轿车变速器设计说明

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2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3第三章 变速器传动比分配及个档传动比确立4第四章 变速器设计和计算64.1 挡数64.2中心距a64.3 外形尺寸74.4齿轮参数74.4.1 模数的选取74.4.2 压力角84.4.3 螺旋角84.4.4 齿宽b84.4.5 各挡齿轮齿数的分配94.4.6 确定一挡齿轮的齿数94.5.1 齿轮材料的选择原则144.5.2计算各轴的转矩154.5.3轮齿强度计算1

2、6轮齿弯曲强度计算16第六章 轴及轴上支承联接件的校核226.6.1轴的工艺要求22第七章 轴承校核297.7.1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32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/min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

3、。 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 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

4、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 。2.1.2 倒挡布置方案与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。为实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。前者虽然结构简单，但是中间传动

5、齿轮的轮齿，是在最不利的正，负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。选择倒挡布置方案如下图所示因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡第三章 变速器传动比分配及个档传动比确立根据给定条件去顶主减速器

6、传动比；五挡为超速挡=0.8；n最大发动机转速，n=5800r/min； u最高车速，u=188km/h；车轮半径，=0.33m； =4.55 （3.1） 确定最大传动比 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，空气阻力忽略不计）。用公式表示如下： （3.2）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)；发动机最大扭矩(nm)； 主减速器传动比； 变速器传动比； 为传动效率（0.850.9）；r 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）由公式（

7、1.2）得： （3.3）已知：m=1860kg；r=0.33m；nm；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：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： （3.4）式中：驱动轮的地面法向反力，； 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：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为3.2。校核：km/h 所以传动比选择符合标准。 符合附着条件 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为，所以各挡传动比与挡传动比的关系为=2.2

8、6，=1.60，=1.132，=0.8第四章 变速器设计和计算4.1 挡数增加变速器的挡数能改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低挡与高挡之间传动比比值减小，是换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换挡工作越容易进行。要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。目前轿车一般用45个挡位，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡位或多挡。装载质量在23.5t的货车采用5挡变速器

9、，装载质量在48t的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野车。选用的是5挡变速器。4.2中心距a对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。 a= =77.56mm 式中，a为中心距（mm）；为中心距系数，轿车：=8.99.3； 为发动机最大转矩（）；为

10、变速器一挡传动比；为变速器传动效率0.96。轿车变速器的中心距在6580mm变化范围。原则上总质量小的汽车中心距小。取78mm。4.3 外形尺寸轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸（3.03.4）a。当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数k应取给出系数的上限。为检测方便，a取整。初选长度为237.6mm。4.4齿轮参数4.4.1 模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声

11、更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。初选齿轮模数 =3mm 齿轮法向模数 =3mm4.4.2 压力角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些。变速器齿轮压力角为 20 4.4.3 螺旋角斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用：两周式变

12、速器为2025 初选的螺旋角=254.4.4 齿宽b通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。直齿：b=m， 为齿宽系数，取为4.58.0 取=7斜齿：b=，取6.08.5 ，取=7 一档齿宽为斜齿 b=21二档 三档齿宽为b=21mm四档齿宽为b=19.25mm五档齿宽为b=19.25mm倒档直齿为 b=16.5mm4.4.5 各挡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。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。根据图3.1确定各档齿轮齿数和传动比。135791112132468104.4.6 确定一挡齿

13、轮的齿数一挡传动比 取整得53。轿车=12，则。则一档传动比为：2、对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=77.81mm 取整为78mm。 4、一档齿轮的变位系数； 分度圆压力角 =20分度圆直径 =36.42mm =119.21mm端面啮合角 = 变位系数之和 =0.30根据当量齿数比，查机械设计手册小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为齿顶圆直径 =43.8 mm =122.75mm齿根圆直径 =33-2*3.16=31.74mm =112.75-2*4.54=110.69m

14、m二 挡传动比，齿数及变位系数的确立 已知：=78mm，=2.26，=3，；将数据代入两式，齿数取整得：，所以二档传动比为： 2、对螺旋角进行修正 =25.33 3、二档齿轮的变位系数； 分度圆直径 =46.36mm =109.27 mm变位系数之和 =0.3根据当量齿数比，查机械设计手册小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为齿顶圆直径 =52.30mm =114.25mm齿根圆直径 =40.24mm =102.19mm三 挡传动比，齿数及变位系数的确立 已知：=78mm，=1.6，=3，；将数据代入上两式，齿数取整得：，所以三档传动比为：分度圆直径 =59.60mm =96.03mm变位系数之

15、和 =0.3齿顶圆直径 =65.36mm =101.19mm齿根圆直径 =52.66mm =89.09mm四 挡传动比，齿数及变位系数的确立 已知：=78mm，=1.13，=2.75，；将数据代入上两式，齿数取整得：，所以三档传动比为： 分度圆直径 =74.16mm =83.06mm端面啮合角 = 齿顶圆直径 =78.98mm =87.84mm齿根圆直径 =66.78mm =75.64mm 五 挡传动比，齿数及变位系数的确立 已知：=78mm，=1.05，=2.75，；将数据代入两式，齿数取整得：，所以四档传动比为：齿顶圆直径 =90.81 =76.04mm齿根圆直径 =78.61mm =63

16、.82mm六 倒档齿轮的齿数的确立及变位系数 初选倒档轴上齿轮齿数为=23，输入轴齿轮齿数=11，为保证倒档齿轮的啮合不产生运动干涉齿轮11和齿轮13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，即满足以下公式： 已知：，把数据代入上式，齿数取整，解得：，则倒档传动比为：输入轴与倒档轴之间的距离：mm输出轴与倒档轴之间的距离：mm尺顶圆直径 d+ 39mm mm 尺根圆直径 2 mm mm 变位系数的齿轮 确立根据当量齿数比，查机械设计手册小齿轮变位系数为，则大齿轮变为系数为 5. 齿轮校核4.5.1 齿轮材料的选择原则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

17、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350hbs的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050hbs左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度hrc5863；心部硬度hrc3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度hrc485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25crmnmo，20crni

18、mo，12cr3a等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒13。4.5.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为143n m，最高转速5600r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。输入轴 =20898%96%=195.69n.m输出轴 一挡=195.690.960.983.2=589.136n.m 二挡=195.690.960.982.36=434.488n.m三挡=195.690.960.981.61=296.409n.m四挡=195.690.960.981.12=206.20n.m五挡=195.690.960.980.8=1

19、52.81n.m倒挡 =195.690.960.983.27=384.78n.m=195.690.960.983.27=566.38n.m4.5.3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）式中：弯曲应力（mpa）；计算载荷（n.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；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=0.9；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图4.1。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400850mpa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡

20、齿轮的许用应力应取下限。3、斜齿轮弯曲应力 （4.2）式中：计算载荷（nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。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180350mpa范围，对乘用车为100250mpa。=11，=36，=0.02，=0.095，=192.93n.m，=25.33n.m =243.40mpa180-350mpa范围=259.67mpa180-350mpa（2）计算二挡齿轮3，4的弯曲应力=14，=33，=0.107，=0

21、.11，=192.93n.m，=388.29n.m , =24.43=215.80mpa180-350mpa=185.702mpa180-350mpa（3）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力=18，=29，=0.1，=0.096，=192.93n.m，=278.47 n.m =25.33 =171.32mpa180-350mpa=153.65mpa180-350mpa（4）计算四档齿轮7，8的弯曲应力=25，=28，=0.1，=0.103， =192.93n.m， =20.89 =208.23mpa180-350mpa =187.04mpa180-350mpa（5）计算五档齿轮9，10的弯曲应力=2

22、9，=24，=0.161，=0.133， =192.93n.m， =20.89 =172.32mpa350mpa =168.68mpa 4.5.3 轮齿接触应力j （4.3）式中：轮齿的接触应力（mpa）；计算载荷（n.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（mpa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。弹性模量=20.6104 nmm-2，齿宽=75.5=38.5mm表4.1变速器齿轮的许用

23、接触应力齿轮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=626.48n.m =192.93n.m 节圆直径：mm，mm主动齿轮 =1738.79mpa =1698.74mpa（2）计算二挡齿轮3，4的接触应力=388.29n.m，=192.93n.m 节圆直径：mm，mm主动齿轮 =1296.7mpa=1874.47mpa（3）计算三挡齿轮5，6的接触应力 =278.47n.m =192.93n.m 节圆直径：mm，mm主动齿轮 =1643.23mpa=1552.92mpa（4）计算四挡齿轮7，

24、8的接触应力 =189.31n.m =192.93n.m 节圆直径：mm，mm主动齿轮 =1325.78mpa=1389.45mpa（5）计算五挡齿轮9，10的接触应力 =125.48n.m =192.93n.m节圆直径：mm，mm主动齿轮 =1288.7mpa=1197.43mpa （6）计算倒挡直尺齿轮11，12，13的接触应力=192.93n.m 103.43n.m 2120.26n.mmm mmmmmm =1937.00mpa19002000mpa =1887.9mpa19002000mpa =1771.36mpa19002000mpa注：以上校核都在小于19002000范围内符合要求

25、。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

26、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、 =519.29n.m =177.38n.m 节圆直径：mm，mm 初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距时，轴的最大直径和支承距离的比值可在以下范围内选取：对输入轴=0.160.18：对输出轴0.180.21。输入轴花键部分直径（mm）可按式下面公式初选 （5.1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（n.m）。输出轴最高档花键部分直径=23.9127.54mm取25mm；输入轴最大直径=29.640.8mm取30mm。输出轴：；输入轴：；，（2）轴的刚度计算若轴在垂直

27、面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下列式计算 式中：齿轮齿宽中间平面上的径向力（n）；齿轮齿宽中间平面上的圆周力（n）；弹性模量（mpa），=2.1105mpa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad18。（1）输入轴的刚度=2579.72n，轴颈=25mm，=17.75mm，=196mm， =2.1105n n，n（2）输出轴的刚度=2579.7

28、2n，轴颈mm，=17.75mm，=196mm， =2.1105n n，n（3）轴的强度计算输入轴强度计算=38.35mm，=135.91n.m，=17.75mm，=25mm,=196mm=7087.87n.m，=2579.77n.m，=2797.7n.m输入轴受力弯矩图1) 求h面内支反力、和弯矩 2)求v面内支反力、和弯矩 由以上两式可得n.mm（3）输出轴强度计算=97.35mm，=327.88n.m，=17.75mm，=30mm,=196mm=6736.11n.m，=2658.86n.m，=2658.88n.m输出轴受力弯矩图2) 求h面内支反力、和弯矩 2)求v面内支反力、和弯矩 由以上两式可得n.mm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行驶至大修前的总行驶里程s来计算，对于汽车轴承寿