汽车机械式变速器设计毕业论文.doc

西京学院本科毕业设计（论文）汽车机械式变速器设计符 号 说 明 汽车总质量 kg 重力加速度 N/kg 道路最大阻力系数 驱动轮的滚动半径 mm 发动机最大扭矩 Nm 主减速比 汽车传动系的传动效率 一档传动比 汽车满载载荷 N 路面附着系数 第一轴与中间轴的中心距 mm 中间轴与倒档轴的中心距 mm 第二轴与中间轴的中心距 mm 中心距系数 直齿轮模数 斜齿轮法向模数 齿轮压力角 斜齿轮螺旋角 齿轮宽度 mm 齿轮齿数 齿轮变位系数 齿轮弯曲应力 MPa 齿轮接触应力 MPa 齿轮所受圆周力 N 轴向力 N 径向力 N 计算载荷 Nm 应力集中系数 摩擦力影响系数 齿轮材料的弹性模量 MPa 重合度影响系数 主动齿轮节圆半径 mm 从动齿轮节圆半径 mm 主动齿轮节圆处的曲率半径 mm 从动齿轮节圆处的曲率半径 mm 扭转切应力 MPa 轴的抗扭截面系数 轴的材料的剪切弹性模量 MPa 轴截面的极惯性矩 垂直面内的挠度 mm 水平面内的挠度 mm目 录1 前 言12 变速器的基本设计方案42.1变速器设计的基本要求：42 变速器主要参数的选择53 变速器各档齿轮的计算设计73.1 模数73.2 压力角83.3 螺旋角83.4 确定一挡齿轮的齿数103.5 确定二挡齿轮的齿数123.6 确定三挡齿轮的齿数133.7 确定四挡齿轮的齿数153.8 确定五挡齿轮齿数164 变速器轴的设计计算185 变速器齿轮的的校核196 变速器轴的校核216.1 轴的工艺要求216.2 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216.2.1一挡齿轮1， 2的圆周力、216.2.2 轴的刚度计算226.2.3 轴的强度计算237 变速器轴承校核257.1 初选轴承型号257.2输入轴轴承校核25致 谢27参考文献28西京学院本科毕业设计（论文）1 前 言现在，每当人们观看F1大赛，总会被那种极速的感觉所折服。此刻，大家似乎谈论得最多的就是发动机的性能以及车手的驾驶技术。而且，不忘在自己驾车的时候体会一下极速感觉或是在买车的时候关注一下发动机的性能，这似乎成为了横量汽车品质优劣的一个标准。的确，拥有一颗“健康的心”是非常重要的，因为它是动力的缔造者。但是，掌控速度快慢的，却是它身后的变速器。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。一、手动变速器(MT)手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。二、自动变速器（AT） 自动变速器（AutomaticTransmission），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。 在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。 在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。三、手动/自动变速器（AMT） 其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为Tiptronic，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时，可自由变换降档(-)或加档(+)，如同手动档一样。 自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档，而在交通拥挤时使用自动档，这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到，手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦，这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说，可谓是兼顾了双方，体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量，但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀，比如广州本田飞度1.3L CVT 两厢、南京菲亚特2004派力奥1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那Speedgear EL这些“二合一”的车型价格均在10万元左右，这个价格层面还比较低的。 所以，手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机，根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。四、无级变速器 当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（VanDoornes）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有27个档。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。从市场走向来看，虽然无级变速器是一个技术分量比较高的部件，但是也已经走进了普通轿车的“身体” 之中，广本两厢飞度每个排量都有一款配置了CVT无级变速器，既方便又省油，且售价也仅在9.6811.68万元。而且奇瑞汽车销售公司表示QQ无级变速器型年底上市。看来无级变速器在中档车中的运用将越为广泛。2 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。2.1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。5）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图2.1倒挡布置方案 图2.2为常见的倒挡布置方案。图2.2-b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2.2-c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.2-d方案对2.2-c的缺点做了修改。图2.2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.2-f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2.2-g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。图2.22.2 变速器主要参数的选择主要参数方案一发动机功率74kw 最高车速167km/h转矩167Nm总质量1705kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14S表2.1汽车变速器主要参数 最高车速，=167km/hr 车轮半径，r= 0.29 n功率转速 ，n=5000r/min 主减速器传动比 最高挡传动比 / =1.42.0 即=（1.42.0）3200=44806400r/min =9549 所以，=46545500r/min柴油机的转速在30007000r/min 取=5000r/min由经济性出发使最高档最高车速时功率略低于发动机最高功率，即略小于3.0 初取 =0.75 =4.36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 式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，=16709N；=167N.m；传动系效率，=0.88；车轮半径，=0.29m；滚动阻力系数，干砂路面（0.1000.300）取=0.150；坡度，=16.7。=2.28满足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.50.6，取=0.6=4.54一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为，所以各挡传动比与挡传动比的关系为 ， ， ， （实际）初选中心距时，可根据下述经验公式 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：=8.993；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=3.2 ；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=167N.m 。 则，=71.24774.450（mm）初选中心距=74mm。3 变速器各档齿轮的计算设计3.1 模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；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1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00表3.1汽车变速器齿轮法向模数 一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50表3.2汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3，一二档齿轮的模数定为3mm，三四五档及倒档的模数定为2.75mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm。3.2 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203.3 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：23齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5，取7.0。各挡齿轮齿数的分配图图3.11-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮 13-倒档齿轮 图3变速器传动示意图如图3.1所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，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。变为系数图图3.23.4 确定一挡齿轮的齿数 取模数=3mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z1=11 z2=34 mm对一挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =22.58U=3.09变位系数之和 查表得=0.35 分度圆直径: =110.809mm节圆直径 mm mm齿顶高 =3.819mm =2.469mm齿根高 =2.550mm =3.900mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.069mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm当量齿数 =14.102 =43.590分度圆直径 mm mm3.5 确定二挡齿轮的齿数取模数=3mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z3=14 z2=31 mm对二挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =22.58U=2.214变位系数之和 查表得=0.35 分度圆直径: 46.527mm =101.032mm节圆直径 mm mm齿顶高 =3.459mm =2.829mm齿根高 =2.910mm =3.540mm 全齿高 h3=ha3+hf3=6.369mm齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=53.445mm da4=d4+2ha4=106.690mm齿根圆直径 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm当量齿数 = =17.949 = =39.7443.6 确定三挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z5=20 z6=30 mm对三挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.707U=1.5变位系数之和 查表得=0.42 分度圆直径: 59.750mm =89.625mm节圆直径 mm mm齿顶高 =1.565mm =1.400mm齿根高 =2.778mm =2.943mm 全齿高 h5=ha5+hf5=4.343mm齿顶圆直径 da5=d5+2ha5=62.880mm Da6=d6+2ha6=92.425 mm齿根圆直径 df5=d5-2hf5=54.194mm Df6=d6-2hf6=83.739mm当量齿数 = =25.461 = =38.462 3.7 确定四挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z7=24 z8=26 mm对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.707U=1.083变位系数之和 查表得=0.42 分度圆直径: =77.675mm节圆直径 mm mm齿顶高 =1.510mm =1.458mm齿根高 =2.832mm =2.886mm 全齿高 h7=ha7+hf7=4.342mm齿顶圆直径 da7=d7+2ha7=74.720mm Da8=d8+2ha8=80.591 mm齿根圆直径 df7=d7-2hf7=65.956mm Df8=d8-2hf8=71.907mm当量齿数 = =30.770 = =33.3333.8 确定五挡齿轮齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z9=29 z10=21 mm对四挡齿轮进行角度变位：分度圆压力角端面啮合角 = =21.707U=1.38变位系数之和 查表得=0.42 分度圆直径: =62.737mm节圆直径 mm mm齿顶高 =1.403mm =1.565mm齿根高 =2.943mm =2.778mm 全齿高 h9=ha9+hf9=4.333mm齿顶圆直径 da=d9+2ha9=89.443 mm Da10=d10+2ha10=65.867mm齿根圆直径 df9=d9-2hf9=80.751mm Df10=d10-2hf10=57.181mm当量齿数 = =37.179 = =26.923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在2123之间，初选=22为了保证齿轮12和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙 mm mmmmmmmmmmmmmmmmmmmm4 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的比值可在以下范围内选取：对输入轴=0.160.18：对输出轴0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按式下面公式初选 （5.1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。输出轴最高档花键部分直径=22.027525.332mm取22mm；输入轴最大直径=29.640.8mm取35mm。输出轴：；输入轴：；，5 变速器齿轮的的校核斜齿轮弯曲应力 式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。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高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。 式中，为弯曲应力；为圆周力，；为计算载荷；d为节圆直径；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；t为端面齿距，m为模数；y为齿形系数，如图5.1所示：齿形系数图图5.1=209.476MPa180350MPa=197.974 MPa180350MPa轮齿接触应力计算 式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)； MPa MPa6 变速器轴的校核发动机最大扭矩为146N m，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%。输入轴 =14699%96%=138.8N.m6.1 轴的工艺要求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。 6.2 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6.2.1一挡齿轮1， 2的圆周力、 mm，mm =135.91N.m, =327.88N.m 初选轴的直径6.2.2 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，可分别用下列式计算 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.1105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（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）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad18。（1）输入轴的刚度=2579.72N，轴颈=25mm，=17.75mm，=196mm， =2.1105N N，N6.2.3 轴的强度计算输入轴强度计算=38.35mm，=135.91N.m，=17.75mm，=25mm,=196mm=7087.87N.m，=2579.77N.m，=2797.7N.m输入轴受力弯矩图17.75168.25水平17.75168.25竖直8400452水平竖直34344.1719301.9690753.9686193.48135.91合成图6.11) 求H面内支反力、和弯矩 2)求V面内支反力、和弯矩 由以上两式可得N.mm7 变速器轴承校核7.1 初选轴承型号1、由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号30204，30205，30206，转速=5600r/min，查机械设计实践该轴承的=？N，=？N，=0.35。2、计算轴承当量动载荷=0.35。查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践。，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.23、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。7.2输入轴轴承校核1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选二轴轴承型号30206，查机械设计实践该轴承的=32200N，=37