兩軸式五檔變速器說明書

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1、精品文檔，僅供學習與交流，如有侵權請聯(lián)系網(wǎng)站刪除 目錄 前言 1 第一章 設計方案 1 1.1 設計方案和基本數(shù)據(jù) 1 1.2 變速器設計的基本要求 1 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇 1 2.1變速器主要參數(shù)的選擇 1 2.2變速器齒輪的設計計算 4 第三章 齒輪的校核 11 3.1 齒輪的損壞形式 11 3.2齒輪材料及加工方法......................................................11 3.3 計算各軸轉矩 12 3.4齒輪彎曲強度計算 12 3.5齒輪接觸應力計算.......................

2、................................ 14 3.6計算一檔齒輪的受力..................................................... 16 第四章軸的設計計算.............................................. 17 4.1 軸的強度計算 17 4.2 初選軸的直徑 17 4.3軸的強度驗算 17 第五章 軸承校核..................................................19 5.1 輸入軸軸承校核 19 5.2 初選軸承型號

3、19 5.3計算軸承的壽命 20 參考文獻................................... ...... 22 第一章 設計方案 1.1 設計方案和基本數(shù)據(jù) 最大功率： 57KW 最高車速: 134Km/h 最大轉矩： 105N·m 整車總質量： 1040Kg 最大轉矩轉速： 3300r/min 最大功率轉速： 5100r/min 前輪胎規(guī)格： 165/60 R14 乘用車（二軸式）基本參數(shù)如下表 表1-1設計基本參數(shù)表 1.2 變速器設計的基本要求 對變速器如下基本要求. 1）保證汽車有必要的動力性和

4、經(jīng)濟性。 2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3）設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5）換擋迅速，省力，方便。 6）工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7）變速器應當有高的工作效率。 除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求。滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標，這與變速器的檔數(shù)，傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜，比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 第二章 變速器主要參數(shù)的選擇 2.1變速器主要參數(shù)的選擇 一、擋數(shù)

5、增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋數(shù)越多，變速器的結構越復雜，并且是尺寸輪廓和質量加大。同時操縱機構復雜，而且在使用時換擋頻率也增高。 在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋之間傳動比比值減小，是換擋工作容易進行。要求相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下,該制約小換擋工作越容易進行。要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小。 近年來為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用4~~5個擋位，級別高的轎車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4~~5個擋位或多擋。裝載質量在2~3.5T的貨車采用5擋變速器，裝載質量

6、在4~8T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和越野車。 本次設計選用的是5擋變速器。 二、初選傳動比 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為： 式中：為汽車行駛速度（Km/h），為發(fā)動機轉速（r/min），為車輪滾動半徑（m），為變速器傳動比，為主減速器傳動比。 設定的最高車速為144Km/h，最高檔為超速檔，傳動比取0.8，車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14可得r=0.28m，發(fā)動機轉速=(1.4～2.0) =4480～6400,取5000r/min。由公式可得==4.96 2、最低擋傳動比的計算 按最大爬坡度設計，滿足最大

7、通過能力條件，即用一檔通過要求最大坡角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）用公式表示為： 式中：為為車輛總質量（N），為坡道面滾動阻力系數(shù)（瀝青路面中=0.01～0.02），取0.016，為發(fā)動機最大扭矩（Nm），為傳動效率（0.85～0.90），為最大爬坡度（一般轎車要求爬上30%的坡，大約16.7°）。 由上式可得： ==1.82 即 根據(jù)驅動車輪件與地面附著條件： 即： 式中：為驅動輪的地面法向反力，=；為驅動輪與地面的附著系數(shù)，在混凝土或瀝青路面取0.7~0.8，取0.8。此處取1140Kg（前置前驅汽車的前軸軸

8、荷47%~60%）。 所以一檔傳動比的選擇范圍是 初選一檔傳動比為 最低穩(wěn)定車速： =5.9 Km/h<10Km/h 合格 分配各擋傳動比：選五檔 按等比級數(shù)分配 所以 =1.37 三、初算中心距A 初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 (4-1) 式中：—變速器中心距（mm）； —中心距系數(shù)，乘用車：=8.9～9.3，商用車：=8.6～9.6，多擋變速器：=9.5～11.0； —發(fā)動機最大轉矩（Nm）； —變速器一擋傳動比； —變速器傳動效率，取96%。 =105N.m =2.85 =58.7～

9、62.36(mm) 初選中心距=62 mm 2.2變速器齒輪的設計計算 一、齒輪參數(shù) 1、模數(shù) 表1　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質量/t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14.0 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00 表2　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75

10、 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 — 根據(jù)表1、表2本次設計，一、二、倒檔齒輪的模數(shù)定為2. 5mm，三四五檔模數(shù)為2.25。 2、壓力角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。 變速器齒輪壓力角為 20 3、螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用。選斜齒輪的螺旋角，要注意他對齒輪工作噪聲齒輪的強度和軸向力的影響。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗還證明：隨著螺旋

11、角的增大，齒的強度也相應提高。不過當螺旋角大于30時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15～25為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應選用較大螺旋角。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用： 轎車兩軸式變速器為 20～25° 初選的螺旋角=22 4、齒寬b 應注意齒寬對變速器的軸向尺寸，齒輪工作平穩(wěn)性，齒輪強度和齒輪工作時受力的均勻程度均有影響。 考慮到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸，應該選用較小的齒寬。減少齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱，還會使工作應力增加。使用寬些的齒

12、寬，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來選定齒寬。 直齒：b=m， 為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0 斜齒：b=，取6.0~8.5 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)，可取大些，使接觸線長度增加、接觸應力降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 二、各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。一、二、三、四、五擋選用斜齒輪，倒擋選用直齒輪。 1、 齒輪齒數(shù)的確定 一檔：

13、 斜齒=2A/ =2A/m=（262cos22）/2.5=45.98計算后取整=46，然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配。 取=13 =33 所以 二檔： 取46 解得： 所以 三檔： 取51 解得： 所以 四檔： 取51 解得： 所以 五檔： 取51 解得：

14、 所以 2、對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)和齒輪變位系數(shù)新計算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 修正后中心距一二檔: A＇=mm ， 三四五檔 ：A＇=mm 。 3、確定倒擋齒輪齒數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔接近，取模數(shù)為2.5，倒檔齒輪的齒數(shù)一般在21~23之間，選=21。 三、確定齒輪參數(shù) 一擋齒輪變位后參數(shù)： 角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得 查表得變位系數(shù)和：ξ=0.21 =0.38 =

15、-0.17 ξ- =0.218 分度圓直徑: =88.95mm 齒頂高 ==2.905mm =()=1.53mm 齒根高=（+-）=2.175mm =(+- )=3.55mm 全齒高 =+=5.08mm =+=5.08mm 齒頂圓直徑：=40.86mm =92.01mm 齒根圓直徑：=30.7mm =81.85mm 當量齒數(shù) ==16.3 = =41.37 二檔齒輪變位后參數(shù)： 角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得 查表得變位系數(shù)和：ξ=0.

16、21 =0.31 =-0.1 ξ- =0.228 分度圓直徑: =83.55mm 齒頂高 ==2.73mm =()=1.705mm 齒根高=（+-）=2.35mm =(+-)=3.375mm 全齒高 =5.08mm =5.08mm 齒頂圓直徑：=45.91mm =86.96mm 齒根圓直徑：=35.75mm =76.8mm 當量齒數(shù) = = 18.8 = =38.86 三檔齒輪變位后參數(shù)： 角度變位后的端面壓力角： = 所以

17、 端面嚙合角： 解得 查表得變位系數(shù)和：ξ=0.32 =0.23 =0.09 0.048 ξ- =0.272 分度圓直徑: =75.37mm 齒頂高 ==2.156mm =()=1.84mm 齒根高=（+-）=2.295mm =(+-)=2.61mm 全齒高=4.45mm =4.45mm 齒頂圓直徑：=52.941mm =79.051mm 齒根圓直徑：=44.04mm =70.15mm 當量齒數(shù) = =25.24

18、 = =39.12 四檔齒輪變位后參數(shù)： 角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得 查表得變位系數(shù)和：ξ=0.32 =0.18 =0.14 0.048 ξ- =0.272 分度圓直徑: =68.07mm 齒頂高 ==2.043mm =()=1.953mm 齒根高=（+- ）=2.4075mm =(+-)=2.495mm 全齒高 =4.45mm =4.45mm 齒頂圓直徑：=60.006mm

19、 =71.976mm 齒根圓直徑：=51.105mm =63.08mm 當量齒數(shù) = =30.28 = =34.07 五檔齒輪變位后參數(shù)： 角度變位后的端面壓力角： = 所以 端面嚙合角： 解得 查表得變位系數(shù)和：ξ=0.32 =0.13 =0.19 0.048ξ- =0.272 分度圓直徑: =55.92mm 齒頂高 ==1.9305mm =()=2.066mm 齒根高=（+-）=2.52mm =(+-)

20、=2.385mm 全齒高=4.45mm =4.45mm 齒頂圓直徑：=71.941mm =60.051mm 齒根圓直徑：=63.04mm =51.15mm 當量齒數(shù) = =35.33 = =29.02 倒檔齒輪變位后參數(shù)： 角度變位后的端面壓力角： 查表得變位系數(shù)和：ξ=0 =0.23 = -0.23 =0.23 0 ξ- =0 分度圓直徑: =27.50mm =52.50mm

21、 =80mm 齒頂高 ==3.075mm =()=1.925mm ==3.075mm 齒根高=（+-）=2.55mm =(+-)=3.70mm =（+-）=2.55mm 全齒高=5.625mm =5.625mm =5.625mm 齒頂圓直徑：=33.65mm =56.35mm =86.15mm 齒根圓直徑：=22.40mm =45.10mm =74.90mm 第三章 齒輪的校核 3.1 齒輪的損壞形式 變速器齒輪的

22、損壞形式主要有：輪齒折斷，齒面疲勞剝落，移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 3.2 齒輪加工方法及材料 與其他機械行業(yè)相比，不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料，熱處理方法，加工方法，精度級別，支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒和磨齒精加工 ，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。 國內(nèi)汽車常用的變速器齒輪材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。滲碳齒輪的表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 本次設計中齒輪的材料選用

23、20GrMnTi，一般設計中軸與齒輪的材料選取應相同，所以此次設計中軸的材料也選用20GrMnTi 3.3 計算各軸的轉矩 發(fā)動機最大轉矩為130Nm，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 輸入軸 輸出軸一檔==100.842×0.98×0.98×2..54= 274.082Nm 輸出軸二檔==100.842×0.98×0.98×2.07= 200.477Nm 輸出軸三檔==100.842×0.98×0.98×

24、1.55= 150.115Nm 輸出軸四檔==100.842×0.98×0.98×1.125= 108.955Nm 輸出軸五檔==100.842×0.98×0.98×0.82=79.416 Nm 倒擋軸 ==123.55×0.98×0.98×1.91=184.893 Nm ==190.22×0.98×0.98×1.52=270.585Nm 3.4 齒輪彎曲強度計算 斜齒輪彎曲應力

25、 式中：—計算載荷（N·mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（°）； —應力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。 圖5-1 齒形系數(shù)圖 一檔齒輪的彎曲應力： =13，=33，=0.158，=0.158，==100.842N.m，=274.082N.m，=21.96°

26、 =215.44MPa<180～350MPa =206.67MPa<100～250MPa 二檔齒輪的彎曲應力： =15，=31，=0.138，=0.143，==100.842N.m，=200.477N.m，=21.96° =197.33MPa<180～350MPa =183.93MPa<100～250MPa 三檔齒輪的彎曲應力： =20，=31，=0.154，=0.155，==100.842N.m，=150.115N.m，=22.27° =181.93MPa<180～350M

27、Pa =173.21MPa<100～250MPa 四檔齒輪的彎曲應力： =23，=28，=0.156，=0.154 ==100.842N.m，=108.955N.m，=22.27° =149.33MPa<180～350MPa =145.28MPa<100～250MPa 五檔齒輪的彎曲應力： =28，=23，=0.155，=0.154，==100.842N.m，=79.416N.m，=22.27° =133.60MPa<180～350MPa =124.31MPa<100～250MPa 倒檔齒輪的彎曲應力： =11，=

28、21，=32，=0.135，=0.114，=0.135，==100.842N.m，=184.893N.m ，=270.585Nm，=7 =717.75MPa<400～850MPa =816.31MPa<400～850MPa =662.03MPa<400～850MPa 為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9 3.5 輪齒接觸應力計算 （4.3） 式中：—輪齒的接觸應力（M Pa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）；

29、 —齒輪材料的彈性模量（M Pa）； —齒輪接觸的實際寬度(mm)； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表4.1。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬，k取7 　表4.1變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 計算齒輪的接觸應力 ： =100.842N.m，=274.0

30、82N.m，=，，， ， 節(jié)圓直徑：==35.05mm ==88.95mm =1244.76MPa<1900～2000MPa =1217.24MPa<1900～2000MPa =840.35MPa<1900～2000MPa =824.24MPa<1900～2000MPa =962.51MPa<1900～2000MPa =943.29MPa<1900～2000MPa =999.59MPa<

31、1900～2000MPa =919.55MPa<1900～2000MPa =925.04MPa<1900～2000MPa =906.13MPa<1900～2000MPa =1472.09MPa<1900～2000MPa =1409.50MPa<1900～2000MPa =1154.36MPa<1900～2000MPa 綜合齒輪的彎曲應力和接觸應力，此次設計的齒輪均基本滿足強度要求。 3.6 齒輪的受力分析 一擋齒輪的受力： =100.842N·m, =274.082N·m

32、 =35.05mm =88.95mm 6162.61N 2258.19N 2418.48N 2320.17N 2484.85N 倒擋齒輪的受力： =100.842Nm，=184.893Nm，=270.585Nm，=27.5mm，=52.5mm，=80mm 7333.39Nm，10308Nm，6764.63Nm 2669.34Nm，3751.81Nm，2462.12Nm 第四章 軸的設計計算 4.1軸的強度計算 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速

33、器的軸承受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。因此，在設計變速器軸時，器剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件來初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行相關的剛度和強度方面的驗算。 4.2初選軸的直徑 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1） 式中：為經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動機最大轉矩（Nm）。 4.3軸的強度驗算 軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉角為δ

34、。 式中：—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； —彈性模量（MPa），=2.1×105MPa； —慣性矩（mm4），對于實心軸，；—軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算； 、—齒輪上的作用力矩支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 4.3軸的剛度 一擋輸入軸： =2258.19N，=35.05mm，=21.75mm,=195mm =173.25mm =0.001

35、mm< =0.003mm< 所以 =410-4rad<0.002rad 倒擋輸出軸： =2462.12N，=80mm，=23.75mm，=195.5mm， =171.75mm =0.018mm< =0.049mm< 所以 =6×10-4rad<0.002rad 4.4軸的強度計算 （1）輸入軸強度計算 =35.05mm，=100.842N.m，=21.75mm，=35.05mm,=195mm 21.75 173.25

36、豎直 111.19NM 水平 豎直 39.1 1 40.66 79.76 169.98 合成 =5754.18N.m，=2258.19N=2320.17N.m 1) 求H面內(nèi)支反力、和彎矩 2)求V面內(nèi)支反力、和彎矩 由以上兩式可得 第五章軸承校核 5.1輸入軸軸承校核 5.2初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號32209，轉速=5000r/min，查《機械設計實踐》該軸承的=145000N，=188000N，=0.35，預期壽命=30000h 5.12計算軸承當量動載荷 =3537.95/3438.18=1.03＞=0.35。查《機械設

37、計原理與設計》，則=0.4，查《機械設計實踐》=1.7。 ，為考慮載荷性質引入的載荷系數(shù)，見《機械設計原理與設計》。 （1.2～1.8）取=1.2 =1.2（0.4×3438.18+1.7×3537.95）=8867.74N 3、 計算軸承的壽命 4、 基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3?！?30000h合格[19,20]。 可判斷出軸承的壽命滿足設計要求。 致謝 本設計在王強和蘇清源老師

38、的悉心指導和嚴格要求下業(yè)已完成，從課題選擇、方案論證到具體設計和調試，無不凝聚著王惟慷老師的心血和汗水，在四年的本科學習和生活期間，也始終感受著老師的精心指導和無私的關懷，我受益匪淺。在此向老師表示深深的感謝和崇高的敬意。 本設計的完成也凝聚了汽車工程系所有老師的辛勤汗水，是他們無私的幫助和支持，才使我的課程設計工作順利完成，在此向汽車工程系所有的老師表示由衷的謝意。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計[M].北京：清華大學出版社，2001 [2] 王望予.汽車設計[M].北京：機械工業(yè)出版社，2000 [3] 李風平.機械圖學[M].沈陽：東北大學出版社 2003 [4] 甘永立

39、.幾何量工差與檢測[M].上海：上?？茖W技術出版社 2003 [5] 陳家瑞.汽車構造[M].下冊.第三版.北京.人民交通出版社，1997 [6] 高延齡.汽車運用工程[M].第二版.北京:人民交通出版社，2001 [7] 清華大學 余志生.汽車理論[M].第2版.北京:機械工業(yè)出版社，1998 [8] 鐘建國 廖耘 劉宏.汽車構造與駕駛[M].長沙:中南大學出版社，2002 [9] 肖盛云 徐中明.汽車運用工程基礎[M].重慶:重慶大學出版社，1997 [10] 梁治明. 材料力學[M]. 遼寧：高等教育出版社出版，1985. [11] The Motor Vehicle Newton Steeda,Garrett,1962 [12] Car Pollution. Posted by Stephen. 課 程 設 計 說 明 書 題 目： 機械變速器 傳動機構設計 學生姓名： 20073034 學 號： 董迪 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程07-4 指導教師： 蘇清源 王強 職 稱： 副教授 講師 二○一〇年十二月十日 【精品文檔】第 19 頁