基于CATIA的某汽车变速器三维设计

I 摘 要 变速器是用来改变发动机传递到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利工况范围内工作。变速器设有空挡和倒挡。需要时变速器还有动力输出功能。 本设计变速器为机械式手动变速器，五个前进档均装有锁环式惯性同步器，除一档和倒档外，传动齿轮均采用斜齿轮，从而使变速器寿命延长，噪声降低，使换档轻便、灵活。机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在不同形式的汽车上得到广泛应用。 本次设计内容包括： 1、变速器传动机构布置方案， 2、变速器主要参数的选择， 3、变速器齿轮的设计与计算 ， 4、变速器轴的设计与计算， 5、同步器设计 ，6、 变速器操纵机构 ， 7、变速器结构元件七部分。 本次设计在参数、数据已计算的前提下，综合应用 部件功能和装配功能，对变速器进行了绘制和装配的三维设计。同时利用 关键词： 变速器； 变位齿轮 ； 锁环式 同步器；操纵机构 he is to to on is to in it of go of at It is to is to of of of is it is to 1 A of 2 of of 3 of 4 of 5 7 of of of of to of At AD 号 表 Z 齿轮齿数 d 分 度圆直径 传动比误差 m 齿轮模数 mm i 传动比 压力角 度 T 扭矩 螺旋角 度 A 中心距 mm w 弯曲应力 j接触应力 力 N a 齿轮距左支撑的距离 mm b 齿轮距右支撑的距离 齿轮变位系数 ,h V 目 录 前 言 . 1 1 机械式变速器基本方案设计 . 3 速器设计基本方案 . 3 速器主要参数选择 . 4 2 齿轮设计计算 . 7 . 7 . 12 3 轴的设计计算 . 22 要求 . 22 . 22 . 22 轴的刚度校核 . 23 间轴刚度校核 . 26 . 28 . 30 4 同步器及操纵机构设计 . 33 . 33 . 33 . 33 . 33 速器的操 纵机构 . 35 5 轴承及平键的校核 . 37 承选择及校核 . 37 . 37 . 38 . 40 . 41 6 变速器箱体设计 . 43 体材料与毛坯种类 . 43 . 43 7 建模与装配 . 45 . 45 . 49 . 50 . 52 . 54 . 55 . 57 结 论 . 59 参考文献 . 60 致 谢 . 61 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 1前 言 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设计中重要的环节之一。 尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但 手动变速器已应用了很长一个时期 ,经过反复改进 ,成为现在的形式 ,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点： 1） 手动变速器技术已经发展了几十年，制造技术更加成熟， 长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技术已经相当成熟。 2） 手动变速器传动效率较高，理论上比自动变速器更 省油。 3） 手动变速器结构简单，制造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。 4） 维修方便，维修成本便宜。 5） 可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感 。 在市场经济形势下 寻求引进更先进的汽车变速器 ,改进现有的变速器 ,从市场广度开发转变为深度开发 ,使产品系列化 ,通用化 ,标准化 降低成本 ,提高 产品 质量 ,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。 从现代汽车变速器的市场状况和发展来看 , 全世界的各大广商都对提高 性能及研制 无级变速器 现积极 , 汽车业界非常重视 汽车上的实用化进程。然而 ,因无级变速器技术难度很大 , 发展相对较慢 , 从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动 2变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种 , 并具有各自优势 , 但其中金属带式无级变速器前景看好。 扭器中的自动变速器油在高速运动中 , 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失 , 存在传动效率低油耗较大的不足 , 另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了 率低等缺点 , 与 比 , 具有更大的发展优势。可是 , 旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测 , 到 2008年 , 欧洲的 50 的 会被 替 , 同时部分市场也将会被占领。 总之 , 变速器是汽车的主要装置之一 , 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会 应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展 , 汽车变速器市场的需求量将继续持续 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 31 机械式变速器基本方案设计 速器设计基本方案 1） 变速器类型的选择 本设计是金杯 型商用车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。 2） 倒档形式选择 与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。 3） 齿轮型式选择 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆 柱齿轮两种。 4） 轴的结构分析 第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。 第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。 5） 轴承型式 变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。 至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特 点 4不同而不同。 6） 换挡机构形式 使用同步器啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。 速器主要参数选择 1） 变速器挡数的选择 本设计是针对金杯 速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为 档传动比如表 示 : 表 动比分配表 档位 一 二 三 四 五 倒档 传动比 ） 变 速器中心距 三轴式变速器的中心距 A（ 可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： 3 T em a m a A =(1式中 : 中心距系数 ,对货车 变速器处于 1档时的输出转矩，； 发动机最大转矩 , (Nm)； 1变速器的 1 档传动比； 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 5变速器的传动效率，取 则 3=（ 初选中心距 A=86 3） 变速器的轴向尺寸 货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 四挡 （ A 五挡 （ A 六挡 （ A 当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。 4)齿轮参数 （ 1）模数 齿轮的模数定为 （ 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。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、 25、 30等，但普遍采用 20压力角。 （ 3） 螺旋角 货车变速器螺旋角选取范围为： 18 26。 初选常啮合齿 轮螺旋角为 20。 （ 4） 齿宽 b 直齿 为 斜齿 为 （ 5） 齿顶高系数 6一般齿轮的齿顶高系数0f 一般汽车变速器齿轮所采用。 变速器基本参数如表 速器齿轮参数 参数 模数 压力角 螺旋角 齿宽系数 齿顶高系数 值 3 20 20 7 1 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 72 齿轮设计计算 挡齿轮齿数的分配 变速器结构示意图如图 示 ： 图 速器结构图 齿轮变位系数如图 示 ： 8图 轮变位系数 1)一挡齿轮的齿数： 一档传动比为 101921 （ 2 为了求9Z，10求其齿数和 一挡齿轮为直齿齿轮， 62m n = 。取整为 57。 取 13， 9Z = 10Z=574。 09 = 查图 10=9= 对中心距 A 进行修正： 2= 阳航空航天大学毕业设计（论文） 9取整为 A=85 确定常啮合传动齿轮副的齿数： 由式 （ 2求出常啮合传动齿轮的传动比 10112 =（ 2 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 ( )1n +=o s 20852o =+ （ 2 由式 （ 2、 （ 2得 1Z =2Z =整为 1Z =20， 2Z =33， 则： 433= %- 05 1( ) ( )3203a r c c o r c c o s +=+ 2 = 查 得 1=2=)二挡齿轮为斜齿轮 3= （ 2 0c c =+ ）（ (2 由式 （ 2 2则7Z=Z=整得7Z=33，8Z=20。 72 2 87 102= 100%=7 3203a r c c r c c os 7 = 查图 8=7=)三挡齿轮为斜齿轮： 20331256 = （ 2 o （ 2 由式 （ 2、 （ 2得 5z =6z = 取整 5z =26， 6z =27。 5 8 633= 3= 100%=5( ) ( )7263ar c c c c os +=+Z = 查图 5=6=)五挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。 2033（ 2 0852m )(c =c o ）（ （ 2 由 （ 2 2得3Z=Z= 取整3Z=17，4Z=36。 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） i 43124 = 4= 100%=3( ) ( )6173a r c c o r c c o s +=+4 = 查图 3=4=)确定倒挡齿轮齿数： 倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮131 33 之间，初选 12Z 后，可计算出中间轴 与倒挡轴的中心距 ，A 。初选13Z=23，12Z =13，则： ( )1312， = = ( ) 541323321 =+ 保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 12 和 11 的齿顶圆之间应保持有 上的间隙，则齿轮 11 的齿顶圆直径 11为 1+ 2 ( ) 1 += 11Z =取 11Z =39 计算倒挡轴和第二轴的中心距 A ( ) ( ) 932 392332 113, =+=+= 计算倒挡传动比 =倒 5= -%=轮强度校核 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。 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： 法 时渗碳层深度 法 时渗碳层深度 5m 法 时渗碳层深度 表面硬度 63；心部硬度 48。 2） 计算各轴的转矩 发动机最大扭矩为齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 一轴传递扭矩 1T = 承离 17599%96%=间轴传递扭矩 2T = 1承= =3/20= 轴一挡齿轮传递扭矩 10承=4/13=轴二档齿轮传递扭矩 87232 承 =3/20=阳航空航天大学毕业设计（论文） 13二轴三挡齿轮传递扭矩 65233 承 =6/27=轴五挡齿轮传递扭矩 53235 承 =7/36=挡齿轮传递扭矩 1211齿承2倒 T -=9/13=） 轮齿强度计算 （ 1） 轮齿弯曲强度计算 直齿轮弯曲应力w（ 2 式中： 弯曲应力 （ 计算载荷 （ K 应力集中系数，可近似取K= 齿形系数如图 示 ： 14图 形系数图 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；主动齿轮动齿轮 b 齿宽 （ ； m 模数； y 齿形系数，如图 当计算载荷挡直齿轮许用弯曲应力在 400 850车可取上限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取上限。 一档齿轮 9， 10 的弯曲应力 M P = 倒 M P = 倒 计算倒挡齿轮 11,12,13 的弯曲、应力： 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 15M P = 倒 M P = M P = 倒 斜齿轮弯曲应力 （ 2 式中： 计算载荷 （ N. ； 法向模 数 （ ； z 齿数； 斜齿轮螺旋角 （ ） ； K 应力集中系数， K = y 齿形系数，可按当量齿数 n = 在图 齿宽系数， K 重合度影响系数，K= 当计算载荷乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350围，对货车为 100 250 计算二挡齿轮 7， 8的弯曲应力： 16M P a 227=27733=Kc M P 602c o =270 . 1 4 4223 . 1 42 0 . 7 2 4c o s= o 其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表 示 ： 表 轮弯曲应力 档位 弯曲应力 1w:152=+ 38所以轴承 1被放松，轴承 2被压紧 +=+= = （ ）求当量动载荷 查机械设计课程设计得 86200C = 向当量动载荷 = 查机械设计手册，则 X =1， Y =0。 ( )1= ， 考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计。 ) ( ) +=+= 3）计算轴承的基本额定寿命 ， 为寿命系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 =10/3。 65325862 00300060 1066h 轴轴承校核 1） 初选轴承型号 由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号角接触球轴承 32206，油润滑极限转速 7500r/机械设计课程设计该轴承的， 49200N,7200N 2） 轴承的校核 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 39二挡时传递的轴向力最大。 （ ） 求水平面内支反力 1 27 （ 5 27 （ 5 由以上两式可得 1841N， 22887N。 （ ） 内部附加力1 机械设计手册查得 Y=1513F 1= 2F 2= （ ） 轴向力 1 2由于 =+=+所以轴承 1被放松，轴承 2被压紧 +=+= = （ ） 求当量动载荷 查机械设计课程设计得 2 0 0C, 2 0 0C = 向当量动载荷 0 71 5 1 3= 查机械设计手册，则 X =1， Y =0。 ( )1= ， 考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计。 取 ) ( ) +=+= 403） 计算轴承的基本额定寿命 6h ， 为寿命 系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 =10/3。 m i n/0 2332033203 00 0n = 95325492 0 0110260 1066h = 间轴轴承校核 1）初选轴承型号 由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号圆锥滚子轴承 30205 油润滑极限转速n =9000r/7500r/机械设计课程设计该轴承的 51500N, 37200N 2）轴承的校核 一挡时传递的轴向力最大。 （）求水平面内支反力 1 22 （ 5 1 （ 5 由以上两式可得 19329N， 2882N。 （）内部附加力1 机械设计手册查得 Y=2915F 11 F 2= （ ）轴向力 1 2由于 被放松，轴承 2 被压紧 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 41+=+= = （ ）求当量动载荷 查机械设计课程设计得 2 0 0C, 5 0 0C = 向当量动载荷 0 . 3 =+=+ 查机械设计手册，则 X =Y = ( )1= ， 考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计。 取 9 84 7 7 2 - 3） 计算轴承的基本额定寿命 6h ， 为寿 命 系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 =10/3。 mi n/= 0=的校核 中间轴常啮合齿轮键校核 l d 10p 中间轴五档齿轮键校核 42M P a l d 10p 中间轴三档齿轮键校核 6308000=k l d 10 3p 中间轴二档齿轮键校核 M P a 6408000=k l d 10P = 四五档花键校核 M P h l 0P = = 二三档花键校核 M P h l 0P = = 一档倒挡花键校核 M P h l 0P = = 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 436 变速器箱体设计 体材料与毛坯种类 根据减速器的工作环境，可选箱体材料为 于铸造箱体的刚性好，得到的外形美观，灰铸铁造铸造的箱体还易于切削，吸收震动和消除噪音的优点，可采用铸造工艺以获得毛坯。 体的主要结构尺寸的计算 箱体的主要结构尺寸的计算如表 示。 表 体的主要结构尺寸 名 称 符 号 减速器型式及结构尺寸 箱座壁厚 10, 取a 箱盖壁 厚 1 ，取a 箱体凸缘厚度 21 、 b 箱盖箱座箱座加强筋厚度 m m 箱盖加强筋厚度 1m 1 m 轴承旁连接螺栓直径 1d 箱盖、箱座连接螺栓直 径 2d 10M, 轴承该螺钉直径、数目 99483 表， 轴承盖外径 1D 721D 轴承外径 f ;) 观察孔盖螺钉直径 4d 取 44箱盖箱座连接螺栓直径 2d 2d 8M)取 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 457 建模与装配 轮的建模 齿轮通过创成式外形设计模块设计 1)通过 f(x)公式输入齿轮的各项参数如：齿数 、 模数 、 压力角 、 齿顶圆半径 、分度圆半径 、 齿根圆半径 、 螺旋角 、 齿厚 2)数建立 x（ t） y(t)函数 3)用点，样条曲线工具画渐开线 4)用倒角工具 、 分割工具 、 对称工具 、 结合工具画齿形 5)用平移 、 旋转工具做另一端面齿形 6)用扫琼工具画齿坯 7)用多截面曲面画轮齿 8)在机械设计零部件设计中用封闭曲面生产实体 9)用环形阵列命令轮齿 10)用旋转槽命令画倒角 11)用凹槽命令画与滚针轴承配合的孔 12)用倒角工具做倒角 齿轮如图 示 46图 间轴常啮合齿轮 图 轴五档齿轮 图 间轴五档齿轮 图 轴三 档齿轮 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 47图 间轴三档齿轮 图 轴二档齿轮 图 间轴二三档联体齿轮 48图 轴一档挡齿轮 图 挡轴齿轮 沈阳航空航天大学毕业设计（论文） 的建模 轴通过旋转工具建模 1)通过旋转工具的草图画出轴的外轮廓 2)通过凹槽命令画出花键 3)对花键进行倒角，并环形阵列 4)通过建立平面用凹槽命令画键槽 如图 示 图 轴 图 轴 50图 间轴 图 挡轴 步器锁环及花键毂的建模 同步器锁环通过创成式外形设计和旋转建模 1)渐开线花键通过创成式外形设计创建，参考齿轮的建模，改变压力角 、 模数 、 螺旋角 、 齿厚 、