货车五档、汽车变速箱设计【含CAD图纸、说明书、三维模型】
毕业设计(论文)工 作 手 册院 (系 ) 专 业 年 级 学 号 姓 名 指导教师 评阅教师 教务处制填 写 说 明1、本工作手册是对学生毕业设计(论文)工作进行质量监控的重要依据,请相关人员按照要求认真填写,妥善保存。2、学生在毕业设计(论文)答辩前将工作手册送交指导教师,由指导教师评阅毕业论文,对其答辩申请签署意见后,与毕业论文一并提交院系毕业设计(论文)答辩领导小组审阅。3、如有外聘指导教师,各院系应指派专职教师协助做好毕业设计(论文)工作手册的填写工作。4、工作手册中各项内容可以另加附页。5、学生毕业后,本工作手册应与毕业论文(设计)一同归档保存。毕业设计(论文)任务书姓名 学号 专业 班级题目 汽车变速器设计发题日期 完成日期理工类 A 工程设计 B 理论研究 C 实验研究D 计算机软件 E 综合论文 F 其它题目性质 文、经管类 A 专题 B 论辩 C 综述 D 综合论文 E 其它设计任务及要求设计的主要内容:(1)研究汽车机械变速器的组成、结构与设计;(2)建立三维模型;(3)研究汽车机械变速器的载荷;(4)对变速器进行参数设计;技术要求:(1)要求研究汽车设计基本理论,并将其与机械制图、机械设计、材料力学、计算机软件等相关知识有机结合、熟练运用;(2)要求运用 CAD/CATIA 软件进行建模;(3)对齿轮金相强度分析;(4)实现变速器参数的优化设计。应交设计文件及要求1.二维设计图纸;2.设计说明书;3.相关外文翻译;4.三维设计模型;所用资源及参考资料1 冯樱,汽车变速器齿轮的三维建模及参数化设计,客车技术与研究,2006 年 第 1 期2 向立明,汽车变速器的发展历史及未来趋势,公路与汽运,2007 年 第 1 期3 Friedrich Ehrlinger,德国,汽车变速器传动系统综合分析,汽车零部件制造,2007 年 第 9 期4 龚瑞国,新能源汽车动力传递系统之变速器,北京齿轮总厂5 罗春香,汽车变速器设计中速比分配问题的研究,西南民族大学学报,2004 年 第 30 卷 第 3 期6 魏涛,赵宗煌,汽车变速器优化设计,武汉工学院学报,1992 年 第 14 卷 第 4期进度安排(1)调研、资料收集、完成开题报告 第 2 周(2)整体方案设计,完成结构示意图(手绘)第 3 周(3)结构设计计算,三维建模,4-8 周(4)绘制设计图 9-12 周(5)编写设计说明书 13 周(6)毕业设计(论文)审核、修改 第 14、15 周(7)毕业设计(论文)答辩准备及答辩 第 16 周指导教师 年 月 日院系审查意见审 批 人: 年 月 日毕业设计(论文)开题报告院(系): 专业:设 计 ( 论 文 ) 题 目 汽车变速器设计作者姓名 学号指导教师姓名 指 导 教 师 职 称 及 学 历一、开展本课题研究的意义、内容、思路和方法及参考文献等:1.课题的背景汽车变速器从最初采用侧链传动到手动变速器,到现在的液力自动变速器和电控机械式自动变速器经历了 100 多年的发展。无论是哪种变速器,作为汽车传动系统中的主要部件,在汽车的行驶过程中发挥重要的作用,可以说变速器是传动系统的心脏。降低动力损失、减少燃油消耗一直是工程师关注的问题,也是购车时重要的选择指标。变速器的主要功用是:(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,如起步、加速、上坡等,同时使发动机在有利的工况下工作;(2)在发动机旋转方向不变的前提下,使汽车能倒退行驶;(3)利用空挡,中断动力传递,以使发动机能够起动、怠速,并便于变速器换挡或进行动力输出。2.选题的目的和意义通过了解国内外的发展趋势可知道,变速器是传动系统中重要的一个部分,同时变速器的发展也是衡量其国家工业水平发展的一个重要依据。如今电子技术、新型材料、新能源的发展也推动了变速器的进步。而目前普通轿车应用较多、较为常见的是五档手动变速器,其性能稳定,适用性强,能够满足现代汽车的需求。本课题是基于桑塔纳轿车 MT 变速器的基本参数,利用所学的专业知识和现代化的设计方法对五档变速器进行设计,通过查阅资料、确定方案、绘制图纸、模型建立、强度校核等步骤,可以巩固所学的知识,提高运用 CAD 软件的能力,培养运用所学专业理论知识解决实际问题的方法,一次很好的理论和实践相结合的锻炼机会。同时可以掌握汽车变速器的设计步骤和方法,对于我们今后从事实际技术工作有很大的帮助,以后的工作打下坚实的基础。3.课题的理论依据、研究方法、研究内容3.1 理论依据在原有桑塔纳四档变速器的基础上,调整了四档的速比,增加了五档,生产了结构紧凑,自质量小,噪声低,操作灵活的五档变速器。它的特点是动力的输人轴和输出轴不在一个轴线上,两根轴分别为第一轴(动力输人轴),第二轴(动力输出轴) 。通常第一轴为离合器的从动轴,第二轴同时也是主减速器的主动轴。3.2 研究方法通过利用图书馆、网上数据库、网上共享平台等资源,查阅与变速器设计有关的各种文献资料。认真学习资料中的内容,同时掌握查找资料的方法。为以后的设计奠定理论基础。对大众桑坦纳手动变速器进行调研测量,运用 CAD 软件,根据查阅及测量得出的数据参数绘制手动变速器的零件进行建模。对各个换挡过程进行研究,分析其干涉情况,通过计算对主要零件进行强度校核,得出主要的设计数据及图纸。4.参考文献1 冯樱,汽车变速器齿轮的三维建模及参数化设计,客车技术与研究,2006 年 第 1 期2 向立明,汽车变速器的发展历史及未来趋势,公路与汽运,2007 年 第 1 期3 Friedrich Ehrlinger,德国,汽车变速器传动系统综合分析,汽车零部件制造,2007 年 第9 期4 龚瑞国,新能源汽车动力传递系统之变速器,北京齿轮总厂5 罗春香,汽车变速器设计中速比分配问题的研究,西南民族大学学报, 2004 年 第 30 卷 第 3 期6 魏涛,赵宗煌,汽车变速器优化设计,武汉工学院学报, 1992 年 第 14 卷 第 4 期二、课题工作的总体安排及进度:周次 工作进度15 周1、调研 2、收集、查阅有关设计资料3、熟悉设计任务4、完成外文翻译5、完成开题报告68 周 1、完成变速器各部件的拆卸分解清理测绘。2、完善中期检查的各项资料。911 周 完成设计总装配图 1 张 A0 图纸,变速器第二轴 1 张 A1 图纸,齿轮 1 张 A2 图纸,三维模型一套 1215 周 1对各零部件进行计算、校核2. 编制设计说明书16 周 答辩及整理资料三、课题预期达到的效果:通过查阅相关文献资料,完成开题报告和外文翻译。运用 CAXA、CAD 软件,按照测绘和资料中的数据绘制二维图纸,并撰写设计说明书。在这个过程中,可以巩固以往所学的理论知识,熟悉变速器结构,掌握变速器的设计方法。同时可以进一步熟练 CAXA、CAD 等软件的运用,提高动手能力,为将来从事具体的技术工作打下良好的基础。四、指导教师意见:签名: 年 月 日1.学生应通过调研和资料搜集(要有 10 篇以上相关文章的阅读量) ,主动与指导教师讨论,在指导教师指导下完成开题报告。开题报告需经各院系审查合格后,方可正式进入下一阶段。2.理工科开题报告撰写不少于 1500 字,人文社科开题报告不少于 2000 字。毕业设计(论文)中期检查表院(系): 专业:毕业设计(论文)题目学生姓名 学号指导教师姓名 指导教师职称及学历论文(设计)的进度计划目前已经完成内容尚须完成的内容存在的问题和拟采取的办法指导教师意见签名: 年 月 日毕业设计(论文)指导教师评议表学 号 姓 名 班 级 专 业论文题目评 价 项 目 分值 得分1 选题符合专业培养目标,体现综合训练基本要求 5 分2 题目难易度 5 分3 题目工作量 5 分选题质量(20 分)4 理论意义或实际价值 5 分5 查阅文献资料能力 5 分6 综合运用知识能力 10 分7 研究方案的设计能力 10 分8 研究方法和手段的运用能力 10 分能力水平(40 分)9 外文应用能力 5 分10 文题相符 5 分11 写作水平 10 分12 写作规范 10 分13 篇幅 5 分成果质量(40 分)14 成果的理论或实际价值 10 分合 计 得 分指导教师评语指导教师签名: 年 月 日毕业设计(论文)审阅教师审阅表学 号 姓 名 班 级 专 业论文题目评 价 项 目 得分毕业设计(论文)书写规范分(计 15 分)格式规范,符合学校规定的毕业设计(论文)撰写格式要求。毕业设计(论文)文字表达基本要求分(计 20 分)语句通顺、流畅;标点符号、语法正确;叙述简明扼要;思路层次清晰,概括全面准确;重点突出毕业设计(论文)正文或设计图面质量分(计 45 分)对于研究课题能熟练运用本专业所必须的基础理论和基本专业知识,分析问题,解决问题;理论、公式正确;概念清楚,应用合理;层次清晰;逻辑性强;论证严密,计算准确全面;图表质量好。毕业设计(论文)创新分(计 20 分)研究成果具有一定水平,得出创新性结论,在某些领域获得初步进展。同行阅读毕业设计(论文)后能感到作者的研究工作具有一定的学术和实用价值,体现出一定水平合 计 得 分审阅人评语审阅人签名: 年 月 日毕 业 设 计 ( 论 文 ) 答 辩 资 格 审 查 表题目学生姓名 学号专业、班级 指导教师内容综述:申请人(签名):申请日期:资格审查项目 是 否01 工作量是否达到要求02 文档资料是否齐全(任务书、开题报告、中期检 查、定稿论文及其相关附件资料等)03 是否完成任务书规定的任务04 是否剽窃他人成果或者查重率高于 30%05 完成的成果是否达到验收要求指导教师签名: 日期: 毕业设计(论文)答辩领导小组意见:符合答辩资格,同意答辩 不符合答辩资格,不同意答辩答辩领导小组组长签名:_年_月_日注:此表中内容综述由学生填写,资格审查项目由指导教师填写。毕业设计(论文)答辩评议表姓 名 性别 专 业 班 级论文题目评 价 项 目 评 价 内 容报告内容(30 分)1、论述思路清晰,评议表达准确;2、概念清楚,论点正确;3、实验(调查)方法科学,分析归纳合理;4、结论严谨;5、结果有一定应用价值。答辩情况(40)1、问题回答理论依据准确;2、基本概念、基础知识掌握扎实;3、语言表达清晰、流畅;4、对研究涉及的知识掌握透彻。5、重点内容研究深入、表达具有逻辑性。成果(含作品展示)(20 分)写作规范,对前人工作有改进或突破,或有独特见解,有一定创新性结果。论文工作量(10 分)理论知识、基本技能掌握扎实,能够按照毕业设计(论文)工作条例所规定的各项要求全面完成毕业设计(论文)工作。姓 名 性别 职 称 工作单位 评 分答辩小组成员合 计 得 分(总分人数)最后成绩(指导教师成绩50%+评阅教师成绩20%+答辩小组成绩30% )答辩评议意见根 据 同 学 的 设 计 ( 论 文 ) 的 完 成 情 况 , 以 及 指 导 教 师 、 审阅 教 师 、 答 辩 小 组 的 意 见 , 经 院 ( 系 ) 毕 业 论 文 领 导 小 组 认 真 审 议 , 决 议 如下 :该 生 按 学 校 关 于 毕 业 设 计 ( 论 文 ) 的 有 关 规 定 , ( 按 时 、 未按 时 ) 完 成 毕 业 论 文 。 其 毕 业 设 计 ( 论 文 ) 评 定 为 ( 优 秀 、 良好 、 中 等 、 及 格 、 不 及 格 ) 。答辩领导小组组长签名: 年 月 日论文等级 院(系)领导签名: 年 月 日毕 业 设 计学生姓名: 学 号: 学 院: 专 业: 题 目: 货车五挡变速器设计 指导教师: 评阅教师: 年 月毕 业 设 计 中 文 摘 要汽车变速器作为汽车传动系统中不可或缺的一部分,在汽车的行驶过程中发挥重要的作用。其技术的发展,是衡量国家汽车技术水平的一项总要依据,可以说变速器是传动系统的心脏。 本课题以货车手动变速器为研究对象,根据发动机型号及转速功率等主要数据对其结构方案分配,完成变速器的设计和各个主要部件的强度计算,最后根据计算数据确定总体结构,绘制二维设计图纸。其中具体零件如齿轮的设计计算部分是本说明书的主要部分,主要包含了方案确定、结构分析、计算校核等三大部分。结构分析是对主要零件设计的前提也是基础,这一过程包括了两轴之间的中心矩、各档齿轮参数、传动比匹配以及输入输出轴的校核等等。方案确定主要包含的倒档轴的选型及换挡机构同步器的结构方案。校核计算则是对整个设计过程中所计算的齿轮以及轴等主要零部件进行校核。关键词 手动变速器 分析 计算 校核毕 业 设 计 外 文 摘 要Title Matching car drive mechanism and the transmission design AbstractAuto transmission as an integral part of automobile transmission system, play an important role in the process of the motion of the car.The development of transmission technology, is a common measure of national automobile technical level is always the basis,so to speak,the transmission is the heart of the drive system.This topic with manual transmission as the research object, according to the basic parameter of transmission structure scheme analysis, complete the transmission of power matching, mechanical design and strength calculation, and finally determine the overall structure, draw 2D design drawing.Design calculation part is the focus of this manual, mainly includes the structure analysis, scheme determination, calculate and check. Structural analysis is carried out on the main components design, including mechanical transmission center torque, the gear parameters, the design calculation of transmission ratio and input and output shaft. Scheme is to analyze the reverse gear shaft and shifting institutional selection. Check calculation is the design of the gear and shaft in front of the main parts for checking.Key Words Manual transmission Analysis Calculate Check本 科 毕 业 设 计目 录第 1 章 绪 论 11.1 概述 .11.2 变速器的功用及要求 .11.3 变速器的发展现状 .11.4 研究的目的、依据和意义 .2第 2 章 变速器传动机构布置方案 .32.1 传动机构布置方案分析 .32.2 零部件结构设计方案 .42.2.1 齿轮形式 .42.2.2 变速器轴承 .42.2.3 换挡机构 .4第 3 章 变速器主要参数的选择 .53.1 档位数 .53.2 变速器各档传动比的确定 .53.2.1 初选最大传动比的范围 .53.2.2 确定其他各档传动比 .63.3 中心距 A 的确定 .73.4 外形尺寸 .73.5 齿轮参数 .73.5.1 模数 .73.5.2 压力角 .83.5.3 螺旋角 .83.5.4 齿宽 b83.6 变位系数的选择 .9第 4 章 齿轮的设计计算与校核 .94.1 齿轮的设计与计算 .9本 科 毕 业 设 计4.1.1 各挡齿轮齿数的分配 .94.1.2 齿轮材料的选择原则 174.1.3 计算各轴的转矩 184.2 轮齿的校核 194.2.1 轮齿的损坏原因及形式 194.2.2 轮齿弯曲强度计算 19第 5 章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核 265.1 轴的设计计算 265.1.1 轴的工艺要求 265.1.2 轴的结构 265.1.3 初选轴的直径 275.1.4 轴的强度计算 275.2 轴承的选择及校核 315.2.1 输入轴的轴承选择与校核 315.2.2 输出轴轴承校核 32第 6 章 变速器同步器的设计 336.1 同步器的结构 336.2 同步器的工作原理 346.3 同步器主要参数的设计 346.3.1 摩擦系数 f.346.3.2 同步环尺寸的确定 356.3.3 锁止角 366.3.4 同步器的同步时间 t.366.3.5 同步器的摩擦力矩 .36mM总 结 .38致 谢 .40参 考 文 献 .41本 科 毕 业 设 计 第 1 页 共 46 页第 1章 绪 论1.1 概 述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、工作性能可靠等要求 2。本 科 毕 业 设 计 第 2 页 共 46 页1.3 变 速 器 的 发 展 现 状一、手动变速器(MT)手动变速器(Manual Transmission)采用齿轮组,每档的齿轮组的齿数是固定的,所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如,一档变速比是 3.85,二档是 2.55,再到五档的 0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比,总共只有 5 个值(即有 5 级),所以说它是有级变速器。曾有人断言,繁琐的驾驶操作等缺点,阻碍了汽车高速发展的步伐,手动变速器会在不久“下课”,从事物发展的角度来说,这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看,笔者认为手动变速器不会过早的离开。首先,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。其次,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。第三,随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭,对于普通工薪阶级的老百姓来说,经济型轿车最为合适,手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家,而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如,夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车,它们的各款车型基本上都是 5 档手动变速。二、自动变速器(AT)自动变速器(AutomaticTransmission),利用行星齿轮机构进行变速,它能根据本 科 毕 业 设 计 第 3 页 共 46 页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。虽说自动变速汽车没有离合器,但自动变速器中有很多离合器,这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭,从而达到自动变速的目的。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。三、手动/自动变速器(AMT)其实通过对一些车友的了解,他们并不希望摒弃传统的手动变速器,而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂 911 车型上首先推出,称为 Tiptronic,它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚,让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在 D 档时,可自由变换降档(-)或加档(+),如同手动档一样。自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档,而在交通拥挤时使用自动档,这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。笔者曾在上面提到,手动变速器有着很大的使用群体,而自动变速器也能适应女士群体以及解决交通堵塞带来的麻烦,这样对于一些夫妻双方均会驾车的家庭来说,可谓是兼顾了双方,体现了“夫妻档”。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量,但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀,比如广州本田飞度 1.3L CVT 两厢、南京菲亚特 2004 派力奥 1.3 HL Speedgear、南京菲亚特 西耶那 Speedgear EL 这些“二合一”的车型价格均在 10 万元左右,这个价格层面还比较低的。 所以,手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机,根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。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本 科 毕 业 设 计 第 4 页 共 46 页位。其工作性能直接影响汽车的行驶状况,由于轻型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。本设计是基于搭载 YC4E140-20 发动机货车的基本参数,利用所学的专业知识和现代化的设计方法对货车五档变速器进行设计,设计中所采用的基本参数如下表 1-1:名称 参数 名称 参数发动机 YC4E140-20 汽车总质量(kg) 4310主减速比 4.875 汽车满载总质量(kg) 5000最高时速(km/h) 120 最大扭矩 380Nm/1200-1400轮胎规格 9.00-20 最大功率 99kw/3000道路最大阻力系数 0.27 重力加速度 g 9.8传动效率 0.97 轴距 3800 前悬/后悬(mm) 1270/1915 离地间隙 280mm通过本课题的设计,可综合运用汽车设计、机械制图、机械设计、机械设计手册、工程材料手册、汽车工程手册汽车构造、汽车电子技术等课程的知识,达到综合训练的效果 5。同时可以学会汽车变速器的基本设计方法和步骤,对今后从事汽车行业的工作有很大的帮助。表 1-1 变速器基本参数本 科 毕 业 设 计 第 5 页 共 46 页第 2章 变速器传动机构布置方案2.1 传 动 机 构 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。本设计各档位只经过一对啮合齿轮传递输出,故其工作噪声小且传动效率高。而且本设计变速器其输入轴与输出轴的旋转方向相反,因此在整车设计过程中在匹配车轮与发动机时应考虑旋转方向问题。同时为保证输出强度一般将输出轴与主减速器的主动齿轮做成一体。发动机纵置时,主减速器齿轮采用弧齿锥齿轮,以改变传递方向;发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮 6。本设计采用弧齿锥齿轮,发动机纵置的布置方式。倒档采用滑动直齿轮,其他档位采用常啮合斜齿轮传动,最终确定的传动方案如图 2-1。2.2 零 部 件 结 构 设 计 方 案2.2.1 齿轮形式变速器中常采用的齿轮主要有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。尽管斜齿轮工艺设计比较复杂同时加工制造困难,且旋转时会产生轴向力,会影响轴承的寿命,但是与直齿轮相比斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、工作噪声低、运转平稳、结构紧凑等许多优点。此外如果选择斜齿轮传动需要合理选择轴承的类型 7。综合考虑本设计中变速器的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮,只有采用直齿圆柱齿轮。2.2.2 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图 2-1 变速器传动路线图本 科 毕 业 设 计 第 6 页 共 46 页有圆柱滚子轴承、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力,故在变速器的输出轴前端采用圆柱滚子轴承,在末端常采用深沟球轴承 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 。20m62.2.3 换挡机构变速器换挡机构主要有啮合套、滑动齿轮和同步器换挡三种形式 9。本设计中采用同步器换挡如图 2-2。同步器能保证换挡迅速且无冲击,而且驾驶员不再用两脚离合器换挡,减轻了驾驶强度,从而减轻了驾驶员工作强度、提高了行驶安全性和燃油经济性。因此虽然它制造加工困难、结构复杂,但在手动变速器上仍然得到了广泛的应用。第 3章 变速器主要参数的选择3.1 档 位 数变速器的档位数可以在 320 个档位内变化。增加档位数可以扩大传动比范围,是改善汽车动力性和燃油经济性的一个重要方法,众所周知随着变速器档位数增多常啮合齿轮就增多,变速器结构就会十分复杂,并且相应的外形尺寸也会增加,不但如此,同时得操纵机构也给驾驶员增加了负担,因此通常变速器的档位在 6 个以内。近几年312图 2-2 两轴五档变速器1-输入轴 2-输出轴 3-同步器本 科 毕 业 设 计 第 7 页 共 46 页为了降低油耗/提高汽车动力与经济性,许多车多采用五档变速器。本课题设计的变速器也是五个档位。3.2 变 速 器 各 档 传 动 比 的 确 定3.2.1 初选最大传动比的范围变速器中最大传动比即为一档传动比,首先必须满足最大爬坡度 Ftfi。由于爬坡过程中车速不高,空气阻力忽略不计,发动机产生的能量完全用于克服车轮与路面间的滚动阻力 11。故:式中:G车重, =43100N;mg发动机的最大扭矩, ;maxeTmax=380NeT主减速器传动比, =4.8750i 0i传动系效率, =97%;TT车轮平均半径, =0.5m;rr滚动阻力系数,本设计取 ;f 0.2=f爬坡度,取 =16.7带入数值计算得 10.19201ig其次要满足附着条件: 为地面附着系数,本设计取为 0.8;为汽车满载静止于水平面时,车轮对地面的载荷,本设计取 ;nF 60%G=nF计算可得 。14.60ig10tqgTniFr10ImImII10cossin()tqgTaxaxgtqTiGfr ri(3.1)(3.2)本 科 毕 业 设 计 第 8 页 共 46 页hkmu/10inmihkirnug/05.937.01mmin由式(3.1)、(3.2)计算可得 ;结合主减速比 ,14.6192.00ig 4.=0i所以 得取值范围是 ,本设计取 。1gi 63.29.1gi 5.3根据设计要求,该车配置的发动机要求的最低稳定转速为 ,min/8inr则最低稳定车速为所以满足设计要求。 3.2.2 确定其他各档传动比初选五挡传动比 8.05i在乘用车变速器中,各挡传动比大致按等比数列形式分配 12: (3.3)qiigg54321式中: 各挡传动比的公比;由式 3-3 可知:q , ,41qig32ig2ig ./5其他各挡传动比为: =3.455, = =1.944, = =1.286,1gi2gi/1q3giq/2由于在高速行驶中 4 和 5 挡为常用挡,因此其挡位间公比应该小一些本设计取 ,所以 , 。.16/1 8.014i3.3 中 心 距 A 的确 定中心距在变速器设计中是非常重要的的一个基本参数,对变速器的外形尺寸和质量大小有十分重要的影响为保证轴承及壳体的强度因此,在满足设计要求的前提下要尽量增大中心距。本设计根据发动机性能参数初选,A =71mm。03.4 外 形 尺 寸影响变速器的外形轮廓尺寸的有倒档齿轮的布置情况、换挡机构的形式、档位数、齿轮结构等 14。查阅资料可知汽车两轴变速器壳体的轴向尺寸一般为 3.03.4A。本设计五档变速器的轴向尺寸初步定为 372=216mm。本 科 毕 业 设 计 第 9 页 共 46 页3.5 齿 轮 参 数3.5.1 模数根据设计要求,确定中心距后应选择较小的模数,这样可以增加齿轮的齿数,从而保证传动平稳,传动噪声小。此外在设计时要满足各挡齿轮选用的模数应该相同;同时未保证变速器结构紧凑,应使低速档模数大,高速档模数小。在变速器中大多数齿轮采用渐开线形式齿轮。具体的取值范围如表 3-1 和 3-2 所示:表 3-1 汽车变速器齿轮法向模数乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量 /tam车型1.0V1.6 1.6V2.5 6.0 14a14.0模数 /mmnm2.252.75 2.753.00 3.504.50 4.506.00表 3-2 汽车变速器常用齿轮模数一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 根据发动机的排量及表 3.1、3.2 中的数据,本设计初步确定变速齿轮的模数范围2.252.75mm。同步器的模数范围 2.02.75mm。3.5.2 压力角机械设计手册中规定的标准压力角为 20,所以本设计中变速器齿轮采用的压力角为 20,同步器的结合齿压力角为 3016。3.5.3 螺旋角 由于本设计中齿轮多数为斜齿轮,齿轮的螺旋角对轮齿的强度有很大影响。为了增加齿轮啮合的重合度、降低噪声、增强轮齿强度,使齿轮产生的轴向力相互抵消平衡,以减轻轴承的负荷,提高轴承使用寿命,螺旋角一般在 2025之间为宜 16。本设计中取螺旋角为 203.5.4 齿宽 b齿宽 b 的大小会影响齿轮工作中的承载能力,在保证齿轮强度的前提下应该尽量本 科 毕 业 设 计 第 10 页 共 46 页缩小轮齿的宽度,以缩短变速器轴向尺寸从而减轻重量。齿轮的宽度由齿轮的模数来确定:直齿 , 为齿宽系数,取为 4.58.0;mkbc斜齿 , 取为 6.08.5。nc如果换挡机构采用同步器换挡,其接合齿的宽度一般为 ,本设计中取接4m2合齿宽度为 2mm。3.6 变 位 系 数 的 选 择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 。根据机械1 17Z设计手册设计中取齿顶高系数为 1.0018。第 4章 齿轮的设计计算与校核4.1 齿 轮 的 设 计 与 计 算4.1.1 各挡齿轮齿数的分配本设计中一挡齿轮为斜齿轮传动,拟定模数为 2.75,压力角 ,初选螺旋20n角 =20一挡传动比为 =3.455 (4.1) 12gZi为了求 , 的齿数,先求其齿数和 , 1Z2 h斜齿 =49.2 取整为 49 (4.2) nhmAcos取 =11 =381Z2下面对中心距 进行修正:本 科 毕 业 设 计 第 11 页 共 46 页由于计算出来的齿数和 不是整数,为使设计方便需要对齿数和取整,而取整后hZ会使中心距发生变化,所以需根据取整的齿数和 和齿轮变位系数重新计算中心距 ,hZA再以修正后的中心距 为基础,分配其他各挡齿轮的齿数 18。A=71.68mm (4.3)cos2hnm取整后得中心距 A=72mm修正螺旋角度 (4.4)9358.02)(cos1 AZn64分度圆直径 =32.325mm1ncs/mzd=111.668mm2o未变位中心距 mm965.71A由于中心距已改变,为满足中心距需要对一挡齿轮副进行变位:端面啮合角 : tan =tan /cos (4.5)ttn=t17.2啮合角 : cos = =0.935 (4.6),t ,ttoAcs=21.27,t变位系数之和 =0 (4.7)nt,t21naiviZ当量齿数: =13.25, cos31/Zv 78.45/cos32v查机械设计手册取 18.0,.2计算一挡齿轮副的参数:齿顶高 =3.254mmn1an1yhm=2.264mm22式中: =0.0035 n1n/Ay)(本 科 毕 业 设 计 第 12 页 共 46 页= -0.0035nny0.1ha齿根高 =2.943mmn1nmcf=3.933mm2a2f 式中: 5.0c齿顶圆直径 =38.833mm1a1ahd=116.196mm22齿根圆直径 =26.439mm11ff=103.302mm22ffhd齿全高 h= =6.1971fa二挡齿轮为斜齿轮,选定模数为 2.5,压力角 ,初选螺旋角 =220n二挡传动比为 =1.944342Zig齿数和 : =53.4 取整为 53hZn43cosmA取 =18, =353Z4修正螺旋角 9201.cos43AZn5.2计算二挡齿轮变位系数:理论中心距 =72.003mmcos2431Zmn端面压力角 tan =tan /costn=21.58t端面啮合角 totAcscs,76.21,t本 科 毕 业 设 计 第 13 页 共 46 页当量齿数 =23.11033vcos/z=44.9354变位系数之和 = 0.08nt,t3na2iviZ查机械设计手册取 =-0.021.034二挡齿轮的参数:分度圆直径 =48.90mmcos3nmZd=95.10mm4n齿顶高 =2.5575mmn3an3yh=2.2575mm44m式中: = 0.003n1n/Ay)(=0.0770.han齿根高 =2.875mmn3n3mcf=3.175mm4a4f 式中: 25.0cn齿顶圆直径 =54.015mm3a3ahd=99.615mm44齿根圆直径 =43.15mm332ff=88.75mm44ffhd齿全高 h= =5.4325fa三挡齿轮为斜齿轮,模数为 2.5,压力角 ,初选螺旋角 =2320n三挡传动比为 =1.286 563Zi本 科 毕 业 设 计 第 14 页 共 46 页齿数和 : = =64.3, 取整为 64hZ65ZhnmAcos2取 =28, =36 5Z6计算三挡齿轮变位系数:理论中心距 =72.42mmcos2651ZAn端面压力角 tan =tan /costn=21.38t端面啮合角 totAcscs,89.21,t变位系数之和 nt,t65naiviz=0.1当量齿数 =35.9035vcos/Z=46.166查机械设计手册取 =0.08 = 0.0256三挡齿轮 5、6 参数:分度圆直径 =76.05mmcos5nmZd=97.77mm6n齿顶高 =2.87mmn5an5yh=2.72mm66m式中: = 0.168n1n/Ay)(=-0.0680.han齿根高 =2.925mmn5n5mcf本 科 毕 业 设 计 第 15 页 共 46 页=3.075mmn6na6hmcf 式中: 25.0cn齿顶圆直径 =81.79mmaad=103.21mm66h齿根圆直径 =70.20mm552ff=91.62mm66ffd齿全高 h= =5.795fah四挡齿轮为斜齿轮,模数 =2.5,压力角 ,初选螺旋角 =24nm0n2四挡传动比为 =0.969784Zig齿数和 63.05 取整为 63 nhmAcos287取 =32 =31 7Z8修正螺旋角度 =0.9294AZn2cos8764.1计算四挡齿轮变位系数:理论中心距 =72.24mmcos2871Zmn端面压力角 tan =tan /costn=21.38t端面啮合角 ttAcoss1,89.2,t变位系数之和 nt,t7naiviZ= 0.1本 科 毕 业 设 计 第 16 页 共 46 页当量齿数 =39.86037vcos/Z=38.6158查机械设计手册取 = 0.06 = 0.0434四挡齿轮 7、8 参数:分度圆直径 =86.08mmcos7nmZd=83.39mm8n齿顶高 =2.64mmn7an7yh=2.59mm88m式中: =0.096n1n/Ay)(=0.0040.han齿根高 =2.975mmn7n7mcf=3.025mm8a8f 式中: 25.0nc齿顶圆直径 =91.26mm7a7ahd=88.67mm88齿根圆直径 =80.03mm772ff=77.44mm88ffhd全齿高 =5.6157fa五挡齿轮为斜齿轮,模数 =2.5,压力角 ,初选螺旋角 =25nm0n2五档齿轮传动比为 =0.80 915Zig齿数和 = 取整为 63hZ5.62cos109 nmA本 科 毕 业 设 计 第 17 页 共 46 页取 =35 =28 9Z10计算五挡齿轮变位系数:理论中心距 =72.09mmcos29101ZmAn端面压力角 tan =tan /costn=21.72t端面啮合角 ttAcoss1,5.2,t变位系数之和 nt,t109naiviZ=-0.04当量齿数 =47.04339vcos/=37.63410Z查机械设计手册取 = -0.03 = -0.012五挡齿轮 9、10 参数:分度圆直径 =96.58mmcos9nmZd=77.26mm10n齿顶高 =2.435mmn9an9yh=2.485mm1010ma式中: =-0.036 nn/Ay)(=-0.0040.1anh齿根高 =3.2mmn99mcf=3.15mm10na10f 本 科 毕 业 设 计 第 18 页 共 46 页齿顶圆直径 =101.45mm9a92ahd=82.23mm1010齿根圆直径 =90.18mm99ff=70.96mm10102ffhd全齿高 =5.6359fa确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮选用的模数与一挡相同, 压力角75.2m02初选 =23 后,根据公式计算出输入轴与倒挡轴之间的距离 :12Z ,A=48.125mm12ZA,为避免齿轮旋转时不相互干涉,两齿轮齿顶圆之间应保持有一定的间隙 d,一般取d=0.5mm,则倒档齿轮 13 的齿顶圆直径 应为13eD5.0)2(1adA13a2*h mZd38.36 13为了保证齿轮 11 和 13 的齿顶圆之间一定的装配间隙,取 =3813Z计算倒挡轴和输出轴的中心距 A=83.875213,Zm计算倒挡传动比 123Zi倒=3.1764.1.2 齿轮材料的选择原则变速器中的齿轮,为了改变传动比,因此两齿轮齿数不相等,故其啮合频率也不本 科 毕 业 设 计 第 19 页 共 46 页等,通由于小齿轮转速高,因此小齿轮的硬度略高于大齿轮,以保证两齿轮的使用寿命接近。同时汽车变速器齿轮一般采用 35SiMn、40Cr、40CrNi 等钢材作原材料,然后经过渗碳、淬火、回火处理,以提高表面硬度,增强齿轮耐磨性 19。本设计变速箱齿轮采用低碳钢,拟定的工艺路线如下:4.1.3 计算各轴的转矩本设计中发动机的最大扭矩 ,齿轮的传动效率 ,离合器max380eTN9%齿的传动效率 ,轴承的传动效率 。98%离96%承输入轴 = =38096%99%=361.15Nm 1齿承axe输出轴一挡 =1247.78Nm1giT齿承输出轴二挡 =702.08Nm212齿承 输出轴三挡 =464.44Nm33gi齿承输出轴四挡 =361.15Nm414T齿承输出轴五挡 =288.92Nm55gi齿承 倒挡 =568.340Nm1212Z)( 齿承倒 =531.310Nm12312-13-2T)( 齿承倒倒 4.2 轮 齿 的 校 核4.2.1 轮齿的损坏原因及形式在啊变速器使用过程中,轮齿的损坏会导致齿轮传动的失效,这是非常严重的,而轮齿的失效主要包括轮齿折断和工作齿面磨损、点蚀、胶合及塑性变形等 20。同时由于换挡过程中,两个齿轮进入啮合时会产生冲击载荷,也会加剧齿轮的断裂。这就锻造毛坯 正火处理 粗切 调质处理精切渗碳淬火低温回火磨齿本 科 毕 业 设 计 第 20 页 共 46 页需要提高齿轮的质量,同时设计同步器来降低齿轮磨损。本设计的齿轮主要用剃齿方式对齿轮进行精加工,热处理工艺采用常用的渗碳淬火 20。4.2.2 轮齿弯曲强度计算1、倒档直齿 轮弯曲应力 wyzKmTcfgw32式中: 弯曲应力(MP a);理论载荷(N .mm);gT应力集中系数,本K设计取 ;1.65=摩擦力系数,主动f齿轮取 ,从动齿轮取.f; 0.9=fK齿宽( mm); b模数;m齿宽系数;倒档取 7.5c齿形系数,如图 4-1。 y根据变速器设计手册可知,当理论载荷 为变速器输入轴上的最大转矩 时,gTmaxeT倒挡轴齿轮的许用弯曲应力在 400850MP a之间 20,倒挡齿轮的弯曲应力 , , :1w123w=12, =23, =38, =0.132, =0.134, =0.138, =273.041N.1Z123Zy12y13y12倒Tm, =174.87N.m, =428.736NmT12倒T13yKZmcfw=818.195MPa400850MPa图 4-1 齿形系数图本 科 毕 业 设 计 第 21 页 共 46 页123-12yKZmTcfw倒=537.233MPa400850MPa133121ycfw倒=495.786MPa400850MPa2、斜齿轮弯曲应力 wKyzmTcng3os2式中: 理论载荷,Nmm;gT法向模数,mm;nm齿数;z斜齿轮螺旋角,;应力集中系数,本设计取 ;K1.50=K齿形系数,可按当量齿数 在图 4-1 中查得;y 3coszn齿宽系数,取 7.5c重合度影响系数, =2.0。 查机械设计手册可知,汽车变速器常啮合齿轮的许用应力一般在 180350MP a范围内。(1)计算一挡齿轮的弯曲应力 、1w2=11, =38, =0.135, =0.143, =1247.78N.m, =361.15N.m,Z21y2y1T1TKmZTcnw13os=336.942MPa180350MP aycnw2312os=243.789MPa180350MP a本 科 毕 业 设 计 第 22 页 共 46 页(2)计算二挡齿轮的弯曲应力 、3w4=18, =35, =0.146, =0.148, =702.08N.m, =361.15N.m,3Z43y4y12T1TKmZTcnw31os2=247.784MPa180350MP aycnw43124os=221.028MPa180350MP a(3)计算三挡齿轮的弯曲应力 、5w6=28, =36, =0.144, =0.145, =464.44N.m, =361.15N.m5Z65y6y13T1TKmZTcnw531os2=164.820MPa180350MP aycnw6316os2=188.83MPa180350MP a(4)计算四挡齿轮的弯曲应力 、7w8=32, =31, =0.145, =0.146, =361.15N.m, =361.15N.m7Z87y8y14T1TKmZTcnw731os2=142.085MPa180350MP aycnw83148os2=159.75MPa180350MP a(5)计算五挡齿轮的弯曲应力 、9w10=35, =28, =0.148, =0.142, =288.92N.m, =361.15N.m9Z109y10yT15TKmZTcnw93os2本 科 毕 业 设 计 第 23 页 共 46 页=125.075MPa180350MP aKymZTcnw103510os2=121.603MPa180350MP a4.2.3 轮齿接触应力 jbzgjdbET1cos418.0式中: -理论载荷 N.mm;gT-轮齿的接触应力 MPaj-节圆的直径 mm;d-压力角;-螺旋角;-齿轮材料的弹性模量 MPa;E-齿轮啮合宽度 mm;b、 -主、从动齿轮的曲率半径,mm,直齿轮 、z sinzr,斜齿轮 、 ;sinbr2cosinzr2cosinbr、 -主、从动齿轮的节圆半径(mm)。zbr当作用在变速器输入轴上的理论载荷 = 时,变速器齿轮的许用接触应力gT/maxe如表 4-1 所示:j表 4-1 变速器齿轮的许用接触应力 MPaj齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 650700弹性模量 =20.6104 Nmm-2,齿宽EnccmKb(1)计算一挡齿轮 1,2 的接触应力本 科 毕 业 设 计 第 24 页 共 46 页=1247.78N.m, =361.15N.m, , ,1T1T1Z3829.20=41.2mm,)( 21/2Ad=114.79 mm)(=8.56mm89.0cos/in221z=23.86mm./i2db 1211cos48.0zbj ET=1642.835MPa19002000MP a 12212cos48.0zbjdbT=1601.568MPa19002000MP a(2)计算二挡齿轮 3,4 的接触应力=702.08N.m, =361.15N.m, , ,12T1T183Z35401.24=54.736mm,)( 433/2AZd=101.263mm)(44=12.137mm01.2cos/in23b=22.455mm.4/i4dz 43313 10.2cos8.0bzjbET=1354.423MPa13001400MP a 344124 1cos8.0zbjdbT=1320.407MPa13001400MP a(3)计算三挡齿轮 5,6 的接触应力本 科 毕 业 设 计 第 25 页 共 46 页=464.44N.m, =361.15N.m, ,13T1T285Z3664.21=61.862mm,)( 655/2Ad=94.137mm)(66=13.05mm4.21cos/in2b=19.859mm6./i5dz 56515 1.42cos418.0zbjbET=1261.79MPa13001400MP a566136 1.42cos48.0zbjdbT=1230.10MPa13001400MP a(4)计算四挡齿轮 7,8 的接触应力=361.15N.m, =361.15N.m, , ,14T1T327Z1864.2=72.62mm,)( 877/2AZd=83.379mm)(88=15.32mm64.21cos/in27z=17.59mm./i8db 78717 164.2cos41.0zbj ET=1142.103MPa13001400MP a 788148 16.2cos4.0zbjdbT=1113.421MPa13001400MP a(5)五挡齿轮 1,2 的接触应力
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