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课 程 设 计 说 明 书全套图纸加扣3012250582题 目： 机械变速器 传动机构设计学生姓名： 学 号： 系部名称： 汽车与交通工程学院 专业班级： 车辆工程B06-2指导教师： 职 称： 目 录第1章 基本数据选择41.1.1外形尺寸61.2齿轮参数61.3各挡齿轮齿数的分配81.4本章小结20第2章 齿轮校核212.1齿轮材料的选择原则212.2计算各轴的转矩212.3轮齿强度计算222.3.1轮齿弯曲强度计算222.3.2轮齿接触应力j272.4计算各挡齿轮的受力322.5本章小结35第3章 轴及轴上支承联接件的校核363.1轴的工艺要求363.2轴的强度计算363.2.1初选轴的直径363.2.2轴的强度验算383.3轴承校核453.3.1一轴轴承校核453.3.2二轴轴承校核453.3.3中间轴轴承校核46参考文献47 第1章 基本数据选择学号：23 方案二 各参数分别为：=43kw =75.5km/h =175.5 N.m=39740N =2100r/min 轮胎选用205/55R16 子午线轮胎 半径r=1.1.1变速器各挡传动比的确定初选传动比 五挡为直接挡=1=9549(其中k=1.11.3)取=3100r/min根据汽车行驶方程式 （3.1）汽车以一挡在无风、沥青混凝土路面行驶，公式简化为 （3.2）式中：G作用在汽车上的重力，汽车质量，重力加速度，；=175.5 N.m主减速器传动比，=4.89；传动系效率，=0.864；车轮半径，=0.31595m；滚动阻力系数，沥青混凝土路面（0.0180.02）取=0.02坡度，= =5.1 （1）满足附着条件 因为无风和匀速行驶 所以 （2）沥青混凝土干路面=0.70.8 取其为0.75 由 （1） ，（2）知又由于轻型商用车=5.08.0取=6一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中：常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为， 所以各挡传动比与挡传动比的关系为=3.833，=2.449，=1.565中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式 （3.3）式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，乘用车：=8.99.3，商用车：=8.69.6，多挡变速器：=9.511.0；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比；变速器传动效率，取96%。=178.5N.m=6 =86.31096.346（mm）初选中心距=90mm。1.1.1 外形尺寸商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四挡 （2.22.7）五挡 （2.73.0）六挡 （3.23.5）外形尺寸为（3.23.5）=466.02511mm，取变速器外形尺寸为510mm。1.2 齿轮参数1、模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表3.2汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表3.3汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50根据表3.2及3.3，齿轮的模数定为3.50mm，啮合套和同步器的模数定为2.5mm。2、压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些的压力角。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、螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。货车变速器螺旋角：1826初选常啮合齿轮螺旋角为24，其余挡斜齿轮螺旋角22。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。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm，取4mm。5、齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.0010。 1.3 各挡齿轮齿数的分配图3.1变速器传动示意图如图3.1所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。1、确定一挡齿轮的齿数 一挡传动比为 （3.4）为了求，的齿数，先求其齿数和，一挡齿轮为斜齿轮， 直齿 （3.5）斜齿=47.6取整为48乘用车中间轴式变速器一挡传动比=3.53.8时，中间轴上一挡齿轮的齿数可在=1217之间选取，货车可在1217之间选用。取=13，=-=48-13=352、对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=90.59mm取整为90mm。对一挡齿轮进行角度变位：端面压力角 =啮合角 =0.93 变位系数之和 = =0.132根据 精确求 分度圆直径 齿顶高 =1.47mm =4.81 mm齿根高 齿全高 =7.74齿顶圆直径 齿根圆直径 当量齿数 =43.05 =15.993、确定常啮合传动齿轮副的齿数由式（3.3）求出常啮合传动齿轮的传动比 （3.6）=2.23常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 （3.7） = =47.68由式（3.6）、（3.7）得=14.76，=32.92取整为=15，=33，则：对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 = 据 查表知 精确求 分度圆直径 齿顶高 =（1+0.4+0.334）3.50=6.07mm =(1-0.565+0.334) 3.50=2.69mm齿根高 = =(1+0.25-0.4) 3.5=2.98mm = =(1+0.25+0.565) 3.5=6.35齿全高 = =9.05齿顶圆直径 =56.25+26.07=68.39mm =123.75+22.69=129.13mm齿根圆直径 =56.25-22.98=50.29mm =123.75-26.35=111.05mm当量齿数 =18.45 =40.594、确定其他各挡的齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同（2）三挡齿轮为斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同， （3.10） = =1.74 （3.11）其中由式（3.10）、（3.11）得=30，=17 = =3.88理论中心距 =88.7mm对二挡齿轮进行角度变为：端面压力角 = 端面啮合角 =0.917 变位系数之和 = =0.006 据 查表知 精确求 分度圆直径 = =齿顶高 = 齿根高 = =齿全高 = =9.17mm齿顶圆直径 =114.89+23.99=122.87mm =65.11+25.64=76.39mm齿根圆直径 =114.89-25.18=104.53mm =65.11-23.53=58.03mm当量齿数 = =（3）三挡齿轮为斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时， （3.13）= =1.11 （3.14）其中假设由（3.13）、（3.14）得=25，=23，则： = =2.39对三挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =90.597mm端面压力角 =21.43端面啮合角 = =20.44变位系数之和 = =0.167 据 查表知 精确求 分度圆直径 =93.75mm =齿顶高 =齿根高 = =(1.0+0.25+0.167)3.5=4.96mm = =齿全高 = =9.07mm齿顶圆直径 =93.75+24.11=101.97mm =86.25+24.69=95.63mm齿根圆直径 =93.75-24.96=83.83mm =86.25-24.38=77.49mm当量齿数 = =（4）四挡齿轮为斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同时 （3.16） =0.71 （3.17）其中=22由式（3.16）、（3.17）得=19,=28，则： = =1.49对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =88.71mm端面啮合角 = =23.43变位系数之和 = =0.38 据 查表知 =0.28 =0.1精确求 分度圆直径 = =齿顶高 = =齿根高 = = = =齿全高 = =齿顶圆直径 =72.77+24.45=81.67mm =107.23+23.82=114.03mm齿根圆直径 =72.77-23.4=65.97mm =107.23-24.03=99.17mm当量齿数 = =36.68。5、确定倒挡齿轮齿数倒挡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，=13，则：=59.5mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，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13的齿顶圆直径应为 =2903.5(13+2)1=126.5mm =2=34.14为了保证齿轮12和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取为34计算倒挡轴和第二轴的中心距 = =96.25mm计算倒挡传动比 =5.751.4 本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。第2章 齿轮校核2.1 齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，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，细化材料晶面粒13。2.2 计算各轴的转矩发动机最大扭矩为178.5N.m，最高转速2500r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。轴 =178.598%96%=167.93N.m中间轴 =167.930.960.9938/13=351.13N.m轴 一挡=351.130.960.9935/13=898.46N.m 二挡=351.130.960.9930/17=588.9N.m三挡=351.130.960.9925/23=362.73N.m四挡=351.130.960.9919/28=226.45N.m倒挡=351.13(0.96)2(0.99)234/13=829.50N.m2.3 轮齿强度计算2.3.1 轮齿弯曲强度计算1、直齿轮弯曲应力图4.1 齿形系数图 （4.1）式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；=0.7齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图4.1。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。（1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力，(斜齿) =7=35，=13，=0.175，=0.168，=898.46N.m，=351.13N.m=21.04。Zv9=43.05 Zv10=15.99 据 = =217.8MP货车的许应应力在100-200之间103 =238.7MPa 符合 （2）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力，=30，=17，=0.135，=0.158，=23.95 Zv7=39.30 Zv8=22.27 T32=588.9 N.m T2=351.13 N.m = =211.4MPa 符合 100-200之间 =190MPa 符合（3）计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力 =34，=13，=21，=0.13，=0.136，=0.152，=829.50N.m，=351.13N.m =591MPa 符合许应应力在400-850之间 =765MPa 符合许应应力在400-850之间 = = 560MPa2、斜齿轮弯曲应力 （4.2）式中：计算载荷（Nmm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；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速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）计算三挡齿轮7，8的弯曲应力=25，=26，=0.123，=0.126，=1693.81N.m，=1584.18N.m，=22=201.34MPa100250MPa=191.17MPa100250MPa（2）计算四挡齿轮5，6的弯曲应力=22，=30，=0.09，=0.103，=1104.11N.m，=1584.18N.m，=22=211.97MPa100250MPa =194.88MPa100250MPa（3）计算五挡齿轮3，4的弯曲应力=17，=35，=0.09，=0.109，=731.29N.m，=1584.18N.m，=20 =181.69MPa100250MPa=157.85MPa100250MPa（4）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力=15，=33，=0.120，Zv1=18.45, Zv2=40.59 =0.162，=0.115 =167.93N.m，=351.13N.m，=21.04 = =102.6MPa = =137.4MPa100250MPa2.3.2 轮齿接触应力j （4.3）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。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见表4.1。弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=75.5=38.5mm表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮9，10的接触应力=898.46N.m，=351.13N.m=131.25mm， =48.75mm，=9.57mm=25.77mm = =1812.84MPa19002000MPa =1859.51MPa19002000MPa（2）计算二挡齿轮7，8的接触应力=588.91N.m，=351.13N.m=114.89mm=65.11mm=12.18mm=21.50mm =1301.85MPa13001400MPa =1340.47MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮7，8的接触应力=362.731N.m，=351.13N.m，=7,b=24.5mm，mm=16.93mm=18.40mm=870MPa13001400MPa =1212.47MPa13001400MPa =1243.71MPa13001400MP（4）计算四挡齿轮5，6的接触应力=226.45N.m，=351.13N.mmm，mm=21.96mm=14.90mm=1095.16MPa13001400MPa=1123.421MPa13001400MPa（6）常啮合齿轮1，2的接触应力=167.93N.m，=351.13N.mmm，mmmm =24.92mm=1147.91MPa13001400MPa=1119.09MPa13001400MPa（7）计算倒挡齿轮11，12,13的接触应力=829.50N.m，=351.13N.m, b=24.5mmmm ,m=3.521=73.5mm=20.35mm=12.57mm = =1674.80MPa19002000MPa = =1965.36MPa19002000MPa = =1978.15MPa19002000MPa2.4 计算各挡齿轮的受力（1）一挡齿轮9，10的圆周力、=131.25mm，=48.75mm，=898.46Nm,=351.13NmN （2）二挡齿轮7，8的圆周力、mmmm=588.91Nm,=351.13Nm （3）三挡齿轮5，6的圆周力、mm，mm=362.73N.m,=351.13N.m（4）四挡齿轮3，4的圆周力、mm，mm=1226.45N.m,=351.13N.m （5）五挡齿轮3，4的圆周力、mm，mm=731.29N.m,=1584.18N.m （6）常啮合齿轮1，2的圆周力、mm，mm=570.24N.m,=1584.18N.m2.5 本章小结本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。第3章 轴及轴上支承联接件的校核3.1 轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理14。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863，表面光洁度不低于815。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16。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17。3.2 轴的强度计算3.2.1 初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距时，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，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。；第二轴最大直径=40.554mm取54mm；中间轴最大直径=40.554mm取54mm第二轴：；中间轴：第二轴支承之间的长度=257.14300m取283mm；中间轴支承之间的长度=300337.5mm取530mm，第一轴支承之间的长度=188.88212.5mm取210mm第二轴中间轴图5.1 轴的尺寸图3.2.2 轴的强度验算1、轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用式（5.2）、（5.3）、（5.4）计算 （5.2） （5.3） （5.4）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），=2.1105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；支座间的距离（mm）。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad18。（1）一轴的刚度=5803.35N，=45mm，=36.75mm，=210mm，=2.1105N（2）二轴的刚度N，Nmm，mm（3）中间轴刚度=36004.09N，=13104.42N=73mm，=53.47+37.14=90.61mm，=530mm2、轴的强度计算（1）一轴强度计算=78.27mm，=570.24N.m，=36.75mm，=45mm,=210mm=14571.10N.m，=5805.35N.m，=6487.47N.m图5.2 一轴受力弯矩图一轴受力图如图5.2所示：1)求H面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=2550N，=17121N，=535500N.mm2)求V面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=204.11N，=5601.24N，=42863N.mmN.mm（2）二轴强度校核图5.3 二轴受力弯矩图=55mm，=209mm，=3575.81N.mmN.mm，N.mm=53.47+43.07=90.61mm，=490mm1)求H面内支反力、和弯矩+=0由以上两式可得=6322.70N，=27895.57N，=2525666N.mm2)求V面内支反力、和弯矩+=0由以上两式可得=2301N，=10153N，=919267N.mmN.mm（3）中间轴强度校核=228.78mm，=73mm,=1584.18N.m=13848.94N，=5517.63N，=6165.95N=13104.42N，=36004.09N=530mm，=35.56mm，=53.47+37.14=90.61mm1)求H面内支反力、和弯矩+=+=0由以上两式可得=6764.41N，=28919.56N=240542N.mm，=2972214N.mm 图5.4 中间轴受力弯矩图2)求V面内支反力、和弯矩+=+=0由以上两式可得=6035.41N，=12586.64N=214619N.mm，=2651898N.mmN.mm3.3 轴承校核3.3.1 一轴轴承校核1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号30208，转速=1497r/min，查机械设计实践该轴承的=145000N，=188000N，=0.35，预期寿命=30000h2、计算轴承当量动载荷=6487.47/5803.35=1.12=0.35。查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践=1.7。，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.2=1.2（0.45805.35+1.76487.47）=16020N3、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。=40889h=30000h合格19,20。3.3.2 二轴轴承校核1、初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选二轴轴承型号30208，查机械设计实践该轴承的=73200N，=92000N，=0.42，预期寿命=30000h转速r/min2、计算轴承当量动载荷=0.42则查机械设计原理与设计，则=0.4，查机械设计实践=1.4，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计（1.21.8）取=1.2=1.20.45693.60+1.45859.98=12578N3、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。=58611h=30000h合格19,20。3.3.3 中间轴轴承校核1、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30205，查机械设计实践该轴承的=180000N，=132000N，预期寿命=30000h。转速r/min2、计算轴承当量动载荷=6165.95/（5517.63+5990.53）=0.535e=0.4。e查机械设计实践书；=0.4，=1.5，分别查机械设计原理与设计和机械设计实践。，为考虑载荷性质引入的载荷系数，见机械设计原理与设计。（1.21.8）取=1.2=1.2（0.45517.63+1.55990.53）=13431N3、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=66190h=30000h合格19,20参考文献1. 王望予主编. 汽车设计（第四版）. 北京：机械工业出版社, 20052. 刘维信主编. 汽车设计. 北京：清华大学出版社, 20013. 陈家瑞主编. 汽车构造（下册）. 北京：机械工业出版社, 20014. 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, 20015. 刘维信编著. 机械最优化设计（第二版）. 北京：清华大学出版社, 19946. 汽车机械式变速器动力输出孔连接尺寸. 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