畢業(yè)設(shè)計（論文）小排量轎車汽車兩軸式變速器設(shè)計(含全套CAD圖紙）

1、目錄第一章 變速器的基本設(shè)計方案31.1變速器設(shè)計的基本要求3第二章變速器的主要參數(shù)選擇5 2.1確定最高最低檔轉(zhuǎn)動比62.2初選中心距 8 2.3分配各檔齒數(shù)82.3.1模數(shù)82.3.2壓力角 92.3.3螺旋角 9 2.3.4確定一擋齒輪的齒數(shù)102.3.5確定二擋齒輪的齒數(shù)132.3.6確定三擋齒輪的齒數(shù)152.3.6確定四擋齒輪的齒172.3.8確定五擋齒輪齒數(shù)192.3.9確定倒檔齒數(shù)22 第三章變速器齒輪的的校核23 3.1輪齒彎曲強度計算23 3.2輪齒的接觸應(yīng)力24 第四章變速器軸的設(shè)計計算25 第五章變速器軸的校核265.1軸的工藝要求 26 5.2計算齒輪的受力分析26 5

2、.3軸的剛度計算27 5.4軸的強度計算29第六章變速器軸承校核31 6.1初選軸承型號316.2計算軸承當量動載荷 31 6.3計算軸承的基本額定壽命 32參考文獻 35全套設(shè)計，聯(lián)系153893706第一章變速器的基本設(shè)計方案變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性，傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。采用優(yōu)化設(shè)計方法對變速器與主減速器，以及變速器的參數(shù)做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與燃油經(jīng)濟性；采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側(cè)（或越程接合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側(cè)）等措施，以及其他結(jié)構(gòu)措施，可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔；

3、采用同步器可使換擋輕便、無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設(shè)計、工藝水平的關(guān)鍵。1.1變速器設(shè)計的基本要求1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。3）設(shè)置倒擋，使汽車能變速倒退行駛。4）設(shè)置動力輸出裝置。5）換擋迅速、省力、方便。6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7）變速器應(yīng)有高的工作效率。8）變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上，中間軸式變速

4、器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。 兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，一擋速比不可能設(shè)計得很大。 圖1為發(fā)動機前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體；多數(shù)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪，其它擋位均用常嚙合齒輪的傳動經(jīng)多方面的考慮，選擇了汽車設(shè)計p85，圖3-9發(fā)動機橫置時的兩軸式五檔變速器！倒擋布置方案 圖2為常見的倒擋布置方案。圖2-b方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖2-c

5、方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖-2d方案對2-c的缺點做了修改。圖2-e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。為了縮短變速器軸向長度，倒擋傳動采用圖2-g所示方案。缺點是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些。第二章：變速器主要參數(shù)的選擇主要參數(shù)方案一最高車速（km/h）160 160+2（a-5）=164整車總質(zhì)量 1300kg 1300+a-5=1340kg最大功率 80kw 80+a-5=82 kw最大功率轉(zhuǎn)速6000r /min 6000-50a=5650 r /mi

6、n最大轉(zhuǎn)矩140nm 140+5（a-5）=150 nm最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速3000 r /min 3000-50a=2650 r /min 前輪胎規(guī)格 215/55 r17 2.1確定最高、低檔傳動比及檔數(shù)： 最高車速，=167km/hr 車輪半徑，r= 0.29n功率轉(zhuǎn)速 ，n=5650r/min主減速器傳動比 最高擋傳動比 ig5=0.70.8 ，取ig5=o.8io=rn0.377uamaxig5=56500.290.3771640.8=4.71根據(jù)汽車行駛方程式 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛，公式簡化為 式中：g作用在汽車上的重力，汽車總質(zhì)量，重力加速度，=13409.8=13132kg；

7、=150n.m；傳動系效率，=0.88；車輪半徑，=0.29m；滾動阻力系數(shù)，干砂路面（0.1000.300）取=0.150；坡度，=16.7。=2.58汽車在瀝青混泥土干路面滿足附著條件。 瀝青混凝土干路面，=0.70.9，取=0.75=2.76取=2.7一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為， （實際情況）初定各擋傳動比如下 ， ， ， 2.2 初選中心距初選中心距時，可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 式中：變速器中心距（mm）；中心距系數(shù)，乘用車：=8.993；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（n.m）；變速器一擋傳動比，=2.7 ；變速器傳動效率，取96% ；發(fā)動機最

8、大轉(zhuǎn)矩，=150n.m 。 則，=64.9667.88（mm）初選中心距=65mm。2.3分配各檔齒數(shù)2.3.1模數(shù)對乘用車，減小噪聲更為重要，故齒輪應(yīng)該選用小些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。車型乘用車的發(fā)動機排量v/l貨車的最大總質(zhì)量/t1.0v1.61.6v2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003

9、.504.504.56.00表2汽車變速器齒輪法向模數(shù)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50表3汽車變速器常用齒輪模數(shù)根據(jù)表2及3，一，倒檔齒輪的模數(shù)定為2.75mm，二三四五檔及倒檔的模數(shù)定為2.5mm,嚙合套和同步器的模數(shù)定為2.5mm。2.3.2 壓力角國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為202.3.3螺旋角實驗證明：隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應(yīng)提高。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。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力

10、并作用到軸承上。設(shè)計時，應(yīng)力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。變速器螺旋角：20如圖3所示為變速器的傳動示意圖。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)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。變?yōu)橄禂?shù)圖2.3.4確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋倒檔采用直齒（考慮到使用較少）模數(shù)=2.75mm 螺旋角=20 b=m，為齒寬系數(shù)，直齒為4.5-8.0，

11、主動齒輪取7.27，從動齒輪取6.55， b1=7.272.75=20mmb2=6.556.55=18mmz1=13 z2=34 mm對一擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =19.08u=2.7變位系數(shù)之和 查表得=-0.12 分度圓直徑: 節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 =4.28mm =2.30mm齒根高 =2.61mm =4.59mm 全齒高 h1=ha1+hf1=6.89mm齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=44.31mm da2=d2+2ha2=98.1mm齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=30.53mm df2=d2-2hf2=84.32mm 2.3.5確定二擋齒輪的

12、齒數(shù)模數(shù)=2.5mm 螺旋角=20 b=m，為齒寬系數(shù)，斜齒為6.0-8.5，主動齒輪取8.0，從動齒輪取7.2，b3 =8.02.5=20mmb4 =7.22.5=18mmz3=17 z4=32 mm對二擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =21.60u=1.88變位系數(shù)之和 查表得=0.25 分度圓直徑: 46.21mm =85.11mm節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 =2.44mm =1.56mm齒根高 =2.375mm =3.25mm 全齒高 h3=ha3+hf3=4.815mm齒頂圓直徑 da3=d3+2ha3=50.09mm da4=d4+2ha4=86.96mm齒根圓直徑

13、 df3=d3-2hf3=40.46mm df4=d4-2hf4=78.61mm當量齒數(shù) = =20.48 = =38.552.3.6確定三擋齒輪的齒數(shù)取模數(shù)=2.5mm 螺旋角=20 b=m，為齒寬系數(shù)，斜齒為6.0-8.5，主動齒輪取7.2，從動齒輪取6.4，b5=7.22.5=18mmb6 =6.42.5=16mmz5=21 z6=28 mm對三擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =21.60u=1.33變位系數(shù)之和 查表得=0.3 分度圓直徑: 55.85mm =74.47mm節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 =2.14mm =2.95mm齒根高 =2.55mm =2.95mm

14、全齒高 h5=ha5+hf5=4.69mm齒頂圓直徑 da5=d5+2ha5=60.09mm da6=d6+2ha6=77.95 mm齒根圓直徑 df5=d5-2hf5=50.75mm df6=d6-2hf6=68.57mm當量齒數(shù) = =25.30 = =33.73 2.3.7確定四擋齒輪的齒數(shù)模數(shù)=2.5mm 螺旋角=20 b=m，為齒寬系數(shù)，斜齒為6.0-8.5，主動齒輪取7.2，從動齒輪取6.4，b7=7.22.5=18mmb8=6.42.5=16mmz7=24 z8=25 mm對四擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =21.60u=1.04變位系數(shù)之和 查表得=0.32

15、分度圓直徑: =66.49mm節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 =3.19mm =2.99mm齒根高 =2.625mm =2.825mm 全齒高 h7=ha7+hf7=5.815mm齒頂圓直徑 da7=d7+2ha7=69.08mm da8=d8+2ha8=72.47 mm齒根圓直徑 df7=d7-2hf7=58.58mm df8=d8-2hf8=60.44mm當量齒數(shù) = =28.92 = =36.292.3.8確定五擋齒輪齒數(shù)取模數(shù)=2.5mm 螺旋角=20 b=m，為齒寬系數(shù)，斜齒為6.0-8.5，主動齒輪取6.4，從動齒輪取7.2，b9 =6.42.5=16mmb10 =7.22.5=18m

16、m z9=27 z10=22 mm對五擋齒輪進行角度變位：分度圓壓力角端面嚙合角 = =21.60u=0.8變位系數(shù)之和 查表得=0.3 分度圓直徑: =58.51mm節(jié)圓直徑 mm mm齒頂高 =1.94mm =1.94mm齒根高 =2.75mm =2.75mm 全齒高 h9=ha9+hf9=4.69mm齒頂圓直徑 da9=d9+2ha9=75.69 mm da10=d10+2ha10=62.39mm齒根圓直徑 df9=d9-2hf9=66.31mm df10=d10-2hf10=53.01mm當量齒數(shù) = =32.53 = =26.512.3.9確定倒檔齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒

17、擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選=21為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙 mm mmb=m，為齒寬系數(shù)，直齒為4.5-8.0，主動齒輪取7.27，從動齒輪取6.55。 b11=7.272.75=20mmb12=6.552.75=18mmb13=6.552.75=18mmmmmmmmmmmmmmmmmmmm第3章 變速器齒輪的的校核3.1輪齒彎曲強度計算 式中：計算載荷（nmm）；法向模數(shù)（mm）；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（）；應(yīng)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)=6.0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(zhuǎn)矩

18、時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350mpa范圍，對貨車為100250mpa。 式中，為彎曲應(yīng)力；為圓周力，；為計算載荷；d為節(jié)圓直徑；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；b為齒寬；t為端面齒距，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖5-1所示： 齒形系數(shù)圖=209.476mpa180350mpa=197.974 mpa180350mpa3.2輪齒的接觸應(yīng)力 式中：輪齒的接觸應(yīng)力（mpa）；計算載荷（n.mm）；節(jié)圓直徑(mm)；節(jié)點處壓力角（），齒輪螺旋角（）；齒輪材

19、料的彈性模量（mpa）；齒輪接觸的實際寬度(mm)； mpa mpa 第4章 變速器軸的設(shè)計計算在已知中間軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選取：對輸入軸=0.160.18：對輸出軸0.180.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按式下面公式初選 （5.1）式中：經(jīng)驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（n.m）。輸入軸最高檔花鍵部分直徑=21.9024.44mm取22mm。第一軸軸承初選6005 d=25 d=47 b=12初步確定一軸各尺寸如下第5章 變速器軸的校核發(fā)動機最大扭矩為146n m，最高轉(zhuǎn)速5400r/min，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，

20、軸承傳動效率96%。輸入軸 =14699%96%=138.8n.m5.1軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理14。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在hrc5863，面光潔度不低于815。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度16。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸來說，設(shè)計上

21、應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少17。 5.2計算齒輪的受力，選擇一檔受力分析，進行軸的剛度和強度校核。（1）一擋齒輪1， 2的圓周力、 =135.91n.m, =327.88n.m 5.3軸的剛度計算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下列式計算 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），=2.1105mpa；慣性矩（mm4），對于實心軸，；軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、齒輪上的作用力距支座、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=0.050.10mm，=

22、0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad18。（1）輸入軸的剛度=2579.72n，軸頸=25mm，=17.75mm，=196mm， =2.1105n n，n5.4軸的強度計算輸入軸強度計算=38.35mm，=135.91n.m，=17.75mm，=25mm,=196mm=7087.87n.m，=2579.77n.m，=2797.7n.m17.75168.25水平17.75168.25豎直8400452水平豎直34344.1719301.9690753.9686193.48135.91合成輸入軸受力彎矩圖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n.mm第6章 變速器軸承校核6.1、初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選一軸軸承型號6005，轉(zhuǎn)速=5600r/min，查機械設(shè)計實踐該軸承的=？n，=？n，=0.35。6.2、計算軸承當量動載荷=0.35。查機械設(shè)計原理與設(shè)計，則=0.4，查機械設(shè)計實踐。，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見機械設(shè)計原