4+1挡变速器设计【毕业论文+CAD图纸全套】

买文档就送您 01339828或 11970985 1 第 1 章 变速器主要参数的选择与计算 . 2 数 . 2 动比确定 . 3 心距 A 的确定 . 4 轮参数选择 . 4 数 . 4 力角 . 5 旋角 . 5 宽 b . 6 档齿轮齿数的分配 . 7 第 2 章 齿轮与轴的设计计算 . 9 轮设计与计算 . 10 轮材料的选择原则 . 10 轴的转矩 . 10 齿强度计算 . 11 的设计计算 . 15 的工艺要求 . 15 选轴的直径 . 16 最小直径的确定 . 17 的强度计算 . 17 买文档就送您 01339828或 11970985 2 第 1章 变速器主要参数 的选择与计算 本次课程设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的 整车主要技术参数如表 0377.0 式中： 汽车行驶速度（ km/h）； n 发动机转速（ r/ r 车轮滚动半径（ 变速器传动比； 0i 主减速器传动比。 已知：最高车速 105 km/h；最高档为 直接 档，传动比 1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格 到 r =289(发动机转速 n = 3500（ r/由公式得到主减速器传动比计算公式： 6 3 5 3 5 0 02 8 ag 车主要技术参数 发动机最大功率 48轮型号 动机最大转矩 高车速 105km/h 最大转矩时转速 30003500r/质量 1900数 增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。 在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。 档数选择的要 求： 买文档就送您 01339828或 11970985 3 （ 1）相邻档位之间的传动比比值在 下 ； （ 2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 目前，轿车一般用 4 5 个档位变速器，货车变速器采用 4 5 个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。 传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在 3 4 之间，轻型货车在 5 6 之间，其它货车则更大。 文中 设计 结合实际， 变速器选用 5 档变速器，最高档传动比为 1。 动比确定 变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。 1、最低档传动比计算 一档传动比应该满足最大驱动力用于克服车胎与路面的滚动阻力及最大爬坡力 ， iT 0m a x1)s o s( 已知： 最大转矩 ， 30108 r 车轮半径， 2 8 9,15 可知道为由已知轮胎规格 0i 主减速器传 动比， i； t 传动系传动效率 9.0t； 汽车重力， 9000； 011.0f ， a=则代入公式（ 到 ： i o 根据车轮与路面的附着条件则 Fr 01m iT 0 （ 买文档就送您 01339828或 11970985 4 在 间取 =入 上 式得到 ： 8 2 8 1 9 8 31于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比不用过大，取 2、其他各档传动比初选 各档传动比为等比分配则： 1 32 心距 A 的确定 文中 设计为中间轴式变速器，初选中心距可根据经验公式计算 31m a x （ 式中 ： A 变速器中心距（ 中心距系数，商用车 发动机最大转距 =108（ ； 1i 变速器一档传动比为 g 变速器传动效率，取 96%。 将各参数代入式（ 到 ： A （ 3 =取 A=76 轮参数选择 数 齿轮模数选取的一般原则： （ 1） 为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 买文档就送您 01339828或 11970985 5 （ 2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； （ 3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数； （ 4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些 。 对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数范围大致表 表 速器齿轮 的法向 模数 微型、普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车 用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表 国标1357 1987，可参考表 行变速器模数的选择。 表 速器常用的齿轮模数（ 摘自 1357 1987） 第一系列 1 第二系列 （ 合考虑 文中 设计由于低档受力较大，变速器一档及倒档为同一模数取 3档三档四档及一轴常啮合齿轮为 力角 压力 角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 15、 16、 小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30压力角。 本变速器为了便于进行角度变位，全部选用标准压力角 20。 旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。 选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。 如图 示： 买文档就送您 01339828或 11970985 6 图 间轴轴向力的平衡 欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件： 222111 F 为使两轴向力平衡，必须满足 ： 2121式中 ： 21 F 作用在中间轴承齿轮 1、 2 上的轴向力； 21 F 作用在中间轴上齿轮 1、 2 上的圆周力； 21 齿轮 1、 2 的节圆半径； T 中间轴传递的转矩。 货车变速器的螺旋角为： 18 26， 一档的选择小些 选 为 18 。 宽 b 齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。 选 用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 买文档就送您 01339828或 11970985 7 通常根据齿轮模数 m（大小来选定齿宽 b ,b = 齿宽系数 ，斜齿为 档齿轮齿数的分配 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各 档齿轮的齿数。 1、一档齿数的确定 一档传动比为： 21 zz 常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和 一档齿数和，直齿斜齿nh （ 中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车8Z 可在 12 17 之间选取，本设计取8Z =17， 3m ， 代入公式 （ 得到： 取整得 51，则 3417517 z。 2、对中心距 A 进行修正 因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距 A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据 9。 2 将各已知条件代入 上 式得到 ： A 买文档就送您 01339828或 11970985 8 3、常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 18721 zz 而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即 ： 121( n 已知各参数如下： 7,34,22,71 n 代入式 （ 得到 ： 2 取整： 38,14 21 4、二档齿数的确定 已知： 0 5 n 由式子 61522 zz 得 21265 265( n 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式 ： )1(t a nt a z 联解上述三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得： 买文档就送您 01339828或 11970985 9 27,36 65 档齿数的确定 已知： n 由式子 21343 343( n )1(312 231 z 联解上式三个方程式，可采用比较方便的试凑法 ， 解得： 36,27,18 433 档齿数的确定 75.2m 初选 2310 z,可算出 中间轴与倒档轴之间的距离 ： 55)2317(21 108 保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 8 和 9 的齿顶圆之间应保持有 上的间隙，则齿轮 9 的齿顶圆直径 12 89 2/99 e 9Z =21 二轴与倒档轴之间的距离确定 ： 85)2137(21 911 n 倒档传动比 1233891181012 轮与轴的 设计计算 买文档就送您 01339828或 11970985 10 轮设计与计算 变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。 轮材料的选择原则 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要 求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对 如对硬度 350使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 30 50右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料 11。 3、考虑加工工艺及热处理工艺 大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或 调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度 350采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮。 常啮合齿轮因其传递转矩较大，且一直参与传动，磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用 20碳后淬火，硬度为 58 622。大齿轮用 40质后表面淬火，硬度为 48 55档传动比大，齿 轮所受冲击载荷作用也大，抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用 20碳后淬火，硬度为 56 62齿轮 40质后表面淬火， 46 55余各档小齿轮用 40质后表面淬火，硬度 48 55齿轮用 45 钢调质后表面淬火，硬度 40 50 轴的转矩 一轴转距 31 10108 T N间轴转距194410108 32 T=258000N文档就送您 01339828或 11970985 11 二轴各档转距： 一档齿轮 5481141017401944108 321 TN档齿轮 22T 313574N档齿轮17942023 TN档齿轮10264324 TN 轮齿强度计算 1、 直 齿齿轮轮齿弯曲强度计算 1（ 式中 ： 1F 圆周力（ N） ， ； 计算载荷（ N m 齿轮 模数（ K 应力集中系数，K= b 齿面宽（ ； t 法向齿距， ； y 齿形系数，在齿形系数图 查得； 买文档就送您 01339828或 11970985 12 图 型系数图 将上述有关参数代入 （ ，整理得到 ： （ 当计算载荷、倒档直齿轮许用弯曲应力在 400 850车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。 斜齿轮对 货车为 100 200 （ 1） 一档齿轮弯曲强度校核 已知参数： 8,3 6 7,40 87 15481147 T N2580008 T N齿形系数图 ： 代入公式 （ 得： 7w= 8w=327于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于4008507w ， 8w 均 符合 ，所以满足设计要求。 （ 2） 常啮合齿轮弯曲强度校核 买文档就送您 01339828或 11970985 13 已知参数： 8, m 1 7 3 8,44 12 31 10108 T N32 10258 T N齿形系数图 ：代入公式 （ 得： 1 9 81 4 2c o 82 331 w 1 01 6 2c o 82 332 w w，2w均小于 250以满足设计要求 （ 3）倒档 齿轮轮齿弯曲强度计算 已知参数： 6 3 2 8 0,8,3 9 c ， 39 T N齿形系数图 ： y； 代入公式 （ 得： 39 w 计算载荷档，倒档直齿轮的许用弯曲应力在 400间，9w在许用范围内，所以满足设计要求。 3、齿轮轮齿接触应力 )11( 式中 ： j 轮齿接触应力（ F 齿面上的法向力（ N），)； 买文档就送您 01339828或 11970985 14 圆周力（ N）， ； 计算载荷（ N d 节圆直径（ 节点处压力角； 齿轮螺旋角； 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 s in,s in ，斜齿轮 2c o s)s zz r ， 2c o s)s bb r ； zr 主从动齿轮节圆半径（ 将作用在变速器第一轴上的载荷 2为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j见下表 表 速器的许用接触应力 齿轮 j碳齿轮 液体渗氮共渗齿轮 一档和倒档 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高档 1300 1400 650 700 （ 1） 一档齿轮接触应力校核 知条件： 8,3,20 m ， 17,40 87 5481147 T N2580008 T N c g 33买文档就送您 01339828或 11970985 15 整理 得 ： )11(c 入得7j=j= 7j，8j均小于 1900 以满足设计要求。 啮合齿轮接触应力校核 已知条件： 8,0 m ， 44,19 21 2580002 1080001 已知数据代入公式得 到： jj1j，2j均小于 1900以满足设计 。 的设计计算 变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应 该有足够强的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。 的工艺要求 第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在 63，表面光粗糙度不能过低。 对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，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。 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。 买文档就送您 01339828或 11970985 16 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。 本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴 ,材料与齿轮一样为 20 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 为 的最大直径 d 和支承间距离 l 的比值：对中间轴， ;第二轴， 第 一轴花键部分直径 d 可按下式初选 ： 3 式中 ： K 经验系数 K= 发动机最大转距（ N。 第二轴和中间轴中部直径 = d=38mm l 的取值： 中间轴长度初选： 7 dl 20l 二轴长度初选： 1 dl 00l 一轴长度初选： 3 m a x 取 d=21ld dl mm l 取 125 买文档就送您 01339828或 11970985 17 最小直径的确定 按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算，对实心轴，其强度条件为 ： 5 033 d 式中 ： T 轴传递的转矩 NT =108Nm； 轴的抗扭截面模量 ( P 轴传递的功率（ ， P =48 n 轴的转速 )r ， n =3500 )r ； 轴的许用扭转剪应力 （ ，见 ： 表 常用集中材料的 及 A 值 轴的材料 20 35 （ 1C,18 45 405830 /5055 149352612式 到轴直径的计算公式 ： 33335 0（ 对中间轴为合金钢 A 查表得为 100； P 为 48146543183500 n。 代入式 （ 得 32d 为 33 二轴为 45 号钢 A 查表得为 103； P 为 48入式 （ 得 d 为34 的强度计算 轴的受力如图 2示 ： 买文档就送您 01339828或 11970985 18 图 速器受力图 1、轴的挠度验算 初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力，必须先求第二轴的支点反力。 档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取 轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图 4示时，若轴在垂直面内挠度为水平面内挠度为，可分别用下式计算 c 3221 （ s 3222 （ 1 （ 式中 ： 买文档就送您 01339828或 11970985 19 1F 齿轮齿宽中 间平面上的径向力（ N）； 2F 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（ N）； E 弹性模量（ E =05 I 惯性矩（ 对于实心轴， 644 ； d 轴的直径（ 花键处按平均直径计算； a 、 b 为齿轮上的作用力距支座 A 、 B 的距离（ L 支座间的距离（ 轴的全挠度为 sc 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 轮所在平面的转角不应超过 与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承装在轴上，这就能增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。 图 速器的挠度和转角 （ 1） 变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度 第一轴轴上受力分析 o o 1111 4 7c o st a F F 间轴轴上受力分析 买文档就送您 01339828或 11970985 20 o o 2222 4 7c o st a n 122 N 3 3t a N 8431010822 3333 d TF t N 8 2t a 第二轴轴上受力分析 3444 2 34 F 轴轴刚度校核： 将各已知参数代入公式 （ 得到： L 2242243 643 , 141a 59b 200L 37d 0 2 4 cc ， （ 得到： 24 E IL sf 22 sc (4 E I L r 以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。 中间轴一档处轴刚度校核： 各已知参数代入公式 （ 得到： 买文档就送您 01339828或 11970985 21 L 2232233 643 , 161a 59b 220L 37d 0 1 0 cc ， （ 得到： 23 E ts 间。所以