公交客车变速器设计【含CAD图纸、说明书、三维模型】
本科毕业设计说明书1摘 要随着社会的发展,越来越多的汽车步入人们的家庭生活。而在一辆汽车中变速器是非常重要的一部分。在整车的传动系统中变速器是用来改变驱动轮的转速和扭矩及方向的。同时将发动机的动力传到驱动轮上。因此在设计过程中要求变速器的结构紧凑,轻便,合理。这样才能提供汽车的动力及燃油经济性,此外换档及变速过程中的可靠性、传动平稳性与换挡效率等都都会影响正常的性能。在如今常用的汽车手动变速器中,三轴机械变速器具有结构紧凑、工作原理简单、便于维护、同时工作可靠等优点,因此在大多数汽车中被广泛应用。本课题对三轴七档机械手动变速器进行了设计,在设计过程中主要是通过对机械原理、机械设计、AutoCAD 等课本知识的理解,同时结合汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科的试验基础,对变速器的各部件进行了设计及校核,同时利用 CAD 制图软件绘制装配图和零件图。在设计阶段首先通过查阅资料对变速器的现状和发展趋势有了一定的了解,同时也指明了研究的方向。其次,结合实验室的拆解及理论知识对变速器工作原理进行描述,对倒档等档位布置进行设计。再次,充分利用课本知识及实际情况对变速器中各档齿轮和输入输出轴进行计算及校核,同时对角度和参数进行修正。其中一些如轴承螺栓等标准件的选型及齿轮轴系的热处理,也进行了简单的描述,以满足使用要求。最后,通过参数及校核数据绘制零件图及装配图,以及变速器箱体。同时设计完成后对本次设计的过程经验进行总结。关 键 词 : 变速器;传动比;轴;齿轮;设计计算;校核本科毕业设计说明书2ABSTRACTWith the development of society, more and more cars come into peoples family life. And in a car, the transmission is a very important part. In the whole vehicle transmission system, the transmission is used to change the speed, torque and direction of the drive wheel. At the same time, the engine power is transmitted to the drive wheel. Therefore, the transmission is required to be compact, light and reasonable in the design process. In order to provide the power and fuel economy, in addition, the transmission stability and reliability are shifting efficiency and speed shifting process will affect the normal performance.In todays automobile manual transmission used in three axis mechanical transmission has the advantages of compact structure, simple principle, convenient maintenance, and reliable operation, so it is widely used in most cars. This subject is the design of three axis seven speed manual transmission, in the design process is mainly based on the mechanical principle, mechanical design, AutoCAD textbook knowledge understanding, combined with the automobile structure, automobile design, material mechanics, exchangeability, test based on components of the transmission of design and verification, and assembly drawing and parts drawing using CAD software. In the design stage, the current situation and development trend of the transmission are understood by referring to the data, and the direction of the research is pointed out. Secondly, according to the disassembly and theoretical knowledge of the laboratory, the working principle of the transmission is described, and the layout of the reverse gear and other gears is designed. Again, make full use of textbook knowledge and the actual situation of the calculation and checking of the transmission gear and the input shaft and the output shaft, the angle and the parameters are modified. Some of the standard parts such as bearing bolts and the heat treatment of the gear shafts are also described in order to meet the requirements of use. Finally, drawing parts and assembly drawings and transmission box by parameter and check data. At the same time, after the completion of the design, the process of the design experience is summarized.Key words: Transmission;Transmission Ratio;Shaft ;Gear;Design and Calculation;Checking本科毕业设计说明书3目 录摘 要 1ABSTRACT2第 1 章 绪 论 .61.1 概述 1 .61.2 变速器的功用及要求 .61.3 变速器的发展现状 .71.4 研究的目的、依据和意义 .71.5 设计方法及内容 8 .8第 2 章 变速器布置方案确定 .92.1 变速器的布置方案分析 .92.2 倒挡方案选择 .92.3 主要零部件结构形式 102.3.1 齿轮 102.3.2 换挡机构形式 102.3.3 变速器轴承 10第 3 章 变速器主要参数的选择 123.1 概述 123.2 挡位数 123.3 传动比 123.4 变速器各档传动比的确定 123.5 中心距的确定 143.6 齿轮主要参数 153.6.1 模数 153.6.2 压力角 163.6.3 螺旋角 163.6.4 齿宽 16b3.6.5 变位系数 16第 4 章 齿轮的设计与计算 17本科毕业设计说明书44.1 各挡齿轮齿数的分配 174.2 确定一挡齿轮的齿数 174.3 确定常啮合传动齿轮 194.4 确定其他各挡的齿数 214.4.1 二档齿轮参数 214.4.2 三档齿轮参数 234.4.3 四档齿轮参数 264.4.4 五档齿轮参数 284.4.5 倒档齿轮参数 30第 5 章 齿轮的强度校核 345.1 齿轮材料的选择 345.2 各轴的扭矩 345.3 齿轮的强度计算 355.3.1 轮齿主要失效形式 355.3.2 轮齿弯曲强度 355.3.3 轮齿接触应力 .40j第 6 章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核 466.1 轴的工艺要求 466.2 轴的结构 466.3 变速器轴的设计 466.4 轴的强度校核 476.4.1 受力分析 476.4.2 轴的强度计算 496.4.3 轴的刚度计算 526.5 轴承的选用与校核 546.5.1 输出轴轴承的选择和校核 546.5.2 中间轴轴承的选用及校核 55第 7 章 变速器同步器的设计 577.1 同步器的结构 57本科毕业设计说明书57.2 同步器的工作原理 577.3 同步器主要参数的设计 587.3.1 摩擦系数 f 587.3.2 同步环尺寸的确定 587.3.3 锁止角 587.3.4 同步器的同步时间 t 587.3.5 同步器的摩擦力矩 59mM第 8 章 变速器操纵机构及箱体的设计 608.1 操纵机构的设计 608.1.1 变速器操纵机构的要求 608.1.2 变速器操纵机构分析 608.2 箱体的设计 61总 结 62致 谢 .64参考文献 .66本科毕业设计说明书6第 1 章 绪 论1.1 概述 1改随着汽车变速器的发展,其传动方式从一开始的链条传动已经发展到了现在的齿轮传动手动变速器,而在如今的 21 世纪已经发展到了机械液力自动变速器和电控机械式自动变速器。然而从目前汽车上配置的变速器来看,主要有以下几种变速器占主导地位:手动变速器(MT) 、液力机械变速器(AT) 、手/自一体变速器(AMT)和机械无级变速器(CVT) 1。不过即使这样,无论是哪种变速器,它都是汽车传动系统中的心脏,是任何一辆汽车不可缺少的一部分,在汽车的行驶过程中发挥重要的作用。1.2 变速器的功用及要求变速器把发动机的能量通过驱动桥传递给车轮,其主要功用是:(1)通过换挡改变传动比从而改变转矩,扩大驱动轮的有效工作范围,以适应经常变化的路况,以便汽车能在最利的工况下工作,发挥出其最佳性能;(2)在发动机旋转方向不变的情况下,使传递至主动轮的输出轴实现反向旋转,从而满足汽车在实际情况,根据需要可以倒退行驶;(3)利用空挡能够中断发动机向变速器传递动力,便于变速器换挡以保证汽车能够平稳起步、正常行驶。此外为了让汽车能够满足使用性能,在设计过程中对变速器还有以下要求:(1)在设计时,应根据汽车的载重、用途及发动机排量,合理的分配传动比及变速器档位数,以满足汽车所需要的动力性和经济性。并且在当今拥堵城市路况条件下,为保证使用性能应尽量扩大变速器传动比范围 1。(2)要合理选择齿轮传动方式及正当的变位系数,同时选用合适的材料,采用最佳的热处理方法,以便在加工时增加齿轮的精度,提高传动效率降低传动噪声,延长变速器工作寿命。(3)变速器还应该满足外形尺寸小、制造成本低、使用维修方便、工作性能本科毕业设计说明书7可靠等要求 2。1.3 变速器的发展现状从商用车的特性上来说,手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例,卡车用来运输,通常要装载数吨的货品,面对如此高的“压力” ,除了发动机需要强劲的动力之外,还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲” ,这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段,它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器,虽然具有操作简便等特性,但这些特点尚不具备。对于老司机和大部分男士司机来说,他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看,手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史,资历郊深的司机都是“手动”驾车的,他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的,如果让他们改变常规的做法,这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍,但是大多数年轻的司机还是崇尚手动,尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感,所以一些中高档的汽车(尤其是轿车)也不敢轻易放弃手动变速器。另外,现在在我国的汽车驾驶学校中,教练车都是手动变速器的,除了经济适用之外,关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。在中档车的市场上,自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳,尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上,这是个体现地非常完美。而且,以北京市来说,现在的交通状况不好,堵车是经常的事情,有时要不停地起步停步数次,司机如果使用手动档,则会反复地挂档摘档,操作十分烦琐,尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档,就不会这样麻烦了。在市场上,此类汽车销售状况还是不错的,尤其是对于女性朋友比较适合,通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型,关键要解决的是路况问题,现在的路况状况不均匀,难以发挥自动档汽车的优势。1.4 研究的目的、依据和意义随着汽车向多元化、工业化的发展,变速器设计在汽车设计中占有十分重要的地位。其工作性能直接影响汽车的行驶状况,由于货车对动力性及经济性有很高要求,因此对于对其变速器的设计更为重要。本设计是基于重型货车搭载的发动机的基本参数,利用所学的专业知识和现代化的设计方法对货车七档手动变速器进行设计。本科毕业设计说明书81.5 设计方法及内容 8在本次设计中,由于是对传统的变速器进行改进性设计,在给定的发动机最大转矩、转速及最高车速、发动机标定功率等条件下,主要完成变速器机构的设计,并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。主要包含如下内容:1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配;2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算;变速器齿轮的强度计算及材料选择;计算各轴的扭矩和转速;齿轮强度计算及检验;3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析;4、变速器轴承的选择及校核;5、同步器的设计选用和参数选择;6、变速器操纵机构的设计选用;7、变速器箱体的结构设计设计;本科毕业设计说明书9第 2 章 变速器布置方案确定2.1 变速器的布置方案分析机械式变速器优点是传动效率高、工作可靠和制造成本低。对于相同的传动比要求,中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。针对齿轮寿命,因为中间轴式变速器的各前进挡,均为常啮合斜齿轮传动,大小齿轮的径向尺寸相差较小,因此寿命较接近。由于档位较多因此本设计采用中间轴结构形式。2.2 倒挡方案选择倒挡布置应注意以下几点:(1)倒挡齿轮在非工作位置时,不得与第二轴的齿轮有啮合现象;(2)换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉;(3)倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与与中间轴的齿轮相碰。常用的布置方案如下:(a) 小客车常用 (b) 直齿滑动啮合四挡 (c) 多数五挡采用 (d) c 方案改进 (e) 前进挡常啮合 (f) 前进挡常啮合 (g) 一、倒挡各一根拨叉轴图 2.1 挡布置方案在变速器设计过程中倒档结构方案的选择,应根据其它档布置情况。力求位置合理并缩短变速器的轴向长度。因此在本设计的三轴七档变速器中综合以上几种变速器倒挡布置方案,选择图 2.1f 为变速器的倒挡布置方案 7。本科毕业设计说明书102.3 主要零部件结构形式2.3.1 齿轮在齿轮选用上变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较,斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点;缺点是制造时稍有复杂,工作时有轴向力,这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮,尽管这样会使常啮合齿轮数增加,并导致变速器的质量和转动惯量增大。但是考虑到变速器的可靠性本设计选用斜齿轮,由于倒档无同步器在本设计中倒档采用直齿圆柱齿轮,其他挡齿轮用斜齿轮。(a)直齿滑动齿轮换挡 (b)啮合套换挡 (c)同步器换挡图 2.2 换挡机构形式2.3.2 换挡机构形式变速器换挡主要有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。如图 2.2直齿滑动齿轮换挡即两脚离合换挡,由于操作困难且要求驾驶员有熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击,否则对齿轮及变速器的性能有很大的影响;因此目前除倒挡外其他前进档已经几乎不再采用。啮合套换挡由于存在换挡冲击力,对于驾驶员及汽车性能影响较大,同样目前不在采用。而目前采用最多的是第三种形式,即同步器换挡。由于同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡,而与操作技术的熟练程度无关,从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。因此目前被广泛应用,本设计中前进档也采用这种换挡形式。2.3.3 变速器轴承在变速器轴与壳体、齿轮与轴等相对旋转部位应安装轴承。变速器中常用的轴承有圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、球轴承、滚针轴承等。至于何处采用何种轴承,要根据结构及承受的载荷来决定。如由于斜齿轮在旋转过程中会产生径向力和部分轴向本科毕业设计说明书11力,故在变速器的输出输入轴采用圆锥滚子轴承 8,由于变速器轴后部的轴承需要安装在变速器壳体上,因此在根据变速器的中心距确定轴承型号的同时也要保证壳体有足够强度壳体壁上的两轴承孔之间的距离不小于 。20m6本科毕业设计说明书12第 3 章 变速器主要参数的选择3.1 概述满足汽车必要的动力性和经济性指标,这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小,变速器的传动比范围越大。本设计的主要参数依据如下:发动机最大功率/转速 190/2600 kW/rpm最大转矩/转速 960/1800 Nm/rpm整车装备质量 9600 kg 总质量:16300 kg 最高车速 Vmax=100 km/h 车轮滚动半径 Rr=625 mm主减速比 i0=3.7 轮边减速 I=1.73.2 挡位数近年来,为了降低油耗,变速器的挡数有增加的趋势。目前,乘用车一般用45 个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个挡。商用车变速器采用 45 个挡或多挡。载质量在 2.03.5t 的货车采用五挡变速器,载质量在4.08.0t 的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。本设计为客车变速器,采用三轴五挡变速器。3.3 传动比变速器传动比是指变速器最高挡与最低挡传动比的比值。目前乘用车的传动比范围在 3.04.5 之间,总质量轻些的商用车在 5.08.0 之间,其他商用车则更大。3.4 变速器各档传动比的确定初选传动比:设 5 挡为直接挡,则:=1ming本科毕业设计说明书13=0.377 (3.1)maxU0minrgp式中: 最高车速ax发动机最大功率转速p车轮半径r变速器最小传动比ming主减速器传动比0=9550 (转矩适应系数 =1.11.3,取 =1.3) maxeTpenPmax(4.2)综上两式,得:主减速器比 =3.70i1、满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式:dtumGiuACfriTaDTg 20emax15.汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶,公式简化为:sin co0emaxfriTg即: TegifGri0max1snco(4.3)式中:G作用在汽车上的重力, , 汽车质量, 重力加速度,mgGG=mg=160009.8=1568000N发动机最大转矩, =1000N.m;maxeTaxeT主减速器传动比, =4.490i 0i本科毕业设计说明书14传动系效率, =85%;TT车轮半径, =0.508m;rr滚动阻力系数,对于货车取 =0.02;f f爬坡度,取 =16.7将个参数带入,得: 9.365.8094108716sinco2.08916 )(gi2、满足附着条件根据驱动车轮与路面附着条件:riTTg01emax2G式中: 汽车满载静止于水平路面时,驱动桥给地面的载荷= g=65%mg=101920N2道路附着系数,在沥青混凝土干路面,=0.70.8,取 =0.7将各参数带入,得: 1gi9.45.809472361取 =9.39gi其他各档传动比的确定:一般汽车各档传动比大致符合如下关系: 1 42345ggiiiiq式中:q常数,也就是各档之间的公比, 45.16giq所以其余各档的传动比为:123454.,.05,2.1,.,gggggiiiii3.5 中心距的确定初选中心距时,可根据下述经验公式(4.4)31maxgeAiTK本科毕业设计说明书15式中: 变速器中心距( mm) ;A中心距系数,乘用车: ,商用车: ,K9.38AK.698AK多挡变速器: ,取 ;.0159A5发动机最大转矩(N.m) ;maxeT变速器一挡传动比;1gi变速器传动效率,取 96%。则,=37maxgeAiTK m1.796.0391.53初选中心距 =198mm。3.6 齿轮主要参数3.6.1 模数对客车,减小质量比减小噪声更重要,故齿轮应该选用大些的模数;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am2.03.5mm;总质量 大于 14.0t 的货车为 3.5 5.0mm。选取较小的模数值可使齿am数增多,有利于换挡。表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数(mm)乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 /tam车型1.0 V1.6 1.6 V2.5 6.0 14.0a14.0模数 /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00设计时所选模数应符合国标 GB1357-78 规定(表 4.1)并满足强度要求。表 3.3 汽车变速器常用齿轮模数一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00本科毕业设计说明书16二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 根据表 3.2 及 3.3,齿轮的模数定为 5.50mm,啮合套和同步器的模数定为 4.00mm。3.6.2 压力角 理论上对于乘用车,为加大重合度降低噪声应取用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角;对商用车,为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。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 20。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、25、30等,但普遍采用 30压力角。 3.6.3 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。货车变速器螺旋角:1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 24,其余挡斜齿轮螺旋角 22。3.6.4 齿宽 b齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑,又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常根据齿轮的模数来选定齿宽:直齿 , 为齿宽系数,取为 4.58.0,mkbcc斜齿 , 取为 6.08.5。n采用啮合套或同步器换挡时,其接合齿的工作宽度初选时可取为 24mm。3.6.5 变位系数在变速器齿轮的设计中,根据实际情况,对齿轮进行变为是必须的,同时也是非常必要的。因此变位系数会影响齿轮使用的平稳性、抗胶合能力和齿轮啮合噪声。在设计时,如果相啮合的两齿轮都为变位齿轮,那么总变位系数应取的大些来提高接触强度。本设计中,由于一档齿轮齿数为 Z =1117,所以其变位系数 。根据1 17Z本科毕业设计说明书17机械设计手册设计中取齿顶高系数为 1.0018。本科毕业设计说明书18第 4 章 齿轮的设计与计算4.1 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、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。4.2 确定一挡齿轮的齿数 一挡齿轮为斜齿轮,初选螺旋角 :2413一挡传动比为 14321zig(4.1)为了求 、 的齿数,先求其齿数和 ,13z4 hz直齿: m2A斜齿: nhzcos,取整,得:7.65.24198cos2nhmAz 6hz客车中间轴上一挡齿轮的齿数可在 之间选用,取 ,174=66-17=491413zh对中心距 进行修正A因为计算齿数和 后,经过取整数使中心距有了变化,所以应根据取定的 和hZ hZ齿轮变位系数重新计算中心距 ,再以修正后的中心距 作为各挡齿轮齿数分配的AA依据。,取:A=198mm mzh67.19824cos5.s2mn(4.2)精确螺旋角:本科毕业设计说明书1956.232cos14143Azmhn对一挡齿轮进行角度变位:端面压力角 tan =tan /costn143=21.72t端面啮合角 totAcscs,2.71,t变位系数之和 =0tan2,143niviz查变位系数线图得: 34.0-134.01分度圆直径:mmzdn.2956.3coscs14313n0.1.714314 齿顶高: mmfha .635.)-.34()(13013 7044 齿根高:cfhf 45.8.)34.251()(3013f 0044 齿全高:mmcfh 375.12.)25.1()2(0 齿顶圆直径:本科毕业设计说明书20mhdaa 26.301.201.9421313 744齿根圆直径:hdff 52.6.8201.9421313 ff 914 当量齿数:62.3)5.2(cos49)(cos3211 zn07.).(7)(33212zn4.3 确定常啮合传动齿轮 初选螺旋角 2411342zi(4.3)= =2.9025179.3而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等,即21cosZmAn(4.4) nZ2121s= 0.54co98=65.776得 =16.86, =48.93 取整为 =17, =49,则1Z21Z23975491732zi故可取,无需调整齿轮。本科毕业设计说明书21精确螺旋角值:Azmn2)(cos121= 9860.56.523-1对常啮合齿轮进行角度变位:理论中心距 = =198.68mm21cosZmAno 24cos9750。端面压力角 tan =tan /costn21=21.72t端面啮合角 totAcscs,2.1,t变位系数之和 nttiviza2,1n= 0t72.1.497ii=-0.13查变位系数线图得:8.21zu38.0151.0-2分度圆直径 =2-11cosnmzdm0.1256.37=2-12n.94s.4本科毕业设计说明书22齿顶高 mmfhna 215.60.)25.3801()(101 322齿根高cfhnf 785.40.)38.2501()(01f 69122 齿全高mmcfhn 150.)2.0()(0 齿顶圆直径daa 43.1.6.121 h5290942齿根圆直径mdff 43.78121 hff 6529042 当量齿数07.3*)56.2(cos173*)cos(21n1 zz2.).(49)(212 n4.4 确定其他各挡的齿数4.4.1 二档齿轮参数二档齿轮为斜齿轮,初选 21122Zi (4.5) = =2.2221i4917.612nZmA本科毕业设计说明书23= =66.75nmAZ1212cos5.2cos98)(ta12121zz得 =46.06, =20.71 取整为 =46, =211Z12Z2则,= =6.31 =6.41122i74692gi故可取,无需调整齿轮。精确螺旋角:21.482A)z(mcos11n12 对二挡齿轮进行角度变位:理论中心距 = =198.72mm12cosZAn 2cos1465.)(端面压力角 tan =tan /costn12=21.43t端面啮合角 totAcscs,89.20,t变位系数之和 =0tan2,1n iviz查变位系数线图得:本科毕业设计说明书24=-0.44 =24.162zu1124.0分度圆直径 mdn8.7cosz121.42齿顶高 ha365.2f101m0.722齿根高 chf 295.101mf 4.22齿全高 cfhn6.10)( 齿顶圆直径 mm .27d1a1am538h122齿根圆直径 9.11ffdhff 2.522当量齿数09.5748.21(cos6)cos( 33121n )zz6.).()( 331221n本科毕业设计说明书254.4.2 三档齿轮参数三挡齿轮为斜齿轮,初选 2109(4.6) 10929Zig= =1.533 213109iZ47.n109109cosmA)(tan10921092zz取整为 =40, =269Z10则,42.3.2617409023 Zi故可取,无需调整齿轮。对三挡齿轮进行角度变位:精确螺旋角: Azmn2)(cos10910956.23109理论中心距 =109cosZAn m7.cos.56端面压力角 tan =tan /costn109=21.43t端面啮合角 totAcscs,03.2,t本科毕业设计说明书26变位系数之和 nt,t109na2iviz=0查变位系数线图得: =-0.4 =9104.9n分度圆直径 = =240.01mm1099cosnmzd56.234smn0.1.c10910 齿顶高 =n909fmha045.14.0)(m)1(11 式中:4.00nnmA齿根高 mchf 075.9.)1.25(n909 f 6.4.0.101 齿全高 mcfhn 12.05.)1.2()20 (齿顶圆直径 mda .40.1.49a9h89.165.2.5620110 齿根圆直径 本科毕业设计说明书27mhdff 86.21075.91.2499 .4561010ff当量齿数94.3*)(cos1099 zZn76.)(10910n4.4.3 四档齿轮参数四挡齿轮为斜齿轮,初选 =2287(4.7) 2148Zi= =1.069705.3nmA887cos)1(tan8728721Z取整 =34, =327Z881724Zi= 39=3.06 =3.054gi故可取,无需调整齿轮。对四挡齿轮进行角度变为:精确螺旋角=87cosAZmn2)(8756.2387理论中心距 本科毕业设计说明书28= =195.75mm87cos2ZmAn2cos5.6端面压力角 tan =tan /costn87=21.43t端面啮合角 totAcscs,03.2,t变位系数之和 nt,t87na2iviz=0查变位系数线图得:=-0.36 =0+0.36=0.3665分度圆直径 =204.01mm877cosnmzd=192.01mm878n齿顶高 mmha 265.10.)4.3601(fn707 .25.88 式中:41.00nnmA齿根高 本科毕业设计说明书29 mmchf 85.0.)36.2501(n707 f 9.488 齿全高 cfhn 12.05.)1.02()20 (齿顶圆直径 mda 4.6.01.47a7h.205928a8 齿根圆直径 dff 3.186.01.477mhff 2.95.2.9288 当量齿数14.3*cos87n7)( Z5.)(878n4.4.4 五档齿轮参数五挡齿轮为斜齿轮,初选 265(4.8) 2156Zi= 4970.=0.73(4.9) 65cos2ZmAn652165tazz本科毕业设计说明书30取整 =28, =385Z6则: 6152Zi= 38749=2.12 =2.105gi对五挡齿轮进行角度变位:精确螺旋角6565cos2)(cosZmn 56.235理论中心距 msAno 75.192co.cs265端面压力角 tan =tan /costn65=21.43t端面啮合角 totAcscs,03.2,t变位系数之和 nt,t65na2iviz=0查变位系数线图得: =-0.4 =0+0.4=0.456 毕业设计 (论文)任务书车辆工程 专业 _J1504 班级 学生设计(论文)题目 公交客车变速器设计 _课题来源_自选 _起讫时间_2019_年_2_月_25_日至_2019_年_6_月_15_日共_16_周指导教师(签名)_ _系(教研室)主任(签名)_课题依据:客车变速器设计依据:发动机最大功率/转速 190/2600 kW/rpm最大转矩/转速 960/1800 Nm/rpm整车装备质量 9600 kg 总质量:16300 kg 最高车速 Vmax=100 km/h 车轮滚动半径 Rr=625 mm主减速比 i0=3.7 轮边减速 I=1.7设计五挡手动变速器 任务要求:1. 翻译 1 篇英文技术资料。2. 查阅 8 篇以上国内外参考文献。3. 完成汽车变速器总体结构方案、各挡传动比分配方案与齿轮、轴等零部件的设计方案,并进行强度校核.要求:参考汽车构造、汽车设计、机械制图等教科书和参考资料,合理选择机械变速器的结构和设计参数;绘制变速器总成图及主要的齿轮、拨叉和轴等零部件设计图。图纸总量不少于 2.5 张零号图。4. 完成毕业设计说明书5. 毕业设计答辩 毕业设计(论文) 进度计划起讫日期 工 作 内 容 备 注2.253.53.63.263.274.16查阅文献、翻译外文资料。阅读文献资料,完成外文翻译资料和开题报告。确定变速器设计方案、各档传动比、轴和齿轮等零部件的设计参数,并进行强度校核。绘制变速器总成图及主要齿轮、拨叉、轴等零部件设计外文翻译资料汇报审查开题报告审查设计方案和计算结果审查设计图纸4.175.265.276.66.76.15图。图纸修改,撰写毕业论文。整理毕业设计资料,准备答辩指导及审查设计说明书准备答辩材料1 份。备注本科毕业设计说明书1摘 要随着社会的发展,越来越多的汽车步入人们的家庭生活。而在一辆汽车中变速器是非常重要的一部分。在整车的传动系统中变速器是用来改变驱动轮的转速和扭矩及方向的。同时将发动机的动力传到驱动轮上。因此在设计过程中要求变速器的结构紧凑,轻便,合理。这样才能提供汽车的动力及燃油经济性,此外换档及变速过程中的可靠性、传动平稳性与换挡效率等都都会影响正常的性能。在如今常用的汽车手动变速器中,三轴机械变速器具有结构紧凑、工作原理简单、便于维护、同时工作可靠等优点,因此在大多数汽车中被广泛应用。本课题对三轴七档机械手动变速器进行了设计,在设计过程中主要是通过对机械原理、机械设计、AutoCAD 等课本知识的理解,同时结合汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科的试验基础,对变速器的各部件进行了设计及校核,同时利用 CAD 制图软件绘制装配图和零件图。在设计阶段首先通过查阅资料对变速器的现状和发展趋势有了一定的了解,同时也指明了研究的方向。其次,结合实验室的拆解及理论知识对变速器工作原理进行描述,对倒档等档位布置进行设计。再次,充分利用课本知识及实际情况对变速器中各档齿轮和输入输出轴进行计算及校核,同时对角度和参数进行修正。其中一些如轴承螺栓等标准件的选型及齿轮轴系的热处理,也进行了简单的描述,以满足使用要求。最后,通过参数及校核数据绘制零件图及装配图,以及变速器箱体。同时设计完成后对本次设计的过程经验进行总结。关 键 词 : 变速器;传动比;轴;齿轮;设计计算;校核本科毕业设计说明书2ABSTRACTWith the development of society, more and more cars come into peoples family life. And in a car, the transmission is a very important part. In the whole vehicle transmission system, the transmission is used to change the speed, torque and direction of the drive wheel. At the same time, the engine power is transmitted to the drive wheel. Therefore, the transmission is required to be compact, light and reasonable in the design process. In order to provide the power and fuel economy, in addition, the transmission stability and reliability are shifting efficiency and speed shifting process will affect the normal performance.In todays automobile manual transmission used in three axis mechanical transmission has the advantages of compact structure, simple principle, convenient maintenance, and reliable operation, so it is widely used in most cars. This subject is the design of three axis seven speed manual transmission, in the design process is mainly based on the mechanical principle, mechanical design, AutoCAD textbook knowledge understanding, combined with the automobile structure, automobile design, material mechanics, exchangeability, test based on components of the transmission of design and verification, and assembly drawing and parts drawing using CAD software. In the design stage, the current situation and development trend of the transmission are understood by referring to the data, and the direction of the research is pointed out. Secondly, according to the disassembly and theoretical knowledge of the laboratory, the working principle of the transmission is described, and the layout of the reverse gear and other gears is designed. Again, make full use of textbook knowledge and the actual situation of the calculation and checking of the transmission gear and the input shaft and the output shaft, the angle and the parameters are modified. Some of the standard parts such as bearing bolts and the heat treatment of the gear shafts are also described in order to meet the requirements of use. Finally, drawing parts and assembly drawings and transmission box by parameter and check data. At the same time, after the completion of the design, the process of the design experience is summarized.Key words: Transmission;Transmission Ratio;Shaft ;Gear;Design and Calculation;Checking本科毕业设计说明书3目 录摘 要 1ABSTRACT2第 1 章 绪 论 .61.1 概述 1 .61.2 变速器的功用及要求 .61.3 变速器的发展现状 .71.4 研究的目的、依据和意义 .71.5 设计方法及内容 8 .8第 2 章 变速器布置方案确定 .92.1 变速器的布置方案分析 .92.2 倒挡方案选择 .92.3 主要零部件结构形式 102.3.1 齿轮 102.3.2 换挡机构形式 102.3.3 变速器轴承 10第 3 章 变速器主要参数的选择 123.1 概述 123.2 挡位数 123.3 传动比 123.4 变速器各档传动比的确定 123.5 中心距的确定 143.6 齿轮主要参数 153.6.1 模数 153.6.2 压力角 163.6.3 螺旋角 163.6.4 齿宽 16b3.6.5 变位系数 16第 4 章 齿轮的设计与计算 17本科毕业设计说明书44.1 各挡齿轮齿数的分配 174.2 确定一挡齿轮的齿数 174.3 确定常啮合传动齿轮 194.4 确定其他各挡的齿数 214.4.1 二档齿轮参数 214.4.2 三档齿轮参数 234.4.3 四档齿轮参数 264.4.4 五档齿轮参数 284.4.5 倒档齿轮参数 30第 5 章 齿轮的强度校核 345.1 齿轮材料的选择 345.2 各轴的扭矩 345.3 齿轮的强度计算 355.3.1 轮齿主要失效形式 355.3.2 轮齿弯曲强度 355.3.3 轮齿接触应力 .40j第 6 章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核 466.1 轴的工艺要求 466.2 轴的结构 466.3 变速器轴的设计 466.4 轴的强度校核 476.4.1 受力分析 476.4.2 轴的强度计算 496.4.3 轴的刚度计算 526.5 轴承的选用与校核 546.5.1 输出轴轴承的选择和校核 546.5.2 中间轴轴承的选用及校核 55第 7 章 变速器同步器的设计 577.1 同步器的结构 57本科毕业设计说明书57.2 同步器的工作原理 577.3 同步器主要参数的设计 587.3.1 摩擦系数 f 587.3.2 同步环尺寸的确定 587.3.3 锁止角 587.3.4 同步器的同步时间 t 587.3.5 同步器的摩擦力矩 59mM第 8 章 变速器操纵机构及箱体的设计 608.1 操纵机构的设计 608.1.1 变速器操纵机构的要求 608.1.2 变速器操纵机构分析 608.2 箱体的设计 61总 结 62致 谢 .64参考文献 .66本科毕业设计说明书6第 1 章 绪 论1.1 概述 1改随着汽车变速器的发展,其传动方式从一开始的链条传动已经发展到了现在的齿轮传动手动变速器,而在如今的 21 世纪已经发展到了机械液力自动变速器和电控机械式自动变速器。然而从目前汽车上配置的变速器来看,主要有以下几种变速器占主导地位:手动变速器(MT) 、液力机械变速器(AT) 、手/自一体变速器(AMT)和机械无级变速器(CVT) 1。不过即使这样,无论是哪种变速器,它都是汽车传动系统中的心脏,是任何一辆汽车不可缺少的一部分,在汽车的行驶过程中发挥重要的作用。1.2 变速器的功用及要求变速器把发动机的能量通过驱动桥传递给车轮,其主要功用是:(1)通过换挡改变传动比从而改变转矩,扩大驱动轮的有效工作范围,以适应经常变化的路况,以便汽车能在最利的工况下工作,发挥出其最佳性能;(2)在发动机旋转方向不变的情况下,使传递至主动轮的输出轴实现反向旋转,从而满足汽车在实际情况,根据需要可以倒退行驶;(3)利用空挡能够中断发动机向变速器传递动力,便于变速器换挡以保证汽车能够平稳起步、正常行驶。此外为了让汽车能够满足使用性能,在设计过程中对变速器还有以下要求:(1)在设计时,应根据汽车的载重、用途及发动机排量,合理的分配传动比及变速器档位数,以满足汽车所需要的动力性和经济性。并且在当今拥堵城市路况条件下,为保证使用性能应尽量扩大变速器传动比范围 1。(2)要合理选择齿轮传动方式及正当的变位系数,同时选用合适的材料,采用最佳的热处理方法,以便在加工时增加齿轮的精度,提高传动效率降低传动噪声,延长变速器工作寿命。(3)变速器还应该满足外形尺寸小、制造成本低、使用维修方便、工作性能本科毕业设计说明书7可靠等要求 2。1.3 变速器的发展现状从商用车的特性上来说,手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例,卡车用来运输,通常要装载数吨的货品,面对如此高的“压力” ,除了发动机需要强劲的动力之外,还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲” ,这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段,它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器,虽然具有操作简便等特性,但这些特点尚不具备。对于老司机和大部分男士司机来说,他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看,手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史,资历郊深的司机都是“手动”驾车的,他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的,如果让他们改变常规的做法,这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍,但是大多数年轻的司机还是崇尚手动,尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感,所以一些中高档的汽车(尤其是轿车)也不敢轻易放弃手动变速器。另外,现在在我国的汽车驾驶学校中,教练车都是手动变速器的,除了经济适用之外,关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。在中档车的市场上,自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳,尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上,这是个体现地非常完美。而且,以北京市来说,现在的交通状况不好,堵车是经常的事情,有时要不停地起步停步数次,司机如果使用手动档,则会反复地挂档摘档,操作十分烦琐,尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档,就不会这样麻烦了。在市场上,此类汽车销售状况还是不错的,尤其是对于女性朋友比较适合,通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型,关键要解决的是路况问题,现在的路况状况不均匀,难以发挥自动档汽车的优势。1.4 研究的目的、依据和意义随着汽车向多元化、工业化的发展,变速器设计在汽车设计中占有十分重要的地位。其工作性能直接影响汽车的行驶状况,由于货车对动力性及经济性有很高要求,因此对于对其变速器的设计更为重要。本设计是基于重型货车搭载的发动机的基本参数,利用所学的专业知识和现代化的设计方法对货车七档手动变速器进行设计。本科毕业设计说明书81.5 设计方法及内容 8在本次设计中,由于是对传统的变速器进行改进性设计,在给定的发动机最大转矩、转速及最高车速、发动机标定功率等条件下,主要完成变速器机构的设计,并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。主要包含如下内容:1、参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配;2、变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算;变速器齿轮的强度计算及材料选择;计算各轴的扭矩和转速;齿轮强度计算及检验;3、变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算、轴的加工工艺分析;4、变速器轴承的选择及校核;5、同步器的设计选用和参数选择;6、变速器操纵机构的设计选用;7、变速器箱体的结构设计设计;本科毕业设计说明书9第 2 章 变速器布置方案确定2.1 变速器的布置方案分析机械式变速器优点是传动效率高、工作可靠和制造成本低。对于相同的传动比要求,中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。针对齿轮寿命,因为中间轴式变速器的各前进挡,均为常啮合斜齿轮传动,大小齿轮的径向尺寸相差较小,因此寿命较接近。由于档位较多因此本设计采用中间轴结构形式。2.2 倒挡方案选择倒挡布置应注意以下几点:(1)倒挡齿轮在非工作位置时,不得与第二轴的齿轮有啮合现象;(2)换入倒挡时不得与其他齿轮发生干涉;(3)倒挡轴在变速器壳体上的支承不得与与中间轴的齿轮相碰。常用的布置方案如下:(a) 小客车常用 (b) 直齿滑动啮合四挡 (c) 多数五挡采用 (d) c 方案改进 (e) 前进挡常啮合 (f) 前进挡常啮合 (g) 一、倒挡各一根拨叉轴图 2.1 挡布置方案在变速器设计过程中倒档结构方案的选择,应根据其它档布置情况。力求位置合理并缩短变速器的轴向长度。因此在本设计的三轴七档变速器中综合以上几种变速器倒挡布置方案,选择图 2.1f 为变速器的倒挡布置方案 7。本科毕业设计说明书102.3 主要零部件结构形式2.3.1 齿轮在齿轮选用上变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较,斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点;缺点是制造时稍有复杂,工作时有轴向力,这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮,尽管这样会使常啮合齿轮数增加,并导致变速器的质量和转动惯量增大。但是考虑到变速器的可靠性本设计选用斜齿轮,由于倒档无同步器在本设计中倒档采用直齿圆柱齿轮,其他挡齿轮用斜齿轮。(a)直齿滑动齿轮换挡 (b)啮合套换挡 (c)同步器换挡图 2.2 换挡机构形式2.3.2 换挡机构形式变速器换挡主要有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。如图 2.2直齿滑动齿轮换挡即两脚离合换挡,由于操作困难且要求驾驶员有熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击,否则对齿轮及变速器的性能有很大的影响;因此目前除倒挡外其他前进档已经几乎不再采用。啮合套换挡由于存在换挡冲击力,对于驾驶员及汽车性能影响较大,同样目前不在采用。而目前采用最多的是第三种形式,即同步器换挡。由于同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡,而与操作技术的熟练程度无关,从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。因此目前被广泛应用,本设计中前进档也采用这种换挡形式。2.3.3 变速器轴承在变速器轴与壳体、齿轮与轴等相对旋转部位应安装轴承。变速器中常用的轴承有圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、球轴承、滚针轴承等。至于何处采用何种轴承,要根据结构及承受的载荷来决定。如由于斜齿轮在旋转过程中会产生径向力和部分轴向本科毕业设计说明书11力,故在变速器的输出输入轴采用圆锥滚子轴承 8,由于变速器轴后部的轴承需要安装在变速器壳体上,因此在根据变速器的中心距确定轴承型号的同时也要保证壳体有足够强度壳体壁上的两轴承孔之间的距离不小于 。20m6本科毕业设计说明书12第 3 章 变速器主要参数的选择3.1 概述满足汽车必要的动力性和经济性指标,这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小,变速器的传动比范围越大。本设计的主要参数依据如下:发动机最大功率/转速 190/2600 kW/rpm最大转矩/转速 960/1800 Nm/rpm整车装备质量 9600 kg 总质量:16300 kg 最高车速 Vmax=100 km/h 车轮滚动半径 Rr=625 mm主减速比 i0=3.7 轮边减速 I=1.73.2 挡位数近年来,为了降低油耗,变速器的挡数有增加的趋势。目前,乘用车一般用45 个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个挡。商用车变速器采用 45 个挡或多挡。载质量在 2.03.5t 的货车采用五挡变速器,载质量在4.08.0t 的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。本设计为客车变速器,采用三轴五挡变速器。3.3 传动比变速器传动比是指变速器最高挡与最低挡传动比的比值。目前乘用车的传动比范围在 3.04.5 之间,总质量轻些的商用车在 5.08.0 之间,其他商用车则更大。3.4 变速器各档传动比的确定初选传动比:设 5 挡为直接挡,则:=1ming本科毕业设计说明书13=0.377 (3.1)maxU0minrgp式中: 最高车速ax发动机最大功率转速p车轮半径r变速器最小传动比ming主减速器传动比0=9550 (转矩适应系数 =1.11.3,取 =1.3) maxeTpenPmax(4.2)综上两式,得:主减速器比 =3.70i1、满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式:dtumGiuACfriTaDTg 20emax15.汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶,公式简化为:sin co0emaxfriTg即: TegifGri0max1snco(4.3)式中:G作用在汽车上的重力, , 汽车质量, 重力加速度,mgGG=mg=160009.8=1568000N发动机最大转矩, =1000N.m;maxeTaxeT主减速器传动比, =4.490i 0i本科毕业设计说明书14传动系效率, =85%;TT车轮半径, =0.508m;rr滚动阻力系数,对于货车取 =0.02;f f爬坡度,取 =16.7将个参数带入,得: 9.365.8094108716sinco2.08916 )(gi2、满足附着条件根据驱动车轮与路面附着条件:riTTg01emax2G式中: 汽车满载静止于水平路面时,驱动桥给地面的载荷= g=65%mg=101920N2道路附着系数,在沥青混凝土干路面,=0.70.8,取 =0.7将各参数带入,得: 1gi9.45.809472361取 =9.39gi其他各档传动比的确定:一般汽车各档传动比大致符合如下关系: 1 42345ggiiiiq式中:q常数,也就是各档之间的公比, 45.16giq所以其余各档的传动比为:123454.,.05,2.1,.,gggggiiiii3.5 中心距的确定初选中心距时,可根据下述经验公式(4.4)31maxgeAiTK本科毕业设计说明书15式中: 变速器中心距( mm) ;A中心距系数,乘用车: ,商用车: ,K9.38AK.698AK多挡变速器: ,取 ;.0159A5发动机最大转矩(N.m) ;maxeT变速器一挡传动比;1gi变速器传动效率,取 96%。则,=37maxgeAiTK m1.796.0391.53初选中心距 =198mm。3.6 齿轮主要参数3.6.1 模数对客车,减小质量比减小噪声更重要,故齿轮应该选用大些的模数;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am2.03.5mm;总质量 大于 14.0t 的货车为 3.5 5.0mm。选取较小的模数值可使齿am数增多,有利于换挡。表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数(mm)乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 /tam车型1.0 V1.6 1.6 V2.5 6.0 14.0a14.0模数 /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00设计时所选模数应符合国标 GB1357-78 规定(表 4.1)并满足强度要求。表 3.3 汽车变速器常用齿轮模数一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00本科毕业设计说明书16二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 根据表 3.2 及 3.3,齿轮的模数定为 5.50mm,啮合套和同步器的模数定为 4.00mm。3.6.2 压力角 理论上对于乘用车,为加大重合度降低噪声应取用 14.5、15、16、16.5等小些的压力角;对商用车,为提高齿轮承载能力应选用 22.5或 25等大些的压力角。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 20。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、25、30等,但普遍采用 30压力角。 3.6.3 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。货车变速器螺旋角:1826初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为 24,其余挡斜齿轮螺旋角 22。3.6.4 齿宽 b齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑,又要保证齿轮的强度及工作平稳性的要求。通常根据齿轮的模数来选定齿宽:直齿 , 为齿宽系数,取为 4.58.0,mkbcc斜齿 , 取为 6.08.5。n采用啮合套或同步器换挡时,其接合齿的工作宽度初选时可取为 24mm。3.6.5 变位系数在变速器齿轮的设计中,根据实际情况,对齿轮进行变为是必须的,同时也是非常必要的。因此变位系数会影响齿轮使用的平稳性、抗胶合能力和齿轮啮合噪声。在设计时,如果相啮合的两齿轮都为变位齿轮,那么总变位系数应取的大些来提高接触强度。本设计中,由于一档齿轮齿数为 Z =1117,所以其变位系数 。根据1 17Z本科毕业设计说明书17机械设计手册设计中取齿顶高系数为 1.0018。本科毕业设计说明书18第 4 章 齿轮的设计与计算4.1 各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、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。4.2 确定一挡齿轮的齿数 一挡齿轮为斜齿轮,初选螺旋角 :2413一挡传动比为 14321zig(4.1)为了求 、 的齿数,先求其齿数和 ,13z4 hz直齿: m2A斜齿: nhzcos,取整,得:7.65.24198cos2nhmAz 6hz客车中间轴上一挡齿轮的齿数可在 之间选用,取 ,174=66-17=491413zh对中心距 进行修正A因为计算齿数和 后,经过取整数使中心距有了变化,所以应根据取定的 和hZ hZ齿轮变位系数重新计算中心距 ,再以修正后的中心距 作为各挡齿轮齿数分配的AA依据。,取:A=198mm mzh67.19824cos5.s2mn(4.2)精确螺旋角:本科毕业设计说明书1956.232cos14143Azmhn对一挡齿轮进行角度变位:端面压力角 tan =tan /costn143=21.72t端面啮合角 totAcscs,2.71,t变位系数之和 =0tan2,143niviz查变位系数线图得: 34.0-134.01分度圆直径:mmzdn.2956.3coscs14313n0.1.714314 齿顶高: mmfha .635.)-.34()(13013 7044 齿根高:cfhf 45.8.)34.251()(3013f 0044 齿全高:mmcfh 375.12.)25.1()2(0 齿顶圆直径:本科毕业设计说明书20mhdaa 26.301.201.9421313 744齿根圆直径:hdff 52.6.8201.9421313 ff 914 当量齿数:62.3)5.2(cos49)(cos3211 zn07.).(7)(33212zn4.3 确定常啮合传动齿轮 初选螺旋角 2411342zi(4.3)= =2.9025179.3而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等,即21cosZmAn(4.4) nZ2121s= 0.54co98=65.776得 =16.86, =48.93 取整为 =17, =49,则1Z21Z23975491732zi故可取,无需调整齿轮。本科毕业设计说明书21精确螺旋角值:Azmn2)(cos121= 9860.56.523-1对常啮合齿轮进行角度变位:理论中心距 = =198.68mm21cosZmAno 24cos9750。端面压力角 tan =tan /costn21=21.72t端面啮合角 totAcscs,2.1,t变位系数之和 nttiviza2,1n= 0t72.1.497ii=-0.13查变位系数线图得:8.21zu38.0151.0-2分度圆直径 =2-11cosnmzdm0.1256.37=2-12n.94s.4本科毕业设计说明书22齿顶高 mmfhna 215.60.)25.3801()(101 322齿根高cfhnf 785.40.)38.2501()(01f 69122 齿全高mmcfhn 150.)2.0()(0 齿顶圆直径daa 43.1.6.121 h5290942齿根圆直径mdff 43.78121 hff 6529042 当量齿数07.3*)56.2(cos173*)cos(21n1 zz2.).(49)(212 n4.4 确定其他各挡的齿数4.4.1 二档齿轮参数二档齿轮为斜齿轮,初选 21122Zi (4.5) = =2.2221i4917.612nZmA本科毕业设计说明书23= =66.75nmAZ1212cos5.2cos98)(ta12121zz得 =46.06, =20.71 取整为 =46, =211Z12Z2则,= =6.31 =6.41122i74692gi故可取,无需调整齿轮。精确螺旋角:21.482A)z(mcos11n12 对二挡齿轮进行角度变位:理论中心距 = =198.72mm12cosZAn 2cos1465.)(端面压力角 tan =tan /costn12=21.43t端面啮合角 totAcscs,89.20,t变位系数之和 =0tan2,1n iviz查变位系数线图得:本科毕业设计说明书24=-0.44 =24.162zu1124.0分度圆直径 mdn8.7cosz121.42齿顶高 ha365.2f101m0.722齿根高 chf 295.101mf 4.22齿全高 cfhn6.10)( 齿顶圆直径 mm .27d1a1am538h122齿根圆直径 9.11ffdhff 2.522当量齿数09.5748.21(cos6)cos( 33121n )zz6.).()( 331221n本科毕业设计说明书254.4.2 三档齿轮参数三挡齿轮为斜齿轮,初选 2109(4.6) 10929Zig= =1.533 213109iZ47.n109109cosmA)(tan10921092zz取整为 =40, =269Z10则,42.3.2617409023 Zi故可取,无需调整齿轮。对三挡齿轮进行角度变位:精确螺旋角: Azmn2)(cos10910956.23109理论中心距 =109cosZAn m7.cos.56端面压力角 tan =tan /costn109=21.43t端面啮合角 totAcscs,03.2,t本科毕业设计说明书26变位系数之和 nt,t109na2iviz=0查变位系数线图得: =-0.4 =9104.9n分度圆直径 = =240.01mm1099cosnmzd56.234smn0.1.c10910 齿顶高 =n909fmha045.14.0)(m)1(11 式中:4.00nnmA齿根高 mchf 075.9.)1.25(n909 f 6.4.0.101 齿全高 mcfhn 12.05.)1.2()20 (齿顶圆直径 mda .40.1.49a9h89.165.2.5620110 齿根圆直径 本科毕业设计说明书27mhdff 86.21075.91.2499 .4561010ff当量齿数94.3*)(cos1099 zZn76.)(10910n4.4.3 四档齿轮参数四挡齿轮为斜齿轮,初选 =2287(4.7) 2148Zi= =1.069705.3nmA887cos)1(tan8728721Z取整 =34, =327Z881724Zi= 39=3.06 =3.054gi故可取,无需调整齿轮。对四挡齿轮进行角度变为:精确螺旋角=87cosAZmn2)(8756.2387理论中心距 本科毕业设计说明书28= =195.75mm87cos2ZmAn2cos5.6端面压力角 tan =tan /costn87=21.43t端面啮合角 totAcscs,03.2,t变位系数之和 nt,t87na2iviz=0查变位系数线图得:=-0.36 =0+0.36=0.3665分度圆直径 =204.01mm877cosnmzd=192.01mm878n齿顶高 mmha 265.10.)4.3601(fn707 .25.88 式中:41.00nnmA齿根高 本科毕业设计说明书29 mmchf 85.0.)36.2501(n707 f 9.488 齿全高 cfhn 12.05.)1.02()20 (齿顶圆直径 mda 4.6.01.47a7h.205928a8 齿根圆直径 dff 3.186.01.477mhff 2.95.2.9288 当量齿数14.3*cos87n7)( Z5.)(878n4.4.4 五档齿轮参数五挡齿轮为斜齿轮,初选 265(4.8) 2156Zi= 4970.=0.73(4.9) 65cos2ZmAn652165tazz本科毕业设计说明书30取整 =28, =385Z6则: 6152Zi= 38749=2.12 =2.105gi对五挡齿轮进行角度变位:精确螺旋角6565cos2)(cosZmn 56.235理论中心距 msAno 75.192co.cs265端面压力角 tan =tan /costn65=21.43t端面啮合角 totAcscs,03.2,t变位系数之和 nt,t65na2iviz=0查变位系数线图得: =-0.4 =0+0.4=0.456
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