毕业设计轻型货车变速器设计.docx

资源描述

毕业设计轻型货车变速器设计.docx

《毕业设计轻型货车变速器设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计轻型货车变速器设计.docx（143页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

毕业设计轻型货车变速器设计.docx

毕业设计轻型货车变速器设计

前言

变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，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条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。

变速器在汽车中起着重要的作用，它能使汽车以非常低且稳定的车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定转速是难以达到的。

随着汽车工业的不断壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出更经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题，也是我们作为汽车工程本科毕业生，必须肩负的重任。

在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。

经过四年的刻苦学习，我掌握了四十多门基础知识和专业知识，阅读了大量的专业书籍，为从事汽车行业的工作打下了坚实的基础。

在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委的要求，进行了这次设计。

毕业设计是对我们在大学期间所学知识的一次检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。

毕业设计总体质量的好坏也直接体现了毕业生的独立创造设计能力。

由于毕业设计具有特殊的重要意义，在两个多月的毕业设计时间里我们到单位实习，并阅读了大量的汽车资料，虚心向老师请教，且在老师的指导下，将老师传授的设计方法运用到自己的设计中，使本次毕业设计得以顺利完成。

本人的设计题目、要求及任务是：

轻型货车变速器设计（4＋1）档

设计参数：

发动机:

Memax=160N·m；车速：

Vmax=100Km/h；

额定转速：

n=2800rpm；车轮滚动半径：

R0=0.42m；

汽车总质量：

2200Kg；爬坡度：

30﹪；主减速比：

i0=4.5；

驱动轮上法向反作用力：

FZ=1300Kg。

设计要求:

采用中间轴式、全同步器换档。

本次设计要求：

对各档齿轮的接触强度、弯曲应力及轴的强度、刚度以及轴承的载荷进行校核计算。

设计工作量:

1、集资料、进行方案论证、结构分析，确定合理的结构方案。

2、选择正确的参数，对变速器的强度及刚度进行校核计算。

3、绘制变速器总装图1张（0号图）、壳体图1张（0号图）、操纵机构总装图1张（0号图）、齿轮零件图折合1.5张（0号图），其中用计算机绘图折和4.0张A0，手绘图折和0.5张A0。

总图量为4.5张以上0号图。

4、设计中的计算要求编程，上机计算，打印程序、结果。

5、英译中大于5000字符（折合中文约大于3000字）。

6、设计说明书应包括：

目录、中、英文摘要、设计说明、方案论证、计算过程、结论、毕业设计完成情况的自我评价及其它说明。

要求大于1.2万字。

设计过程中，本人按时、按质、按量完成了各阶段的工作，最终顺利完成了设计任务，设计出一台适用于轻型货车的四档变速器。

最后，由于本人的设计经验和知识水平有限，在设计中出现的问题敬请各位老师和同学的指正。

第一章变速器的功用和要求

现代汽车采用的活塞式内燃发动机转矩变化范围较小，不能适应汽车在各种条件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。

变速器不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒车，还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。

变速器的功用：

（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，并便于变速器换档或进行动力输出。

因此变速器通常还设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空挡，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。

变速器还应能进行动力输出。

为保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的使用条件和基本要

求：

（1）应该合理地选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；

（2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档、脱档和换档冲击现象发生；此外，还不允许出现误挂倒档的现象；

（3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；

（4）传动效力高、噪音小。

为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档。

此外合理地

齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。

（5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。

（6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；

（7）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；

（8）需要时应设置动力输出装置。

第二章变速器的方案论证

第一节变速器类型选择及传动方案设计

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。

现代汽车大多都采用三轴式变速器。

对发动机前置前轮驱动的轿车，如变速器传动比小，则常采用两轴式变速器。

以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。

要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：

一、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，而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。

二、变速器的径向尺寸

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。

因此，对于相同的传动比要求，三轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。

三、变速器齿轮的寿命

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。

在直接档时，齿轮只是空转，不影响齿轮寿命。

四、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。

轿车，尤其是微型汽车，采用两轴式变速器比较多，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。

因此，近年来在欧洲的轿车中采用得比较多。

而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。

这次设计的变速器是轻型货车使用，所以采用三轴式变速器。

第二节变速器传动机构的分析

根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各档数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换档方案和倒档传动方案。

一、换档结构形式的选择

目前，汽车上的机械式变速器的换档结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种。

（一）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。

（二）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）。

（三）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。

上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上，一般倒档和一档采用

结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高档位则采用同步器或啮合套.本次设计方案一、二档和三、四档采用同步器换档，倒档使用倒档轴上滑动直齿轮

换档。

二、倒档的形式及布置方案

倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。

为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。

图2.1

常见的倒档结构方案有以下几种：

方案1.（如图2.1a）所示）

在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。

此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。

方案2.（如图2.1b）所示）

此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。

某些轻型货车四档变速器采用此方案。

方案3.（如图2.1c）所示）

此方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点是换档程序不合理。

方案4.（如图2.1d）所示）

此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用。

方案5.（如图2.1e）所示）

此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。

方案6.（如图2.1f）所示）

此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便。

方案7.（如图2.1g）所示）

为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一档和

倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些，一般3、4、5、6、

7五种方案用于五档变速器。

综合考虑，本次设计采用输出轴上直齿滑动换入倒档换档方式。

其优点是：

结构简

单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低。

但换档时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。

第三节变速器操纵机构方案分析

一、变速器操纵机构的功用

变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。

二、设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求

（一）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;

（二）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;

（三）应使驾驶员得到必要的手感。

三、换档位置

设计操纵机构首先要确定换档位置。

换档位置的确定主要从换档方便考虑。

为此应

该注意以下三点：

（一）按换档次序来排列；

（二）将常用档放在中间位置，其它档放在两边；

（三）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于

1档组成一排。

第四节变速器传动方案的设计

各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。

各档位置的安排，应考虑以下四个方面的要求：

一、整车总布置

根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。

比如说是该车是采用发动机前置前驱动还是发动机前置后驱动等

等，这些问题都牵连着变速器的设计方案。

二、驾驶员的使用习惯

人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档，如下图b和c。

值

得注意的是倒档，虽然它是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合

方案的重要环节。

例如在四档变速器中采用的基本序列组合方案有三种，见图2.2。

其

中b和c是倒档与序列不结合的方案，即挂档时，需先换位再挂倒档。

倒档与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。

按习惯，倒档最好与序列不结合。

否则，从安全考虑，将倒档与一档放在一起较好。

图2.2

根据以上的要求，本次设计的档位布置方案如图2.3所示：

图2.3

三、提高平均传动效率

为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位实际成直接档。

四、改善齿轮受载状况

各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。

承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。

变

速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。

该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。

本次设计传动方案如图2.3所示

传动路线：

Ⅰ档：

一轴→1→2→中间轴→8→7→二轴→5、7齿轮间的同步器→输出

Ⅱ档：

一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7齿轮间的同步器→二轴→输出

Ⅲ档：

一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3齿轮间同步器→二轴→输出

Ⅳ档：

一轴→1→1、3齿轮间同步器→二轴→输出

R档：

一轴→1→2→中间轴→10→11→9→二轴→输出

图2.4

第三章变速器设计计算

第一节变速器主要参数的选择

一、轴的直径

第一轴花键部分直径d（mm）初选

d=K3Temax

式中：

K——经验系数，K＝4.0～4.6，取K＝4.3；

Temax——发动机最大转矩（N?

m；）

d=23.34mm，取d＝32mm。

二、传动比的选择

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：

Fkmax

Fimax

（3.1）

式中：

Fkmax——最大驱动力；即

Fkmax=Temaxi1

/R0

——滚动阻力；即

=fmgcosmax

Fimax——最大上坡阻力。

即

Fimax=mgsin

max

把以上参数代入（3-1）得：

（fcos

maxsin

max）R0

（3.2）

Temax

以上是根据最大爬坡度确定一档传动比，式中：

Temax——发动机最大扭矩，Temax=160N·m；

i1——变速器一档传动比；

i0——主传动器传动比，i0=4.5；

m——汽车总质量，m＝2200kg；

f——道路滚动阻力系数取0.020；

——传动系机械效率，取0.84；

g——重力加速度；取g=9.8ms2；

R0——驱动轮滚动半径，取0.42m；

max——汽车最大爬坡度为30％，即

max＝16.7

i1=4.3

取i1=4.8

由i1/i2i2/i3

式中，q为常数，也就是各档之间的公比，一般认为

q不宜大于1.7—1.8。

由中等比性质；得：

i1n1

m——档位数，取m=2,3,4,

n——档数，n=4；

i2=4.82/3=2.846

i3=4.81/3=1.687

i4=1.0（直接档）

i2=1.687

=1.687

符合q的要求。

∴i1=4.8,i2=2.864,i3=1.687,i4=1.00。

三、中心矩A

对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A初选中心矩A时，可根据经验公式计算

A=Ka

3Temaxi1g

（3.3）

Ka——中心距系数：

Ka=9.5~11.0,取9.8；

i1——

变速器一档传动比；

g——

变速器传动效率：

取

g＝96％；

Temax——发动机的最大输出转矩，单位为（

Nm）；

∴A=9.8×（160×4.8×0.96）1/3

取A=89mm

四、齿轮参数选择

（一）模数的选择

影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。

选取齿轮

模数时一般遵循的原则是：

合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而

从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。

对货车，减轻质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。

初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即：

Temax

/10=2.52

高档齿轮

K=1

m=0.7

3Temaxi1g/10=2.935

一档齿轮

式中：

为斜齿轮法向模数；

m为直齿轮模数；

Temax——发动机最大扭矩；Temax=160N·m

i1——变速器一档传动比；

g——变速器传动效率：

取g＝96％；

该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数取mn=3；直齿轮模数取m=3

（二）压力角α的选择

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿

的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5°,15°，16°，16.5°等小些的压力角；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°。

（三）螺旋角β

选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。

在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。

随着β增大，

齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30°时，抗弯强度急剧下降，会使轴向力及轴承载荷过大。

货车变速器斜齿螺旋角β的选择范围：

18°～26°。

初选β1,2=25°，

3，4

5，67,820°

（四）齿宽b

齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿强度和齿轮工作时受力的均匀程度。

通常根据模数m（mn）来选择齿宽：

直齿：

b=Kcm,Kc为齿宽系数，取4.5～8.0

斜齿：

b=Kcmn，Kc取为6.0～8.5；

小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约5～10，所以有

1、直齿

b=（4.5～8.0）×3=13.5～24（mm）

b9=20mm,b10=22mm,b11=20mm

2、斜齿

b=（6.0～8.0）×3=19.5～25.5（mm）

因为本设计中间轴上预定用宝塔齿轮，所以取:

b1=22mm,b2=20mm,b3=22mm,b4=20mm

b5=18mm,b6=20mm,b7=18mm,b8=20mm

（五）各档齿数Z

齿数确定原则：

各档齿轮齿数比应尽可能不是整数,且各档齿数无公约数。

1、一档齿轮齿数

⑴斜齿Zh=2×A×cos

（3.4）

选取

7,8＝20°，

Zh=2×89×cos20°/3

=55.76

取Zh=56

由Zh

Z8进行大小齿轮齿数分配，为使

Z7/Z8的传动比更大些，取

Z7=38,Z8=18；

⑵A=

×（

cos7,8）

（3.5）

Z7+Z8）/（2

=2.5×（38＋18）/（2×cos20°）=89.39mm

取A＝90mm；

⑶Z2/Z1

＝i1Z8/Z7

（3.6）

=4.8×18/38=2.274；

⑷由A=

mn×（Z1+Z2）/（2×cos1,2）

（3.7）

Z1+Z2＝2×90×cos25°/3=54.38

取Z1=17，Z2=37（圆整）；⑸修正i1

i1=Z2×Z7/（Z1

×Z8）

（3.8）

=37×38/（17×28）

=4.59

i%=|4.59-4.8|/4.8=4.3%<5%（合格）；

⑹修正

由A＝mn×（Z1

+Z2）/（2×cos

1,2）

（3.9）

得1,2＝arccos［mn×（Z1+Z2）/（2×A）］=25.842°

同理

7,8＝arccos［mn×（Z7+Z8）/（2×A）］=21.039°

2、确定二档齿轮齿数（取5,6＝20°）

⑴Z5/Z6=i2×Z1/Z2

（3.10）

=2.846×17/37=1.3076

⑵Z5

+Z6=2×A×cos5,6/mn

（3.11）

=2×90×cos20°/3=56.38

取Z5

=24,Z6=32（圆整）；

⑶修正i2

i2＝Z2×Z5/（Z1×Z6）

（3.12）

＝37×32/（17×24）

＝2.90

i2％＝|2.90-2.846|/2.846×100%

＝1.966%<5%（合格）；

⑷修正β5.6

5,6＝arccos［mn（Z5+Z6）/（2×A）］=21.039°

（3.13）

⑸从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：

1,2

/tg

5,6

=Z2/（Z1+Z2）×（1+Z5/Z6）

/tg

5,6

=1.2571

Z2/（Z1+Z2）×（1+Z5/Z6）=1.5988

|1.5988-1.2571|=0.3417<0.5

两者相差不大，近似认为轴向力平衡。

3、确定三档齿轮齿数（β3.4＝2

展开阅读全文