KD1060载货汽车变速器设计【说明书+CAD】
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1KD1060载货汽车变速器设计第一章概述变速器是用来改变改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速的，目的是在原地起步，爬坡，转弯，加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在启动发动机，汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。对变速器提出如下要求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设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4设置动力输出装置，需要是能进行功率输出。5换档迅速、省力、方便。6工作可靠。汽车行使过程中，变速器不得跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7变速器应有高的工作效率。8变速器的工作燥声低。除此之外，变速器还应当轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。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。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数或轴的形式分类。在原有变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操作方向发展的趋势。2第二章变速器传动机构布置机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛的应用。21传动机构布置方案分析一、固定轴式变速器1两轴式变速器固定轴式变速器中的两轴式和中间轴式变速器得到广泛应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点，此外，各中间挡位因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高同时燥声也低。因两轴式变速器不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作燥声增大，容易损坏，还有，受结构限制，两轴式变速器与一挡速比不可能设计的很大。对于前进挡，两轴式变速器输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反而中间轴式变速器的第一轴与输出轴的转动方向相同。图21示出用在发动机前置前轮驱动的乘用车上的两轴式变速器传动方案。其特点是变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均采用常啮合齿轮传动。图21F中的倒挡齿轮为常啮合齿轮，并且用同步器换档；同步器多数用在输出轴上，这是因为一挡主动齿轮尺寸小，同步器装在输入轴上有困难，而高挡的同步器可以装在输入轴后端，如图21D,E所示；图21D所示方案有辅助支撑，用来提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声。图21F所示方案为五挡全同步器式变速器，以此为基础，只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可改变为四挡变速器，从而形成一个系列产品。3图21两轴式变速器传动方案2中间轴式变速器中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上,第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘,而第二轴的末端经花键与万向节连接。图分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案。各种传动方案的共同特点是变速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴支撑在第一轴的后端的孔内,并且保持两轴轴线在同一直线上,经啮合套将它们连接后可得到直接挡。使用直接挡,变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载,发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出,此时变速器的传动效率高,可达到90以上,噪声低,齿轮和轴承的磨损减少。因为直接挡的利用率要高于其它挡位,因而提高了变速器的使用寿命在其它前进挡位工作时,变速器传递的动力需要经过设置在第一轴,中间轴和第二轴上的两对齿轮传递,因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离不大的条件下,一挡仍然有较大的传动比档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,挡位低的齿轮的齿轮可以采用或不采用常啮合齿轮传动,多数传动方案中除一挡以外的其它挡位的换档机构,均采用同步器或啮合套换挡,少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡,还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。在除直接挡以外的其它挡位工作时,中间轴式变速器的传动效率略有降低,这是它的缺点。在挡数相同的情况下,中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数,轴的支撑方式,4换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。图22中间轴式四档变速器传动方案如图22中间轴式五档变速器传动方案中,图A所示方案中,除一,倒挡用直齿滑动齿轮换挡外,其余各挡为常啮合齿轮传动。图B、C所示的方案的各前进挡均采用常啮合齿轮传动。图D所示方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内,这样布置除可以提高轴的刚度,减少齿轮磨损和降低噪声外还可以在不需要超速挡的条件下,很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。图A所示方案中的一挡,倒挡和图B所示方案中的倒挡用直齿滑动齿轮换挡,其余各挡均为常啮合齿轮。以上各方案中,凡采用啮合齿轮传动的挡位,其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中,有的挡位用用同步器换挡,有的挡位用啮合套换挡,那么一定是挡位高的用同步器换挡,挡位低的用啮合套换挡。发动机前置后轮驱动的承用车采用中间轴式变速器,为缩短传动轴长度,将第二轴加长置于附加壳体内,如果在附加壳体内布置倒挡传动齿轮和换挡机构,还能减少变速器主体部分的外形尺寸及提高中间轴和输出轴的刚度。变速器用图22C所示的多支撑结构方案,能提高轴的刚度。这时如用在轴的平面上可分开的壳体,就能很好的解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图22C所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态,同时一挡和倒挡齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里,而中间挡的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。本次设计我设计的是发动机前置后轮驱动的经济型轿车变速器，通过对上述方案的分析，决定采用中间轴式变速器。二、倒挡布置方案与前进挡相比，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多5数方案均采用直齿滑动齿轮方式换挡。为了实现倒挡传动，有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案。图23倒挡布置方案图23为常见的倒挡布置方案。图23B所示方案的优点是倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间周的长度；但倒挡时要求有两队齿轮同时进入啮合，使倒挡困难，图23C所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图23D所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图23C所示方案。图23E所示方案是将中间轴上的一倒挡齿轮做成一体，将齿宽加长。图23F所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。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23G所示方案；其缺点是一，倒挡各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此，无论使两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支撑处，以便改善上述不良状况，然后按照从低挡到高挡的三顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置靠近轴的支撑处。6倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。为防止以外挂如倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需要克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。22零部件结构方案分析一、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齿数增加，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。本次设计全部采用斜齿圆柱齿轮。二、换挡机构形式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。汽车行驶时，因变速器内各转动齿轮有不同的角速度，所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅是齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使承坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全。除此之外，采用直齿滑动齿轮换挡时，换挡行程长也是它的缺点。因此，尽管这种换挡方式结构简单，制造，拆装与维修工作容易，并能减少变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡，倒挡外已很少使用。当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不仅换挡行程短，同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不参与换挡，所以它们都不会过早损坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员又熟练的操作技术。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。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用啮合套换挡，并且与同步器换挡比较还有结构简单，制造容易，能降低制造成本及减少变速器长度等有点。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，7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，虽然它油结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛的应用。利用同步器或啮合套换挡，其挡位行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。我采用的换挡机构形式是除了一挡和倒挡采用啮合套换挡之外，其余各挡均采用同步器换挡。三、变速器轴承作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。至于何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。汽车变速器结构紧凑，尺寸小的特点，采用尺寸大写的轴承受结构限制，常在布置上油困难。如变速器的第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，内腔尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。第二轴后端常采用球轴承，用来承受轴向力和径向力。变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后不轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。由于变速器向轻量化方向发展的需要，要求减少变速器中心距，这就影响倒轴承外径的尺寸。为了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖由困难时，必须由后端轴承承受轴向力。前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力，而后端采用外圈由挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧，使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等一些缺点。当采用锥轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜。导致齿轮不能正确啮合而损坏。因此。锥轴承不适合用在线性系数比较大的铝合金壳体上。变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选8用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。轴承的直径根据变速器中心距确定，并保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于620MM。滚针轴承、滑动轴套主要用在用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、经向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的经向间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。滑动轴套的优点是制造容易、成本低。第二轴的两端采用深沟球轴承，第二轴中和齿轮配合的轴承采用滚针轴承，中间轴两端采用深沟球轴承。第三章变速器主要参数的选择31中心距A9对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。对于中间轴式初选中心距A时，可根据下述公式计算AK3131MAXGEIT式中，A为中心距（MM）；K为中心距系数，货车取K8696；AA为发动机的最大转矩（NM）；为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，MAXET1IG取96。分析该车发动机及相关参数该车为6吨左右的轻型载货汽车，参考相关车型HFC1060D1，选择轮胎型号为70020。按下试计算轮胎半径3202541SDRB其中010012；取011代入数据得412242CMSR其中K91，202NM，64AMAXET1GI按最大爬坡度计算一挡传动比参考同类车型取主减速器传动比为667，取095。0IT33MAX10SGETRII试中M为汽车重质量M6045,G为重力加速度G98N/KG,为发动机GKMAXE最大转矩202NM,为主减速器传动比等于667，为道路最大阻力系数AXE0IAX10等于031，为驱动轮滚动半径，为汽车传动系效率。SRT代入数据得607。1GI根据车轮与路面附着条件确定一档传动比34T210MAXSGGRIEI为汽车满载时静止于水平路面驱动桥给路面的载荷，参考同类车型3869KG,22G为道路附着系数，计算时取0506，在此取055。代入数据得10651GI参考同类车型HFC1060D1初选一档传动比为641GI其他各档传动比按等比数列来分配则344，185，1。23GI4GI把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距A919779MM320649圆整后取A98MM。32齿轮参数的选取一、模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。在变速器中心距相同的的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声、所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的11意义，因此齿轮的模数应选的小些；直齿轮模数（35）32JFCWTKMZY式中计算载荷，；JTN应力集中系数，直齿轮取165；K摩擦力影响系数，因主、被动齿轮在啮合处的摩擦力方向不同，故F对弯曲应力的影响系数也不同主动齿轮取11，被动齿轮取09；FKFK齿轮的齿数；Z齿型系数，见图41Y齿轮弯曲应力，MPA，当时，直齿轮的许用应力【】WJTMAXEW400800MPA。355取35；M斜齿轮法面模数（36）32COSJNWKZY式中应力集中系数，斜齿轮取15；K斜齿轮螺旋角；齿宽系数，斜齿轮取7086；CCK重合度影响系数，取2；Y齿形系数，按当量齿数由图41查得；3OSNZ弯曲应力，MPA，对轿车变速器斜齿轮取【】180350MPA，对WW货车斜齿轮取【】100250MPA；276取3NMNM表31汽车变速器齿轮的法向模数N车型微型、轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车N2252752753350454506由于设计车型为轻型货车，所以取3。NM二、压力角齿轮压力角较小时。重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和推出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。试验证明对于直齿轮，压力角为28时强度最高，超过28时强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为25时强度最高。因此理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用145，15，16，12165等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用225或25等大些的压力角。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压力角为20。在这次设计中我选用压力角20。三、螺旋角的选取选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声的、齿轮的强度和轴向力的影响。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、噪声低。试验还证明随着螺旋角的增大，齿的强度也相应的提高。不过当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。斜齿轮的螺旋角一般在20到30之间。四、齿宽B在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的有点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿宽方向受力不均匀造成便载，导致承载能力降低，并载齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽斜齿B,为齿宽系数取为7086NMCK直齿4470第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触线长度增加，接触应力CK降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各挡，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。五、齿轮变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。齿轮变位主要有两类高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点使不能同时增加一对齿轮的强度，13也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位即具有高度变位的优点，又避免了其缺点。由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮由相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。对于斜齿轮传动，可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。我在齿轮设计中齿轮没有达到根切，采用改变螺旋角大小的方法来保证中心距，所以没有采用齿轮变位。33各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，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，各挡齿轮的齿数比不应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。一档和倒档采用直齿轮，其余采用斜齿，同取M35MM。1确定一档齿轮参数及传动比初选一挡的传动比为（37）271864GZI直齿和的齿数和（38）7Z8953AZM取57一般情况下承用车中间轴式变速器的中间轴一挡齿轮的齿数可在1214之间选择，现在选取中间轴上一挡齿轮，所以。813Z75134Z代入（32）式修正中心距，取A100。2579AMM由公式7218COSGNZIMA，取Z121，,取Z240120Z24015Z所以，71865GZI14修正螺旋角2379422确定二档齿轮参数及传动比初选60（39）5216ZI（310）56COSNMA，取。，取。538Z59Z6219Z62Z所以216GI修正螺旋角93712此外从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下式（311）526126ZTGZ267T52161ZZ两者相差不大，所以中间轴上的轴向力可以基本上抵消。3确定二档齿轮参数及传动比初选420（312）32314ZI（313）34COSNMA，取。，取。329Z30Z46Z41Z所以148GI修正螺旋角93712此外从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下式（314）24124ZTGZ152417TG32142ZZ两者相差不大，所以中间轴上的轴向力可以基本上抵消。4确定倒档齿轮参数及传动比倒挡轴齿轮的齿数一般在2123之间，初选23；10Z912Z0；2110917850GRIZ中间轴与倒挡轴的中心距MM9106252MAZ倒挡轴于第二轴的中心距MM10262Z变速器齿轮参数表32齿轮齿轮模数压力角螺旋角齿数1320234721232040332019304320231532039632019227352044835201393520121035202311352050第四章变速器的设计与计算1641轴的计算与校核当变速器挂一挡时轴受力最大,所以只要一挡时轴的强度满足要求,其就符合要求只,下面只校核一挡时中间轴的强度。一中间轴的受力分析中间轴的轴向力基本上已相互抵消可以不予考虑。11MAX20ETNMN1379FTDN021COSCS4NTGTGRN137969FATT222MAX186EZTNM（N）289TD（N）28TAN6157COSRF2T0二面受力分析17111213223785967859650FRFRFRA代入数据得N123R221298015RAR代入数据得45353（N）2RF三Y面受力分析1112237859623785960FRFTFT代入数据得33946（N）122121TT代入数据得111982（N）2四作力矩图1面181Y面3合成五校核计算；3847619TNMA；32DW轴的材料选用20GRMNTI,采用渗碳、淬火、回火处理。；23816CAMTPAC验算合格。1942齿轮的计算与校核一挡齿轮因其承受载荷最大，所以只要它满足要求，其它各挡都满足要求，由于常啮合齿轮一直处于工作状态，因此也要对其进行校核。下面对一挡齿轮和常啮合齿轮进行校核。一、齿轮的计算校核公式1弯曲应力直齿，41132FGFWCFKTKBTYMZY斜齿，4213OSFGNCTKZK式中圆周力；应力集中系数；KC齿面宽系数；1FT法向齿距；Y齿行系数；K重合度影响系数；摩擦力影响系数。F2齿面接触应力43BZJFE14180式中齿面上的法向力；E齿轮材料的弹性模量E190000；FB齿轮接触的实际宽度；主从动齿轮节圆处的曲率半径。BZ,图41齿形系数图20二、校核第二轴一挡齿轮1弯曲应力132FGFWCFKTKBTYMZY其中16509KC80Y0152Z44M35FK2MAX1384769GEZTN代入数据得；3165097248WMPA许用应力在400850之间，所以合适。MPA2接触应力BZJFE14180，,B25,269TGND1798COSFN，。SIN78ZRIN263BR代入数据得1901041946578JMPA一档和倒档得许用接触应力在19002000MPA之间，所以合适。三、校核中间轴一挡齿轮1弯曲应力132FGFWCFKTKBTYMZY其中16511KC8Y0138Z13M35FK2MAX1384769GEZTN代入数据得31657280WMPA许用应力在400850MPA之间，所以合适。212接触应力BZJFE14180，N,B25,269TGND1798COSF，。SIN78ZRIN263BR代入数据得1901041946578JMPA一档和倒档得许用接触应力在19002000MPA之间，所以合适。四、校核第一轴常啮合齿轮1弯曲应力132COSFGWNFKTBTYMZKY其中,165,Y014,2,KC85,AX0GENK,Z21。3N279代入数据得3COS279165439180WMPA对于货车，当计算载荷取TG作变速器一轴上的最大转矩时，常啮合持论许用弯曲应力为，所以合格。1025WMPA2接触应力BZJFE48，MAX102EGTN21937TGFNDN,B27,，347COSF2SIN9COZR。2IN1BR代入数据得34071918764923JMPA22当取时，变速器常啮合齿轮的许用接触应力为13001400MPA,所以MAX2EGT合格。五、校核中间轴常啮合齿轮1弯曲应力132COSFGWNFKTBTYMZKY其中,165,Y0145,2,KC85,AX0GEK,Z40。3N279代入数据得3COS27916529408WMPA对于货车，当计算载荷取作变速器一轴上的最大转矩时，常啮合持论许用GT弯曲应力为，所以合格。1025WMPA2接触应力BZJFE48N，N,B27,MAX2EGT21937TGD13407COSF，。2SIN9COZR2SIN4COBR代入数据得3410791876493JMPA当取时，变速器常啮合齿轮的许用接触应力为13001400MPA,所以MAX2EGT合格。43轴承的计算与校核一圆锥滚子轴承的校核计算校核中间轴右轴承，当挂一挡时其承载最大，所以只要它满足要求，其它的都满足要球。23已知轴承额定动载荷492KNRC额定静载荷372KNON2169012AAFN45387R,查表得E02320769034FACOR，所以，EFRA22P187取21087O冲击载荷系数5PF212PPFR,300MIN4NR代入数据得H4436611492018258HCLP因为一挡使用率是1所以应如下验算其里程（KM）所以满足要求。6318260534009342KM44键的校核计算键主要用于轴和毂的联结以实现周向固定并传递转矩这次设计中间轴和第一轴一挡均采用花键联结，这里只校核第二轴一挡齿轮的花键。1花键的校核计算花键应满足挤压强度45PMPZHLDT102式中为载荷分配不均系数这里取08，Z为花键的齿数，L为齿的工作长度，H为花键侧面工作高度，为花键直径。为花键许用挤压应力取70MPA。P第一轴花键规格为，工作长度L为35MM。BDDN83291024MPA，适合。20154627083P2平键的校核计算普通平键连接的强度条件为（46）1PPTKLD式中T为传递的转矩，；2TFYNM键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，；K05KHM键的工作长度，圆头平键，这里的为键的公称长度，LMLLBL；为键的宽度，；MB轴的直径，；D键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，此处P。102MAT101，4，22，33。NKLD1069423PPA所以键的规格都满足设计要求。25第五章同步器的设计同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种，目前得到广泛应用的是惯性增力式同步器。惯性增力式同步器能做到换挡时，在两换挡元件之间的角速度完全相等之前不允许换挡，因而能很好的完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。因锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于承用车和总质量不大的火车变速器中，这次设计我采用的都是锁环式同步器。一环式同步器主要尺寸的确定1接近尺寸B同步器换挡第一阶段中间，在滑快侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑快作轴向移动之前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离B，称为接近尺寸。尺寸B应大于零，取B0203MM。2分度尺寸A滑块侧面与锁环口侧边接触时，啮合套结合齿与锁环接合齿中心线间的距离A称为分度尺寸。尺寸A应等于1/4接合齿距离。3滑块转动距离C滑块在锁环缺口内转动距离影响分度尺寸A。滑块宽度D、滑块转动距离C与缺口宽度尺寸E之间的关系为ED2C。4滑块端隙滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙。11通常取等于05MM左右。1二主要参数的确定1摩擦因数F同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油类型和温度等因素有关。作为与同步环锥面接触的齿轮山的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数F取为01。2同步环主要尺寸的确定（1）同步环锥面上的螺纹槽如果螺纹槽螺线的顶部设计德窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间德油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强。使磨26损加快。通常轴向泄油槽为612个，槽宽34MM。（2）锥面半锥角摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩就越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁。通常取68。一般取7。（3）摩擦锥面平均半径RR设计德越大，则摩擦力矩越大。R往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件德尺寸和布置的限制，原则上是在可能的条件下，尽可能使R取大些。（4）锥面工作长度B缩短锥面工作长度B，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。（5）同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受结构布置上的限制，包括变速器中心距的及相关零件的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。承用车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。3锁止角锁止角选的正确，可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。已有结构的锁止角在2642范围内变化。4同步时间T同步起器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响以外，变速器输入轴、输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力，均对同步时间有影响。对于承用车变速器，高挡取015030S，低挡取050080S。5转动惯量的计算其转动惯量的的计算是首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按数学公式合成并求出转动惯量值。第六章变速器操纵机构设计27根据汽车的使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡。变速器操纵机构应当满足如下主要要求换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，轻便换挡。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是有变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡、或退到空挡工作，称为手动换挡变速器。手动换挡变速器又分为直接操纵手动换挡变速器和远距离操纵手动换挡变速器。当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构简单，已得到广泛应用。变速器距离驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种变速器称为远距离操纵手动变速器。这时要求整套系统又足够的刚性，且各连接件之间间隙不能过大，否则换挡时手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速杆支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换挡传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利的影响。在平头式汽车上或发动机后置后轮驱动的汽车的变速器，受总体布置限制，多采用远距离操纵机构。本次设计中，结合总体的要求和对操纵机构的布置分析我采用的是直接操纵手动换挡变速器。结论28随着时间的推移，毕业设计已经临近了尾声，针对这次毕业设计我做如下总结总结，找出其中的缺点和不足，吸取教训、经验。这次设计我设计的是轻型货车的变速器，变速器是汽车的一个重要组成部分，其设计的好坏直接关系到汽车性能的优劣。在本次设计中既存在一些个人创新，也有一些缺
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