毕业设计（论文）汽车变速器设计计算说明书.doc

黑龙江工程学院目录第1章 变速器主要参数的选择 - 1 -1.1. 档数 - 1 -1.2. 传动比范围 - 1 -第2章 变速器各档传动比的确定 - 2 -2.1. 主减速器传动比的确定 - 2 -2.2. 最抵档传动比计算 - 2 -第3章 变速器各档速比的配置 - 4 -3.1. 按等比级数分配其它各档传动比， - 4 -第4章 中心距的选择 - 4 -4.1. 初选中心距可根据经验公式计算 - 4 -4.2. 变速器的外形尺寸 - 5 -第5章 齿轮参数的选择 - 5 -5.1. 模数 - 5 -5.2. 压力角 - 6 -5.3. 螺旋角 - 6 -5.4. 齿宽 - 6 -5.5. 齿顶高系数 - 7 -第6章 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 - 7 -6.1. 一档齿数及传动比的确定 - 7 -6.2. 二档齿数及传动比的确定 - 9 -6.3. 计算三档齿轮齿数及传动比 - 10 -6.4. 计算四档齿轮齿数及传动比 - 12 -6.5. 计算五档齿轮齿数及传动比 - 13 -6.6. 计算倒档齿轮齿数及传动比 - 15 -第7章 齿轮材料的选择原则 - 19 -7.1. 满足工作条件的要求 - 19 -7.2. 合理选择材料配对 - 19 -7.3. 考虑加工工艺及热处理工艺 - 19 -第8章 变速器齿轮弯曲强度校核 - 19 -8.1. 一档齿轮校核 - 21 -8.1.1. 主动齿轮： - 21 -8.1.2. 从动齿轮： - 21 -8.2. 二档齿轮校核 - 21 -8.3. 主动齿轮： - 21 -8.3.1. 从动齿轮 - 22 -8.4. 三档齿轮校核 - 22 -8.4.1. 主动齿轮： - 22 -8.4.2. 从动齿轮 - 22 -8.5. 四档齿轮校核 - 23 -8.5.1. 主动齿轮 - 23 -8.5.2. 从动齿轮 - 23 -8.6. 五档齿轮校核 - 23 -8.6.1. 主动齿轮： - 23 -8.6.2. 从动齿轮 - 24 -第9章 第10轮齿接触应力校核 - 24 -9.1.1. 一档齿轮接触应力校核 - 25 -9.1.2. 倒档齿轮的校核 - 26 -9.1.3. 、齿面接触疲劳许用应力的计算 - 26 -9.1.4. .齿根弯曲疲劳许用应力计算 - 26 -9.1.5. 接触疲劳强度校核 - 27 -9.2. 齿根弯曲疲劳强度校核 - 28 -第10章 轴的结构和尺寸设计 - 29 -10.1.1. 初选轴的直径 - 29 -10.1.2. 轴的强度验算与轴的刚度计算 - 30 -10.1.3. 轴的强度计算 - 33 -第11章 轴承选择与寿命计算 - 35 -11.1.1. 输入轴轴承的选择与寿命计算 - 36 -11.1.2. 输出轴轴承的选择与寿命计算 - 39 -第12章 参考文献 - 44 -第1章 变速器主要参数的选择本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计，乘用整车主要技术参数如表1.1所示：表1.1 乘用车整车主要技术参数发动机最大功率117kw车轮型号215/55R17发动机最大转矩185N·m最大功率时转速5350 r/min最大转矩时转速4650r/min最高车速184km/h总质量1540kg变速器形式手动五档1.1. 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4～5个档位的变速器发动机排量大的乘用车变速器多用5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，本次设计的轿车变速器为5档变速器1.2. 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0.76第2章 变速器各档传动比的确定2.1. 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]： （3.1）式中：——汽车行驶速度（km/h）； ——发动机转速（r/min）； ——车轮滚动半径（m）； ——变速器传动比； ——主减速器传动比。

已知：最高车速==184km/h；最高档为超速档，传动比=0.76；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格215/55R17得到=30.4(mm)；发动机转速==5350（r/min）；由公式（3.1）得到主减速器传动比计算公式：2.2. 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： （3.2）式中：G ——车辆总重量(N)； ——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.018)；——发动机最大扭矩(N·m)； ——主减速器传动比； ——变速器传动比； ——为传动效率（0.90~0.95）；R ——车轮滚动半径；——最大爬坡度（一般轿车要求能爬上30%的坡，大约）由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=1540kg；5；；r=0.304m； N·m；；g=9.8m/s2；，把以上数据代入（3.3）式：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： （3.4）式中：——驱动轮的地面法向反力，； ——驱动轮与地面间的附着系数；对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间已知：kg；取0.7，把数据代入（3.4）式得：所以，一档转动比的选择范围是：初选一档传动比为3.3第3章 变速器各档速比的配置3.1. 按等比级数分配其它各档传动比， 按使用概率对各挡传动比进行重新分配按照等到最终传动比，第4章 中心距的选择4.1. 初选中心距可根据经验公式计算 （3.5）式中：A ——变速器中心距（mm）； ——中心距系数，乘用车=8.9~9.3；——发动机最大输出转距为185（N·m）； ——变速器一档传动比为3.3； ——变速器传动效率，取96%8.9~9.3）=71.95~75.46mm轿车变速器的中心距在60～80mm范围内变化初取A=72mm4.2. 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：mm初选长度为245mm第5章 齿轮参数的选择5.1. 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1.2 汽车变速器齿轮的法向模数车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.014模数/mm2.25~2.752.75~3.003.50~4.504.50~6.00轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表1.2选取各档模数为，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5.2. 压力角压力角较小时，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°5.3. 螺旋角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一档、三档、四档、五档为23° ,二档为20°5.4. 齿宽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的大小来选定齿宽：斜齿，取为6.0～8.5，二档、三档、四档取6.0, 一档、五档取8.0mm mmmm5.5. 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第6章 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。