經(jīng)濟(jì)型轎車機(jī)械式手動變速箱 二軸五檔變速器設(shè)計說明書

經(jīng)濟(jì)型轎車機(jī)械式手動變速箱的設(shè)計經(jīng)濟(jì)型轎車機(jī)械式手動變速箱設(shè)計計算說明書汽車設(shè)計實(shí)踐課程設(shè)計1目錄1. 設(shè)計任務(wù)書22. 總體方案論證23. 變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇54. 變速器主要零部件的幾何尺寸計算及可靠性分析154.1 變速器齒輪154.2 變速器的軸194.3 變速器軸承245.驅(qū)動橋（主減速器齒輪）部分參數(shù)的設(shè)計與校核316.普通錐齒輪差速器的設(shè)計377.設(shè)計參數(shù)匯總（優(yōu)化后）45*參考文獻(xiàn)48汽車設(shè)計實(shí)踐課程設(shè)計21 設(shè)計任務(wù)書根據(jù)給定汽車車型的性能參數(shù)，進(jìn)行汽車變速箱總體傳動方案設(shè)計，選擇并匹配各總成部件的結(jié)構(gòu)型式，計算確定各總成部件的主要參數(shù)；詳細(xì)計算指定總成的設(shè)計參數(shù)，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖。表 1-1 轎車傳動系統(tǒng)的主要參數(shù)組別 發(fā)動機(jī) 主要參數(shù)1 1.6L 橫置前驅(qū)FF，MT 5 擋 ， ， ，0=1285=155， ，=3800/=77=5000/2 總體方案論證變速器的基本功用是在不同的使用條件下，改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車得到不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。此外，應(yīng)保證汽車能倒退行駛和在滑行時或停車時使發(fā)動機(jī)和傳動系保持分離。需要時還應(yīng)有動力輸出的功能。變速器設(shè)計應(yīng)當(dāng)滿足如下基本要求： 具有正確的檔數(shù)和傳動比，保證汽車有需要的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)； 有空檔和倒檔，使發(fā)動機(jī)可以與驅(qū)動輪長期分離，使汽車能倒車； 換檔迅速、省力，以便縮短加速時間并提高汽車動力性（自動、半自動和電子操縱機(jī)構(gòu)）； 工作可靠。汽車行駛中，變速器不得跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生； 應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置，以便必要時進(jìn)行功率輸出； 效率高、噪聲低、體積小、重量輕便于制造、成本低。變速器是由變速傳動機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)的不同，變速箱有三、四、五和多擋幾種。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速箱。在已經(jīng)給出的設(shè)計條件中，具體的參數(shù)說明如下：表 2-1 汽車傳動系統(tǒng)主要參數(shù)發(fā)動機(jī) 1.6L橫置 變速器 MT 5擋發(fā)動機(jī)最大扭矩/155/3800 發(fā)動機(jī)最大功率/77/5000驅(qū)動形式 FF 汽車裝備質(zhì)量（kg）1285汽車設(shè)計實(shí)踐課程設(shè)計32.1 傳動機(jī)構(gòu)布置方案分析（1）傳動方案的選取根據(jù)提供的參數(shù)及設(shè)計需求，變速器傳動方案的選擇如下：1輸入軸 2輸入軸一檔齒輪 3輸入軸倒檔齒輪 4倒檔軸 5倒檔軸倒檔齒輪 6輸入軸二檔齒輪 7輸入軸三檔齒輪 8三、四檔同步器 9輸入軸四檔齒輪 10支撐 11輸入軸五檔齒輪 12五檔同步器 13輸出軸 14輸出軸五檔齒輪 15輸出軸四檔齒輪 16輸出軸三檔齒輪 17輸出軸二檔齒輪 18一、二檔同步器 19輸出軸倒檔齒輪 20差速器半軸齒輪 21差速器星行星齒輪圖 2-1 變速器傳動方案該方案的的特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，由于發(fā)動機(jī)橫置，故主減速器不需要有改變轉(zhuǎn)矩方向的作用，主減速器齒輪選用斜齒圓柱齒輪。因考慮到滑動齒套換擋對齒輪齒端不利，故使倒檔齒輪與其它傳動齒輪一樣為常嚙合直齒輪，并用同步器換擋，同步器與倒檔的布置如圖所示。（2）倒擋布置方案根據(jù)選取的傳動方案，倒擋的布置形式如下所示：汽車設(shè)計實(shí)踐課程設(shè)計4圖 2-2 倒擋方案由上圖可知，該方案能使換擋更加輕便。（3）變速器結(jié)構(gòu)圖圖 2-3 五擋變速器結(jié)構(gòu)圖（該圖主減速器為錐齒輪）如上圖所示，為了提高軸的剛度，變速器軸增加了中間支承。2.2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析（1）齒輪形式變速器兩軸傳動齒輪采用斜齒常嚙合齒輪，優(yōu)點(diǎn)是使用壽命長、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低。D 倒檔齒輪采用直齒常嚙合圓柱齒輪，主減速器采用斜齒圓柱齒輪。（2）換擋機(jī)構(gòu)形式變速器采用同步器換擋，其優(yōu)點(diǎn)是換擋迅速、無沖擊、換擋噪聲小，提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。（3）變速器軸承汽車設(shè)計實(shí)踐課程設(shè)計5初選輸出端為短圓柱滾子軸承，其余為向心球軸承具體選型與計算在軸承的壽命計算中詳細(xì)分析。3 變速器主要參數(shù)及齒輪參數(shù)的選擇3.1 擋數(shù)按設(shè)計要求，變速器檔位數(shù)為 5 擋，其中最高檔位超速擋。3.2 傳動比范圍的選擇變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋通常為直接擋，而本次設(shè)計為了提高汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性，將最高擋設(shè)為超速擋，檔位數(shù)為五擋。超速檔的傳動比一般為 0.70.8。最低擋的傳動比則要求考慮發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動橋與地面的附著率、主減速器比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達(dá)到的最低行駛車速等而對于乘用車，其范圍一般在 3.04.5 之間。表 1 是國內(nèi)外一些變速器的速比設(shè)置，可以發(fā)現(xiàn)，多數(shù)變速器的各檔速比值符合偏置等比級數(shù)。首先在滿足要求的情況下令最小傳動比 。5=0.83.2.1 主減速器傳動比的初選主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)型式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響，可通過燃油經(jīng)濟(jì)性加速時間曲線來確定。而在設(shè)計計算中， 的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系的總傳動比 一起由整車動力計算0 來確定。可利用在不同 下的功率平衡圖來研究 對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動0 0機(jī)與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇 值，可使汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。0對于具有很大功率儲備的轎車、長途公共汽車尤其是賽車來說，在給定發(fā)動機(jī)最大功率及其轉(zhuǎn)速 的情況下，所選擇的 值應(yīng)能保證這些汽車有盡可能高的最高車速 ，這 0 時 值應(yīng)按下式來確定：0（3-1）0=0.377式中： 車輪的滾動半徑,對于 1.6 排量的汽車，考慮到汽車的經(jīng)濟(jì)性，一般輪胎不宜過寬，以 195/65 R15 輪胎為例，即其車輪滾動半徑為汽車設(shè)計實(shí)踐課程設(shè)計6=195×0.65×2+15×25.42×1000 =0.317變速器量高檔傳動比，即 。 5對于其它汽車來說，為了得到足夠的功率儲備而使最高車速稍有下降， 一般選擇比上式0求得的大 1025，即按下式選擇：（3-2 ）0=(0.3770.472)根據(jù)所選定的主減速比 值，就可基本上確定主減速器的減速型式（單級、雙級等以及是0否需要輪邊減速器） ，并使之與汽車總布置所要求的離地間隙相適應(yīng)。令 ，把 ， ， 代入式（3-2）中=187/=5000/=0.3175=0.8最后取主減速器傳動比 。0=4.33.2.2 最小傳動比的選擇整車傳動系的最小傳動比可根據(jù)最高車速及其功率平衡圖來確定，且在選擇時要注意有利于汽車的燃油經(jīng)濟(jì)性。選擇的結(jié)果為 。5=0.83.2.3 最大傳動比的選擇汽車變速器最大傳動比的選擇需要考慮三方面的因素：最大爬坡度、附著率、汽車的最低穩(wěn)定車速。得： （3-3）1(cos+sin)0式中 為汽車的最大爬坡度，取 。 =20°為滾動阻力系數(shù)，取 。 =0.015為整車的機(jī)械傳動效率，取變速器傳動效率 ，主減速器傳動效率 ， =95% 0=96%則有 =×0=95%×96%=91.2%（其它參數(shù)與最小傳動比選擇時相同。 ）（3-4 ）110式中 為地面提供給驅(qū)動輪的法向作用力（取平均前軸負(fù)荷 61.5%）11=0=0.615×1285×9.8=7745為地面附著系數(shù)，對與路況良好的混凝土或?yàn)r青路面， 取 0.85。 （3-5）1=0.3770式中 為發(fā)動機(jī)最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，取 。 =400/為汽車最低穩(wěn)定車速。已知 ， ， ， =0=12593=0.317=1550=4.5汽車設(shè)計實(shí)踐課程設(shè)計7綜合上述要求，可得 ，根據(jù)設(shè)計要求，取2.33913.434 1=3.23.2.4 各擋傳動比的初選在已知擋位數(shù)為 5 與 、 的情況下，可知，若傳動比分配為等比級數(shù)（現(xiàn)實(shí)中1=3.25=0.8高擋傳動比間隔可以比低擋稍?。?，則 。=415=1.414各擋傳動比的初選結(jié)果如下表所示：表 3-1 汽車變速器傳動比（初選）擋數(shù) 1 2 3 4 5 R傳動比 i 3.2 2.0 1.4 1.0 0.8 3.5003.3 中心距 A變速器的中心距 A 系指變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離。其主要由傳遞的扭矩、結(jié)構(gòu)和工藝情況決定，而其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小有影響，還關(guān)系到齒輪的接觸強(qiáng)度：中心距過大將使變速器的質(zhì)量增加較多；中心距過小則會使齒輪的接觸強(qiáng)度變大，壽命變短，且影響變速器殼體的性能。因此最小允許的中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定，而且最小中心距要同時滿足最低擋的傳動比要求。而對于發(fā)動機(jī)前置前輪驅(qū)動(FF)的乘用車，其中心距 A 也可以根據(jù)發(fā)動機(jī)排量與中心距的統(tǒng)計數(shù)據(jù)初選。統(tǒng)計數(shù)據(jù)表明，乘用車變速器的中心距一般在 6080mm 范圍內(nèi)變化。原則上來說，車越輕，中心距也越小。設(shè)計中用下述經(jīng)驗(yàn)公式初選中心距 A（3-6）=31式中 A 為變速器中心距（mm ）為中心距系數(shù)，對于轎車，取 =8.99.3變速器傳動效率，取 =95%已知 ， ，最后取 。=1551=3.2 =763.4 外形尺寸變速器的橫向外形尺寸可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置來初步確定。對于四擋的乘用車，其變速器殼體的軸向尺寸為（3.03.4）A。對于設(shè)計要求的五擋變速器，初步估計其殼體橫向尺寸為 250mm。3.5 齒輪參數(shù)（斜齒輪齒形參數(shù)）3.5.1 模數(shù)齒輪模數(shù)與齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等因素有關(guān)，而在設(shè)計中主要考慮對齒輪汽車設(shè)計實(shí)踐課程設(shè)計8強(qiáng)度的影響。齒輪模數(shù)大則其彎曲應(yīng)力小，但齒輪齒數(shù)會隨之減少，并減小齒輪嚙合的重合度，增加嚙合噪聲。因此，在彎曲強(qiáng)度允許的條件下應(yīng)使齒輪模數(shù)盡量小。設(shè)計中已確定變速器（不包括主減速器）齒輪均為圓柱斜齒輪，即斜齒輪應(yīng)滿足以下的強(qiáng)度要求：=32cos在選擇模數(shù)時，若從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選擇同一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)選用不同的模數(shù)。一般來說，變速器低擋齒輪應(yīng)選用較大的模數(shù)，其它擋位選用另一種模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)范圍見表 3-2。表 3-2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)發(fā)動機(jī)排量 V/L車型 1.0由軸承的徑向動載荷系數(shù)與軸向動載荷系數(shù)表可知，對其有徑向動載荷系數(shù) ，軸=0.56向動載荷系數(shù) ，=1.43其當(dāng)量動載荷為 ，=+=0.56×1052.52+1.43×893.60=1867.26軸承壽命 ，10=（） =(125001867.26)3=300.00(106)