基于ProE与ANSYS的奇瑞A516轿车变速器设计论文

优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！摘要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，为了使汽车在不同速度下行驶，变速器应设有多个档位，包括空挡和倒档。机械式手动变速器是传统的汽车传动系统，由于其结构简单、体积小、制造成本低、便于装配和修理，传动效率高等优点，一直沿用至今。作为传动机构的重要部件，对变速器的设计都遵循着统一的目标，那就是力求简单和方便。变速器的性能直接体现出整车性能的高低，特别是燃油经济性的好坏。所以变速器的设计质量的高低一直是汽车行业竞争的焦点。本设计针对乘用车两轴式机械变速器。根据乘用车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数，结合选择的适合于该乘用车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。结合某些乘用车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，计算出变速器的相关参数，进行合理性的设计。关键词：二轴式变速器；齿轮；同步器；设计；结构优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！ABSTRACTTo change the engine used to spread transmission of torque and wheel speed, in order to make car travel at different speeds, transmission should be a number of stalls, including neutral and reverse. Mechanical transmission is a traditional manual transmission car, because of its simple structure, small size, low manufacturing cost, ease of assembly and repair, high transmission efficiency, are still in use. Transmission mechanism as an impotant component, the design of transmission line with the goal of reunification, it is simple and convenient. Transmission performance of the vehicle directly reflects the level of performance, especially fuel economy is good or bad. Therefore, the design of transmission quality has been the focus of competition in the automotive industry.The design for the two-axis mechanical transmission cars. Form the basis of passenger cars, Tread, wheelbase, minimum ground clearance, minimum turning radius, vehicle weight, loaded weight and parameters such as maximum speed, combined with the suitable selection of the cars engine engine models can be drawn maximum power, maximum torque, displacement and other important parameters. Combination of some basic parameters of passenger cars, to choose the appropriate reduction ratio of the Lord. Based on the above parameters to calculate the transmission of the relevant parameters for a reasonable design.Key words: Transmission；Gear；Synchronizer ；Design；Structure优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！目 录摘要 .IAbstract .II第 1 章 绪论 .11.1 选题的目的和意义 .11.1.1 汽车变速器的设计要求 .11.1.2 汽车变速器的发展现状 .21.2 设计的内容及方法 .2第 2 章 变速器传动机构与操纵机构的布置 .42.1 变速器传动机构布置方案 .42.1.1 变速器传动方案分析与选择 .42.1.2 倒档布置方案 .42.1.3 零部件结构方案分析 .52.2 变速器操纵机构布置方案 .72.2.1 概述 .72.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置 .82.3 本章小结 .10第 3 章 变速器的设计与计算 .113.1 变速器主要参数的选择 .113.1.1 档数 .103.1.2 传动比范围 .113.1.3 变速器各档传动比的确定 .113.1.4 中心距的选择 .143.1.5 变速器的外形尺寸 .143.1.6 齿轮参数的选择 .143.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 .163.1.8 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角的调整 .193.2 变速器齿轮强度校核 .23优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！3.2.1 齿轮材料的选择原则 .233.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核 .233.2.3 轮齿接触应力校核 .273.2.4 倒档齿轮的校核 .313.3 轴的结构和尺寸设计 .343.3.1 初选轴的直径 .343.4 轴的强度验算 .353.4.1 轴的刚度计算 .353.4.2 轴的强度计算 .433.5 轴承选择与寿命计算 .483.5.1 输入轴轴承的选择与寿命计算 .493.5.2 输出轴轴承的选择与寿命计算 .503.6 本章小结 .52第 4 章 变速器同步器的设计 .534.1 锁销式同步器 .534.1.1 锁销式同步器结构 .534.1.2 锁销式同步器工作原理 .534.2 锁环式同步器 .544.2.1 锁环式同步器结构 .544.2.2 锁环式同步器的工作原理 .544.2.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 .554.3 本章小结 .57第 5 章 变速器传动机构三维设计 .585.1 PRO/E 软件简介 .585.1.1 变速器输出轴模型建立 .585.1.2 变速器输入轴模型建立 .605.2 变速器齿轮模型建立 .615.3 变速器传动机构模型虚拟装配 .645.3.1 PRO/E 基本装配约束 .645.3.2 变速器传动机构装配图和爆炸图 .655.4 装配及干涉检查 .675.5 本章小结 .68优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！第 6 章 变速器传动机构有限元分析 .696.1 PRO/E 与 ANSYS 模型传递 .696.1.1 PRO/E 与 ANSYA 基本模型转换方式 .696.1.2 配置 PRO/E 与 ANSYS 接口 .706.1.3 通过接口将 PRO/E 模型导入 ANSYS.706.2 PRO/E 与 ANSy 分析过程 .716.2.1 前处理 .726.2.2 网络划分 .726.2.3 有限元的约束与加载 .736.2.4 查看结果 .746.2.5 结果分析 .766.3 本章小结 .77结论 .78参考文献 .79致谢 .80附录 .81优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！第 1 章 绪 论1.1 选题的目的和意义 汽车变速器是汽车传动系的重要组成部分。由于汽油机额定转矩对应的速度范围很小,而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化，因此要用齿轮传动来适应驾驶时车速的变化。变速器是传动系的主要部件,它的性能对整车的动力性、燃油经济性以及乘坐舒适性等方面都有十分重要的影响。手动机械变速器可以完全遵从驾驶者的意志，且结构简单、传动效率高、故障率相对较低、经济性好、环保性强、物美价廉,因此在市场上仍占有一席之地，开发手动机械变速器也适应当代世界经济的发展和需要。随着科技的高速发展，节能与环境保护、应用新型材料、高性能及低成本都可将作为汽车新型变速器的研究方向。1.1.1 汽车变速器的设计要求汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求 1。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。变速器的基本设计要求 2：保证汽车有必要的动力性和经济性；设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输；设置倒档，使汽车能倒退行驶；换档迅速、省力、方便；工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档，以及换档冲击等现象出现；工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长；除此之外，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。 变速器传动机构有两种分类方法。根据前进档数分为：三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。根据轴的形式分为：固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为：两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。1.1.2 汽车变速器的发展现状教练车都是手动早期的汽车传动系，从发动机到车轮之间的动力传递形式是很简单的，一般都采用皮革作衬垫的油浴离合器。汽车自动变速器作为一种新型的传动器，最早是 1939 年由通用公司奥兹莫比尔部开发的。自 20 世纪 40 年代起人们就不遗余力地发展自动变速器 1940 年奥兹莫比尔采用液力自动变速器，这是在批量生产的美国汽车上最早采用的全自动变速器，也是第一台现代意义上的自动变速器。1948 年，自动变速器已经发展到与行星传动组成一体的液力变矩器。1983 年，丰田汽车公司生产了 A140E 型自动变速驱动桥。这是第一种电控换挡自动变速器，开创了变速器发展的新趋势。在我国上海通用汽车公司在其生产的别克轿车上装备了 4T65-E 型电控自动变速器，这是我国第一家汽车公司将自动变速器作为标准装备装于轿车。世界最大的手动变速器制造商德国 ZF 公司预测说，到 2012 年北美市场出售的汽车中将只有 6%是手动挡，欧洲与美国的情况不同，有机构预测，到 2013 年欧洲有 52%的汽车还是手动挡，配备自动手动的变速器将只有 10%,配备无级变速器的将占 2%,配备双离合变速器的将占 16%，欧洲人崇尚节能 环保，喜欢开小型车，更青睐手动变速器的经济燃油性。而在日本变速器市场，CVT 的市场占据绝对优势。在我国，虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年中高档的汽车是不会轻易放弃手动变速器的。另外，现在在我国的汽车驾校中，变速器的，除了经济适用轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些之外，关键是能够让学员打好基础以及锻炼驾驶协调性。1.2 设计的内容及方法本次设计的变速器是在原有奇瑞 A516 的变速器的基础上， 在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。1、对变速器传动机构的分析与选择通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。2、变速器主要参数的选择变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。3、变速器齿轮强度的校核优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。4、轴的基本尺寸的确定及强度计算。对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。5、轴承的选择与寿命计算。对变速器轴的支撑部分选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为 30 万公里。本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算；同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计；另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。6、设计流程图。调研 、 收集资料及总体方案论证奇瑞 A 5 1 6 变速器 A u t o C A D 二维结构设计P r o / E 三维实体建模转换接口A N S Y S 关键零件有限元分析是否合理P r o / E 整机装配及干涉检查是否合理结论分析撰写设计说明书YYNN图 1.1 设计流程图优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！第 2 章 变速器传动机构与操纵机构的布置2.1 变速器传动机构布置方案机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。2.1.1 变速器传动方案分析与选择机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同 5。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设计的君威2.0变速器是中档轿车变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超速档。2.1.2 倒档布置方案常见的倒档布置方案如图 2.1 所示。图 2.1b 方案的优点是倒档利用了一档齿轮，优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难；图 2.1c 方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理；图 2.1d 方案对 2.1c 的缺点做了修改；图 2.1e 所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长；图 2.1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图 2.1f 所示方案。图 2.1 倒档布置方案2.1.3 零部件结构方案分析1、齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度 （图 2.2）影响齿轮强b度 6。要求尺寸 应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后，b保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸 ，在结构允许条件下应尽可能取大C些，至少满足尺寸要求：2)4.1(dC（2.1）式中： 花键内径。2d优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！为了减小质量，轮辐处厚度 应在满足强度条件下设计得薄些。图 2.2 中的尺寸可取为花键内径的 1.251.40 倍。1D图 2.2 变速器齿轮尺寸控制图齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在 m范围内选用。要求齿轮制造精40.8.aa，R度不低于 7 级。2、变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易 7。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与 m，硬度不低于 5863HRC 。因渐开8.0aR线花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。由上述可知，变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。3、变速器轴承的选择优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！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。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 8。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、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。 由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。2.2 变速器操纵机构布置方案2.2.1 概述根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求 9：换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。1、直接操纵式手动换档变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。2、远距离操纵手动换档变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。3、电动自动换档变速器20 世纪 80 年代以后，在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！制技术，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器 10。由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置图 2.3 为典型的操纵机构图定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。1、换档机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。2、防脱档设计互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有：（1）互锁销式图 2.4 是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。图 2.4，a 为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图 2.4，b、c 、d 为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。图 2.4 互锁销式互锁机构（2）摆动锁块式图 2.5 为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分 A 档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。（3）转动钳口式图 2.6 为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕 A 轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用 11。图 2.5 摆动锁块式互锁机构 图 2.6 转动钳口式互锁机构操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。2.3 本章小结本章主要介绍了变速器传动机构和操纵机构的类型，分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型、特点、及功用，对变速器的传动方式、操纵机构的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的选择，为后期的设计工作打下基础。优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！第 3 章 变速器的设计与计算3.1 变速器主要参数的选择本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，奇瑞 A516 整车主要技术参数如表 3.1 所示：表 3.1 奇瑞 A516MT 整车主要技术参数发动机最大功率 87.5kw 车轮型号 195/55R185V发动机最大转矩 147Nm 最大功率时转速 6150 r/min最大转矩时转速 4300r/min 最高车速 185km/h总质量 1290kg 变速器形式 手动五档3.1.1 档数近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45 个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个档。商用车变速器采用 45 个档或多档。载质量在 2.03.5t 的货车采用五档变速器，载质量在 4.08.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。档数选择的要求：（1）相邻档位之间的传动比比值在 1.8 以下。（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。 因此，本次设计的轿车变速器为 5 档变速器。3.1.2 传动比范围变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为 1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为 0.70.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在 3.04.5 之间，总质量轻些的商用车在5.08.0 之间，其它商用车则更大。本设计最高档传动比为 0.77。3.1.3 变速器各档传动比的确定1、主减速器传动比的确定优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为 12：037.irnuga（3.1）式中：汽车行驶速度（km/h） ；au发动机转速（ r/min） ；n车轮滚动半径（m） ；r变速器传动比；gi主减速器传动比。0已知：最高车速 = =185 km/h；最高档为超速档，传动比 =0.77；车轮maxuv gi滚动半径由所选用的轮胎规 195/55R185V 得到 =297.75(mm)；发动机转速r= =6150（r/min） ；由公式（ 3.1）得到主减速器传动比计算公式：np 8.4157.02963.7.03-=aguinri2、最抵档传动比计算按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气max阻力忽略不计） 13。用公式表示如下：（3.2）maxax0max sincoGfriTtge +式中：G 车辆总重量(N) ；坡道面滚动阻力系数(对沥青路面 =0.010.02)；f发动机最大扭矩(Nm)；maxeT主减速器传动比；0i变速器传动比；g优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！为传动效率（0.850.9） ；tR 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 ）max 7.16由公式（3.2）得：（3.3）tegiTrGi)snco(0maxax1+已知：m=1290kg ； ； ；r=0.297m； 05.=f 7.16147max=eTNm； ；g=9.8m/s 2； ，把以上数据代入（3.3）式：8.40=i 9t 76.191.0841729.0).6sin2.cos.19(+gi满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： ntgeFriT10maxtengiTrFi0max1（3.4）式中：驱动轮的地面法向反力， ；nFgmFn1驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面 可取 0.50.6 之间。 已知： kg； 取 0.6，把数据代入（3.4）式得：148m51.39.08417276.29=gi所以，一档转动比的选择范围是： .1gi初选一档传动比为 3.4。3、变速器各档速比的配置按等比级数分配其它各档传动比，即：优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！qii=54321 450.17.3451=i16.450.8.32.0.3412qi3.1.4 中心距的选择初选中心距可根据经验公式计算 14：31maxgeAiTK（3.5）式中：A 变速器中心距（mm） ；中心距系数，乘用车 =8.99.3；KAK发动机最大输出转距为 180（Nm） ；maxeT变速器一档传动比为 3.4；1i变速器传动效率，取 96%。g（ 8.99.3） =（8.9-9.3） 7.83=69.6972.82mmA396.0417轿车变速器的中心距在 6080mm 范围内变化。初取 A=72mm。3.1.5 变速器的外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： 8.24167)4.30()4.30( =ALmm初选长度为 240mm。3.1.6 齿轮参数的选择1、模数 nm优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；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。表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表 3.2 选取各档模数为 ，由75.2=nm于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。2、压力角 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 14.5、15 、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角 15。 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。本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20。3、螺旋角 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。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。本设计初选螺旋角全部为 22。4、齿宽 b齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 /tam车 型1.014模数 /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中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造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数 的大小来选定齿宽：nm斜齿 ， 取为 6.08.5，取 6.0nckb=cmm5.167.25、齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制齿轮。在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与 1.00的细高齿。本设计取为 1.00。3.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、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。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀 16。根据图 3.1 确定各档齿轮齿数和传动比。1、一档齿数及传动比的确定一档传动比为： 08.312=zi 5.487.2cos5.cos=hnhzmA优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！取整得 49。轿车 可在 1217 之间选取，取 12，则 。则一档传动比为：1z 372=z08.31271=zi1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮图 3.1 五档变速器传动方案简图2、对中心距 A 进行修正 cos2hnzmA6.7495.=取整得 mm， 为标准中心矩。730=A03、二档齿数及传动比的确定342zi（3.6）cos2)(430zmAn（3.7）优秀本科毕业设计（论文）精品优秀毕业设计，助答辩无忧！已知： =73mm， =2.345， =2.75， ；将数据代入（3.6） 、 （3.7）两0A2inm2=式，齿数取整得： ， ，所以二档传动比为：153=z4267.132zi4、计算三档齿轮齿数及传动比563zi（3.8）cos2)(650zmAn（3.9）已知： =73mm， =1.618， =2.75， ；将数据代入（3.8） 、 （3.9）两0A3in式，齿数取整得： ， ，所以三档传动比为：195=z06578.193563=zi5、计算