汽车变速器设计课程毕业说明书第1章 变速器主要参数的选择与计算1.1档数31.2传动比确定41.3中心距A的确定51.4齿轮参数选择61.4.1模数61.4.2压力角61.4.3螺旋角71.4.4齿宽b81.5各档齿轮齿数的分配81.6变速器齿轮的变位12第2章 齿轮与轴的设计计算162.1齿轮设计与计算162.1.1齿轮材料的选择原则162.1.2各轴的转矩172.1.3轮齿强度计算172.2轴的设计计算272.2.1轴的工艺要求272.2.2初选轴的直径282.2.3轴最小直径的确定292.2.4轴的强度计算292.3轴承选择与校核442.3.1一轴轴承442.3.2二轴轴承462.3.3中间轴轴承47第1章 变速器主要参数的选择与计算本次课程设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，已知的整车主要技术参数如表1.1所示： 式中：汽车行驶速度（km/h）； 发动机转速（r/min）； 车轮滚动半径（mm）； 变速器传动比； 主减速器传动比。已知：最高车速=91.5 km/h；最高档为超速档，传动比=1；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格R16得到=335(mm)；发动机转速=3000（r/min）；由公式得到主减速器传动比计算公式：表1.1 CA1041整车主要技术参数发动机最大功率47.5kw车轮型号R16发动机最大转矩191.5N.m最高车速91.5km/h最大转矩时转速2100r/min总质量4063kg1.1 档数增加变速器的档数能够改善汽车的动力性和经济性。档数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓尺寸和质量加大，而且在使用时换档频率也增高。在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。档数选择的要求：（1）相邻档位之间的传动比比值在1.8以下；（2）高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。目前，轿车一般用45个档位变速器，货车变速器采用45个档或多档，多档变速器多用于重型货车和越野汽车。传动比范围的确定与选定的发动机参数、汽车的最高车速和使用条件等因素有关。目前轿车的传动比范围在34之间，轻型货车在56之间，其它货车则更大。文中设计结合实际，变速器选用5档变速器，最高档传动比为1。1.2 传动比确定变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档传动传动比的比值。1、最低档传动比计算一档传动比应该满足最大驱动力用于克服车胎与路面的滚动阻力及最大爬坡力， (1.1) （1.2）已知： 最大转矩，N.mm； 车轮半径，mm； 主减速器传动比，； 传动系传动效率；mg 汽车重力，mg=40639.8；，则代入公式（1.2）得到：=5.651根据车轮与路面的附着条件则 （1.3）在0.7-0.8之间取0.75，kg代入式（1.3）得到：由于本车为轻型车且无超速档，一档初选传动比不用过大，取5.70。2、其他各档传动比初选各档传动比为等比分配则： 1.3 中心距A的确定文中设计为中间轴式变速器，初选中心距可根据经验公式计算 （1.4）式中： 变速器中心距（mm）； 中心距系数，商用车=8.6-9.6；发动机最大转距=191.5（N.m）； 变速器一档传动比为5.7； 变速器传动效率，取96%。将各参数代入式（1.4）得到：（8.6-9.6）=（8.6-9.6）10.1571=87.35-97.51mm货车的变速器中心距在80170mm范围内变化，初取A=92mm。1.4 齿轮参数选择1.4.1 模数齿轮模数选取的一般原则：（1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；（2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；（3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；（4）从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些。对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。 变速器齿轮模数范围大致表1.2：表1.2 变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车2.252.752.753.003.54.54.56.0选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表1.3为国标GB/T13571987，可参考表1.3进行变速器模数的选择。表1.3 变速器常用的齿轮模数（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综合考虑文中设计由于低档受力较大，变速器一档及倒档为同一模数取3.5mm；二档三档为3.0mm；四档及一轴常啮合齿轮为2.5mm。1.4.2 压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，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，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器为了便于进行角度变位，全部选用标准压力角20。1.4.3 螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图1.1所示：图1.1 中间轴轴向力的平衡欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：为使两轴向力平衡，必须满足：式中：作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力； 齿轮1、2的节圆半径；T 中间轴传递的转矩。货车变速器的螺旋角为：1826，一档的选择小些选为。1.4.4 齿宽b 齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m（）的大小来选定齿宽,=,齿宽系数，斜齿为6.08.5。1.5 各档齿轮齿数的分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图1.2所示：1第一轴 2第一轴常啮合齿轮 3第一轴齿轮接合齿圈 4五档同步器锁环5、12、20结合套 6四档同步器锁环 7四档同步器接合齿圈 8第二轴四档齿轮 9第二轴三档齿轮 10三档齿轮接合齿圈 11三档同步器锁环 13、24、35花键毂 14二档同步器锁环 15二档齿轮接合齿圈 16第二轴二档齿轮 17第二轴一档齿轮 18一档齿轮接合齿圈 19一档同步器锁环 21倒档档齿轮接合齿圈 22第二轴倒档齿轮 23第二轴 25中间轴倒档齿轮 26中间轴 27倒档轴 28倒档中间齿轮 29中间轴一档齿轮 30中间轴二档齿轮 31中间轴三档齿轮 32中间轴四档齿轮 33中间轴常啮合传动齿轮 34变速器壳体图1.2 变速器传动示意图1、一档齿数的确定一档传动比为：如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和，一档齿数和，直齿 斜齿 （1.5）中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。货车可在1217之间选取，本设计取=15，初选， 代入公式（1.5）得到：取整得50，则。2、对中心距A进行修正因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据9。 （1.6） 将各已知条件代入式（1.6）得到：mm取整为95mm。3、常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即： （1.7） 已知各参数如下：代入式（1.7）得到：取整：，4、二档齿数的确定已知：由式子 （1.8） （1.9）此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式： （1.10）联解上述（1.10），（1.8），（1.9）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得：，5、三档齿数的确定已知：由式子 （1.11） （1.12） （1.13）联解上式（1.11），（1.12），（1.13）三个方程式，可采用比较方便的试凑法，解得：6、四档齿数的确定已知：由式子