毕业设计（论文）-三轴六档变速器设计

摘要变速器是汽车传动系统中重要的部件，主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，它设计的好坏直接影响到汽车的实际使用性能。根据现有变速器参数资料，对本课题进行设计计算，主要内容是参数的选择和所选零件参数的校核。本文根据机械式变速器的功用以及要求，在已提供的设计参数基础上，通过计算分析确定结构方案和主要参数。说明了变速器主要参数的确定方法、齿轮的几何计算和校核过程、轴的尺寸确定和校核过程和轴承的选用及校核。变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴的传动比的齿轮传动装置。变速器由传动机构和变速机构组成，可制成单独变速机构或传动机构合装在同一壳体内。传动机构大部分采用齿轮传动，也有的用行星齿轮传动。汽车变速器是通过改变传动比，改变发动机曲轴的转矩，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。通俗上分为手动变速器（MT），自动变速器（AT），手动/自动变速器，无极式变速器，而本课题要求设计机械式三轴六档变速器。关键词：变速器；齿轮；传动比目录第一章绪论 第一章绪论1.1课题的目的和意义变速器用来改变发农机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。中间轴式变速器多用于后置后轮驱动的汽车上。变速器若采用浮动式结构的齿轮轴，工作时会产生挠度。因此，一方面降低了输出轴的刚性，另一方面造成了啮合齿轮啮合不良，致使齿轮强度降低，增加了运转噪音，影响了整机的性能。设计方案需实现：（1）变速器结构更加紧凑、合理，承载能力较大，满足匹配发动机之所需。（2）选挡、换挡轻便、灵活、可靠。（3）同步器结构合理，性能稳定，有利于换挡。（4）齿轮承载能力高，运转噪音低，传递运动平稳。1.2本课题的主要内容（1）确定合适的布置结构变速器中各挡齿轮按照档位先后顺序在轴上排列；各挡的换挡方式；齿轮与轴的配套方案；轴承支撑位置等结构。（2）进行主要参数的选择确定变速器的档位数、各传动比、中心距、轴向长度等。（3）进行主要零部件及其他结构的设计齿轮参数、各挡齿轮齿数分配、轮齿强度计算、轴的设计及校核、轴承的设计及校核、操纵机构的设计等。（4）绘制图纸根据设计方案，通过CAD完成装配图及零件图的绘制。

第二章变速器设计的总体方案变速器是汽车传动系的重要组成部分，是连接发动机和整车之间的一个动力总成，起到将发动机的动力通过转换传到整车，以满足整车在不同工况的需求。所以整车和发动机的主要参数对变速器的总体方案均产生较大的影响。表2-1基本性能参数发动机参数最大功率/转速76/5200kw/rpm最大转矩/转速175/3200N▪m/rpm底盘参数驱动形式4×2后轮驱动轮胎规格185/60R14T整车尺寸及质量轴距2471mm轮距前/后1429/1422mm空载时前轴分配负荷60%额定装载量1000kg最大总质量1560kg整车性能参数最高车速200km/h最大爬坡度35%2.1传动机构布置方案的确定该变速器采用三轴式变速器，变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第二轴前端经轴承支承在地一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，倒挡采用直齿滑动齿轮换挡。图2-1变速器传动方案简图2.2变速器主要的参数选择2.2.1挡数确定根据本课题设计要求，确定变速器挡数为6挡。2.2.2主减速器传动比的确定根据发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式：u=0.377×其中u=200km/h，r=0.2888mm，p=5200rpm;最高挡为直接挡，则i求出主减速器传动比i02.2.3传动比传动比范围（最低挡传动比/最高挡传动比）=5.8/1=5.8按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一挡通过要求的最大坡道角αmaxi1≥(μcosαmax+sinαmax)GrTemaxi0η其中μ=0.019,αmax≈19.69°，G=2560kg，g=9.8m/s2，Temax=175将上述数值代入公式1中得到：i1满足不产生滑转条件，即用一挡发出最大传动力时，驱动轮不产生滑转现象。根据公式：i1≤FnφrTemaxi0其中Fn=2560×9.8=25088N，求出i所以初选一挡传动比为5.8。2.2.4变速器各挡速比的配置按照等比级数分配其他各挡传动比，即：q=则iii2.2.5中心距的选择初选中心距根据公式：A=KA3Temaxi1ηg，其中KA为中心距系数，对于乘用车取8求出A=90.22mm初选中心距A=91mm2.2.6变速器的外形尺寸乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：L=（3.2~3.5）A则L=3.5×A=309.4mm

第三章主要零部件的设计及计算3.1齿轮参数的确定（一）模数对于乘用车为了减少噪声应合理减少模数，乘用车和总质量在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm，取m=2.5mm。根据乘用车的发动机排量1.0≤V≤1.6时，汽车变速器齿轮的法向模数mn为2.25~2.75，所以取齿轮的法向模数为2.5mm（二）压力角变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。（三）螺旋角β乘用车中间轴式变速器为22°~34°，选β=25°。（四）齿宽b倒挡采用直齿滑动齿轮来换挡，所以倒挡齿轮齿宽b=kc×m，其中kc=5.0前进挡采用斜齿轮，所以b=kc×mn，其中kc（五）齿顶高系数ff3.2各挡齿轮齿数的分配（1）确定一挡齿轮的齿数根据斜齿Zh=2Acosβmn，其中A=91mm，β=25°，mn=2.5mm，求出Zh=Z11+（2）对中心距进行修正因为计算齿轮和Zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以根据取定的Zh重新计算中心距AA=所以确定中心距为92mm（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数根据Z2Z1=i核算i1=Z2Z11Z1Z12=（4）确定二挡的齿数二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β10与常啮合齿轮的β2不同，采用试凑法，先选定螺旋角Z求出，Z9=46，（5）确定三挡的齿数采用试凑法，先选定螺旋角β8=17.6Z求出Z7（6）确定四挡齿轮的齿数采用试凑法，先定下螺旋角β6Z求出Z5=36（7）确定五挡齿轮的齿数采用试凑法，先定下螺旋角β4Z求出Z3=30（8）确定倒挡齿轮的齿数倒挡齿轮的齿数一般在21~24之间，设Z14=24，根据中间轴与输出轴的中心距A，A为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮13和14的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则取Z13=49mm。设Z15=则i3.3轮齿强度计算（1）轮齿弯曲强度计算1）直齿轮弯曲应力当处于倒挡时，中间轴上的计算扭矩为：Tg=T故由F14=2T倒挡齿轮13、14、15采用直齿齿轮，根据直齿轮弯曲应力公式：σ其中Kσ=1.65，Kf=1.1，b=12.5mm，t=7.85，y=σσ倒挡直齿轮许用弯曲应力在400~850Mpa，所以满足要求。2）斜齿轮弯曲应力一挡齿轮圆周力：FTg=Td=则F12σω=F1KσbtyKε公式其中Kσ=1.5，b=17.5mm，t=7.85，Kε=2.0，y=0.172，代入公式3σ依据计算一挡齿轮的方法可以得出其他挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果如下：

二挡：σ9=三挡：σ7=四挡：σ5=235.6MP五挡：σ3=193,7MP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180~550Mpa范围内，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。（2）齿轮接触应力当处于倒挡时，Tg13=Tg14=Td14=2×Z14×90Z从动轮节点处的曲率半径ρ13=根据直齿σ得到：σj13σj14σ同理得到：一挡：σj12=1603MP由于一挡和倒挡时，渗碳齿轮的许用接触应力为1900~2000Mpa，所以一挡和倒挡的齿轮接触应力均小于许用接触应力。由于一挡和倒挡承受的接触应力最大，故一挡和倒挡合格，其余各挡均合格。3.4确定齿轮参数(齿顶高系数取1，齿根高系数取0.25)齿数Z分度圆直径d齿顶高h齿根高h齿全高h齿顶圆直径d齿根圆直径dZ2361.762.53.1255.62565.7655.51Z44118.1542.53.1255.625123.154111.904Z3077.832.53.1255.62582.8371.58Z40103.772.53.1255.625108.7797.25Z3693.632.53.1255.62598.6387.38Z3488.4252.53.1255.62593.42582.175Z42110.1562.53.1255.625115.156103.906Z2873.442.53.1255.62578.4467.19Z46121.6262.53.1255.625126.626115.376Z2258.172.53.1255.62563.1751.92Z50137.8772.53.1255.625142.877131.627Z1644.122.53.1255.62549.1237.87Z49122.52.53.1255.625127.5116.25Z24602.53.1255.6256553.75Z22552.53.1255.6256048.75

第四章变速器轴的计算和校核4.1轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径决定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度用离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键容易考虑。4.2初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d≈0.45A，轴的最大直径d和支撑间距离L的比值：对中间轴，d/L=0.16~0.18；对第二轴，d/L≈0.18~0.21。第一轴花键部分直径d根据公式：d=K其中K=4.3，初选d1≈24mm，初选输入、输出轴支撑之间的长度L=252mm。根据阶梯轴的结构特点与标准件要求对各段轴径进行调整，确定各挡齿轮dddddd4.3轴的校核变速器处于不同档位时，对变速器输入轴和输出轴的刚度校核，过程如下：（1）倒挡工作时：FF若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为fc=F1a2b23EIL公式fs=F2a2b23EIL公式δ=F1ab(b-q)3EIL公式SEQ公式\*ARABIC轴在垂直面内和水平面内挠度的允许值为[fc]=0.05~0.10mm其中a=284，b=25,L=309，d=46mm,E=2.1×104MPa，把有关数据代入上式得：fc=F1a2fδ（2）一挡工作时：Ft11=2Tgcos根据公式4、公式5、公式6，其中a=240，b=69,L=309，d=42mm,E=2.1×104MPa，fc=F1a2bf=δ=（3）二挡工作时：Ft9根据公式4、公式5、公式6，其中a=199，b=110,L=309，d=42mm,E=2.1×104MPa，fc=F1a2ff=δ=（4）三挡工作时：Ft7根据公式4、公式5、公式6，其中a=156，b=153,L=309，d=37mm,E=2.1×104MPa，把有关数据代入式子fc=F1a2ff=δ=（5）四挡工作时：F根据公式4、公式5、公式6，其中a=121，b=188,L=309，d=33mm,E=2.1×104MPa，fc=F1a2f=δ=（6）五挡工作时：Ft3根据公式4、公式5、公式6，其中a=87，b=222,L=309，d=29mm,E=2.1×104MPa，fc=F1a2f=δ=4.4轴的强度计算（1）变速器在一挡工作时，对输出轴校核，计算出输出轴的支反力：Ft11=2Tg已知a=240，b=69,L=309，d=42mm1）垂直面内支反力对C点取矩，由力矩平衡可得到A点的支反力，即：

F将相关数据代入上式得：FA对A点取矩，由力矩平衡可得到C点的支反力，即：F解得：F2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：F将相关数据代入上式得到：FAH=3）计算垂直面内的弯矩C点的最大弯矩为：M4）计算水平面内的弯矩M5）计算合成弯矩根据M=把上面所求的转矩的扭矩代入上式，得到：M作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面内和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩MC、Mσ=MW=32Mπd3公式将相关数据代入公式7得到：σ已知在抵挡工作下，[σ]≤400MPa，故符合要求。（2）变速器在二挡工作时，对输出轴校核，计算出输出轴的支反力：Ft9=2T已知a=199，b=110,L=309，d=42mm1）垂直面内支反力对C点取矩，由力矩平衡可得到A点的支反力，即：F将有关数据代入上式得：F同理对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：F2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：F将相关数据代入上式得到：FF3）计算垂直面内的弯矩C点的弯矩最大为：M4）计算水平面内的弯矩：M5）计算合成弯矩根据M=把上面所求的转矩的扭矩代入上式，得到：M作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面内和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩MB、MBH。轴在转矩和弯矩的同时作用下，将相关数据代入公式σ已知在抵挡工作下，σ≤400MPa（3）变速器在三挡工作时，对输出轴校核，计算出输出轴的支反力：Ft7=2Tg已知a=156，b=153,L=309，d=37mm1）垂直面内的支反力对C点取矩，由力矩平衡可得到A点的支反力，即：F将有关数据代入上式得到：F同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：F2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：F将相关数据代入上式得到：FF3）计算垂直面内的弯矩C点的最大弯矩为：M4）计算水平面内的弯矩

M5）计算合成弯矩根据M=把上面所求的转矩的扭矩代入上式，得到：M作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面内和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩MB、MBH。轴在转矩和弯矩的同时作用下，将相关数据代入公式σ已知在抵挡工作下，[σ]≤400MPa，故符合要求。（5）变速器在倒挡工作时，对输出轴校核，计算输出轴的支反力：

FF已知a=284，b=25,L=309，d=46mm1）垂直面内支反力对C点取矩，由力矩平衡可得到A点的支反力，即：F将相关数据代入上式，得到：F同理，对A点取矩，由力矩平衡公式可解得：F2）水平面内的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：F将相应数据代入上式得：FAH=495N3）计算垂直面内的弯矩C点的最大弯矩为：M4）计算水平面内的弯矩M5）计算合成弯矩根据M=把上面所求的转矩的扭矩代入上式，得到：M作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面内和水平面内的支反力之后，计算相应的弯矩MB、MBH。轴在转矩和弯矩的同时作用下，将相关数据代入公式σ已知在抵挡工作下，σ≤400MPa第五章轴承的选择与校核5.1输出轴轴承的选择与寿命计算初选轴承型号根据机械设计手册选择轴承型号为：左轴承采用7005AC型号：Cr=11.2kN右轴承采用7006AC型号：Cr=14.5kN（1）确定轴承径向载荷Fr1、Fr2FFF（2）确定轴承内部轴承力。根据机械设计手册，对于左轴承Y=1.47，对于右轴承ss由于s所以Fa1=1093N，（3）计算轴承当量动载荷查机械设计手册知，对于左轴承e=0.38，对于右轴承e=0.43Fa1FAFa2FB根据轴承的当量动载荷公式：P=fp(XP