毕业设计（论文）-小排量轿车汽车两轴式变速器设计(含全套cad图纸）

黑龙江工程学院1目录第一章变速器的基本设计方案311变速器设计的基本要求3第二章变速器的主要参数选择521确定最高最低档转动比622初选中心距823分配各档齿数8231模数8232压力角9233螺旋角9234确定一挡齿轮的齿数10235确定二挡齿轮的齿数13236确定三挡齿轮的齿数15236确定四挡齿轮的齿17238确定五挡齿轮齿数19239确定倒档齿数22第三章变速器齿轮的的校核2331轮齿弯曲强度计算2332轮齿的接触应力24第四章变速器轴的设计计算25第五章变速器轴的校核2651轴的工艺要求26黑龙江工程学院252计算齿轮的受力分析2653轴的刚度计算2754轴的强度计算29第六章变速器轴承校核3161初选轴承型号3162计算轴承当量动载荷P3163计算轴承的基本额定寿命HL32参考文献35全套设计，联系153893706黑龙江工程学院3第一章变速器的基本设计方案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。11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。黑龙江工程学院45）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。图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均用常啮合齿轮的传动黑龙江工程学院5经多方面的考虑，选择了汽车设计P85，图39发动机横置时的两轴式五档变速器倒挡布置方案图2为常见的倒挡布置方案。图2B方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，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2C方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2D方案对2C的缺点做了修改。图2E所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2F所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2G所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。黑龙江工程学院6第二章变速器主要参数的选择主要参数方案一最高车速（KM/H）1601602（A5）164整车总质量1300KG1300A51340KG最大功率80KW80A582KW最大功率转速6000R/MIN600050A5650R/MIN最大转矩140NM1405（A5）150NM最大转矩转速3000R/MIN300050A2650R/MIN前轮胎规格215/55R1721确定最高、低档传动比及档数OGAMNIRNU5370黑龙江工程学院7最高车速，167KM/HAMNUAMNUR车轮半径，R029N功率转速，N5650R/MIN主减速器传动比0I最高挡传动比0708，取O85G55471037755650029037716408根据汽车行驶方程式汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为GIFRITGTQ0TTQMANGIFI0AX1SCO式中G作用在汽车上的重力，汽车总质量，G重力加速度，G1340；M9813132150NM；AXETQT传动系效率，088；T车轮半径，029M；RR滚动阻力系数，干砂路面（01000300）取0150；FFF坡度，167。II2588014516SINCO29013GI黑龙江工程学院8汽车在沥青混泥土干路面满足附着条件。RITTG01EMAXZ2F沥青混凝土干路面，0709，取0752768071459596130取271GI一般汽车各挡传动比大致符合如下关系QIIGG54321式中常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比Q为，805GI4180QIG36Q（实际情况）54433221GGGGIIII初定各挡传动比如下，71GI812GI361GI0414GI80522初选中心距初选中心距时，可根据下述经验公式31MAXGEAITK式中变速器中心距（MM）；中心距系数，乘用车8993；AAK发动机最大转矩（NM）；MAXET黑龙江工程学院9变速器一挡传动比，27；1I1GI变速器传动效率，取96；G发动机最大转矩，150NM。MAXETAXET则，31MAXGEAITK9607259864966788（MM）初选中心距65MM。A23分配各档齿数231模数对乘用车，减小噪声更为重要，故齿轮应该选用小些的模数；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18140T的货车为2035MM；总质量大于140T的货车AMAM为3550MM。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/TAM车型10V1616V2560140A140模数/MMNM22527527530035045045600黑龙江工程学院10表2汽车变速器齿轮法向模数表3汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3，一，倒档齿轮的模数定为275MM，二三四五档及倒档的模数定为25MM,啮合套和同步器的模数定为25MM。232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20233螺旋角实验证明随着螺旋角的增大，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。变速器螺旋角20如图3所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数一系列10012515200250300400500600二系列175225275325350375450550黑龙江工程学院11和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。变为系数图234确定一挡齿轮的齿数一挡倒档采用直齿（考虑到使用较少）模数275MM螺旋角20BM，为齿宽系数，直MKC齿为4580，主动齿轮取727，从动齿轮取655，72727520MM165565518MM24721MAZ黑龙江工程学院1272112GIZZ113Z234MM634275321,MZA对一挡齿轮进行角度变位分度圆压力角OT20端面啮合角TTACOSCS,COS63451908,U2712Z34变位系数之和查表得012N3014201N572645MAYN1270310NNY分度圆直径ZD7531922节圆直径黑龙江工程学院13MM96357/621/21）（GIADMM049齿顶高MYHNA11428MMYNA22230MM齿根高MCHNAF11261MMCNAF22459MM全齿高H1HA1HF1689MM齿顶圆直径DA1D12HA14431MMDA2D22HA2981MM齿根圆直径DF1D12HF13053MMDF2D22HF28432MM235确定二挡齿轮的齿数模数25MM螺旋角20BM，为齿宽系数，斜NMKC齿为6085，主动齿轮取80，从动齿轮取72，802520MM3722518MM4黑龙江工程学院14NMAZCOS2181234GIZZ317Z432MM196520COS17COS243,NMZA对二挡齿轮进行角度变位分度圆压力角COS/TANTT172端面啮合角TTACOSCS,COS19652160,U18834Z172变位系数之和查表得025N301052N765296NNMAY3200NY分度圆直径4621MMCOS33ZDN黑龙江工程学院158511MMCOS4ZMDN节圆直径MM14582/130/223）（GIADMM6434齿顶高NNAMYH1244MMNNAY24156MM齿根高NNAFMCH132375MMNNAFC24325MM全齿高H3HA3HF34815MM齿顶圆直径DA3D32HA35009MMDA4D42HA48696MM齿根圆直径DF3D32HF34046MMDF4D42HF47861MM当量齿数20483NZ3COS38554N3Z236确定三挡齿轮的齿数黑龙江工程学院16取模数25MM螺旋角20BM，为齿宽系数，NMKC斜齿为6085，主动齿轮取72，从动齿轮取64，722518MM5642516MM6NMAZCOS2136156GIZZ521Z628MM196520COS81COS265,NMZA对三挡齿轮进行角度变位分度圆压力角COS/TANTT172端面啮合角TTACOSCS,COS19652160,U13356Z203变位系数之和查表得03N2301071N黑龙江工程学院1707652196NNMAY33NY分度圆直径5585MMCOS5ZDN7447MM6MN节圆直径MM79532/10/235）（GIADMM746齿顶高NNAMYH15214MMNNAY26295MM齿根高NNAFMCH15255MMNNAFC26295MM全齿高H5HA5HF5469MM齿顶圆直径DA5D52HA56009MMDA6D62HA67795MM齿根圆直径DF5D52HF55075MMDF6D62HF66857MM黑龙江工程学院18当量齿数25305NZ3COS33736N36Z237确定四挡齿轮的齿数模数25MM螺旋角20BM，为齿宽系数，斜NMKC齿为6085，主动齿轮取72，从动齿轮取64，722518MM7642516MM8NMAZCOS2104178GIZZ724Z825MM196520COS4COS287,NMZA对四挡齿轮进行角度变位分度圆压力角COS/TANTT172端面啮合角黑龙江工程学院19TTACOSCS,172COS562160,U10478Z245变位系数之和查表得032N201120N76596NMAY393NY分度圆直径ZD869402COS776649MM88MN5节圆直径MM62304/1/247）（GIADMM883678齿顶高NNAMYH1319MMNNAY28299MM齿根高NNAFMCH172625MMNNAFC28黑龙江工程学院202825MM全齿高H7HA7HF75815MM齿顶圆直径DA7D72HA76908MMDA8D82HA87247MM齿根圆直径DF7D72HF75858MMDF8D82HF86044MM当量齿数28927NZ3COS802436298N3Z5238确定五挡齿轮齿数取模数25MM螺旋角20BM，为齿宽系数，NMKC斜齿为6085，主动齿轮取64，从动齿轮取72，642516MM9722518MM10NMAZCOS21805910GIZZ927Z1022MM196520COS7COS2109,NMZA黑龙江工程学院21对五挡齿轮进行角度变位分度圆压力角COS/TANTT172端面啮合角TTACOSCS,COS1562160,U08910Z27变位系数之和查表得03N150150N76296NMAY33NY分度圆直径ZD8179405COS995851MM110MN节圆直径MM42781/30/259）（GIADMM910D齿顶高NNAMYH1194MMNNAAY210194MM黑龙江工程学院22齿根高NNAFMCH19275MMNNAFC210275MM全齿高H9HA9HF9469MM齿顶圆直径DA9D92HA97569MMDA10D102HA106239MM齿根圆直径DF9D92HF96631MMDF10D102HF105301MM当量齿数32539NZ3COS265110N310239确定倒档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12Z在2123之间，初选2112Z71312IZZI倒为了保证齿轮12和13的齿顶圆之间应保持有05MM以上的间隙650213ADA31,11ZZZ8213ZI倒MM42752MA黑龙江工程学院23MM571231213MZABM，为齿宽系数，直齿为4580，主动齿轮取727，从动KC齿轮取655。72727520MM1165527518MM1265527518MM13MM25307211MZDMM2MM8313ZMM753250MHDAAMM67212MM9083AAMM375225125301MCHDNFMM80722AFM0813CNFM第3章变速器齿轮的的校核31轮齿弯曲强度计算W黑龙江工程学院24KYZMTCNGW3OS2式中计算载荷（NMM）；GT法向模数（MM）；NM齿数；Z斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，150；KK齿形系数，可按当量齿数在图中查得；Y3COSZN齿宽系数60CC重合度影响系数，20。KK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GTMAXET高挡齿轮，许用应力在180350MPA范围，对货车为100250MPA。BTYFFW1式中，为弯曲应力；为圆周力，；为计算载荷；D为节圆直W1TG/21G径；为应力集中系数，可近似取165；为摩擦力影响系数，主、从KKF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11，从动齿轮09；B为齿宽；T为端面齿距，M为模数；Y为FFT齿形系数，如图51所示黑龙江工程学院25齿形系数图209476MPA180350MPA13MAX12YKZTCFEW197974MPA180350MPACN2312OS32轮齿的接触应力BZGJBDET1COS4180式中轮齿的接触应力（MPA）；J计算载荷（NMM）；GT节圆直径MM；D节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPA）；E齿轮接触的实际宽度MM；BMPA67914JJMPA50JJ黑龙江工程学院26第4章变速器轴的设计计算在已知中间轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离AD的比值可在以下范围内选取对输入轴016018对输出轴LLD/018021。D/输入轴花键部分直径（MM）可按式下面公式初选D（51）3MAXETK式中经验系数，4046；发动机最大转矩（NM）。MAXET输入轴最高档花键部分直径21902444MM3115064D取22MM。第一轴轴承初选6005D25D47B12初步确定一轴各尺寸如下第5章变速器轴的校核发动机最大扭矩为146NM，最高转速5400R/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M1T承离MAXE51轴的工艺要求黑龙江工程学院27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14。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，面光洁度不低于815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度16。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，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，阶梯应尽可能少17。52计算齿轮的受力，选择一档受力分析，进行轴的刚度和强度校核。（1）一挡齿轮1，2的圆周力、1F23Z4ZMD751922Z13591NM,32788NM1T1TN87035831DFT黑龙江工程学院28N1673035978221DTFT259COS4TANCSTAN11RN8630673TT12RFTA729541TAN8NFT8626731253轴的刚度计算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可CFSF分别用下列式计算EILBAFFC321IFS2EILABF31式中齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；2弹性模量（MPA），21105MPA；EE惯性矩（MM4），对于实心轴，；轴的I64DI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）；ABAB支座间的距离（MM）。L轴的全挠度为MM。202SCFF黑龙江工程学院29轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为005010MM，010015MM。齿轮所在平面的转角不应CFSF超过0002RAD18。（1）输入轴的刚度257972N，轴颈25MM，1775MM，196MM，RF1D1AL21105NE049654DIN，N8701TF721RFM105011960253757491665242221ELDAIBAFRC150029196025375796454421ELDAFEILBAFTTCM1211SCFF02RADR15419653752772966454411ELAAFEILBAFRR54轴的强度计算输入轴强度计算3835MM，13591NM，1775MM，25MM,196MM1D1T1A1DL708787NM，257977NM，27977NMTFRFAF黑龙江工程学院30177516825BHFCHF水平1775168251RFBVCVF竖直1A8400452水平竖直343441719301969075396861934813591合成输入轴受力弯矩图1求H面内支反力、和弯矩BHFVHMNLATBH596819287018701TF黑龙江工程学院31NARFLFRBVA629301115840MH2求V面内支反力、和弯矩CHVVNLAFTBH284916758701RFARBHCV61017341MVL3901RAPMNHVP8621LL75由以上两式可得N312089136093109356032321VLMMMMPA40PA93105283D第6章变速器轴承校核61、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号6005，转速黑龙江工程学院325600R/MIN，查机械设计实践该轴承的NN，N，035。OCRE62、计算轴承当量动载荷