公交客车手动变速器设计【毕业说明书论文CAD图车辆结构】
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毕业说明书论文CAD图车辆结构
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课题依据:客车变速器设计依据：发动机最大功率/转速190/2600 kW/rpm最大转矩/转速960/1800 Nm/rpm整车装备质量9600 kg 总质量：16300 kg 最高车速Vmax=100 km/h 车轮滚动半径Rr=625 mm主减速比i0=3.7 轮边减速I=1.7设计手动变速器 任务要求:1. 翻译1篇英文技术资料。2. 查阅8篇以上国内外参考文献。3. 完成汽车变速器总体结构方案、各挡传动比分配方案与齿轮、轴等零部件的设计方案，并进行强度校核.要求:参考汽车构造、汽车设计、机械制图等教科书和参考资料，合理选择机械变速器的结构和设计参数；绘制变速器总成图及主要的齿轮、拨叉和轴等零部件设计图。图纸总量不少于2.5张零号图。4. 完成毕业设计说明书5. 毕业设计答辩 毕业设计(论文)进度计划起讫日期工 作 内 容备 注2.253.53.63.263.274.164.175.265.276.66.76.15查阅文献、翻译外文资料。阅读文献资料，完成外文翻译资料和开题报告。确定变速器设计方案、各档传动比、轴和齿轮等零部件的设计参数，并进行强度校核。绘制变速器总成图及主要齿轮、拨叉、轴等零部件设计图。图纸修改，撰写毕业论文。整理毕业设计资料，准备答辩外文翻译资料汇报审查开题报告审查设计方案和计算结果审查设计图纸指导及审查设计说明书准备答辩材料1份。备注摘 要随着社会的发展，越来越多的汽车步入人们的家庭生活。而在一辆汽车中变速器是非常重要的一部分。在整车的传动系统中变速器是用来改变驱动轮的转速和扭矩及方向的。同时将发动机的动力传到驱动轮上。因此在设计过程中要求变速器的结构紧凑，轻便，合理。这样才能提供汽车的动力及燃油经济性，此外换档及变速过程中的可靠性、传动平稳性与换挡效率等都都会影响正常的性能。在如今常用的汽车手动变速器中，三轴机械变速器具有结构紧凑、工作原理简单、便于维护、同时工作可靠等优点，因此在大多数汽车中被广泛应用。本课题对三轴七档机械手动变速器进行了设计，在设计过程中主要是通过对机械原理、机械设计、AutoCAD等课本知识的理解，同时结合汽车构造、汽车设计、材料力学、互换性测量等学科的试验基础，对变速器的各部件进行了设计及校核，同时利用CAD制图软件绘制装配图和零件图。在设计阶段首先通过查阅资料对变速器的现状和发展趋势有了一定的了解，同时也指明了研究的方向。其次，结合实验室的拆解及理论知识对变速器工作原理进行描述，对倒档等档位布置进行设计。再次，充分利用课本知识及实际情况对变速器中各档齿轮和输入输出轴进行计算及校核，同时对角度和参数进行修正。其中一些如轴承螺栓等标准件的选型及齿轮轴系的热处理，也进行了简单的描述，以满足使用要求。最后，通过参数及校核数据绘制零件图及装配图，以及变速器箱体。同时设计完成后对本次设计的过程经验进行总结。关键词：变速器；传动比；轴；齿轮；设计计算；校核ABSTRACTWith the development of society, more and more cars come into peoples family life. And in a car, the transmission is a very important part. In the whole vehicle transmission system, the transmission is used to change the speed, torque and direction of the drive wheel. At the same time, the engine power is transmitted to the drive wheel. Therefore, the transmission is required to be compact, light and reasonable in the design process. In order to provide the power and fuel economy, in addition, the transmission stability and reliability are shifting efficiency and speed shifting process will affect the normal performance.In todays automobile manual transmission used in three axis mechanical transmission has the advantages of compact structure, simple principle, convenient maintenance, and reliable operation, so it is widely used in most cars. This subject is the design of three axis seven speed manual transmission, in the design process is mainly based on the mechanical principle, mechanical design, AutoCAD textbook knowledge understanding, combined with the automobile structure, automobile design, material mechanics, exchangeability, test based on components of the transmission of design and verification, and assembly drawing and parts drawing using CAD software. In the design stage, the current situation and development trend of the transmission are understood by referring to the data, and the direction of the research is pointed out. Secondly, according to the disassembly and theoretical knowledge of the laboratory, the working principle of the transmission is described, and the layout of the reverse gear and other gears is designed. Again, make full use of textbook knowledge and the actual situation of the calculation and checking of the transmission gear and the input shaft and the output shaft, the angle and the parameters are modified. Some of the standard parts such as bearing bolts and the heat treatment of the gear shafts are also described in order to meet the requirements of use. Finally, drawing parts and assembly drawings and transmission box by parameter and check data. At the same time, after the completion of the design, the process of the design experience is summarized.Key words: Transmission；Transmission Ratio；Shaft；Gear；Design and Calculation；Checking目 录摘 要1ABSTRACT2第1章 绪 论61.1概述161.2变速器的功用及要求61.3变速器的发展现状71.4研究的目的、依据和意义71.5设计方法及内容88第2章 变速器布置方案确定92.1变速器的布置方案分析92.2 倒挡方案选择92.3 主要零部件结构形式102.3.1 齿轮102.3.2 换挡机构形式102.3.3 变速器轴承10第3章 变速器主要参数的选择123.1概述123.2挡位数123.3传动比123.4变速器各档传动比的确定123.5中心距的确定143.6齿轮主要参数153.6.1 模数153.6.2 压力角163.6.3 螺旋角163.6.4 齿宽163.6.5 变位系数16第4章 齿轮的设计与计算174.1各挡齿轮齿数的分配174.2 确定一挡齿轮的齿数174.3 确定常啮合传动齿轮194.4 确定其他各挡的齿数214.4.1二档齿轮参数214.4.2 三档齿轮参数234.4.3 四档齿轮参数264.4.4 五档齿轮参数284.4.5 倒档齿轮参数30第5章 齿轮的强度校核345.1齿轮材料的选择345.2各轴的扭矩345.3齿轮的强度计算355.3.1 轮齿主要失效形式355.3.2 轮齿弯曲强度355.3.3 轮齿接触应力40第6章 轴的设计与计算及轴承的选择与校核466.1 轴的工艺要求466.2 轴的结构466.3 变速器轴的设计466.4 轴的强度校核476.4.1受力分析476.4.2 轴的强度计算496.4.3 轴的刚度计算526.5 轴承的选用与校核546.5.1 输出轴轴承的选择和校核546.5.2 中间轴轴承的选用及校核55第7章 变速器同步器的设计577.1 同步器的结构577.2 同步器的工作原理577.3 同步器主要参数的设计587.3.1 摩擦系数f587.3.2 同步环尺寸的确定587.3.3 锁止角587.3.4 同步器的同步时间t587.3.5 同步器的摩擦力矩59第8章 变速器操纵机构及箱体的设计608.1 操纵机构的设计608.1.1变速器操纵机构的要求608.1.2 变速器操纵机构分析608.2 箱体的设计61总 结62致 谢64参考文献66第1章 绪 论1.1概述1改随着汽车变速器的发展，其传动方式从一开始的链条传动已经发展到了现在的齿轮传动手动变速器,而在如今的21世纪已经发展到了机械液力自动变速器和电控机械式自动变速器。然而从目前汽车上配置的变速器来看，主要有以下几种变速器占主导地位：手动变速器（MT）、液力机械变速器（AT）、手/自一体变速器（AMT）和机械无级变速器（CVT）1。不过即使这样，无论是哪种变速器，它都是汽车传动系统中的心脏，是任何一辆汽车不可缺少的一部分，在汽车的行驶过程中发挥重要的作用。1.2变速器的功用及要求变速器把发动机的能量通过驱动桥传递给车轮，其主要功用是： （1）通过换挡改变传动比从而改变转矩，扩大驱动轮的有效工作范围，以适应经常变化的路况，以便汽车能在最利的工况下工作，发挥出其最佳性能； （2）在发动机旋转方向不变的情况下，使传递至主动轮的输出轴实现反向旋转，从而满足汽车在实际情况，根据需要可以倒退行驶； （3）利用空挡能够中断发动机向变速器传递动力，便于变速器换挡以保证汽车能够平稳起步、正常行驶。此外为了让汽车能够满足使用性能，在设计过程中对变速器还有以下要求： （1）在设计时，应根据汽车的载重、用途及发动机排量，合理的分配传动比及变速器档位数，以满足汽车所需要的动力性和经济性。并且在当今拥堵城市路况条件下，为保证使用性能应尽量扩大变速器传动比范围1。 （2）要合理选择齿轮传动方式及正当的变位系数，同时选用合适的材料，采用最佳的热处理方法，以便在加工时增加齿轮的精度，提高传动效率降低传动噪声，延长变速器工作寿命。 （3）变速器还应该满足外形尺寸小、制造成本低、使用维修方便、工作性能可靠等要求2。1.3变速器的发展现状从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，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。我们都知道一档有“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。对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动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“手动”驾车的，他们对手动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。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。在中档车的市场上，自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳，尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上，这是个体现地非常完美。而且，以北京市来说，现在的交通状况不好，堵车是经常的事情，有时要不停地起步停步数次，司机如果使用手动档，则会反复地挂档摘档，操作十分烦琐，尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档，就不会这样麻烦了。在市场上，此类汽车销售状况还是不错的，尤其是对于女性朋友比较适合，通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型，关键要解决的是路况问题，现在的路况状况不均匀，难以发挥自动档汽车的优势。1.4研究的目的、依据和意义随着汽车向多元化、工业化的发展，变速器设计在汽车设计中占有十分重要的地位。其工作性能直接影响汽车的行驶状况，由于货车对动力性及经济性有很高要求，因此对于对其变速器的设计更为重要。本设计是基于重型货车搭载的发动机的基本参数，利用所学的专业知识和现代化的设计方法对货车七档手动变速器进行设计。1.5设计方法及内容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。主要包含如下内容：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；第2章 变速器布置方案确定2.1变速器的布置方案分析机械式变速器优点是传动效率高、工作可靠和制造成本低。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。针对齿轮寿命，因为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。由于档位较多因此本设计采用中间轴结构形式。2.2 倒挡方案选择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。常用的布置方案如下： (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挡布置方案在变速器设计过程中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。因此在本设计的三轴七档变速器中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 主要零部件结构形式2.3.1 齿轮在齿轮选用上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。但是考虑到变速器的可靠性本设计选用斜齿轮，由于倒档无同步器在本设计中倒档采用直齿圆柱齿轮，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 换挡机构形式变速器换挡主要有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。如图2.2直齿滑动齿轮换挡即两脚离合换挡，由于操作困难且要求驾驶员有熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，否则对齿轮及变速器的性能有很大的影响；因此目前除倒挡外其他前进档已经几乎不再采用。啮合套换挡由于存在换挡冲击力，对于驾驶员及汽车性能影响较大，同样目前不在采用。而目前采用最多的是第三种形式，即同步器换挡。由于同步器能保证迅速、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。因此目前被广泛应用，本设计中前进档也采用这种换挡形式。2.3.3 变速器轴承在变速器轴与壳体、齿轮与轴等相对旋转部位应安装轴承。变速器中常用的轴承有圆柱滚子轴承、圆锥滚子轴承、球轴承、滚针轴承等。至于何处采用何种轴承，要根据结构及承受的载荷来决定。如由于斜齿轮在旋转过程中会产生径向力和部分轴向力，故在变速器的输出输入轴采用圆锥滚子轴承 8，由于变速器轴后部的轴承需要安装在变速器壳体上，因此在根据变速器的中心距确定轴承型号的同时也要保证壳体有足够强度壳体壁上的两轴承孔之间的距离不小于。第3章 变速器主要参数的选择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。本设计的主要参数依据如下：发动机最大功率/转速190/2600 kW/rpm最大转矩/转速960/1800 Nm/rpm整车装备质量9600 kg 总质量：16300 kg 最高车速Vmax=100 km/h 车轮滚动半径Rr=625 mm主减速比i0=3.7 轮边减速I=1.73.2挡位数近年来，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。本设计为客车变速器，采用三轴五挡变速器。3.3传动比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5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=3.71、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中心距的确定 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齿轮主要参数 3.6.1 模数对客车，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 变位系数在变速器齿轮的设计中，根据实际情况，对齿轮进行变为是必须的，同时也是非常必要的。因此变位系数会影响齿轮使用的平稳性、抗胶合能力和齿轮啮合噪声。在设计时，如果相啮合的两齿轮都为变位齿轮，那么总变位系数应取的大些来提高接触强度。本设计中，由于一档齿轮齿数为Z=1117,所以其变位系数。根据机械设计手册设计中取齿顶高系数为1.0018。第4章 齿轮的设计与计算4.1各挡齿轮齿数的分配在初选中心距、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。4.2 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 （4.1）为了求、的齿数，先求其齿数和， 直齿： 斜齿： ，取整，得：客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 （4.2）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： 4.3 确定常啮合传动齿轮 初选螺旋角 （4.3） =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 （4.4） = =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 4.4 确定其他各挡的齿数4.4.1二档齿轮参数二档齿轮为斜齿轮，初选 （4.5） =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 4.4.2 三档齿轮参数三挡齿轮为斜齿轮，初选 (4.6) =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 4.4.3 四档齿轮参数四挡齿轮为斜齿轮，初选=22 (4.7) =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 4.4.4 五档齿轮参数五挡齿轮为斜齿轮，初选 (4.8) = =0.73 (4.9) 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 4.4.5 倒档齿轮参数 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： (4.12)=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 (4.13) =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 (4.14) = =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 7.37mm = 7.37mm = 3.63mm齿根高 =5.005mm =5.005mm =8.745mm齿全高 =12.375mm齿顶圆直径 =311.74mm =102.74mm =133.76mm齿根圆直径 =286.99mm =77.99mm =109.01mm第5章 齿轮的强度校核5.1齿轮材料的选择齿轮在变速器中起至关重要作用，可以说是变速器的心脏，对于齿轮设计选用不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，同时对齿轮材料亦有不同的要求。在汽车变速器传动齿轮中要求要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软，以避免载荷冲击断裂。通过查阅资料可知硬度350HBS的软齿面齿轮，是最佳选用材料，同时为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应高于大齿轮3050HBS左右。同时为增强使用性能及满足工况要求，齿轮必须采用热处理工艺。齿轮一般采用的热处理工艺如下：锻造毛坯正火处理粗切调质处理精切渗碳淬火低温回火磨齿同时对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，在本设计中采用25CrMnMO。5.2各轴的扭矩发动机最大扭矩为1000N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率96%。第一轴： =100098%96%=940.8N.m中间轴 ： =940.896%99%49/17=2577.22N.m第二轴 ： =2577.220.960.9955/17=7924.50N.m =2577.220.960.9950/22=5566.80N.m =2577.220.960.9940/26=3768.29N.m =2577.220.960.9934/32=2602.48N.m =2577.220.960.9928/38=1804.81N.m =2577.220.960.9922/44=1224.69N.m =2577.2254/16=7856.66N.m5.3齿轮的强度计算5.3.1 轮齿主要失效形式在啊变速器使用过程中，轮齿的损坏会导致齿轮传动的失效，这是非常严重的，而轮齿的失效主要包括轮齿折断和工作齿面磨损、点蚀、胶合及塑性变形等20。同时由于换挡过程中，两个齿轮进入啮合时会产生冲击载荷，也会加剧齿轮的断裂。这就需要提高齿轮的质量，同时设计同步器来降低齿轮磨损。本设计的齿轮主要用剃齿方式对齿轮进行精加工，热处理工艺采用常用的渗碳淬火20。5.3.2 轮齿弯曲强度1、直齿轮弯曲应力图4.1 齿形系数图 （4.1）式中：弯曲应力（MPa）； 计算载荷（N.mm）； 应力集中系数，可近似取=1.65； 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应 力的影响也不同，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； 齿宽（mm）； 模数； 齿形系数，如上图4.1 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒档齿轮15，16,17的弯曲应力=54，=16，=23，=0.172，=0.159，=0.107，=7856.66N.m，=2577.22N.m = =601.12MPa400850MPa = =719.92MPa400850MPa = =744.20MPa400850MPa2、 斜齿轮弯曲应力 （4.2）式中：计算载荷（Nmm）； 法向模数（mm）； 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； 应力集中系数，=1.50； 齿形系数，可按当量齿数在图中查得； 齿宽系数=7.0 重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250MPa。（1）计算一挡齿轮13,14的弯曲应力， （2）计算二挡齿轮11，12的弯曲应力， （3）计算三挡齿轮7，8的弯曲应力 ，=40，=26，=0.135，=0.170，=3768.29N.m，=2577.22N.m，=23.56 = =229.58MPa100250MPa = =191.83MPa100250MPa（4）计算四挡齿轮7，8的弯曲应力 ，=34，=32，=0.13，=0.17，=2602.48N.m，=2577.22N.m，=23.56 = =193.71MPa100250MPa = =155.86MPa100250MPa（5）计算五挡齿轮5，6的弯曲应力=28，=38， =0.12，=0.173，=1804.81N.m，=2577.22N.m，=23.56 = =176.72MPa100250MPa = =128.97MPa100250MPa（6）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力=17，=49，=0.165，=0.118，=940.8N.m，=2577.22N.m，=23.56 = =110.34MPa100250MPa = =146.64MPa100250MPa5.3.3 轮齿接触应力 （4.3）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)； 、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、 ，斜齿轮、； 、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=75.5=38.5mm表5.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算一挡齿轮13，14的接触应力=7924.50N.m，=2577.22N.m， =1289.89MPa19002000MPa =1248.89MPa19002000MPa（2）计算二挡齿轮11，12的接触应力=5566.80N.m，=2577.22N.m， =1063.07MPa13001400MPa =1070.54MPa13001400MPa（3）计算三挡齿轮9，10的接触应力=3768.29N.m，=2755.22N.m， =240.01mm，=156.00mm =31.75 =48.85 =880.26MPa13001400MPa =902.96MPa13001400MPa（4）计算四挡齿轮7，8的接触应力=2602.48N.m，=2577.22N.m， =204.01mm， =192.01mm=39.08=41.52=775.75MPa13001400MPa=795.73MPa13001400MPa（5）计算五挡齿轮5，6的接触应力=1804.81N.m，=2577.22N.m， =168.00mm，=228.01mm=46.41=34.19 =719.89MPa13001400MPa =738.42MPa13001400MPa（6）计算常啮合齿轮1,2的接触应力 =940.8N.m，=2577.22N.m， =102.00mm =294.01mm =20.76 =59.84 =753.87MPa13001400MPa =734.93MPa13001400MPa（7）计算倒挡齿轮15，16，17的接触应力=7856.66N.m，=2577.22N.m， =297mm =88mm =126.5mm=50.79mm=15.05mm =21.63mm =1232.09MPa19002000MPa =1694.90MPa19002000MPa =1296.39MPa所以输出轴轴承的使用寿命符合要求。6.5.2 中间轴轴承的选用及校核由工作条件和轴径初选一轴轴承型号30214，转速，该轴承的X=1，Y=1.5。中间轴装轴承处的直径为55mm，由GB/T297-1994得，选择轴承的型号为30311，其基本额定动载荷为N，极限转速为4500r/min。求中间轴轴承的当量动载荷 因为：，所以故中间轴轴承的当量动载荷为 对汽车轴承寿命的要求是轿车30万km，货车和大客车25万km。则轴承的使用预期寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程S来计算： 式中的汽车平均车速可取 。所以轴承失效前汽车行驶的时间为 h 中间轴轴承的寿命为： =7189.07h所以中间轴的轴承的使用寿命符合要求。第7章 变速器同步器的设计7.1 同步器的结构同步器分为常压式、惯性式和惯性增力式三种，在汽车变速器中常用惯性式同步器22。惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式等几种，根据结构要求本设计中采用的是惯性锁环式同步器，其结构如图6-1所示：图6-1 锁环式同步器1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套7.2 同步器的工作原理按照其工作原理，同步器换挡可分为三个阶段。第一阶段：轴向力将结合套带动滑块和锁环移动移动至锁环的锥形齿面，使要结合的齿轮上锥形齿面接触。由于接触过程中会产生摩擦力矩，一直至两者速度相同。在此情况下锁环阻止结合套的继续移动从而满足锁止锁止要求。第二阶段：随着换挡力继续增加，受摩擦力作用齿轮与锁环之间的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步器同步过程结束。第三阶段：角速度相等后，两者在结合套作用下一起转动，摩擦力矩消失，受拨环力矩作用锁环自动回位，两锁止齿面分离，同步器解除锁止状态，最终完成换挡22。7.3 同步器主要参数的设计7.3.1 摩擦系数f本设计中的换挡机构采用同步器换挡，由于低速一二档经常用，所以对其制造材料有严格的要求，同步环的材料除满足上述要求外，还要求有足够大的摩擦因数以保证工作性能稳定可靠。设计时将同步环的锥面与相应的齿轮做成一体，以便保证工作强度可靠。受工作强度的影响，为使摩擦因数变化不大以保证正常的工作，同步环结合齿的表面必须精加工处理，提高表面的粗糙度，同步环常选用强度高、耐磨性好、使用寿命长的黄铜合金制造。图6-2 同步器螺纹槽7.3.2 同步环尺寸的确定同步环锥面的螺纹槽如果顶部设计得窄些，则有利于破坏相结合摩擦锥面之间的油膜，使摩擦系数不变从而保证同步环之间的摩擦力矩不变使同步器正常工作。但也不宜设计的太窄，过窄则会增大接触面间的压强，使磨损加快、工作性能下降。本设计中采用槽宽为3mm的6个轴向泄油槽。7.3.3 锁止角变速器正确换挡的主要著称部分是锁止角，只有正确的锁止角才可以在两齿轮角速度达到相同时快速、准确的换挡。一般情况下锁止角选取的值在 2646之间。本设计中选取锁止角为。7.3.4 同步器的同步时间t汽车变速器中采用同步器换挡机构，一方面为了操纵方便、减轻驾驶员的工作强度；另一方面为了缩短换挡时间，提高车速。根据设计要求由于同步时间t与车型有关，汽车手动变速器高档一般取,低档取 。本设计的同步器也在此范围内选取。7.3.5 同步器的摩擦力矩为保证在连接齿轮角速度完全相等以前不能进行换档且相同时不自动脱档，必须以理论数据计算摩擦力矩，以保证正确设计同步器锁环的锁止角。在换档的第一阶段，同步器处于空档位置，常温下润滑油对齿轮转速的阻力作用可忽略不计，假设汽车在平整干净的道路上行驶，且同步时间很短可忽略不计，此时在换档瞬间变速器输出端的速度不变，而输入端靠同步器环摩擦作用使速度与输出端相同24。此时同步器的摩擦力矩为： 第8章 变速器操纵机构及箱体的设计8.1 操纵机构的设计8.1.1变速器操纵机构的要求根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用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，换挡轻便。目前状态机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、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、换挡或推到空挡工作，称为手动换挡变速器。8.1.2 变速器操纵机构分析如图8-1所示为汽车变速器操纵机构的组成和布置示意图。拨叉轴7、8、9和10的两端均支承于变速器盖的相应孔中，可以轴向滑动。所有的拨叉和拨块都以弹性销固定于相应的拨叉轴上。三四挡拨叉2的上端具有拨块。拨叉2和拨块3、4、14的顶部制有凹槽。变速器处于空挡时，各凹槽在横向平面内平齐，叉形拨杆13下端的球头即深入这些凹槽中。选挡时可使变速杆绕其中部球形支点横向摆动，则其下端推动叉形拨杆13绕换挡轴11的轴线摆动，从而使叉形拨杆下端球头对准与所选挡位对应的拨块凹槽，然后使变速杆纵向摆动，通过叉形拨杆带动拨叉轴及拨叉向前或向后移动，即可实现挂挡。例如，横向摆动变速杆使叉形拨杆下端的球头深入拨块3顶部的凹槽中，再纵向摆动变速杆使拨块3连同拨叉轴9和拨叉5沿纵向向前移动一定距离，便可挂入二挡；若向后移动一段距离，则挂入一挡。当使叉形拨杆下端的球头深入拨块14的凹槽中，并使其向前移动一段距离时，则挂入倒挡。为了保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，对变速器操纵机构提出如下要求：保证变速器不自行脱挡或挂挡，在操纵机构中应设有自锁装置；保证变速器不同时挂入两个挡位，在操纵机构内应设有互锁装置；防止误挂倒挡，在变速器操纵机构中应设有倒挡锁。1-五、六挡拨叉； 2-三、四挡拨叉； 3- 一、二挡拨块； 4-五、六挡拨块； 5- 一、二挡拨叉； 6倒挡拨叉； 7-五、六挡拨叉轴； 8-三、四挡拨叉轴； 9- 一、二挡拨叉轴； 10-倒挡拨叉 轴； 11-换挡轴； 12-变速杆； 13-叉形拨杆； 14-倒挡拨块； 15-自锁弹簧； 16-自锁刚球； 17-互锁柱销图8.1 变速器操纵机构示意图8.2 箱体的设计变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有58mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。对于空载和满载质量变化大、使用天条件复杂、需要扩大传动比范围、增多挡位数，以适应在各种使用条件下的动力性与经济性要求的重型车。对于变速箱一般采用多档位，同时有时必要时采用副箱。总 结本次设计是对客车的变速器部分进行设计。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。从我接到毕业设计起，自己心里面都在打鼓，现在是验证自己在大学期间学习内容的时候。从设计最初的构思到论文的逐步成型，从零件图的绘制到零件的三维模型的建立，让自己在制作过程中将学习到的内容更加的深入的了解。也让自己明白了自己的不足之处。在论文的书写过程中，从零部件的材料选择，到零件的尺寸设计，到零件的最终确定，自己都是进行逐一的分析，这段时间内也是长时间泡在图书馆，不断地去查找相关的资料，不断的学习，吸收新的知识，对论文的修改也是一次一次的进行。很多时候，遇到自己不懂不明白的地方，往往都在一瞬间想放弃的时候，还是被自己一次次的说服，想着不能就这么就放弃，这样，让自己一步步的坚持下来了。看着自己完成的论文，图纸，犹如自己的荣誉一般，很开心自己在这段时间的付出是有成绩的。在这段时间内，我不断的与我的指导老师对接相关内容，很多的计算，图纸的绘制，自己都是不懂得，或者十不完善的，是我的指导老师不断的对其进行启发，不断的进行指导，很多时候他不是点对点的对问题进行指导，而是从大面上对我的设计进行分析，进而一步一步的进行牵引，不断的给自己一些启发，让我自己能够理解或者明白自己哪方面做的不对。在这一方面我就特别的佩服我的指导老师，他让我的思维不在进行固化，让我的思维形成发散式，往往能够很好的抓住自己的问题，这在以后的生活中，学习中也是一项很好的技能，也能给自己带来意想不到的收获。现在，毕业设计这一份大学学习内容的试题我已经通过自己的不谢努力完成了，在以后的生活中，工作中会不断的遇到这个那个的试卷，需要我们不断的去面对，去解决，这样就需要我们在面对这些事情的时候，不畏艰难，勇与寻找突破口，不在出现逃避问题的想法，这样将是自己在人生中的一项重大的成就。很多时候，往往自己在人生的十字路口不知道该如何的抉择，这个时候就需要那个给你指导迷津的人，在大学这个小社会里面，同学，朋友，老师都是那个给予一点亮光带你走出困境的人。在以后的人生中我们往往要怀着感恩的心去面对他们，给予自己最真诚的帮助。致 谢转眼之间，时间过得真快，马上快到了所谓的毕业分手季，很多的大学学子都认为六月是个痛苦、黑暗的季节，俗称“黑色六月” ，感觉这个词对于我们将要毕业的学生来说真的很贴切，四年的时间准眼就过去啦，
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