毕业设计（论文）-乘用车两轴式五档变速器设计.docx

第1章绪论11.1概述11. 2变速器的发展现状11.3研究的目的、依据和意义2第2章变速器主要参数的选择32. 1设计初始数据33. 2变速器各挡传动比的确定32.2.1初选最大传动比的范围32.2.2确定挡位数，设计五挡变速器42.3变速器传动方案的确定52.4中心距A的确定62. 5齿轮参数61. 5.1模数62. 5.2压力角a73. 5.3螺旋角B74. 5.4齿宽75. 5.5齿顶高系数82. 6本章小结8第3章齿轮的设计计算与校核93. 1齿轮的设计与计算93.1.1各挡齿轮齿数的分配93.1.2齿轮材料的选择原则183.1.3计算各轴的转矩183.2轮齿的校核193.2.1轮齿弯曲强度计算193.2.2轮齿接触应力j223. 3本章小结26第4章轴的设计与计算及轴承的选择与校核284. 1轴的设计计算284.1.1轴的工艺要求284.1.2初选轴的直径284.1.3轴的强度计算284.2轴承的选择及校核324.2.1输入轴的轴承选择与校核324.2.2输出轴轴承校核334. 3本章小结34结论35参考文献36致谢37第1章绪论1. 1概述对变速器如下基本要求：1 .保证汽车有必要的动力性和经济型。2 .设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3 .设置倒档，使汽车能倒退行驶。4 .设置动力传输装置，需要时进行功率输出。5 .换挡迅速、省力、方便。6 .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发生。7 .变速器应有高的工作效率。8 .变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应该满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器传动比范围越大。12变速器的发展现状变速器作为传递动力和改变车速的重要装置，国外对其操纵的方便性和挡位等方面的要求越来越高。目前对4挡特别是5挡变速器的应用有日渐增多的趋势，同时，6挡变速器的装车率也在上升川O中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2009年中国汽车销售1364万辆，同比增长46.15%,2015年汽车销售规模将达到4000万辆。在汽车行业市场规模高速增长的情况下，中国变速器行业面临着重大机遇。2009年中国汽车变速器市场规模达520亿元人民币，并且以每年超过20%的速度增长，预计2015年有望达到1500亿元。由于近年来乘用车市场增长迅速，2007年中国乘用车变速器需求量在600万件以上，其中大部分为手动变速器，但是自动变速器的需求比例不断提高。与此同时随着商用车市场快速发展，2007年商用车变速器的市场需求量有200万件，其中轻型货车用变速器占市场主流，然而重型车变速器市场有望成为未来的新亮点。在手动变速器领域，国产品牌已占主导地位。但技术含量更高的自动变速器市场却是进口产品的天下,2007年中国变速器产品（变速器产品进口统计）进口额达到30亿美元。国内变速器企业未来面临严峻挑战。1. 3研究的目的、依据和意义随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对轿车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是评价汽车的一个重要指标，而变速器的设计如果不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大口3o通过本题目的设计，学生可综合运用汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械设计、液压传动等课程的知识，达到综合训练的效果。由于本题目模拟工程一线实际情况，学生通过毕业设计可与工程实践直接接触，从而可以提高学生解决实际问题的能力。第2章变速器主要参数的选择2. 1设计初始数据班级点名序号为11方案二乘用车(两轴式)最高车速：wamax=202Kmh发动机最大功率：max=H6KW最大功率转速：6550rmin最大转矩：4max=184N*加整备质量：ma=1720Kg最大转矩转速：11=4050rmin车轮：205/55R162. 2变速器各挡传动比的确定3. 2.1初选最大传动比的范围最大传动比的确定，即一档传动比。满足最大爬坡度：月沔+可Tmg'°GfCoS%m依+Gsin%111gr.：.G(cos%n-+sin%m/.,而(2.1)式中：G一作用在汽车上的重力，G=mg,m一汽车质量，g一重力加速度,G=mg=16856N;max一发动机最大转矩，4max=184Nm;io主减速器传动比，一传动系效率，%=96%；r一车轮半径，r=O.316m;/滚动阻力系数，对于货车取=O.O165xl+O.Ol(%11ia-5O)=O.O3795;a爬坡度，取a=16.7。带入数值计算得加，O9.098满足附着条件：TtqigIiorlT-T7GFmr(2.2)为附着系数,取值范围为0.70.8.,取为0.8工为汽车满载静止于水平面，驱动桥给地面的载荷，这里取60%mg；计算得Zjo14.47由以上得10.154igli017.626取=2.7%=3.9,乘用车(34.5)校核，因为该车发动机最低稳定转速"mm=80011r7y则最低稳定车速“min=0-377=9.05kmhig"o"min<Lmin=1。/"，故校核后传动比满足要求。2.2.2确定挡位数，设计五挡变速器其他各挡传动比的确定：初选五挡传动比,5=077按等比级数原则，一般汽车各挡传动比大致符合如下关系：&=2=&=q(2.3)底2%3lg4lg5式中：q一常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为:432lglQ9lg2Q9lg3qq=igji5=137所以其他各挡传动比为：41=2.7，ig2=igJq=L97，ig3=i2q=lA4,4和5挡为常用挡，其挡位间公比应该小一些取心=1.35,所以，4=4/=1.07,z5=Z4/1=0.79o2.3变速器传动方案的确定图2-la为常见的倒挡布置方案。图2-lb所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-lc所示方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理。图2-ld所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2-1C所示方案。图2-le所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-lf所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2-61所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些四o本设计采用图2-lf所示的传动方案。图2-1变速器倒档传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，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，又能保证容易装配。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。图2.2变速器传动示意图1.输入轴一挡齿轮2.输出轴一挡齿轮3.输入轴二挡齿轮4.输出轴二挡齿轮5.输入轴三挡齿轮6.输出轴三挡齿轮7.输入轴四挡齿轮8.输出轴四挡齿轮9.输入轴五挡齿轮10.输出轴五挡齿轮11.输入轴倒挡齿轮12.倒挡齿轮13.输出轴倒挡齿轮2.4中心距A的确定初选中心距：发动机前置前驱的乘用车变速器中心距A,可根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选，A=77mm2.5齿轮参数2.5.1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：乘用车和总质量也在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2.1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量加1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<ma<14ma>14.0模数mnmm2.252.752.753.003.50-4.504.506.00表2.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50发动机排量为2.54L,根据表2.1及2.2,齿轮的模数定为2.252.75mm。2.5.2压力角a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20oo2.5.3螺旋角B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。乘用车两轴式变速器螺旋角：20o25o2.5.4齿宽亘齿b=k,m,勺为齿宽系数，取为4.58.0,取7.5；斜齿=勺/，勺取为6.08.5。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2mmo2.5.5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1.00.2. 6本章小结通过初始数据，首先确定变速器的最大传动比，然后根据最大传动比，确定挡数及各挡传动比的大小，然后根据变速器中心距A与发动机排量的关系，初选变速器的中心距。然后确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽等参数，为下一章齿轮参数的计算做准备。第3章齿轮的设计计算与校核3. 1齿轮的设计与计算4. 1.1各挡齿轮齿数的分配一挡齿轮为斜齿轮，模数为2.75,初选（3=20。(3.1)(3.2)一挡传动比为%=马=2.7Zl为了求Z,N2的齿数，先求其齿数和Z小人、J2AcosyTT士斜齿Zh=-=52.6取整为53mn取Z=14Z2=39对中心距A进行修正因为计算齿数和Z7z后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的Z"和齿轮变位系数重新计算中心距A,再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。A=mh=77.55mm(3.3)2cos夕取整A=78mm修正螺旋角度B，cos=(Z1+Z2)=09343(3.4)2A4=20.89。分度圆直径4=mnz1cos?=41.209mmd2=mnz2cos?=114.796mm未变位中心距a=l2(j1+)=78