中型载重汽车动力性能分析和减速器设计.docx
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中型载重汽车动力性能分析和减速器设计
中型载重汽车动力性能分析和减速器设计
摘要：
在内燃机驱动的车辆传动系统中，III于内燃机的转矩于转速变化范围较小，不能满足车辆在各种工况下对牵引力和速度的要求，必须采用变速箱来解决这种矛盾。
变速箱的功能是：
（）改变传动速比，扩大驱动轮和转速的变化范圉，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；
（）实现倒挡，在发动机旋转的方向不变的前提下，使车辆能前进倒退行驶;
（）实现空档可切断传动系的动力传递，以使发动机能够启动、怠速，并可在发动机运转情况下，车辆长时间停车，便于变速箱换挡和动力输岀。
本次设计设计为普通齿轮变速箱，即：
定轴式人力换挡变速箱，它山两部分组成：
一是变速传动机构，主要111箱体，齿轮，轴以及轴承等零件组成，用来传递动力，构成不同的传动比和可能转动的方向；二是换挡操纵机构，用人力拨动齿轮（或啮合器，或同步器），进行换挡操作。
汽车的动力性能反映在车辆的速度性能、加速性能和爬坡性能，主要依据速度及牵引力、阻力之间的关系。
.车辆的传动方式选择
.变速箱结构方案的选择
.变速箱内齿轮的设计、强度校核及实际设计传动比确定确定中心距、一档齿轮参数及其强度校核
常啮合齿轮设计及其强度校核
其它档位齿轮设计及强度校核
齿轮设计参数结果
变速箱设计实际各档位传动比
.变速箱内轴的设计及所涉及零件强度的校核
轴的刚度校核•啮合套设计
接近尺寸和分度尺寸的选择设计
滑块式同步器中的滑块及同步环缺口之间转动距离的计算…
锥而平均半径和锥而工作长度
锥而角及摩擦系数选择
琐止角
同步器的有关装配尺寸•动力性能分析
发动机特性曲线
发动机转速扭矩理论车速切向牵引力
切向牵引力理论速度行驶阻力.毕业设计总结
参考文献
附录一••
附录二••
第一章传动方案选择
汽车的总起结构一般有四部分组成：
发动机，底盘，车身和电气设备组成。
訂询车辆采用的传动系统有机械传动，液力机械传动，液压传动和电传动等种。
在这里我选择机械传动，机械传动流程如下：
发动机T离合器变速箱9万向传动装置T主减速器T差速器9半轴9（轮边减速器）T驱动轮
第二章变速箱设计
平面三轴式变速箱结构方案选择：
1.根据《车辆底盘设计》261图改得如下图：
4
丄12
13
如上图所示，从左到右啮合套，控制档位变化：
空挡：
啮合套均处于中间位置；
一档：
啮合套右移使输出轴及齿轮相连；
二档：
啮合套右移使输岀轴及齿轮相连；
三档：
啮合套左移使输出轴及齿轮相连；
四档：
啮合套右移使输出轴及齿轮相连；
五档：
啮合套左移使输出轴及输入轴直接相连；
倒档：
啮合套左移使输出轴及齿轮相连。
第三章变速箱主要零件的设计及强度校核
确定中心距、一档齿轮参数及其强度校核
根据一档齿轮强度条件确定笫一、-二及中间轴间的中心距:
初选大小齿轮材料为调质处理后，硬度范圉到（查《机械设计》
轮压力角Q°,齿轮螺旋角0「；初取|
%,则常啮合°%
7表），齿
，初取小
试初选齿轮载荷系数『；
选发动机采用型最大扭矩功率-max・，转速久］尬）下一档小齿轮所受的扭矩：
1emaxXOW2XXX（＞.98-
.A/.
1“°/mm
式中：
，.max为发动机最大扭矩，“
7为次齿轮外啮合的传动效率，取；
〃2为一对滚动轴承的效率，取；
由《机械设计手册》表查得齿轮的接触疲劳强度极限
由《机械设计》申表查所选材料的弹性影响系数E、顾（采用锻钢制造）;
由《机械设计》说表选取一档齿宽系数0d（对称分布）；
由《机械设计手册》图选节点区域系数〃；
一档小齿轮齿轮的工作应力循环次数斤
假定：
一档齿轮每天工作小时，一年工作日天，有效期年，贝9：
h3x300x20；
360x492.41xlx24000xl08,4xlO8；
III《机械设计手册》图查得齿轮的接触疲劳寿命系数庶；
讣算接触疲劳许用应力：
取失效概率为，安全系数〃，III《机械设计》说公式：
齿轮端面重合度£°按《机械设计》点式：
£«[（）]0][]1
螺旋角系数按《机械设计》⑹公式得:
pJcosa/cos15°
小齿轮分度圆直径按《机械设计》“2公式:
」2K7]5+1（ZeZ〃Z0
（2x3x852895.4113+1189.8x2.42x0.983,血
I'（）TMX
V0.8x1.6323882
齿轮精度选级精度，确定模数：
I,取标准齿轮模数值：
门
修正齿数：
3,取J；
修正螺旋角：
确定齿宽：
"d'N取3；
笫一次计算修正：
确定载荷系数：
使用系数八见《机械设讣手册》表、表及表选取.*；
动载系数y查《机械设计手册》图得y；
f厶
N/N/、N/,
/min/mm//mm
由《机械设计》⑷表查得：
齿间载荷系数血
III《机械设计》冷2表所列公式求的齿向载荷分布系数:
.2-3*>-3
H0林“3X*XX
KAKvKHaKHp
III《机械设计手册》图选节点区域系数〃;
£«［（）】01□*°
螺旋角系数:
pJcos仇Jcosl5・359。
；
修正小齿轮分度圆：
i】i+lZeZ〃Z&宀（）ui6]
;12x3.065x852895.4113+1189.8x2.46x0.98220.8x101•丁882，
再修正计算结果：
计算圆周速度
齿轮精度选级精度，确定模数：
|,取标准齿轮模数值：
修正齿数：
3,取门
修正螺旋角：
0J
确定齿宽：
'札宀取j；
第二次修正：
确定载荷系数：
使用系数人见《机械设讣手册》表、表及表选取
动载系数丫查《机械设计手册》图得八
27\
£
N/N/、N/、
/mm/nun//mm'
由《机械设计》⑷表查得：
齿间载荷系数血
III《机械设计》皿表所列公式求的齿向载荷分布系数:
f-3，・3
3X-XX,
K.、KvKHaKHpxl.lxl.4xl.327:
由《机械设计手册》图选节点区域系数〃；
£a［（）］01□x°
螺旋角系数：
p』cosJcosl7」0&:
修正小齿轮分度圆：
〉5+1（Z“
3,_v^T"V
J2x3.065x852895.4113+1189.8x2.42x0.9780.8x1.6273_882
再修正计算结果：
齿轮精度选级精度，确定模数：
i，取标准齿轮模数值：
|；
修正齿数：
3,取3；
修正螺旋角：
0厂
确定齿宽：
30d3><，取3；
第三次修正：
确定载荷系数：
使用系数人见《机械设计手册》表、表及表选取
2T
动载系数y查《机械设计手册》图得y；r一
由《机械设计》⑷表查得：
齿间载荷系数股
111《机械设计》用表所列公式求的齿向载荷分布系数：
t-32-3
Hfl^1~X3X~X%,
KaKvK“aK〃0X1.1X1.4X1.327;
由《机械设计手册》图选节点区域系数〃；
£a[（）]01□X：
♦
螺旋角系数：
pJcos01Jcosl5.359‘;
修正小齿轮分度圆：
>3^^5+1（ZeZ〃Z"
T话"V6]
j'2x3.065x852895.4113+1189.8x2.41x0.9822丽
90.8x1.641°~1~（882'3；
再修正计算结果：
计算圆周速度
齿轮精度选级精度，确定模数：
-取标准齿轮模数值：
门
修正齿数：
3,取3；
修正螺旋角：
0厂
确定齿宽：
3仏宀取3；
两次修正校核后，结果已相近，故最终选取3。
计算儿何尺寸：
法向模数：
门
齿数34I3X；
分度圆直径3，413心
螺旋角01°；
端面模数J
中心距；
校核齿根弯曲疲劳强度:
半，且和，由《机械设计》书图查得〃;
KAKvKFaKFpL5xl.lxl.4xl.31；
3产卡r=-「由《机械设计》伦图，图查得齿形系数&「环
cos0icos15.359
应力修正系数沏，冋；
lll153图按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳极限07叭；
由±,X1O8,^lO8；査《机械设计》⑸图得弯曲疲劳寿命系数FN3FN4；
计算弯曲许用应力，取安全系数尸，山《机械设计》⑸公式得：
和严迸斗葺Z亠490.000%
由《机械设计》心公式:
%=0・31附胪3tan0|=0.318x0.8x24xtan15.359c=1.677,ill《机械设
讣》心图查得螺旋角系数
111《机械设计》旧公式得:
%=主」“北=2x3.026点2895.4"%],59x0.87
b.£ad.m}卩90x1.677x112x4.5
<[]4；强度足够。
常啮合齿轮设计及其强度校核
第一轴常啮合斜齿轮法向模数”:
根据《汽车设计》115公式二；，得:
0V372经查齿轮标准模数取：
；
初选常啮合齿轮螺旋角A0:
常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮中心距相等，根据《汽车设计》醮公式知：
（）式;
由、式的|取]，贝取2；
修正螺旋角：
阳；
I取；
在修正螺旋角：
0。
°;
分度圆直径j,2X取；
齿宽"d/xl30,取;
端面模数“；
中心距；
常啮合齿轮选调制处理硬度，平均值，齿轮的接触疲劳强度极限b〃応2，
由《机械设计》屮表查所选材料的弹性影响系数e硕（采用锻钢制造）;
III《机械设计手册》图选节点区域系数〃；
齿轮端面重合度£°按《机械设计》式：
£%[（）]0u□x°
■
♦
螺旋角系数按《机械设计》⑹公式得：
pJcos0（jVcosl9.557c
常啮合小齿轮齿轮的工作应力循环次数〃
假定：
常啮合齿轮每天工作小时，一年工作日天，有效期年，则:
h16x300x20；
360xl200xlx96000xl09,4xlO9；
由《机械设计手册》图查得齿轮的接触疲劳寿命系数庶:
2〃匚°；
由一档知：
使用系数八，动载系数y；
0emax^2X0.98；
N/N/（N/,
/mm/mm'/mm'
III《机械设计》⑷表查得：
齿间载荷系数
III《机械设计》142表所列公式求的齿向载荷分布系数:
.-3-3
砂0/-x3%・XX
KAKvKHaKHfix\.\x\Ax\.336;
小齿轮分度圆直径按《机械设计》⑷公式：
bKMg%+1ZRZ
—'I沁HOlb"]
2x3.086x3645602.437+1189.8x2.35x0.971,,
中•）',
V0.8x1.6502.437578.5
I满足要求：
校核齿根弯曲疲劳强度：
乞且
h，旦H0，
由《机械设计》中图查得〃；
KaKvKFaKFfi1.5x1.1x1.4x1.39;
_Z]_35
，r~cos?
0（）_cos319.557°，
由《机械设计》屮图，图查得齿形系数畑，琢，应力修正系数沁，s旅
山心图按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳极限o-nim/；
由±,xl0\2xl09；查《机械设计》⑸图得弯曲疲劳寿命系数钿刖2；计算弯曲许用应力，取安全系数「由《机械设计》⑸公式得：
[]=©、'S呗=（）S1^?
（X）=311.538MR/,
ASf1.3
Sf
由《机械设计》心公式
8^=0.31%z,tan/70=0.318x0.8x35xtan19.557°=3.163,由《机械设计》⑷图查得螺旋角系数恥；
111《机械设计》心公式得:
—[by]|，
<[]4；强度足够。
其它档位齿轮设计及强度校核
二档：
模数同一档,
2则（）；
111《汽车设计》过为抵消或减小中间轴上的径向力，初选螺旋角有关系:
竺襄=丄」（1+耳）得：
炖°0：
tan02Zi+Z?
Z5
0;
由式、、得:
5取，635x1.775=62.125,取；
5取，6x1.775取;
修正螺旋角：
炖°：
齿宽系数取0和则小齿轮齿宽5取；
确定载荷系数：
使用系数人见《机械设计•手册》表、表及表选取
九〉仏
由《机械设计》⑷表查得：
齿间载荷系数血
III《机械设计》宦表所列公式求的齿向载荷分布系数:
0d2X33X（）~X3X,
KaKvKua5Xl.lxl.4xl.350；
由《机械设计手册》图选节点区域系数〃；
£«［（）］02□X°
螺旋角系数：
pJcos0]7cosl1.969°；
修正小齿轮分度圆：
〉」2K7]j+1ZeZ〃Z”
mi
|2x3.119x852895.4111.775+1z189.8x2.44x0.989.
3i・（y,
Y0.8x1.6991.775578.5
5，满足。
端面模数“；
弯曲疲劳强度校核：
如日
由《机械设计》中图查得〃；
KaK\，KFaKf/51.5x1.1x1.4x1.39:
_召_35
hcos'0（）cos311.969°
由《机械设计》咏图，图查得齿形系数加，"应力修正系数沁，S旅;
Ill153图按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳极限叭；
由i^xlO8,4XX108；査《机械设计》⑸图得弯曲疲劳寿命系数刖FW2
计算弯曲许用应力，取安全系数「山《机械设计》说公式得：
曲《机械设计》心公式
spi=O.318^z5tan/72=O.318xO.8x35xtanl1.969°=1.888,由《机械设
⑷图查得螺旋角系数胆；
由《机械设计》⑷公式得：
2K7]_2x3.211x852895.411
叫Eai处_161x1.698x128x4.5
<[crF]6;强度足够。
三档：
模数及一档相同门
3则（）；
III《汽车设计》卓为抵消或减小中间轴上的径向力，初选螺旋角有关系:
哼=二^（1+笛得：
A°0；
tan03Zi+Z2Z7
0;
由式、、得：
7取，848x1.009=47.432,取；
7取，8X右収；
47
修正螺旋角：
02°；
齿宽系数取0d，则小齿轮齿宽7取；
确定载荷系数：
使用系数人见《机械设计手册》表、表及表选取
动载系数y查《机械设计•手册》图得y；
17/69
N/N/〈N/,
/min/mm'/mm
由《机械设计》⑷表查得：
齿间载荷系数股巾；
III《机械设计》臣表所列公式求的齿向载荷分布系数:
”0_X37X（）~X'X,
KaKvKHcxKhbXl.lxl.4xl.307；
由《机械设计手册》图选节点区域系数〃；
£a［（）］03［〕X：
螺旋角系数:
pJcos0:
修正小齿轮分度圆：
）2
J2x3.019x852895.4111.009+1189.8x2.41x0.966
0.6x1.6931.009578.5
三档齿轮材料及二档相同无需弯曲疲劳强度校核。
四档：
四档：
模数及一档相同存
III《汽车设计》祇为抵消或减小中间轴上的径向力，初选螺旋角有关系:
巴与=—^（1+迪得：
04°0；
tandZi+Z2Z9
0;
由式、、得：
9取，1（,58x0.634=36.772,取；
9取，1沦看取；
修正螺旋角：
04°；
同上，取齿宽系数0d=O.6，则齿宽W，9。
材质及二档相同无需校核。
倒档：
设：
倒档模数及一档模数相同R；
為RX—
两级减速：
RfR2皿J3.154
倒档笫一级传动：
小齿轮直径『
取倒档齿轮螺旋角0r°;
（）；
li
0；
由式、得：
h取，1024x1.776=42.624,取;
12X习取;
修正螺旋角：
pR°;
倒档一级无需校核。
倒档第二级：
初选：
倒档第二级传动齿轮齿数14x取;
倒档第二级传动齿轮螺旋角卩R2°；
齿宽系数0旅2（对称分布）；
所选材料同一档，材料的弹性影响系数e硕（采用锻钢制造），齿轮的
接触疲劳强度极限b〃讪“，节点区域系数〃，接触疲劳寿命系数庶（使用情况及一档相同）；
接触疲劳许用应力：
［b〃］。
（同一档）；
齿轮端面重合度：
£a［（）］0R2〔］X'
螺旋角系数如Jcosl5。
倒档二级传动小齿轮所能受的最大扭矩；
R2372000x2.437x1.769x0.96x0.98x（0.98）3,恥为齿
轮外啮合效率，取：
小齿轮转速2%in；
设：
倒档每天工作小时，一年工作日天，有效期年
h2x300x20;
I3xx27&354x10°,14xl08；
按一档取即可，
倒档二级传动小齿轮直径:
13r
2耳2.UR2+1（Z0/Z#）
如26UR29〃］
ii
O：
0；
由、式得：
n取，14取;
修正齿轮螺旋角0肥°；
端面模数刘
疲劳弯曲强度校核：
莘，且〃（同一档），由《机械设计》⑷图查得
KAKvKFaKFpL5xLlxl.4xl.28；
Fal49应力修・止系数滋139帥14•
lfl153图按齿面硬度查得齿轮的弯曲疲劳极限:
X1OS,4X1O8；查《机械设计》⑸图得弯曲疲劳寿命系数叫柚4；
计算弯曲许用应力，取安全系数F，由《机械设计》⑸公式得：
［訂心⑷巧讪=°-91Z7（X）=490.000MPa,
Sf1.3
［】=Kfn"川血=°・92x700=495385MPa；f14Sf1.3
由《机械设计》⑷公式：
=0.31%zBtan/7/?
2=0.318xlx29xtanl3.124°=2.150,由《机械设
计》⑷图查得螺旋角系数朋2；
由《机械设计》“2公式得：
"3■b嵌5沧几心
^2x2.957x1420014.119x254x1625x093
-134x1.636x134x4.5
<[o-F]14；强度足够。
齿轮设计参数结果
如下表所示：
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
法向模数
齿
数
螺
旋
角
0
0
O
O
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
端
面模数
分
度圆直径
齿
宽
齿
顶
第四章变速箱内轴的设计及所涉及零件强度的校核
一档情况下，轴段的直径选择及校核：
取第一档小齿轮处校核，一档小齿轮处
（-）轴上力的作用点位置和支点跨距得确定
支点跨距，常啮合大齿轮的力作用点到左支点距离「两齿轮的力作用点之间的距离2，—档小齿轮的力的作用点到右支点距离3。
绘制轴的力学模型图
（二）计算轴上的作用力
齿轮：
令,
alr20（）X；
齿轮：
2T、
rl_，
Ax°；
（三人计算支反力
:
垂直面支反力（平面）
山绕支点的力矩和工得:
（、316112
X（）XXX
22
r33a3~
肘八方向向上。
同理，曲绕支点得力矩和工Ma”得:
嘶（小）G）占
316八112
XX（；X
22
RBV'方向向下。
曲轴上的和力工"，校核:
RBVRAVr2r3'计算无误。
:
水平面支反力
RAH
aT
CIFt2
由绕支点的力矩和2%,得：
朋〃（123）/2（23）/33X（）X
弘〃，方向向下。
由绕支点的力矩和工Mm,得：
RBH（123）i21f3（I2）XX（）
RB〃，方向向下。
由轴上的和力工校核：
t2i3RBHRAHf计算无误。
:
点支反力yjF2RAv+F\xH=V2187.8702+6149.7062,
点支反力RB\If2rbv+F2RBH=>/5770.2022+14689.1842
（四）绘转矩弯矩图
•垂直面内的弯矩图:
处弯矩：
e左RAVX1X»
厶316
CV右RAVX1
「—XX
22
・水平面内的弯矩图:
处弯矩:
CMR4//X1X，处弯矩:
DHrbhX3X；
处：
cJm'cv左^15315O.9OO2+430479.4202,
c^ylM2cvti+M2cH>/161647.6682+430479.4202,
处：
D...7mW+A/2d//V165460.8262+954796i9602,
d右>JM2Dvt{+M2DH7399730.8902+954796.9602,
CU
•转矩图:
因为是单向回转轴，所以扭矩切应力视为脉动循环应力，折算系数a。
人•C左C左，
*M7m2c^+（qT）2V459828.7722+511737.2472；
处：
’》Jm■左+（qT）27969027.6162+511737.2472
•弯扭合成强度校核：
只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面）的强度。
根据选定的轴的材料「钢，调制处理，由《机械设计》30?
表查得：
［6】。
由b“〈，故，故强度足够。
一档情况下，键的选择及校核
二档小齿轮处键（《机械设计手册》查表）bxh-Lx（,）；由于同一轴上传递的转矩相同，所以只需校核短的键（二档小齿轮处）即可。
齿轮轴段；键工作长度；取键的接触高度X；传递的转矩；查《机械设计手册》表得出键静联接许用挤压应力［bp］（键、齿轮轮毂、轴均为『调质）。
6〈［勺］,键联接强度足够。
.一档情况下，安全系数法疲劳强度校核
•判断校核危险截面
综上所述，截面是危险截面，需对截面进行校核。
.轴材料的机械性能
根据选定的轴的材料『钢，调制处理，由《机械设计》307表查得：
%=,
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