河北農(nóng)業(yè)大學汽車設計結課設計最后成果

1、汽車設計結課論文 機電工程學院 機械設計及自動化1002班 目錄第一 設計要求 1第二 設計方案大致確定 1第三 前言基礎知識 5第四 大體設計過程 6第五 變速器及主要參數(shù)的選擇 14第六變速器齒輪的強度計算與材料選擇22第七 速器同步器與操縱機構的設計 22第八 總結 26一 設計要求：l 整車大致尺寸尺4300mm*1800mm*1500mml 軸數(shù)：4l 軸距：2600mml 要求座位數(shù)：五座l 發(fā)動機功率：120馬力l 公路行駛最高車速：190km/hl 0-100km/h加速時間：12s二 設計方案大致確定1.發(fā)動機功率設計要求發(fā)動機功率為120馬力，查資料可得1kw=1.36馬力

2、，所以可以確定該車的功率約為88kw，從功率可以看出該車動力性能并不是相當出色，所以其最高車速為190km/h基本符合要求。2百公里加速時間該車百公里加速時間為12s，說明該車爆發(fā)力算上中上等，通過網(wǎng)上查資料基本可以確定該車的扭矩在120-140N*M之間。3整車大致尺寸從整車大致尺寸可以得到該車不可能是suv，因為suv車的高度在1700mm左右。而且該車軸距和長度較短可以確定該車基本為兩廂車家用型轎車。通過篩選得到基本車型：豐田卡羅拉1.6gt 5mt大眾朗行1.6風尚 5mt標志207cc時尚 6at日產(chǎn)驪威1.6xv cvt通過自己選擇確定本人選擇大眾朗行作為設計對象大眾朗行參數(shù)具體如

3、下：基本性能百公里等速油耗4.90L驅動方式前輪驅動乘員人數(shù)（含司機）5人整備質量1235kg最高車速188km/h百公里等速油耗速度90km/h車身結構車門數(shù)5車身型式兩廂外部尺寸長4454mm寬1765mm高1460mm軸距2610mm內部尺寸行李箱容積412L燃油燃油箱容積55L燃料類型汽油供油方式多點電噴型號EA211排量1598mL最大功率81kW最大功率轉速5800r/min(rpm)最大扭矩155Nm最大扭矩轉速3800r/min(rpm)氣缸排列型式L型發(fā)動機位置前置進氣型式自然吸氣凸輪軸雙頂置凸輪(DOHC)汽缸數(shù)4個每缸氣門數(shù)4個缸體材料鋁合金缸蓋材料鋁合金環(huán)保標準國4,京

4、5底盤操控轉向助力電子液壓變速器型式手動前進擋數(shù)5前制動類型通風盤后制動類型盤式前懸掛類型麥弗遜式獨立懸架后懸掛類型復合扭轉梁式半獨立懸架輪轂材料鋁合金前輪胎規(guī)格195/65 R15后輪胎規(guī)格195/65 R15三 前言及基礎知識一、MT手動變速箱MT的英文全稱是manual transmission。中文意思是手動變速器，也稱手動擋。即用手撥動變速桿才能改變變速器內的齒輪嚙合位置，改變傳動比，從而達到變速的目的。踩下離合時，方可撥得動變速桿。如果駕駛者技術好，裝手動變速器的汽車在加速、超車時比自動變速車快，也省油。MT變速箱是目前使用主廣泛的變速器。未來手動變速箱的發(fā)展趨勢是檔位不斷提高，以

5、使發(fā)動機的轉矩和轉速更好地匹配汽車復雜的工況需求。二、AT自動變速箱AT的英文全稱是automatic transmission自動變速箱是由液力變扭器、行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩。其中液力變扭器是AT最重要的部件，它由泵輪、渦輪和導輪等構件組成，兼有傳遞扭矩和離合的作用。目前國內市場大多數(shù)自動變速檔變速箱使用的都是AT變速箱。一般來說，自動變速器的擋位分為P、R、N、D、2、1或L等。三、AMT機械式自動變速箱AMT的英文全稱是automated mechanical transmission。中文意思是機械式自動變速箱。AMT可以看成是自動的手動

6、變速箱AMT變速箱，是在通常的手動變速箱和離合器上配備一套電子控制的液壓操縱系統(tǒng)，以達到自動切換檔位目的的機構。其實就是在手動變速器，也就是齒輪式機械變速器（MT）的原有基礎上加裝了微機控制的自動操縱系統(tǒng)，以此改變原來的手動操作系統(tǒng)。因此AMT實際上是由一個機器人系統(tǒng)來完成操作離合器和選擋的兩個動作，其核心技術是微機系統(tǒng)，電子技術及質量將直接決定AMT的性能與運行質量。四、DCT雙離合器變速箱DCT的英文全稱是double clutch transmission.中文意思是雙離合器變速箱。也有人稱之為DSG（Direct-Shift Gearbox），中文表面意思為“直接換擋變速器”。大眾汽車

7、在2002年于德國沃爾夫斯堡首次向世界展示了這一技術創(chuàng)新。 新一代DCT變速器采用了雙離合器和6個前進檔的傳統(tǒng)齒輪變速器作為動力的傳送部件，主要與高扭矩的發(fā)動機配合使用。五、CVT機械式無級變速器CVT 的英文全稱是Continuous Variable Transmission，中文意思是“機械式無級變速器”。CVT技術的發(fā)展，已經(jīng)有了一百多年的歷史。德國奔馳公司是在汽車上采用CVT技術的鼻祖，早在1886年就將V型橡膠帶式CVT安裝在該公司生產(chǎn)的汽油機汽車上。但是由于橡膠帶式CVT存在一系列的缺陷：功率有限(轉矩局限于135Nm以下)，離合器工作不穩(wěn)定，液壓泵、傳動帶和夾緊機構的能量損失較

8、大，因而沒有被汽車行業(yè)普遍接受。四 大體設計過程變速器的功用及設計要求變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置，又稱變速箱。它作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉變從發(fā)動機曲軸傳出的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對驅動車輪牽引力及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在起動發(fā)動機以及汽車滑行或停車時使發(fā)動機與傳動系保持分離；必要時還應有動力輸出功能變速器總體設計要求應該滿足下面幾點：· 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性· 設置空檔，用來切斷動力· 設置倒檔，使汽車能倒退行駛·

9、; 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出· 換檔迅速、省力、方便· 工作可靠，無跳檔、亂檔、換檔沖擊現(xiàn)象· 傳動效率要高· 工作噪聲低· 輪廓尺寸和質量小，成本低，維修方便三軸式變速器與兩軸式變速器現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案。兩軸式變速器與中間軸式變速器相比較：輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；軸和軸承數(shù)少，結構簡單，輪廓尺寸小，易布置；中間擋位傳動效率高，噪聲低；不能設置直接擋，高擋工作噪聲大，易損壞；受結構限制，一擋速比不可能設計得很大；多用于FF布置形式。兩軸式傳動方案布置情況如上圖中間軸

10、式變速器特點使用直接擋時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，傳動效率高，噪聲低，磨損少，壽命提高；中間擋位可以獲得較大的傳動比；高擋齒輪采用常嚙合齒輪傳動，低擋齒輪可以不采用常嚙合齒輪傳動；除一擋以外的其它擋位，換擋機構多采用同步器或嚙合套換擋；有的一擋也采用同步器或嚙合套換擋；各擋同步器或嚙合套多設置在第二軸上。 三軸5擋式變速器的布置形式如上圖（因該車實際設計中選用5軸擋變速器所以此處直接顯示5擋變速結構圖）由于本設計的汽車是發(fā)動機前置，后輪驅動，因此采用三軸式變速器。變速器主傳動方案的比較a所示方案，除一，倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。b、c、d所示方案的各前進檔，均用常

11、嚙合齒輪傳動；圖2-3d所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，形成一個只有四個前進檔的變速器. 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。倒檔的布置方案:a倒擋齒輪同時與兩個齒輪進入嚙合；齒輪應力狀態(tài)差。b倒擋雙聯(lián)齒輪同時與兩個齒輪進入嚙合；齒輪應力狀態(tài)得到改善；能夠獲得較大的倒擋傳動比 ；但兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。 a圖b圖c滑

12、動二軸一檔齒輪進行換擋 能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。d換檔的方向不同對前者的缺點做了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。 c圖 d圖e中間軸上一、倒擋齒輪做成一體，齒寬加長 ；是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。f全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更輕便適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。e圖 f圖綜合考慮，本次設計采用圖f所示方案的倒檔換檔方式。變速器主要零件的結構方案分析變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式等因素。齒輪型式齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪具體

13、比較如下圖直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，即除一檔外，均采用斜齒輪傳動。換檔結構型式換擋形式有如下三種并進行比較：本設計實際采用同步器換擋，為了更符合汽車設計要求在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器。軸承型式變速器軸承要求：結構緊湊、尺寸小，否則布置困難；載荷變化大，工作時間長，要能承受高負荷，而且容量足夠大；有些軸承還要能承受軸向力。為了滿足設計要求在本設計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內腔尺寸較小，所以采用滾針軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、后軸承采用圓錐滾子軸

14、承。傳動方案的最終設計通過對變速器型式、傳動機構方案及主要零件結構方案的分析與選擇，并根據(jù)設計任務與要求，最終確定的傳動方案如下圖所示。其傳動路線：1檔：一軸12中間軸1099、11間同步器二軸輸出2檔：一軸12中間軸875、7間同步器二軸輸出3檔：一軸12中間軸655、7間同步器二軸輸出4檔：為直接檔，即一軸11、3間同步器二軸輸出5檔：一軸12中間軸431、3間同步器二軸輸出倒檔：一軸12中間軸1213119、11間同步器二軸輸出五 變速器主要參數(shù)的選擇檔位數(shù)和傳動比擋數(shù)的選擇：首先增加擋數(shù)，可以改善汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性和平均車速；在傳動比范圍不變的條件下，擋數(shù)增加會使相鄰擋位之間的傳

15、動比比值減小，使換擋容易；要求相鄰擋位傳動比比值在1.8以下，該值越小換擋越容易；其次高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值，要比低擋區(qū)的小。 但擋數(shù)增多，將使結構復雜，輪廓尺寸和質量加大，換擋頻率增高將增加換擋難度。乘用車45個擋位，排量大用5擋；再次貨車裝載量2.03.5t（5擋），4.08.0t（6擋）；所以本設計也采用應該采用5個檔位。變速器調速范圍：變速器最低擋傳動比與最高擋傳動比的比值。最高擋傳動比是1.0（直接擋）或0.70.8（超速擋）；最低擋傳動比選取的影響因素有:汽車最大爬坡能力；驅動輪與路面間的附著力；主減速比；驅動輪的滾動半徑；汽車的最低穩(wěn)定行駛車速。動比范圍：乘用車：3.04

16、.5；輕型商用車：5.08.0；其它商用車輛更大由參考資料（該車實際傳動比）選擇可以得到ig1 =3.85；ig2=2.55 ；ig3=1.69；ig4 =1；ig5=0.75中心距中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式進行初選根據(jù)經(jīng)驗公式初選中心距：KA為中心距系數(shù)（乘用車8.99.3；商用車8.69.6；多擋變速器=9.511.0）；Temax（N·m）；變速器傳動效率g取96%。乘用車變速器中心距的確定可以根據(jù)發(fā)動機排量進行初選。排量越大，中心距越大。中心距的范圍（為了檢測方便，中

17、心距A最好取為整數(shù)） 乘用車：6580mm商用車：80170mm；總質量小，則中心距也小故可得出初始中心距A=78mm。齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：1）為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；2）為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)；4）從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數(shù)。 對于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應選得小些；對于貨車，減小質量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些。所選模數(shù)值應符合國家標準的規(guī)定。模數(shù)模數(shù)的選用范圍（mm）根據(jù)汽車實際齒輪的參數(shù)本設計選擇第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn=2.5一檔直齒輪的模數(shù)m=3同步

18、器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。變速器中齒輪上的花鍵和結合套模數(shù)取2.5。齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b壓力角：是指齒輪在嚙合點所受正壓力方向與該點速度方向所形成的銳角。壓力角選取的影響因素：根據(jù)本車實際設計要求在本設計中變速器齒輪壓力角取20°,嚙合套或同步器取30°。螺旋角選取影響因素應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒寬b影響因素齒寬b選取范圍 考慮上述兩個表的綜合影響通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒 b=(4.58.0)m，mm

19、斜齒 b=(6.08.5)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。齒輪的變位系數(shù)變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則 ：1）對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對于低檔齒輪，為提高小齒輪

20、的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應該選用較大的值。各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動比 （1）為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： （2）其中 A =77.08mm、m =3；故有。選擇齒輪的齒數(shù)時應注意最好不使相配齒輪的齒數(shù)和為偶數(shù)，以減少因大、小齒輪的齒數(shù)間有公約數(shù)的機會，否則會引起齒面的不均

21、勻磨損。則取=51。當轎車三軸式的變速器時，則，此處取=16，則可得出=35。上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（2）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。這里修正為51，則根據(jù)式（2）反推出A=76.5mm。3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（1）求出常嚙合齒輪的傳動比 （3）由已知數(shù)據(jù)可得： 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，且斜齒輪中心距 （4）由此可得： （5）根據(jù)已知數(shù)據(jù)可計算出：。聯(lián)立方程式可得：=19、=34。則根據(jù)式（1）可計算出一檔實際傳動比為 。 確定其他檔位的齒數(shù)二

22、檔傳動比 （6）而故有：，對于斜齒輪： （7）故有： 聯(lián)立方程式得：。按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；五檔齒輪 。確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取2123，此處取=23。由 （8）可計算出。因本設計倒檔齒輪也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 而倒檔軸與第二軸的中心距六 變速器齒輪的強度計算與材料選擇(略)七 變速器同步器與操縱機構的設計6.1同步器設計在前面已經(jīng)說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示： 1、9-變速器齒

23、輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)） 5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套鎖環(huán)式同步器工作原理換擋時嚙合套帶動滑塊和鎖環(huán)移動，鎖環(huán)錐面與齒輪錐面接觸錐面上的摩擦力矩使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，鎖止面相抵觸，同步器處于鎖止狀態(tài)；摩擦力矩使齒輪與鎖環(huán)迅速同步，期間摩擦力矩總是大于撥環(huán)力矩，防止掛檔；同步后摩擦力矩消失，撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，解除鎖止狀態(tài)，完成同步換擋。同步器主要參數(shù)的確定1、摩擦因數(shù)f為了獲得較大的摩擦力矩，要求材料的摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定，鎖環(huán)常選用黃銅合金（如：錳黃銅）制造；黃銅合金鋼材摩擦副在油中工作的摩擦因數(shù)取為0.1；

24、 對錐面的表面粗糙度要求較高，保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化?。荒Σ烈驍?shù)大，則換擋省力或同步時間縮短；在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及泄油槽，以保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。本設計選擇錳黃銅合金同步環(huán)錐面螺紋槽的尺寸螺紋槽頂部窄一些，則刮油效果好；但過窄會使磨損加快，摩擦系數(shù)降低，換擋費力；螺紋槽大一些，便于儲存刮下來的油，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。軸向泄油槽通常為612個，槽寬34mm輕、中型汽車總質量大些的貨車二、同步器主要參數(shù)的確定錐面半錐角越小，摩擦力矩越大；但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象；避免自鎖的條件是tgf 。一般取=6°8°。但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設計中采用的錐角均為取7°。摩擦錐面平均半徑RR越大，則摩擦力矩越大；原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些；R會受到中心距A和相關零件尺寸（如：同步環(huán)徑向厚度）和布置的限制，本次設計中采用的R為5060mm。錐面工作長度bb小，可縮短變速器軸向長度，但