1、课题：桑塔纳3000 变速箱设计日日 期期 2013年年6月月毕业设计之学学 生生 pgh指导老师指导老师 卢曦卢曦教授教授研究背景设计内容论文结论134论文构架近年来，汽车的发展速度呈现出突飞猛进的势头，汽车变速器，作为汽车动力系统的一个重要组成部分，也处于这样一个快速增长期。在全球节能减排的大背景下，汽车变速器越来越朝着小型化、轻型化方向发展，使得变速器结构尺寸越来越小，重量越来越轻。为了降低发动机的比油耗，减少排放，降低工作噪声，变速器也朝向能够传递大功率、大转矩化。这对于变速器设计人员提出了更高的要求， 设计出结构紧凑、承载能力强、使用寿命长、总质量更轻的变速器成为变速器行业提升市场竞
2、争力的关键因素。研究背景(1) 变速器总体设计(2) 变速器主要参数设计(3) 变速器各档传动比的分配(4) 齿轮和轴的设计(5) 同步器设计(6) 总装配图设计内容变速器总体设计两轴式变速器传动方案倒档传动方案变速器最终布置方案一档传递路线图：输入轴齿轮1 齿轮2 齿轮2、4之间同步器输出轴输入轴输出轴变速器主要参数的确定档数，本次设计采用的是5档变速器最小传动比 ，最小传动比选的大，汽车后备功率大，动力性有加强，但燃油经济性较差。最小传动比选的小，汽车后背功率小，发动机功率利用率高，燃油经济性较好。超速档传动比为小于1，本次设计采用0.87，由轿车在最高档时n/ua的允许值 ，确定i0=3
3、.73最大传动比，影响因素有汽车最大爬坡度、附着率、最低稳定车速。对于轿车，因为一般轿车比功率比较大，最大爬坡能力常大于30%，其最大传动比是根据加速能力来确定的。由统计轿车最大传动比范围1215，初选最大传动比itmax=12.78, 得到i1=3.43。中心距，初选中心距经验公式： 乘用车：中心距KA取8.99.3 ,Temax=155N.m, i1=3.43,变速器传动效率g取96%，得A=72.7mm31maxgeAiTKA齿轮参数模数 ，影响到齿轮的强度、质量、噪声，由齿轮模数应经系列化，一档齿轮模数选择3.00，其他前进挡选择模数选2.75，倒档齿轮模数选择2.25。压力角，齿轮压
4、力角较大时，可以提高齿轮抗弯强度，也可以提高表面接触强度。由标准压力角为20，本次设计直齿轮压力角取20，斜齿轮法面压力角为20。螺旋角，斜齿轮运转平稳、噪声小，承载能力高，适合高速传动。增大螺旋角，可以提高齿轮的接触强度，但超过30时，齿的抗弯强度骤然下降，由统计两轴式变速器为2025，本次设计螺旋角选用22。齿宽b，齿宽影响变速器的轴向尺寸、质量、齿轮的工作平稳性和齿轮强度等。一般根据齿轮模数选择齿宽，b=kcm(mn),kc为齿宽系数，斜齿轮kc取6.08.5，本次设计kc=7.2直齿轮kc=4.58.0,本次设计取8.0。变位系数，为了保证有相同的中心距时，必须采用角度变位齿轮。由小齿
5、轮根切强度较低，而且传递的载荷较大，故对小齿轮采用正角度变位。齿顶高系数，齿顶高系数对齿轮副的重合度、齿轮强度、工作噪声等许多性能够有重要影响。由国家标准齿顶高系数取1.00，本次设计采用1.00。变速器各档传动比的分配 汽车变速器各档传动比大体是按等比级数分配的，因此本次设计初步按照传动比比值等比进行分配：qiiiiiiiigggggggg54433221 由i1=3.43，五档传动比ig5 选定为0.87，因此计算得 q=1.41，由中心距A=72.7mm，对一档：43. 3121ZZignhmAZZZcos221 取整后得Z1=10, Z2=35，修正后传动比i1=3.5，修正中心距为m
6、mZmAhn8 .7222cos24500. 3cos2 取整后A=73mm,作为标准中心距，依次分配其它各档齿数各档传动比分配档位传动比一档3.50二档2.571三档1.722四档1.227五档0.885倒档3.455齿轮和轴的设计齿轮的强度计算直齿轮弯曲应力计算公式：斜齿轮弯曲应力计算公式：齿轮的接触应力计算公式：式中： 应力集中系数 摩擦力影响系数 重合度影响系数 主动齿轮节点处曲率半径 从动齿轮节点处曲率半径 y 齿形系数 y yzKmKKTcfgw32KyKzmKTcngw3cos2)11(418. 0bzjbFEKfKKzb 轴的设计应该满足便于制造和方便安装的要求。同时轴上零件有
7、准确的定位，其结构满足工艺性要求。本次设计中，因输入轴上一档齿轮、二档齿轮及倒档齿轮外径较小，故采用齿轮轴结构。为便于齿轮的装配，输出轴设计成阶梯轴形式，轴颈由主动锥齿轮方向向另一端逐渐减少。 轴的各端长度由齿轮及同步器宽度初步进行设计，初选第一轴的花键部分直径公式： K：经验系数，K=4.04.6轴的设计mmTKde 24.7148.21155)6 . 44(33max轴的刚度和强度计算轴的刚度计算EILbaFfc3221ELIbaFfs3222ELIababF3)(1332dMWM).(222mmNTMMMnsc轴在垂直面内挠度fc计算公式： 轴在水平面内挠度计算公式 ： 轴在垂平面内转角
8、计算公式：轴的应力公式： 式中： F1径向力，F2圆周力，I惯性矩Mc为垂直面内弯矩，Ms为水平面内弯矩，Tn为轴的转矩，W为抗弯截面系数各档工作时最大应力输入轴一档二档三档四档五档倒档应力max（MPa）160.1297.20104.6784.4498.22143.27 输出轴一档二档三档四档五档倒档应力（MPa）31.0466.3481.5098.38104.9793.52 低档工作时许用应力 400MPa，以上最大工作应力均小于许用值，故符合要求。输入轴最终设计图纸输出轴最终设计图纸输入轴三档齿轮输入轴五档齿轮输出轴一档齿轮输出轴四档齿轮同步器设计惯性式同步器因为能够保证在齿轮同步状态下
9、换挡，本次设计的是轿车同步器，为保证能够顺利轻便的换挡，本次设计采用的是惯性式同步器。锁环式同步器主要参数：接近尺寸b 尺寸b应大于零，取b=0.20.3mm本次设计b=0.3mm 分度尺寸aa是滑块侧面与锁环缺口接触时，啮合套接合齿中心线与锁环接合齿中心线间的距离a=1/4接合齿齿距 滑块转动距离c滑块宽度d、滑块转动距离及缺口宽度有以下关系：E=d+2c1-啮合套接合齿 2-滑块3-锁环 4-齿轮接合齿1-啮合套 2-锁环3-滑块 4-锁环缺口同步器主要参数的确定摩擦因数f, 摩擦因数f对换挡齿轮和轴的角速度达到同步有重要影响，f取得大，换挡省力缩短同步时间。f太小可能失去同步作用。在油中
10、工作f取0.1。锥面半锥角，防止摩擦锥面自锁的条件是tanf ，一般取=68，本次设计=7 锁止角，影响锁止角的因素有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径及锥面半锥角等。锁止角一般在2642变化，本次设计采用=32 总装配图论文结论本次设计的变速器是两轴式轿车变速器，结构简单、易于制造。传动比范围较广，能满足不同工况的使用要求。本次设计采用的是全同步器式换档方案，故换档平顺，不出现换挡齿轮冲击。输出轴支撑采用的是圆锥子轴承，故要注意装配轴承的预紧力以防止磨损后轴的歪斜。本变速器只要将五档齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可变为四档变器。因为全同步器式换挡，故会使变速器制造成增加，这是不足之处。通过这次对变速器的设计，我对汽车设计理论和方法有了系统的学习，同时对前期学过的课程进行了一次全面的复习。谢谢恳请各位评委老师给予指正
