毕业设计（论文）-柴油动力SUV变速器设计（全套图纸）.doc

第一章 前 言汽车是重要的交通运输工具，是科学技术发展的标志。汽车工业是资金密集，技术密集，人才密集，综合性强，经济效益高的产业，世界各个工业发达的国家几乎无一例外的把汽车工业作为国民经济支柱产业。汽车的研究、生产、销售、营运与国民经济许多部门都息息相关，对社会经济建设和科学技术发展起重要作用。全套图纸加153893706汽车也是社会物质生活发展的标志，汽车的保有量随着国民人均收入的提高而增加，在许多发达国家中汽车已经普及到家家户户，促使人们的社会生活方式发生显著的变化，但是，汽车的数量过多也会造成环境污染以及交通拥堵，交通事故等社会问题，汽车工业还必须创造更新的产品来适应环境保护，交通管理等方面的法规和政策的严格限制。自第一辆车诞生到现在已经有一百多年的时间了，在这一百多年的时间里，汽车工业从无到有，迅猛发展，产量大幅度增加，技术日新月异。目前，日本、美国、欧洲等资本主义国家的汽车工业已经很成熟了，而发展中国家的汽车工业也正在崛起，但是还是需要面对很多困难，比如:技术落后，资金匮乏，人才不足，原料短缺等等。中国的汽车工业是解放以后才发展起来的，但是经过几十年的发展已经有了翻天覆地的变化，相信在不久的将来中国的汽车工业会更加的强大。 第一章 方案选择2.1 概述变速器用来改变发动机传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的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使阀动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有到党，是汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。对变速器题述如下基本要求：1） 保证汽车有必要的动力性和经济性。2） 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3） 设置倒挡，是汽车能倒退行驶。4） 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出5） 换挡迅速、省力、方便。6） 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有挑挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。7） 变速器应当有高的工作效率。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、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数和轴的形式不同分类。在原由变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。2.2变速器传动机构布置方案机械式变速器应具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上的到广泛应用。2.2.1传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（1）两轴式变速器 固定轴式变速器的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。（2）中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承载发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。SUV柴油车属于多功能型轿车，工况复杂多变。所以对变速器有较高的要求，要求较宽的传动比范围，所以选择5加1挡变速器。此SUV车是发动机前置后轮驱动，所以采用中间轴式变速器，带副箱的变速器倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高周的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。这样的变速器很符合柴油SUV的工作条件，所以此车可以采用带副箱的变速器。第三章 变速器主要参数的选择计算3.1挡数 柴油SUV是多功能轿车，可选五前进挡和一个倒挡，即5+1挡。3.2传动比范围变速器传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值，最高挡是超速挡传动比为0.70.8，直接挡传动比是1，影响最低挡传动比的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着能力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最底稳定行驶车速等，目前乘用车传动比范围在3.04.5之间，重质量轻些的商用车在5.08.0之间，其他商用车则更大。3.3中心距A 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、在、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。1、中间轴式变速器中心距A的确定初选中心距A时，可根据下述经验公式计算： （3-1）式中A为变速器中心距（mm）;Ka为中心距系数可，乘用车：Ka=8.99.3，商用车：Ka=8.69.6，多挡变速器：Ka=9.511.0;Temax 为发动机最大转矩（Nm）；i1为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96%。计算：Temax=225Nm i1=4.11 =0.96 Ka=9.0 3.4外形尺寸变速器的横向外形尺寸可，可根据齿轮直径以及倒挡中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式及齿轮形式。3.5齿轮参数3.5.1各参数的初选1.模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响他的选取因数有很多，如齿轮的强度、质量、噪音、工艺要求等。初选模数时可根据经验公式下面计算： = (3-2)计算： K=1 Temax=225Nm= = 所以初选模数为3。 2.压力角齿轮压力角较小时，重合度较121212大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。实际上，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3.螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时是齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度仍继续上升。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，以为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。采用斜齿轮欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件 由于T=Fa1r1=Fa2r2,为时两轴向力平衡，需满足 式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴齿轮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。4.齿宽b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有影响。通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽。斜齿b=，取为6.08.5直齿b=，取为4.58.03.5.2一挡齿轮参数的确定主箱齿轮参数应根据中心距、轴向力平衡条件、传动比综合确定。变速箱传动方案确定如下图：图5-1变速箱传动方案计算一挡齿轮 Z1，Z2圆整取A为86.5，初选mn为3，螺旋角初选为 取Z1=17，Z2=40。修正中心距A 修正螺旋角 一挡齿轮主要参数确定如下：Z2=40，Z1=17，=3,=中心距修正为88mm3.5.3直接挡齿轮参数的确定长啮合挡齿轮即直接挡齿轮的计算：A=88mm, 初选，圆整得=52，由 得解得 Z8=18.93 圆整取得Z8=19 Z7=52-19=33修正，此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式=相差不大，所以可以满足上述要求，修正ig1, ig1=计算得直接挡齿轮主要参数如下：mn=3,Z8=19,Z7=33, =一挡传动比ig1为4.093.5.4其它挡齿轮参数的确定其它挡齿轮同理，依次按此步骤计算可得个挡齿轮主要参数:二挡齿轮主要参数：齿数：Z4=31，Z3=24，螺旋角，端面模数mn=3二挡传动比ig2为2.24三挡齿轮主要参数：齿数：Z6=24，Z5=29，螺旋角，端面模数mn=3三挡传动比ig3为1.44五挡齿轮主要参数：齿数：Z10=16，Z9=35，螺旋角，端面模数mn=3五挡传动比ig2为0.79倒挡齿轮计算：由于倒挡使用的很少所以可以将倒挡设计成直齿轮。选模数m=3,倒挡齿轮Z13的齿数，一般在2123之间。 为保证倒挡齿轮的啮合不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆指甲应保证有0.5mm以上的间隙。即;取Z11+Z12=54，mm则可计算得:Z11=17,Z12=37,Z13选为21，倒挡传动比=3.78第四章 变速器的计算与校核4.1齿轮强度计算变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端面破坏以及齿面胶合。与其他机械设备变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车比速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。1. 轮齿弯曲强度计算（1） 直齿轮弯曲应力 (4-1)式中，为弯曲应力（MPa）；为圆周力（N），；为计算载荷（）;d 为节圆直径（mm）;为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，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=1.1从动齿轮=0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm），,m为模数；y为齿形系数，因为齿轮节圆直径d=mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数代入上式后得 (4-2)当计算载荷去作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向教鞭载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。（2） 斜齿轮弯曲应力 (4-3)式中，为圆周力（N），；为计算载荷（N）；d为节圆直径（），为法向模数（）；z为齿数；为斜齿轮螺旋角（）；为应力集中系数，；b为齿面宽（）t为法向齿距（），；y为齿形系数，为重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数代入上式整理后得到斜齿轮弯曲应力为 (4-4)当计算载荷去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高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250 MPa。计算第一轴齿轮弯曲强度，即齿轮7的弯曲强度，弯曲应力：2. 轮齿弯曲接触计算轮齿接触应力 (4-5)式中，为轮齿的接触应力（MPa）；F为齿面上的法向力（N），；为圆周力（N），；d为节圆直径；为节圆处压力角（），为斜齿轮螺旋角（）；E为齿轮材料的弹性模量（MPa）b为齿轮接触的实际宽度（）；、为主从动齿轮节点处的曲率半径（），直齿轮、，斜齿轮、；、为主从、动齿轮节圆半径（）。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190020009501500常啮合齿轮13001400650700变速器齿轮多采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对可加工性及成本也应考虑。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、15MnCr5、20MnCr等合金钢，渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，心部硬度为3348HRC。计算第一轴齿轮接触强度，即齿轮7的接触强度接触应力：其它斜齿轮的弯曲应力及接触应力的计算同上，在此就不再重复，计算结果如下表:表4-2各斜齿轮应力计算结果齿轮齿数齿宽螺旋角弯曲应力接触应力1172513.69388.681926.912402313.69346.211926.913242320.36240.091343.554312520.36249.481343.555292325.39200.671260.796242525.39191.811260.797332327.58178.291198.588192527.58170.591198.589352329.62154.191184.7910162529.62173.761184.79倒挡齿轮为直齿轮，倒挡齿轮的强度计算如下：弯曲应力的计算： 齿轮11：齿轮12：齿轮12：接触应力的计算：倒挡轴与中间轴啮合齿轮副的计算：，有效啮合齿宽b=30.同理可得二轴与倒挡啮合齿轮副的接触应力4.2 轴的强度计算 变速器工作时，由于齿轮上的圆周力，径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应由足够的刚度和强度。刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。确定轴和齿轮的尺寸后就可以进行刚度和强度的计算。轴的强度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时只计算齿轮位置处周的挠度和转角。第一轴啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小通常挠度不大，就可以不必计算。 1.轴刚度计算若轴在垂直面内的挠的为，在水平面内挠度为和转角，则可以用下式计算 (4-6) (4-7) (4-8)式中，为齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；为齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）E为弹性模量（MPa）；I为惯性矩，d为轴的直径（）。2.轴的强度计算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直平面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩和，轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (4-9)式中，；d为轴的直径（），花键处取内径；W为抗弯截面系数（）。低挡工作时，。除此之外，对轴上的花键，应计算齿面的挤压应力。变速器轴用与齿轮相同的材料制造。4.2.1轴的受力分析与计算（1） 计算中间轴上各挡位工作时齿轮对中间轴产生的力。 直接挡从动轮，。其它各挡工作时，各个齿轮对轴的力计算方法相同，在此就不再重复。计算结果如下表：表43中间轴各齿轮对轴产生的力齿轮直径（）螺旋角（）Fr（KN）Ft（KN）Fa（KN）252.4913.695.5814.893.63476.820.363.9510.183.78696.325.393.278.123.858111.6927.582.8773.6610120.7829.622.716.473.68125105.5815.330此变速器是带副箱的，所以有中间轴承即中间轴有中间支承。根据材料力学叠加原理，可以通过已知的各个齿轮的作用力，计算出各个轴承对中间轴的支反力。以一挡工作时为例，受力简图如下图：图41一档工作时中间轴受力简图计算结果如下表： 表4-4各挡工作时中间轴上各轴承的支反力齿轮FaFrFtRAHRAVRBHRBVRCHRCV23.635.5814.89-7.898.45-14.4776.433071.250.7743.783.9510.18-3.186.82-7.82224.068691.851.0363.853.278.12-1.126.14-4.77462.982831.210.8183.662.8776.12.51.290.77949-0.780.32103.682.716.470.110.051.290.24908-0.390.16105.5815.336.56-2.33-12.13-5.422.76-0.7表中，分别为各个齿轮的轴向力、径向力和圆周力；分别为中间轴左，中，右三个轴承对中间轴的水平和垂直支反力。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，符合又小，通常挠度不大，故可以不必计算。4.2.2中间轴的强度校核：1.作出弯矩图分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按下式计算出总弯矩并作出图； (4-10)以一挡工作时为例中间轴受力情况如下简图，根据各力对轴的弯矩作弯矩图如下：图4-2 轴的载荷分析图在弯矩和扭矩同时作用下，其应力为：MPa低挡工作时，400MPa所以符合要求，合格。其它各挡工作时计算方法及过程均相同，在此就不再重复。 4.2.3轴的刚度校核 (4-11) (4-12) (4-13)各挡位工作时，上式中各值见下表：表4-5 不同挡位下各参数的值齿轮F1abLF2EdI25.58229.129258.114.892100004418389143.95142.7115.4258.110