汽車變速器課程設(shè)計說明書.doc

1汽車變速器設(shè)計課程畢業(yè)說明書2第1章變速器主要參數(shù)的選擇與計算1.1檔數(shù).31.2傳動比確定.41.3中心距A的確定.51.4齒輪參數(shù)選擇.61.4.1模數(shù).61.4.2壓力角.61.4.3螺旋角.71.4.4齒寬b.81.5各檔齒輪齒數(shù)的分配.81.6變速器齒輪的變位.12第2章齒輪與軸的設(shè)計計算.162.1齒輪設(shè)計與計算.162.1.1齒輪材料的選擇原則.162.1.2各軸的轉(zhuǎn)矩.172.1.3輪齒強度計算.172.2軸的設(shè)計計算.272.2.1軸的工藝要求.272.2.2初選軸的直徑.282.2.3軸最小直徑的確定.292.2.4軸的強度計算.292.3軸承選擇與校核.442.3.1一軸軸承.442.3.2二軸軸承.462.3.3中間軸軸承.473第1章變速器主要參數(shù)的選擇與計算本次課程設(shè)計是在已知主要整車參數(shù)的情況下進行設(shè)計，已知的整車主要技術(shù)參數(shù)如表1.1所示：0377.0iirnuga式中：au汽車行駛速度（km/h）；n發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）；r車輪滾動半徑（mm）；gi變速器傳動比；0i主減速器傳動比。已知：最高車速maxau=maxav=91.5km/h；最高檔為超速檔，傳動比gi=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格R16得到r=335(mm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速n=pn=3000（r/min）；由公式得到主減速器傳動比計算公式：1408.45.913000335377.0377.00aguinri表1.1CA1041整車主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動機最大功率47.5kw車輪型號R16發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩191.5N.m最高車速91.5km/h最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速2100r/min總質(zhì)量4063kg1.1檔數(shù)增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換檔頻率也增高。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動比比值減小，使換檔工作容易進行。檔數(shù)選擇的要求：4（1）相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下；（2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。目前，轎車一般用45個檔位變速器，貨車變速器采用45個檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。傳動比范圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車的傳動比范圍在34之間，輕型貨車在56之間，其它貨車則更大。文中設(shè)計結(jié)合實際，變速器選用5檔變速器，最高檔傳動比為1。1.2傳動比確定變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動傳動比的比值。1、最低檔傳動比計算一檔傳動比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動力用于克服車胎與路面的滾動阻力及最大爬坡力，rtgeriiT0maxmaxmg(1.1)tergiTrmgi0maxmax1（1.2）已知：maxeT最大轉(zhuǎn)矩，3max105.191eTN.mm；r車輪半徑，335,16可知道為由已知輪胎規(guī)格Rmm；0i主減速器傳動比，1408.40i；t傳動系傳動效率893.0%98%96%95t；mg汽車重力，mg=40639.8；ifmax，02.0f，28.0i則代入公式（1.2）得到：893.01408.4105.1913353.08.940633gi=5.651根據(jù)車輪與路面的附著條件則201maxGriiTrtge5TergiTrGi0max21（1.3）在0.7-0.8之間取0.75，25002Gkg代入式（1.3）得到：693.8651.5,693.8893.01408.4105.19133575.08.92500131ggii由于本車為輕型車且無超速檔，一檔初選傳動比不用過大，取5.70。2、其他各檔傳動比初選各檔傳動比為等比分配則：qiiiiiiii544332215451.17.54451iiq5451.1.1,3875.25451.16890.3,6890.35451.17.5342312qiiqiiqii1.3中心距A的確定文中設(shè)計為中間軸式變速器，初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算31maxgeAiTKA（1.4）式中：A變速器中心距（mm）；AK中心距系數(shù)，商用車AK=8.6-9.6；maxeT發(fā)動機最大轉(zhuǎn)距=191.5（N.m）；1i變速器一檔傳動比為5.7；g變速器傳動效率，取96%。將各參數(shù)代入式（1.4）得到：A（8.6-9.6）396.07.55.191=（8.6-9.6）10.1571=87.35-97.51mm貨車的變速器中心距在80170mm范圍內(nèi)變化，初取A=92mm。61.4齒輪參數(shù)選擇1.4.1模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：（1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；（2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；（4）從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。對于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標準的規(guī)定。變速器齒輪模數(shù)范圍大致表1.2：表1.2變速器齒輪的法向模數(shù)微型、普通級轎車中級轎車中型貨車重型貨車2.252.752.753.003.54.54.56.0選用時，優(yōu)先選用第一系列，括號內(nèi)的盡量不要用，表1.3為國標GB/T13571987，可參考表1.3進行變速器模數(shù)的選擇。表1.3變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自GB/T13571987）第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5綜合考慮文中設(shè)計由于低檔受力較大，變速器一檔及倒檔為同一模數(shù)取3.5mm；二檔三檔為3.0mm；四檔及一軸常嚙合齒輪為2.5mm。1.4.2壓力角壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。對貨車，為提高齒輪強度，應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的壓力角有20、25、30等，普遍采用30壓力角。本變速器為了便于進行角度變位，全部選用標準壓力角20。71.4.3螺旋角齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。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)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時應(yīng)力求中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖1.1所示：圖1.1中間軸軸向力的平衡欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：222111