为齿轮上作用力距支座 A、B 的距离，mm； L -为支座间距离，mm。 a = 9mm, b = 167.25mm 可求出 f c = 0.0037 f c = 0.05 0.10mm f s = 0.0091 f s = 0.10 0.15 mm = 3111 19.5 282(282 ? 19.5) =

23、 0.00034 10 495.26 10 所有挡符合 全挠度 f = 二挡轴齿轮 fc + fs 2 2 = 0 . 009 0 . 2 mm 所以刚度满足要求 f c = 0.045 f s = 0.112 f = 0.12 = 0.0015 符合 三挡齿轮 f c = 0.051mm f s = 0.128mm f = 0.138mm = 0.00016rad 符合 四档齿轮 f c = 0.002mm f s = 0.005mm f = 0.0054mm = 0.00018rad符合 （2）轴的强度计算 轴在水平方向的弯矩图 73 M c = 155887 M s = 56741 Tn

24、 = 150 M = 1.659 105 = 40MPa = 400 MPa 强度满足条件 轴在竖直方向的弯矩图 M = M c + M s + Tn = 142 2 + 118 2 + 73 2 = 1.98 10 5 2 2 2 = M 32M = = 129.5MPa e ，所以 X = 0.41, Y = 0.87 因为 Fr 2568.6 e = 0.68 X = 0.41 Y = 0.87 P = XFr + YFa = 3199.7 N （3）、轴承的寿命计算 由表查得 P = 2472N f p = 1, f t = 1 L10 h 106 f t C = ( ) 10n f

25、p p 得 fp =1 ft = 1 L10 h = 3203 h 寿命满足要求 根据寿命计算公式： L10 h = 2863h 根据经验，可判断出轴承的寿命满足设计要求。 五、参考资料 1. 王望予主编. 汽车设计（第四版）. 北京：机械工业出版社, 2005 2. 刘维信主编. 汽车设计. 北京：清华大学出版社, 2001 3. 陈家瑞主编. 汽车构造（下册）. 北京：机械工业出版社, 2001 4. 汽车工程手册编辑委员会. 汽车工程手册（设计篇）. 北京：人民交通出版社, 2001 5. 刘维信编著. 机械最优化设计（第二版）. 北京：清华大学出版社, 1994 6. 汽车机械式变速器动力输出孔连接尺寸. GBT 13051 一 91 7. 汽车机械式变速器分类的术语及定义. QC/T 4651999 8. 汽车机械式变速器台架试验方法. QC/T 5681999 9. 机械工程手册：第五卷，机械零部件设计. 第二版. 北京：机械工业出版社, 1996本TXT由“文库宝”下载: