汽車變速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書21頁(yè)

1、海 南 大 學(xué) 汽 車 理 論 課 程 作 業(yè) 汽車工程系本科生海 南 大 學(xué)機(jī)電工程學(xué)院汽車?yán)碚撜n程作業(yè)（設(shè)計(jì)）題 目長(zhǎng)運(yùn)拖拉機(jī)的變速器設(shè)計(jì)TitleThe Design of CHANGYUN Tractor Transmission年級(jí)：2008級(jí) 專業(yè)：08交通運(yùn)輸（2）班 學(xué)生姓名： 欒慶熊 童 飛 梁 菲 趙小洋 沈娟娣學(xué)號(hào)：20080503B072 073 074 075 0762011年6月 日符 號(hào) 說(shuō) 明 汽車總質(zhì)量 kg 重力加速度 N/kg 道路最大阻力系數(shù) 驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑 mm 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 Nm 主減速比 汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率 一檔傳動(dòng)比 汽車滿載載荷 N 路面

2、附著系數(shù) 第一軸與中間軸的中心距 mm 中間軸與倒檔軸的中心距 mm 第二軸與中間軸的中心距 mm 中心距系數(shù) 直齒輪模數(shù) 斜齒輪法向模數(shù) 齒輪壓力角 斜齒輪螺旋角 齒輪寬度 mm 齒輪齒數(shù) 齒輪變位系數(shù) 齒輪彎曲應(yīng)力 MPa 齒輪接觸應(yīng)力 MPa 齒輪所受圓周力 N 軸向力 N 徑向力 N 計(jì)算載荷 Nm 應(yīng)力集中系數(shù) 摩擦力影響系數(shù) 齒輪材料的彈性模量 MPa 重合度影響系數(shù) 主動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 mm 從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 mm 主動(dòng)齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm 從動(dòng)齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa 軸的抗扭截面系數(shù) 軸的材料的剪切彈性模量 MPa 軸截面的極慣性矩 垂直面內(nèi)的撓度

3、mm 水平面內(nèi)的撓度 mm摘 要 本文詳細(xì)敘述了QY1030T輕型載貨汽車的設(shè)計(jì)過(guò)程。其中設(shè)計(jì)總則確定了此車的設(shè)計(jì)目標(biāo)；整車的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、操縱穩(wěn)定性等性能以及整車性能參數(shù)的敘述，說(shuō)明了QY1030T輕型載貨汽車的特點(diǎn)；各大總成的選擇，整車動(dòng)力性能的驗(yàn)算以及一些參數(shù)的計(jì)算，進(jìn)一步說(shuō)明了整車性能的優(yōu)越性；在本書附錄中，附有QY1030T動(dòng)力性能計(jì)算程序流程圖及程序代碼。關(guān)鍵詞：總體布置，動(dòng)力性，經(jīng)濟(jì)性Abstract This paper described in details the course of the design in QY1030T.The rules of design g

4、ive the targets of planning, the description of the performance in power performance in the whole truck, economics of performance, performance of operation stable and the whole performance, express the characters of QY1030T. The choose of parts check of the performance in the whole truck and the com

5、putation of some parameter, show deeply the goodness of the whole trucks performance. This paper also shows the flow chart and the codes of the power performance calculation program in the appendixKeywords: 小四號(hào)、頁(yè)碼右對(duì)齊一級(jí)標(biāo)題：黑體；其余：宋體目錄目錄符號(hào)說(shuō)明摘要Abstract1 設(shè)計(jì)總則11.1 變速器的功用11.2 變速器的設(shè)計(jì)基本要求11.3 變速器結(jié)構(gòu)方案的選擇21.4 變

6、速器主要參數(shù)的確定21.4.1 擋數(shù)和傳動(dòng)比21.4.2 中心距21.4.3 軸向尺寸51.4.4 齒輪參數(shù)5 1.5 變速器軸102 整車性能分析142.1 動(dòng)力性分析142.2 燃油經(jīng)濟(jì)性分析16致謝18參考文獻(xiàn)191 設(shè)計(jì)總則1.1 變速器的功用發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)。為了發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳性能，就必須有一套變速裝置，來(lái)協(xié)調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和車輪的實(shí)際行駛速度。變速器可以在汽車行駛過(guò)程中，在發(fā)動(dòng)機(jī)和車輪之間產(chǎn)生不同的變速比，通過(guò)換擋可以使發(fā)動(dòng)機(jī)工作在其最佳的動(dòng)力性能狀態(tài)下。變速器是能固定或分擋改變輸出軸和輸入軸傳動(dòng)比的齒輪傳動(dòng)裝置。又稱變速箱。它是汽車傳動(dòng)

7、系中最主要的部件之一。 變速器的作用是： （1） 在較大范圍內(nèi)改變汽車行駛速度的大小和汽車驅(qū)動(dòng)輪上扭矩的大小。 由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度和驅(qū)動(dòng)扭矩能在很大范圍內(nèi)變化。例如在高速路上車速應(yīng)能達(dá)到100km/h，而在市區(qū)內(nèi)，車速常在50km/h左右?？哲囋谄街钡墓飞闲旭倳r(shí)，行駛阻力很小，則當(dāng)滿載上坡時(shí)，行駛阻力便很大。而汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的特性是轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而轉(zhuǎn)矩變化范圍更不能滿足實(shí)際路況需要。 （2） 實(shí)現(xiàn)倒車行駛 汽車發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸一般都是只能向一個(gè)方向轉(zhuǎn)動(dòng)的，而汽車有時(shí)需要能倒退行駛，因此，往往利用變速箱中設(shè)置的倒檔來(lái)實(shí)現(xiàn)汽車倒車行駛。 （3） 實(shí)現(xiàn)空檔 當(dāng)離合器接合時(shí)，變速箱可以

8、不輸出動(dòng)力。例如可以保證駕駛員在發(fā)動(dòng)機(jī)不熄火時(shí)松開離合器踏板離開駕駛員座位。 1.2 變速器的設(shè)計(jì)基本要求(1) 性能要求： 正確選擇變速器的擋位;正確選擇變速器的傳動(dòng)比;保證汽車有良好的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性(2) 設(shè)置倒擋和空擋(3) 操縱簡(jiǎn)單、方便、迅速、省力，縮短換擋時(shí)間，提高加速性能和動(dòng)力性能(4) 傳動(dòng)效率要高，盡可能設(shè)置直接擋(5) 變速器工作可靠、平穩(wěn)、無(wú)噪聲(6) 設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要時(shí)能進(jìn)行功率輸出(7) 制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長(zhǎng)1.3 變速器結(jié)構(gòu)方案的選擇近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用45個(gè)擋位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用5個(gè)擋位。

9、此外，金鹿拖拉機(jī)為前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)，其變速器采用三軸式。變速器的傳動(dòng)示意圖：1.4 變速器主要參數(shù)的確定1.4.1 擋數(shù)和傳動(dòng)比選擇最低擋傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。（1）根據(jù)汽車最大爬坡度確定汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。根據(jù)題目中的參數(shù)：，,，其中可以取，取得最大值，式中： 車輪的滾動(dòng)半徑，m；變速器最高檔傳動(dòng)比。發(fā)動(dòng)機(jī)最大的功率和相應(yīng)的轉(zhuǎn)矩：故有 則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動(dòng)比為 =6.6 式中汽車總質(zhì)量；重力加速度；道路阻力

10、系數(shù)；最大爬坡要求；驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； 主傳動(dòng)比；汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。（2）根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件確定 =9.55 式中汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷；即：根據(jù)計(jì)算結(jié)果我們可以取7.5。變速器的1檔傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時(shí)用超速檔。中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為 （其中n為檔位數(shù)）的幾何級(jí)數(shù)排列，實(shí)際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。 則，其它的傳動(dòng)比計(jì)算如下： ，=1.65，=2.72，=4.49，1.4.2 中心距 中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中

11、心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選：mm式中中心距系數(shù)。對(duì)轎車取8.99.3；對(duì)貨車取8.69.6；對(duì)拖拉機(jī)的多檔主變速器，取9.511；變速器處于1檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Nm；變速器的1檔傳動(dòng)比；變速器的傳動(dòng)效率，取0.95。1.4.3 軸向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檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔(2.22.7)A五檔(2.73.0)A六檔(3.23.5)A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)K

12、A應(yīng)取給出系數(shù)的上限。本次設(shè)計(jì)采用5+1手動(dòng)擋變速器，變速器殼體的軸向尺寸可初步為：，可以取235mm做為參考值。變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。1.4.4 齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù) 齒輪模數(shù)由輪齒的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定。選擇模數(shù)時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。對(duì)拖拉機(jī)則應(yīng)重視減小質(zhì)量。根據(jù)圓柱齒輪強(qiáng)度的簡(jiǎn)化計(jì)算方法，可列出齒輪模數(shù)m與彎曲應(yīng)力之間有如下關(guān)系： 直齒輪模數(shù) 式中計(jì)算載荷，Nmm；應(yīng)力集中系數(shù)，直齒齒輪取1.65；摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取1.1，被動(dòng)齒輪取0.

13、9；齒輪齒數(shù)；齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0；齒形系數(shù)。齒高系數(shù)相同、節(jié)點(diǎn)處壓力角不同時(shí)：，；壓力角相同、齒高系數(shù)為0.8時(shí)，；輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng)時(shí)，直齒齒輪的許用應(yīng)力MPa。斜齒齒輪法向模數(shù) 式中應(yīng)力集中系數(shù)，斜齒齒輪取1. 5；斜齒齒輪螺旋角，為；齒寬系數(shù)，斜齒齒輪取7.08.6；重合度影響系數(shù)，取2；齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù)查詢得：；輪齒彎曲應(yīng)力，轎車變速器斜齒齒輪取MPa，貨車變速器斜；齒齒輪取MPa。出于工藝考慮，模數(shù)應(yīng)盡量統(tǒng)一，取金鹿拖拉機(jī)的模數(shù)為：4。（2）齒形、壓力角和螺旋角由于金鹿拖拉機(jī)屬于一般貨車類型，則我們?nèi)↓X型為標(biāo)準(zhǔn)齒輪GB1356-78，壓力角我們?nèi)?0度，螺旋角為203

14、0度。拖拉機(jī)變速器都采用漸開線齒形。斜齒齒輪的螺旋角選擇應(yīng)使中間軸上的軸向力相互抵消，應(yīng)滿足條件： 式中，中間軸上兩工作齒輪的螺旋角；，兩工作齒輪的節(jié)圓半徑。（3）齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強(qiáng)度和工作平穩(wěn)性。通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來(lái)確定齒寬b：（直） （斜）式中齒寬系數(shù)，直齒齒輪取4.47.0，斜齒輪取7.08.6；法面模數(shù)（根據(jù)上述為3.5）。（4）齒頂高系數(shù)一般齒輪的齒頂高系數(shù)1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用.（5）齒輪修正 為了改善齒輪傳動(dòng)的某些性能，常對(duì)齒輪進(jìn)行修正。修正方法有三種：加工時(shí)改變刀具與齒輪毛坯的相對(duì)位置，又稱變位；改變刀具的原始齒廓參數(shù)

15、；改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。（6）各檔齒輪齒數(shù)的分配a. 一擋傳動(dòng)比 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和: 其中 A =81.7mm、m =4；故有.85，取。 五檔變速器示意圖當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí)，則，應(yīng)盡可能小，使得傳動(dòng)比盡可能大，z2/z1可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承，則。b.求常嚙合齒輪的齒數(shù)及傳動(dòng)比： 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 由此可得： 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出：.4 與聯(lián)立可得：=7.35 、=33.08根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn)?。?7、=34則可計(jì)算出常嚙合實(shí)際傳動(dòng)比為： c.確定

16、其他擋位的齒輪齒數(shù)二擋傳動(dòng)比 而 故 對(duì)于斜齒輪， 故有： 聯(lián)立得：。根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn)取;按同樣的方法可分別計(jì)算出：三擋齒輪 ；四擋齒輪 。d.確定倒擋齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒擋傳動(dòng)比與一擋傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒擋傳動(dòng)比取6.7。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取2123，此處取=23。由 可計(jì)算出故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A = =63mm 1.5 變速器軸變速器軸在工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來(lái)自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過(guò)大的噪聲，降低齒輪的強(qiáng)度、耐磨性及壽命。變速器第一軸

17、第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來(lái)看，也是需要的。各截面尺寸不應(yīng)相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應(yīng)力集中會(huì)引起軸斷裂。（1）軸的直徑變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮

18、加工工藝和裝配工藝要求而定。設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：第一軸和中間軸： 第二軸： 式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩，Nm為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長(zhǎng)度L的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=0.160.18；第二軸： d/L=0.180.21。 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A(mm)按下式初選：選d=45mm 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax (Nm)按下式初選： ，取d=20mm初選的軸徑還需根據(jù)變

19、速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正。（2）軸的校核1）第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 式中：-扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T-軸所受的扭矩，Nmm； -軸的抗扭截面系數(shù)，； P-軸傳遞的功率，kw； d-計(jì)算截面處軸的直徑，mm； -許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。其中P =24.3kw，n =2400r/min,d =30mm；代入上式得：=17.9 MPa 由查表可知=45MPa，故，符合強(qiáng)度要求。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表示。其計(jì)算公式為： 式中，T -軸所

20、受的扭矩，Nmm； G -軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對(duì)于鋼材，G =8.1MPa； -軸截面的極慣性矩，； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取；故也符合剛度要求。2）二軸的強(qiáng)度校核計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： 式中 -至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三擋傳動(dòng)比2.72； d -計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，為85mm； -節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為16； -螺旋角，為30； -發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為89900Nmm。代入上式可得： 危險(xiǎn)截面的受力圖為： 危險(xiǎn)截面受力分析水平面：（160+75）=75 =608N；水平面內(nèi)所受力矩： 垂直面： =3316.6N垂直面所受力矩：。該軸

21、所受扭矩為：。故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為： 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）: 將代入上式可得：，在低檔工作時(shí)=400MPa，因此有： ；符合要求。3）軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計(jì)算： 式中, -齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； -齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E-彈性模量（MPa），MPa； I-慣性矩（），d為軸的直徑（）； a、b-為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L-支座之間的距離（）。將數(shù)值代入上面兩式得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。2 整車性能分析2.1 動(dòng)力性分析(1) 汽車的動(dòng)力性是指汽車在良好路面上直線行駛時(shí)由汽車受到的縱向外力決定的、所能達(dá)到的平均速度。汽車是一種高效率的運(yùn)輸工具，運(yùn)輸效率之高低在很大程度上取決于汽車的動(dòng)力性。汽車的動(dòng)力性是汽車各種實(shí)用性能中最重要、最基本的性能。它表示了汽車以最大可能的平均行駛速度從事交通運(yùn)輸?shù)哪芰Α?汽車的最高車速； 根據(jù)： 式中：發(fā)動(dòng)機(jī)的有效轉(zhuǎn)矩；為變速器的傳動(dòng)比；為車輪半徑；為主減速器的傳動(dòng)比, 為傳動(dòng)系的機(jī)械效率；為