毕业设计(论文)小排量轿车汽车两轴式变速器设计(含全套CAD图纸).doc
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1、目录第一章 变速器的基本设计方案31.1变速器设计的基本要求3第二章变速器的主要参数选择5 2.1确定最高最低档转动比62.2初选中心距 8 2.3分配各档齿数82.3.1模数82.3.2压力角 92.3.3螺旋角 9 2.3.4确定一挡齿轮的齿数102.3.5确定二挡齿轮的齿数132.3.6确定三挡齿轮的齿数152.3.6确定四挡齿轮的齿172.3.8确定五挡齿轮齿数192.3.9确定倒档齿数22 第三章变速器齿轮的的校核23 3.1轮齿弯曲强度计算23 3.2轮齿的接触应力24 第四章变速器轴的设计计算25 第五章变速器轴的校核265.1轴的工艺要求 26 5.2计算齿轮的受力分析26 5
2、.3轴的刚度计算27 5.4轴的强度计算29第六章变速器轴承校核31 6.1初选轴承型号316.2计算轴承当量动载荷 31 6.3计算轴承的基本额定寿命 32参考文献 35全套设计,联系153893706第一章变速器的基本设计方案变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性,传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器,以及变速器的参数做优化匹配,可得到良好的动力性与燃油经济性;采用自锁及互锁装置、倒档安全装置,对接合齿采取倒锥齿侧(或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧)等措施,以及其他结构措施,可使操纵可靠,不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档;
3、采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声;采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。1.1变速器设计的基本要求1)保证汽车有必要的动力性和经济性。2)设置空挡,用来切断发动机的动力传输。3)设置倒挡,使汽车能变速倒退行驶。4)设置动力输出装置。5)换挡迅速、省力、方便。6)工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7)变速器应有高的工作效率。8)变速器的工作噪声低。除此之外,变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 固定轴式应用广泛,其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上,中间轴式变速
4、器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡,一挡速比不可能设计得很大。 图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体;多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮,其它挡位均用常啮合齿轮的传动经多方面的考虑,选择了汽车设计p85,图3-9发动机横置时的两轴式五档变速器!倒挡布置方案 图2为常见的倒挡布置方案。图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮,缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难。图2-c
5、方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理。图-2d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮,挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度,倒挡传动采用图2-g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴,使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。第二章:变速器主要参数的选择主要参数方案一最高车速(km/h)160 160+2(A-5)=164整车总质量 1300kg 1300+A-5=1340kg最大功率 80KW 80+A-5=82 KW最大功率转速6000r /min 6000-50A=5650 r /mi
6、n最大转矩140Nm 140+5(A-5)=150 Nm最大转矩转速3000 r /min 3000-50A=2650 r /min 前轮胎规格 215/55 R17 2.1确定最高、低档传动比及档数: 最高车速,=167km/hr 车轮半径,r= 0.29n功率转速 ,n=5650r/min主减速器传动比 最高挡传动比 ig5=0.70.8 ,取ig5=o.8io=rn0.377Uamaxig5=56500.290.3771640.8=4.71根据汽车行驶方程式 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶,公式简化为 式中:G作用在汽车上的重力,汽车总质量,重力加速度,=13409.8=13132kg;
7、=150N.m;传动系效率,=0.88;车轮半径,=0.29m;滚动阻力系数,干砂路面(0.1000.300)取=0.150;坡度,=16.7。=2.58汽车在沥青混泥土干路面满足附着条件。 沥青混凝土干路面,=0.70.9,取=0.75=2.76取=2.7一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中:常数,也就是各挡之间的公比;因此,各挡的传动比为, (实际情况)初定各挡传动比如下 , , , 2.2 初选中心距初选中心距时,可根据下述经验公式 式中:变速器中心距(mm);中心距系数,乘用车:=8.993;发动机最大转矩(N.m);变速器一挡传动比,=2.7 ;变速器传动效率,取96% ;发动机最
8、大转矩,=150N.m 。 则,=64.9667.88(mm)初选中心距=65mm。2.3分配各档齿数2.3.1模数对乘用车,减小噪声更为重要,故齿轮应该选用小些的模数;从工艺方面考虑,各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因,同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是:乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm;总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多,有利于换挡。车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003
9、.504.504.56.00表2汽车变速器齿轮法向模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50表3汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3,一,倒档齿轮的模数定为2.75mm,二三四五档及倒档的模数定为2.5mm,啮合套和同步器的模数定为2.5mm。2.3.2 压力角国家规定的标准压力角为20,所以变速器齿轮普遍采用的压力角为202.3.3螺旋角实验证明:随着螺旋角的增大,齿的强度也相应提高。在齿轮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。斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力
10、并作用到轴承上。设计时,应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该是不一样的。为使工艺简便,在中间轴轴向力不大时,可将螺旋角设计成一样的,或者仅取为两种螺旋角。变速器螺旋角:20如图3所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后,可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是,各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数,以使齿面磨损均匀。变为系数图2.3.4确定一挡齿轮的齿数 一挡倒档采用直齿(考虑到使用较少)模数=2.75mm 螺旋角=20 b=m,为齿宽系数,直齿为4.5-8.0,
11、主动齿轮取7.27,从动齿轮取6.55, b1=7.272.75=20mmb2=6.556.55=18mmz1=13 z2=34 mm对一挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角端面啮合角 = =19.08U=2.7变位系数之和 查表得=-0.12 分度圆直径: 节圆直径 mm mm齿顶高 =4.28mm =2.30mm齿根高 =2.61mm =4.59mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.89mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=44.31mm da2=d2+2ha2=98.1mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=30.53mm df2=d2-2hf2=84.32mm 2.3.5确定二挡齿轮的
12、齿数模数=2.5mm 螺旋角=20 b=m,为齿宽系数,斜齿为6.0-8.5,主动齿轮取8.0,从动齿轮取7.2,b3 =8.02.5=20mmb4 =7.22.5=18mmz3=17 z4=32 mm对二挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角端面啮合角 = =21.60U=1.88变位系数之和 查表得=0.25 分度圆直径: 46.21mm =85.11mm节圆直径 mm mm齿顶高 =2.44mm =1.56mm齿根高 =2.375mm =3.25mm 全齿高 h3=ha3+hf3=4.815mm齿顶圆直径 da3=d3+2ha3=50.09mm da4=d4+2ha4=86.96mm齿根圆直径
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