手动式轿车变速器设计

  湖  南  农  业  大  学  全日制普通本科生毕业设计  手动式轿车变速器设计  生姓名： 于  洋           学     号： 201240670107 年级专业及班级： 2012 级车辆工程（ 1）班  指导老师及职称： 彭才望  讲师   学     院： 工学院     湖南长沙    提交日期： 2016 年 5 月     湖南农业大学全日制普通本科生毕业设计  诚  信  声  明  本人郑重声明：所呈交的本科毕设计是本人在指导老师的指导下，进行研究工作所取得的成果，成果不存在知识产权争议。除文中已经注明引用的内容外，本 设计 不含任何其他个人或集体已经发表或撰写过的作品成果。对 设计 的研究做出重要贡献的个人和集体在文中均作了明确的说明并表示了谢意。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。  毕业设计作者签名：  年     月     日     目     录  摘要  . 1 关键词  . 1 1 绪论  . 2 述  . 2 速器设计的基本要求  . 2 内外汽车变速器的发展现状  . 2 计的内容及方法  . 3 2 变速器传动机构与操纵机构方案选择  . 3 速器传动机构布置方案  . 3 速器传动方案分析与选择  . 3 挡布置方案  . 3 部件结构方案分析  . 3 型的操作机构和锁定装置  . 4 3 变速器传动机构的设计与计算  . 5 定变速器主要参数  . 5 速器各档传动比的确定  . 5 心距及外形尺寸的确定  . 7 轮参数的选择  . 7 档齿轮齿数分配并计算传动比  . 8 核变速器齿轮强度  . 10 轮材料的选择原则  . 10 速器齿轮弯曲强度校核  . 10 轮接触应力校核  . 11    档齿轮校核  . 14 析轴的结构并计算尺寸  . 15 的工艺要求  . 15 选轴的直径  . 15 定轴的最小直径  . 17 算轴的强度  . 17 的刚度计算  . 17 的强度计算  . 21 择轴承并计算其寿命  . 26 择输入轴轴承并计算其寿命  . 26 择输出轴轴承并计算其寿命  . 28 4 同步器及操纵机构设计  . 29 步器  . 29 步器的工作原理  . 29 性式同步器  . 29 定锁环式同步器尺寸参数  . 30 定主要参数  . 30 纵机构  . 31 述  . 31 接操纵手动换挡变速器  . 31 速器壳体  . 31 5 总结  . 32 参考文献  . 32 致谢  . 33  1 手动式轿车变速器设计  学     生：于   洋  指导老师：彭才望  (湖南农业大学工学 院 ,长沙  410128) 摘   要： 随着国内经济的指数式发展，车辆早已 开进到各家各户中，同时对车辆的安全性、舒适度上的要求已经向全球水平看齐。在汽车行进过程中，变速器起着尤为重要的作用。汽车传动系统的关键的一环就是变速器，其工作的范围主要是把发动机的转矩通过转变后传递给主减速器，结果是将有效率的动力驱动车轮，可以再任何情况下改变变速器设置来满足要求。且还可以设置空挡来阻断动力，倒挡等。  在本文中所参照的变速器参数为比亚迪思锐车型，知道了发动机的输出扭矩、转速及最高车速，总质量、车轮直径等方面后，重点计算变速器齿轮、轴的结构参数；分析变速器传动方案及结构形式；进而改进操纵机构和 同步器结构，使车辆的动力传递性能提高。  下文对变速器的主要参数进行验证，包括齿轮强度的校核、变速器轴强度和刚度的校核、轴承寿命的验算等，计算结果表明整体性能满足要求。  关键词 ： 两轴式；变速器；齿轮；同步器；设计；校核  U 10128, of of to a in of of is of is to of by to is be of be is to to     2 In to YD on of to a is of of of of wo   绪论  概述  汽车设计中，主要的一节莫过于变速器的设计。变速器的作用主要是转变发动机与车轮间的扭矩与转速，为的是能够让车辆在最佳范围内工作。应对不一样的情况时，获得一样的牵引力和速度。所以现如今，变速器也是评价一辆车好坏的重要指标。设计不合理的变速器不仅使发动机的效率降低，还会引发噪声污染，使乘车体验下降。  变速器设计的基本要求  作为汽车动力系统的组成角色，设计高效实用的变速器最为重要。车辆的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率都直接或间接受到变速器影响。从 目前的趋势来看，变速器要有着较小的尺寸和出色的性能。进行设计以前，能够对现实问题把主要数据进行确定：中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各齿轮齿数。  其设计的基本要求有：确保车辆有高效的效率；设计空挡来确保阻断动力传递；设计倒挡；换档过程快速省劲；结构简单，设计合理；延长使用寿命；尽量缩小体积数据减轻重量，使用原料便宜维护便利。  国内外汽车变速器的发展现状  国际范围上，变速器的选择与学习主要是电控自动变速器，其有着非常好的机动性能，安全性能，解放双手，但是却得不到操纵车辆所来的驾驶乐趣 ，这并不像传统的手动式变速器，能够感受到车辆在自己的手中得到控制，优秀的传动效率和可靠性也能加分不少。但中国范围看，手动变式速器依然占据重要比例。各个汽车企业早已精通手动变速器的设计，越做越精，而且性价比高。      3 设计的内容及方法  本文是在给定发动机输出扭矩、转速及最高车速、最大爬坡度的参数下，完成变速器设计，并绘制出装配图和主要零件图纸，具体步骤如下：  1、 分析变速器传动机构并选择；  2、 变速器主要参数的选择；  3、 校验变速器齿轮强度；  4、 计算轴 的基本尺寸数据 并校核强度；  5、 选择轴承并计算寿命。  2  变速器传动 机构与操纵机构方案选择  变速器传动机构布置方案  变速器传动方案分析与选择  变速器的机构传送方案一般有两种：两轴式和中间轴式。  两轴式变速器普遍用来在发动机前置前轮驱动的汽车内，但从中间轴构造来讲，其优点有：轴数较少，结构简单、体积小。不过这种变速器不能设置直接档，因此在运转时齿轮和轴承一直在承受载荷，产生的噪音大而且很容易发生损耗，因为其特有的结构，一档的传动比不能设计的很大。这种变速器的特点有：变速器的输出轴与减速器齿轮整合在一起，在发动机纵置时能够直接输出动力。  中间轴式的一般使 用在汽车发动机前置后驱和后置后驱，这种变速器特点为：内部一轴末与常啮合齿轮整合在一起，而二轴与一轴在一条直线上，所以啮合套能够将其连接获得直接档，所以在运转时齿轮，轴，轴承没有承受载荷，噪音小且使用寿命长。  档数关系到动力性，档数的提高有利于发动机的机械功率，从而降低能量消耗，但是档数越多，变速器内部就越复杂。  在本文的设计上，由于给定车型，选择的是前置前驱的二轴式变速器，并设置档数为 5 档。  倒挡布置方案  图中表现了现今的布置倒档的方案，权衡利弊之后，运用图 1 中 f 方案来进行倒档设计  零部件结构方案分析  变速器内部可采用两种齿轮：直齿式和斜齿式。直齿式齿轮输出稳定， 啮合精准，但是斜齿轮的优点不容忽视：运转稳定、磨损低、噪音小，因此本设计中齿轮均为斜齿轮。     4 图 1  倒挡布置方案  l   速器轴上有很多小零件：轴承、齿轮、齿套等，而由于轴上花键不近相似，能不能装上不是唯一思考的内容，还要方便简单的拆卸下来。  由于本文是二轴式变速器，轴向力很大，因此在承受载荷较大的地方取用圆锥滚子轴承。  典型的操作机构和锁定装置  换挡 机构有三类：直齿滑动齿轮、啮合套、同步器。通过结构统一，且方便简单的观点来看，采用同步器方式来为本变速器换挡。  因为是前置前驱的汽车，能够使用直接操纵方式，使用全部自锁互锁倒档锁装置。自锁：锁定滑竿在要求的地方，确保齿轮所有齿长都啮合，可以确保不能脱档和变档。互锁：应用比较普遍，安装在变速插轴上，用长出部分和凹槽确保互锁。倒档锁：驾驶员要用力才可以挂入倒挡，防止误操作。简图如图 2。  12 34567轮  891011  1213图 2  五档变速器传动方案简图       5 3  变速器传动机构的设计与计算  确定变速器主要参数  在知道整车参数的情况下，车辆数据如下表：  表  1  汽车整车主要技术参数     of 称  参数   名称  参数  发动机最大功率  发动机最大转矩  最大转矩时转速  总质量  10378N m 4500r/794轮型号  最大 功率 时转速  最高车速  前 轴载荷  205/60 000 r/00km/h 1205  变速器各档传动比的确定  由于本车 5 档为超速档，则最高档传动比设为  （ 1）确定主减速器传动比  发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为：  （ 1）  式中：   汽车行驶速度（ km/h）；  n 发动机转速 (r/  r 车轮半径 (m)；   变速器传动比；  0i 主减速器传动比。  在轿车方面，为了有充足的功率储备而牺牲汽车最高速度，一般主减速 比按下式确定：  （ 2）   式中：    分动器或加力器最高档传动比；     轮边减速器传动比。  从上两式中得到的0i，对比相同类型的汽车00 最高车速  200km/h；设置 5 档为超速档，据轮胎规格205/60知 14动机转速 n=000r/此可知主减速器传动比为：  0377.0 a 03146000)m a ag  6 根据相同类型轿车比较，取主减速器传动比为  （ 2） 计算最低档传动比  满足通过最大爬坡度的 设计：  （ 3）  式中：  G 车辆总重量 (N)；  f 坡道面滚动阻力系数 (对沥青路面 =   发动机最大扭矩 （ Nm） ；  0i 主减速器传动比；   变速器传动比；  t 为传动效率（   R 车轮滚动半径；   最大爬坡度（一般轿车要求能爬上 30%的坡，大约  由上个公式得到：  （ 4）  已知： m=1794178m； i； g=88.0t；f+i=以上数据代入 公式 （ 4） ：  结果应要满足在档位为一档时，发出最大驱动力，驱动轮不发生滑转现象：  （ 5）  2G 是前轴所承受的载荷； 是轮胎跟地面的附着系数，一般可取 。本文取 已知 12052 m 入公式 （ 5）得到：  因此一档传动比 选择为  （ 3）变速器各档速比的配置  m a xm a a x s o s iT 01 210m a x Gr iT 0 051 54433221   7 中心距及外形尺寸的确定  初选中心距可由以下公式得到：  （ 6）  式中：  A 变速器中心距 （ ；   中心距系数，乘用车   发动机最大输出转距为 178（ Nm） ；  1i 变速器一档传动比为  g 变速器传动效率，取 96%。  A （ 3 =（ 心距在 65 80围内变化。初取 A=76 变速器外廓尺寸数据由齿轮大小、换挡形式等等来确定，一般采用以下公式计算：  初选为 258 齿轮参数的选择  （ 1）模数  轿车模数是根据排量来确定的，由上表选取一档倒挡 数为 3下的选择  75.2表  2  汽车变速器齿轮的法向模数     of  2）压力角  在较小的压力角下，重合度大，传 递平稳；在较大的压力角下，会提升齿轮性能。国家标定压力角为 20，所以本设计采用国家标准。  车     型  乘用车的发动机排量 V/L                       货车的最大总质量am/t 数nm/                                             m a x 5822876)   8 （ 3）螺旋角  在螺旋角 30以前，齿的强度会加强，在大于 30后，所得到的收益并没有很好的性价比。因此本文螺旋角在一档倒挡为 21，其它为 22。  （ 4）齿宽 b  一般来说，齿宽的参数由齿轮模数来确定：斜齿，取 档倒挡 1836 nc 余为 nc  5） 齿顶高系数  使用我国标准齿顶高系数 档齿轮齿数分配并计算传动比  （ 1）一档齿数及出传动比计算  一档传动比：  （ 7）  取整 47， 1z 取 12，即 352 z 。则一档传动比：  （ 2） 修正中心距 A （ 8）  四舍五入得到0A=76其为标准中心距。  （ 3） 二档齿数及出传动比计算  （ 9）  把已知的数据代入上方两式，齿数 163 z， 354 z ，计算二档传动比：  （ 4） 三档齿数及出传动比计算   o o o hn c  430n 1  9 （ 10）  把已知的数据代入上方两式，齿数 205 z， 316 z，计算三档传动比：  （ 5）四 档齿数及出传动比计算  （ 11）  把已知的数据代入上方两式，齿数 247 z， 278 z，计算四档传动比：  （ 6）五 档齿数及出传动比计算  （ 12）  把已知的数据代入上方两式，齿数 289 z， 2310 z，计算五档传动比：  （ 7）倒 档齿数及出传动比计算  为了齿轮间的正常运转，齿 轮 11、 13 要满足下列公式：  （ 13）  把已知的 2111 ， 3760 数取整得到 3013 z，计算倒档传动比：  输入轴、倒档轴的间距为：  整为 'A =55 输出轴、倒档轴的间距为 ：  63 c  650n c  870n c  1090n 8   2212(111211' 2230(3co (111213'' n   10 取整为 'A =84 校核变速器齿轮强度  齿轮材料的选择原则  能够满足工作需求，承受一定的载荷。齿轮一直在转动，磨损很高，冲击载荷的存在要求齿轮抗弯强度强。使用硬齿面齿轮组合，所有齿轮都采用 20碳后表面淬火处理，硬度在 5862围内。  变速器齿轮弯曲强度校核  齿轮弯曲强度校验  （ 14）  式中：  1F 圆周力（ N），；   计算载荷（ N  d 圆直径（          ，   斜齿轮螺旋角 )( ；  K 应力集中系数，K= b 齿面宽（   t 法向齿距，；   y 形系数，可按当量齿数           在齿形系数图中查得；  K 重合度影响系数，K= 图 3  齿形系数图     已知的参数代入公式（ 14）中，整理得   3n   11 （ 15）  例： 一 档齿轮校核  主动齿轮：  已知： 310178 21 ； K； 30.6 ； K ； o s 12c o s 33 zz n，查齿形系数图 3 得： y=以上数据代入 （ 15）式，得：  7c 11 动齿轮：  已知： 33 105 191012351 78 21 ； K； 3.6  ； K ； o s 35c o zz n ，查齿形系数图 3 得：y=以上数据代入 （ 15） 式，得 ：  22 如上方法可分别求得剩余各个齿轮弯曲强度。  二档齿轮校核       档齿轮校核       档齿轮校核       档齿轮校核       果表明，许用应力均未超过 180350明以上各当均合适。  齿轮接触应力校核  （ 16）  式中：  j 轮齿接触应力（   F   齿面上的法向力（ N）， ；  1F 圆周力（ N），；   计算载荷（ N d 为节圆直径（   节点处压力角， 为齿轮螺旋角；  c o 11(   12 E 齿轮材料的弹性模量  （   b 齿轮接触的实际宽度（   z ，b 主从动齿轮节点处的曲率半径（ 直齿轮 r ， r 斜齿轮 2，2  ；   主从动齿轮节圆半径（  把施加 在变速器第一轴上的载      当成 作用载荷，变速器齿轮的许用接触应力  表  3  变速器齿轮许用接触应力     of j见 上表。  1、一档齿轮接触应力校核  已知： 310178 ； 21 ； E  01 02   nc  11 d TF g N o o ss o o ss 两齿轮上的力为作用力与反作用力， 即 只计算一个齿轮的接触应力即可，将作用在变速器第一轴上的载荷 为计算载荷，将以上数据代入（ 16）可得：   5 21 ，j 轮  渗碳齿轮                                液体碳氮共渗齿轮  一档和倒档                      1900                                 950啮合齿轮和高档齿轮            1300                                 650 13 2、二档齿轮接触应力校核  已知： 310178 ； 22 ； E  03 04   nc  33 d TF g N o s2 s o ss 32 dr o s2 s o ss 42 dr 同一档，将以上数据代入（ 16）可得：  43 ，j 、三档齿轮接触应力校核  已知： 310178 ； 22 ； E  05 06   nc  o sc o  d TF g N o s2 s i nc o ss i n;o s2 s i nc o ss i n 262252 同一档，将以上数据代入（ 16）可得：  65 ，j 、四档齿轮 接触应力校核  已知： 310178 ； 22 ； E     14 07 07   nc  o sc o  d TF g N o s2 s o ss 72 dr  o s2 s o ss 82 dr 同一档，将以上数据代入（ 16）可得：  87 ，j 、五档齿轮接触应力校核  已知： 310178 ； 22 ； E  09 0010   nc  o sc o  d TF g N o s2 s i nc o ss i n;o s2 s i nc o ss i n 2102292 同一档，将以上数据代入（ 16）可得：  109 ，j 上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力 j，所以各档均合格。  倒档齿轮校核  （ 1）齿根弯曲疲劳许用应力计算  输入轴倒档 齿轮：     15 已知： 310178 21 ； K； 30.6 K；o s 12c o s 33 zz n ，查齿形系数图 3 得： y=以上数据代入 （ 15）式，得：  3 09c 1111 2）齿面接触疲劳许用应力的计算 19 已知： 310178 ； 21 ； E   11011 12012   nc  o sc o  d TF g N o s2 s i nc o ss i n;o s2 s i nc o ss i n 21222112 同一档，将以上数据代入（ 16）可得：   200011 j 果表明 倒档齿轮 接触疲劳 强度 和弯曲疲劳强度均 合格。  分析轴的结构并计算尺寸  变速器内的轴是用来传递扭矩的，轴的强度代表着变速器的寿命。由于在变速器工作时，扭矩弯矩均加载在轴上，使得做轴材料要有足够的强度和刚度。设计方法上来看，能依据经验公式和已知条件，来大致确定轴的直径，进而再进行关于刚度强度的校核。  轴的工艺要求  经过思考，输入轴采用齿轮轴方式，材料同齿轮为 20 初选轴的直径  输入轴花键部分直径 d （ 按下式初选取：     16 3（ 17）  式中 ：   K 经验系数， K =  发动机最大转矩（ Nm） 。  输入轴花键部分直径：   3 d =体两轴尺寸初选 去如下两图所示：  知道两轴中心距 A 的情况下，输入与输出轴中部直径 d 为（ A，其中 l 比为：对中间轴 ;二轴  因此 = 入轴长度初选：  图 4  输入轴各部分尺寸     of  5  输出轴各部分尺寸     of of dl   17 输出轴长度初选   dl   确定轴的最小直径  分析扭转强度来求解 ， 此方式已知轴上的扭矩来求解 ，对实心轴，其强度条件为 ：   5 033 d 18）      式中 ：  T 轴传递的转矩 Nm， T =178Nm；   轴的抗扭截面模量 (  P 轴传递的功率（  P =103 n 轴的转速 )r ， n =6000 )r ；   轴的许用扭转剪应力 （ ，见 下 表 ：  表  4  轴常用集中材料的 及 A 值      of 公式（ 10）能够推导出轴直径的计 算公式：  （ 19）  A 查上表可知为 97112； P 为 103n=6000r/以上数据代入公式（ 19）得到 d 值 25 验算轴的强度   轴的刚度计算  确定轴的基本参数后，便可进行刚度强度的校核， 轴在垂直面内挠度为 在水平面内挠度为 转角为 ，可分别用下式计算：  221（ 20）                                                                                                                   轴的材料         20             35               45                  20 /         15               20               25                 35             149              135             126         &nbs