经济型轿车机械式手动变速箱说明书

1、经济型轿车机械式手动变速箱设计说明书作者：班级：学号：日期：2010年12月8号目 录任务书.1第一章 总体传动方案设计.3第一节 概述.3第二节 汽车变速箱总体传动方案选择.3第三节 各档传动比初计算.4第四节 确定中心距A.6第二章 各总成部件结构型式和参数的确定.7第一节 概述.7第二节 齿轮参数确定.7第三节 倒档机构参数确定.11第四节 输出轴直径初选.12第三章 各总成部件主要参数的校核.12第一节 概述.12第二节 齿轮强度校核.12第三节 轴的强度计算.16第四节 轴承选取和校核.20任务书班级 学号 姓名一、题目: 经济型轿车机械式手动变速箱的设计与计算二、要求: 根据给定汽

2、车车型的性能参数（如附表1），进行汽车变速箱总体传动方案设计，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数；详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。分组：每种车型由15名同学合作设计，但是分工各不相同。三、设计计算要求（一）总体传动方案设计设计汽车变速箱总体传动方案，设置合理的档位数，计算各档的速比，确定中心距A，画出汽车变速箱总体传动方案原理图。（二）各总成部件结构型式的选择 变速箱确定变速箱输入轴/输出轴总成的结构型式，画出传动原理图。 倒档机构确定倒档机构结构型式，画出惰轮轴传动原理图。 主减速器确定主减速器的结构型式，计算减速比，画出主减速器传动原

3、理图。 驱动桥确定驱动桥的结构型式，画出驱动桥传动原理图。（三）各总成部件主要参数的确定 齿轮材料、变位系数与强度校核 同步器的选型与校核传动轴径的初选受力分析与强度校核 花键的计算与强度校核 轴承的选型与寿命校核四、图纸与说明书要求（可选）1.汽车变速箱总装配图（0）1张标注装配尺寸、配合公差与明细栏，撰写装配技术要求。2.传动轴零件图（2）1张3.齿轮零件图（3）1张4.设计计算说明书1份五、参考文献1 长春汽车研究所.汽车设计手册整车·底盘篇,1998 年5月2 王望予.汽车设计.机械工业出版社,2007年9月3 王秋成.汽车传动系统设计指导书,2008年3月附表1 轿车传动系

4、统主要参数第一章2总体传动方案设计第一节 概述本章主要介绍和讲解汽车变速箱总体传动方案设计，合理的档位数设置，各档的速比计算，中心距A确定，画出汽车变速箱总体传动方案原理图。第二节 汽车变速箱总体传动方案选择根据任务书中的要求我要设计和计算的是1.6L发动机横置前驱的汽车5档手动机械式变速器。由于该汽车是发动机前置前驱的，所以发动机和变速器都要安装与汽车前部，对于空间的要求比较高，需要结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点。而且该车的排量是1.6L的，所以综合上述条件，我选者两轴式变速器。由于发动机采用横置，所以与变速器输出端的主减速器主动齿轮采用斜齿圆柱齿轮。两轴式变速器传动方案如图1-1。第

5、三节 各档传动比初计算31.先初选主减速器传动比：马自达3 1.6MT标准型 3.166别克凯越08款1.6LX-MT 3.722可以暂定主减速器的传动比为 i0=3.32.计算一挡的传动比ig1G(fcosmax+sinmaxr)T （1）按最大爬坡度设计： Ttqmaxi01）总质量M=汽车质量+载重量（按满载计算）M=m0+570=1285kg+350kg=1635kg2）沥青路面中f=0.010.02 ，取0.0153）取Ttpmax=155Nm，i0=3.34）最大爬坡度约30%，大约为 =16.7° 5）T取0.886）轮胎规格一般为：195/65 R15。该轮胎的滚动半

6、径为：65+% 195152÷5.=42mm317 .取车轮半径为r=317.25mm。代入上述数据求得：ig13.4（2）根据驱动轮与路面的附着力确定一档传动比汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力，表示为：Temaixg1TrG2G2rTemaix0Tig14G2-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；-路面的附着系数，一般取=0.50.6。1）已知 Temax=155Nm，i0=3.32）对FF轿车，平均前轴负荷为汽车总重的61.5%，因此计算得： G2=16359.80.=615N98543）有上一步可知r=317.25mm=0.8

7、8 4）这里取=0.6，T代入上述数据求得：ig14.16所以一挡传动比的选择范围：3.4ig14.16所以，可初选一挡传动比为： ig1=3.63.变速器各挡速比的配置最高挡超速挡传动比选为ig5=0.8按等比级数分配其他各挡传动比，即q=1.36ig1=3.6 ig2=ig1/q=3.6/1.36=2.647 ig3=ig2/q=2.647/1.36=1.947ig4=ig3/q=1.947/1.36=1.433ig5=0.8实际上各挡传动比常按下面的关系分布5ig1ig2ig2ig3ig3ig4ig4ig5参考 斯柯达明锐1.6 L 手动逸致版3.455，1.955，1.281，0.97

8、5，0.813马自达3 1.6MT 标准型3.666，2.059，1.392，0.970，0.795红旗CA72203.6，2.125，1.458，1.071，0.857别克08款1.6l-xmt变速箱传动比3.545，2.158，1.481，1.121，0.886暂定五挡的传动比为：3.600 ，2.100 ，1.400 ，1.000 ，0.800第四节 确定中心距A初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算A=KAemaix1gKA 为中心距系数，轿车：ig1=3.6 式中， A为变速器中心距(mm)； 机最大转矩g=0.96Temax=155NmKA=8.9 9.3；发动；变速器一挡传动比

9、；变速器传动效率，可取。代入求的：A=(8.9=72.2875.53mm暂取A=74mm第二章6各总成部件结构型式和参数的确定第一节 概述本章主要是确定变速箱中输入轴/输出轴总成的结构型式，画传动原理图。确定倒档机构结构型式，画惰轮轴传动原理图。第二节 齿轮参数确定1模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；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，各挡齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡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。微型、普通级轿车变速器齿轮模数范围一般是取：2.252.75可利用下列

10、经验公式初选模数：其中Ttpmax=155Nmmn=K，高档齿轮K=1。 代入求得：mn=2.493所以，一挡，二挡，倒挡，模数暂取取2.75，三，四，五挡的模数取2.50。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。 7国家规定的标准压力角为20°，所以普遍采用的压力角为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

11、平稳、噪声降低。 螺旋角太小，发挥不出斜齿轮优点。 轿车变速器齿轮转速高，又要求噪声小，故螺旋角取较大值。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。螺旋角太大，会使轴向力及轴承载荷增大。对于乘用车两轴式变速器的斜齿轮螺旋角可以取：20 25两轴式变速器，由于轴向力较难抵消，参考同种车型的数据暂取螺旋角=224齿宽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

12、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。通常根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽b：直齿：斜齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.58.0 ，K c取为6.0 8.5 b=Kcmn对于啮合的一对齿轮，小齿轮的齿宽应比大齿轮的稍大，一般为510mm；对于采用同一模数的各挡齿轮，低挡齿轮的齿宽也应当比高挡齿轮稍大一些。5各挡齿轮齿数的分配8 确定一挡齿轮的齿数 已初选ig1=3.6，mn=2.75，A=74mm，螺旋角=22ig1=z2z1=3.62Acosmn=274cos222.75=49.9z1+z2=轿车 暂取z1可在1217之间取，

13、取，z2=37z1+z2=50z1=13，z2/z1=2.8不符合。齿轮法面模数调整为2.50。调整后ig1=3.6，mn=2.5，A=74mm，螺旋角=22 =3.62Acosmnz2=42ig1=z2z1z1+z2=274cos222.5=54.9取z1+z2=55z1=13，z1=13z2=42，。z2/z1=3.231ig1=3.231满足要求。所以取mn=2.5， 对中心距A及螺旋角进行修正A=mn(z1+z2)2cos22=2.5552cos22=74.14mm取A=74mm。=arccosmn(z1+z2)2A=arccos2.555274=21.7 确定其它各挡的齿数ig2=z

14、4z3=2.1z3+z4=2Acosmn=55二档： 取，z4=37，mn=2.5z3=18，z4/z3=2.056，=21.79ig3=z6z5=1.4z5+z6=2Acosmn=55三档： 取，z6=31，mn=2.5z5=24，z6/z5=1.292，=21.7ig4=z8z7=1z7+z8=2Acosmnz8/z7=1.037=55四档： 取，z8=28，mn=2.5z7=27，=21.7ig5=z10z9=0.8z9+z10=2Acosmn=55五档： 取总结得，z10=24，mn=2.5z9=31，z10/z9=0.774，=21.710第三节 倒档机构参数确定1倒档机构结构图采用

15、图示倒档方案，适用于全部齿轮副均为直齿常啮合的齿轮，挡换更为轻便。2确定倒挡齿轮齿数参考相同车型的倒档传动比：别克08款1.6l-xmt变速箱倒档传动比3.333红旗CA7220变速箱倒档传动比3.5暂定倒档传动比为：=z12z11=3ir=3，m=2.5 2Am=59.2r根据取，z11+z12< zr=25i=2.929，m=2.5，r z11=14，z12=41，惰轮齿数11第四节 输出轴直径初选变速器工作时，轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮则还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿

16、轮的强度和耐磨性均产生不利影响，还会增加工作噪声。最细处d（mm）可按下式初选：式中：K为经验系数，K=4.04.6；d=K 为发动机最大转矩。 Temax=155Nm计算得：d=21.5 24.7mm，取d=23mm。已知变速器中心距A=74mm 时可根据经验公式：d0.45A=33.3mm。取变速器两轴中部直径D=33mm。根据d/L=0.16 0.18，取L=210mm。第三章各总成部件主要参数的校核第一节 概述本章主要是对上一章确定的参数，比如齿轮，轴和轴承进行强度寿命校核。第二节 齿轮强度校核与其它机械行业比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料

17、、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为6级和7级。12因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。这里的齿轮材料均选用20CrMnTi。1轮齿弯曲强度计算w=w 2TgcosK根据公式：其中KzmnyKcK3 K为应力集中系数，取为1.5；为重合度影响系数，取为2.0；3Kc为齿宽系数，z=z/cos可取6.0 8.5，这里取8。y为齿形系数，可按当量齿数n在图中查得；Tg=155Nm。对轿车常啮合齿轮和高挡齿轮的许用应力在180

18、350Nmm²范围 一档斜齿：z1： 小齿轮根据zn=z1/cos=16.23，查图得y=0.122=2155cos21.71.5=347MPa<ww=2TgcosK计算得：满足强度要求。大齿轮z2zmyKcK3n132.50.122283 ：zn=z2/cos=53.43 根据，查图得y=0.16=2155cos21.71.5=83MPa<ww=2TgcosK计算得：满足强度要求。zmnyKcK3422.50.16283 13 二档斜齿：z3：小齿轮根据zn=z3/cos=22.43，查图得y=0.133=2155cos21.71.5=230MPa<ww=2Tgc

19、osK计算得：满足强度要求。 大齿轮z4zmnyKcK3182.50.133283：zn=z4/cos=46.33根据，查图得y=0.153=2155cos21.71.5=86MPa<ww=2TgcosK计算得：满足强度要求。zmnyKcK3422.50.153283 三档，四档和五档与一档和二档的轮齿弯曲强度计算一样，可以从中看出，一档齿轮的小齿轮受到的弯曲应力是最大的，由于其齿数是最小的，所以可以推断得三档，四档和五档的齿轮弯曲强度满足强度要求。这里不再重复计算。14 倒档zr：2TgKfKw=3zmyKc倒档使用的是直齿，所以根据：，计算强度其中轮KKf为应力集中系数，取为1.65

20、；KcKf为摩擦力影响系数，主动齿轮Kf=1.1，从动齿=0.9为齿宽系数，可取6.0 8.5，这里取8。y为齿形系数，按z在图中查得。倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa根据z11=14，查表得：y=0.1242TgKfK=21551.651.1=826MPa<ww=计算得：满足强度要求。zmyKc3142.50.12483同理计算另两个齿轮，都满足强度要求。2.轮齿接触应力计算j，计算 F=F1/(coscosj= 根据公式：式中，F为齿面上的法向力(N) ，T)=2Tg/(mnzcos)，；g为计算载荷；E为齿轮材料的弹性模量，这里取206MPa；b为齿轮接触的实际宽度zb=

21、Kcmn=20mm；、b为主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮：z=(rzsin)/cos2z=rzsinrrb、b=rbsin，斜齿轮：、b=(rbsin)/cos2；z、为主、从动齿轮节园半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷应力Temax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触15 一档： 计算rz=d/2=mnz1/(2cos)=2.513/(2cos21.7)=17.490mm代入计算得：z=(rzsin)/cos=217.490cos2sin20=21.76.932c=s21.7mm)orb=d/2=mnz2/(2cos=)2.5(42/56.510z=(rzsin)/

22、cos=256.510F=2Tg/(mnz1cos)=sin20=2cos21.721551322.3922.5=50N75cos20j=j=42MPa<满足强度要求。 倒档和其他档位：计算方法与一档计算方法相同，代入不同的参数就可计算得接触强度，这里不重复些出，经计算都符合强度要求。第三节 轴的强度计算变速器工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足的轴会产生弯曲变形，破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和16工作噪声等均有不利影响。所以设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能实现正确的啮合为前提条件。设计变速

23、器轴时，主要考虑以下几个问题：轴的结构形状；轴的直径、长度；轴的强度和刚度；轴上花键型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。1初选轴的直径上一章已经初步计算出轴最小直径d=23mm。已知变速器中心距A=74mm 时可根据经验公式：d0.45A=33.3mm。取变速器两轴中部直径D=33mm。根据d/L=0.16 0.18，取L=210mm。17F2=Tem/r=Teaxm/aF1=FR=FTtancos2.513=15=886N2.5x2cos2cos21.7tan20=cos21.7347N1.7mnz=8862.2轴的强度验算对齿轮工作影响最

24、大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。计算轴上的支反力，必须从输出轴开始计算各挡位都应进行验算作用于第一轴上的转矩为Temax。1）强度计算Mw32M=根据公式：d3，M=在低挡工作时，400MPa。Mc=a(Far+FRb)L=20(17.4922+4992103471).7190=99321NmmMs=M=FTabL=8862.521020190=160369Nmm50=0022N44m1m47=Mw=32Md3=24414732333=69.2MPa<=400MPa满足强度要求。182）刚度计算F1ab22根据公式：fc=3EIL，fs=F2ab223EIL，=F1ab(b-a)3EIL式中，F1为齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)；F2为齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)；E为弹性模量(MPa)，E=206MPa；I为惯性矩，对于实心轴：I=d/64；d为轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算；a、b为齿轮上作用力距支座A、B的距离；L为支座间距离。f=0.20mm4轴的全挠度：，fs=0.10 0.15mm轴在垂直面和水平面挠度的允许值为在平面的转角不应超过0.002rad 。fc=0.05 0.10mm。齿轮所fc=F1ab3EILF2ab3EIL2