轿车变速器说明

1、毕业设计论文轿车变速器设计说明书目录第一章 总体方案设计 11.1 汽车参数的选择 11.2 变速器设计应满足的基本要求 1第二章 变速器传动机构布置方案 22.1 传动机构布置方案分析 22.1.1 固定轴式变速器 22.1.2 倒挡布置方案 2第三章 变速器传动比分配及个档传动比确立 3第四章 变速器设计和计算 54.1 挡数 54.2中心距 A 64.3 外形尺寸 64.4齿轮参数 74.4.1 模数的选取 74.4.2 压力角 74.4.3 螺旋角 74.4.4 齿宽 b 84.4.5 各挡齿轮齿数的分配 84.4.6 确定一挡齿轮的齿数 94.5.1 齿轮材料的选择原则 144.5.

2、2 计算各轴的转矩 154.5.3 轮齿强度计算 15轮齿弯曲强度计算 15第六章 轴及轴上支承联接件的校核 2.26.6.1 轴的工艺要求 22第七章 轴承校核 2.9.7.7.1轴承校核 297.7.2 输入轴轴承校核 297.7.3 输出轴轴承校核 31参考文献 1第一章总体方案设计1.1汽车参数的选择根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表表1-1设计基本参数表发动机114KW最高车速188Km/h转矩208N m总质量1860Kg转矩转速5800r/mi n车轮215/55R17S1.2变速器设计应满足的基本要求对变速器如下基本要求1）保证汽车有必要的动力性和经济性。2）设置空挡，用

3、来切断发动机动力向驱动轮的传输。3）设置倒档，使汽车能倒退行驶。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，变速器不得有跳挡，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。除此以外，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。 满足汽车有必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数，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。第二章变速器传动机构布置方案机械式变速器因具有结构简单，传动效率高，制造成本低和工作可靠等优点，在 不同形式的汽车上得到广泛应用。2.1

4、传动机构布置方案分析2.1.1固定轴式变速器固定轴式又分为两轴式，中间轴式，双中间轴式变速器。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。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺 寸小，布置方便。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计得很大。 我们设计的是乘用车，所以我选择的是两轴式的变速器。传递方案如下图所示 98%X96%=195.69Nm输出轴 一挡 T；1 T1 承齿ig1 =195.69 0L96 98 &2=589.136Nm二挡 T12 T1 承齿ig2 =195.69 0.96

5、0.98 2.36=434.488Nm三挡 T13承齿ig3 =195.69 0.96 0.98 1.61=296.409Nm四挡 T14 T；承齿ig4=195.69 0.96 0.98 1.12=206.20Nm五挡 T15承齿ig5 =195.69 0.96 0.98 0.8=152.81Nm倒挡T倒 1112 T1 承齿i到1112 =195.69 0.96 0.98 3.27=384.78NmT倒 1213 T1 承齿 i到 1213 =195.69 0.96 0.98 3.27=566.38Nm4.5.3轮齿强度计算轮齿弯曲强度计算1、直齿轮弯曲应力图4.1齿形系数图(4.1)2T

6、gK Kfw3m zKcy式中：w 弯曲应力（MPa）；Tg 计算载荷（N.mm）;K 应力集中系数，可近似取 K =1.65;Kf 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 Kf =1.1，从动齿轮Kf =0.9；b 齿宽（mm）;m 模数；y 齿形系数，如图4.1。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax时，一、倒挡直齿轮许用 弯曲应力在400850MPa，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。3、斜齿轮弯曲应力w(4.2)2Tg cos Kzm3yKcK式中：Tg 计算载荷（Nmm）;mn 法

7、向模数（mm）;z 齿数；斜齿轮螺旋角（）;K 应力集中系数，K =1.50；y 齿形系数，可按当量齿数zn z cos3在图中查得；Kc 齿宽系数 心=7.0K 重合度影响系数，K =2.0。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对乘用车为100250MPa。Z1=11，Z2=36，y1=0.02， y2 =0.095，Tg =192.93N.m， 1=25.33 Tn 626.48N.m2Tg cos 1Kw13Z1mn%KcK=243.40MPa180-350MPa 范围2T11 cos 1Kw23Zz

8、mKcK=259.67MPa180-350MPa(2) 计算二挡齿轮3, 4的弯曲应力z3 =14， z4 =33， y3 =0.107， y4 =0.11， Tg =192.93N.m， T12 =388.29N.m 2=24.432Tg cos 2Kw3ZsmKcK=215.80MPa180-350MPa2T,2 cos 2 K3zmin yKK=185.702MPa180-350MPa(3) 计算三挡齿轮5, 6的弯曲应力Z5=18, Zq =29, 丫5 =0.1, 丫6 =0.096，Tg =19293N m , T13 =278.47 N.m3 =25.332Tg cos 3Kw5

9、3ZsmnysKcK=171.32MPa180-350MPa2T13 cos 3Kw63ZQmnyQKcK=153.65MPa180-350MPa(4) 计算四档齿轮7, 8的弯曲应力z7 =25 , z8 =28 , y7 =0.1 , y8 =0.103 ,Tg =192.93Nm , T14 189.31Nm4=20.89w72Tg cos 4KZ7m?y7KcK=208.23MPa180-350MPaw72T14 cos 4 K3ZgmnysKcK(5)计算五档齿轮=187.04MPa180-350MPa9, 10的弯曲应力Z9 =29 , Z10 =24 , y9 =0.161 ,

10、y10 =0.133 ,Tg =192.93N m ,T15125.48Nm4=20.892Tg cos 5Kw93Zgmn YgKcK=172.32MPa350MPa2T15cos 5Kw103Z1mny1oKcK=168.68MPa4.5.3 轮齿接触应力cr(4.3)0.4叫bd cos cos式中：j 轮齿的接触应力（MPa）；Tg 计算载荷（N.mm）;d 节圆直径（mm）;节点处压力角（）,齿轮螺旋角（）;E 齿轮材料的弹性模量（MPa）;b 齿轮接触的实际宽度（mm）；z、 b 主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm），直齿轮z rz sin 、 b h sin斜齿轮zrz sin/

11、cos2 、 brb sin /cos2rz、rb 主、从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见表4.1弹性模量 E =20.6 X04 N mm-2，齿宽 b Kcm Kcmn =7W.5=38.5mm表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮j/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700(1) 计算一挡齿轮1, 2的接触应力Tn=626.48N.mT1 =192.93N.m节圆直径：d1 2a /u 1 36.245 mm,d2 ud1118.756 m

12、m主动齿轮j10.418:2T1Ebd1 cos cos1z11b2=1738.79MPaj20.4182TuE bd2 cos cos1z11b2103= 0.4182 浙88 2.6 個1116.5 97.35 cos20 cos21.546.5616.65=1698.74MPa(2) 计算二挡齿轮3, 4的接触应力T12 =388.29Nm,=192.93Nm节圆直径：d 3 2a /u 1 46.306mm,d4 ud3109.695 mm主动齿轮j30.4182E bd3cos cosz3b4=1296.7MPaj42T12E11bd4 cos cos 2 z3 b4=1874.47

13、MPa(3) 计算三挡齿轮5, 6的接触应力T13=278.47Nm T1=192.93N.m节圆直径：d52a /u 1 59.85 mm,d6 ud596.15mm主动齿轮j52T13E0.418.bd5 cos cos 31z5b6=1643.23MPaj62T13E0.418 才一bd6 cos cos 3z5b6=1552.92MPa(4) 计算四挡齿轮7, 8的接触应力T14=189.31Nm T1=192.93Nm节圆直径：dy2a /u 1 74.06 mm,d8 ud783.01 mm主动齿轮j70.4182T14Ebd7 cos cosz7b8=1325.78MPaj82T

14、14E0.418 bd8 cos cos1 14 z8b8=1389.45MPa(5) 计算五挡齿轮9, 10的接触应力T15=125.48Nm T1=192.93Nm节圆直径：d92a /u 1 85.76 mm,d10 ud971.23 mm主动齿轮j90.4182T15Ebd9 cos cos1z9b10=1288.7MPaj102T15E0.418V bd10 cos cos 51z9b10=1197.43MPa(6) 计算倒挡直尺齿轮11, 12, 13的接触应力T1=192.93Nm!倒 1112103.43Nm2T 倒 1213120.26Nmdn2au 133.26 mm mm

15、di2udii68.73 mmd13 ud12 107.89mmj110.4182证 bd11 cos11z11b12=1937.00MPa1900 2000MPaj120.418i12T(a n12E11bd12 cosz11b12=1887.9MPa19002000MPaj130.41812T倒 1213 E111bd13 cosz12b13=1771.36MPa19002000MPa注：以上校核都在小于19002000范围内符合要求第六章轴及轴上支承联接件的校核6.6.1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

16、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。6.6.1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。(1) 一挡齿轮1， 2的圆周力F1、F2Tn =519.29N.m=177.

17、38Nm节圆直径:2a /u 1 36.245mm,d2ud1118.756 mmFt2Fa1Ft1 tan 1Fa2 Ft2 tan 12Tid1d2r22 177.38 10336.2452 51929 10397.35FFiJanr1Ft 2 tancos 1cos 17087.87 ta n 21.549787.8N10661.85N3901.99 N竺艷理3704.384Ncos21.544443.587 N4219.065 N初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距 A时，轴的最大直径d和支承距离L的比值可在以F范围内选取：对输入轴 d/L=0.160.18:对输出轴d/L 0.18

18、0.21。输入轴花键部分直径d (mm)可按式下面公式初选K3,Temax(5.1)式中：K 经验系数，K =4.04.6;Temax 发动机最大转矩(Mm)输出轴最高档花键部分直径a4.0- 4.6 3 208 =23.91 27.54mm取 25mm；输入轴最大直径d2max0.450.6068 =29.6 40.8mm 取 30mm。输出轴：2 maxL20.180.211 max0.160.18L 196 , a 17.75 ,b 196 17.75 178.85(2) 轴的刚度计算若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为3可分别用下列式计F1a2b23EILF?a2b3

19、EILF1ab b a3EIL式中：Fi 齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）;F2 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）;E 弹性模量（MPa）, E=2.1 X05MPa；I 惯性矩（mm4），对于实心轴，Id4/64 ； d 轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；a、b 齿轮上的作用力距支座 A、B的距离（mm）；L 支座间的距离（mm）。轴的全挠度为f . fc 2fF“a bfc13EIL 4 fs20.2 mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc =0.050.10mm, fs =0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002racfd1 EL。（1）输入轴的刚度Fr1=

20、2579.72N，轴颈 d1=25mm, a1 =17.75mm, L =196mm,E =2.1 X05N6419165.04Ft1 7087.87 N, FM 2579.77 N2 264a (L a)0.011mm0.050.10mm64 7087.87 17.752 196 17.75 23 254 2.1 105 196Ftia2b264F22 L a23EIL3 d：EL64 2579.7717.752 196 17.753 254 2.1 105 1960.029mm 0.100.15mmf f fs2 v0.0112 0.2920.01mm0.02mmFr1a b(b a)13

21、EIL64 Fr1aL a (L 2a);-43 d1 EL164 2579.77 17.75196 17.75 (196 2 17.75)453 252.1 101965.544 10 4 rad 0.002rad(2)输出轴的刚度Fr2 =2579.72N,轴颈 d230 mm, a1 =17.75mm,L1 =196mm,E =2.1 X05Nd43.14 304I646439740.6364Ft2 6736.11 N , Fr22635.82 NFr2a12b23EIL16736.1164a； (J a)23 d14EL117.752 196 17.75453 302.1 101960

22、.0052mmFtza/b23EIL1264Ft2a L13 d；EL264 6736.11 17.752 19617.75 2453 302.1 101960.014mmf1. fd fs10.00522 0.01420.015mm 0.02mmFr2b(b aj3EIL164F r2a1 L1 a1 (L3 dEL,2aJ64 2635.8 17.75 196 17.75(196 2 17.75)3 304 2.1 105 1962.73 10 4rad 0.002rad(3)轴的强度计算输入轴强度计算d1 =38.35mm, T1=135.91Nm, a1 =17.75mm, d1=25

23、mm,L =196mmFti =7087.87Nm, F” =2579.77N.m, Fa1 =2797.7N.mFt1 7087 .87图输入轴受力弯矩1）求H面内支反力Fbh、Fhv和弯矩M hFbh L Ft1（ L a1）0FbhFt1（L a1）78087.87 168.25 6588.59nL196FBV a1 Fr1（L a1 ） Fa1r10Fbh Fr1（L aj Fm 2693.66N a1M HFBHa-i 84004.522)求V面内支反力Fch、Fcv和弯矩M vFch LFtiaiF bh78087.87 12.75196499.28NFcvLFr 1( Lai)F

24、 al r1F bhFr1(LaJFa1r1114.66NM VLFBva134344.17MVP M VL Fa1r119301.73M VP1 JmVP M iH 86193.48N mmMVL1 . M； MH 90753.96N mm由以上两式可得JmVl1 (0.6 135.91 103) v90753.962 (0.6 135.91 103)2 122008.33N.mm32M32 122008.33(33.905)331.9MPa400MPa(3) 输出轴强度计算d2=97.35mm, T2=327.88Nm, a1 =17.75mm, d1 =30mm, L1 =196mmFt

25、2=6736.11Nm, Fr2 =2658.86Nm，Fa2 =2658.88NmFt2 6736.11输出轴受力弯矩图2）求H面内支反力FbH、Fhv和弯矩M hFbhLF BHFt2(L1a1)Ft2 (L1a1 )673611 169.56291.38N196F BV aiFr2 (L1a1)Fa2r20Fr2(L a1)Fa22Li1746.77NFbh a180215.0952）求V面内支反力FchFcv和弯矩M vFchLF BHFt2a2Ft2a26736.11 12.7519685885.4NFcvLF BHFr1( L a1 )Fa1 r1Fr1 (La1)Fa1r1174

26、6.77 NM VLFcvai 22271.32MVP Mvl Fa1r1150293MVp2 JmVP mH78025.97N mmMVl2 訓： M H 168048.56N mm由以上两式可得M(0.6 327.88 103) 168048.562 (0.6 327.88 103)2258731.95N.mm32M32 258731.95(50p21.09MPa400MPa第七章轴承校核7.7.1轴承校核轴承的使用寿命可按汽车以平均速度Vam行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车 30万公里，货车和大客车25万公里S式中，Vam .6Vamax 6 170，L43

27、0 100.6 1702941 h7.7.2输入轴轴承校核1、初选轴承型号初选轴承型号根据机械设计手册选择 8006C型号轴承Cor 48 KN，Cr 46.8 KN2、计算轴承当量动载荷Pe=0.42则查机械设计原理与设计,则X =0.4, Y查机械设计实践Y =1.4fp为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计fp（ 1.21.8）取 fp=1.2P fp XFr YFaF siF S22693.662 1.6114.772 1.64、计算轴承当量动载荷P=841.77N =35.83NFa1 2797.7NFr 2579.77e查机械设计实践书；X =0.4, Y=1.6, X , Y分别查机械设计原理与设计和机械设计实践。fp为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计fp （1.21.8）取 fp=1.2P fp XFr YFa1 =1.2