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汽车 变速箱 设计 五档 机械 滑移 齿轮 变速器 23 CAD 图纸 PDF

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摘 要汽车的行驶状况很复杂，汽车的载货量,道路坡度，路面状况以及交通状况等都要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围。这就是为什么汽车需要一套可以改变速度的变速系统的原因了。汽车变速器就是协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度，用来适应汽车各种运行状况的装置。汽车变速器主要分为机械手动变速器和自动变速器两大类。传统的变速器以手动式为主，价格低廉，至今仍有广泛应用。自动变速器操控性和安全性能比较好，是汽车变速器的发展主流。传统变速器设计周期较长，所以更新速度不是很快。不少公司都没有设立独立的变速器研发机构和生产机构。而是委托专门的变速器生产商生产，甚至直接购买通用的变速器产品。近几年来，计算机技术的飞速发展带动了传统工业的蓬勃发展。在汽车行业，很多大型的计算机辅助软件，大大减少了产品的研发周期，降低了开发难度。关键词：汽车； 变速器； 设计ABSTRACTDesign summary of condition of vehicle auto transmission is complex, tabulation of cars, road slopes, road conditions and traffic conditions, and so requires traction and speed has a large range of cars. That is why the car needs a can change the speed of the speed-change system of reason. Auto transmission is to coordinate the engine speed and the actual speed of the wheels, to adapt to the working condition of vehicle unit. Automobile transmissions are divided into transmission and automatic transmission two kinds of Manipulator. Traditional transmission-manual-dominated, low price, still widely used. Automatic transmission operation and better safety, is the development of automotive transmission. Traditional transmission cycle is longer, so update speed is not very fast. Many companies does not establish independent of transmission research and development institutions and agencies. It commissioned a specialized manufacturer of transmissions, or even general transmission products for direct purchase. In recent years, the rapid development of computer technology has led the traditional industry to flourish. In the automotive industry, many large computer aided software significantly reduces product development cycles and reduce development difficulties. Keywords: Automotive；Transmission；Design目 录第一章 课题依据11.1课题依据11.2 任务要求1第二章 总体方案设计3第三章 变速器主要参数的确定43.1变速器档数及各党传动比:43.2 变速器齿轮参数确定53.3变速器圆柱齿轮的设计计算83.4变速器齿轮强度要求与材料选择93.5 变速器轴的设计计算12第四章 零件强度校核134.1 变速器齿轮的强度计算134.2变速器轴的计算校核164.3变速器轴承选择17结束语18致 谢19参考文献20 第一章 课题依据1.1课题依据变速器是发展时间比较早的机械类产品，但是却一直在革新，本次设计旨在培养学生的工程意识和设计能力，对产品的研发过程有个较全面地了解，对以后的工作也可以作为一次实践。1.2 任务要求1.2.1变速器设计所需汽车参数汽车总质量 4000kg轴距 2800mm总传动效率 0.82主减速比 5.833最高车速 90km/h最低稳定车速 12km/h最大爬坡角 36/100驱动车轮 6.50-16（普通低压轮胎）发动机 直列四缸柴油机495Q最大功率 75ps/(3200r/min)最大扭矩 185n/m(2200r/min)1.2.2变速器的基本设计要求:保证汽车有必要的动力性和经济性。1） 设置空档，用来切断发动机的动力传输。2） 设置倒挡，使汽车能倒退行驶。3） 设置动力输出装置。4） 换档迅速，省力，方便。5） 工作可靠。1.2.3设计任务书1. 在进行课题调研和广泛阅读有关资料的基础上，熟悉汽车变速器的结构和工作原理。2. 在研究的基础上确定汽车变速器的主要参数。3. 完成主参数的设计计算并确定方案。4. 完成汽车变速器的工程图纸的绘制。5. 完成毕业论文。6. 翻译外文资料。7. 撰写综述报告。8. 完成设计计算书的编写。第二章 总体方案设计传统的变速器采用手动操控，主要有两轴式和三轴式两种结构。两轴式变速器主要用于发动机前置前驱，后置后驱的汽车上。二三轴式的应用广泛，大部分汽车采用此种形式的变速器结构。与传统的三轴变速器相比，二轴式变速器由于省了中间轴，所以一般档位传动效率要高一些，可以有等于1的传动比，但仍要经过一堆齿轮传递动力，因此有功率损耗，任何一档的传动效率都不如三轴变速器直接档的传动效率高。三轴式变速器可将输入轴与输出轴直接连接，得到直接档，这种动力传动方式几乎没有功率损耗，且噪声小。很多小型轿车，尤其微型汽车采用两轴式变速器的比较多。这样可以将变速器和传动器组成一体，使传动器的结构更紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的整体布局。但是一般像前置后驱的车都采用三轴式变速器。目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构主要形式有三种：滑动齿轮换档，啮合式换挡和同步器换档。由于设计主要目的在于培养我的工程意识及设计能力，通过与指导老师协商，决定涉及一个三轴式的具有四个前进档和一个倒档的机械滑移齿轮式变速器。第三章 变速器主要参数的确定3.1变速器档数及各党传动比:3.1.1根据最大怕坡度确定一挡传动比：汽车在最大上坡路面形势时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间的滚动阻力即上坡阻力。由于汽车上坡时速度不高。可忽略空气阻力，这时，FkmaxFt+Fimax其中，Fkmax 为最大驱动力，Ft为滚动阻力，Fimax为最大上坡阻力。Fkmax =Memaxi0i1/r,Ft =fmgcosamaxFimax =mgsinamin综合上面几式可得：Memaxi0i1/rfmgcosamax+mgsinamini (fmgcosamax+mgsinamin)r/（Memaxi0i1）=（0.011*cos cos19048,+sin19048,）*4000*9.8*0.3775/(185*5.833*0.82) =5.833.1.2根据驱动论与路面的附着力确定一档传动比汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力小于驱动轮与路面间的附着力，此条件可用下列不等式表示：Memaxi0i1/rN&其中为道路附着稀疏,计算时取0.5-0.6,N为驱动轮垂直反力：N=（acosa+hgsina）ma/L=(953*COS19048,+800* sin19048,)*4000*953/2800=228259.8IN&r/( Memaxi0i1)=53.55对于越野汽车，为了避免在松软路面上行驶，由于土壤受冲击剪切破坏而损失地面附着力，要满足在极低速度行驶。这里可以不予考虑，这样取较小值5.83。最高传动比一般取1，即直接档作为最高档，其他各档可以以公比确定：i4=imin;i3=i4q;i2=i3q;i1=imax其中q=( imax / imin)-3=1.80计算可得：i4=1 i3=1.8 i2=3.24 i1=5.83因为齿轮齿数为整数，实际传动比与此计算值有出入。而且为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作，靠近于高档的邻档公比应比靠近低档的微小。3.2 变速器齿轮参数确定3.2.1齿数的选择确定变速器齿轮齿数时，应考虑以下要求：1）尽量符合动力性，经济性等各档对传动比的要求；2）最少齿数不应产生根切。通常变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮，此齿轮不应产生根切，而且根圆直径应大于轴直径；3）互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数，速度高的齿轮更应该注意；4）齿数多，可降低传动的噪音。3.2.2模数的选择决定齿轮模数的因素很多，其中最主要的是载荷的大小。由于高档齿轮和低档齿轮载荷不同，故高档齿轮和低档齿轮模数不应相同。一般汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数，一档和倒档齿轮用另一种模数，其他档位齿轮模数介于两者之间。初选模数时，可以参考同类型的汽车齿轮模数确定。在理论上常希望低一档的Mn是高一档的Mn（1.101.15）倍，这样计算出的模数不标准也不实际，还应按国家标准和根据实际生产工艺来确定。根据GB/T1357-1987,并且乘用车总质量在1.8t到1.4t的货车去取用范围在2.03.5，选定各档齿轮模数均为：2.50。3.2.3中心矩的选择：中心距可根据对已有变速器的统计而得到的经验公式初选：A=KA*(TIMAX)-3其中为中心矩系数，对轿车，KA =8.99.3；对货车，KA =8.69.6；对多档主变速器，KA =9.511TIMAX是变速器处于1档的输出转矩TIMAX = TcMAX *i1*g=1035.408N.mA=KA*(TIMAX)-3=91.053mm,取A=92mm.3.2.4齿宽的选择齿轮宽度大，承载力高。但齿轮受载后，由于齿向误差及轴的挠度变形等原因，沿齿宽方向受力不均匀，因此齿宽不宜过大，一般齿宽可由下列公式初选:b=(4.57.5)Mn初选：直齿轮，取b=15mm.3.2.5齿形，压力角，齿顶高系数变速器齿轮都采用渐开线齿轮。为了改善啮合，降低噪声和提高强度，现在汽车变速器齿轮多采用高齿且修形的齿形。根据GB/T1356-78的规定，取一轴常啮合齿轮齿形角为200，一档齿轮200，二档齿轮200，三档齿轮200，压力角200。一般齿轮的齿顶高系数f0=1.0，为一般汽车变速器齿轮所使用，这里就采用这个参数。3.2.6各档齿轮数的分配3.2.6.1确定一档齿轮的齿数已知一档传动比(Z2/Z1)*(Z7/Z8)=5.83齿数和 Z=2A/M73其中为了使Z7/Z8尽量大些，应将Z8取得尽量小些，这样的传动比可小些，以使常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。选择齿轮的齿数时应注意最好不要使相配合的齿轮数和为偶数，以减少大小齿轮齿数有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。Z8的最少齿数还受到中间轴轴径的限制，货车变速器中间轴的一档齿轮最小齿数为1217，取Z8为15，则Z7为58。由此凡求得中心矩A=91.25则Z2/Z1=1.50776而Z2+Z1=73联列取整得Z2=44，Z1=29修正得Z2/Z1=1.517这样总传动比为5.8667，合乎要求。3.2.6.2确定其他档位的齿轮齿数Z5/Z62.163Z5+Z6=73联列取整得 Z5=50，Z6=23，修正后的传动比为3.30Z3/Z4=1.1866Z3+Z4=73联列取整得 Z3=40,Z4=33, 修正后的传动比为1.84.3.2.6.3确定倒档齿轮的齿数通常倒档齿轮的齿数Z10=2123.初选Z10=22，计算中间轴与倒档轴的中心距A,=m*（Z8+Z10）/2=46.25mm为避免干涉，齿轮8与齿轮9的齿顶圆之间应有不小于0.5mm的间隙，故有：(da8/2)=(da9/2)= A,-0.5da9=2 A,- da8-1=49mm则d944mm,取d9=42.5，Z9=d0/m=17,接着可以求得第二轴与倒档轴之间的中心距：A,=93.75mm中心距确定如下图3.2.7 齿轮变位系数的确定3.2.7.1一档齿轮变位系数对小齿轮Z8，消除根切，Xh*-sin2a=0.1226667,取X8=0.13啮合角a=cos-1=20026,总变位系数XE=0.103故齿轮7的变位系数X7=-0.0273.2.7.2倒档齿轮变位系数Z9与Z7啮合，一般不对 Z9进行修正，即取 Z9=0Z8与Z10啮合，其中采取变位齿轮，cosa= =0.93464a=20050XE= =0.1025X8=0.13，X10=-0.02753.2.7.3其他档位及常啮合齿轮在这里，由于中心距一定，各齿轮模数选取一致，并且各齿轮齿数都较大，不会产生根切现象，故余下齿轮均不采用变位修正。3.3变速器圆柱齿轮的设计计算汽车变速器齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳，传动比恒定不变等的基本要求外，还有互换性好，中心距具有可分离性及切齿制造容易等优点。渐开线齿轮正确啮合条件是:两齿轮的模数，分度圆压力角必须相等，两斜齿轮的螺旋角必须相等而且方向相反。直齿圆柱齿轮几何尺寸的计算公式如表1：名 称符 号公 式分度圆直径ddmz齿顶圆直径dada d+2 ha m(z+2)齿根圆直径dfdf d+2hf m(z-2.5)齿顶高haha m齿根高hfhf 1.25m全齿高hh ha + hf = 2.25m中心距aa m2 (z1+z2)齿 距pP = m表1各齿轮的主要参数如下表2所示表23.4变速器齿轮强度要求与材料选择3.4.1齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏有以下几种形式：（1）轮齿折断齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用，导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用下列措施，可提高轮齿的弯曲强度：增大轮齿根部齿厚；加大轮齿根部过渡圆角半径；采用长齿齿轮传动；提高重合度；使同时啮合的轮齿对数增多；使齿面及齿根部过渡圆角处尽量光滑；提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。（2）齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。而裂缝中油压增高，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。（3）齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种损坏形式叫胶合。防止胶合的措施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮合齿轮采用不同材料等。变速器齿轮磨损的原因是：变速器齿轮经常在高转速、高负荷、转速和负荷不断交变的情况下工作。齿轮除了由于正常磨损外，还会由于润滑油品质、润滑条件不良、驾驶操作不当、维修时齿轮装配相互啃合位置不当等原因，均会造成齿轮冲击，轮齿啃合得不好以及起步抖动等，都会加速齿轮的磨损和损伤。另外，齿轮其他部位或其他零件的磨损(如齿轮孔中花键槽、轴承、花键轴等磨损)、变形(如变速器壳体轴承座承孔磨损或变形、花键轴变曲等)，离合器或传动轴的装配不当，制造上的某些缺陷(如渗碳层不均匀、齿轮翘曲等)，也会加速齿轮的磨损。齿轮是依靠本身的结构尺寸和材料强度来承受外载荷的，这就要求材料具有较高强度韧性和耐磨性；由于齿轮形状复杂，齿轮精度要求高，还要求材料工艺性好。变速器齿轮常用材料为锻钢一、锻钢根据齿面硬度分为两大类HB350时，称为硬齿面1齿面硬度 HB350采用中碳钢时：工艺过程：锻造毛坯常化粗切调质精切高、中频淬火低温回火珩齿或研磨剂跑合、电火花跑合。常用材料：45、40Cr、40CrNi。特点：齿面硬度HRC=48-55，接触强度高，耐磨性好。齿芯保持调质后的韧性，耐冲击能力好，承载能力较高。精度下降半数，可达7级精度。适用于大量生产，如：汽车、机床等中速中载变速箱齿轮。采用低碳钢时：锻造毛坯常化粗切调质精切渗碳淬火低温回火磨齿。达6级、7级。常用材料：20Cr、20CrMnTi、20MnB、20CrMnTo。特点：尺面硬度，承载能力强。芯部韧性好，耐冲击，适合于高速、重载、过载传动或结构要求紧凑的场合，机车主传动齿轮、航空齿轮。二、齿轮的工作条件不同，轮齿的破坏形式不用，是确定齿轮强度计算准测和选择材料和热处理的根据。1.对于受冲击载荷时，轮齿容易折断应选用韧性较好的材料，可选用低碳钢渗碳淬火。2.对于高速闭式传动，齿面易点蚀，应选用齿面硬度较好的材料，可选用中碳钢表面淬火。3.对于低速中载，轮齿折断，点蚀，磨损均可发生时，应选用机械强度，齿面硬度等综合机械性能好的材料，可选用中碳钢调质精切。3.5 变速器轴的设计计算3.5.1 轴的功用和设计要求变速器轴在工作时承受扭矩，弯矩，因此应 具备足够的强度。轴的刚性不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴半径，长度，轴的强度和刚度，轴上的花键形式和尺寸等。3.5.2 轴的尺寸初选变速器的轴向尺寸与档位数，齿轮形式，换挡机构的结构形式等都有直接关系，对四档变速器而言，设计时可按I=（2.42.8）A进行初选。初选I=230mm。 第四章 零件强度校核4.1 变速器齿轮的强度计算4.1.1轮齿强度计算与其它机械行业比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JBl7983，6级和7级。因此，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(3-11) 式中，为弯曲应力(Nmm)；为圆周力(N)，=2d；为计算载荷(Nmm)；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=O.9；b为齿宽(mm)，b= m；t为端面齿距(mm)，t=m；m为模数(mm)；y为齿形系数，见图1。 图1 齿形系数图(假定载荷作用在齿顶=20，=1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人式(3-11)后得 (3-12)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850Nmm，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。4.1.2一档和倒挡接触强度计算：轮齿的接触应力按下式计算 (3-15)式中，为轮齿的接触应力(Nmm)；F为齿面上的法向力(N)，；为圆周力(N)，=2d；为计算载荷(Nmm)；d为节圆直径(mm)；为节点处压力角()，为齿轮螺旋角()；E为齿轮材料的弹性模量(Nmm)；b为齿轮接触的实际宽度(mm)；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮：，斜齿轮：，；、为主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表3。表3 变速器齿轮许用接触应力 齿轮 (N) 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计算得：sj7=1637N/mm2 sj9=1548.9 N/mm2 sj10=1877.9 N/mm2 sj1=1166 N/mm2一档及倒档齿轮的许用应力为19002000 N/mm2，故常啮合齿轮，一档齿轮和倒档齿轮接触强度都足够。4.2变速器轴的计算校核：4.2.1 轴的刚度校核：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。轴的变形如下图所示：图1一轴轴承支撑离常啮合齿轮距离十分近，其刚度不需要校核，二轴和中间轴的转角和挠度计算形式应与下图所示：图2从A到Cy=从C到By=对二轴而言，P=R1=0.929X103N在C点位置比较重要，故计算C点挠度：yc=0.03653mm水平方向上，P=P1=2.552103Nyc=0.1003mmy总=0.10667mm二轴的刚度最小，要求二轴齿轮处轴截面的总挠度不大于0.130.15mm，因此这个要求是能满足的。对中间轴，除了与二轴各档齿轮间的相互作用力之外，还有常啮合齿轮间的作用力。两个力应该叠加计算。y= + =0.41mm齿轮所在平面轴的分离不得超过0.2mm，中间轴和二轴之间的总挠度为：y=0.036+0.041=0.077mm,完全符合。4.3变速器轴承选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。结束语对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修。在设计中采用了4+1挡手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂挡时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高同时成本上没有一个大概的定义，但这仅仅是一个设计，在今后的工作生活中一定会本着认真谨慎的实际理念，设计出更好的东西。紧张忙碌的毕业设计已经接近尾声，这次设计是对我大学四年来的学习的一次最综合的检验，也更是一次综合的学习过程。毕业设计不仅使我学习和巩固了专业课知识而且了解了不少相关专业的知识，个人能力得到很大提高。同时锻炼了动手能力，为以后我踏入社会工作打下了良好的基础。致 谢本论文在庞伟导师的悉心指导下完成的。导师渊博的专业知识、严谨的治学态