喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 輕型貨車變速器設計 摘 要 在技術要求為“汽車最高行駛車速為115㎞/h，整車整備滿載質量為2.4t，行駛中迎風面積為2.8㎡，車輪半徑為341㎜，主減速比為3”的條件下設計帶1級倒檔的四檔變速器。本設計中采用中間軸式變速器，其優(yōu)點是：最高檔采用直接檔，傳遞扭矩效率高，齒輪和軸承的磨損小，噪聲??；其它檔動力傳遞要連續(xù)經(jīng)過兩對齒輪，因此，在中心距較小的情況下，各檔仍然有較小的傳動比；其缺點是：中間檔的傳動效率低。設計中以設計輕型貨車變速器為目的，重點設計了變速器的各軸、各齒輪、各軸承；其中前進檔各齒輪采用平行軸斜齒輪，以提高傳動效率，減小噪聲，倒檔齒輪采用平行軸直齒輪：第一、第二軸后軸承采用角接觸球軸承，以承受軸向力，中間軸各軸承采用外圈有擋邊圓柱滾子軸承。換擋方式除倒檔采用第二軸可移動齒輪換擋外，其它各檔均采用鎖環(huán)式慣性同步器換檔，保證迅速、省力、無沖擊、無噪聲換檔，與操作熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性。操縱機構采用了間接操縱式手動換檔機構，換檔撥叉軸設計有自鎖和互鎖裝置，保證在汽車行駛當中無跳檔、亂檔以及換檔沖擊，工作可靠。 關鍵詞：汽車，輕型貨車，變速器，設計參數(shù) LIGHT GOODS VEHICLE TRANSMISSION DESIGN ABSTRACT Its technical requirements for " the maximum traveling speed of the car is 115 ㎞ / h, loaded with the quality of vehicle preparation for the 2.4t, driving in the wind area of 2.8 square meters, the wheel’ s radius is 341 mm, the main reduction ratio is 3", designing with the conditions reverse a four grade’s transmission. Design used in the middle of the transmission axis, and its advantages are: the highest grade adopts the direct shelf, it is high in efficiency to transmit the torsion, the wearing and tearing of gears and axles is light, other shelf power are transmitted that continuously passes two pairs of gears in a row, so in the case of the centre-to-centre spacing is smaller that every shelf still has a bigger decelerated ratio; Its shortcomings are as follows: the middle of the transmission efficiency is low. With the purpose of designing a light goods vehicles is transmission of the pickup truck in this design, focusing on the design of the transmission shaft, the gears, the bearings; Every gear of the advance shelf adopts parallel axle’s oblique gear, in order to improve transmission efficiency and reduce noise , the pour shelf gears adopts parallel axle’s straight gear; The first and the second shaft bearings angular contact ball bearing used to bear the axial force, the middle axle’s every bearing adopt outer lane has block cylinder’s columns roller bearings. In addition to shifting the way the use of the second reverse gear shift movable axis, the other files are locked inertia synchronizer ring gear, and ensure rapid, labor-saving, non-impact, noise-free transmission, and operation of proficiency has nothing to do so as to enhance the car's acceleration, economy and road safety. Organizations to adopt an indirect manipulation of manipulation of body-style manual shift, shift fork shaft design of self-locking and interlocking devices, which ensure that non-jump car file, arbitrary files, as well as the impact of shift and reliable. KEY WORDS: automobile，pick up truck，transmission，design parameter 5 目　錄 前　言 1 第1章 概述 2 1.1變速器的功能 2 1.2 變速器的分類 2 第2章 變速器布置方案分析 6 2.1變速器傳動方案分析 6 2.2變速器傳動方案的確定 6 2.3 變速器零部件結構方案分析 8 第3章 變速器傳動比選擇 12 3.1傳動比的范圍計算 12 3.2各檔傳動比估算 13 第4章 變速器參數(shù)選擇 15 4.1中心距的確定 15 4.2齒輪參數(shù) 15 第5章 漸開線圓柱齒輪設計計算 17 5.1各檔傳動比確定 17 5.2螺旋角的確定 18 5.3變位系數(shù)的確定 19 5.4倒檔齒輪的確定 20 第6章 變速器齒輪的材料與強度計算 23 6.1齒輪材料 23 6.2 齒輪的強度計算 25 第7章 軸的設計 31 7.1軸的設計參數(shù) 31 7.2軸的校核 33 第八章 軸承的設計 36 第九章 同步器的設計 38 9.1同步器的分類 38 9.2 主要參數(shù)的確定 39 結 論 41 謝 辭 42 參考文獻 43 前　言 汽車行駛的速度是不斷變化的，這就要求汽車的變速器的變速比要盡量多。盡管傳統(tǒng)的齒輪變速箱并不理想，但其以結構簡單、效率高、功率大三大顯著優(yōu)點依然占領者汽車變速箱的主流地位。圍繞汽車變速箱的四個研究方向，各國汽車變速器專家展開激烈角逐： 一、 傳統(tǒng)齒輪變速器 二、 摩擦傳動（CVT） 三、 液力傳動 四、 電控機械變速器 五、 齒輪無級變速器 在國外，自動變速器和無極調速技術已經(jīng)趨于完善并已投入實際生產(chǎn)，但其生產(chǎn)工藝復雜，生產(chǎn)成本過高。在中國使用最多的是液力傳動自動變速器和傳統(tǒng)齒輪變速器。考慮到我設計的變速器主要技術參數(shù)要求，我是盡所能的優(yōu)化該設計，由于需要大量重復性計算和修改，零件圖采用AUTOCAD繪圖，充分感受到了計算機在工程設計中的巨大作用。 在整個設計中，查閱了各種重要工程文獻資料，但由于本人水平和查閱范圍有限，設計中難免有不足之處，還望老師批評指正。 第1章 概述 1.1變速器的功能 不同的使用條件下，改變發(fā)動機傳到驅動軸上的轉矩和轉速，使汽車得到不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有力的工況范圍內工作。此外，應保證汽車能倒退行駛和在滑行或停車時，是發(fā)動機傳動系保持分離。需要時還要有動力輸出功能。 為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器有如下基本要求： 1、 正確選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標。 2、 設置空檔和倒檔，保證發(fā)動機和驅動輪能長期分離，使汽車能進行倒退行駛。 3、 換檔迅速、省力，以便縮短加速時間，并提高汽車動力性能。 4、 工作可靠。汽車行駛中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 5、 應設置動力輸出裝置，以便必要時進行功率輸出。 此外，變速器應當滿足功率高，噪聲低，體積小，重量輕，容易制造等要求。 1.2 變速器的分類 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。 1.手動變速器(MT) 手動變速器（Manual Transmission）采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值(也就是所謂的“級” )。比如，一檔變速比是3.85,二檔是2.55,再到五檔的0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值(即有5級)，所以說它是有級變速器。 曾有人斷言，繁瑣的駕駛操作等缺點，阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐，手動變速器會在不久“下課” ，從事物發(fā)展的角度來說，這話確實有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看，筆者認為手動變速器不會過早的離開。 首先，從商用車的特性上來說，手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例，卡車用來運輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力” ，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。 其次，對于老司機和大部分男士司機來說，他們的最愛還是手動變速器。從我國的具體情況來看，手動變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是“手動”駕車的，他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現(xiàn)實的。雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍，但是大多數(shù)年輕的司機還是崇尚手動，尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感，所以一些中高檔的汽車（尤其是轎車）也不敢輕易放棄手動變速器。另外，現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學校中，教練車都是手動變速器的，除了經(jīng)濟適用之外，關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調性。 第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟型轎車最為合適，手動變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟型轎車廠家，而且經(jīng)濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等國內廠家的經(jīng)濟型轎車都是手動變速的車，它們的各款車型基本上都是5檔手動變速。 2.自動變速器（AT） 自動變速器（Automatic Transmission），利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動變速汽車沒有離合器，但自動變速器中有很多離合器，這些離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達到自動變速的目的。 在中檔車的市場上，自動變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時候為了簡便操作、降低駕駛疲勞，盡可能的享受高速駕駛時快樂的感覺。在高速公路上，這是個體現(xiàn)地非常完美。而且，以北京市來說，現(xiàn)在的交通狀況不好，堵車是經(jīng)常的事情，有時要不停地起步停步數(shù)次，司機如果使用手動檔，則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動檔，就不會這樣麻煩了。 在市場上，此類汽車銷售狀況還是不錯的，尤其是對于女性朋友比較適合，通常女性朋友駕車時力求便捷。而我國要普及這種車型，關鍵要解決的是路況問題，現(xiàn)在的路況狀況不均勻，難以發(fā)揮自動檔汽車的優(yōu)勢。 3.手動/自動變速器（AMT） 其實通過對一些車友的了解，他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣手動/自動變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時捷車廠911車型上首先推出，稱為Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。 自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到，手動變速器有著很大的使用群體,而自動變速器也能適應女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩，這樣對于一些夫妻雙方均會駕車的家庭來說，可謂是兼顧了雙方，體現(xiàn)了“夫妻檔”。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術含量，但這類的汽車并不會在價格上都高不可攀，比如廣州本田飛度1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特2004派力奧1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那Speedgear EL這些“二合一”的車型價格均在10萬元左右，這個價格層面還比較低的。 所以，手動/自動車在普及上還是具有相當?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應該以此為契機，根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因為這類變速器是有比較廣闊的市場的。 4.無級變速器 當今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范·多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。通常有些朋友將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是我們常說的檔，一般自動變速器有2～7個檔。而無級變速器能在一定范圍內實現(xiàn)速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最合適的傳動比。 從市場走向來看，雖然無級變速器是一個技術分量比較高的部件，但是也已經(jīng)走進了普通轎車的“身體” 之中，廣本兩廂飛度每個排量都有一款配置了CVT無級變速器，既方便又省油，且售價也僅在9.68～11.68萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示QQ無級變速器型年底上市。看來無級變速器在中檔車中的運用將越為廣泛。 第2章 變速器布置方案分析 2.1變速器傳動方案分析 設計任務：4+1檔變速器，輕型貨車。采用后輪驅動，采用中間軸式變速器。 中間軸式變速器特點：變速器的第一軸與第二軸的軸線在同一直線上，將他們連接就得到直接檔。此時變速器的齒輪和軸承不承載，第一軸和第二軸冶金傳遞扭矩，因此變速器的傳遞效率高，磨損小，噪聲也小；在其它前進檔工作時，中間軸式變速器動力要連續(xù)經(jīng)過兩對齒輪，因此，在中心距較小的情況下，一檔仍然有較大的傳動比。這種變速器的主要缺點是中間檔的傳動效率較低。 在檔數(shù)相同的情況下，各種中間軸式變速器主要是在常嚙 合齒輪對數(shù)，換擋方式和倒檔傳動方案有所差別。 傳動方案：五對常嚙合齒輪，前進檔全部采用同步器換檔，為實現(xiàn)倒檔采用一雙聯(lián)齒輪，其中一齒輪與中間軸一檔齒輪常嚙合，第二軸倒檔齒輪采用可移的齒輪，此方案不僅簡單了其結構，而且避免在各傳動齒輪的輪齒在正、負交替的對稱變化的彎曲應力下工作，取舍極為優(yōu)越，是對變速器工作性能的極大提高。 2.2變速器傳動方案的確定 各方案如下： a方案： b方案： c方案： 圖２-１　變速器傳動方案 以上三種方案a、b、c是對該傳動方案的布置方案圖。由于方案a掛倒檔時出現(xiàn)困難，且中間軸一倒檔齒輪的輪齒要在正、負交替的對稱變化的彎曲應力下工作，出現(xiàn)了很不利的情況；而方案b前進檔全部由同步器換檔，換檔容易，倒檔由雙聯(lián)齒輪實現(xiàn)，解決了輪齒工作不利的情況，為對b方案進行優(yōu)化，生成了c方案，但美中不足，c方案出現(xiàn)換擋時對新手操作不便，且在換一擋時由于不是同步器換檔，會有輕的沖擊，考慮到眾多因素，該變速器采用了b方案。該方案的只要缺點是中間檔與低檔的傳動效率稍微降低。 2.3 變速器零部件結構方案分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。 1. 齒輪形式： 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導致變速器的轉動慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。 2.換檔結構形式： 換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。 直齒滑動齒輪換檔的特點是結構簡單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時齒端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，初一檔、倒檔外很少采用。 嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向尺寸。結合套換檔結構簡單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。 采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化。其缺點是結構復雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用于各式變速器中。 自動脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個問題，除工藝上采取措施外，在結構上，目前比較有效的方案有以下幾種： 1） 將嚙合套做得長一些（如圖1-7a） 或者兩接合齒的嚙合位置錯開（圖1-7b），這樣在嚙合時使接合齒端部超過被接合齒約1～3mm。使用中因接觸部分擠壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動脫檔。 a b 圖２-２ 防止自動脫檔的結構措施Ⅰ 2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄（0.3～0.6mm），這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動脫檔（圖1-8）。 3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜20～30），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 （圖1-9）。這種結構方案比較有效， 采用較多。 此段切薄 　 　圖２-３防止自動脫檔的結構措施Ⅱ 　 切成斜面 　　　　　　　 圖２-４防止自動脫檔的結構措施Ⅲ 3.軸承形式： 第一軸后軸承采用角接觸軸承，第二軸前軸承采用滾針，后軸承采用角接觸軸承，中間軸兩端都采用圓柱滾子軸承。 11 第3章 變速器傳動比選擇 3.1傳動比的范圍計算 設計主要技術參數(shù)：汽車最高行駛車速為100km/h，整車整備滿載質量為2.2t，行駛中迎風面積為2.8㎡，車輪半徑為420mm，主減速比為4.5。 １.阻力功率平衡：Pe=（+）　　　?。ǎ常保? 當=115kw/h時 其中：——滾動阻力系數(shù)：對貨車取=0.02 　——空氣阻力系數(shù)：貨車(0.8-1.0) ，取=0.8 　——傳動系效率：42后輪單級減速器，=0.9 與該功率相匹配的發(fā)動機轉速值，輕型貨車在4000～5000r/min之間，這里取 =4500r/min。 ２.發(fā)動機最大轉矩： =9549　　　　　　　　　　　　　　　 （３－２） 為轉矩適應性系數(shù)，一般在1.1～1.3之間，取=1.2，則=9549=9549=178.75Nm ３.最小傳動比： 最高檔采用直接檔，所以傳動系最小傳動比為==3 ４.最大傳動比 由=3已知，最大傳動比的確定就是變速器一檔傳動比的確定；由最大爬坡度的要求變速器一檔傳動比為： 　　　　　　　　　　 （３－３） 由驅動輪與路面的附著條件有變速器一檔傳動比： 　　　　　　　　　　　　　　　　　 （３－４） 其中：G = mg ：最大爬坡度。取= ：驅動車輪滾動半徑。 = ，此處采用子午線輪胎。 F=3.05 = 　?。浩嚌M載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷。4×2后輪單級減速器貨車滿載后軸軸荷占60%-68%。此取65%，則： =0.65mg=. 　　　　 ：道路附著系數(shù) 則 3.2各檔傳動比估算 由于該變速器為帶1級倒檔的四檔變速器，且變速器最高檔與最低檔傳動比確定后，中間格擋的傳動比理論上是按等比數(shù)列排列的，其公比： 　　　　　　　　　　　　　　 （３－５） n為變速器檔數(shù) ， 取=5.220，=1 該變速器設計為四檔變速器滿足其各檔之間傳動比在1.7～1.8之間的變化，滿足其檔與檔之間傳動比分配； =5.220，=3.009，，.6 14 第4章 變速器參數(shù)選擇 4.1中心距的確定 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： A=K 　　　　　　　　 （４－１） 其中： K ——中心距系數(shù)。貨車取K=8.6-9.6 這里取K=9.3 。 ——變速器傳動效率，取=0.96 初選中心距 =88.05mm 中心距最好取為整數(shù)，此處取. =89mm. 4.2齒輪參數(shù) 1.模數(shù)： 根據(jù)變速器用齒輪模數(shù)范圍（輕型貨車）2.20-3.5㎜《機械工程手冊》第12卷第39~69頁和標準模數(shù)系列（GB1357-87）及變速器低檔齒輪應選用大些的模數(shù)。因此，取倒檔平行軸直齒圓柱齒輪傳動，模數(shù)為，一檔平行軸斜齒圓柱齒輪傳動，模數(shù)為=3mm，其它檔斜齒輪模數(shù)為=3.5mm。 2.壓力角： 采用國家規(guī)定的標準壓力角=20。 3.螺旋角： 1)增大角使齒輪 合的重合度系數(shù)增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。隨著 增大，齒輪的強度也相應提高，不過當時，其彎曲強度驟然下降而接觸強度繼續(xù)上升，因此從提高低檔齒輪的強度出發(fā)，并不希望過大，而從提高低檔齒輪的接觸強度著眼，可選取較大的值。 2)斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力。故此設計應要求中間軸上的軸向力平衡，所以中間軸上齒輪的旋向應都做成右旋，而第一二軸上的齒輪旋向都做成左旋，第一二軸的軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。欲使中間軸上的斜齒輪軸向平衡，必須滿足： ； 　　　　　　　　　　　　 （４－２） 其中： 、——中間軸兩工作齒輪的螺旋角； 、——中間軸兩工作齒輪的節(jié)圓半徑。 對輕型貨車變速器=18-26，變速器齒輪螺旋角應在此范圍內變化。 16 第5章 漸開線圓柱齒輪設計計算 5.1各檔傳動比確定 1． 一檔傳動比：　　　　　 （５－１） =　　　　　　　　　　 （５－２） 取=18，則 因齒數(shù)為整數(shù)，得=57 中間軸小齒輪在12-17之間取用，所以取用=16 ，則=16，=57-16=41 。 對一檔得 由于 同理 2． 對常嚙合齒輪： 　　　　　　　　　　　　　 （５－３） 取=21 ，得 因齒數(shù)為整數(shù)，取 ，則 3． 對二檔齒輪： 因 又 ， 。 4． 對三檔齒輪： 由 則 ， 由上可得各隊嚙合齒輪的傳動比： 5． 各檔傳動比的確定 一檔 滿足一檔傳動比在5.2191-5.5338之間 二檔 三檔 四檔 各檔傳動比相差不大，齒輪齒數(shù)選擇合適。 表 5-1 變速器各檔傳動比的參數(shù)表 一檔 二檔 三檔 四檔 倒檔 5.369 3.104 1.804 1 5.775 5.2螺旋角的確定 根據(jù)中間軸上的軸向力平衡： ===　　　　　 （５－４） 同理：=,= 選取直接檔傳動齒輪的螺旋角：= 則== = =21.1635 同理可求的、的螺旋角值。但是從加工工藝性考慮，取==， 由于計算結果<，所以取= ，以便最大限度地促使中間軸上的軸向力平衡。 5.3變位系數(shù)的確定 根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)，取實際中心距，則對一檔兩嚙合齒輪來說：標準中心距==89.90mm；中心距變動系數(shù)：== 因為標準壓力角= 又== ，得= 又===0.9329 == == =0.03 +=0.03 齒輪比 由選擇變位系數(shù)線圖得 對常嚙合齒輪： 標準中心距===90.3989 ===0.4050 == ===0.9310 = == = =-0.14 +=-0.14 齒輪比 由變位系數(shù)線圖得 對二檔三檔齒輪： ====90mm 故二檔、三檔齒輪不產(chǎn)生變位。 5.4倒檔齒輪的確定 模數(shù)與一檔中間軸齒輪相同，齒輪一般在21-23之間，取=21，兩齒輪的螺旋角也相等. 則中間軸與倒檔軸的中心距=　　　　　 （５－５） ==58.356mm 齒輪變位系數(shù) ，取. 則可求出齒輪變位系數(shù) == =0.3827 , = ==0.3084 = = = =0.02 =-=0.02-0.17=-0.15 倒檔齒輪、： 為方便倒檔齒輪、正確嚙合且不與中間軸發(fā)生干涉。經(jīng)計算取兩齒輪中心距。 ， 由于倒檔傳動比限制，所以取 ， 則，倒檔傳動比合適。 參 數(shù) 齒 輪 參數(shù) 齒輪 模數(shù) 齒數(shù) 壓力 角 螺旋 角 變位 系數(shù) 嚙合 角 齒寬 (mm) 節(jié)圓 直徑 1 2.5 21 -0.05 21 58.16 2 2.5 44 -0.09 21 121.85 3 2.5 31 0 20 83.28 4 2.5 36 0 20 96.72 5 2.5 40 0 18 107.46 6 2.5 27 0 18 72.54 7 3 41 -0.14 18 129.47 8 3 16 0.17 37 50.53 9 3 21 -0.05 18 66.32 10 3 42 0 0 18 126 11 3 20 0 0 18 60 表5-2各齒輪參數(shù)的確定匯總表 43 第6章 變速器齒輪的材料與強度計算 6.1齒輪材料 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。 該變速器齒輪傳動為閉式結構，各檔齒輪材料均采用20CrMnTi (滲碳),齒面嚙合類型為硬齒面，經(jīng)表面淬火，齒面硬度為56-62HRC. 初選齒輪的精度為7級，要求齒面粗糙度Ra≤1.6～3.2. 1.計算各齒輪轉速： 2.圓周速度V： （6-1） 各齒輪圓周速度 3.確定各齒輪的精度： 根據(jù)其圓周速度確定各齒輪在 情況下選用7級精度，因此齒輪的精度等級為7級。 6.2 齒輪的強度計算 由于一檔傳遞轉矩最大，而直接檔傳遞轉矩最高，因此只需校核這兩檔的齒輪。只要其滿足強度要求，其它各檔都能滿足強度要求。 １.接觸應力的計算 （6-2） 式中， ----齒輪的接觸應力（MPa）； F----齒面上的法向力（N），； ——圓周力在（N）， ； ——節(jié)點處的壓力角（°）； ——齒輪螺旋角（°）； E——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??； B——齒輪接觸的實際寬度，20mm； ——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）； 直齒輪： 斜齒輪： 其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表： 表6-1 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 對于一檔齒輪：、 又F==== （6-3） 主動輪為, ==3754.33 N 所以從主動輪==3754.33 N ==18.93mm ==22.08mm 變速器齒輪(滲碳)一檔許用接觸應力 ，所以一檔兩齒輪接觸應力足夠。 對于倒檔齒輪 、： 主動輪=3754.33 N，所以知=3754.33 N mm 對主動齒輪： 對于齒輪、 主動齒輪 ===3003.47 N 變速器齒輪倒檔許用接觸應力 ，所以倒檔各齒輪接觸應力足夠。 ２.彎曲應力的計算 對于斜齒輪： 100~250（N/mm） （6-4） 對于直齒輪：400~850 （N/mm） （6-5） 式中： ——圓周力，=，N; ——計算載荷， ——應力集中系數(shù)，直齒輪取1.65，斜齒輪取1.5； ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； b——齒輪接觸的實際寬度，斜齒輪用代替，mm； ——端面周節(jié)，=m ——法面周節(jié)，= y——齒形系數(shù)，由圖6-1 ； ——重合度影響系數(shù)，=2. 圖6-1 齒形系數(shù)圖 對于齒輪， 圓周力： （6-6） 得 當量齒數(shù)： 查表得， 齒輪系數(shù) ， 一檔齒輪許用彎曲應力，所以兩齒輪彎曲應力足夠。 對倒檔齒輪： 為從動齒輪 貨車倒檔齒輪許用彎曲應力，所以倒檔齒輪彎曲應力足夠。 對倒檔齒輪 , : 主動輪為直齒輪： （6-7） = 3003.47 N ==3003.47 N ， mm == ， 該直齒輪許用彎曲應力，所以倒檔齒輪，彎曲應力足夠。 同理可對其它各齒輪進行校核，各齒輪彎曲應力均足夠。 第7章 軸的設計 7.1軸的設計參數(shù) 軸的直徑與轉矩有關，因而軸的直徑與變速器中心距有一定的關系，根據(jù)《汽車設計》的有關內容初選軸的直徑。 第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選 （7-1） 式中：——經(jīng)驗系數(shù), ； ——發(fā)動機最大轉矩, = 暫?。? 中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部直徑： 軸的最大直徑d與支撐間距的比值，對中間軸，第二軸，第一軸 1.第一軸的設計： 花鍵部分直徑 取第一軸前軸承部分直徑，后軸承部分 則軸的最大直徑 由 則 因此可設計軸各部分的長度。 軸的設計尺寸如下： 2.第二軸的設計： 由前知第二軸中部直徑 取第二軸中部直徑，由各種零件布置可知第二軸中部直徑應在一二檔同步器和一檔齒輪安裝位置。因此取倒檔可移的齒輪花鍵直徑，則第二軸的最大直徑 由第二軸 則 由此可設計軸各部分長度，軸的設計尺寸如（零件圖NO.1-A2） 3.中間軸的設計： 由前知中間軸的中部直徑 取中間軸的中部直徑，由于中間軸一檔齒輪直徑與軸直徑相差無幾，就把中間軸一檔齒輪與軸做在一起，此軸的最大直徑應為一檔齒輪的齒根圓直徑，即中間軸的最大直徑 由中間軸 則 由此設計軸各部分長度，軸的設計尺寸如（零件圖NO.2-A2）; 7.2軸的校核 初步確定軸的尺寸以后，再對軸進行剛度和強度測算?，F(xiàn)對中間軸進行校核。欲求中間軸式變速器第一軸的交點反作用力，必須先求第二軸支點反力。驗算時將軸看作是鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉矩應為 。由于檔位不同，不僅圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以原則上應對每個檔位都進行驗算。但是鑒于實際工作中一檔所受轉矩最大，作為重點校核。 計算齒輪受力 一檔齒輪受力 齒輪直徑：， 小齒輪受力：轉矩： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 直接檔齒輪受力 齒輪直徑： ， 大齒輪受力：轉矩： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 計算支承反力： 中間軸受力圖： 水平面受力圖： 水平面彎矩圖： 垂直面受力圖： 垂直面彎矩圖： 扭矩圖： 危險截面處 該處軸徑滿足要求。 第八章 軸承的設計 變速器軸承通常采用多為球軸承。先根據(jù)結構選軸承再驗算其壽命。在本設計中，軸與變速器殼體連接選用角接觸球軸承，齒輪與軸間用滾針軸承。檢驗最常用三檔、四檔。四檔為直接檔。故只需校驗三檔。 三檔：齒輪4轉矩 圓周力 徑向力 軸向力 由于第一軸軸承與第二軸軸端軸承選用為同一型號軸承，故只需校核該型軸承就可以了。 軸承代號：7207 類型代號：70000AC , 對第一軸前軸承 查《機械設計》表得e=0.68 X 、Y查表得 X=0.41 Y=0.87 沖擊載荷系數(shù)：查表 當量載荷P 若按車速100㎞/h，5萬公里無大修，則： 完全符合要求。 對第二軸軸端軸承： X、Y查表得 X=0.41 Y=0.87 沖擊載荷系數(shù)：查表 當量載荷 若按車速100㎞/h，5萬公里無大修，則： 故符合要求。 第九章 同步器的設計 同步器有常壓式、慣性式和慣增力式三種。常壓式同步器雖然結構簡單，但不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（及角速度相等）換檔缺點，得到廣泛應用的是慣性式同步器。慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、多片式和多錐式等。雖然他們的結構不同，但都有摩擦元件，鎖止元件和彈性元件。 9.1同步器的分類 鎖銷式同步器：零件數(shù)量少，摩擦面平均半徑大（轉矩容量大），軸向尺寸大。應用于中重型貨車。 滑塊式同步器：工作可靠，零件耐用，轉矩容量大，鎖止面在同步錐環(huán)的結合齒上會因磨損而失效。應用于輕型車。 多錐式同步器：在原有的兩個錐面之間插入兩個輔助同步錐，有效摩擦面積成倍增加，具有大轉矩容量，具有很好的同步效能，增加了可靠性。換檔力小，應用于重型貨車的主副變速器以及分動器中。 綜上，本設計采用鎖環(huán)式同步器。 圖9-1 鎖環(huán)式同步器 l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊; 7-止動球;8-卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪 9.2 主要參數(shù)的確定 1.錐面半角與摩擦系數(shù) 摩擦錐面半角越小，摩擦力越大，為增大同步器容量，值應盡量小。但太小，摩擦錐面會產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是。一般。時，摩擦力矩較大但錐面摩擦副控制不嚴時，則有粘住或咬住的傾向。在時，就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。 錐面摩擦系數(shù)大，則換檔省力或縮短同步時間，小則反之，甚至會失去同步作用。因此保持較大的摩擦系數(shù)對同步器工作有利。為此，在圓環(huán)錐面上制有破壞油膜的螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽。通常，軸間泄油槽為6-12個，槽寬3-4㎜，計算時取 2.同步器的鎖止角 換檔手柄上作用力 ，手柄傳到結合套的傳動比 ，而換檔機構效率： 則，作用在同步器上的軸向力F為： 工作面上的摩擦力矩： 其中：f——摩擦系數(shù)； R——摩擦面的平均半徑，mm； 為防止連接條件在轉動角速度相等的前結合換檔，必須滿足以下條件： ——由摩擦力矩 產(chǎn)生，用來防止過早換檔的力 ——由鎖止面傾斜而產(chǎn)生的力。 且 聯(lián)立上述三式： 通常鎖止角范圍之間，故取. 3. 錐面工作長度 同步器錐面工作長度b與摩擦材料、表面壓力、表面形狀等因素有關： 本設計中取b=8.5㎜ 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 貨車同步環(huán)厚度比轎車大些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5mm），使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 本設計中同步器徑向寬度取10.5mm。 4. 同步時間 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內選?。簩I車變速器高檔取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～1.50s。 結 論 本次設計是參照東風輕卡車型的變速器的設計。變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機械式變速箱設計發(fā)展到今天，其技術已經(jīng)成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們去探討、學習的。 對于本次設計的變速箱來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結構簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用結合套掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設計中采用了4+1檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達到其經(jīng)濟性和動力性的要求；變速器掛檔時用結合套，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。對掛檔操縱機構的改進，這樣可以在車身設計時與直接操縱相比，不受變速器位置的限制。本著實用性和經(jīng)濟性的原則，在各部件的設計要求上都采用比較開放的標準，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設計的不理想之處。但是，在以后的工作和學習中，我會繼續(xù)學習和研究變速器技術，以求其設計更加合理和經(jīng)濟。 緊張忙碌的畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，這次設計是對我大學三年來的學習的一次最綜合的檢驗，也更是一次綜合的學習過程。畢業(yè)設計不僅使我學習和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎。 謝 辭 此次畢業(yè)設計是在我們掌握了各科基礎課，如：機械制圖，機械原理，機械設計，汽車制造，汽車理論，汽車設計等基礎課的基礎上做的一次畢業(yè)設計，對汽車變速器的原理也已經(jīng)掌握的很是熟悉，因此在原理設計上面基本上是得心應手。其實，在校期間我們所學習的專業(yè)課也都是機構原理，在這些課上，看到的基本上都是簡圖，具體如何使用好手冊，各種畫法與標注要求都要依照手冊，設計參考手冊并不是很好，其實在我的設計中就出現(xiàn)了這樣的問題。由于原本學習的知識積累了很多的簡圖畫法，致使在這次設計出現(xiàn)了錯誤，所以在圖與標注都畫完時，不得不花費很多的時間去修改。另一方面，在此次設計中注意最多的也就是原理，具體如何加工和工藝結構的好壞，我們也知之甚少。設計中出現(xiàn)定位面過大，加工困難，加工成本非常高等一系列不合理現(xiàn)象，零件的各部分細節(jié)問題都暴露了出來 ，致使我又不得不睜大眼睛，一遍又一遍地思考這些問題以加以糾正，最終成果出來了，卻令人悔恨，沒想到修改卻花費了我更多的時間，而且在這次設計計算中，我只對其結構進行了設計。由于沒有實物與經(jīng)驗參考，加上時間倉促，沒有做全面的考證，具體的鎖止鋼球大小是否合適，彈簧選擇的是否合適，我并未做深入分析。 盡管可能存在這樣那樣不合理的地方，但我還是認為此次設計的收獲是豐厚的。通過這次畢業(yè)設計提高了我查閱資料的能力和實際動手的能力，是對我們所學習的各類知識綜合應用能力的考驗，為我們以后能從事這方面工作打下了良好的基礎。 在這次設計中，如果還存在哪些不合理的地方，懇請老師批評指正。 參考文獻 [1] 劉惟信.汽車設計.北京：清華大學出版社，2001：158～200 [2] 張洪欣.汽車設計.北京：機械工業(yè)出版社，1981：106～126 [3] 陳家瑞.汽車構造.第二版.北京：機械工業(yè)出版社，2005：40～61 [4] 張文春.汽車理論.北京：機械工業(yè)出版社，2005：70～83 [5] 彭文生，張志明，黃華梁.機械設計.北京：高等教育出版社，2002：96～138 [6] 董寶承.汽車底盤.北京：機械工業(yè)出版社，2004：32～81 [7] 陳煥江，徐雙應.交通運輸專業(yè)英語.北京：機械工業(yè)出版社，2002：20～30 [8] 劉鴻文.簡明材料力學.北京：高等教育出版社，1997：254～259 [9] 周一明，毛恩榮.車輛人機工程學.北京：北京理工大學出版社，1999：154～174 [10]（美）J.厄爾賈維克.汽車手動變速器和變速驅動橋.北京：機械工業(yè)出版社，1998：49～65 [11] 陳殿云，張淑芬，楊民獻.工程力學.蘭州：蘭州大學出版設，2003：182～196 [12] 葛志祺.簡明機械零件設計手冊.北京：冶金工業(yè)出版社，1985：14～16，113～115 [13] 濮良貴，紀名剛.機械設計.第七版.北京：高等教育出版社，2005：184～223 [14] 王昆，何小柏，汪信遠.課程設計手冊.北京：高等教育出版社，1995：47～49 [15] 侯洪生，王秀英.機械工程圖學.北京：科學出版社，2001：225～333