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汽车手动三轴五档变速器设计说明书.doc

汽车手动三轴五档变速器设计【优秀含6张CAD图纸+汽车变速器全套课程毕业设计】

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资源描述：

汽车手动三轴五档变速器设计【优秀含6张CAD图纸+汽车变速器全套课程毕业设计】

【带任务书+开题报告+中期检查表+文献综述+外文翻译】【25页@正文9000字】【详情如下】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609】

A0-装配图.dwg

A1-第一轴.dwg

A1-第二轴.dwg

A2-中间轴.dwg

A3倒挡第二轴上的齿轮.dwg

A3倒档齿轮体.dwg

中期检查表.doc

外文翻译

文献综述

毕业设计（论文）任务书）.doc

毕业设计（论文）开题报告 .doc

任务书

毕业设计（论文）题目汽车手动三轴五档变速器设计

毕业设计（论文）主要内容和要求：

   变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、装载重量以及最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基本

参数，选择适当的主减速比 根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性

技术要求：1、应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，来满足这一要求。?

2、工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。?

3、重量轻、体积小。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。?

4、传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。?

5、噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性减小齿轮的噪声。

毕业设计（论文）主要参考资料：

[1]  王望予.汽车设计[A].北京：机械工业出版社，2004.

[2]  倪桂荣.汽车构造[A].天津：天津科学技术出版社，2009.

[3]  编委会.机械设计手册(1-5卷)[M].北京：机械工业出版社，2004.

[4]  张一民.汽车零部件可靠性设计[M].北京：北京理工大学出版社，2000.

[5]  刘鸿文.材料力学[A].北京：高等教育出版社，2011.

[6]  袁祖强.机械设计基础课程设计指导书[A].北京：北京航空航天大学出版社，2013.

[7]  孙桓，陈作模，葛文杰.机械原理[A].北京：高等教育出版社，2006.

[8]  陈国定，吴立言.机械设计[A].北京：高等教育出版社，2013.

[9]  郭克希，王建国.机械制图[A].北京：机械工业出版社，2010.

[10]  付求涯，邱小童.互换性与技术测量[A].北京：北京航空航天大学出版社，2011.

[11]  WangShuqing，DesignofDieCastingDieforEA111OilTankGeChundong[J]，Automobile，1994.

[12]  liwei,ApplicationofLostFoamCastingtoArtCasting,TechnicalQualityCenterofMachineryPlant[J]，2006.

毕业设计（论文）应完成的主要工作：

根据汽车变速器设计要求分析汽车变速器的结构形式及工作原理，根据汽车变速器设计要求完成变速器的结构方案设计与性能参数设计计算，根据汽车总体方案的设计对各参数、尺寸，材料进行选取，变速器的强度校核转向器效率的分析。

要求：绘制相应的零件图和装配图，合计3张零号图纸，并编写设计说明书，正文字数不少于8000字。

毕业设计（论文）进度安排：

序号毕业设计（论文）各阶段内容时间安排备注

1明确研究内容，确定方案并完成开题报告12月10日～1月4日

2查阅文献资料1月5日～1月15日

3撰写毕业设计说明书和绘制图纸1月16日～3月20日

4完成毕业设计初稿3月21日～4月20日

5修改毕业设计初稿，由指导教师评阅后定稿4月21日～5月15日

6准备答辩5月16日～5月20日

摘  要

变速器是汽车传动系统中至关重要的部分，它设计的直接影响到汽车的经济性、动力性和驾乘舒适性等。本文阐述了汽车的设计和验证的主传动的设计和计算过程，可分为两个部分。

本设计介绍汽车手动变速器的作用和要求，同时还说明了变速器各种传动结构方案的对比。设计说明主要参数的确定方法，齿轮计算和校核，轴上尺寸确定和校核，对同步器的选择方法。同时，分析和设计了相应的机构，最后画出变速器的图纸。

关键词：手动变速器； 齿轮； 轴； 同步器

ABSTRACT

Transmission is a vital part of the automobile transmission, which directly affect the design of the car's economy, power and ride comfort, etc. This paper describes the design and calculation of automotive design and verification of the main drive can be divided into two parts.

   This design describes the role and requirements of the automotive manual transmission, but also shows the comparison of various transmission structure transmission scheme. Design description method for determining the main parameters, calculate and check gear, shaft size determination and verification of the synchronizer selection method. Meanwhile, the analysis and design of the appropriate agencies, and finally draw the transmission of drawings.

Key words:manual transmission; gear; axle; synchronizer

目  录

1前言1

1.1本次设计的目的及意义1

1.2汽车变速器的现状1

1.3变速器设计的主要问题1

2变速器的设计方案1

2.1设计任务和内容1

2.2变速器的功用和要求1

2.3变速器传动机构的选择2

2.3.1倒档的方案选择2

2.4变速器主要零件的结构分析3

2.4.1确定齿轮型式3

2.4.2换挡结构型式3

2.5传动方案的确定3

3变速器主要参数的选择与齿轮设计4

3.1变速器主要参数的选择4

3.1.1变速器档位数和传动比4

3.1.2中心距的确定5

3.2变位齿轮的变位计算（采用高度变位圆柱直齿轮）8

4齿轮的强度计算与材料的选择10

4.1齿轮的强度计算和校核10

4.1.1齿轮弯曲强度计算10

4.1.2齿轮材料接触应力11

5轴的设计13

5.1初选轴的直径13

5.2轴的校核13

5.2.1第一轴的强度和刚度校核14

5.2.2第二轴的强度与刚度校核14

6同步器与操纵机构的结构设计16

6.1步器结构设计16

6.2同步环主要参数的确定17

6.2.1同步环锥面上的螺纹槽17

6.2.2锥面半锥角17

6.2.3摩擦锥面平均半径R17

6.2.4锥面工作长度b17

6.2.5同步环径向厚度17

6.2.6锁止角β17

6.2.7同步时间t17

6.3变速器的操纵机构18

7结论19

参考文献20

致  谢21

1前言

1.1本次设计的目的及意义

在我国，汽车工业起步较晚。入世后，对我国的汽车工业及机遇，也是挑战。随着我国汽车工业的不断壮大，以及汽车行业快速的发展，如何设计出既经济实惠，又性能优良，并且符合我国情的汽车已经成为至关重要的问题了。

1.2汽车变速器的现状

当前世界上的变速器手动变速器（MT）既经济性好而且娱乐性强同时节能效果好，但驾驶者技术要求高；自动变速器（AT）节能较差，但驾驶操作简单和较舒适；手自一体变速器（AMT）有手动变速器（MT）和自动变速器（AT）的所有优点，不足之处是是换挡时会短暂的中断，导致舒适性较差；无级变速器(CVT)结构简单、效率高、功率高等优点，换挡时车速变化平稳，但传动带易坏，而且不能承受大的载荷；双离合变速器（DCT）结合了手动变速器（MT）油耗低和自动变速器（AT）良好的舒适性，它是有传统的手动变速器转变而来，它是变速器的最高技术。

1.3变速器设计的主要问题

1）目前汽车变速器发展中至关重要问题是如何设计出既节能环保又经济的汽车变速器。

2）自动变速器由于它操作简单方便，得到发展非常迅速，但也降低了驾驶的乐趣。因此，在不减少驾车乐趣的同时，还可以使操作更方便，是变速器设计的一个发展方向。

3）设计出结构简单、有高效传动、而且汽车换挡平稳以及良好的舒适性是变速器设计难以攻克的难关。

2变速器的设计方案

2.1设计任务和内容

此设计的任务是设计轿车的三轴五档变速器，用东风风神变速器的主要参数。要求完成三轴五档变速器的设计、计算和绘图。

参考文献

[1]  王望予.汽车设计[A].北京：机械工业出版社，2004.

[2]  倪桂荣.汽车构造[A].天津：天津科学技术出版社，2009.

[3]  编委会.机械设计手册(1-5卷)[M].北京：机械工业出版社，2004.

[4]  张一民.汽车零部件可靠性设计[M].北京：北京理工大学出版社，2000.

[5]  刘鸿文.材料力学[A].北京：高等教育出版社，2011.

[6]  袁祖强.机械设计基础课程设计指导书[A].北京：北京航空航天大学出版社，2013.

[7]  孙桓，陈作模，葛文杰.机械原理[A].北京：高等教育出版社，2006.

[8]  陈国定，吴立言.机械设计[A].北京：高等教育出版社，2013.

[9]  郭克希，王建国.机械制图[A].北京：机械工业出版社，2010.

[10]  付求涯，邱小童.互换性与技术测量[A].北京：北京航空航天大学出版社，2011.

[11]  WangShuqing，DesignofDieCastingDieforEA111OilTankGeChundong[J]，Automobile，1994.

[12]  liwei,ApplicationofLostFoamCastingtoArtCasting,TechnicalQualityCenterofMachineryPlant[J]，2006.


内容简介：
中国地质大学长城学院 本 科 毕 业 设 计 题目 汽车手动三轴五档变速器设计 系 别 工程技术系 专 业 机械 设计制造及其自动化 学生姓名 齐乐峰 学 号 05211529 指导教师 孙晓燕 职 称 讲师 2015 年 4 月 30 日 nts 摘 要 变速器是汽车传动系统中至关重要的部分，它设计的直接影响到汽车的经济性、动力性和驾乘舒适性等。本文阐述了汽车的设计和验证的主传动的设计和计算过 程，可分为两个部分。 本设计介绍汽车手动变速器的作用和要求，同时还说明了变速器各种传动结构方案的对比。设计说明主要参数的确定方法，齿轮计算和校核，轴上尺寸确定和校核，对同步器的选择方法。同时，分析和设计了相应的机构，最后画出变速器的图纸。 关键词： 手动变速器； 齿轮； 轴； 同步器 nts ABSTRACT Transmission is a vital part of the automobile transmission, which directly affect the design of the cars economy, power and ride comfort, etc. This paper describes the design and calculation of automotive design and verification of the main drive can be divided into two parts. This design describes the role and requirements of the automotive manual transmission, but also shows the comparison of various transmission structure transmission scheme. Design description method for determining the main parameters, calculate and check gear, shaft size determination and verification of the synchronizer selection method. Meanwhile, the analysis and design of the appropriate agencies, and finally draw the transmission of drawings. Key words:manual transmission; gear; axle; synchronizer nts 目 录 1 前言 . 1 1.1本次设计的目的及意义 . 1 1.2汽车变速器的现状 . 1 1.3变速器设计的主要问题 . 1 2 变速器的设计方案 . 1 2.1设计任务和内容 . 1 2.2变速器的功用和要求 . 1 2.3变速器传动机构的选择 . 2 2.3.1倒档的方案选择 . 2 2.4变速器主要零件的结构分析 . 3 2.4.1确定齿轮型式 . 3 2.4.2换挡结构型式 . 3 2.5传动方案的确定 . 3 3 变速器主要参数的选择与齿轮设计 . 4 3.1变速器主要参数的选择 . 4 3.1.1变速器档位数和传动比 . 4 3.1.2中心距的确定 . 5 3.2变位齿轮的变位计算（采用高度变位圆柱直齿轮） . 8 4 齿轮的强度计算与材料的选择 . 10 4.1齿轮的强度计算和校核 . 10 4.1.1齿轮弯曲强度计算 . 10 4.1.2齿轮材料接触应力 .11 5 轴的设计 . 13 5.1初选轴的直径 . 13 5.2轴的校核 . 13 5.2.1第一轴的强度和刚度校核 . 14 5.2.2第二轴的强度与刚度校核 . 14 6 同步器与操纵机构的结构设计 . 16 6.1步器结构设计 . 16 6.2同步环主要参数的确定 . 17 6.2.1同步环锥面上的螺纹槽 . 17 6.2.2锥面半锥角 . 17 6.2.3摩擦锥面平均半径 R . 17 6.2.4锥面工作长度 b . 17 6.2.5同步环径向厚度 . 17 6.2.6锁止角 . 17 6.2.7同步时间 t . 17 6.3变速器的操纵机构 . 18 7 结论 . 19 参考文献 . 20 致 谢 . 21 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 1 1 前言 1.1 本次设计的目的及意义 在我国，汽车工业起步较晚。入世后，对我国的汽车工业及机遇，也是挑战。随着我国汽车工业的不断壮大，以及汽车行业快速的发展，如何设计出既经济实惠，又性能优良，并且符合我国情的汽车已经成为至关重要的问题了。 1.2 汽车变速器的现状 当前世界上的变速器手动变速器（ MT）既经济性好而且娱乐性强同时节能效果好，但驾驶者技术要求高；自动变速器（ AT）节能较差，但驾驶操作简单和较舒适；手自一体变速器（ AMT）有手动变速器（ MT）和自动变速器（ AT）的所有优点，不足之处是是换挡时会短暂的中断，导致舒适性较差；无级变速器 (CVT)结构简单、效率高、功率高等优点，换挡时车速变化平稳，但传动带易坏，而且不能承受大的载荷；双离合变速器（ DCT）结合了手动变速器（ MT）油耗低和自动变速器（ AT）良好的舒适性，它是有传统的手动变速器转变而来，它是变速器的最高技术。 1.3 变速器设计的主要问题 1） 目前 汽车变速器发展中至关重要问题是如何设计出既节能环保又经济的汽车变速器 。 2） 自动变速器由于它操作简单方便，得到发展非常迅速，但也降低了驾驶的乐趣 。因此，在不减少驾车乐趣的同时， 还可以使操作更方便 ，是变速器设计的一个发展方向 。 3） 设计出结构简单、有高效传动、而且汽车换挡平稳以及良好的舒适性是变速器设计难以攻克的难关。 2 变速器的设计方案 2.1 设计任务和内容 此设计的任务是设计轿车的三轴五档变速器，用东风风神变速器的主要参数。 要求完成 三轴五档变速器的设计 、计算和绘图。 2.2 变速器的功用和要求 变速器既能改变 输出轴与输入轴的传动比，又能 使汽车实现倒退和重新启动，同时防止汽 车滑行和停车时使发动机与传动系统分离；必要时还应有动力输出功能。 为了变速器传输性能好，应提出如下设计要求。 1) 保证较高的动力性和经济性。工作可靠，操纵方便。 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 2 2) 设置空挡， 必要时使发动机和传输系统 分离；设置倒档，使汽车能倒车。 3) 体积和重量小。传动效率高、噪声小。 4) 进行零件的标准化，通用的传输和系列设计组件，应符合相关标准和法规 。 5) 满足设计动力输出装置。 2.3 变速器传动机构的选择 东风风神 是发动机前置，后轮驱动，因此采用三轴式变速器。 2.3.1 倒档的方案选择 倒档结构方案有以下几种： 图 2-1a方案是在前进 档的传动中，增加一个传动，使结构简单，但齿轮受交替变化的弯曲应力。 图 2-1b方案是在换倒档时使用中间轴上一档的齿轮，于是缩小了中间轴的长度。但要两对齿轮同时啮合，换挡较困难。 图 2-1c方案可有较高的传动比，缺点是换挡不合理。 图 2-1d方案针对前者的缺点进行了变动，常出现在货车变速器中。 图 2-1e方案是将中间轴上的一与倒档齿轮变成一体，使其齿宽增宽。 图 2-1f方案适用于全部齿轮副都为常啮合齿轮，换挡轻便。 图 2-1g方案。由于倒挡须用一根变速器拨叉轴，使操纵机构较复杂。 因此， 本次用图 2-1f所示方 案的倒档换挡方式。 图 2-1 倒挡的结构简图 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 3 2.4 变速器主要零件的结构分析 2.4.1 确定齿轮型式 有级变速器结构的趋向于是多个常啮合齿轮副，于是用斜齿轮。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮的较长得使用寿命，较低的噪音等优点；其缺点使制造过程变得复杂，和工作受轴向力。变速器的常啮合齿轮都用斜齿圆柱齿轮，尽管会使常啮合齿轮数有所变多，并使变速器的转动惯量变大。 直齿圆柱齿轮限用于低速挡与倒档中。 于是其他齿轮都用斜齿轮传动。 2.4.2 换挡结构型式 目前，大部分汽车中的变速器都使用同步器 来换挡。选用同步器换挡时可使齿轮在换挡时不受力，并且齿轮强度得以充分发挥，同时操纵便捷，缩小换档时间，于是汽车的加速性、经济性与驾驶安全性都有所提高。其缺点结构较复杂与精度要求较高，轴向尺寸变大，且铜质同步环的使用寿命短。大多数汽车变速器都采用同步器。 2.5 传动方案的确定 通过分析和传输类型的选择，传动方案和结构方案的主要部分，并根据设计任务和要求传输如图 2-5所示是最后决定。 其传动路线： 1档：一轴 1 2 中间轴 10 9 9、 11 间同步器 二轴 输出 ； 2档：一轴 1 2 中间轴 8 7 5、 7间同 步器 二轴 输出 ； 3档：一轴 1 2 中间轴 6 5 5、 7间同步器 二轴 输出 ； 4档：为直接档，即一轴 1 1、 3同步器 二轴 输出 ； 5档：一轴 1 2 中间轴 4 3 1、 3同步器 二轴 输出 ； 倒档：一轴 1 2 中间轴 12 13 11、 9间同步器 二轴 输出。 图 2-2 传动机构简图 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 4 3 变速器主要参数的选择与齿轮设计 3.1 变速器主要参数的选择 主要参数源于东风风神 H30发动机，故有下面 ： 最高时速 :185km/h； 轮胎型号 :205/50R16； 最大扭矩 :145Nm/4200rpm； 最大功率 :85kw/6000rpm； 主减速比 :4.782。 3.1.1 变速器档位数和传动比 现在，为了使降低燃料消耗，因此变速器的齿数数量增加。目前，汽车 的变速器 一般是 4 5个 挡位 。本设计采用 5个档位。 选择最低速档传动比时，主要根据 4个参数综合考虑、确定：汽车的最低稳定车速；主减速比与驱动轮的滚动半径；汽车的最大爬坡角度；驱动轮与路面的附着力的大小。 当汽车爬斜坡时车速较低，空气阻力可忽略不及，这时最大驱动力用于克服轮胎与路面的转动阻力及爬坡阻力。故有 m a xm a xm a xr01gm a x mgs i nc o smgr iiT fTe（公式 3 1） 故最大爬坡度是要求的变速器档传动比为： Teg iT ri 0m ax rm axmg（公式 3 2） 式中 m 汽车总质量； g 重力加速度； max 道路最大阻力系数； r 驱动轮滚动半径； emaxT 发动机最大转矩； 0i-主减速比； 汽车传动系的传动效率。 结合公式（ 3 1）与（ 3 2），可得变速器档传动比为： Teg iT rGi 0max r21 （公式 3-3） 式中 2G 满载时的载荷； 路面的附着系数，取 0.5 0.6； 由有已知条件： m 满载 =1600； r =305.7；emaxT=145Nm；0i=4.782； =0.95 根据公式（ 3-3）可得 :1gi=3.85。 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 5 轿车的超速档的传动比为 0.7 0.8。故取五档传动比g5i=0.75。 中间档的传动比理论上按公比为： 1-nimingmaxiiq（ 公式 3-4） 的等比数列，实际上与理论上稍微不同，因齿数是一个整数，档位间的公比稍微小，还要兼顾合理匹配和发动机参数。根据上式可得出： q=1.51。 故有：2gi=2.55、3gi=1.69、4gi=1.12（修正为 1）。 3.1.2 中心距的确定 由常用的的经验公式可求出中心距 A： 3 m a x1A TKA （公式 3-5） 式中 AK -中心距系数，对轿车取 8.9 9.3； lmaxT 变速器一档时输出扭矩。 mN34.5 3 0iTT 1ge m a xm a x1 （ 公式 3-6） 由此可得出初始中心距 A=72.04-75.23mm。 中心距在 60 80范围内变化是轿车的变速器，故初取 A=75mm。 3.1.3 齿轮参数 1) 齿轮模数 选择齿轮模数时，总体原则是：减小噪声的同时降低模数，齿宽变大；为变小质量，应该变大模数，同时减小齿宽；从制造方面考虑，齿轮应选同一个模数，然而从强度方面考虑，齿轮应选不同的模数。 减少汽车齿轮噪声是非常重要的，因此应选择较小的齿轮模数。 变速器用齿轮模数范围如下：微型和普通级轿车为 2.25 2.75mm，中级轿车为 2.753.0mm，中型货车为 3.5 4.5mm，重型货车为 4.5 6.0mm。啮合套与同步器的接合齿大部分用渐开线齿形。由于制造上的原因，同一变速器中的接合齿模数一致。使用范围：轿车和轻型及中型货车为 2 3.5mm；重型货车为 3.5 5mm。选较小的模数应增多齿数，有利于换挡。 于是，一挡、二挡与倒挡及常啮合齿轮的模数为 3.0mm；三挡、五挡齿轮为 2.5mm。 2) 齿形、压力角、螺旋角和齿宽 b 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的齿轮压力角为 20。 3) 预取螺旋角值：挡： =0（直齿轮）；挡： =19；挡： =23；挡： =28；倒挡： =0（直齿轮）；第一轴常啮合齿轮： =30。 4) 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽 b 直齿 cb k m,ck 齿宽系数，取为 4.5 8.0，本设计取 ck =6； nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 6 斜齿 cnb k m ， ck 取为 6.0 8.5，本设计取 ck =6。 则各挡齿轮的宽度为：挡： b=6 3=18；挡： b=6 3=18；挡： b=6 2.5=15；挡： b=6 2.5=15 ；倒挡： b=6 3=18 ；第一轴常啮合齿轮： b=6 3=18。 3.1.4 各挡传动比及其齿轮齿数的确定 1) 一挡齿数的确定 一挡传动比为： 85.3zz zzi101921 （公式 3-7） 若一挡齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可算出，为求一挡的齿数，要先求其齿轮和 zh,各挡齿数和可由下面公式计算： 直齿： 2hAzm（公式 3-8） 斜齿： 2 c o sh nAz m （公式 3-9） 乘用车中间轴上一挡齿轮的齿数可在 15 17之间选取，本设计取 z10=15，初选 10=0，mn=3。 代入公式（ 3-8）得到： zh=50，则 z9=50-15=35。 对中心距 A进行修正 由于计算出齿数和后，通过取整使中心距发生了变化，所以要按照取定的齿数和与齿轮变位系， 2 hmzA（公式 3-10） 将各已知条件代入式（ 3-8），取整后得到： A=75mm。 2) 确定常啮合齿轮副的齿数 2911 10zzi zz （公式 3-11） 而常啮合齿轮的中心距与一挡相等，即： 122()2 cosnm z zA （公式 3-12） 已知各参数如下： mmAzzn 75,15,35,30,3m 1092 代入上述公式联立解方程组求解后取整： z1=17， z2=27。 7.315351727zi109121 zzz（公式 3-13） 最后，按照所算出的齿数，根据式（ 3-5）计算螺旋角值： 88.0752 )2717(32 )(c os 212 A zzm n （公式 3-14） nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 7 计算出精确的螺旋角值： 。 36.2888.0a rc c os2 3) 确定其他挡位的齿数 二挡齿数的确定 ： 已知： 55.2,75,3m2 iAn由式子： 81722 zz zzi （公式 3-15） 7 1282z zizz （公式 3-16） 788()2 c o snm z zA （公式 3-17） 此外，由于抵消或减小中间轴上的轴向力，于是还要必须满足下列关系式： 7228 1 2 8t a n ( 1 )t a n zzz z z （公式 3-18） 联立上述方程式，解得： 91.29,63.18,81.13 788 zz 调整后的齿轮齿数为： z7=30， z8=19。 51.219301727i87122 zzzz（ 公式 3-19） 依据计算二档齿数的方法可以得出其它档位齿数，其计算结果如下： 三挡齿数的确定 z5=29， z6=27， 6=23.13， i3=1.71。 五挡齿数的确定 z3=17， z4=35， 4=30.94， i4=0.77。 因为第四挡为直接挡，传动比为 1，所以无需计算。 4) 确定倒挡齿轮的齿数 倒挡齿轮采用直齿轮，其模数 3，通常倒挡轴齿轮的齿数取 21 23 之间，所以初选z13=22， z12小于 z10取为 14， z11为 34； 3 4 3 1 4 3 7 2 8 022 （公式 3-20） 不发生运动接触所以合适。 86.3172714222234 Ri （公式 3-21） 中间轴与倒挡轴之间的距离的确定： 1 2 1 311( ) 3 ( 1 4 2 2 ) 5 422nA m z z mm （公式 3-22） 第二轴与倒挡轴之间的距离确定： nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 8 1 1 1 311( ) 3 ( 3 4 2 2 ) 8 422nA m z z mm （公式 3-23） 3.2 变位齿轮的变位计算 （采用高度变位圆柱直齿轮） 保证各个齿轮不发生根切的条件： m i nm i nazzxh z （公式 3-24） 式中： ha* 齿顶高系数，取 1； zmin 避免根切时标准齿数的最小值为 17； c* 顶隙系数，取 0.25。 则一挡和倒挡齿轮不发生根切的条件为： m i n 99m i nazzxhz （公式 3-25） m in 1 010m inazzxh z （公式 3-26） m i n 1 111m i nazzxhz （公式 3-27） m i n 1 212m i nazzxh z （公式 3-28） m i n 1 313m i nazzxhz （公式 3-29） 将数据代入以上公式得： 06.117 35171m i n9m i n9 z zzhx a（公式 3-30） m i n 1 313m i n1 7 2 21 0 . 2 9 417a zzxh z （公式 3-31） 取： x9=-0.1； x13=-0.2。 变位齿轮主要可分为高度变位和角度变位，而此次选用高度变位。高度变位齿轮的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零，因此，和齿轮 9啮合的和齿轮 13啮合的齿轮 11的变位系数为齿轮 10的变位系数为 x10=0.1；和齿轮 13啮合的齿轮 12的变位系数为 x12=-0.2。 以下是齿轮的主要参数及尺寸，见表 3-1。 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 9 表 3-1 齿轮的主要参 数 主要参数 齿数 模数（ mm） 螺旋角 变位 系数 分度圆 直径（ mm） 齿根圆 直径（ mm） 齿顶圆 直径（ mm） 1 档 Z10 15 3 0 -0.1 45 38.1 51.6 Z9 35 0.1 105 96.9 110.4 2 档 Z8 19 3 18.78 0 58 50.9 64.4 Z7 30 0 92 85.2 98.7 3 档 Z6 27 2.5 23.12 0 72 67.1 78.3 Z5 29 0 78 72.5 83.9 5 档 Z4 35 2.5 30.96 0 101 95.7 107.1 Z3 17 0 49 43.3 54.5 常啮 Z2 27 3 28.36 0 92 84.5 98.9 Z1 17 0 58 50.4 63.9 倒档 Z12 14 3 0 0.2 42 35.7 49.2 Z13 22 -0.2 66 57.3 70.8 Z11 34 0.2 102 95.7 109.2 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 10 4 齿轮的强度计算与材料的选择 4.1 齿轮的强度计算和校核 本设计所取的齿轮材料为 40Cr。 4.1.1 齿轮弯曲强度计算 1) 直齿轮弯曲应力 wbty KKF ftw 10（公式 4 1） 式中 w 弯曲应力（ MPa）； Ft10 齿轮 10 的圆周力，dTF gt 210 ；其中gT为计算载荷， d为节圆半径； K 应力集中系数，取 1.65； fK 摩擦力影响系数，主动齿轮与从动齿轮分别选 1.1、 0.9； b 齿宽； t 端面齿距； y 齿形系数，如图 4 1所示： 图 4-1 齿形系数图 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 11 一档时，计算中间轴上 的扭矩为： zzzzTT eg 12109m a x （公式 4 2） 可求得gT=652500Nmm。 解出 Ft10代入式（ 4 1）中， 可得： MPa8.69101w ； MPa2.5839w ； 在计算载荷作用在第一轴上的最大 扭矩emaxT时，齿轮的弯曲应力在 400 850Ma之间。 2) 斜齿轮弯曲应力 KKFbtytw （公式 4 3） 式中K为重合度影响系数，取 2.0；其他参数与式（ 4 1）注释相同，K=1.50，取齿形系数 y时，按当量模数在图（ 4 1）中查的。 二档齿轮圆周力： dTFF gtt 878 2（公式 4 4） 按斜齿轮参数计算公式求出： 。mmN2.4 4 8 787 FF tt齿轮 8的当量齿数 z8=47.7，可查表（ 4-1）得： y8=0.153。 故可求得： MPa32.2458w ； 同理可得 MPa4.2727w ； 按照计算二档齿轮的方法求出剩下档位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下： 三档： MPa4.2975w ； MPa1.2896w ； 四档： MPa4.2311w ； MPa8.2092w ； 五档： MPa5.2323w ； MPa9.2304w ； 在计算载荷作用在第一轴上的最大扭矩时，常啮合齿轮和高档齿轮的许用应力在180 350MPa范围内。 于是，以上对直齿轮和斜齿轮的都符合弯曲强度要求。 4.1.2 齿轮材料接触应力 齿轮材料接触应力： )11(4 1 8.0 bzj bFE （公式 4 5） 式j-齿轮的接触应力； F-齿面上法向力， coscos 1FF ， F1-圆周力； nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 12 节点处的压力角； 齿轮的螺旋角； E 齿轮材料的弹性模数，取 E=190 103Mpa； B 齿轮接触时实际宽度； b、z-主、从 动轮的曲率半径。 直齿轮： sinr zz （公式 4 6） sinr bb （公式 4 7） 斜齿轮： cos2sinr zz （公式 4 8） cos2sinr bb （公式 4 9） 其中，bz rr、分别是主、从动齿轮的节圆半径（ mm）。 当取作用在变速器第一轴上的载荷emaxT为计算载荷时，齿轮的许用接触应力 j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 一档和倒档 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高档 1300 1400 650 700 通过计算可以得出各挡齿轮的接触应力分别如下： 一档： MPa7.19831 j； 二档： MPa4.13532 j； 三档： MPa9.12733 j； 四档： MPa3.12484 j； 五档： MPa3.10655 j； 倒档： MPa4.1935jr。 对照上表 4 1可知，变速器的齿轮的接触应力均符合要求。 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 13 5 轴的设计 5.1 初选轴的直径 在中间轴式变速器中心距 A 时，第二轴和中间轴中部直径 d 为（ 0.45 0.60） A，轴的最大直径 d 和支承间距离 l 的比值：对中间轴， 0 .1 6 0 .1 8d l ；对第二轴，0 .1 8 0 .2 1d l 。第一轴上花键直径 d可按下式初选： 3 maxeTKd （公式 5 1） 式中： K 经验系数， K=4.0 4.6； mmNTe m a x 发动机最大转矩，。 第二轴和中间轴中部直径： mmd 4575.3375)60.045.0( 。 故第二轴最大轴径取 45mm；中间轴最大轴 径取 40mm。 中间轴长度初选： 0 . 1 6 0 . 1 8d L mm （公式 5 2） mm2 502 2218.016.0 dL （公式 5 3） 取 L=222mm。 第二轴长度初选： 0 . 1 8 0 . 2 1d L mm （公式 5 4） mm2 503.2 1421.018.0 dL （公式 5 5） 取 L=235mm。 第一轴长度初选： mmTKd e 17.2402.21254.5)6.40.4(1456.40.4 33 m a x （公式 5 6） 取 d=24mm。 0 .1 6 0 .1 8d L mm （公式 5 7） mm00.15033.13318.016.0 dL （公式 5 8） L取 140mm。 5.2 轴的校核 由于先确定变速器结构，然后选择的轴的大小，因此一般来说强度是足够的。于是仅对其危险断面进行检验即可。本设计的变速器，在 设计的过程中，轴的强度和刚度均有一定的余量。所以，在进行校核时仅校核一档处即可；车辆在驾驶的过程中，一档处的传动扭矩最大，即轴此时承受的扭矩也最大。因为第二轴结构较复杂，故重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 14 5.2.1 第一轴的强度和刚度校核 由于第一轴在运转的过程当中，受到很小的弯矩力，故忽略不计。于是认为其只受扭矩。此种情况下，轴的扭矩强度条件公式为： TTTPTW d 32.0 n9550000 （公式 5 9） 式中 T-扭矩切应力； T 轴所受的扭矩； WT-州的抗扭界面系数； P 轴传递的功率； d 计算截面处轴的直径； T 许用扭转切应力。 将 P=85kw， n=5750r/min， d=24mm代入（公式 5 9）可得： T=51.1MPa。 选用 40Cr，由查表可知 T=55Pa，故 TT ,符合强度要求。 轴的扭转变形用每米长的扭转角 来表示。其计算公式为： PGIT41073.5 （公式 5 10） 式中 T 轴所受的扭矩； G 轴的材料的剪切弹 性模数，对于钢材， G=8.1 104MPa； pI 轴截面的极惯性矩，pI= d4/32； 将已知数据代入（公式 5 10）可得： ；9.0 对于一般传动轴可取 ;m/15.0 故也符合刚度要求。 5.2.2 第二轴 的强度与刚度校核 1) 轴的强度校核 用齿轮啮合的圆周力 Ft、径向力 Fr及轴向力 Fa可按下式求出： d i2 emaxt TF （公式 5 11） d c o s tani2 e m a xr TF（公式 5 12） d ta ni2 e m a xa TF（公式 5 13） 式中 85.3i 处为一档的传动比计算齿轮的传动比，此 ； d 齿轮的节圆半径，取 d=105mm； 压力角，取 =20； 螺旋角，取 =30； nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 15 emaxT 发动机最大转矩，取emaxT=14500Nmm； 代入上式可得： Ft=10633.3N； Fr=4468.9N； Fa=6139.2N。 危险截面的受力分析图： 表 5-1 危险截面受力分析 水平面： F1(170 65)=Fr 65，可得出 F1=1236.1N； 水平面内所受力矩：cM=170 F1 10-3=197.8N m； 垂直面： 65170170F2dFF ta1 （公式 5 14） 可求得 F1=6320.6N 于是垂直面所受力矩： 。mmN3.1 0 1 110170M 31s F该轴所受扭矩为： 222 JSC TMMM （公式 5 15） 有 TJ=145 3.85=558.3N，故危险截面所受的弯矩为： mmN1017.1M 6 。 则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力 （ MPa）： d332M（公式 5 16） 将 M代入上式，可得： MPa3.10 ，在低档工作时，选用 45钢，由此可知 MPa55 。因此有： ，符合要求。 2) 轴的刚度 校核 图 5-4 变速器轴的挠度和转角 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 16 第二轴在垂直面内的挠度 fc和在水平面内的挠度 fs可分别按下式计算： EILF3 baf223c (公式 5-17) EILF3 baf224s （公式 5-18） 式中 F3-齿轮齿宽中间平面上的径向力， F3=Fr； F4-齿轮齿宽中间平面上的圆周力， F4=Ft； E 弹性模数， E=2.1 100000MPa； I-惯性矩，64dI4 ， d为轴的直径； a、 b 为齿轮座上的作用力距支座 a、 b距离； L 支座之间的距离。 将数值代入式（ 5-17） 、（ 5-18）得： fc =0.13； fs =0.13。 故轴的全挠度为 mm2.0mm871.0f ff 2s2c ，符合刚度要求。 6 同步器与操纵机构的结构设计 6.1 同步器结构设计 设计选用锁销式同步器，其结构如下图 6-1所示： 图 6-1 锁销式同步器 1、 6-变速器齿轮 2-定位销 3-结合套 4-锥盘 5-锥环 7-锁销 8-花键珲 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 17 6.2 同步环主要参数的确定 6.2.1 同步环锥面上的螺纹槽 过窄的螺纹槽螺线顶部设计，会刮去存在于摩擦锥面之间的油膜。造成磨损加速的原因是顶部宽度过窄而影响到的接触面的压强。 一般而言，槽宽是 3 4mm 的范围，轴向泄油槽一般情况下是 6 12个。 6.2.2 锥面半锥角 为了使摩擦力矩较大应让摩擦锥面半锥角 较小。造成摩擦锥面出现自锁现象的原因是 过小，当 TAN f 时，所以为避免自锁要使 TAN f 。一般 =6 8。当 =6时，会产生 较大的摩擦力矩，不容易控制锥面的表面粗糙度；在 =7时一般不会出现咬住现象。 6.2.3 摩擦锥面平均半径 R R设计得越大，则摩擦力矩越大。尽可能将 R取大些。 6.2.4 锥面工作长度 b 22 mMbpfR（公式 6-1） 6.2.5 同步环径向厚度 与摩擦锥面半径平均值相等，虽然同步环的径向厚度受到机构布置上的限制，但是同步环的径向厚度要保证同步环有充分的强度。 6.2.6 锁止角 要选用的正确锁止角，当换档过程中两部分之间的角速度差达到零时，这时候进行换档。而且保证已有结构的 锁止角处于 26 46范围内。 6.2.7 同步时间 t 同步时间是同步要连接的两个部分达到同步的时间，故时间越短越好 。同步时间与车型有关，计算时应在范围内选取：对轿车变速器高档取 0.150.30s,低档取 0.50 0.80s；对货车变速器高档取 0.30 0.80s，低档取 1.00 1.50s。 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 18 6.3 变速器的操纵机构 保持各档位的齿轮与啮合套或同步器移动一定的间隔，使其到达要求的档位，而且不可以出现同时挂两个档位，这就是变速器操纵机构的作用。 1) 设计变速器操纵机构时，应满足以下要求： a. 要有锁止装 置，包括自锁、互锁和倒档锁； b. 换档时动作轻便且省力，同时减轻驾驶员的疲劳强度； c. 有必要的手感反馈。 2) 换档位置 确定换档位置是设计操纵机构至关重要的一步，因而换档位置要操作便利。因此选择是注意如下三点： a. 按换档次序来排列； b. 中间位置放置常用当，两边放其它档位要； c. 为了防止误挂倒档，常常将倒档设计在最靠边的位置。 由以上三点，故变速器的换档位置如下图： 图 6-3 换档位置图 nts中国地质大学长城学院 2015 届毕业设计 19 7 结论 通过这段时间的学习，完成了轿车手动五挡变速器的设计。首先研究题目到确定变速器的设计方案，最后论文的完成，每一步都 认真对待，毕业设计对于即将毕业的我来说不仅是对我大学四年所学知识的检验，同时也是在即将参加工作之前的历练。在毕业设计过程当中，让我对大学四年所学到的知识有了个全新的认识，而且中间不懂的地方问老师问同学，有的需要查阅的知识及时查阅
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本文标题：汽车手动三轴五档变速器设计【优秀含6张CAD图纸+汽车变速器全套课程毕业设计】
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