汽车设计课程设计说明书

汽车设计课程设计说明书设计题目:五挡变速器专业班级:车辆工程06级1班设计者:*指导教帅:*2*年7月12日第一部分：车型基本参数3第二部分：传动方案拟定4第三部分：变速器主要参数的选择5第四部分：变速器齿轮的设计计算6第五部分：变速器轴的设计计算14第六部分：滚动轴承的选择和计算18第七部分：参考资料20两轴五档机械式变速器设计变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性，传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器，以及变速器的参数做优化匹配，可得到良好的动力性与燃油经济性；采用白锁及互锁装置、倒档安全装置，对接合齿采取倒锥齿侧(或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧)等措施，以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、白行脱档和误挂倒档；采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声；采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。变速器设计的基本要求：(1) 保证汽车有必要的的动力性和经济性；(2) 设置不同挡位，满足用来调整与切断发动机动力向驱动轮的传输并使汽车能倒退行驶；(3) 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出现；(4) 工作效率高，噪声小；结构简单、方案合理；.车型基本参数选择车型最大功率Pemaxkw最大转矩TemaxNm主减速比io最大车速Vmaxkm/hCOROLLAXLI811423.944185Pemax=81kwTemax=142Nmio=3.944Vmax=185km/maxmin.传动方案拟定两轴式变速器与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最到挡外其他各档的传动效率高、噪声低。本设计中采用前置发动机后轮驱动。两轴式变速器的倒档齿轮、一档齿轮、二档齿轮均与输入轴做成一体，三档齿轮四档齿轮五挡齿轮与输入轴采用花键连接。输出轴上的倒档齿轮在同步器上，一档齿轮，二档齿轮是空套在轴上,三挡四档齿轮与轴做成一体，五档齿轮空套在输出轴上。一档齿轮、二档齿轮采用同步器换档，布置在输出轴上，三挡四档齿轮之间也采用同步器换挡，布置在输入轴上。五挡单独用采用同步器换挡，不知在输出轴上。倒档采用滑动齿轮换挡。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，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，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用丁低档和倒挡。在本设计中倒档采用直齿圆柱齿轮，其他档位采用斜齿圆柱齿轮。变速器多采用滚动轴承，即深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮。图2-4锁环环式同步器l、4-同步环;2-同步器齿鼓;3-接合套；5-弹簧;6滑块；7-止动球；8-卡环;9-输出轴；10、11-齿轮为了适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增大其承如有帮助，欢迎下载支持载能力、具有更高的可靠性、更长的寿命和更好的性能等发展方向，变速器采用圆锥滚子轴承的日益增多。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。同步器的结构如图2-4所示：米用锁环环式同步器倒档传动方案变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，工作时在齿轮上作用的力也增大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出轮齿磨损加快和工作噪声大。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，然后按照从低档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，乂能保证容易装配。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。本设计采用图2-2所示的传动方案。一档二档三档四档五档倒档3.2142.0451.3330.9720.823.583变速器各档传动比=3.214=2.045=1.3333=0.972=0.82i=3.583A=KA3；T|max图2-2变速器倒档传动方案三、变速器主要参数的选择1、档数和传动比近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个档位的变速器。本设计采用5个档位。2、中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三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定：(3-4)式中Ka-中心距系数。对轿车，Ka=8.99.3;对货车，Ka=8.69.6;对多档主变速器，Ka=9.511;取枪=10计算与说明主要结果Tlmax-变速器处丁一档时的输出扭矩A=KA3T|max=103438=75.95mm故可得出初始中心距A=70mm。四、变速器齿轮的设计计算A=70mm1、齿轮模数初选模数时，可以参考同类型汽车的齿轮模数确定，也可根据大量现代汽车变速器齿轮模数的统计数据，找出模数的变化规律，即经验公式。利用经验公式初选模数，一档二档采用模数为3mm,三四五挡米用2.75mm，倒档米用2.5mmm1,2=3mm2、压力角m3,4,5=2.75实际上应国家规定的齿轮标准压力角为20度，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20度。3、齿轮螺旋角为减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多用斜齿轮，只有倒档齿轮。随着螺旋角的增大，齿的强度也相应的提高，不过当螺旋似丁30度时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，因此从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望过大，而从提高高档齿轮的接触强着眼，可选取较大值。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围选用：m倒挡=2.5mm口=20轿车变速器：2234,货车变速器：1826,在此选用1830螺旋角。初步选取螺旋角256=254、齿宽通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽。直齿轮b=(4.57.5)mT，斜齿轮b=(6.58.5)mn映1,奕卿mm持b3,4,5=16.5mmb倒入=18mm在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变b倒出=12mm速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。确定一档齿轮的齿数档传动Z2i1=3.214g1Z1先求其齿数和igZ寸Z2=3.415Z1Zz2acos:z=其中A=70mm、m=3mm故有Zt=42.29ZiZ2ig1=10=3333=3.310由此可得Zi=10、Z2-33一档的实际传动比为ig133=3.310A=mz一=71.168mm二档传动比ig2Z4Z3Z3Z41429而ig2=2.045=56mn一四五挡齿厚为6x2.75=16.5,一二挡齿厚为21,输入倒挡堀*帮18mm,输出齿厚为12mm.使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。5、各档传动比及其齿轮齿数的确定故有：Z3Z4=43可得出：Z3=14、Z4=29计算与说明主要结果二档实际传动比为=全=2.07Z3按同样的方法可分别计算出：三档齿轮Z5-20、Z6-27；Z5=20Z6=27四档齿轮Z7=24、Z8=23；五档齿轮Z9=26、Z。=21。ia3=1.35y3一般情况下，倒档传动比与档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比igr取3.167。g1倒档传动齿轮的齿数与，档主动齿轮1相当，可以Z7=24得出倒档输入齿轮Z11=12,Z12=41。Z8=23iw=0.958yr各档实际传动比为:三档实际传动比为31ia3=一T.350y3cZ9=2624Z10=21四档实际传动比为26iy4=0.95829iy5=0.807五档实际传动比为24iq5=0.807y531Z”=12Z12=4142iyr=3.417y1倒档实际传动比为ia=3.417yr136、各档斜齿轮螺旋角计算$2=25。.，一Rmn(Z3+Z4)P3=24.763根据-arccos342a3(14+29)一档.尸-arccos25271.168R2.75(20+27)。二档.日-arccos24.76271.1682.75(2423)arccos=24.76顷271.1682.75(2621)五档.：=arccos24.76271.1687、齿轮变位系数的选择齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。其中，一档主动齿轮的齿数Z1017,因此一档齿轮需要变位。10最小变位系数17-Z1717-1017=0.41:4=24.5=24.一挡变位取0.5倒挡采用变位匚=也丑=0.235取x=0.35178、齿轮分度圆直径。各挡齿轮分度圆直径如表3-2所示。一挡二挡三挡四挡五挡倒挡输入33.10mm46.34mm60.57mm72.68mm78.74mm29.25mm11(6)齿轮轮齿尺寸。倒挡齿顶高：ha=(f。+)m=3.0375，其中f=1,E=0.35hahf=2.7mm=3.375m齿根高：hf=(fo+CE)m=2.025mm，其中f0=1,C=0.25输入轴分度圆齿顶齿根一挡33.1043.9030.4二档46.3452.3438.84三挡60.5766.0753.69四挡72.6878.1865.80五挡78.7484.2471.86输出轴分度圆齿顶齿根1挡109.23120.03106.532挡96.00102.0088.503挡81.7787.2774.894挡69.6575.1562.775挡63.6069.1056.72J1.6Kf=1.19、齿轮的强度计算与校核(1)一挡斜齿圆柱齿轮：mn=3mm,E=25CTwFKbtyK；b=19mmt=8.5mmy=0.146w=621Mow=400强度满足刍Pa850件K。_应力集中系数，可近似取1.5Fi=5383K,重合度影响系数，取2.0b凶见（mm）,取194=2.0t端面齿距（mm）,兀mb=19mmy例系数，取0.141t=8.5mmy=0.141当计算载荷取到作用到变速器第一轴时的最大扭矩Temax时，许用应力在180350MPa,所以弯曲强度满足要求。J=177M”w=180强度满足条件Pa3501轮齿接触应力r=0.418FE,11、(一一)ppzb式中：bj一为轮齿的接触应力，N/mrn;F一为齿面上的法向力，N；为节点处压力角，E一为齿轮材料的弹性模量，N/mrh；b一为齿轮接触的实际宽度，mm;Pz、Pb为主、从动齿轮节点处的曲率半径,mm。（1）I挡直齿轮接触应力Qj=0.4110082.22.1105,11、()=1960MPa5.819.221=rbsin:将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，对丁渗碳齿轮,一挡和倒挡的许用接触应力为19002000MPa,所以强度满足要求。Pz=5.8mmPb=19.2mmF=1008E=2.12.2N105b=21mm。j=1960MPaoj=1900200(强度满足条件(3)变速器齿轮的材料及热处理现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。材料20CrMnTi国产汽车变速器齿轮常用材料是20CrMnTi(过去的钢号18CrMnTi),也采用20Mn2TiB,20MnVB,20MnVoB的，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，细化材料晶粒。为了消除内应力，还要进行回火。五、变速器轴的设计计算1、初选轴的直径变速器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大，满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。第一轴花键部分直径d的初选：d=K3斤篇=4.0x徊2=20.8mm。轴的直径d与支撑跨度长度L之间关系：第二轴，d/L=0.180.21取第一轴的最细处轴径为d=25mm.2、轴的强度验算根据传动方案的布置，倒挡齿轮处丁轴径最小处，且倒挡时轴所承受的载荷最大，所以选择倒挡进行轴的强度验算(1)一挡轴处轴的刚度验算轴在垂直面内的挠度为fcF1a2b23EIL轴在水平面内的挠度为:fsF1a2b23EIL转角为:F1ab(b-a)3EIL式中：fc一为轴在垂直面内的挠度，mm；fs一为轴在水平面内的挠度，mm；Fi-为齿轮齿宽中间平面上的圆周力，N;F2一为齿轮齿宽中间平面上的径向力，N;d一为轴的直径，mm；E一为弹性模量，MPa；I一为惯性矩，mm；a、b-为齿轮上作用力距支座A、B的距离，mm；L-为支座间距离，mm。a=9mm,b=167.25mm可求出d输入d输出Fi=a=9mmE=2.1.7N5mm10fc=0.0037:fc=0.050.10mmfs=0.0091:fs=0.100.15mm=3111逐282(282-逐)=0.00034495.2610全挠度所有挡符合.2.2f=Vfcfs=0.0090.2mm所以刚度满足要求二挡轴齿轮fc=0.045cfs=0.112f=0.12c=0.0015符合三挡齿轮fc=0.051mmfs=0.128mmf=0.138mm、=0.00016rad符合四档齿轮fc=0.002mmcfs=0.005mmf=0.0054mm5=0.00018rad符合(2)轴的强度计算轴在水平方向的弯矩图轴在竖直方向的弯矩图Me=1558cMs=567M=1.65910=40MP。=400l强度满足刍M=.Mc2Ms2Tn2=14221182732=1.98105csnM32M129.5MPaF=400MPaWd3所以强度满足要求。3、花键的挤压强度验算丫m=23mmh=1.6mI=16.516.5,k=0.8,Z=8142103=36.5MPa231.616.50.88当齿面未经热处理时，花键静连接的许用挤压应力最小为3555MPa,aw面经热处理时，花键静连接的许用挤压应力最小为4070MPa,所以n挤压强度满足要求。CTPk=0.8p=36.5MPaSp=35强度满足条P一mhlkZ根据传动方案的布置，五挡主动齿轮与输入轴之间采用花键连接，根据轴径尺寸为25mm，可选出花键的齿数Z=8,d=21mm,b=5mm,c=0.2D=25丫内+丫外D+d523mm24D-d-2C=1.6mm2六、滚动轴承的选择和计算1、滚动轴承的型号选择和寿命验算轴承型(1)、初选轴承型号7205AC根据输入轴径尺寸为25mm,输出轴径为30mm以及其他已知条件，初选其输入轴轴承型号为7205AC=25、由手册查得,C=22.0103N,C0=23103NC=220x103C=23M0（2）、计算当量动载荷：Fa=2353.5N,Fr=2568.6N根据查表得e=0.68,因为FaFr2353.52568.6=0.916e，所以X=0.41,Y=0.87P=XFrYFa=3199.7N(3)、轴承的寿命计算由表查得fp=1,ft=1根据寿命计算公式:L10h106(ftC)10nfpPpFa=1864Fr=2073e=0.68X=0.41Y=0.87P=2472NfpTft=1L10h=2863h根据经验，可判断出轴承的寿命满足设计要求。Loh=3203寿命满足要求1. 五、参考资料王望予主编.汽车设计（第四版）.北京：机械工业出版社，2005刘维信主编.汽车设计.北京：清华大学出版社,2001陈家瑞主编.汽车构造（下册）,北京：机械工业出版社，2001汽车工程手册编辑委员会,汽车工程手册（设计篇）,北京：人民交通出版社，2001刘维信编著,机械最优化设计（第二版）.北京：清华大学出版社，1994汽车机械式变速器动力输出孔连接尺寸.GB/T13051一91汽车机械式变速器分类的术语及定义.QC/T4651999汽车机械式变速器台架试验方法,QC/T5681999机械工程手册：第五卷，机械零部件设计,第二版.北京：机械工业出版社，1996