变速器课程设计说明书word文档

目录

第1章变速器的设计与计算 (1)

1方案的选择 (1)

2 档数 (1)

3传动比范围 (1)

4变速器各档传动比的定 (2)

5中心距的选择 (4)

6 变速器的外形尺寸 (5)

7齿轮参数的选择 (5)

8 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 (7)

9 变速器齿轮的变位及齿轮螺旋角调整 (11)

第2章变速器齿轮强度校核 (16)

1 齿轮材料的选择原则 (16)

2 变速器齿轮弯曲强度校核 (16)

3 轮齿接触应力校核 (19)

第3章轴的设计和校核 (21)

1 轴的结构和尺寸设计 (21)

2初选轴的直径 (21)

3 轴的刚度计算 (22)

4 轴的强度计算 (29)

第4章轴承选择与寿命计算 (35)

1 输入轴轴承的选择与寿命计算 (35)

2 输出轴轴承的选择与寿命计算 (40)

第5章同步器的选择………………………………………………………………………

1 同步器的选择41

2 同步器的校核

参考文献 (40)

第1章变速器的设计与计算

1 方案的选择

最高车速 150 Km/h

整车总质量 1200 Kg

最大功率 65 Kw

最大转矩 145 N·m

最大转矩转速 5500 r/min

前轮胎规格165/60 R14

2 档数

近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用5～6个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用6个档。商用车变速器采用4～5个档或多档。载质量在2.0～3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0～8.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。

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。

因此，本次设计的变速器为5档变速器。

3 传动比范围

变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在 3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。

本设计最高档传动比为0.8

4 变速器各档传动比的确定

1、主减速器传动比的确定

发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为[12]：

0377.0i i rn

u g a =

（3.1）

式中：

a u ——汽车行驶速度（km/h ）；

n ——发动机转速（r/min ）；

r ——车轮滚动半径（m ）；

g i ——变速器传动比；

0i ——主减速器传动比。

已知：最高车速max a u =150km/h ；最高档为超速档，传动比g i =0.8；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格165/60R14得到r =264(mm)；发动机转速n ：p n =5500（r/min ）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：

21.5150

7.0264.05500377.0377.00=???==a g u i nr i 2、最抵档传动比计算

按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角m ax α坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）[13]。用公式表示如下：

max max 0max sin cos ααηG Gf r i i T t g e +≥ （3.2）

式中： G ——车辆总重量(N)；

f ——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.011~0.017)；

max e T ——发动机最大扭矩(N·m)；

0i ——主减速器传动比；

g i ——变速器传动比；

t η ——为传动效率；

R ——车轮滚动半径；

m ax α——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约 7.16，本处选择为20°）

由公式（3.2）得： t

e g i T r G G i ηααμ0max max max 1)sin cos (+≥ （3.3） 已知：m=1200kg ；015.0=

f ； 20m ax =α；r=0.264m ；145max =e T N·m；21..50=i ；g=9.8m/s 2；85.0=t η，把以上数据代入（3.3）式：

58.185

.021.5145264.0)20sin 8.9120020cos 015.08.91200(1=?????+???≥ g i 满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下：

?ηz t

g e F r i i T ≤10max t

e z g i T r F i η?0max 1≤

（3.4） 式中： z F ——驱动轮的地面法向反力，g m F z 1=；1m =0.70a m

? ——驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面?可取0.7~0.8之间。本处取?=0.8

已知：8401=m kg ，把数据代入（3.4）式得：

71.285

.021.5145264.08.08.98401=?????≤g i 所以，一档转动比的选择范围是：

71.258.11≤≤g i

所以初选一档传动比为2.7

max a u =0.377h km h km i r n t /10/66.5max

min <= 此处，m in /800min r n =，检验最低稳定车速在10km/h 之内，故传动比合适 3、变速器各档速比的配置

按等比级数分配其它各档传动比，即：

q i i i i i i i i ====54433221 36.18

.07.24451===i i q 08.136.147.147.136.199.199.136

.17.2342312=========

q i i q i i q i i

5 中心距的选择

初选中心距可根据经验公式计算[14]： 31max g e A i T K A η= （3.5）

式中：

A ——变速器中心距（mm ）；

A K ——中心距系数，乘用车A K =8.9~9.3；取0.9=A K

max e T ——发动机最大输出转距为145（N·m）；

1i ——变速器一档传动比为2.7；

g η ——变速器传动效率，取96%。

=A 9.0396.07.2145???=64.9mm

轿车变速器的中心距在60～80mm 范围内变化。初取A =65mm 。

6 变速器的外形尺寸

变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。

乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用：

221~19565)4.3~0.3()4.3~0.3(=?==A L mm

7 齿轮参数的选择

1、模数

选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；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。

表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数

汽车变速器常用齿轮模数

轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取各档模数为5.2=n m ，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采用斜齿轮。

2、压力角α

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[15]。

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。

本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。

3、螺旋角β

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。

试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。

本设计初选螺旋角全部为22°。

4、齿宽b

齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。

考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中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造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数()n m m 的大小来选定齿宽：

斜齿n c m k b =，c k 取为6.0～8.5，取7.0

5、齿顶高系数

齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。

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。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。

本设计取为1.00。

8 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算

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。应该注意的是，各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀[16]。根据图3.1确定各档齿轮齿数和传动比。

1、一档齿数及传动比的确定

一档传动比为：

7.21

21==z z i 2.40322cos 6523

22cos 2=?==?

==

h n n

h z m m A z ββ

取整得41。

1

2121z z Z z z i h +==

计算并取整数得：1z =11 2z =30

则一档传动比为：

73.211

30121===z z i