商用汽車變速器設(shè)計2（課程設(shè)計）,商用,汽車,變速器,設(shè)計,課程設(shè)計 本科課程設(shè)計說明書 題目：汽車設(shè)計課程設(shè)計  ——變速器設(shè)計 學(xué) 院 機械與汽車工程學(xué)院 班 級 09級車輛3班 指導(dǎo)教師 趙克剛 學(xué)生姓名 鄭振群 學(xué) 號 200930081500 提交日期 2012年07月 06日 《車輛工程專業(yè)課程設(shè)計》設(shè)計任務(wù)書 機械與汽車學(xué)院 班級 姓名 一．設(shè)計任務(wù)：商用汽車變速器設(shè)計(I) 二．基本參數(shù)：協(xié)助同組總體設(shè)計同學(xué)完成車輛性能計算后確定 三．設(shè)計內(nèi)容 主要進行變速器總成設(shè)計，設(shè)計的內(nèi)容包括： 1．查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計原則 2．根據(jù)給定的設(shè)計參數(shù)(發(fā)動機最大力矩，傳動系傳動比，驅(qū)動輪類型與規(guī)格，汽車總質(zhì)量和使用工況)，選擇變速器總成的傳動方案及零部件方案，協(xié)同設(shè)計完成一套完整的變速器裝置，設(shè)計過程中要進行必要的計算。 3．變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計和主要技術(shù)參數(shù)的確定 （1）主要參數(shù)的選擇和計算 中心距，外形尺寸，檔位數(shù)(不少于5擋)，各擋齒數(shù)等 （2）輸入軸(一軸)及輸出軸(二軸)主要零部件的設(shè)計與計算 齒輪強度計算，軸的強度計算， 3．結(jié)合同組“商用汽車變速器設(shè)計(II)”設(shè)計結(jié)果，繪制變速器裝配圖及主要零部件的零件圖 四．設(shè)計要求 1．變速器總成的裝配圖，1號圖紙一張。 裝配圖要求表達清楚各部件之間的裝配關(guān)系，標注出總體尺寸，配合關(guān)系及其它需要標注的尺寸，在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。 2．主要零部件的零件圖，3號圖紙4張。 要求零件形狀表達清楚、尺寸標注完整，有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標明對零件毛胚的要求，材料的熱處理方法、標明處理方法及其它特殊要求。 3．編寫設(shè)計說明書。 五．設(shè)計進度與時間安排 本課程設(shè)計為3周 １．明確任務(wù)，分析有關(guān)原始資料，復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 ２．設(shè)計計算 1.0周 ３．繪圖 1.0周 ４．編寫說明書、答辯 0.5周 六、主要參考文獻 1．成大先 機械設(shè)計手冊（第三版） 2．汽車工程手冊???? 機械工業(yè)出版社 3．陳家瑞 汽車構(gòu)造（下冊） 人民交通出版社 4．王望予 汽車設(shè)計?????機械工業(yè)出版社 5．余志生 汽車理論???? 機械工業(yè)出版社 七．注意事項 （1）為保證設(shè)計進度及質(zhì)量，設(shè)計方案的確定、設(shè)計計算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認可，尤其在繪制裝配圖前，設(shè)計方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈；尺寸標注正確。 （2）編寫設(shè)計說明書時，必須條理清楚，語言通達，圖表、公式及其標注要清晰明確，對重點部分，應(yīng)有分析論證，要能反應(yīng)出學(xué)生獨立工作和解決問題的能力。 （3）獨立完成圖紙的設(shè)計和設(shè)計說明書的編寫，若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。 八．成績評定 出勤情況（20%） 設(shè)計方案與性能計算（40%） 圖紙質(zhì)量（20%） 說明書質(zhì)量（20%） 評 語 總 成 績 指導(dǎo)教師 注意：此任務(wù)書要妥善保管，最后要裝訂在設(shè)計說明書的第一頁。 目錄 概 述 4 中間軸式變速器設(shè)計 5 一、 傳動方案和零部件方案的確定 5 [1] 傳動方案初步確定 5 [2] 零部件結(jié)構(gòu)方案 6 二、 主要參數(shù)的選擇和計算 7 [1] 先確定最小傳動比 7 [2] 確定最大傳動比 8 [3] 擋位數(shù)確定 10 [4] 中心距A 10 [5] 外形尺寸設(shè)計 11 [6] 齒輪參數(shù) 11 三、 輪齒設(shè)計計算 16 [1] 齒輪彎曲強度計算 16 [2] 輪齒接觸應(yīng)力 20 四、 軸的設(shè)計計算 24 [1] 軸的結(jié)構(gòu) 24 [2] 確定軸的尺寸 24 [3] 軸的強度驗算 25 參考文獻 32 概 述 變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，還應(yīng)有功率輸出裝置。 對變速器的主要要求是： 1.應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟性指標。在汽車整體設(shè)計時，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動比，來滿足這一要求。 2.工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過采用同步器和預(yù)選氣動換擋或自動、半自動換擋來實現(xiàn)。 3.重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。 4.傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有省? 5.噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。 中間軸式變速器設(shè)計 一、 傳動方案和零部件方案的確定 作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機械式變速器。中間軸式變速器傳動方案的共同特點如下： （1） 設(shè)有直接擋； （2） 1擋有較大的傳動比； （3） 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動，擋位低的齒輪（1擋）可以采用 或不采用常嚙合齒輪傳動； （4） 除1擋外，其他擋位采用同步器或嚙合套換擋； （5） 除直接擋外，其他擋位工作時的傳動效率略低。 [1] 傳動方案初步確定 （1）變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)同步器將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，1擋采用滑動直齒齒輪傳動。 （2）倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用支持滑動齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪，避免中間齒輪在最不利的正負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作，提高壽命，并使倒擋傳動比有所增加，倒擋的輸出軸從動齒輪與1擋的輸出軸從動齒輪相同。 圖1 中間軸式五擋變速器傳動方案 根據(jù)以上要求，選擇圖1-a方案作為本設(shè)計的中間軸式五擋變速器的傳動方案。 [2] 零部件結(jié)構(gòu)方案 1．齒輪形式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造工藝復(fù)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。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 2．換擋機構(gòu)形式 此變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換擋，會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高擋位。為簡化機構(gòu)，降低成本，此變速器1擋、倒擋采用此種方式。 使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強度，降低操作難度，2擋以上都采用同步器換擋。 3．變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動軸套等。 變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉(zhuǎn)動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位及運轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下，應(yīng)盡量使用滾針軸承。 二、 主要參數(shù)的選擇和計算 目前，貨車變速器采用4~5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在4~5個，需要通過計算傳動比范圍后最后確定。 [1] 先確定最小傳動比 傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比ig和主減速器傳動比i0的乘積來表示 itmin=igmini0 3-1 通常變速器最小傳動比igmin取決于傳動系最小傳動比it0和主減速器傳動比i0，而根據(jù)汽車理論，汽車最高車速時變速器傳動比最小，則根據(jù)公式 ua=0.377rnigmini0 3-2 式中：ua為汽車行駛速度，km/h; n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min; r為車輪半徑，m; igmin特指為最高擋傳動比。 可得 itmin=0.377rnvuamax 3-3 指最高車速時發(fā)動機的轉(zhuǎn)速，一般=（09~1.1），其中為發(fā)動機最大功率時對應(yīng)的轉(zhuǎn)速，本車取=3800r/min , r/min 中型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T 19047-2003《增強型載重汽車輪胎系列》可選用后輪9.0R20型號，負荷下靜半徑為471mm。汽車給定的最大車速為95km/h, 后經(jīng)過主減速器校核修正之后得到 另外，為了滿足足夠的動力性，還需要校核最高擋動力因數(shù)D0max。一般汽車直接擋或最高擋動力因數(shù)取值范圍如下表所示 動力因數(shù)取值 中型貨車 微型貨車 轎車 0.04~0.08 0.08~0.1 0.1~0.2 本設(shè)計中取D0max=0.05，最小傳動比與最高擋動力因數(shù)D0max有如下關(guān)系 D0max = TtqmaxitminηtrG-CDAuat221.15G 3-4 式中：uat為直接擋或最高擋時，發(fā)動機發(fā)出最大扭矩時的最大車速，km/h，此時可近似取uat=uamax。 其它參數(shù)見下表。 參數(shù)說明 ηt Ttqmax(N.m) 最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速（r/min） 空氣阻力系數(shù)CD 迎風(fēng)面積A(m^2) uamax(km/h) 0.9 366.5 2037 0.6 4.234 95 根據(jù)3-4式可得itmin=8.85>6.86,從滿足最高擋動力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟性，取傳動系最小傳動比為itmin=6.86。若按直接擋igmin=1，則i0=6.86該車采用單級主減速器，主減速器傳動比i0≤7，滿足要求。 [2] 確定最大傳動比 確定傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數(shù)D0max、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系的最大傳動比通常是變速器1擋傳動比ig1與主減速器傳動比i0的乘積，即 itmax=ig1i0 3-5 當(dāng)汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應(yīng)為 Ftmax=Ff+Fimax 3-6 各表達式展開為 Ttqmaxitminηtr=Gfcosαmax+Gsinαmax 3-7 則 ig1≥G（fcosαmax+sinαmax）rTtqmaxi0ηt 3-8 各參數(shù)見下表 計算參數(shù)表 ηt f i0 r(m) ma(kg) Ttqmax(N.m) αmax 0.9 0.02 6.75 0.471 10440 366.5 16°7'(30%) 代入3-8式計算可得ig1≥6.6。 1擋傳動比還應(yīng)滿足附著條件 Ftmax=Ttqmaxig1i0ηtr≤Fφ 3-9 對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式 Fφ=FZ2φ=G2φ=m2gφ 3-10 式中：m2為后軸質(zhì)量，m2=66.4%ma，取φ=0.8 將式3-10代入式3-9求得 ig1≤m2gφrTtqmaxi0ηt=11.5 取ig1=6.8。此時校核的最大爬坡度為31%，即 。因此，變速器傳動比范圍是1~6.8，傳動系最大傳動比itmax=46。 [3] 擋位數(shù)確定 增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。 在最低擋傳動比不變的情況下，增加變速器的擋位數(shù)會使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動比比值減小，使換擋工作容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各擋的傳動比。實際上，汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照等比級數(shù)分配的。 此貨車暫定擋位數(shù)為5，則相鄰擋位傳動比的比值為 Q=4ig1=46.8=1.615<1.8 一般擋數(shù)選擇要求如下： 1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。 2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。 滿足要求，確定擋位數(shù)為5，則ig1=6.86，ig2=q3=4.21，ig3=q2=2.61，ig4=q=1.61，ig5=1。 [4] 中心距A 對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強度都有影響。 中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算 A=KA3Temaxig1ηg 3-11 式中：KA為中心距系數(shù)，貨車為8.6~9.6;Temax為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N.m；ig1為變速器1擋傳動比；ηg為變速器傳動效率，取96%。 貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。對于本輕型貨車，可取KA=9.0，其余取值按照已有參數(shù)計算3-11式可得A≈120.37mm。 [5] 外形尺寸設(shè)計 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，5擋為（2.7~3）A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。 本車5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A，取整得L=361mm。 [6] 齒輪參數(shù) 1．模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)選取的一般原則如下 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬； 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù)； 4）從強度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù)； 5）對于貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些； 6）低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。 中型貨車（6t

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