变速器说明书.docx

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1、5 + 1 变速器说明书( 总 2 2 页)-本页仅作为文档封面，使用时请直接删除即可-内页可以依据需求调整适宜字体及大小-车辆与交通工程学院课程设计说明书设计类型专业课程设计设计题目5+1 档变速器设计有超速档 姓名院系 车辆与交通工程学院完成日期指导教师10名目第一章 机械式变速器方案确实定错误!未定义书签。 变速器传动机构布置方案确实定错误!未定义书签。变速器主要参数的选择错误!未定义书签。其次章 变速器的设计与计算错误!未定义书签。 轮齿强度计算错误!未定义书签。轴的计算错误!未定义书签。 轴上花键的计算错误!未定义书签。第三章 变速器同步器的设计错误!未定义书签。 同步器的构造错误!

2、未定义书签。 同步环主要参数确实定错误!未定义书签。第四章 变速器的操纵机构错误!未定义书签。第五章 润滑与密封错误!未定义书签。润滑错误!未定义书签。 密封错误!未定义书签。第六章 心得体会与参考文献错误!未定义书签。任务书参数：发动机：型号 4G22D4最大功率kw/r/min：105/5400最大扭矩Nm/r/min:205/4000-4400 整车最大总质量：2023kg最高车速：180km/h选取轮胎型号为 185/60R1484S,计算得滚动半径为变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析依据设计任务书所给数据可知本次设计为乘用车，设计该车驱动形式为发动机前置后轮驱动，因此选用

3、中间轴式变速器。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘， 而其次轴的末端经花键与万向节连接。如以下图为本次设计中间轴式“ 5+1”含超速挡的变速器传动方案。其传动路线如下： 1 挡：一轴12中间轴1099、11 间同步器二轴输出2 挡：一轴12中间轴875、7 间同步器二轴输出3 挡：一轴12中间轴655、7 间同步器二轴输出4 挡：为直接挡，即一轴11、3 间同步器二轴输出5 挡：一轴12中间轴431、3 间同步器二轴输出倒挡：一轴12中间轴1213119、11 间同步器二轴输出变速器传动方案1 倒挡布置方案承受直齿滑动齿轮方式换倒挡，参考汽车设计倒

4、挡布置方案，选用图 3-5 f所示倒挡方案。变速器中的倒挡设置，要求在挂倒挡时需抑制弹簧所产生的力，用来提示驾驶员留意，综合考虑倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况影响，参考图 3-6 b。二、零、部件构造方案分析1齿轮形式变速器中的常啮合齿轮均承受斜齿圆柱齿轮，直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。2） 换挡机构形式本次设计中，倒挡用直齿滑动齿轮换挡，其余各挡均承受同步器换挡形式。3） 自动脱挡为解决自动脱挡问题，除在工艺上实行措施外，在构造上实行如下方案：将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄切下，这样，换挡后啮合套的后断面被后齿圈的前端面顶住，从而阻挡自动脱挡。4） 变速器轴承变速器的其次轴

5、前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱棍子轴承，假设空间缺乏则承受滚针轴承。其次轴后端承受球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，故承受一端有密封圈的球轴承来承受径向力，为了保证轴承有足够的寿命，选用能承受肯定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。变速器第一轴、其次轴的后部轴承，以及中间轴前后轴承，按直径系列一般选用中系列的球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径依据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 620mm。变速器主要参数的选择1挡数，为“5+1”含超速挡。2） 传动比范围选取超速挡五挡的传动比为。初选传动比：

6、 ua max= 0.377n rpi i选取ig 5= 0.8由Te max= 9550a pe maxng 50得n= 9550pa p Tpe max= 9550 104 1.2205= 5813.854 r/mine max故i = 0.377n rp= 0.377 5813.854 0.289= 4.3990式中：i ug 5a max0.8180ua max汽车行驶速度km/h；n发动机转速r/min；pr车轮滚动半径m；i变速器最高挡传动比；g 5i主减速器传动比；0a转矩适应系数，取为；选择最低挡传动比时，应依据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速

7、比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可无视，则最大驱动力用于抑制轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： 1依据最大爬坡度确定1挡传动比：Ti i h式中：e max 0 g1rT G( f cosamax+ sina)maxG车辆总重量(N)；f坡道面滚动阻力系数(对沥青路面=；Te max发动机最大扭矩(Nm)；i0主减速器传动比；i g变速器传动比；h t为传动效率，取为；r 车轮滚动半径；amax最大爬坡度实际上轿车的最大爬坡力量常大 30%，故在此取为20由上式得到： i G( f cosamax+ G sina)rmaxg1Ti h代入数据得e m

8、ax 0 Ti 2023 10 (0.0165cos 20o + sin 20o ) 0.289 = 2.546g1205 4.399 0.92依据驱动轮与路面附着力确定 1 挡传动比Te max得到 i i hg10Tr f Fz取f =， Fz= 70%Gr f Fiz= 0.289 0.6 0.7 20230 = 2.991g1Te max i h0T205 4.399 90%由上述两个条件综合得2.546 i 2.991 ，取i= 2.8g1g1校核最大传动比 ig1i= 2.80.8= 3.5，符合要求的3.0 g 5其他各挡的传动比确定：按等比级数原则有q =4 2.8= 1.29

9、4则i= 2.8 ， i= q3 = 1.2943 = 2.167 ， i= q2 = 1.674 ， i= q = 1.294 直g1g 2g 3g 4接挡传动比取为 1 i= 0.8g 53） 中心距总体要求取大些中间轴式变速器中心距 A 确实定，初选中心距 A，依据下述阅历公式计算式中：A变速器中心距mm；A = K3 Te max 1gi hAK中心距系数，乘用车 K=，取 K= 9 .0；AAATe maxi发动机最大输出转距为 205Nm；变速器一档传动比为；1h g变速器传动效率，取 96%。3 205 2.8 0.96初取 A=74mm。A = = mm4） 外形尺寸变速器壳体

10、的轴向尺寸为3 74 = 222 mm。5齿轮参数1模数由汽车设计表3-1和表3-2选取一挡齿轮和倒挡齿轮的法向模数mm，其余为。变速器接合齿模数也取为。2压力角变速器齿轮压力角为20，啮合套或同步器的接合齿压力角取为30。3螺旋角由于乘用车留意工作平稳和噪声低的特点，应选用较大的螺旋角， 使齿轮啮合的重合度增加，但从提高高抵抗齿轮的抗弯强度动身，并不期望用过大的螺旋角，以1525为宜。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。这就力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应当是不一样的。为使工艺简洁，在中间轴轴向力不

11、大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、二轴上的斜齿轮应取为左 旋，此时轴向力经轴承盖作用到壳体上。倒挡设计成直齿轮，其余均设计成斜齿轮。依据汽车设计供给的乘用车变速器斜齿轮螺旋角选用范围：中间轴式变速器为2234，应选用25。4齿宽b通常依据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿b = k m , k 为齿宽系数，取为cc斜齿b = k m ， k 取为cnc第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数一样的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。5齿轮变位系数的选择原则角度

12、变位既具有高度变位的优点，又避开了其缺点，故本次设计承受角度变位。6齿顶高系数承受规定的齿顶高系数，取为。6各挡齿轮齿数的安排1确定一挡齿轮齿数一挡传动比i = z2 z9 ，为了求 z 和 z的齿数，先求其齿数和。1zz110910斜齿 zhz= 299= 2 A cos b =mn2 74 cos 253= 44.71 ，取 zh= 45 。令 z10= 16 ，中心距 A =m znhm (z + z )=n12，代入数据得 z + z= 452 cos b2 cos b12联立求解得 z1= 18 ， z2= 27验算一挡传动比i1= 27 29 1816= 2.72 ，与预先取定的数

13、值相差不大，满足要求。将确定后的 z ， z12代入反算得出螺旋角b245 =2 74 cos b 2 可推出cosb322二挡齿轮齿数确实定= 0.9122 b2= 24.2z7 = i z181 = 2.167 = 1.44z2z2782依据初选中心距 A = 74 mm，模数为m = 2.75 ，初选螺旋角b = 16.88z= 2 A cos b 8hmn= 2 74 cos16.8 = z + z2.7578= 51.73，取为52。解得z= 31， z = 2178tan bzz 为使中间轴上的两工作齿轮的轴向力相平衡，有 tan b2 = z2 z 1+7 + z8128将 z=

14、 31, z78= 21及b8tan b= 16.8 代入上式得 tan b28= tan 24.2 tan16.8= 1.4885 ，而zz 2731z2 1+7 =1+ = 1.486 ，近似满足轴向力平衡关系。+ zz12818 + 27213三挡齿轮齿数确实定1z5 = i z z3z62= 1.674 1827= 1.116 ，初选b6= 20z= 2 A cos b6hmn= 2 74 cos 20 z + z2.7556= 50.57 51解得 z= 27 ， z= 24 。56代入轴向力平衡公式，tan b tan b= tan 24.22tan 20= 1.23 ， z2zz

15、1+1827 5 =1+ = 1.275+ z612z18 + 27624 近似满足轴向力平衡关系。4四挡为直接挡5五挡齿轮齿数确实定1z3 = i z z5z42= 0.8 1827= 0.533 ，初选b4= 252 A cos bz=4hmn= 2 74 cos 25 = 48.78 49 2.75解得 z = 17, z= 3234tan btan 24.2代入轴向力平衡公式 tan b24=tan 25= 0.96zzz21+2717 3 =1+ = 0.92 ，近似满足轴向力平衡关系。+ zz12418 + 2732 6确定倒挡齿轮齿数本次设计中倒挡传动比i= 2.6 ，中间轴上倒

16、挡传动齿轮齿数比一挡gR主动齿轮 z10= 16 略小，取 z12= 13，而倒挡轴齿轮 z取21 23，此处取为2313由i= zz z21113 2.6 =11 z= 22.5 23z2327gRzzz1312123131811故可得出中间轴与倒挡轴的中心距A” =1 m2 n (z12+ z)=131 3 (13 + 21)= 51 mm2而倒挡轴与其次轴的中心距 A” =以以下出各挡齿轮参数如表1.1 m2 n (z11+ z)=131 3 (23 + 23)= 69 mm2表1齿轮计算及绘图参数表变速器的设计与计算一、轮齿强度计算汽车变速器齿轮大都承受渗碳合金钢制造,使轮齿表层的高硬

17、度与轮齿心部的高韧性相结合,以大大提高其接触强度,弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理的同时也应考虑到其机械加工性能及其制造本钱。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,20Mn2TiB,20MnVB。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高外表硬度，细化材料晶粒。为消退内应力，还要进展回火。变速器齿轮轮齿外表渗碳深度的推举值如下mn3.5渗碳深度 mn； Z 花键齿数。许用挤压应力s度符合要求。花键协作选择按机械设计手册推举，当sjysjy时，认为挤压强jy第一轴上与离合器从动盘毂相配之花键，承受矩形花键者，外径定心，外径外表磨削。承受渐开线花键者，齿侧面定心，滑动协作。

18、其次轴上装同步器齿毂的花键，协作较紧，装配时常用木榔头轻压， 为保证装配精度，多承受大外径定心，轴上花键大径磨削，齿毂一般承受中碳钢或中碳合金钢，内孔不必热处理，因而内花键大径精度能够保证。其次轴输出轴花键用矩形花键者外径协作，用渐开线花键者齿侧面定心。当承受滑动齿轮挂档时，花键协作应保证滑动自如。中间轴上齿轮非整体式时，齿轮与轴连接方式可用单键矩形或半圆键 或双键对分双键与齿轮和轴紧协作联接，也可承受过盈协作连接。由于本次设计中间轴齿轮承受宝塔齿轮，中间轴是光轴，故不设花键。第三节 变速器轴承的选择综合考虑以上因素，本次设计第一轴后轴承为外座圈上带有止动槽的角接触球轴承。此轴承承受径向载荷和

19、第一轴上的轴向载荷，为便于第一轴的拆 装，通常后轴承的外圈直径选择得比第一轴齿轮的齿顶圆的直径大。由于本次设计中间轴承受固定式中间轴，所以在其次轴前端和固定式中间轴宝塔齿轮孔内承受滚针轴承，其次轴后端承受带止动槽的角接触球轴承。变速器其次轴上常啮合齿轮与其次轴之间承受滚针轴承。角接触球轴承初选代号为 1066GB276-89(第一轴前端轴承)， 2206GB283- 87其次轴后端轴承。变速器同步器的设计1、同步器的构造本设计所承受的同步器类型为锁环式同步器，其构造如以下图所示：锁环式同步器1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环同步环5-弹簧 6-定位销 10-花键毂

20、 11-结合套如上图，此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差18D w ，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触，使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段完毕。换档力将锁环连续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度渐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程完毕，完成换档过程的其次阶段工作。之后，

21、摩擦力矩随之消逝，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合，完成同步换档。具体过程如以下图2、同步环主要参数确实定(1)同步环锥面上的螺纹槽假设螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。试验还证明：螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大，摩擦因数随齿顶的磨损而降低，换挡费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些，可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面削减，增加磨损速度。图 5-3a 中给出的尺寸适用于轻、中型汽车；图 5-3b 则适用于

22、重型汽车。通常轴向泄油槽为 612 个，槽宽 34mm。(2) 锥面半锥角a摩擦锥面半锥角a 越小，摩擦力矩越大。但a 过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避开自锁的条件是tana f 。一般a =68。a =6时，摩擦力矩较大，但在锥面的外表粗糙度掌握不严时，则有粘着和咬住的倾向；在a =7 时就很少消灭咬住现象。本次设计中承受的锥角均为取7。(3) 摩擦锥面平均半径 RR 设计得越大，则摩擦力矩越大。R 往往受构造限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及 R 取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将 R 取大些。本次设计中承受

23、的 R 为 5060mm。4)锥面工作长度 b缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也削减了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可依据下式计算确定Mmb = 2p pfR2设计中考虑到降低本钱取一样的 b 取 5mm。6同步环径向厚度1920与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很 厚，但是同步环的径向厚度必需保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或周密锻造工艺加工制成，可提高材料的屈服强度和疲乏寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速

24、器用高强度，高耐磨性的钢协作的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼厚约，使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空外表喷上厚的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的 23 倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取。（6） 锁止角b锁止角b 选取的正确，可以保证只有在换档的两个局部之间角速度差到达零值才能进展换档。影响锁止角b 选取的因素，主要有摩擦因数 f 、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角a 。已有构造的锁止角在2646 范围内变化。本次设计锁止角b 取30。（7） 同步时间

25、t同步器工作时，要连接的两个局部到达同步的时间越短越好。除去同步器的构造尺寸，转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴，输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的轴向力，均对同步时间有影响。轴向力大， 同步时间削减。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不一样。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下属范围内选取：对轿车变速器高档取，低档取。变速器的操纵机构设计变速器操纵机构时，应满足以下要求：1、换挡时只允许挂一个挡。这通常靠互锁装置来保证，其构造型式有如以下图所示：变速器自锁与互锁构造1-自锁钢球 2-自锁弹簧 3-变速器盖 4-互锁钢球 5-互锁销 6-拨叉轴2. 在挂档的过程中，假设操纵变速杆推动拨叉前后移动的距离