HLJIT7-1000重型货车变速器设计[7档三轴式七档变速器]【整备9.2吨 总16吨】【5张CAD图纸和毕业论文全套】
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SY-025-BY-2毕业设计(论文)任务书学生姓名李幕系部汽车与交通工程专业、班级车辆07-8指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘否题目名称HLJIT7-1000变速器设计一、设计(论文)目的、意义为了往复活塞式发动机的工作特性,满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求,所以对变速器的性能要求也更高。现代汽车上广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点,但其转矩和转速变化范围较小,而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化,因此,在汽车传动系中设置了变速器和主减速器,以达到减速增矩的目的。手动变速器有成本低、可靠性高、维护简便的特点。随着汽车对安全、节能、环保的不断重视,汽车变速器作为整车的一个关键部件,其产品的质量对整车的安全使用及整车性能的影响是非常大的,因而对汽车后桥进行有效的优化设计计算是非常必要的。二、设计(论文)内容、技术要求(研究方法)基本参数驱动型式:6*2总质量:16t驱动桥满载:11.5T;最高车速90km/h最大爬坡:30%最大输入转矩:1000N.m设计7档三轴式变速器设计的主要内容:(1)研究汽车机械变速器的组成、结构与设计;(2)建立有限元计算模型;(3)研究汽车机械变速器的载荷;(4)加载进行应力分析与结果分析;技术要求(研究方法):(1)要求研究汽车有限元分析、优化设计基本理论,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/CAM/CAE软件进行建模;(3)运用有限元分析软件进行静力学分析,重点进行弯曲强度分析;(4)实现变速器参数的优化设计。三、设计(论文)完成后应提交的成果设计图纸(合0号图纸2.5张);设计说明书(2万字左右);相关外文翻译(1篇2千字左右);基于有限元分析软件的输出轴静力学分析;四、设计(论文)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,有限元分析,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周五、主要参考资料六、备注指导教师签字:年 月 日教研室主任签字: 年 月 日SY-025-BY-3毕业设计(论文)开题报告学生姓名李慕系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-8班指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称HLJIT7-1000变速器设计一、课题研究现状,选题的目的、依据和意义1、研究现状变速器是汽车传动系中最主要的部件之一,它的主要功用是匹配发动机的扭矩和转速,汽车传动系的作用是根据行驶需求改变发动机输出的转矩与转速的关系特性,把动力有效而可靠的传递到驱动轮上,变速器作为传动系的重要组成部分,变速器性能直接关系到汽车的整体性能。而手动变速器是最传统、历史最悠久的一种变速器,其换档操作遵从驾驶者的意志,结构简单,故障率相对较低,价格合理,燃油消耗低,手动变速器今后一定会继续得到广泛的应用。重型汽车变速器是指与重型商用车和大型客车匹配的变速器。重型汽车的装载质量大,使用条件复杂,欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性,则必须扩大传动比的范围并增多档位数。现代汽车上采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点,但其转矩和转速变化范围较小,而重型汽车复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化,为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,重型汽车多采用组合式机械变速器,即以一、两种46档变速器为主体,通过更换系列齿轮副和配置不同的变速器,得到一组不同档数、不同传动比范围的变速器系列。目前,组合式机械变速器已成为重型汽车的主要形式。 目前,国外自动变速器发展迅速,市场份额占据越来越多,但手动变速器仍将占有大部分市场。据预测,2013年欧洲变速器市场上,匹配手动变速器的汽车仍将占52%,配备自动变速器的将占10%,匹配无级变速器的将占2%,匹配双离合变速器的将占16%,配备自动变速器的将占20%。在国外,变速器专业化生产厂家很注重产品系列化,为主机厂选用最满意的变速器提供了极大的方便和灵活性。 在中国,手动变速器因为其低廉的价格和给驾驶者的良好的操控感,一直以来都占据着变速器的主流。可是在我国众多的变速器生产厂家中,还没有形成本企业的系列化生产。我国重型车变速器产品的技术多源于美国、德国、日本等几个国家,引进技术多为国外8090年代的产品。作为汽车高级技术领域的重型汽车变速器在国内通过漫长的引进消化过程,如今已有了长足的进步,能够在原有引进技术的基础上,通过改型或在引进技术的基础上自行开发出符合配套要求的新产品。每年重型车变速器行业都能有十几个新产品推向市场。但从当今的重型车发展情况来看,在新产品开发商国内重型车变速器仍然走的是一般性的开发过程,没有真正的核心技术产品。国内的重型车变速器生产厂家的自主开发能力仍然很薄弱,应对整车新车型配套产品的能力还远远不够,在技术方面还有很长的路要走。 2、目的、依据和意义 变速器作为整车的一个关键部件、汽车传东西中最主要的部件之一,其产品的质量对整车的安全使用及整车性能的影响是非常大的。近年来变速器的质量不过关频频出现:一汽大众在北美召回约1.35万辆汽车,天津一汽丰田2008年共计召回83406辆汽车等等。因此,加强对变速器的设计,对提高整车质量、整车厂的经济效益与声誉至关重要。 近年来,车辆自动变速器成为了一个重要的研究方向。国内外都进行了重型车辆自动变速器的研究与开发,国外的众多重型车辆变速器生产厂家已经实现了自动变速器商品化生产。据世界最大的手动变速器制造商德国采埃孚公司预测,全球非手动变速器需求正在不断增长。预计到2011年,全球变速器需求年增长率为2.1%,尽管如此,手动变速器仍将占大部分的市场份额,可以达到52%。近年来,随着燃油价格的不断上升,以及汽车对安全、节能、环保的不断重视,手动变速器又迎来的新的发展机遇。而重型汽车又因为其巨大的装载质量,以及复杂的使用条件,欲保证重型汽车良好的动力性、经济性和加速性,避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,因此,国内外的重型汽车大多数仍然采用的是手动变速器。本设计综合考虑技术可行性、变速器未来发展趋势及产业化等方面因素,最终确定采用手动变速器作为研究对象。本设计主要是设计重型车辆的手动变速器,重型车辆的载荷很大,除了发动机需要强大的动力之外,还需要变速器的权利协助。机械式变速器在起步的时候有足够的牵引力量将车带动,特别是面对爬坡路面,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,但机械式变速器所具备的优点是显而易见而且还能为大多数的消费者所接受。本次设计是针对重型汽车,设计一种适用于重型汽车的变速器,使重型汽车的动力性、经济性、加速性和舒适性都有所提高。二、设计(论文)的基本内容、拟解决的主要问题1、研究的基本内容:(1)研究汽车机械变速器的组成、结构与设计;(2)建立有限元计算模型;(3)研究汽车机械变速器的载荷;(4)加载进行应力分析与结果分析;(5)对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计。2、拟解决的主要问题:(1)变速器设计方案的确定,这关系到此后的设计与计算,是本次设计的基础核心内容;(2)齿轮强度的计算与校核。计算量大,计算复杂繁琐,是本次设计的核心内容;(3)利用ANSYS软件进行有限元分析,对轴进行校核,软件使用比较困难,是本次设计的难 点内容; (3) 利用CAD制作图纸及用Word进行说明书的制作,比较繁琐,而且必须要能够熟练应用这 两个软件,需要足够的耐心与细心,是本次设计的重点内容。 三、技术路线(研究方法)选定变速器类型校核强度计算选定轴中心距修改确定齿轮齿数选定中心距确定传动比强度不够 用有限元分析软件进行静力学分析 重点进行弯曲分析 CAD制作图纸以及说明书制作四、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,有限元分析,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周五、参考文献1王望予. 汽车设计M.北京:机械工业出版社,20032童康祥.型牵引车的技术现状和竞争趋势J.专用汽车,2003.(1).3郝京顺. 汽车变速器的发展J.知识讲座,2000.(3).4乔维高,苏楚奇.现代汽车电子装置结构原理与维修M.北京:高等教育出版社,2000.5王尚军DC6J80T六档变速器设计J.大同齿轮集团有限责任公司,2002.(10).6张阳,席军强,陈慧岩.半挂牵引车自动变速器换档策略研究J.北京理工大学机械与车辆工程学院.2006.(6).7杨通顺.变速器的黄金时代J.汽车与配件,2003.(11).8林绍义.一种汽车变速器设计J.机电技术,2004.(6).9吴修义.国内组合式机械变速器的现状与发展J.现代零部件,2005.(5).10殷浩东.工程机械驱动桥、变速器产品现状与发展分析J.工程机械与维修,2006.(3).11刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社.2001.12Lechner G, Naunheimer HAutomotive Transmissions: Fundamentals, Selection, Design and ApplicationBerlin:Springer, 199913吴修义.机械变速器系列化及与车辆的匹配J.变通世界,1999(9)14王之熙.许杏根.简明机械设计手册M.北京:机械工业出版社,199715诸文农.底盘设计M.北京:机械工业出版社,1981.16万方数据.汽车变速器全解析.17万方数据.重型汽车变速器技术趋势与应用.六、备注指导教师意见:签字: 年 月 日黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 要变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,是汽车总成部件中的重要组成部分,是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。三轴式变速器由于具有体积小、原理简单、工作可靠、操纵方便等优点,故在大多数汽车中广泛应用。本文设计研究了三轴式七档手动变速器,其目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握,同时运用汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科知识,对三轴式变速器的各部件进行设计,并利用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等六项内容。首先,本文将概述变速器的现状和发展趋势,介绍变速器领域的最新发展状况。其次,对工作原理做了阐述,对不同的变速器传动方案进行比较,选择合理的结构方案进行设计。再次,对变速器的各档齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算,并进行了受力分析、强度和刚度校核计算,并为为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。最后,本文将对变速器换档过程中的重要部件同步器以及操纵机构进行阐述,讲述同步器的类型、工作原理、选择方法以及重要参数。关键词:变速器;传动比;轴;齿轮;设计计算;校核ABSTRACTTransmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency. Three-shaft transmission is widely used most vehicle for its particular advantages ,such as small dimension ,simply theory ,good stability, conveniently operation .This design study of the three-axis 7-speed manual transmission, the purpose is based on the skillful of using mechanic theory ,mechanic design, AutoCAD. Meanwhile, my paper is incorporated structure of vehicle, design of vehicle, mechanic of materials, and survey of interchangeability. I will design the parts of three-shaft transmission, and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.Key words: Transmission;Transmission Ratio;Shaft;Gear;Design and Calculation;CheckingI 目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1汽车变速器的概述11.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果1 1.2.1研究现状1 1.2.2设计目的意义2 1.2.3汽车变速器发展趋势21.3汽车变速器的设计方法和研究内容3 1.3.1变速器设计的主要内容3第2章 变速器传动机构布置方案52.1变速器的选择5 2.1.1结构工艺性5 2.1.2变速器的径向尺寸5 2.1.3变速器齿轮的寿命5 2.1.4变速器的传动效率52.2 倒挡布置方案52.3 零、部件结构方案分析6 2.3.1齿轮形式6 2.3.2换挡机构形式7 2.3.3自动脱挡72.4本章小结8第3章 变速器主要参数的选择93.1概述93.2挡数93.3传动比范围93.4变速器各档传动比的确定93.5中心距A113.6变速器的齿轮参数的确定123.6.1齿轮模数123.6.2压力角123.6.3螺旋角133.6.4齿宽133.6.5齿顶高系数133.7变速器各档齿轮齿数的分配143.7.1确定一挡齿轮的齿数143.7.2确定常啮合挡齿轮的齿数163.7.3确定其他各档的齿数193.8本章小结32第4章 齿轮校核454.1 齿轮材料的选择原则454.2计算各轴的转矩334.3齿轮的强度计算344.3.1轮齿的弯曲应力计算344.3.2轮齿接触应力计算394.4本章小结44第5章 变速器轴和轴承的设计及校核455.1变速器的轴径和轴长设计计算455.2变速器轴的强度计算465.2.1齿轮上的受力计算465.2.2轴的强度计算495.2.3轴的刚度计算515.3轴承的选择和校核535.3.1输出轴轴承的选择和校核535.3.2中间轴轴承的选择和校核545.4本章小结55第6章 同步器和操纵机构的设计及选用566.1同步器的设计566.1.1锁销式同步器566.1.2锁环式同步器576.1.3同步器主要尺寸的确定586.1.4同步器主要参数的确定616.2变速器操纵机构的设计636.2.1变速器操纵机构的要求及分类636.2.2变速器操纵机构分析64 6.3变速器箱体的设计656.4本章小结66第7章 输出轴的有限元静力学分析677.1 ANSYS软件简介677.2 Pro/E和ANSYS接口的创建677.3利用ANSYS对输出轴进行有限元受力分析697.4输出轴有限元受力分析697.4.1第一档、倒挡花键有限元受力分析717.4.2第二档、三档花键有限元受力分析737.4.3第四档、五档花键有限元受力分析757.4.4第六档、常啮合档花键有限元受力分析777.5本章小结80结论81致谢83参考文献82附录85第1章 绪 论1.1汽车变速器的概述1变速器用于改变发动机曲轴的转矩和转速,以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下,满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。随着汽车工业的不断发展,今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一,它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶,而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶;其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配,可得到良好的动力性与经济性;采用自锁及互锁装置,倒挡安全装置,其他结构措施,可使操纵可靠,不产生跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡;采用同步器可使换挡轻便,无冲击及噪声;采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低,不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性,使汽车和发动机有良好的匹配性。1.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果21.2.1 研究现状重型汽车的装载质量大,使用条件复杂,欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性,则必须扩大传动比范围并增多档数。传统结构三轴式变速器的最大容量:档位数一般最多蛤能布置到6个前进档和一个倒档,最大输出扭矩约为8400Nm。近年来重型汽车需要更多档位的前进档,需要爬行档(最低档)速比为10-17。显然传统结构变速器远不能满足需求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合机械变速器的组成是在传统变速器(称主箱)后部(或前部)加装一个副变速器(称副箱,一般为两档),将主箱的档位数增加一倍,所增加档位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘积,而齿轮对数小于档位数,因此箱体尺寸大为缩小,轴的长度减短,刚度增大,并且增大了变速器的容量。1.2.2 设计目的意义 重型货车装载数十吨的货品,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。大家都知道一档有“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。从我国的具体情况来看,机械式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用机械式变速器的,他们对机械式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。1.2.3 汽车变速器发展趋势现代汽车工业的飞速发展以及人们对汽车的要求不断的变化,机械式变速器不能满足人们的需要。而自动变速器技术得到了迅速发展。目前,国内变速器厂商都向着无级变速器和自动变速器方向发展,国内现已有好几款轿车已经应用上无级变速器,而重型多挡位汽车则采用多中间轴的形式,将低速档和高速档区分开。无级变速器又称为连续变速式无级变速器(Continuously Variable Transmission简称CVT) 。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别,是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动,而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器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,主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化在跨越了三个世纪的一百多年后的今天,汽车还没有使用上满意的无级变速箱。这是汽车的无奈和缺憾。但是,人们始终没有放弃寻找实现理想汽车变速器的努力,各大汽车厂商对无级变速器(CVT)表现了极大的热情,极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这是世界范围尚未根本解决的难题,也是汽车变速器的研究的终极目标。在今后,摩擦传动CVT;液力传动;电控机械式自动变速器(Automated Mechanical Transmission简称AMT);齿轮无级变速器(Gear Continuously Variable Transmission)是围绕着汽车变速箱四个主要的研究方向。齿轮无级变速器(Gear Continuously Variable Transmission)这是一种全新的设计思想,是利用齿轮传动实现高效率、大功率的无级变速传动。据最新消息:一种齿轮无级变速装置(Gear Continuously Variable Transmission简称G-CVT)已经试制成功,并已经进行了多次样机试验。齿轮无级变速装置结构相当简单,只有不足20种非标零件,51个零件,生产成本甚至低于手动变速箱。预计今年进行装车试验。齿轮无级变速器的优势表现为: (1) 传动功率大200KW的传动功率是很容易达到的; (2) 传动效率高,90%以上的传动效率是很容易达到的; (3) 结构简单,大幅度降低生产成本,相当于自动变速箱的1/10; (4) 对汽车而言,提高传动效率,节油20%;(5) 发动机在理想状态下工作,燃料燃烧完全,排放干净,极大的减 少了对环境的破坏。1.3汽车变速器的设计方法和研究内容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。对于变速器的要求: (1)保证汽车有必要的动力性和经济性;(2)设置空挡,用来切断发动机动力向驱动轮的传输;(3)设置倒档,使汽车能到推行驶;(4)设置动力输出装置,需要时能进行功率输出;(5)换挡迅速、省力、方便。工作可靠;(6)汽车行驶过程中,变速器不得有跳档、乱档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)变速器的工作噪声要低。除此以外,变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小, 制造成本低,维修方便等要求,满足汽车有必要的动力性和经济性指标。1.3.1 变速器设计的主要内容:本次设计主要是依据给定的重型货车有关参数,通过对变速器各部分参数的选择和计算,设计出一种基本符合要求的手动7档变速器。本文主要完成下面一些主要工作: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;8、建立有限元计算模型;9、加载进行应力分析与结果分析;10、对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计。第2章 变速器传动机构布置方案2.1变速器的选择2.1.1 结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体,当发动机纵置时,主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮,而当发动机横置时用圆柱齿轮,因而简化了制造工艺。2.1.2 变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副,而中间轴式变速器则有二对齿轮副。因此,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。2.1.3 变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低挡齿轮副,大小相差悬殊,小齿轮工作次数比大齿轮要高的多,因此,小齿轮的寿命比大齿轮的短。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。在直接挡时,齿轮只空转,不影响齿轮寿命。2.1.4 变速器的传动效率两轴式变速器,虽然可以有等于1的传动比,但仍要有一对齿轮传动,因而有功率损失。而中间轴式变速器,可将输入轴和输出轴直接相连,得到直接挡,因而传动效率较高,磨损小,噪声也较小。轿车,尤其是微型汽车,采用两轴式变速器比较多,而中、重型载货汽车则多采用中间轴式变速器。因此设计的变速器采用中间轴式。2.2 倒挡布置方案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。图2.1为常见的倒挡布置方案。图2.1a方案主要用于小客车上。图2.1b方案用于四挡直齿滑动齿轮的变速器上。 (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挡布置方案图2.1d方案是对c的修改。图2.1e用于所有前进档都是常啮合的变速器上。图2.1f也是用于所有前进档都是常啮合的变速器上.为了充分利用空间,缩短变速器的轴向长度,有的货车倒挡传动采用图2.1g方案;缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴,致使变速器盖中的操纵机构复杂一些。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。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。2.3 零、部件结构方案分析2.3.1 齿轮形式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。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。倒挡齿轮用直齿,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 换挡机构形式如图2.2变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。直齿滑动齿轮换挡要求驾驶员有熟练的操作技术(如两脚离合器)才能使换挡时齿轮无冲击;换挡行程长,换挡瞬间驾驶员注意力被分散,又影响行驶安全。因此,尽管这种换挡方式结构简单,制造、拆装与维修工作皆容易,并能减小变速器旋转部分的惯性力矩,但除一挡、倒挡已很少使用。啮合套换挡不能消除换挡冲击,而且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,使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此,目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证迅速、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。同上述两种换挡方法比较,虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点,但仍然得到广泛应用。2.3.3 自动脱挡由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因,都会导致自动脱挡。为解决这个问题,除工艺上采取措施以外,目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种:(1)将两接合齿的啮合位置错开,如图2.3a所示。这样在啮合时,使接合齿端部超过被接合齿的13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损,并在接合齿端部形成凸肩,可用来阻止接合齿自动脱挡。(2)将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切下0.30.6mm),这样,换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住,从而阻止自动脱挡,如图2.3b所示。(3)将接合齿的工作面设计并加工成斜面,形成倒锥角(一般倾斜23),使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力,如图2.3(c)所示。这种方案比较有效,应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状,也具有相同的阻止自动脱挡的效果。 (a) 接合齿位置错开 (b) 齿厚切薄 (c) 工作面加工成倒锥角图2.3 防止自动脱挡的措施2.4本章小结本章首先对比了两轴式和中间轴式的优、缺点,由于中间轴式变速器的结构工艺性、变速器径向尺寸、变速器齿轮的寿命、变速器传动效率好于两轴式,因此设计的变速器选择中间轴式;接着本章确定了倒挡布置方案;然后对零部件的结构方案进行了分析,即对齿轮及换挡机构的形式进行了分析;最后对倒挡的布置方案以及防止自动脱挡进行了设计。第3章 变速器主要参数的选择及齿数的分配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。表3.1基本参数整备质量最大总质量最高车速最大爬坡度最大功率最大扭矩轮胎变速器挡数9200kg16000kg90km/h30%170KW1000N.m10/20R2073.2挡数近年来,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。本设计采用七挡变速器。3.3传动比范围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7挡为直接挡,则:=1=0.377 (3.1)式中: 最高车速 发动机最大功率转速 车轮半径 变速器最小传动比 主减速器传动比=9550 (转矩适应系数=1.11.3,取=1.3) (4.2)综上两式,得:主减速器比=4.491、满足最大爬坡度根据汽车行驶方程式: 汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶,公式简化为: 即: (4.3)式中:G作用在汽车上的重力,汽车质量,重力加速度,G=mg=160009.8=1568000N 发动机最大转矩,=1000N.m; 主减速器传动比,=4.49 传动系效率,=85%; 车轮半径,=0.508m; 滚动阻力系数,对于货车取=0.02; 爬坡度,取=16.7将个参数带入,得:2、满足附着条件根据驱动车轮与路面附着条件: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=101920N 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:取=9.39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:式中:q常数,也就是各档之间的公比,所以其余各档的传动比为: 3.5中心距A 初选中心距时,可根据下述经验公式 (4.4) 式中:变速器中心距(mm); 中心距系数,乘用车:,商用车:, 多挡变速器: ,取; 发动机最大转矩(N.m); 变速器一挡传动比; 变速器传动效率,取96%。则, = 初选中心距=198mm。 3.6齿轮参数 3.6.1 模数对货车,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2.03.5mm;总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多,有利于换挡。表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数(mm)车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00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1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50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,斜齿,取为6.08.5。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 齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后,包括我国在内,规定齿顶高系数取为1.00。3.7各挡齿轮齿数的分配如图3.1所示为主变速器的传动示意图。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。图3.1 齿轮传动方案3.7.1 确定一挡齿轮的齿数 一挡齿轮为斜齿轮,初选螺旋角:一挡传动比为 (3.1)为了求、的齿数,先求其齿数和, 直齿: 斜齿: ,取整,得:货车中间轴上一挡齿轮的齿数可在之间选用,取,=66-17=49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,所以应根据取定的和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依据。 ,取:A=198mm (3.2)精确螺旋角: 对一挡齿轮进行角度变位:端面压力角 tan=tan/cos =21.72端面啮合角 变位系数之和 =0查变位系数线图得: 分度圆直径: 齿顶高: 齿根高: 齿全高: 齿顶圆直径: 齿根圆直径: 当量齿数: 3.7.2 确定常啮合传动齿轮 初选螺旋角 (3.3) =2.902而常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等,即 (3.4) = =65.776 得=16.86,=48.93取整为=17,=49,则 故可取,无需调整齿轮。 精确螺旋角值: = 对常啮合齿轮进行角度变位: 理论中心距 =198.68mm 端面压力角 tan=tan/cos =21.72 端面啮合角 变位系数之和 = =-0.13 查变位系数线图得: 分度圆直径 = = 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 当量齿数 3.7.3 确定其他各挡的齿数(1) 二档齿轮为斜齿轮,初选 (3.5) =2.22 =66.75 得=46.06,=20.71取整为=46,=21 则,=6.31=6.41 故可取,无需调整齿轮。 精确螺旋角: 对二挡齿轮进行角度变位: 理论中心距 =198.72mm 端面压力角 tan=tan/cos =21.43 端面啮合角 变位系数之和 =0 查变位系数线图得: =-0.44 = 分度圆直径 齿顶高 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 mm 齿根圆直径 当量齿数 (2)三挡齿轮为斜齿轮,初选 (3.6) =1.533 取整为=40,=26则, 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: 理论中心距 =端面压力角 tan=tan/cos =21.43端面啮合角 变位系数之和 =0查变位系数线图得: =-0.4 =分度圆直径 =240.01mm 齿顶高 = 式中: 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 当量齿数 (3)四挡齿轮为斜齿轮,初选=22 (3.7) =1.06 取整=34,=32 = =3.06=3.05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 =理论中心距 =195.75mm端面压力角 tan=tan/cos =21.43端面啮合角 变位系数之和 =0查变位系数线图得: =-0.36 =0+0.36=0.36分度圆直径 =204.01mm =192.01mm齿顶高 式中: 齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 当量齿数 (4)五挡齿轮为斜齿轮,初选 (3.8) = =0.73 (3.9) 取整=28,=38则: = =2.12=2.10对五挡齿轮进行角度变位:精确螺旋角 理论中心距 端面压力角 tan=tan/cos =21.43端面啮合角 变位系数之和 =0查变位系数线图得: =-0.4 =0+0.4=0.4分度圆直径 =168.00mm =228.01mm齿顶高 式中: =0.41齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 当量齿数 (5)六挡齿轮为斜齿轮,初选 (3.10) = =0.503 A= (3.11) 取整得:=22,=44 对六挡齿轮进行角度变位:精确螺旋角 理论中心距 端面压力角 tan=tan/cos =21.43端面啮合角 变位系数之和 =0查变位系数图得; ,分度圆直径 =132.00mm =264.01mm齿顶高 式中: =0.41齿根高 齿全高 齿顶圆直径 齿根圆直径 当量齿数 (6)确定倒档齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同,倒档齿轮的齿数一般在指尖,初选后,可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选=23,=16,则: (3.12)=107.25mm为中间轴与倒档之间的中心距,取=110mm为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉,齿轮16和15的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙,则齿轮15的齿顶圆直径应为 (3.13) =2198881=307mm =2=53.81为了保证齿轮13和14的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙,取=54计算倒挡轴和第二轴的中心距 (3.14) = =211.75mm取整: =215mm计算倒挡传动比 =9.73 查表得: ,分度圆直径 =545.50=297mm 165.50=88mm 235.50=126.5mm齿顶高
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