變速器設計答辯課件

課題：桑塔納3000變速箱設計日期 2013年6月畢業(yè)設計之學生pgh指導老師 盧曦 教授課題：桑塔納3000變速箱設計日期 2011研究背景設計內(nèi)容論文結(jié)論134論文構(gòu)架研究背景134論文構(gòu)架2

近年來，汽車的發(fā)展速度呈現(xiàn)出突飛猛進的勢頭，汽車變速器，作為汽車動力系統(tǒng)的一個重要組成部分，也處于這樣一個快速增長期。在全球節(jié)能減排的大背景下，汽車變速器越來越朝著小型化、輕型化方向發(fā)展，使得變速器結(jié)構(gòu)尺寸越來越小，重量越來越輕。為了降低發(fā)動機的比油耗，減少排放，降低工作噪聲，變速器也朝向能夠傳遞大功率、大轉(zhuǎn)矩化。這對于變速器設計人員提出了更高的要求，設計出結(jié)構(gòu)緊湊、承載能力強、使用壽命長、總質(zhì)量更輕的變速器成為變速器行業(yè)提升市場競爭力的關鍵因素。研究背景 近年來，汽車的發(fā)展速度呈現(xiàn)出突飛猛進的勢頭，汽車變速器，作3變速器總體設計變速器主要參數(shù)設計(3)變速器各檔傳動比的分配齒輪和軸的設計同步器設計(6)總裝配圖設計內(nèi)容變速器總體設計設計內(nèi)容4變速器總體設計兩軸式變速器傳動方案倒檔傳動方案變速器總體設計兩軸式變速器傳動方案倒檔傳動方案5變速器最終布置方案一檔傳遞路線圖：輸入軸→齒輪1→齒輪2→齒輪2、4之間同步器→輸出軸輸入軸輸出軸變速器最終布置方案一檔傳遞路線圖：輸入軸→齒輪1→齒輪26變速器主要參數(shù)的確定檔數(shù)，本次設計采用的是5檔變速器最小傳動比，最小傳動比選的大，汽車后備功率大，動力性有加強，但燃油經(jīng)濟性較差。最小傳動比選的小，汽車后背功率小，發(fā)動機功率利用率高，燃油經(jīng)濟性較好。超速檔傳動比為小于1，本次設計采用0.87，由轎車在最高檔時n/ua的允許值，確定i0=3.73最大傳動比，影響因素有汽車最大爬坡度、附著率、最低穩(wěn)定車速。對于轎車，因為一般轎車比功率比較大，最大爬坡能力常大于30%，其最大傳動比是根據(jù)加速能力來確定的。由統(tǒng)計轎車最大傳動比范圍12~15，初選最大傳動比itmax=12.78,得到i1=3.43。中心距，初選中心距經(jīng)驗公式：乘用車：中心距KA取8.9~9.3,Temax=155N.m,i1=3.43,變速器傳動效率ηg取96%，得A=72.7mm變速器主要參數(shù)的確定檔數(shù)，本次設計采用的是5檔變速器7齒輪參數(shù)模數(shù)，影響到齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲，由齒輪模數(shù)應經(jīng)系列化，一檔齒輪模數(shù)選擇3.00，其他前進擋選擇模數(shù)選2.75，倒檔齒輪模數(shù)選擇2.25。壓力角，齒輪壓力角較大時，可以提高齒輪抗彎強度，也可以提高表面接觸強度。由標準壓力角為20o，本次設計直齒輪壓力角取20o，斜齒輪法面壓力角為20o。螺旋角β，斜齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小，承載能力高，適合高速傳動。增大螺旋角，可以提高齒輪的接觸強度，但超過30o時，齒的抗彎強度驟然下降，由統(tǒng)計兩軸式變速器β為20o~25o，本次設計螺旋角選用22o。齒寬b，齒寬影響變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪的工作平穩(wěn)性和齒輪強度等。一般根據(jù)齒輪模數(shù)選擇齒寬，b=kcm(mn),kc為齒寬系數(shù)，斜齒輪kc取6.0~8.5，本次設計kc=7.2直齒輪kc=4.5~8.0,本次設計取8.0。變位系數(shù)，為了保證有相同的中心距時，必須采用角度變位齒輪。由小齒輪根切強度較低，而且傳遞的載荷較大，故對小齒輪采用正角度變位。齒頂高系數(shù)，齒頂高系數(shù)對齒輪副的重合度、齒輪強度、工作噪聲等許多性能夠有重要影響。由國家標準齒頂高系數(shù)取1.00，本次設計采用1.00。齒輪參數(shù)模數(shù)，影響到齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲，由齒輪模數(shù)應經(jīng)8變速器各檔傳動比的分配

汽車變速器各檔傳動比大體是按等比級數(shù)分配的，因此本次設計初步按照傳動比比值等比進行分配：由i1=3.43，五檔傳動比ig5選定為0.87，因此計算得q=1.41，由中心距A=72.7mm，對一檔：取整后得Z1=10,Z2=35，修正后傳動比i1=3.5，修正中心距為

取整后A=73mm,作為標準中心距，依次分配其它各檔齒數(shù)

變速器各檔傳動比的分配

汽車變速器各檔傳動比大體9各檔傳動比分配檔位傳動比一檔3.50二檔2.571三檔1.722四檔1.227五檔0.885倒檔3.455各檔傳動比分配檔位傳動比一檔3.50二檔2.571三檔1.710齒輪和軸的設計齒輪的強度計算直齒輪彎曲應力計算公式：斜齒輪彎曲應力計算公式：齒輪的接觸應力計算公式：式中：——應力集中系數(shù)——摩擦力影響系數(shù)——重合度影響系數(shù)——主動齒輪節(jié)點處曲率半徑——從動齒輪節(jié)點處曲率半徑y(tǒng)——齒形系數(shù)y

齒輪和軸的設計齒輪的強度計算11

軸的設計應該滿足便于制造和方便安裝的要求。同時軸上零件有準確的定位，其結(jié)構(gòu)滿足工藝性要求。本次設計中，因輸入軸上一檔齒輪、二檔齒輪及倒檔齒輪外徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。為便于齒輪的裝配，輸出軸設計成階梯軸形式，軸頸由主動錐齒輪方向向另一端逐漸減少。軸的各端長度由齒輪及同步器寬度初步進行設計，初選第一軸的花鍵部分直徑公式：

K：經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6軸的設計軸的設計應該滿足便于制造和方便安裝的要求。同時軸上零件有準12軸的剛度和強度計算軸的剛度計算軸在垂直面內(nèi)撓度fc計算公式：

軸在水平面內(nèi)撓度計算公式：軸在垂平面內(nèi)轉(zhuǎn)角計算公式：軸的應力公式：式中：F1——徑向力，F(xiàn)2——圓周力，I——慣性矩Mc為垂直面內(nèi)彎矩，Ms為水平面內(nèi)彎矩，Tn為軸的轉(zhuǎn)矩，W為抗彎截面系數(shù)軸的剛度和強度計算軸的剛度計算軸在垂直面內(nèi)撓度fc計算公式：13各檔工作時最大應力輸入軸一檔二檔三檔四檔五檔倒檔應力σmax（MPa）160.1297.20104.6784.4498.22143.27輸出軸一檔二檔三檔四檔五檔倒檔應力（MPa）31.0466.3481.5098.38104.9793.52低檔工作時許用應力[σ]≤400MPa，以上最大工作應力均小于許用值，故符合要求。各檔工作時最大應力輸入軸一檔二檔三檔四檔五檔倒檔應力σmax14輸入軸最終設計圖紙輸入軸最終設計圖紙15輸出軸最終設計圖紙輸出軸最終設計圖紙16輸入軸三檔齒輪輸入軸五檔齒輪輸入軸三檔齒輪輸入軸五檔齒輪17輸出軸一檔齒輪輸出軸四檔齒輪輸出軸一檔齒輪輸出軸四檔齒輪18同步器設計

慣性式同步器因為能夠保證在齒輪同步狀態(tài)下?lián)Q擋，本次設計的是轎車同步器，為保證能夠順利輕便的換擋，本次設計采用的是慣性式同步器。 鎖環(huán)式同步器主要參數(shù)：接近尺寸b

尺寸b應大于零，取b=0.2~0.3mm本次設計b=0.3mm分度尺寸a a是滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口接觸時，嚙合套接合齒中心線與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離a=1/4接合齒齒距

滑塊轉(zhuǎn)動距離c滑塊寬度d、滑塊轉(zhuǎn)動距離及缺口寬度有以下關系：E=d+2c1-嚙合套接合齒2-滑塊3-鎖環(huán)4-齒輪接合齒1-嚙合套2-鎖環(huán)3-滑塊4-鎖環(huán)缺口同步器設計

慣性式同步器因為能夠保證在齒輪同步狀態(tài)下?lián)Q擋，19同步器主要參數(shù)的確定

摩擦因數(shù)f,摩擦因數(shù)f對換擋齒輪和軸的角速度達到同步有重要影響，f取得大，換擋省力縮短同步時間。f太小可能失去同步作用。在油中工作f取0.1。 錐面半錐角α，防止摩擦錐面自鎖的條件是tanα≥f，一般取α=6o~8o，本次設計α=7o 鎖止角β，影響鎖止角β的因素有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑及錐面半錐角等。鎖止角一般在26o~42o變化，本次設計采用β=32o

同步器主要參數(shù)的確定 摩擦因數(shù)f,摩擦因數(shù)f對換擋齒輪和軸20總裝配圖總裝配圖21論文結(jié)論

本次設計的變速器是兩軸式轎車變速器，結(jié)構(gòu)簡單、易于制造。傳動比范圍較廣，能滿足不同工況的使用要求。本次設計采用的是全同步器式換檔方案，故換檔平順，不出現(xiàn)換擋齒輪沖擊。輸出軸支撐采用的是圓錐子軸承，故要注意裝配軸承的預緊力以防止磨損后軸的歪斜。 本變速器只要將五檔齒輪用尺寸相當?shù)母籼滋娲?，即可變?yōu)樗臋n變器。因為全同步器式換擋，故會使變速器制造成增加，這是不足之處。通過這次對變速器的設計，我對汽車設計理論和方法有了系統(tǒng)的學習，同時對前期學過的課程進行了一次全面的復習。論文結(jié)論 本次設計的變速器是兩軸式轎車變速器，結(jié)構(gòu)簡單、易于22謝謝懇請各位評委老師給予指正謝謝懇請各位評委老師給予指正23課題：桑塔納3000變速箱設計日期 2013年6月畢業(yè)設計之學生pgh指導老師 盧曦 教授課題：桑塔納3000變速箱設計日期 20124研究背景設計內(nèi)容論文結(jié)論134論文構(gòu)架研究背景134論文構(gòu)架25

近年來，汽車的發(fā)展速度呈現(xiàn)出突飛猛進的勢頭，汽車變速器，作為汽車動力系統(tǒng)的一個重要組成部分，也處于這樣一個快速增長期。在全球節(jié)能減排的大背景下，汽車變速器越來越朝著小型化、輕型化方向發(fā)展，使得變速器結(jié)構(gòu)尺寸越來越小，重量越來越輕。為了降低發(fā)動機的比油耗，減少排放，降低工作噪聲，變速器也朝向能夠傳遞大功率、大轉(zhuǎn)矩化。這對于變速器設計人員提出了更高的要求，設計出結(jié)構(gòu)緊湊、承載能力強、使用壽命長、總質(zhì)量更輕的變速器成為變速器行業(yè)提升市場競爭力的關鍵因素。研究背景 近年來，汽車的發(fā)展速度呈現(xiàn)出突飛猛進的勢頭，汽車變速器，作26變速器總體設計變速器主要參數(shù)設計(3)變速器各檔傳動比的分配齒輪和軸的設計同步器設計(6)總裝配圖設計內(nèi)容變速器總體設計設計內(nèi)容27變速器總體設計兩軸式變速器傳動方案倒檔傳動方案變速器總體設計兩軸式變速器傳動方案倒檔傳動方案28變速器最終布置方案一檔傳遞路線圖：輸入軸→齒輪1→齒輪2→齒輪2、4之間同步器→輸出軸輸入軸輸出軸變速器最終布置方案一檔傳遞路線圖：輸入軸→齒輪1→齒輪229變速器主要參數(shù)的確定檔數(shù)，本次設計采用的是5檔變速器最小傳動比，最小傳動比選的大，汽車后備功率大，動力性有加強，但燃油經(jīng)濟性較差。最小傳動比選的小，汽車后背功率小，發(fā)動機功率利用率高，燃油經(jīng)濟性較好。超速檔傳動比為小于1，本次設計采用0.87，由轎車在最高檔時n/ua的允許值，確定i0=3.73最大傳動比，影響因素有汽車最大爬坡度、附著率、最低穩(wěn)定車速。對于轎車，因為一般轎車比功率比較大，最大爬坡能力常大于30%，其最大傳動比是根據(jù)加速能力來確定的。由統(tǒng)計轎車最大傳動比范圍12~15，初選最大傳動比itmax=12.78,得到i1=3.43。中心距，初選中心距經(jīng)驗公式：乘用車：中心距KA取8.9~9.3,Temax=155N.m,i1=3.43,變速器傳動效率ηg取96%，得A=72.7mm變速器主要參數(shù)的確定檔數(shù)，本次設計采用的是5檔變速器30齒輪參數(shù)模數(shù)，影響到齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲，由齒輪模數(shù)應經(jīng)系列化，一檔齒輪模數(shù)選擇3.00，其他前進擋選擇模數(shù)選2.75，倒檔齒輪模數(shù)選擇2.25。壓力角，齒輪壓力角較大時，可以提高齒輪抗彎強度，也可以提高表面接觸強度。由標準壓力角為20o，本次設計直齒輪壓力角取20o，斜齒輪法面壓力角為20o。螺旋角β，斜齒輪運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、噪聲小，承載能力高，適合高速傳動。增大螺旋角，可以提高齒輪的接觸強度，但超過30o時，齒的抗彎強度驟然下降，由統(tǒng)計兩軸式變速器β為20o~25o，本次設計螺旋角選用22o。齒寬b，齒寬影響變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪的工作平穩(wěn)性和齒輪強度等。一般根據(jù)齒輪模數(shù)選擇齒寬，b=kcm(mn),kc為齒寬系數(shù)，斜齒輪kc取6.0~8.5，本次設計kc=7.2直齒輪kc=4.5~8.0,本次設計取8.0。變位系數(shù)，為了保證有相同的中心距時，必須采用角度變位齒輪。由小齒輪根切強度較低，而且傳遞的載荷較大，故對小齒輪采用正角度變位。齒頂高系數(shù)，齒頂高系數(shù)對齒輪副的重合度、齒輪強度、工作噪聲等許多性能夠有重要影響。由國家標準齒頂高系數(shù)取1.00，本次設計采用1.00。齒輪參數(shù)模數(shù)，影響到齒輪的強度、質(zhì)量、噪聲，由齒輪模數(shù)應經(jīng)31變速器各檔傳動比的分配

汽車變速器各檔傳動比大體是按等比級數(shù)分配的，因此本次設計初步按照傳動比比值等比進行分配：由i1=3.43，五檔傳動比ig5選定為0.87，因此計算得q=1.41，由中心距A=72.7mm，對一檔：取整后得Z1=10,Z2=35，修正后傳動比i1=3.5，修正中心距為

取整后A=73mm,作為標準中心距，依次分配其它各檔齒數(shù)

變速器各檔傳動比的分配

汽車變速器各檔傳動比大體32各檔傳動比分配檔位傳動比一檔3.50二檔2.571三檔1.722四檔1.227五檔0.885倒檔3.455各檔傳動比分配檔位傳動比一檔3.50二檔2.571三檔1.733齒輪和軸的設計齒輪的強度計算直齒輪彎曲應力計算公式：斜齒輪彎曲應力計算公式：齒輪的接觸應力計算公式：式中：——應力集中系數(shù)——摩擦力影響系數(shù)——重合度影響系數(shù)——主動齒輪節(jié)點處曲率半徑——從動齒輪節(jié)點處曲率半徑y(tǒng)——齒形系數(shù)y

齒輪和軸的設計齒輪的強度計算34

軸的設計應該滿足便于制造和方便安裝的要求。同時軸上零件有準確的定位，其結(jié)構(gòu)滿足工藝性要求。本次設計中，因輸入軸上一檔齒輪、二檔齒輪及倒檔齒輪外徑較小，故采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。為便于齒輪的裝配，輸出軸設計成階梯軸形式，軸頸由主動錐齒輪方向向另一端逐漸減少。軸的各端長度由齒輪及同步器寬度初步進行設計，初選第一軸的花鍵部分直徑公式：

K：經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6軸的設計軸的設計應該滿足便于制造和方便安裝的要求。同時軸上零件有準35軸的剛度和強度計算軸的剛度計算軸在垂直面內(nèi)撓度fc計算公式：

軸在水平面內(nèi)撓度計算公式：軸在垂平面內(nèi)轉(zhuǎn)角計算公式：軸的應力公式：式中：F1——徑向力，F(xiàn)2——圓周力，I——慣性矩Mc為垂直面內(nèi)彎矩，Ms為水平面內(nèi)彎矩，Tn為軸的轉(zhuǎn)矩，W為抗彎截面系數(shù)軸的剛度和強度計算軸的剛度計算軸在垂直面內(nèi)撓度fc計算公式：36各檔工作時最大應力輸入軸一檔二檔三檔四檔五檔倒檔應力σmax（MPa）160.1297.20104.6784.4498.22143.27輸出軸一檔二檔三檔四檔五檔倒檔應力（MPa）31.0466.3481.5098.38104.9793.52低檔工作時許用應力[σ]≤400MPa，以上最大工作應力均小于許用值，故符合要求。各檔工作時最大應力輸入軸一檔二檔三檔四檔五檔倒檔應力σmax37輸入軸最終設計圖紙輸入軸最終設計圖紙38輸出軸最終設計圖紙輸出軸最終設計圖紙39輸入軸三檔齒輪輸入軸五檔齒輪輸入軸三檔齒輪輸入軸五檔齒輪40輸出軸一檔齒輪輸出軸四檔齒輪輸出軸一檔齒輪輸出軸四檔齒輪41同步器設計

慣性式同步器因為能夠保證在齒輪同步狀態(tài)下?lián)Q擋，本次設計的是轎車同步器，為保證能夠順利輕便的換擋，本次設計采用的是慣性式同步器。 鎖環(huán)式同步器主要參數(shù)：接近尺寸b

尺寸b應大于零，取b=0.2~0.3mm本次設計b=0.3mm