东风轻型货车变速器设计（三轴五档变速器）

喜欢就充值下载吧。资源目录里展示的文件全都有，请放心下载，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 = 喜欢就充值下载吧。资源目录里展示的文件全都有，请放心下载，有疑问咨询QQ:1064457796或者1304139763 = 毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 轻型货车变速器 院 系 名 称: 汽车与交通工程学院专 业 班 级: 车辆B07-05班 学 生 姓 名: 赵源 导 师 姓 名: 杨兆 开 题 时 间: 2011年3月11日 指导委员会审查意见： 签字： 年 月 日开题报告撰写要求一、“开题报告”参考提纲1. 课题研究目的和意义；2. 文献综述（课题研究现状及分析）；3. 基本内容、拟解决的主要问题；4. 技术路线或研究方法；5. 进度安排；6. 主要参考文献。二、“开题报告”撰写规范请参照黑龙江工程学院本科生毕业设计说明书及毕业论文撰写规范要求。字数应在4000字以上，文字要精练通顺，条理分明，文字图表要工整清楚。 毕业设计（论文）开题报告学生姓名赵源院系汽车与交通工程学院专业、班级B07-05班指导教师姓名杨兆职称讲师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称轻型货车变速器一、 课题研究的目的和意义研究的目的：现在汽车上广泛使用的活塞式发动机，其输出的转矩和转速变化范围很小，而汽车行驶时遇到的复杂的道路条件和使用条件要求汽车的驱动力和车速能在很大范围内变化，这就需要使用变速器用来改变发动机传递到驱动轮上的转矩和转速，使汽车在各种行驶工况下获得不同的牵引力和速度。通过研究汽车在地起步、爬坡、转弯、加速等行驶工况中变速器的挡位变化，进行变速器的各个部分设计，使发动机在最有利的工况范围内工作。本设计方案是选择已有车型的技术参数，进行车辆变速器的设计。通过查阅文献和资料，还原变速器的设计思路和附属部件选择方法，在此基础上进行整体方案的优化设计，使设计出来的变速器能满足车辆高动力性和高经济性的要求，在技术加工上具有可行性，满足大批量生产的特点。选题的意义：“十一五”期间，汽车工业发展迅猛，年产量由571万辆上升到1826万辆，私人汽车保有量由2365万辆上升到6539万辆，中国已成为世界最大的汽车生产和消费国之一。汽车作为一个在方方面面影响居民生产、生活的用品，它的动力性、经济性、通过性、操纵方式等任何一项突破都会对整个行业产生巨大的影响。作为车辆工程专业的本科学生，选择变速器进行设计，在设计过程中会复习所学的专业课程、了解大量的专业知识，设计方案具有足够的复杂程度和生产的可行性。二、文献综述（课题研究现状及分析）：目前，轻、中型货车变速器的传动比通常有3-5个前进挡和一个倒挡,采用有级式变速器。在重型货车用的组合式变速器中，为了提高动力性、经济性有更多挡位。车用变速器具有这样几个功用： 改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较低)的工况下工作； 在发动机旋转方向不变情况下，使汽车能倒退行驶； 利用空挡，中断动力传递，使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。变速器是由变速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输出器。在分类上有两种方式：按传动比变化方式和按操纵方式的不同来分。按传动比变化方式分：有级式变速器是目前使用最广的一种。它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。按所用轮系形式不同，有轴线固定式变速器(普通变速器)和轴线旋转式变速器(行星齿轮变速器)两种。无级式变速器其的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式(动液式)两种。电力式无级变速器的变速传动部件为直流串激电动机，除在无轨电车上应用外，在超重型自卸车传动系中也有广泛采用的趋势。动液式无级变速器的传动部件为液力变矩器。综合式变速器是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器，其传动比可在最大值与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化，目前应用较多。按操纵方式来分：强制操纵式变速器是靠驾驶员直接操纵变速杆换挡。自动操纵式变速器其传动比选择和换挡是自动进行的，所谓“自动”，是指机械变速器每个挡位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换挡系统的执行元件而实现的。驾驶员只需操纵加速踏板以控制车速。半自动操纵式变速器有两种型式：一种是常用的几个挡位自动操纵，其余挡位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定挡位，在踩下离合器踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换挡。按使用方法分类： 手动变速器（MT），也称手动挡，即用手拨动变速杆才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。踩下离合时，方可拨得动变速杆。如果驾驶者技术好，装手动变速器的汽车在加速、超车时比自动变速车快，也省油。自动变速器（AT），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。一般来讲，汽车上常用的自动变速器有以下几种类型：液力自动变速器、液压传动自动变速器、 电力传动自动变速器、有级式机械自动变速器和无级式机械自动变速器等。其中，最常见的是液力自动变速器。液力自动变速器主要是由液压控制的齿轮变速系统构成，主要包含自动离合器和自动变速器两大部分。它能够根据油门的开度和车速的变化，自动地进行换挡。无级变速器（CVT），无级变速器是由两组变速轮盘和一条传动带组成的。因此，其比传统自动变速器结构简单，体积更小。另外，它可以自由改变传动比，从而实现全程无级变速，使汽车的车速变化平稳，没有传统变速器换挡时那种“顿”的感觉。无级变速器属于自动变速器的一种，但它能克服普通自动变速器“突然换挡”、油门反应慢、油耗高等缺点。现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。采用无级变速器可以节约燃料，使汽车单位油耗的行驶里程提高30%。通过选择最佳传动比，获得最有利的功率输出，它的传动比比传统的变速器轻，结构更简单而紧凑。 现在市场上流行的变速器种类：双离合变速器(Dual Clutch Transmission)，DCT基于手动变速器而又不是自动变速器，除了拥有手动变速器的灵活性及自动变速器的舒适性外，还能提供无间断的动力输出。DCT的核心技术仅掌握在美国博格华纳(BorgWarner)和德国舍弗勒(Schaeffler)集团手中。博格华纳是大众第一代六速DSG（大众的DCT）关键技术的提供者，为大众DSG提供湿式双离合。 DCT内含两台自动控制的离合器，由电子控制及液压推动，能同时控制两台离合器的运作。当变速器运作时，一组齿轮被啮合，而接近换挡时，下一组挡段的齿轮已被预选，但离合器仍处于分离状态；当换挡时，一台离合器将使用中的齿轮分离，同时另一台离合器啮合已被预选，在整个换挡期间能确保最少有一组齿轮在输出动力，从而不会出现动力中断的状况。基于DCT技术的各公司不同变速器 大众 DSG (Direct Shift Gearbox) 奥迪 S Tronic 宝马 M DKG (Doppel Kuppling Getriebe, M Double Clutch gearbox) 福特、沃尔沃 Powershift 保时捷 PDK (Porsche Doppelkupplungsgetribe) 三菱 Twin Clutch SST电控机械式自动变速器（Automated Mechanical Transmission）AMT是在原有齿轮式机械变速器的基础上加装电脑控制系统，对油门、离合器、变速杆的控制均采用了电动机驱动或液压驱动的执行机构，从而实现选挡、换挡的自动化控制，使汽车成为自动变速的汽车。它保持了原有的机械传动结构基本不变，所以齿转传动固有的传动效率高、机构紧凑、工作可靠等优点被很好的继承下来。在1967年，转子发动机的创始者德国NSU就在Ro80轿车上采用了三前速半自动变速箱，这种纯机械控制的半自动变速箱正是AMT变速箱的雏形。AMT控制系统由四部分组成：a被控对象包括发动机、离合器和变速器；b履行机构包含步进电机、电磁阀(普通电磁阀和高速电磁阀)及液压缸(离合器动作缸和选、换挡油缸)等；c传感器包含速度传感器(动员机转速传感器、输进轴转速传感器、车速传感器)、油门开度传感器和挡位传感器等；d电控单元(ECU)包括CPU、ROM和IO接口等。三种电控机械式自动变速器：电控液动AMT 电控电动AMT 电控气动AMT无级变速器(Continuous Variable Transmission)CVT的变速比不是间断的点，而是一系列连续的值，譬如可以从3.455一直变化到0.85。CVT结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，它主要靠主、从动轮和金属带来实现速比的无级变化。CVT技术的发展，已经有了一百多年的历史。德国奔驰公司是在汽车上采用CVT技术的鼻祖，早在1886年就将V型橡胶带式CVT安装在该公司生产的汽油机汽车上。CVT主要包括主动轮组、从动轮组、金属带和液压泵等基本部件。金属带由两束金属环和几百个金属片构成。主动轮组和从动轮组都由可动盘和固定盘组成，与油缸靠近的一侧带轮可以在轴上滑动，另一侧则固定。可动盘与固定盘都是锥面结构，它们的锥面形成V型槽来与V型金属传动带啮合。发动机输出轴输出的动力首先传递到CVT的主动轮，然后通过V型传动带传递到从动轮，最后经减速器、差速器传递给车轮来驱动汽车。工作时通过主动轮与从动轮的可动盘作轴向移动来改变主动轮、从动轮锥面与V型传动带啮合的工作半径，从而改变传动比。可动盘的轴向移动量是由驾驶者根据需要通过控制系统调节主动轮、从动轮液压泵油缸压力来实现的。由于主动轮和从动轮的工作半径可以实现连续调节，从而实现了无级变速。奥迪、日产 、三菱、奥迪、 日产天籁、本田飞度、菲亚特、福特等世界名牌车系都有配备CVT变速器的轿车销售。锥环式无级变速器（Cone-Ring Transmission）KRG锥环式无级变速器是一种无级变速的靠摩擦传动的变速器，从运作原理上将属于CVT变速器的分支，KRG的设计理念是避免采用任何方式的液压泵，仅用简单和耐用的部件实现纯机械控制。与传统CVT无级变速器相比，KRG的这种设计理念使它在制造成本和效率方面拥有巨大的优势。KRG并不是一项很新奇的发明，早在文艺复兴时期，意大利著名画家达芬奇就已经绘制了CVT变速器的雏形，也是KRG的鼻祖。1902年工程师泰勒第一次做出了锥环式的变速器结构，也是KRG的原型。变速系统是由一个输入滚锥，一个输出滚锥和一个传动环构成的。传动锥环环绕在输出锥或者输入锥上。通过改变滚锥的半径和角度就能很容易调整起步速比，超速速比及速比范围以匹配不同整车的性能与空间要求，因此匹配灵活性极高，二次开发成本较低。KRG系统一些主要元件如包括滚锥和传动环，胀紧机构和速比调节执行机构都是纯机械控制的。KRG锥环和滚锥之间的夹紧力是通过输出滚锥的轴向移动来实现的。由滚珠和斜槽组成的机械式扭矩传感器能将输出扭矩转换成轴向压力。通过定位在输出轴扭矩传递路径上的位置，此机械系统可“感受”到各种扭矩变化，并将其转化为相应的轴向力，从而在机械效率和传递扭矩之间实现自动机械式调节。这种简单的机械式结构聪明之处在于没有使用常用的昂贵电子传感器和电控/液压系统，节省成本的同时工作可靠性有保障。缺点也是明显的，那就是当系统扭矩需求变大时，整个KRG变速器的机械效率就会明显降低。三、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题基本内容：设计的基本内容包括：汽车动力参数的选定（传动效率、滚动阻力系数、空气阻力系数），变速器的传动方案（轴数、各挡的布置），变速器主要零件结构方案（齿轮形式、换挡结构形式、变速器轴承），变速器的主要参数的选择（挡数、传动比范围、中心距、外形尺寸、轴的直径、齿轮参数、各挡齿数的分配），齿轮、轴的强度的计算和校核，同步器的选择，变速器操纵机构的设计，变速器壳体的设计，结论。设计说明书1.5万字，装配图和各零件图，折合0号图纸3张以上。拟解决的主要问题：变速器的各个部分进行分步设计：传动机构布置方案要求布置方便、结构简单、轮廓尺寸小，轴有足够的刚度，齿轮磨损小和工作噪声低。论文引用的数据和原理通过查阅相关文献来确定。为了确保设计的可靠性，需要参照已有车型的动力性、经济性、通过性等进行主要参数选定。通过计算，选择和校核主要零件的尺寸和强度，使其满足车辆在不同工况下行驶的要求。在设计的过程中，要保证设计的结构能正常的使用，符合国家标准，具有生产和加工的可行性。四、技术路线（研究方法）选定参考车型，确定基本参数变速器传动机构布置方案变速器的主要参数变速器的校核零件结构方案同步器的选择变速器操作机构组合装配零件图、装配图的二维CAD绘制成立不成立四、进度安排（1）调研、资料收集、完成开题报告 第1、2周（2月28日3月6日）(2) 根据参数进行相关部件的参数计算，并进行验证 第 3、4周（3月7日3月20日）(3) 在CAD软件平台上建立装配图绘制 第5、6、7周（3月214月10日）（4）对零件图形进行绘制 第8、9、10、11周（4月115月8日）（5）设计1.5万字说明书一份，零件图一套 第12、13、14周（5月9日5月29日）（6）毕业设计审核、修改 第15、16周（5月30日6月12日）（7）毕业设计答辩准备及答辩 第17周（6月13日6月 19日）五、参考文献1 臧杰 阎严.汽车构造.下册.北京：机械工业出版社，2005.82 龚溎义.机械设计课程设计图册. 北京：高等教育出版社，1989.53 马兰.机械制图.机械工业出版社2006.54 余志生.汽车理论.第5版.北京：机械工业出版社，20005 王望予.汽车设计.第4版. 北京：机械工业出版社，2004.86 于惠力.传动零部件设计实例精解.北京：机械工业出版社 2009.37 张展.齿轮设计与实用数据速查.北京：机械工业出版社 2009.58 甘永立.几何量工差与检测.上海：上海科学技术出版社 20039 唐大放.冯小宁. 扬现卿.机械设计工程学.江苏：中国矿业大学出版社，200110马超圣. 对汽车机械变速器齿轮设计中几个问题的探讨J.设计与计算.1996(5):10-2811付灵玲. 机械式汽车变速器的结构分析与优化D.广西大学.2009.412蒋春明. 汽车机械式变速器变速传动机构可靠性优化设计D.南京航天航空大学.2007.0113潘玉清. 中型载货汽车变速器结构优化设计J.机械传动.2010(9):56-58 6814韩德斌. 手动变速器常见故障诊断与分析J.轻型汽车技术.2005（8）：48-5010欧阳鸿武.唐艳军.张志沛.胡年. EQ1092型载货车加装气动附加装置的模型风洞试验研究A. 欧-.唐-.中南大学.张-.胡-.长沙交通学院.中图分类号:U461.1.文章编号：1000-3703（2001）06-0015-0315赵世琴.黄宗益.陈明.惯性式同步器的结构分析J.同济大学机械系.起重运输机械.2000(5)16成崎.同步器换挡冲量计算方法初探J.綦齿传动.2002(2):11-1517 Domian,Grumbach.Passenger car transmissions today and in the future . ATZ . Germany . 2006.18Leitermann.Modern manual transmissions innovative solutions for a mature technology . VDI Berichte Nr.1943,2006(Germany).六、备注指导教师意见： 签字： 年 月 日毕业设计（论文）指导记录日期2010-03-01地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）通过杨老师的讲解，了解选题所需的文献和书籍，并根据任务书的内容查找相关的资料。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-03-05地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将搜集到的资料拿给老师检查，老师告诉我那些是对我所做的设计有用的，让我们重点学习这些资料，然后确定自己的设计方案，告诉撰写开题报告的一些注意事项。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-03-08地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）杨老师对我初步完成的开题报告进行了指导，告诉我设计内容和需要解决的问题和技术路线需要改进，参考文献的格式等问题。学生（记录人）签名： 指导教师签名：SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期2011-03-12地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将初步修改的开题报告交给老师，老师对开题报告中存在的问题进行了进一步讲解。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-03-15地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将进一步修改的开题报告交给，老师对仍然存在的一些问题进行讲解，使我没有注意的细节问题。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-03-19地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将完成的开题报告拿给老师签字，老师给我详细的讲解了开题答辩时的一些注意事项。学生（记录人）签名： 指导教师签名：SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期2011-03-22地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将收集到的资料拿给杨老师，老师帮助我对资料进行分析学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-03-26地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）老师对我的最终校核结果进行了分析，告诉我接下来需进行CAD绘图。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-03-29地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）在绘图过程中遇到了一些问题，经老师讲解把问题解决了。学生（记录人）签名： 指导教师签名：SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期2011-04-02地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将图拿给老师检查，老师对图进行分析，并指出需改进的地方。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-04-05地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路） 将修改后的图拿给老师检查，在标注上老师说还需要进一步的修改。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-04-09地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将最终的图拿给老师检查，把我在绘图中的一些问题做了详细的解答，告诉我完成中期检查表。学生（记录人）签名： 指导教师签名：SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期2011-04-11地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将初步的中期检查表拿给老师，老师对其中的主要内容和待完成的主要内容进行了修改，并讲解检查的一些注意事项。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-04-16地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）老师布置了一些接下来的任务，需要根据现有材料继续进行设计。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-04-18地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）对轴承校核的理解不是很清楚，老师对具体操作步骤进行了详细的讲解，告诉我回去好好，理解各个步骤的具体的意义学生（记录人）签名： 指导教师签名：SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期2011-04-23地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路） 零件图不是完全正确，老师告诉我结构参数进行反复的修改，再反直到结果完全符合要求。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-05-03地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路） 今天将绘制出的图纸拿给老师看，经老师指导，进行了修改。并详细说明了说明书的内容及部分格式。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-05-07地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路） 将修改过的图纸和设计说明书拿给老师看，老师对图纸指出来还存在一些问题，设计说明书中的格式、字体大小、书写规范等不正确，让我回去按照规范认真完成设计说明书。学生（记录人）签名： 指导教师签名：SY-025-BY-4毕业设计（论文）指导记录日期2011-05-10地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）将修改后的设计说明书拿给老师审查，老师认真检查了其中存在的问题。 学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-05-14地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）指导主要对说明书的排版，图纸的标注等问题进行检查，并对预答辩的注意事项进行讲解，为周末的预答辩做准备。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-05-17地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）集中发现的问题进行讲解和指导，就型位公差，粗糙度对设计图纸的内容进行了纠正。学生（记录人）签名： 指导教师签名：SY-025-BY-4计（论文）指导记录日期2011-05-21地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）本次指导主要是零部件的线性，尺寸进行了完善。并详细说明了图纸及说明书的内容及部分格式要求。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-05-24地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）本次指导主要对说明书的排版，图纸的标注等问题进行检查，并对预答辩的注意事项进行讲解，为周末的预答辩做准备。学生（记录人）签名： 指导教师签名：日期2011-05-28地点C区320指导方式面授指导记录（指导内容、存在问题及解决思路）集中对预答辩发现的问题进行讲解和指导，对中间在轴花件键选择提出了新的意见和要求，对设计图纸的内容进行了纠正。学生（记录人）签名： 指导教师签名：黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要汽车变速器是汽车传动系统的主要变速机构，其结构性能对汽车的动力性能、燃油性能、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有影响。通过研究汽车在地起步、爬坡、转弯、加速等行驶工况中变速器的挡位变化，进行变速器的各个部分设计，使发动机在最有利的工况范围内工作。本设计根据给定的主要技术指标，选择东风EQ1092型汽车作为改进的原形，通过查阅文献和标准，还原该车变速器的设计过程。本说明书首先对变速器传动机构的布置方案进行分析，阐述了传动机构的设计思路分析了换挡机构的选择原则，主要介绍了倒挡的布置方案。然后，计算了机械式变速器主要参数，在不影响稳定工作状态的情况下，减小变速器的体积和质量，同类型结构设计采用同一尺寸，旨在改善加工性和经济性。最后，选择同步器的类型，并对操作机构进行设计。根据变速器的具体要求、结构特点等方面综合考虑,采用简单可行的设计方法, 有效地提高变速器的换档能力，使设计出来的变速器能满足车辆高动力性和高经济性的要求。关键词：变速器；轻型货车；三轴五挡；机械式；设计黑龙江工程学院本科生毕业设计ABSTRACTAuto transmission is the main auto transmission system, the structure performance gear mechanisms for car dynamic performance, fuel performance, reliability and shift anipulated portability, transmission and steadiness and efficiency are having an impact. Through the research to start, climbing a car in turning, accelerate, such as in the running mode,transmission shift transmission changes each part of the design, make the engine at the most favorable conditions range work. This design according to the given its main technical indices, choose EQ1092 type of dongfeng automobile as improved to archetype, through the literature and standard, restore the vehicle transmission design process. This manual transmission transmissions first to analyze layout, this paper expounds the design idea of driving mechanism analyzed the choosing principle, shift agencies mainly introduced the reverse gear arranging scheme. Then, the calculation of the mechanical transmission main parameters, in does not affect the steady working state by reducing the volume and quality, transmission with type structure design USES the same size, aims to improve workability and economy. Finally, choose the type and synchronizer designed for operators. According to the specific requirements of the gearbox, structural features, and other comprehensive consideration, using simple and feasible design methods, effectively improve the transmission shifting ability, make designed can meet vehicle transmission of high performance and fuel economy of high requirements. Keywords:Transmission;Bachelors Degree;Oart; Triaxial five block; Mechanical; Design黑龙江工程学院本科生毕业设计目 录 摘要.Abstract.第1章 绪论.11.1概述选题的背景目的及意义.11.2 国内外研究状况.1 1.3 选题的研究设想研究方法.2 1.4 设计的主要内容.2 1.5 预期结果和意义.3第2章 总体方案设计.42.1 任务书给定的参数.4 2.2 设计应满足的基本要求.42.3 变速器的类型选择.5 2.4 变速器传动机构的分析.52.4.1 换档机构的选择 .52.4.2倒档布置方案 .62.5 设计方案.72.6 本章小结.7第3章 变速器设计计算.83.1轴的直径.83.2 传动比范围.83.3 变速器轴承.93.4 中心距.10 3.5 外形尺寸.103.6 齿轮参数.113.6.1 模数的选取.113.6.2 压力角.113.6.3 螺旋角.113.6.4 齿宽.123.7 各挡齿轮齿数的分配.123.7.1 确定一挡齿轮的齿数 .133.7.2 对中心距进行修正 .133.7.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数 .153.7.4 确定其他各挡的齿数 .173.7.5 确定倒挡直齿齿轮齿数 .223.8本章小结.23第4章 齿轮的校核.244.1 齿轮的损坏形式.244.2计算各轴的转矩.244.3 齿轮强度计算.254.3.1 倒档直齿轮弯曲应力.254.3.2 斜齿轮弯曲应力.264.3.3 轮齿接触应力.274.4 本章小结.30第5章 变速器轴和轴承的设计计算.315.1初选变速器轴的轴长.315.2 轴的结构设计.315.3 变速器轴的强度计算.325.3.1齿轮和轴上的受力计.325.3.2 轴的强度计算.325.3.3 轴的刚度计算.375.4 变速器轴承的选择和校核.405.4.1 第一轴轴承的选择和校核.405.4.2 第二轴轴承的选择和校核.425.4.3 中间轴轴承的选择和校核.425.5 本章小结.42第6章 同步器和操纵机构的选择 .436.1 锁销式同步器.436.1.1 锁销式同步器结构.436.1.2 锁销式同步器工作原理.44黑龙江工程学院本科生毕业设计6.2 锁环式同步器.446.2.1 锁环式同步器结构.446.2.2 锁环式同步器工作原理.456.2.3 锁环式同步器主要尺寸的确定.466.3 变速器操纵机构.476.3.1 直接操纵手动换挡变速器.486.3.2 远距离操纵手动换挡变速器.486.4 本章小结.48结论.49致谢.50参考文献.51附录外文文献.52附录外文文献翻译.55毕业设计（论文）过程管理材料题 目轻型货车变速器设计学生姓名赵源院系名称汽车与交通工程学院专业班级车辆工程 B07-5班指导教师杨兆职 称讲师教研室车辆工程起止时间2011年2月28日6月24日教 务 处 制黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章 绪 论1.1 概述选题的背景、目的及意义 汽车上所应用的发动机具有转矩变化范围小、转速高的特点，这与汽车实际的行驶状况是不相适应的。如果没有变速器而直接将发动机与驱动桥连接在一起，首先由于发动机的转矩小，不能克服汽车的行驶阻力，使汽车根本无法起步；其次假使汽车行驶起来，也会由于车速太高而不实用，甚至无法驾控。所以必须改造发动机的转矩、转速特性，使发动机的转矩增大、转速下降以适应汽车实际行驶的要求。因此就出现了车用变速箱和主减速器。它们的共同努力使驱动轮的扭矩增大到发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一。设计档位不同的变速器，能让汽车在条件良好的平直路面上的高速行驶，在路面不平和有较大坡度时输出较大的扭矩。从经济性出发，驾驶员可以根据具体情况，选择变速箱的某一挡位，来减少燃油的消耗。从改变行驶方向上，发动机的旋转方向从前往后看为顺时针方向，且是不能改变，在某些情况下，设置了倒档变速器的汽车还能倒向行驶。另外，在发动机起动和怠速运转、变速器换档、汽车滑行和暂时停车等情况下，都需要中断发动机的动力传动，变速器中设有的空档能实现这些功能。“十一五”期间，汽车工业发展迅猛，年产量由571万辆上升到1826万辆，私人汽车保有量由2365万辆上升到6539万辆，中国已成为世界最大的汽车生产和消费国之一。汽车作为一个在方方面面影响居民生产、生活的用品，它的动力性、经济性、通过性、操纵方式等任何一项突破都会对整个行业产生巨大的影响。作为车辆工程专业的本科学生，选择变速器进行设计，在设计过程中会复习所学的专业课程、了解大量的专业知识，设计方案具有足够的复杂程度，同时在生产有可行性。1.2 国内外研究状况现在汽车变速器的发展趋势是向着可调自动变速箱或无级变速器方向发展。现在市场上流行的变速器种类：1)双离合变速器(Dual Clutch Transmission)，基于手动变速器而又不是自动变速器，除了拥有手动变速器的灵活性及自动变速器的舒适性外，还能提供无间断的动力输出。DCT的核心技术仅掌握在美国博格华纳(BorgWarner)和德国舍弗勒(Schaeffler)集团手中。基于DCT技术的各公司不同变速器 ：大众 DSG (Direct Shift Gearbox) ，奥迪 S Tronic，宝马 M DKG (Doppel Kuppling Getriebe, M Double Clutch gearbox) ，福特、沃尔沃 Powershift，保时捷 PDK (Porsche Doppelkupplungsgetribe)，三菱 Twin Clutch SST。2)电控机械式自动变速器(Automated Mechanical Transmission)，是在原有齿轮式机械变速器的基础上加装电脑控制系统，对油门、离合器、变速杆的控制均采用了电动机驱动或液压驱动的执行机构，从而实现选挡、换挡的自动化控制，使汽车成为自动变速的汽车。它保持了原有的机械传动结构基本不变，所以齿转传动固有的传动效率高、机构紧凑、工作可靠等优点被很好的继承下来。3)无级变速器(Continuous Variable Transmission)，结构比传统变速器简单，体积更小，它既没有手动变速器的众多齿轮副，也没有自动变速器复杂的行星齿轮组，它主要靠主、从动轮和金属带来实现速比的无级变化。奥迪、日产 、三菱、奥迪、 日产天籁、本田飞度、菲亚特、福特等世界名牌车系都有配备CVT变速器的轿车销售。1.3 选题的研究设想、研究方法在此次设计中对变速器作了总体设计，对变速器的传动方案和操作方式进行了选择，对变速器主要参数的确定做了详细说明，计算变速器的齿轮和轴的尺寸结构，对同步器和一些标准件做了选型设计。 采用文献研究法。根据选题，通过查找文献获得资料，了解研究对象的组成、工作原理和待解决的问题。了解有关问题的历史和现状，帮助确定研究课题。形成关于研究对象的一般印象，有助于明确设计的内容和设计过程。能得到现实资料的比较资料。有助于了解事物的全貌。采用定量分析法。在科学研究中，通过定量分析法可以使人们对研究对象的认识进一步精确化，以便更加科学地揭示规律，把握本质，理清关系，预测事物的发展趋势。采用模拟法。模拟设计原形的主要特征，将已知信息转化为设计的依据，根据设计原形的各种机构的零部件间的力学、配合关系，通过大量的计算与校核，以此为条件确定使用的理论和经验公式，保证设计的正确、合理。1.4 设计的主要内容1、总体方案的设计，按照任务书给定的主要参数选择相应车型，参照其变速器的主要结构选择自己设计的变速器的类型、传动机构和倒挡布置方案；2、变速器的主要参数的选择计算，内容包括：轴的直径，传动比范围、中心距、外形尺寸，齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、各档齿轮齿数；4、齿轮、轴的计算和校核，内容包括：齿轮弯曲应力、接触应力计算，轴的强度、刚度计算，轴承的选择和寿命计算；5、同步器、操纵机构的工作原理、结构和选择。1.5 预期结果和意义设计方案预计传动机构、操纵机构布置方便，结构简单紧凑。换挡迅速，齿轮接触平稳，各挡齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和齿顶高系数的选择考虑齿轮的受力、转速和噪声情况，按传动比高低不同选择不同：在高档工作区,通过选用较小的模数,较小的正角度变位系数和较大的齿顶高系数.，合理分配端面重合度和轴向重合度，以满足现代变速箱的设计要求,达到降低噪声，传动平稳的最佳效果；而在低档工作区，通过选用较大的模数，较大的正角度变位系数和较小的齿顶高系数，来增大低档齿轮的弯曲强度，以满足汽车变速箱低档齿轮的低速大扭矩的强度要求，以获得最有力的输出功率。轴和齿轮要具有足够的强度和刚度，通过校核检验设计是否合理，选择的轴承在工作时间内具有足够的使用寿命。 本次设计的意义是将研究转化为生产力。结合当前汽车行业的发展前景，自主学习新技术，研究工艺流程，培养思维的严谨性和专研学术的扎实作风，围绕经济社会创造价值。第2章 总体方案设计2.1 技术参数根据变速器设计所选择的汽车基本参数如下表。表2.1 设计基本参数表项目参数值车型东风EQ1092发动机东风EQ6100-1改进型额定转速(r/min)3000最大扭矩(Nm/n)353额定总质量(kg)9400车长/宽/高(mm)8145/2470/2485最高车速(km/h)90最大爬坡度30%轮胎900-202.2 设计应满足的基本要求对设计的变速器基本要求如下:1)改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利(功率较高而油耗较低)的工况下工作； 2)设置倒档，在发动机旋转方向不变情况下，使汽车能倒退行驶； 3)设置空挡，中断动力传递，使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡；4)设置动力输出装置，需要时能进行功率输；5)换挡迅速，省力，方便。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生；7)变速器应当有高的工作效率；8)变速器还应当满足轮廓尺寸小、质量轻，制造成本低，维修方便等要求。2.3 变速器的类型选择变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线(行星齿轮)式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单，轮廓尺寸小，布置方便，两轴式变速器的缺点也很明显：1)不能设置直接挡，所以在高挡工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作噪声增大，且易损坏。2)两轴式变速器主减速器用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮，制造工艺复杂；三轴式变速器主减速器用圆柱齿轮，简化了制造工艺。3)两轴式变速器的前进档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。4)两轴式变速器的低档齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进档均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。5)两轴式变速器，虽然可以有等于1的传动比，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率高，磨损小，噪声也较小。 综上所述此次设计采用三轴五挡式变速器，其使用在东风EQ1092改进型汽车上。选择该车的依据是该车的主要技术指标与任务书上给定的参数基本一致。2.4 变速器传动机构的分析2.4.1 换档机构的选择1、滑动齿轮换档，通常是采用滑动直齿轮换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在一档和倒档上。2、啮合套换档，用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操作技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器(寿命太短，维修不便)。3、同步器换档，现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。本次设计方案所有挡位均采用同步器换档。2.4.2倒档布置方案 与前进挡位比较，倒挡使用率不高，为实现倒挡传动，在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案。使在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒挡传动比略有增加。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。图2.2 倒挡布置方案图2.2为常见的倒挡布置方案。图2.2 B)所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而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2.2 C)所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2.2 D)所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图2.2 C)所示方案。图2.2 E)所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2.2 F)所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图2.2 G)所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 综上所述选择倒挡布置方案F)。2.5 设计方案依据任务书上给定的参数,选择使用东风EQ1092改进型汽车设计该车变速器。变速器的类型选择三轴固定式，具有五个挡位，同步器作为换挡机构，倒挡齿轮靠近轴承支撑。参照图2.3示出的东风EQ1092型货车的三轴式变速器传动方案，将变速器第一轴和第二轴的轴线放在在同一直线上，不选择结合套，而用同步器将它们连接得到直接挡。因为直接挡的利用率高于其它挡位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进挡位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴，中间轴和第二轴上的两对常啮合齿轮传递，传动效率略有降低。一挡和倒挡分别设置，减少换挡冲击。图2.3 东风EQ1092中型货车的三轴式变速器传动方案2.6 本章小结 本章介绍了变速器、换挡机构、倒挡布置的类型、结构与选择依据。分析了每种方案的优缺点，复原了选择车型变速器的布置方案，并针对选择方案的缺点进行改进。第3章 变速器设计计算3.1轴的直径变速器工作时轴除传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。在这些力的作用下，变速器的轴必须有足够的刚度和强度。轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径D=(0.450.60)A=5472mm，轴的最大直径D和支撑间距离L的比值，对中间轴，D/L=0.160.18；对第二轴，D/L=0.180.21。第一轴花健部分直径D(mm)可按下式初选D=K =4.04.6=28.2732.51mm (3.1)式中K为经验系数，K=4.04.6，为发动机最大转矩353()初选第二轴和中间轴中部直径 D=0.45A=0.45120=54mm3.2 传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡转动比的比值。传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。汽车在最大爬坡路面上行使时，最大驱动力应能克服轮胎与路面间滚动阻力及上坡阻力。由于汽车上坡行使时，车速不高，故可以忽略空气阻力，这时： (3.2)式中：最大驱动力；即 = / 滚动阻力；即 =cos 最大上坡阻力。即 =sin 把以上参数代入(3.2)得：=7.308 (3.3) 以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：发动机最大扭矩，=353 Nm；变速器一档传动比；主传动器传动比，=5.636；汽车总质量，9400kg；道路滚动阻力系数取0.020；传动系机械效率，取0.96；重力加速度；取=9.8；驱动轮滚动半径，=2025.42+0.75259=0.448 m；汽车最大爬坡度为30，即由 式中，为常数，也就是各档之间的公比1.644，一般认为不宜大于 1.71.8。=7.310，=4.446，=2.703，=1.644，=1。的数值选择参照表3.1。表3.1 东风EQ1092货车变速器传动比挡位一挡二挡三挡四挡五挡倒挡传动比7.314.312.451.5417.66 3.3 变速器轴承变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器结构紧凑，尺寸小，采用尺寸大些的轴承结构受限制，常在布置上有困难。如变速器的第二轴前端支承在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔里，因有足够大的空间长采用球轴承来承受向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部轴承传给变速器壳体，此处常用轴承外圈有挡圈的球轴承。第二轴后端常采用球轴承，以轴向力和径向力。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。变速器第一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620mm，下限适用于轻型车和轿车。滚针轴承，滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易，成本低。在本次设计中主要选用了径向单列球轴承和滚针轴承。3.4 中心距A对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距。其大小不仅对变速器的外形尺寸，体积和质量大小，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。 A= (3.4)=116.77130.35mm式中，A为中心距(mm)；为中心距系数，货车：=8.69.6； 为发动机最大转矩=353()；为变速器一挡传动比=7.310.；为变速器传动效率0.96。变速器的中心距在117130mm变化范围内取A=120。原则上总质量小的汽车中心距小。3. 外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。货车变速器壳体的轴向尺寸四档(2.22.7)A，五档(2.73.0)A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数K应取给出系数的上限。为检测方便，A取整。初定轴向壳体尺寸为327363mm，在绘制装配图后从减少结构尺寸，减轻重量方面考虑，轴向壳体尺寸定为290 mm。3.6 齿轮参数3.6.1 模数的选取遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。第一轴齿轮法向模数 =2.623.25mm (3.5)式中为模数系数范围值(0.370.46)。一挡齿轮端面模数 =3.8405.075mm (3.6)式中为模数系数范围值(0.280.37)。表3.2 变速器挡位模数表挡数常啮合齿轮五挡四挡三挡二挡一挡倒挡模数3333.53.5443.6.2 压力角压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5或25等大些的压力。实际上，因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20。啮合套或同步器的接合齿压力角用30。3.6.3 螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。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。试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍然继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大螺旋角，为加工工艺简单，选择同一螺旋角。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：1826。 初选的螺旋角=20。3.6.4 齿宽b应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。斜齿： b=16.534(mm) (3.7)式中取5.57.5 ，取b=21mm。直齿: b=1834(mm) (3.8)式中取4.58.0 ，取b=21mm。3.7 各挡齿轮齿数的分配3.7.1 确定一挡齿轮的齿数一挡为斜齿轮=，=4一挡传动比为 (3.9)一挡齿数和 =2A/ =56.38 (3.10) 计算后取整为57，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。货车中间轴式变速器中间轴上一挡齿轮数可在1217间取，取=13。输出轴上一挡齿轮 =-=57-13=443.7.2 对中心距进行修正因为计算齿数和后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据和齿轮变位系数新计算中心距，在以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。=121.37mm (3.11)故修正后中心距A取121mm对一挡齿轮进行角度变位：端面啮合角 ： tan=tan/cos =21.17啮合角 ： cos=0.919 =21.13图3.3 变位系数线图变位系数之和： =0.225 查变位系数图线=0.00789, =3.38, , 计算精确值：A= 一挡齿轮参数：分度圆直径 =444/cos19.58=186.80mm =413/cos20.21=55.19mm齿顶高 =3.133mm =4.37mm式中： =(121-121.37)/4=-0.0925 =0.225-0.025=0.3175 =1齿根高 =3.36mm =1.435mm式中： =1齿全高 =5.805mm齿顶圆直径 =193.07mm =63.93mm齿根圆直径 =180.53mm =46.45mm当量齿数 =52.63 =15.5节圆直径 186.81mm 93.40mm 55.19mm 27.59mm3.7.3 确定常啮合传动齿轮副的齿数常啮合传动齿轮为斜齿轮、五挡, =3 =2.1592.16 (3.12)而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即A=/2 (3.13)+=2A/=75.80 求得五挡齿轮齿数为 =23.99取整24 =51.81取整52则 对常啮合齿轮进行角度变位：理论中心距 =119.87mm端面压力角 tan=tan/cos =21.17端面啮合角 变位系数之和： =0.690 查变位系数图线=0.01816， =2.17 0.32 0.690-0.32=0.37计算精确值：A= 常啮合齿轮参数：分度圆直径 =76.42mm =165.57mm齿顶高 =3.020mm =3.170mm式中： =0.3767 =0.3133齿根高 =2.79mm =2.64mm齿全高 =5.81mm齿顶圆直径 =82.46mm =171.91mm齿根圆直径 =70.84mm =160.29mm当量齿数 =28.70 =62.17节圆直径 76.42mm 38.21mm 165.58mm 82.79mm3.7.4 确定其他各挡的齿数1、二挡齿轮为斜齿轮，初选=20, =3.5=2.052 (3.14)=64.97 (3.15)由式(3.14)、(3.15)得=43.68，=21.28取整为=44，=21则，=4.54=4.446理论中心距 =121.05mm端面压力角 tan=tan/cos =21.17端面啮合角 变位系数之和： =0.256 查变位系数图线=0.00789， =2.095， 0.85， 0.356-0.85= -0.594求的精确值： =19.93二挡齿轮参数：分度圆直径 =163.83mm =78.19mm齿顶高 =5.279mm =0.575mm式中： =0.0143 =0.3417齿根高 =1.4mm =5.79mm齿全高 =6.679mm齿顶圆直径 =173.72mm =80.02mm齿根圆直径 =159.66mm =65.96mm当量齿数 =51.66 =25.83节圆直径 162.46mm 81.23mm 77.54mm 38.77mm2、三挡齿轮为斜齿轮，初选=20, =3.5=1.248 (3.16)=64.97 (3.17)由式(3.16)、(3.17)得=36.07，=28.90，取整=36，=29 =2.690=2.703对三挡齿轮进行角度变为：理论中心距 =121.05mm端面压力角 tan=tan/cos =20.98端面啮合角 变位系数之和： =0.356 查变位系数图线=0.01095, =1.24, =0.68, =0.356-0.68=-0.324求的精确值： =19.93三挡齿轮参数：分度圆直径 =132.93mm =107.08mm齿顶高 =5.038mm =1.484mm齿根高 =1.995mm =5.544mm齿全高 =7.028mm齿顶圆直径 =143.01mm =110.05mm齿根圆直径 =128.94mm =95.99mm当量齿数 =42.268 =34.049节圆直径 132.92mm 66.46mm 107.08mm 53.54mm3、四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角=20, =3=0.757 (3.18) =76.18 (3.19)由(3.18)、(3.19)得=32.78，=43.30，取整=33，=43则： =1.663=1.644对四挡齿轮进行角度变位：理论中心距 =120.87mm端面压力角 tan=tan/cos =20.96端面啮合角 变位系数之和 =0.300 查变位系数图线=0.00789, =1.30, =0.41, =-0.30-0.41= -0.11求螺旋角的精确值： =20.21四挡齿轮参数：分度圆直径 =104.21mm =135.79mm齿顶高 =4.245mm =2.685mm式中： =-0.095齿根高 =2.52mm =4.08mm齿全高 =6.765mm齿顶圆直径 =112.70mm =143.95mm齿根圆直径 =99.17mm =127.63mm当量齿数 =38.456 =50.148节圆直径 104.21mm 52.10mm 135.78mm 67.89mm3.7.5 确定倒挡直齿齿轮齿数取中间轴上的倒挡齿轮=13，倒挡齿轮选用的模数往往与一档相同，倒挡齿轮的齿数，一般在21-22之间，初选后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距取=21 =66mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径应为=21214 (13+2)1=181mm所以 求出 =-2=45.25取45计算倒挡轴和第二轴的中心距：=132mm倒挡传动比： =7.5节圆直径 180mm 90mm 55mm 22.5mm84mm 42mm3.8本章小结本章先是根据车辆的参数初选了变速器轴径，介绍了变速器轴承的选择原则，计算了传动比、中心距，按国家标准的规定选择了变速器齿轮的参数。依据所选择的参数首先分配了一档齿轮的齿数，在此基础上对中心距进行了修正，以修正后的中心距再分配其他各档齿轮的齿数，在分配的过程中经过反复的调整，最终确定了各档齿轮的齿数和主要参数，作为变速器齿轮几何尺寸和齿轮应力计算的依据。第4章 齿轮的校核4.1 齿轮的损坏形式齿轮的损坏形式分三种：轮齿折断，齿面疲劳剥落，移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断分两种：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这时存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏。4.2计算各轴的转矩发动机最大扭矩为353N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。轴 =35399%96%=335.49N.m中间轴 =335.4996%99%52/24=690.84N.m轴 一挡 =690.840.960.9944/13=2222.26N.m 二挡 =690.840.960.9944/21=1375.68N.m三挡 =690.840.960.9936/29=815.06N.m四挡 =690.840.960.9933/44=492.43N.m五挡 =335.490.960.99=318.84N.m倒挡 =1847.50N.m4.3 齿轮强度计算与其他机械行业相比，不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料，热处理方法，加工方法，精度级别，支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿和磨齿精加工 ，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度为JB17983，6级 和7级。因此，用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。4.3.1 倒档直齿轮弯曲应力图4.1 齿形系数图(假定载荷作用在齿顶，)直齿齿轮弯曲应力 (4.1)式中：弯曲应力(MPa)；计算载荷(N.mm)；应力集中系数，可近似取=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿形系数，如图4.1。计算倒挡齿轮11，12，13的弯曲应力 ，=43，=13，=21，=0.166，=0.142，=0.113，=1847.50N.m，=690.84N.m=546.45MPa=965.70MPa=975.63MPa4.3.2 斜齿轮弯曲应力 (4.2)式中：应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图中查得；齿宽系数=7.0重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。1、计算一挡齿轮9，10的弯曲应力 ，=44，=13，=0.148，=0.162，=2222.26N.m，=690.84N.m，=19.58， =345.70MPa=332.97MPa2、计算二挡齿轮7，8的弯曲应力=44，=21，=0.185，=0.108，=1375.68N.m，=690.84N.m，=19.93， =204.5MPa=234.5MPa3、计算三挡齿轮5，6的弯曲应力=36，=29，=0.182，=0.128，=815.06N.m，=690.84N.m，=19.93,， =145.6MPa=186.9MPa 4、计算四挡齿轮3，4的弯曲应力=33，=43，=0.173，=0.154，=656.37N.m，=690.84N.m，=20.21， =160.63MPa=206.82MPa5、计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力=24，=52，=0.17，=0.15，=335.49N.m，=318.84N.m，=19.58, ， =160.48MPa=164.13MPa4.3.3 轮齿接触应力j (4.3)式中：轮齿的接触应力(MPa)；齿轮材料的弹性模量(MPa)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表2.1。弹性模量=20.6104 Nmm-2表4.2变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡130014006507001、 计算一挡齿轮9，10的接触应力=10.63mm=35.97mm=1413.05MPa=379.07MPa2、计算二挡齿轮7，8的接触应力=14.76mm=30.92mm=1144.51MPa =1183.18MPa3、计算三挡齿轮5，6的接触应力=20.38mm=25.30mm=900.82MPa=946.74MPa4、计算四挡齿轮3，4的接触应力=26.32mm=20.20mm=1225.47MPa =900.45MPa5、常啮合齿轮1，2的接触应力=14.34mm=31.11mm=897.63MPa=900.45MPa6、计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力=8.03mm=12.78mm=26.16mm=1284.21MPa=1869.72MPa=1328.35MPa4.4 本章小结本章的主要内容是依据第三章所确定的齿轮的主要参数，计算了其主要几何尺寸，并在表4.1中表示出来。然后分析了变速器齿轮材料的选择原则，并介绍了齿轮强度校核的经验公式，说明了公式中各变量的计算方法，根据前面所确定变速器齿轮的主要参数和几何尺寸，按照经验公式校核了齿轮的接触强度和弯曲强度，通过对各个齿轮的计算和校核，证明变速器齿轮的强度要求合格。第5章 变速器轴和轴承的设计计算5.1初选变速器轴的轴长变速器在工作时承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计变速器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器的最大直径和支承间的距离可按下列关系初选：中间轴 (5.1)d=300337.5mm，故中间轴可初选为300mm。第二轴 (5.2)257.14300mm，故第二轴的长度可初选为257mm。初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度和强度验算结果进行修正。5.2 轴的结构设计如图5.1所示，根据轴的受力，取第一轴装轴承处的直径为50mm，第二轴装轴承处的直径为40mm，中间轴装轴承处的直径为40mm；1mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm。图5.1 齿轮和轴上的受力简图5.3 变速器轴的强度计算5.3.1齿轮和轴上的受力计算根据受力简图5.1，可计算出变速器的齿轮和轴上的作用力。第一轴8780.16N 3391.79N 3123.02N中间轴8344.99N 3223.74N 2968.23N25034.97N 9671.23N 8904.71N第二轴 23818.43N 9201.27N 8472.00N5.3.2 轴的强度计算 在进行轴的强度和刚度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力。应当对每个档位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为档位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机的最大转矩。1、求第二轴支反力(1)在垂直平面内的支反力 由得则 =6821.10N由得 =5771.96N(2)在水平面内的支反力由得 则 = -1084.24N而 =16122.51N2、求第一轴支反力 则 =6821.1N =1084.24N3、求中间轴的支反力(1)在水平面内的支反力 =200.26N而 =16890.25N(2)在垂直平面内的支反力 =503