毕业设计（论文）-轿车5+1档变速器设计.doc

全套图纸加扣3012250582目 录第一章 变速器主要参数的选择11.1 变速器主要参数的选择1 1.1.1档数和传动比1 1.1.2中心距3 1.1.3 轴向尺寸31.2 齿轮参数4 1.2.1齿轮模数4 1.2.2 压力角5 1.2.3 螺旋角5 1.2.4 齿宽b6 1.2.5齿顶高系数6 1.2.6各档齿数Z和传动比6第二章 变速器齿轮的强度计算与材料的选择15 2.1齿轮的材料、损坏原因及形式15 2.2齿轮的强度计算与校核16第三章 变速器轴的强度计算与校核20 3.1变速器轴的结构和尺寸20 3.2 轴的校核21 3.3轴上花键的设计29第四章 变速器轴承的选择31 4.1几种轴承的特点：31 4.2 类型的选择31 5.1同步器类型的选择33 5.2同步器工作原理34第六章 变速器的操纵机构35 6.1变速器操纵机构功用：35 6.3变速杆的布置：36第七章 变速器锁止装置38 7.1互锁装置38 7.2自锁装置39 7.3倒挡锁装置39总 结40致 谢42参考文献43附 录44第一章 变速器主要参数的选择1.1 变速器主要参数的选择 根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表1: 表一 汽车总质量(Kg)1820最大输出功率（Kw/rpm）77/5600最大输出转速（N.m/rpm)155/3500主减速比3.983轮胎型号205/55 R16挡数5车速(Km/h)185爬坡度32%驱动轮上法向反作用力(N)12001.1.1档数和传动比变速器档数多少对汽车动力性、经济性影响很大。档数多，可以使发动机经常在最大功率附近的转速工作，而且使发动机转速变化范围小，发动机平均功率高。不同类型汽车的变速器档数也不相同。轿车由于最低档与最高档间传动比范围小即小，常用三档、四档变速器，但近年来，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。本设计也采用5个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车在最大上坡路面行驶时，最大驱动力应能克服轮胎与路面见滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行驶时，车速不高，故忽略空气阻力，此时有： 式（1）式中：最大驱动力； 滚动阻力； 最大上坡阻力。又 代入式（2-1），得 整理后得： （汽车现代设计制造P36）式（2）式中：发动机最大扭矩，=155Nm 变速器一挡传动比； 主减速器传动比,=3.983; 汽车传动系总效率,取值为0.90； （汽车理论第四版P6） 汽车总质量，其值为1820kg； 重力加速度；取为9.8； 驱动轮滚动半径，其值为=0.306m； 滚动阻力系数，取为0.020； （汽车理论第四版P9） 道路最大上坡角，汽车最大爬坡度为32%，即=17.74； 注：（轮胎型号205/55 R16，轮胎宽度205毫米，轮辋的直径16英寸=406.4mm，自由半径：d/2=205mm 55%+406.4/2=315.95mm滚动半径=Fd/(2pi),F：子午线轮胎为3.05，斜交轮胎为2.99，d:轮胎的自由直径；滚动半径为=3.05315.952/（23.141592657）=306mm=0.306m。)将所取数值代入式（2-2)中可得：3.18，取=3.30。本设计的变速器四档、五挡都是超速挡，超速挡主要用于在良好路面上轻载或空车驾驶的场合，借此提高汽车的燃油经济性。超速挡的B传动比一般为0.70.8,取=0.8由 （汽车理论第3版P59） 式中，为常数，也就是各档之间的公比，一般认为不宜大于1.71.8。由中等比性质得： =1.446;。因为汽车行驶时各档位的利用率有差别，各档传动比之间的比值并不是恰好相等；汽车主要是在较高档位行驶，所以较高档位相邻两档间的传动比的间隔要小一些。所以有：=3.30，=2.40;=1.80，=1.15，=0.81.1.2中心距图1 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。对于两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离为变速器中心距。其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。初选中心距可以由发动机最大转矩按下式直接求出： 式（3）式中，A为中心距（mm）；为按发动机最大转矩直接求出A时的中心距系数，对于轿车取11到14，为发动机最大转矩（），其值为155Nm。故可求出中心距为：=（1114）=59.09mm75.20mm轿车变速器的中心距在6080mm变化范围。原则上总质量小的汽车中心距小。（汽车设计第4版P90）1.1.3 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.03.4）A。当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数上应取给出范围的上限。为检测方便，A取整，故A=75mm。设计的是五挡变速器，初定轴向壳体尺寸为250mm。变速器壳体的轴向尺寸最终应由变速器总图的结构尺寸链确定。1.2 齿轮参数 图21.2.1齿轮模数遵循的一般原则：在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮的噪声，故为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数，减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小。变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原因，同一变速器的接合齿模数相同。初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即： = =2.49mm 高档齿轮K=1 式（4） = =2.56 mm 倒挡齿轮 式（5）式中： 为斜齿轮法向模数；为直齿轮模数； 发动机最大扭矩,=155 Nm 变速器传动效率：取96； 变速器一档传动比； =3.30该设计前进挡齿轮都为斜齿轮，并按同一模数进行。理论上倒挡齿轮模数与一挡接近。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.8-14.0吨的货车为2.0-3.5mm；选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。同样所选模数值应符合国家标准。本设计前进挡斜齿轮法向模数取=2.5，倒档取=2.5 (摘自GB/T1357-1987) （汽车设计第四版P91）1.2.2 压力角 齿轮压力角较小时，重合度大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。实验证明，对于直齿轮，压力角为28是强度最高，超过28强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为25时强度最高。所以，对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用小些的压力角。实际上，因国家规定的标准压力角为20，而啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。所以变速器齿轮压力角为 20， 啮合套或同步器的接合齿压力角用30。（汽车设计第4版P91）1.2.3 螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。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，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角。（汽车设计第4版P92）因设计的是两轴式变速器，故斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：轿车两轴式变速器为 2025,故初选的变速器齿轮螺旋角为：=231.2.4 齿宽b选择齿宽，应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受力的均匀程度均有影响。图3考虑到尽可能的缩短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，减少齿宽会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，但这时的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应力增加。使用宽些的齿宽，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：b=，为齿宽系数，取为4.58.0 斜齿：b=，取6.08.5 （汽车设计第4版P93）对于模数相同的各挡齿轮。挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510，所以有： b=（6.08.5）3.0=1825.5（mm）；故各前进挡齿轮齿宽为： =24mm, =19mm, =24mm, =19mm，=24mm ； =19mm, =24mm, =19mm，=19mm, =24mm。倒挡各齿轮的齿宽为： b=（4.58.0）3.0=11.2520.0mm mm, =19mm, =19mm.1.2.5齿顶高系数齿顶高系数对重合度、齿轮强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大，但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减小。目前规定的齿顶高系数为1.00。1.2.6各档齿数Z和传动比在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。图2-1为所设计的五挡变速器的传动方案。 图4 1）、一档传动比 一挡传动比为 =3.3 式（6） 直齿=2A/m 式（7） 斜齿=2A/ 式（8）为齿轮副的齿数和。因为设计一挡用的是斜齿轮，选取的=23。所以根据式（8）可得： =2A=275/2.5=55.2取=56。即： 式（9）联合式（2-6）、（2-9）可求出一挡齿轮的齿数为： =13，=43因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位系数重新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。A=76.04,取整可得：A=77mm 修正传动比： =3.31%=（）100%=0.2%5% （合格）； 修正：由A= 得： =24.62 2）、确定其他档位的齿数 二挡的传动比为： =2.50 式（10） 因所设计的二挡齿轮是斜齿轮，则其齿轮的中心距为： =77 式（11） 由式（2-10）和（2-11）得： =57故解得：=17，=40（圆整） 修正： =2.35 %=（）100%=2.1%5% （合格） 修正： =22.28 三挡的传动比： =1.80 式（12） 又三挡齿轮的中心距为： =77 式（13）联合式（2-12）和式（2-13）可得三挡传动齿轮的齿数： =57求得： =20，=37（圆整）修正： =1.85 %=2.8%5% （合格）修正： =22.28四挡的传动比： =1.15 式（14） 而四挡齿轮的中心距为： =77 式（15） 联合式（2-14）和式（2-15）求出四挡的和如下： =57 解得： =26，=31（圆整） 修正：=1.19%=3.5%5% (合格） 修正 =22.28五挡传动比： =0.8 式（16） 而五挡齿轮的中心距为： =77 式（17） 联合式（2-16）和式（2-17）求出四挡的和如下： =57 解得： =31，=26（圆整） 修正：=0.84 %=3.2%100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大3%；有两个键槽时，应增大7%。对于直径d小于或等于100mm的轴，有一个键槽时，轴径增大5%-7%；有两个键槽时，应增大10%-15%，同步器花键增加10。（机械设计P371）档、挡与倒档同步器处：档齿轮处即是齿轮2处：d=38.72(1+10%)=42.59mm档齿轮处即是齿轮4处d=33.21(1+10%)=36.53mm倒档齿轮处即是齿轮13处：d=37.22(1+10%) =40.42mm与挡同步器轴径： 三挡齿轮处即是齿轮6处：d=30.67(1+10%) =33.74mm四挡齿轮处即是齿轮8处：d=26.47(1+10%) =29.12mm挡和步器轴径：挡齿轮处即是齿轮9处：d=23.57(1+10%) =25.93mm由以上数据知道该轴的最小直径为23.57mm先选:I、与倒档同步器轴径：42mm与档同步器轴径：33mm同步器轴径：=27mm其它尺寸查看标准构件来定。 3.2 轴的校核 计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力，这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。不同档位时，轴所受的力及支承反力是不同的，须分别计算。 齿轮上的作用力认为作用在有效齿面宽中点。轴承上支承反力作用点，对于向心球轴承取宽度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。求支承反力，先从输出轴开始，然后计算输入轴。轴的受力分析，根据轴的受力情况，可画出轴的弯矩图和转矩图，再确定轴的危险截面，从而可对轴进行强度和刚度校核。变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更重要。对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角，前者使齿轮中心距发生变化，并破坏了齿轮的正确啮合。轴有转角使大、小齿轮相互歪斜，结果沿齿长方向的压力分布不正确。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。 应分别计算轴在水平面内和垂直面内的挠度，然后用下列公式计算总挠度。 (2-62) 变速器输出轴的刚度最小。按发动机最大转矩计算时，输出轴齿轮处轴截面的总挠度不得大于0.130.15mm。对于低档齿轮处轴截面的总挠度，由于低档工作时间较短，又接近轴的支承点，因此允许不得大于0.150.25mm。齿轮所在的平面的转角不应超过0.0002弧度；两轴的分离不得超过0.2mm。斜齿轮对轴和支承的变形较直齿轮敏感。变速器刚度试验表明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于轴的变形，而且取决于支承和壳体的变形。3.2.1输出轴的强度、刚度的校核强度校核 图6 齿轮的受力分析：圆周力： 式(26)径向力： 式(27)轴向力: 式(28)其中：发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩；法向压力角； 螺旋角；计算齿轮的节圆直径（mm） 计算齿轮的传动比各力的方向分析：主动轮与旋转方向相反，从动轮与旋转方向相同。：分别指向各齿轮中心：受力方向通常用“主动轮左、右手法则”来判定，左旋齿轮用左手，右旋齿轮用右手，拇指指向轴向力的方向，从动轮与主动轮方向相反。不同档位时，轴所承受力及支承反力是不同的，须分别计算。 图 7 输出轴受力图齿轮上的作用力认为作用有效齿面宽中心。轴承支承反力作用点，对于向心轴承取宽度方向中点：对于向心推力轴承取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承取滚动体宽中心点滚动中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。 轴的强度计算及校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。下面对输出轴进行校核。 表四轴支点水平面内支承反力垂直面内支承反力输出轴EF 画出轴的弯矩图，如图7。 图7确定危险断面，取危险处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭曲应力以及合成应力。求出不同档位时的各支承反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩： 式 (29)式中：支承中心至计算断面距离。 画出轴的弯矩图(如图2-4-1)，确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。 弯曲应力： 式(30) 扭转应力： 式(31) 合成应力： 式(32)式中：轴受到的扭矩，；轴截面抗弯截面系数，mm； 轴截面抗扭截面系数,mm。对圆截面： 式(33) 式(34)对外径为D,内径为的空心轴： = 式(35) = 式(36)花键按小径计算。 当以发动机最大转矩计算轴的强度时，其安全系数(按金属材料的屈服极限计算)在510范围内选取。安全系数：,取s=5 所选轴的材料是由20CrMnTi做成的，故：=850所以轴的应力 =/170 输出轴应力的计算:图8水平弯矩： 式(37)垂直弯矩： 式(38)合成弯矩： 式(39)扭矩： 式(2-40)弯曲应力： 式(41)扭转应力： 式(42)合成应力： 式(43)注： 轴的刚度计算和校核 计算轴的挠度根据材料力学的公式得：输出轴的刚度： 水平转角： 式（63） 水平挠度： 式（64） 垂直挠度： 式（65）其中，I为惯性矩（)，对于实心轴，。轴的刚度许用值：=0.050.10mm， =0.0100.15mm；0.2mm， 0.002rad。 3.2.2输入轴的强度校核 图10 轴的强度校核：圆周力： 式(44)径向力： 式(45)轴向力: 式(46)其中：发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩，为155Nm;一档齿轮节点处的压力角;20一档齿轮螺旋角; 24.62计算一档齿轮的节圆直径，35.75mm.由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处即可；因为车辆在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩也最大。确定危险断面，取危险处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭曲应力以及合成应力。求出不同档位时的各支承反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩： 式(47)式中：支承中心至计算断面距离。画出轴的弯矩图，如图11。图11 画出轴的弯矩图(如图11)，确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。 弯曲应力： 式(48) 扭转应力： 式(49) 合成应力： 式(50)式中：轴受到的扭矩，；轴截面抗弯截面系数，mm； 轴截面抗扭截面系数,mm。对圆截面： 式(51) 式(52)对外径为D,内径为的空心轴： = 式(53) = 式(54)花键按小径计算。当以发动机最大转矩计算轴的强度时，其安全系数(按金属材料的屈服极限计算)在510范围内选取。安全系数：,取s=5 所选轴的材料是由20CrMnTi做成的，故：=850所以轴的应力 =/170 输出轴应力的计算:水平弯矩： 式(55)垂直弯矩： 式(56)合成弯矩： 式(57)扭矩： 式(58)弯曲应力： 式(59)扭转应力： 式(60)合成应力： 式(61) （齿