汽车设计课程设计变速器课程设计.doc

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1、课 程 设 计 课程名称_ 汽车设计 题目名称 变速器课程设计 学生学院 机电工程学院 专业班级_2008级车辆工程1班 学 号 xxxxxxxxxxxx 学生姓名_ 指导教师_ _ 2011 年 1 月 1 日 目录第一节 概述4第二节 变速器传动机构布置方案5第三节 变速器主要参数的计算6第四节 齿轮强度、刚度、可靠性计算.14.4.1 计算各轴的转矩.14.4.2 计算各挡齿轮受力.19第五节 轴的设计计算.22.5.1 轴的结构.22.5.2 确定轴的尺寸.22.5.3 轴的刚度计算.23.5.4 轴的强度计算.27第六节 轴承与平键的设计计算.32.6.1 轴承的设计32.6.2 平

2、键的设计34第七节 箱体的设计.35第八节 总结.36 第一节 概述变速器用来改变发动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。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。变速器的功用有：1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作。2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶。3）利用空挡，中断

3、动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下基本要求：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。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，变速器不得有跳档、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。8） 变速器的工作噪声低。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、拆装容易、维修方便等要求。 第二节 变速器传动机构布置方案1、变速器类型的选择由于最大车

4、速（100km/h）和额定装载质量（1500kg）的限制，故本变速器设计为轻型商用车机械式变速器，发动机为前置后驱形式，变速器采用五档中间轴式变速器形式。 2、倒档形式选择与前进挡比较，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。 3、齿轮型式选择齿轮形式有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造工艺复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。 4、轴的结构分析第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的

5、内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。 5、轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。6、换挡机构形式使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。变速器的传动简图如下： 第三节 变速器主要参数的计算1、变速器挡数与传动比的选择本设计是针对轻型商用

6、车变速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，初步选取传动比范围为5.0，最高档为超速档，次高档为直接挡，传动比为1.0。 2、变速器中心距中间轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选：=式中中心距系数,对商用车8.69.6；取=9.0变速器处于1档时的输出转矩，；发动机最大转矩，为129.56 Nm；变速器的1档传动比；取=3.5变速器的传动效率，取96%。则= 9 =68.2 （mm）。初选中心距A=70mm。 3、变速器的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用： 五挡 （2.73.0）A 当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多

7、时，应取给出范围的上限。A取整。4、齿轮参数 （1）模数 齿轮的模数定为m4.0mm。(2)压力角国家规定的标准压力角为20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有20、25、30等，但普遍采用30压力角。（3）螺旋角货车变速器螺旋角选取范围为：1826。初选常啮合齿轮螺旋角为21。（4）齿宽直齿，为齿宽系数，取为4.58.0，取7.0；斜齿，取为6.08.5，取7.0。（5）齿顶高系数一般齿轮的齿顶高系数1.0，为一般汽车变速器齿轮所采用。参数模数m压力角a螺旋角齿宽系数Kc齿顶高系数f0值420247.01.05、变速器各挡传动比的确定 根据课本，中间轴式变速

8、器一档传动比可取=3.5。变速器的次高档为直接档，最高档为超速档，本设计变速器次高档四挡为直接挡,=1.0。一般汽车各挡传动比大致符合如下关系（即）则q=1.52； =3.5； =2.3； =q=1.5； =1.0；最高档位为超速档，超速档传动比一般为0.70.8，本设计取=0.78。列出变速器传动比如表3-2：档位一二三四五倒档传动比3.52.31.51.00.783.5 6、齿轮齿数的确定： 一挡齿轮的齿数： 一档传动比为 （3-1） 为了求，的齿数，先求其齿数和，一挡齿轮为斜齿齿轮，=270cos21/4=32.6。取整为33。取=13，=-=20。对中心距进行修正：=433/（2cos

9、21）=70.6 mm，取整为A=70 mm。分度圆直径 =420/cos19.46=84.85mm =413/cos19.46=55.15mm齿顶高 =4 mm =4mm齿根高 =5mm =5mm齿全高 =9mm齿顶圆直径 =92.85mm =63.15mm齿根圆直径 =74.85mm =45.15mm 节圆直径 计算精确值：A= 确定常啮合传动齿轮副的齿数：由式（3-1）求出五档常啮合传动齿轮的传动比 =3.513/20=2.28 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 （3-2） =32.7 （3-3）由式（3-2）、（3-3）得=9.97，=22.7，取整为=10，=23，则

10、：=2320/（1013）=3.54计算精确值：A= 分度圆直径 =42.42mm =101.82mm齿顶高 =4 mm =4mm齿根高 =5mm =5mm齿全高 =9mm齿顶圆直径 =50.42mm =109.82mm齿根圆直径 =32.42mm =91.82m节圆直径 2）、确定其他各挡的齿数：二挡齿轮为斜齿轮： =2.310/23=1.0，=32.7则=16.35，=16.35，取整得=17，=16。 =2317/（1016）=2.44计算精确值：A= 分度圆直径 =72.12mm =67.88mm齿顶高 =4 mm =4mm齿根高 =5mm =5mm齿全高 =9mm齿顶圆直径 =80.

11、12mm =75.88mm齿根圆直径 =62.12mm =57.88m节圆直径 三挡齿轮为斜齿轮： =1.510/23=0.65 （3-4）+=2Acos/=32.7 （3-5）由式（3-4）、（3-5）得=12.9，=19.8，取整=13，=20。=2313/（1020）=1.50计算精确值：A= 分度圆直径 =55.15mm； =84.85mm齿顶高 =4 mm =4mm齿根高 =5mm =5mm齿全高 =9mm齿顶圆直径 =63.15mm =92.85mm齿根圆直径 =45.15mm =74.85mm节圆直径 四挡齿轮为斜齿轮： =0.7810/23=0.34 （3-6）+=2Acos/

12、=32.7 （3-7）由（3-6）、（3-7）得=8.3，=24.4，取整=8，=25。=238/（1025）=0.74 计算精确值：A= 分度圆直径 =33.94mm =106.06mm齿顶高 =4 mm =4mm齿根高 =5mm =5mm齿全高 =4.51mm齿顶圆直径 =41.94mm =114.06mm齿根圆直径 =23.94mm =96.06mm节圆直径 确定倒挡齿轮齿数：倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在2123之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=21，=14，则：=2（21+14）=70 mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，

13、齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为（270）（41424）75mm=16.25 ，取=17计算倒挡轴和第二轴的中心距=76mm计算倒挡传动比 =2.79节圆直径 表3-3 各档位的实际传动比档位一二三四五倒档传动比3.542.441.51.00.742.79第四节 齿轮强度、刚度及可靠性计算4.1、计算各轴的转矩发动机最大扭矩为=129.56N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。轴 =129.5699%96%=123.13N.m中间轴 =123.130.960.9923/10=269.15N.m轴 一挡 =269.

14、150.960.9920/13=373.86N.m二挡 =269.150.960.9917/16=271.79N.m三挡 =269.150.960.9913/20=166.27N.m四挡 =269.150.960.998/25=81.86N.m五档 =269.150.960.99=255.8 Nm倒挡 =269.150.960.9917/14=310.61N.m（1）倒档直齿轮弯曲应力，查资料可知： （4-1） 式中： 弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）； 应力集中系数， =1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽(mm)

15、； 端面齿距，； 齿形系数，=0.19因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数带入式4-1得当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa, 查资料可知，=600 MPa。计算倒挡齿轮11,12,13的弯曲应力：=203.60MPa600MPa=301.32MPa600MPa=164.34MPa600MPa（2）斜齿轮弯曲应力 （4-2）式中：计算载荷（N.mm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（19.46）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图2-2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

16、速器第一轴上的最大转距时，斜齿轮许用弯曲应力在100250MPa, 查资料可知， =320 MPa。计算一挡齿轮9，10的弯曲应力：=174.25MPa320MPa=215.50MPa320MPa其它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表4-1：表4-1 齿轮弯曲应力 档位 弯曲应力MPa常:97.58MPa320MPa:117.64MPa320MPa一:174.25MPa320MPa:215.50MPa320MPa二:109.74MPa320MPa:125.29MPa320MPa三:107.68MPa320MPa:124.14MPa320MPa五:41.56MPa320MPa:44.25M

17、Pa320MPa倒:203.60MPa600MPa：301.32MPa:600MPa:164.34MPa600MPa（3）轮齿接触应力 （4-2）式中： 轮齿的接触应力（MPa）； 齿面上的法向力（N），；为圆周力； 斜齿轮螺旋角(19.46)； 齿轮材料的弹性模量（MPa）, 齿轮接触的实际宽度(mm)； 主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮；从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮； 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查资料可知，见表4.1表4.1 变速器齿轮的许用接触应力(MPa)齿 轮液体碳氮共渗齿轮渗 碳 齿 轮950100019

18、002000一档和倒档齿轮65070013001400常啮合齿轮和高档齿轮（4）计算一档常啮合齿轮9、10接触应力 ，b = =7x4=28(mm)由公式3-25得：=1509.8MPa19002000MPa =1589.1MPa19002000MPa 满足设计要求。（5）计算高档五挡常啮合齿轮1、2接触应力 b = 7.0 x 4 =28 mm=1292.1MPa13001400MPa =1218.6MPa13001400MPa 满足设计要求。（6）计算倒档直齿轮接触应力 ； ；;由公式4-2得：=1557.3MPa19002000MPa=1454.5MPa19002000MPa=1421.

19、7MPa19002000MPa满足设计要求。本设计变速器齿轮材料采用20CrMnTi，并进行渗碳处理，大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。4.2计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮9，10的受力N （2）二挡齿轮7，8的受力 （3）三挡齿轮5，6的受力（4）四挡齿轮3，4的受力 （5）五挡齿轮1，2的受力 （6）倒挡齿轮11，12的受力 第五节 轴的设计计算5.1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确定。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。第一轴长度由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

20、键统一考虑。 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换。倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。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。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，阶梯应尽可能少。5.2 确定轴的尺寸（1）初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距=70mm，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值：对中间轴，=0.160.

21、18；对第二轴，0.180.21。第一轴花键部分直径（mm）可按式（5.1）初选 （5.1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。第一轴花键部分直径=20.2423.28mm取22mm；第二轴最大直径=31.542mm取42mm；中间轴最大直径=31.542mm，取=42mm。为保证设计的合理性，轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此，轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取：第一轴和中间轴： d/L=0.160.18；第二轴： d/L=0.180.21。第二轴支承之间的长度=200233.3mm，取220mm；中间轴支承之间的长度=233.3262.5mm，取240mm第

22、一轴支承之间的长度=122.2137.5mm，取130mm。（2）轴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： （5-3） 式中： 轴传递的转矩Nmm，=129.56Nm；轴的抗扭截面模量(mm3)； 轴传递的功率（kw），=47.5kw； 轴的转速，=3000；轴的许用扭转剪应力（MPa），见4.3表：表5.2 轴常用集中材料的及C值轴的材料Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/MPa12-2020-3030-4030-52C160-135135-

23、118118-107107-98由式（5-3）得到轴直径的计算公式： （5-4）对二轴为合金钢则C查表得为98；P为63.2kw；。代入式（2.6）得mm取为32mm。中间轴为45号钢，C查表得为107；P为63.2kw；代入式（5-4）得mm，取为34mm。5.3轴的刚度计算（1） 轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说，在设计的过程中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，而中间轴在工作时同时有两对齿轮副啮合，故应对进行校核，又因常啮合与一档齿轮副十分接近支撑处，变形量较小，且高档转矩小，故选择二档进行校

24、核。1）中间轴的刚度校核若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，则公式如下： 全挠度 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）,惯性矩(mm)，对于实心轴，；轴的直径，花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。由于中间轴上常啮合齿轮上的圆周力最大，因此只需要验算中间轴上的啮合齿轮处的强度和刚度即可。先校核中间轴第一对常啮合齿轮轴，即Z1和Z2传动处轴：abLFr图5.1 变速器轴的挠度和转角（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。（2）二轴的刚度一档时

25、：N，Nmm，mm mm=0.058mm =0.062=-0.00085rad0.002rad二档时：N，Nmm，mm mm=0.023mm =0.036=-0.00089rad0.002rad三档时：N，Nmm，mm mm=0.052mm =0.046=0.00097rad0.002rad四档时：N，Nmm，mm mm=0.038mm =0.0348=0.00062rad0.002rad五档时： mm mm 倒档时：N，Nmm，mm mm=0.0109mm =0.0327=-0.00024rad0.002rad故刚度满足设计要求。（3）中间轴各段长度与直径abLFr一档时 mm，mm mm二

26、档时mm，mm mm三档时mm，mm mm四档时mm，mm mm五档时mm，mm mm倒档时mm，mm mm5.4、轴的强度计算（1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。（2）轴的强度计算1）二轴的强度校核RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1LRVARVBFr9M968680.1NmmMc右=212307.2NmmMc左=80221.2Nmm373860Nmm1181Nm一档时挠度最大，最危险，因此校核。1)求水平面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=6415.1N，=2931.4N，=968680.1 N.mm2)求垂直面

27、内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=531.2N，=3076.8N，=80211.2N.mm，=+=212307.2N.mm按第三强度理论得：N.m符合要求。（2）中间轴强度校核Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt12CDMFr12RVBRVAL3272036Nmm121580Nmm177168.4Nmm82068Nmm148220Nmm269150Nmm1)求水平面内支反力、和弯矩、+=+由以上两式可得=3039.5N，=6800.9N，=-121580N.mm，=272036N.mm2)求垂直面内支反力、和弯矩、+=+由以上两式可

28、得=2051.7N，=3705.5N，=82068N.mm，=177168.4N.mm，=148220N.mm按第三强度理论得：N.m N.m 满足强度要求。 第六节 轴承与平键的设计计算6.1 轴承的设计1、一轴轴承校核（1）、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径（35mm）初选一轴轴承型号圆锥滚子轴承33207，油润滑极限转速=6700r/min，查机械设计实践该轴承的=102000N，=82500N。（2）、轴承的校核一挡时传递的轴向力最大。）求水平面内支反力、+=由以上两式可得=6415.1N，=2931.4N，垂直平面内支反力 =531.2N，=3076.8N）内部附加力、，由机械设计手

29、册查得Y=1.7）轴向力和由于所以轴承2被放松，轴承1被压紧）求当量动载荷由e=0.31则向当量动载荷：故查机械设计手册，则=0.4，=1.7。，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计基础。（1.01.2）取=1.1则当量动载荷=8833.4N（3）、计算轴承的基本额定寿命，为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3。=23573.5h=20000h合格。 2、二轴轴承校核一档时传递的轴向力最大。，故查机械设计手册，得=0.4，=1.7。=2606.1=85470h=20000h合格。 3、中间轴轴承校核 初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号320/32，查机械设计实践该轴

30、承的=49200N，=36500N，=0.45，预期寿命=20000h。水平面内支反力 =3039.5N，=6800.9N垂直面内支反力 =2051.7N，=3705.5N）内部附加力、，由机械设计手册查得Y=1.3）轴向力和由于所以轴承2被放松，轴承1被压紧，故查机械设计手册，得=0.4，=1.3。则当量动载荷 =2574.4 N计算可得：=881413h=20000h，合格。6.2平键的设计中间轴上选用花键，公称尺寸=128 (mm)，=56mm，=40mm。中间轴=269.15N.m。 其中，l为键的工作长度,A型，l=L-b（mm）；k为键与轮毂的接触高度，平键k=0.4h（mm）；MPa满足强度要求。五档变速器A=70mm=4.0mm=20=21=7.01.0=20=13=10=233.54=17=162.44=13=201.50=8=25=0.74=14=2170 mm=1776mm2.79=123.13N