机械式变速箱设计毕业设计方案.doc

机械变速箱传动机构设计姓 名： 学 号： 系部名称： 汽车工程系 班 级： 指引教师： 职 称： 专家 设计初始数据：（方案二）学号：23最高车速：=110-23=87Km/h 发动机功率：=66-23/2=54.5 转矩：=210-233/2=175.5Nm 总质量：ma=4100-232=4054Kg转矩转速：nT=2100r/min车轮：R16（选205/55R16） rR=162.5410/2+0.55205=315.95mm1.1.1 变速器各挡传动比拟定初选传动比：设五挡为直接挡，则=1 = 0.377 式中： 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 主减速器传动比/ =1.42.0 即=（1.42.0）2100=29404200r/min =9549 （转矩适应系数=1.11.3）因此，=9549=3118.33685.3r/min 由上述两两式取=3400 r/m =0.377=0.377=4.65双曲面主减速器，当6时，取=90%轻型商用车在5.08.0范畴，=96%， =90%96%=86.4%最大传动比选取：满足最大爬坡度。依照汽车行驶方程式 （1.1） 汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为 （1.2） 即，式中：G作用在汽车上重力，汽车质量，重力加速度，=40559.8=39739N；发动机最大转矩，=192N.m；主减速器传动比，=4.402传动系效率，=86.4%；车轮半径，=0.316m；滚动阻力系数，对于货车取=0.02；爬坡度，取=16.7=5.5.45 满足附着条件。 在沥青混凝土干路面，=0.70.8，取=0.7即=7.715 由得5.457.715；又由于轻型商用车=5.08.0；因此，取=5.7 。其她各挡传动比拟定： 按等比级数原则，普通汽车各挡传动比大体符合如下关系：式中：常数，也就是各挡之间公比；因而，各挡传动比为：，=1.545因此其她各挡传动比为：=5.7， =3.68，=2.387，=1.545，=1为了减少高档较大冲击力，高档传动比应当比较接近，。1.1.2 中心距A初选中心距时，可依照下述经验公式 （1.3） 式中：变速器中心距（mm）；中心距系数，商用车：=8.69.6；发动机最大转矩（N.m）；变速器一挡传动比，=5.7；变速器传动效率，取96% ；发动机最大转矩，=192N.m 。 则，=84.348594.1564初选中心距=90m。1.2 齿轮参数1、模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应当选用大些模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应当选用一种模数。啮合套和同步器接合齿多数采用渐开线。由于工艺上因素，同一变速器中接合齿模数相似。其取值范畴是：乘用车和总质量在1.814.0t货车为2.03.5mm；总质量不不大于14.0t货车为3.55.0mm。选用较小模数值可使齿数增多，有助于换挡。表1.2.1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车发动机排量V/L货车最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表1.2.2汽车变速器惯用齿轮模数一系列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依照表1.2.1及1.2.2，齿轮模数定为4.0mm。 2、压力角理论上对于乘用车，为加大重叠度减少噪声应取用14.5、15、16、16.5等小些压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25等大些压力角。国家规定原则压力角为20，因此变速器齿轮普遍采用压力角为20。3、螺旋角实验证明：随着螺旋角增大，齿强度也相应提高。在齿轮选用大些螺旋角时，使齿轮啮合重叠度增长，因而工作平稳、噪声减少。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步工作两对齿轮产生轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因而，中间轴上不同挡位齿轮螺旋角应当是不同样。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成同样，或者仅取为两种螺旋角。货车变速器螺旋角：1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24，别的挡斜齿轮螺旋角24。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。采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿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后来，涉及国内在内，规定齿顶高系数取为1.00。 1.3 各挡齿轮齿数分派1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-二轴五挡齿轮 4-中间轴五挡变速器5-二轴四挡齿轮 6-中间轴四挡齿轮 7-二周三挡齿轮 8-中间轴三挡齿轮9-二轴二挡齿轮 10-中间轴二挡齿轮 11-二轴一挡齿轮 12-中间轴一挡齿轮13-二轴倒挡齿轮 14-中间轴倒挡齿轮 15-倒挡中间齿轮图1.3.1变速器传动示意图如图1.3.1所示为变速器传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后来，可依照变速器挡数、传动比和传动方案来分派各挡齿轮齿数。应当注意是，各挡齿轮齿数比应当尽量不是整数，以使齿面磨损均匀。1、 拟定一挡齿轮齿数 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12-17之间选用，最小为12-14，取=13，一挡齿轮为斜齿轮。一挡传动比为 （1.4）为了求，齿数，先求其齿数和， 斜齿 （1.5）=42.286 取=42即=-=42-3=292、对中心距进行修正由于计算齿数和后，通过取整数使中心距有了变化，因此应依照取定和齿轮变位系数重新计算中心距，再以修正后中心距作为各挡齿轮齿数分派根据。=91.94为A=92m对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos=.398 =21.43 啮合角 ： cos=0.932 =21.52变位系数之和 =0.62查变位系数线图得： 计算精准值：A= 计算一挡齿轮9、10参数：分度圆直径 =429/cos24.07=127.004mm =413/cos24.07=56.95mm齿顶高 =3.26mm =2.38mm 式中：=0.015 =0.605齿根高 =3.32mm =4.2mm齿全高 =6.58mm齿顶圆直径 =133.52mm =61.71mm齿根圆直径 =120.4mm =56.95-23.8=48.55mm 当量齿数 =38.16 =17.113、拟定常啮合传动齿轮副齿数（=24）由式（1.3）求出常啮合传动齿轮传动比 （1.6）=2.56常啮合传动齿轮中心距与一挡齿轮中心距相等，即 （1.7） = =42.29由式（1.6）、（1.7）得=11.87，=30.42取整为=12，=31，则：=5.76=5.7对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 =91.5mm端面压力角 tan=tan/cos=0.387 =21.17端面啮合角 = 变位系数之和 = =0.64查变位系数线图得： 计算精准值：A= 常啮合齿轮数：分度圆直径 =51.35mm =132.65mm齿顶高 =（1+0.45+0.515）4=3.74mm =（1+0.19+0.515）4=2.7mm 式中：=（92-91.5）/4=0.125 =0.515齿根高 =（1+0.25-0.45）4=3.2mm =（1+0.25+0.19）4=4.24mm齿全高 =6.94齿顶圆直径 =58.83mm =138.05mm齿根圆直径 =44.95mm =124.17mm 当量齿数 =14.69 =37.944、拟定其她各挡齿数（1）二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相似，初选=24 （1.8）=1.65 （1.9）=43.22由式（1.8）、（1.9）得=25.29，=17.93取整为=25，=18则，=3.59=3.68对二挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =91.5mm端面压力角 tan=tan/cos =21.17端面啮合角 = 变位系数之和 =0.64查变位系数线图得： 0 =0.40 =0.24计算精准值： =20.8二挡齿轮参数：分度圆直径 =106.97mm =77.02mm齿顶高 =2.9mm =3.54mm 式中：=0.515 =0.125齿根高 =4.04mm =3.4mm齿全高 =6.94mm齿顶圆直径 =112.77mm =84.1mm齿根圆直径 =98.89mm =70.22mm 当量齿数 =30.60 =22.03（2）三挡齿轮为斜齿轮，初选=24 （1 （3.11）由式（3.10）、（3.11）得=27.35，=29.9 取整=27，=29 = =2.4=2.387对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =91.94mm端面压力角 tan=tan/cos=0.393 =21.72端面啮合角 = 变位系数之和 =0.015查变位系数线图得： =0.05 =0.48-0.3=-0.035计算精准值： 三挡齿轮5、6参数：分度圆直径 =88.71mm =95.28mm齿顶高 =3.165mm =2.91mm 式中：=0.02 =-0.005齿根高 =3.6mm =3.855mm齿全高 =6.51mm齿顶圆直径 =95.04mm =87.57mm齿根圆直径 =81.51mm =101.1mm 当量齿数 =35.53 =38.16（3）四挡齿轮为斜齿轮， （1.12） （1.13） （1.14）由（1.12）、（1.13）、（1.14）得=21.53，=36.12 取整=21，=37则： = =1.47对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =92.58mm端面压力角 tan=tan/cos=0.387 =21.17端面啮合角 变位系数之和 =-0.18查变位系数线图得： =0.2 =-0.22-0.16=-0.02精准值=四挡齿轮3、4参数：分度圆直径 =66.62mm =177.38mm齿顶高 =3.56mm =2.9mm 式中：=-0.193 =0.013齿根高 =3.15mm =3.81mm齿全高 =6.71mm齿顶圆直径 =73.74mm =123.18mm齿根圆直径 =60.32mm =109.76mm 当量齿数 =24.83 =43.765、拟定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用模数与一挡相似，倒挡齿轮齿数普通在2123之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴中心距。初选=23，=13，则：=72mm为保证倒挡齿轮啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11齿顶圆之间应保持有0.5mm以上间隙，则齿轮11齿顶圆直径应为 =2924(13+2)1=123mm =2=28.75为了保证齿轮10和11齿顶圆之间应保持有0.5mm以上间隙，取=28计算倒挡轴和第二轴中心距 = =102mm计算倒挡传动比 =5.57 分度圆直径 =284=112mm 134=52 mm 234=92 mm齿顶高 4mm = 4 mm =4 mm齿根高 =5 mm =5 mm=5 mm齿全高 =9 mm齿顶圆直径 =120 =60mm=100mm齿根圆直径 =102mm =42 mm =82 mm1.4 本章小结本章一方面依照所学汽车理论知识计算出主减速器传动比，然后计算出变速器各挡传动比；接着拟定齿轮参数，如齿轮模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；简介了齿轮变位系数选取原则，并依照各挡传动比计算各挡齿轮齿数，依照齿数重新计算各挡传动比，同步对各挡齿轮进行变位。第2章 齿轮校核2.1 齿轮材料选取原则1、满足工作条件规定 不同工作条件，对齿轮传动有不同规定，故对齿轮材料亦有不同规定。但是对于普通动力传播齿轮，规定其材料具备足够强度和耐磨性，并且齿面硬，齿芯软。2、合理选取材料配对 如对硬度350HBS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、考虑加工工艺及热解决工艺 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，氰化层深度不应不大于0.2；表面硬度HRC485312。对于大模数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渗碳、淬火解决，以提高表面硬度，细化材料晶面粒13。2.2 计算各轴转矩发动机最大扭矩为192N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。轴 =175.598%96%=165.11N.m中间轴 =165.1196%99%31/12=405.38N.m轴 一挡=405.380.960.9929/13=859.45N.m 二挡=405.380.960.9925/18=535.10N.m三挡=405.380.960.9923/22=358.70N.m四挡=405.380.960.9917/18=218.69N.m倒挡=405.3832/13=859.46N.m2.3 轮齿强度计算2.3.1 轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿轮弯曲应力图2.1 齿形系数图 （2.1）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摩擦力方向不同，对弯曲应力影响也不同；积极齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如图2.1。当计算载荷取作用到变速器第一轴上最大转矩时，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倒挡齿轮许用应力应取下限。计算倒挡齿轮11，12，13弯曲应力 ，=31，=11，=21，=0.161，=0.141，=0.11，=859.46N.m，=409.37N.m =402.52MPa400850MPa =570.69MPa400850MPa = = 598.52MPa400850MPa2、斜齿轮弯曲应力 （2.2）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重叠度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范畴，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮9，10弯曲应力 ，=29，=13，=0.17，=0.152，=859.45N.m，=405.38N.m，=24.07，=6.0 =198.01MPa100250MPa =233.02MPa100250MPa（2）计算二挡齿轮7，8弯曲应力=25，=18，=0.155，=0.163，=535.10，=405.38N.m，=20.8，=7.0 =137.65MPa100250MPa =137.73MPa100250MPa（3）计算三挡齿轮5，6弯曲应力=27，=29，=0.165，=0.16，=358.70N.m，=405.38N.m，=24.07，=8 m=3 =162.59MPa100250MPa =176.42MPa100250MPa （4）计算四挡齿轮3，4弯曲应力=21，=37，=0.15，=0.152，=218.69N.m，=405.38N.m，=18.89，=8 ， m=3 =145.27MPa100250MPa =151.45MPa100250MPa（5）计算常啮合齿轮1，2弯曲应力=12，=31，=0.165，=0.16，=165.11N.m，=405.38N.m，=20.8，=6.0 = =96.98MPa100250MPa = =95.05MPa100250MPa2.3.2 轮齿接触应力j （4.3）式中：轮齿接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料弹性模量（MPa）；齿轮接触实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处曲率半径(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载荷作为计算载荷时，变速器齿轮许用接触应力见表4.1。弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=74=28mm表4.1变速器齿轮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19009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮9，10接触应力=29，=13，=859.45N.m，=405.38N.m，=24.07，=6.0 =292/（2.23+1）=56.95mm，=2.2356.95=127.05 mm=11.67mm=25.29mm = =1719.36MPa1900MPa =1763.7MPa1900MPa（2）计算二挡齿轮7，8接触应力=535.10N.m，=405.38N.m，=292/（1.38+1）=77.02mm，=1.3877.02=106.98mm=15.07mm=20.93mm = =1291MPa1900MPa =1352MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮5，6接触应力=358.7N.m，=405.38N.m，=292/（1.07+1）=95.29mm，=88.71mm=19.54mm=18.198mm = =1224.1MPa13001400MPa =1225.6MPa13001400MPa（4）计算四挡齿轮3，4接触应力=218.69N.m，=405.38N.m，=292/（1.76+1）=66.62mm，=1.7672.66.62 =117.38mm=22.45mm=12.74mm = =1362.36MPa13001400MPa =1397.37MPa13001400MPa（5）常啮合齿轮1，2接触应力=165.11N.m，=405.38N.m，=）=51.35mm，=132.65mm=10.045mm=26.71mm = =1226.43MPa13001400MPa = 1117.21MPa13001400MPa（6）计算倒挡齿轮11，12，13接触应力=859.46N.m，=405.38N.m， ，mm mm mm mm=9.576mm=15.048mm=19.836mm = =1539.15MPa1900MPa =1909.1MPa1900MPa = =1909.1MPa1900MPa2.4 计算各挡齿轮受力（1）一挡齿轮9，10受力=127.05mm，=56.95mm=859.45Nm， =405.38NmN （2）二挡齿轮7，8受力、mm，mm=535.10Nm，=405.38Nm （3）三挡齿轮5，6受力、mm，mm=358.70N.m， =405.38N.m=24.08（4）四挡齿轮3，4受力、mm，mm=218.69N.m,=405.38 N.m （5）五挡齿轮1，2受力、mm，mm=165.11N.m,=405.38N.m=20.8 （6）倒挡齿轮11，12受力mm，mm=859.46N.m,=405.38N.m2.5 本章小结本章一方面简要简介了齿轮材料选取原则，即满足工作条件规定、合理选取材料配对、考虑加工工艺及热解决，然后计算出各挡齿轮转矩。依照齿形系数图查出各齿轮齿形系数，计算轮齿弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受力，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校核3.1 轴工艺规定倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动光轴。变速器第二轴视构造不同，可采用渗碳、高频、氰化等热解决办法。对于只有滑动齿轮工作第二轴可以采用氰化解决，但对于有常啮合齿轮工作第二轴应采用渗碳或高频解决14。第二轴上轴颈惯用做滚针滚道，规定有相称高硬度和表面光洁度，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轴端面，光洁度不应低于7，并规定其端面摆差。一根轴上同心直径应可控制其不同心度16。对于采用高频或渗碳钢轴，螺纹某些不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简朴，阶梯应尽量少17。3.2 轴强度计算3.2.1 初选轴直径已知中间轴式变速器中心距=96mm，第二轴和中间轴中部直径，轴最大直径和支承距离比值：对中间轴，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。第一轴花键某些直径（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）。第一轴花键某些直径=22.39525.75mm取25mm；第二轴最大直径=41.455.2mm取50mm；中间轴最大直径=41.455.2mm取=50mm第二轴：；第一轴及中间轴：d35d34d33d32d24d25d23d22d21d31第二轴支承之间长度=285.71375mm取= 291.875 mm；中间轴支承之间长度=333.33375mm取=325.75mm，第一轴支承之间长度=144.44162.5mm取=145 mm图5.1 轴尺寸图如图5.1所示，为便于轴承装配，取第一轴装轴承处直径=45mm，第二轴装轴承处直径=50mm。倒挡齿轮出轴径=53mm，挡齿轮处轴径=55mm，挡齿轮处轴径=70mm，挡齿轮处轴径=70mm，挡齿轮处轴径=55mm，挡齿轮处轴径=50mm，-挡同步器小径=60mm，-同步器小径=60mm，-同步器小径=42mm；中间轴装轴承处直径=55mm，倒挡齿轮处轴径=68mm，挡齿轮处轴径=73mm，挡齿轮处轴径=90mm，挡齿轮处轴径3.2.2 轴强度验算1、轴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径向力（N）；齿轮齿宽中间平面上圆周力（N）；弹性模量（MPa），=2.06105MPa；惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴直径（mm），花键处按平均直径计算；、齿轮上作用力距支座、距离（mm）；支座间距离（mm）。轴全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度容许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面转角不应超过0.002rad。abLFr （1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，普通挠度不大，可以不必计算（2）二轴刚度一档时N，Nmm，mm mm=0.072mm =0.082=-0.0002rad0.002rad二档时N，Nmm，mm mm=0.033mm =0.078=-0.00002rad0.002rad三档时N，Nmm，mm mm=0.048mm =0.11=0.0004rad0.002rad四档时N，Nmm，mm mm=0.033mm =0.073=0.0006rad0.00