资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共58页)
编号：1562921
类型：共享资源
大小：2.67MB
格式：ZIP
上传时间：2017-08-14
上传人：闰***
认证信息
个人认证
冯**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
应用于
轻型
货车
五档
变速器
- 资源描述：
-
应用于轻型货车三轴五档变速器,应用于,轻型,货车,五档,变速器
- 内容简介：
-
毕业设计（论文）中期报告 题目： 用于轻型货车的三轴五档式手动变速 器的设计 1 设计（论文）进展状况 。 过查阅书籍资料，进行相关参数的选择和计算。 通过查阅相关资料了解到变速器组成结构，主要工作参数和设计型号以及各结构的作用设计理论。 结合相关计算方法，对相关设计进行计算。 轮设计主要是对齿轮参数的选取 a. 模数的选取 遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减小模数，增加齿宽；为使质量小，增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选 用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。 低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。 啮合套 和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。 b. 压力角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重 合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。变速器齿轮用 20 ,啮合套或同步器的接合齿压力角用 30。 C. 螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角，要注意它对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。 应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。 考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸， 应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 定一档齿轮的齿数 一档传动比： (如果 了求 求其齿数和 直齿 A/m 斜齿 n 计算后取整，然后进行大小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小齿轮的齿数尽可能取小些，以便使 传动比大些，在 定的情况下， 传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承并保证轮轴有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴孔尺寸的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不宜取多。中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴径尺寸的限制，即受 刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸及齿轮齿数都要统一考虑。轿车中间轴式变速器一档传动比 ，中间轴上一档齿轮数可在 15 17 间取，货车在 2 17间取。 因为计算齿数和 过取整数使中心距有了变化，所以应根 据 以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。 求出传动比 z2=常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即 A=Mn(z2+2 解方程式求 出的 应取整数；然后核算一档传动比与原传动比相差多少，如相差较大，只要调整一下齿数即可；最后根据所确定的齿数，按式2121算出精确的螺旋角值。 成 外文资料翻译。 （后附） 注： 1. 正文：宋体小四号字，行距 20 磅；标题：加粗 宋体四号字 2. 中期报告由各系集中归档保存，不装订入册。 2. 存在问题及解决措施 存在问题： 其他档的设计计算 还存在一些问题。 装配图的绘制。 解决措施：所有存在的问题都需要寻找相关文献和资料进行相关的选取与计算，来进行解决。 3. 后期工作安排 配图，并完成所有零件图的绘制工作。 写毕业论文。 指导教师签字： 年 月 日 毕业设计 (论文 )开题报告 题目： 应用于轻型货车三轴五档变速器 一、 设计（论文）综述（题目背景、研究意义及国内外相关研究情况） 1. 现代汽车的动力设置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。 此外，汽车的使用条件颇为复杂，变化很大。如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以及适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速 器的高速档；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的要求。例如，汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行时，往往可挂入较高的变速器档位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，可是发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。一般变速器具有四个或更多的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小 1。 对变速器的要求。除一般便于制造、使用、维修以及 质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点 2： 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，使汽车能倒退行驶。 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。 6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡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）变速器的工作噪声低。 2 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述 目前，国内 变速器厂商都朝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，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。 汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速 (称 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位 3。 1 摩擦传动 属带式无级变速箱 (传动功率 已能达到轿车实用的要求，装备金属 带式无级变速箱的轿车已达 100 多万辆。据报道：大排量 6 缸内燃机（ 奥迪车上装备的金属带式无级变速箱 能传动 142193率， 280矩。这是真正意义的无级变速器。 另一种摩擦传动 为 滚轮转盘式。日产把它装在概念车 款公爵 (也装用这种 与 3L 以上排量的大马力内燃机 (引擎输出为 33094配使用， 可谓汽车变速箱发展史上又一重要进步 4。 从 V 形橡胶带 V 型金属带 到滚轮转盘式 擦传动 研究已持续了整整一个世纪，尽管摩擦传动无级变速器的发展已经达到很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题： （ 1）无级变速（ 汽车变速箱始终追逐的目标。 （ 2）摩擦传动 现大功率的无级变速传动是极为困难的。 （ 3）摩擦传动 动效率低是必然的。 （ 4）摩擦传动 效率，功率无法与齿轮变速相比 。 2 液力传动 人们经常把液力自动变速器（ 无级变速器（ 个概念混为一谈。实际上这两种变速器工作原理完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档和脚踩离合器踏板的频繁操作，使开车变得简单、省力。但是 , 液力自动变速器（ 是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。从原始橡胶带无级变速箱到现代金属链无级变速箱、滚轮转盘式 年大回转说明：无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。 3电控机械式自 动变速器 电控机械式自动变速器 (称 和液力自动变速器（ 样，不是无级变速器，是有级变速器的自动换档控制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。 4齿轮无级变速器 齿轮无级变速器（ 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 (称 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， 200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污染。 二、 本课题研究的主要内容和拟采用的研究方案、研究方法或措施 主要内容： 1. 设计内容：参考东风 动豪华车型展开设计，完成变速箱总体结构设计、关键零件等的结构设计计算与校核等；完成所设计变速箱的装配图；装配图工作图不少于 2 张 纸。 2. 计算内容：完成变速器结构设计计算 3. 设计说明书内容：不少于 10000 字，阅读参考文献不少于 15 篇；撰写中英文摘要 4. 外文翻译：完成不少于 10000 的外文翻译（并附原文）。 5由于时间紧迫，所以我会尽最大努力，运用所学的知识有步骤有计划的完成自己的毕业设计。 研究）方法 1）按照给出的主要技术指标作为参考，进行方案的初选，如图 1 所示。 变速器的组成：壳体，变速传动机构：改变转矩、转速和旋转方向， 变速操纵机构：控制传动机构，实现变速器传动比的变换。 图 1 变速器结构图 变速器传动机构的结构分析与型式选择 三轴式变速器第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别 与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。 有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。后者比直齿轮有更长的寿命、更低的噪声，虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力。因此，在变速器中，除低档及倒档外，直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替。但是在本设计中，由于倒档齿轮采用的是常啮式，因此也采用斜齿轮。 如图 2 所示， a 所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。 b、 c、 d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动； d 所示方案中的倒档和超速档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工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。 图 2 变速器各方案示意图 以上各种方案中，凡采用常啮合齿轮传动的档位，其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中，有的档位用同步器换档，有的档位用啮合套换档，那么一定是档位高的用同步器换档，档位低的用啮合套换档。 变速器用图 c 所示的多支承结构方案，能提高轴的刚度。这时，如用在轴平面上可分开的壳体，就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图 c 所示方案的 高档从动齿轮处于悬臂 状态，同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里，而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。 倒档传动方案： 图 3 为常见的倒挡布置方案。图 3示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 3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 3示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图 3示方案。图 3挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 3示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮 ，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 3示方案。其缺点是一，倒挡须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。 图 3 变速器倒档传动方案 本设计采用图 3示的传动方案。 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，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在靠近轴的支承处。 齿轮的选择： 与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。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，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，即除一档外，均采用斜齿轮传动 。 换挡结构型式： 换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 直齿滑动齿轮换档 的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。 啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。 采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同 时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。 变速器轴承的选择： 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轴承，是 受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 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。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球轴承来承受轴向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后部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。第二轴后端常采用球轴承，以承受轴向力和径向力。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有困难的时候，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。变速器内采用圆锥滚子轴承虽然直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧，装配麻烦，磨损后轴承易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点，所以不适用于线性膨胀系数较大的铝合金壳体。 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，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 6 20限适用于轻型车和轿车。 滚针轴承、滑动轴套 13主要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，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。滑动轴套的径向配合间隙大，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。 三、 完成本课题的工作方案及进度计划（按周次填写） (5 周 ): 调研、收集、分析资料； (6 周 ): 全组集体讨论，制定、确定总体方案； (7 9 周 ): 完成主要总图设计； (10 12 周 ): 完成零件图、部件图、设计说明书等； (13 周 ): 整理图纸及全部设计资 料，上交所有设计资料； (14 周 ): 审核、互审评阅设计； (14 周 ): 答辩，评定成绩； 指导教师意见（对课题的深度、广度及工作量的意见） 指导教师： 年 月 日 所在系审查意见： 系主管领导： 年 月 日 参考文献 1 郝京顺 J2000,(06). 2 雷君 J2004,(06). 3 黄雄健 ,欧艺 J2000,(03). 4 郑四发 ,颜磊 ,蒋孝煜 统的研究与开发 自然科学版 ),1997,(12). 5 吴颖，安崇博 货汽车使用与维修手册 Z械工业出版社 ,1995. 6 孟岩 变 不离其宗 汽车变速器设计 J2004,(04). 7 张莹 Z械工业出版社， 1997. 8 刘惟信 M2000. 9 吴宗泽，罗圣国 Z等教育出版社， 2006. 10 罗春香 J004,(30):37711 唐经世，于兰英，张昭涛 J1999（ 9）： 1312 吴修义 J2004（ 3）： 4313 王世刚 ,苗淑杰 M大学出版社 ,2004 14 郑四发 ,连小珉 ,蒋孝煜 J2000,(04). 15 高路 ,于海斌 ,王宏 J2005,(04). 16 严绍华 M2003. 17 C. 18 19 本科毕业设计（论文） 题目： 用于轻型货车的三轴五档式手动变速器的设计 I 用于轻型货车的三轴五档式手动变速器的设计 摘 要 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。本次设计的目的主要是基于对机械原理、机械设计、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。 首先，本文将概述汽车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，本文将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，本文重点对变速器的两种重要部件 轴和齿轮进行受力分析 ,强度、刚度的校核计算，以及为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。 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、设计方法以及重要参数。 在附录中，本文还将给出进行计算的必要公式、表格及图形，供参考之用。 关键词： 变速器；同步器；轴；齿轮 or is as of my is on of my is of of of of I of At I a of of of in of I of a I do of of At I an in I an of of At I so It be 录 1 绪论 . 1 . 1 . 2 . 3 . 3 . 4 . 4 速器的设计方法和研究内容 . 4 2 变速器结构方案的设计 . 6 . 6 . 6 . 6 . 6 . 7 . 7 . 7 效率 . 7 . 7 . 7 . 7 . 8 . 8 . 8 3 变速器轴的设计 . 9 . 9 . 9 . 9 . 9 . 11 . 11 . 11 . 13 轴的刚度计算 . 116 4 变速器齿轮的设计 . 19 . 19 断 . 19 蚀 . 19 合 . 20 . 20 . 20 . 20 . 21 b . 202 . 202 . 23 . 23 . 235 . 235 . 235 . 236 . 236 . 27 . 278 . 27 . 29 . 30 . 30 . 31 5 同步器设计 . 34 . 34 . 36 . 37 f . 37 . 378 . 39 t . 39 V 6 变速器操纵机构 . 40 . 410 . 410 . 41 . 41 . 41 . 41 . 41 . 413 装置 . 413 7 结论 . 405 参考文献 . 406 致谢 . 47 毕业设计（论文）知识产权声明 . 错误 !未定义书签。 毕业设计（论文）独创性声明 . 49 附录 1 . 50 1 1 绪论 速器的设计背景及目的 现代汽车的动力设置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有体积小，质量轻，工作 可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。 大家知道，汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。即使在平坦的柏油路上，汽车以低速等速直线行驶，滚动阻力。 例如， 车，满载时总质量为 5360滚动阻力为800N 左右。若需要满载汽车在坡度为 9%的道路上等速上坡行驶，仅上坡阻力就达 4824N。如果用发动机直接带动汽车驱动轮，则发动机需要发出 2050N 车发动机的最大扭矩只有 205N m， 此时，所产生的最大牵引力为 482N，和上坡阻力相差 10 倍之多。显然，如此小的牵引力，不仅不能上坡行驶，即使在平坦的道路上也不能行驶 1。 另一方面， 车发动机，最大功率为 时曲轴的转速为2800r/发动机和车轮直接相连，则对应于该转速所换算的汽车速度，竟达到 458km/h.。显然，这样高的车速是不能实现的。 上述发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。为此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器。既可使驱动车 轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。 此外，汽车的使用条件颇为复杂，变化很大。如汽车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以及适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速档；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽车燃料经济性的要求。例如 2，汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行时，往往可挂入较高的变速器档位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，可是发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。一般变速器具有四个或更多的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位， 2 使发动机燃料消耗量减小。 汽车在某些情况下，如进出停车场或车库，或在较窄的路上掉头等需要倒向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器设立倒档。此外，变速器还设有空档，可中断动力传递，以满足汽车暂时停止行驶和对发动机检查调整的需要。 对变速器的要求。除一般便于制造、使用、维修以及质量 轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点 3： （ 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，使汽车能倒退行驶。 （ 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。 （ 6） 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡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） 变速器的工作噪声低。 内外研究状况及成果 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。 从 40 年代初，美国成功研制出两挡的液力 动变速器技术得到了迅速发展 。 80 年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。 1983 年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了 94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速器相比，具有许多不可比拟的优势：提高发动机和传动系的使用寿命 ； 提高汽车的通过性 ； 具有良好的自适应性 ； 操纵更加方便 4。 目前，国内变速器厂商都朝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，而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。 汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就是无级变速 (称 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。 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 3 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 (现了极大的热情，极度重视 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 5。 围绕汽车变速箱四个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。 擦传动 属带式无级变速箱 (传动功率已能达到轿车实用的要求，装备金属带式无级变速箱的轿车已达 100 多万辆。据报道：大排量 6 缸内燃机（ 奥迪 能传动 142193功率， 280矩。这是真正意义的无级变速器。 另一种摩擦传动 为 滚轮转盘式。日产把它装在概念车 款公爵 (也装用这种 可与33094配使用，可谓汽车变速箱发展史上又一重要进步。 从 型金属带 擦传动 管摩擦传动无级变速器的发展已经达到 很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题： （ 1） 无级变速 （ 是汽车变速箱始终追逐的目标。 （ 2） 摩擦传动 现大功率的无级变速传动是极为困难的。 （ 3） 摩擦传动 动效率低是必然的。 （ 4） 摩擦传动 效率，功率无法与齿轮变速相比。 力传动 人们经常把液力自动变速器 （ 和无级变速器（ 个概念混为一谈。实际上这两种变速器工作原理完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档和脚 踩离合器踏板的频繁操作，使开车变得简单、省力。但是 , 液力自动变速器 （ 不是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。从原始橡胶带无级变速箱到现代金属链无级变速箱、滚轮转盘式 年大回转说明：无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。 4 控机械式自动变速器 电控机械式自动变速器 (称 和液力自动变速器（ 样，不是无级变速器，是有级变速器的自动换档 控制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。 轮无级变速器 齿轮无级变速器（ 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 (称 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 6。 齿轮无级变速器的优势表现为： （ 1） 传动功率大， 200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污染。 速器的设计方法和研究内容 在本次设计中，由于是对传 统的变速器进行改进性设计，我们在设计中参考了东风汽车有限公司生产的 一汽集团的 种类型的中型货车的变速器，采用了锁环式同步器与锁销式同步器相结合的换档方式。 在设计中，我们除了对汽车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识，对变速器的重要零件 轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。 在设计的初期，我们专门去东风公司的特约维修站参观汽车的整体构造尤其是变速器的各部件 的功用；在设计的第二阶段，通过参考以上提及的两种类型的变速器，对变速器进行整体结构布置，校核轴和齿轮的强度、刚度，选择材料和热处理方法；在第三阶段的主要任务是绘制变速器的装配图和重要的零件图，确 5 定个零件的精度等级及其它参数；最后，是对整体论文的编写整理整个设计过程中的各种资料，以及对前期设计中的错误做出修改。 6 2 变速器结构方案的设计 目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理 等条件不同，也是由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此，设计人员应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化，最后确定较合适的方案。 轴式和三轴式变速器 现代汽车大多数采用三轴式变速器。两轴式变速器只用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪种形式，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下三个方面： 速器的径向尺寸 两轴式变速器的前进档均由一对齿轮传递动力。当需要大的传动比时，需将主动齿轮做得小些，而将从动齿轮做得大些，因此两轴的中心距和变速器壳体的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器由两对齿轮传递动力，在同样传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及变速器壳的相关尺寸均可减小。 速器的寿命 两轴式变速器的低档齿轮幅大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮的寿命比大齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档（除直接档），均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向 尺寸相差较小，工作循环次数和寿命也比较接近，用直齿轮工作时，因第一轴与第二轴直接连接在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮的寿命。 速器的效率 两轴式变速器虽然可以由等于 1 的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此用功率损失。而三轴式变速器可将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，这种动力传递方式几乎无功率损失，且噪声较小 7。 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 7 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的比较多。 轮安排 各齿轮副的相对安装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： 车总布置 根据整车的总布置，对变速器输入轴和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。 驶员的使用习惯 有人认为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。但是也有人认为应该将常用档位放在中间位置。值得注意的是倒档，虽然他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。按习惯，倒档最好与序列不 接合。否则，从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。 在五档变速其中，倒档与序列接合与不接合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者的布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短 8。 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设计成直接档。 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，以较小轴的变形，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撑较远处较好。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。 档结构方式 目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种： 动齿轮换档 通常是采用滑动直齿轮进行换档，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。缺点是换档使齿面承受很大的冲击， 8 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倒档上。 合套换档 用接合套换档，可将构成某传 动比的一对齿轮，制成常啮合斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的结合齿，用来与啮合套向啮合。这种结构具有斜齿轮的传动优点，同时克服了滑动齿轮换档时冲击力集中在 12 个轮齿上的缺陷。因为在换档时，有啮合套以及相啮合的结合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和结合齿的轮齿所受的冲击损伤和磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。 步器换档 现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和 缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行使的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来由于同步器的广泛使用，受命问题已解决 9。 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。一般考虑原则是不常用的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。对于常用的档位则采用同步器或啮合套。 档的结构方案及倒档轴的位置 倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。在结构布置上，要注意在不挂入倒档时，不能与第二 轴齿轮有啮合情况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。 在轿车和其它轻型汽车中，经常只采用一个倒档齿轮，结构较简单。载货汽车由于需要较大的倒档传动比，则多采用由两个齿轮组成的齿轮组。为缩短变速器的轴向尺寸充分利用空间。但一档和倒档需各用一根变速滑杆，这比通常的换档机构多用一根变速滑杆和拨叉，使变速器的上盖结构变得复杂。 倒档齿轮安排在变速器的左侧或右侧，关系到操纵杆拨动的方向和倒档轴的受力状况。挂倒档时，操纵杆向左侧拨动，比较符合习惯要求。但此时倒档齿轮需安排在右侧，这是倒档轴的轴向承受较大的作 用力。反之，操纵杆向右侧，虽不符合习惯，但可以减轻倒档轴的负荷。 9 3 变速器轴的设计 的设计 的功用及其设计要求 变速器在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。 设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。 轴 的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。 的尺寸 轴的直径 d 与支承跨度长度 l 之间关系可按下式选取： 第一轴及中间轴： （ 第二轴： （ 第二轴及中间轴最大轴径： ( 0 . 4 0 . 5 ) ( )d A m m （ 第一轴最细处： 3 m a 0 5 8 ( ) m m （ 第一轴花键部分直径 ： 3 m a x( 4 . 0 4 . 6 ) ( ) m m （ 式中： 发动机最大扭矩， A 变速器中心距， 有相关手册查得： 353 中心距经验公式： 3 m a x(1 4 1 7 ) （ 取中心距 A =的结构设计 轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定。并与工艺要求有密切关系。 在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其直径根据前轴承内径确定。公差一般选6f。第一轴花键尺寸与 10 离 合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总称轴向尺寸确定。确定第一轴后径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，便于装拆第一轴。 第二轴前颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用渐开线花键是以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴 承、衬套还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高，不应低于 面硬度不应低于 63。在一般情况下轴上还应开螺旋油槽，以保证充分润滑。在低档时，齿轮须轴向滑动挂挡（有些变速器）齿轮处，轴上花键采用矩形花键，因为挂挡时，齿轮须轴向滑动，要求定中心好滑动灵活。所以除要求定中心的外径磨削外，一般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。 第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使用材料看，这也是需要的。各截面尺寸要避免相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成 轴折断。轻型汽车变速器各档位常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面有相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的。因此只在轻型汽车上采用。第二轴尾端螺纹不应淬硬。 轻型汽车（尤其是轿车）为了缩短传动轴的长度，常常将第二轴做得很长，在长的后体设有辅助支承。有些变速器低档、倒档或超速档传动往往不只在后体上。 变速器中间轴有旋转式和固定式两种： 固定式中间轴是根光轴，近期支撑作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承、或短圆柱滚子轴承。轴常 轻压于壳体中。因此光轴有两种配合公差的轴径。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车的中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖。因而多采用固定式中间轴。 旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常和轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。如结构尺寸允许，应尽量用旋转式中间轴而不用固定式中间轴。 我这次设计的中型货车的变速器就是采用的旋转式中间轴。中间轴的前轴承运用圆柱滚子轴承，从前之后依次是常啮 合齿轮，四档齿轮，三档齿轮，二档齿 11 轮，一档齿轮由于尺寸较小，就与中间轴制成一体，并且中间轴一档也和倒档齿轮啮合，后轴承使用球轴承，轴后端用螺纹锁紧，再加后轴承改其定位密封作用。 合器设计 设计接合器时主要考虑三个问题：接合器强度、尺寸；换档方便，不允许自行脱档等。 接合器参数选择 ,接合器采用渐开线齿线，齿形参数应尽量按渐开线花键标准选取。花键模数依使用条件、传递的最大扭矩与同类汽车比较选取。近似公式如下： m 计M （ 式中： 计M 当啮合套工作宽度 b=11 16 时，系数 4； b=4 7 时， 算的模数最后按标准确定 。一般推荐，对轿车和轻型、中型货 车模数为 型货车为 虑到加工工艺，各档接合器齿的模数应相同。齿面工作宽度初选可等于模数的 2。一轴取模数为 数为 24。二轴锁销式同步器模数 4，齿数 24。 的受力分析 计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮上的作用力。 不同档位时，轴所受到的力及支承反力是不同的，须分别计算。齿轮上的作用力认为在有效齿面宽的中点。轴承上的支撑反力作用点，对于向心轴承取款度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负 荷向量与轴中心线汇交点；对圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点。 12 图 二轴受力分析 图 一轴受力分析 13 图 间轴受力分析 求支撑反力，先从第二轴开始，然后依次计算中间轴、第一轴。计算公式如下表 若计算结果为正数，表示实际力的方向与图示方向相同，若计算结果为负数，表示实际力的方向与图示方向相反。 表 的支撑力计算 轴 支点 水平面内支承反力 垂直面内支承反力 二 轴 C 1 l 2 x x x xP m Q rC l D 11 C l 2 x x x xP n Q rD l 中 间 轴 E 1 1 c x b P 2 1 c x x x x x b R e Q r Q F 2 1 x x c P 2 1 c c x x x x r Q r R
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号