CA10TA190M双中间轴变速器的设计【ANSYS静力学分析+PROE轴建模】【汽车类】【27张全套CAD图纸】

CA10TA190M双中间轴变速器的设计

254页 69000字数+说明书+任务书+开题报告+27张CAD图纸

CA10TA190M双中间轴变速器的设计开题报告.doc

CA10TA190M双中间轴变速器的设计说明书.doc

CA10TA190M双中间轴变速器编号原理图.dwg

CA10TA190M双中间轴变速器装配图与零件图全套26张.dwg

CA10TA190M双中间轴变速器设计草图.dwg

CA10TA190M双中间轴总装图-加长.dwg

CA10TA190M双中间轴总装图.dwg

中期检查表.doc

主副箱各轴ANSYS静力学分析

主副箱各轴PRO-E建模

主副箱各轴校核示意图.dwg

主箱一轴.dwg

主箱二轴.dwg

主箱左右中间轴.dwg

任务书.doc

倒档齿轮.dwg

副箱右下中间轴.dwg

副箱左上中间轴.dwg

原始比例装配图、零件图与总成校核图.dwg

成绩评定表.doc

指导教师评分表.doc

指导记录.doc

推荐表.doc

答辩评分表.doc

管理材料封皮.doc

评阅人评分表.doc

输出轴.dwg

题目审定表.doc

驱动齿轮.dwg

摘    要

变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，是汽车总成部件中的重要组成部分，是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。

CA10TA190M变速器是一款双中间轴重型汽车专用变速器。主副箱变速箱组合设计，主箱变速箱为手动操纵，副箱变速箱为气动操纵，具有10个前进档，2个倒档。该变速箱使用功率范围260～420马力之间的重型车用发动机，广泛适应中国目前的道路状况和运输情况。本设计研究了CA10TA190M双中间轴十档手动变速器。其主要目的是以机械设计基础、工程力学、机械精度设计与监测基础、金属工艺学、汽车构造、汽车设计、汽车制造工艺学等课程为依托，并运用AutoCAD、PRO/E、ANSYS设计校核软件对该变速箱进行仿形设计。本设计的主要成果：深入了解了国内外各大重型商用车组合式变速器生产厂家的研发现状；进行了该装配工艺的分析；进行了该变速箱的总体布置并确定了传动方案；完成了主箱一轴总成、主箱二轴总成，主箱左右中间轴总成、主箱换挡滑动套、主箱换挡操纵机构、副箱左右中间轴总成、副箱输出轴总成的设计与校核；进行了该变速箱的箱体设计；进行了该变速箱性能分析。主要包括变速器对整车动力性经济性影响的计算，换挡时机与车速的匹配；对该变速器主副箱各轴进行了ANSYS静力学分析；绘制了该变速箱的1张装配图与23张零件图；通过这些设计成果，基本完成了CA10TA190M双中间轴十档手动变速器的仿形设计。

关键词：CA10TA190M；变速器；双中间轴；设计

ABSTRACT

Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency.CA10TA190M transmission is a paragraph of heavy duty truck special twin countershaft transmission. Lord vice box transmissionassembly design, Lord box transmissionmanually manipulation, vice box for the pneumatic manoeuvring, with transmission10 forward gears, 2 in reverse. The trasmissionuse power range between 260 ~ 420 horsepower engine, widely &heavy vehicles to China's current road conditions and transportation situation.

This design research CA10TA190M Twin Countershaft Transmission. Its main purpose is mechanical design basis, engineering mechanics, mechanical precision design and monitoring foundation, metal technology, automobile structure, automobile design, automobile manufacture technology, and use relying on course to AutoCAD, PRO/E, ANSYS software in the transmissiondesign check for imitation shape design. The design of the main achievements: In-depth understanding of the major domestic and foreign heavy commercial combined-type transmission manufacturer's r&d status; The transmission assembly process analysis; The overall layout of the transmission and determine the transmission scheme; Completed a shaft assembly, Lord box second shaft assembly, Lord box about Lord box, Lord box Countershaft assembly, Lord box of shift sliding shift operation, deputy box Countershaft assembly, deputy box around the output shaft assembly design and checking; Conducted this transmission cabinet design; The transmission properties were analyzed. Mainly includes the transmission, the influence on the economy of vehicle dynamic calculation, the shift timing and speed matching;  Lord the vice box the axis ANSYS statics analysis; Painted this transmission assembly drawings of 1 card with 23 zhang parts graph; Through this design results, basic completed CA10TA190M twin manual shift transmission Countershaft  ten imitation shape design.

Key words: CA10TA190M；Transmission；Twin Countershaft；Design

目    录

摘要Ⅰ

AbstractⅡ

第1章 绪论1

1.1 选题的目的依据和意义1

1.1.1 选题的目的1

1.1.2 选题的依据1

1.1.3 选题的意义4

1.2 重型商用车变速器的研究现状4

1.2.1 国外重型商用车变速器的研究现状4

1.2.2 国内重型商用车变速器的研究现状5

1.3 设计的基本内容与解决的主要问题9

1.3.1 设计的基本内容9

1.3.2 设计解决的主要问题9

第2章 车型参数的确定与校核11

2.1 一汽解放J6车型参数11

2.1.1 车型参数的确定11

2.1.2 车桥参数的确定14

2.2 车型技术参数校核14

2.2.1 质量参数14

2.2.2 轴距和轮距15

2.2.3 轴荷分布15

2.2.4 动力性参数16

2.2.5 燃油经济性参数16

2.2.6 最小转弯直径17

2.2.7 通过性17

2.2.8 操作稳定性17

2.2.9 制动性18

2.2.10 发动机最大功率与最大功率转速18

2.2.11 发动机最大转矩与最大转矩转速19

2.2.12 主减速比19

2.3 本章小结22

第3章 变速器的装配工艺性分析23

3.1 变速器的装配工艺性分析23

3.1.1 产品能分成若干个独立装配的单元23

3.1.2 要有正确的装配基准23

3.1.3 便于装配与拆卸24

3.1.4 正确选择装配方法是尽量减少装配时的修配和机加工25

3.2 本章小结26

第4章 CA10TA190M双中间轴变速器的总体布置27

4.1 CA10TA190M双中间轴变速器的结构特点27

4.1.1 主副箱结构27

4.1.2 换挡滑套与同步器28

4.1.3 细高齿与“对齿”29

4.1.5 润滑与密封31

4.1.6 齿轮强度31

4.1.7 操纵机构31

4.1.8 取力形式31

4.1.9 成本与寿命31

4.2 CA10TA190M双中间轴变速器的工作原理和动力传递路线32

4.2.1 CA10TA190M双中间轴变速器的工作原理32

4.2.2 CA10TA190M双中间轴变速器的动力传递路线34

4.3 CA10TA190M双中间轴变速器的装配34

4.4 变速器传动机构分析和布置方案的设计34

4.4.1 两轴式变速器和中间轴式变速器多中间轴式变速器的特点分析35

4.4.2 变速器倒档布置方案分析确定36

4.4.3 传动机构布置中齿轮安排的分析确定37

4.5 变速器零部件结构方案分析确定38

4.5.1 齿轮形式38

4.5.2 变速器自动脱档机构形式分析确定39

4.6 本章小结40

第5章 变速器主要参数的确定41

5.1 变速器档位数目及各档传动比41

5.1.1 变速器档位数目的确定41

5.1.2 变速器一档传动比的确定41

5.1.3 变速器各档传动比的确定43

5.2 变速器中心距的确定48

5.3 变速器的外形尺寸50

5.4 变速器的齿轮参数的确定50

5.4.1 齿轮齿数50

5.4.2 齿轮模数51

5.4.3 齿形、压力角及螺旋角54

5.4.4 齿宽55

5.4.5 齿顶高系数56

5.4.6 齿轮的修正56

5.5 变速器各档齿轮齿数的分配58

5.5.1 确定主箱一档齿轮副参数60

5.5.2 确定主箱常啮合齿轮副参数64

5.5.3 确定主箱二档齿轮副参数67

5.5.4 确定主箱三档齿轮副参数71

5.5.5 确定主箱四档齿轮副参数74

5.5.6 确定主箱取力齿轮参数77

5.5.7 确定主箱二轴倒档齿轮与惰轮传动副参数78

5.5.8 确定主箱倒档惰轮与左右中间轴倒档齿轮副参数82

5.5.9 确定副箱高档齿轮副参数85

5.5.10 确定副箱低档齿轮副参数89

5.6 精确计算主副箱各档传动比94

5.7 主副箱各档齿轮几何参数97

5.8 本章小结97

第6章 变速器齿轮的设计及校核98

6.1 齿轮的材料选择98

6.1.1 齿轮坏损形式及防止措施98

6.1.2 齿轮传动设计准则100

6.1.3 齿轮的材料选择100

6.2 计算主副箱各轴转矩102

6.3 齿轮的强度计算103

6.3.1 轮齿的弯曲应力103

6.3.2 轮齿接触应力106

6.3.3 主副箱各档齿轮的强度计算校核107

6.4 计算主副箱各档齿轮的在啮合点处的受力119

6.4.1 主箱一档齿轮受力120

6.4.2 主箱二档齿轮受力120

6.4.3 主箱三档齿轮受力120

6.4.4 主箱四档齿轮受力121

6.4.5 主箱常啮合齿轮受力121

6.4.6 主箱倒档齿轮受力122

6.4.7 主箱一档时副箱低档齿轮受力123

6.4.8 主箱一档时副箱高档齿轮受力123

6.4.9 变速器R2档时副箱低档齿轮受力124

6.4.10 变速器R2档时副箱高档齿轮受力124

6.5 本章小结125

第7章 变速器主副箱各总成的设计127

7.1 轴的设计127

7.1.1 轴的功用及其设计要求127

7.1.2 轴的结构设计127

7.1.3 初步确定轴的尺寸129

7.2 主副箱各轴尺寸设计131

7.2.1 主副箱各轴总成详细尺寸131

7.2.2 主副箱各轴总成轴段设计131

7.3 计算主副箱各轴与齿轮的花键134

7.3.1 花键的特点及应用134

7.3.2 主副箱各轴花键的设计公式135

7.3.3 计算主副箱各轴与齿轮渐开线花键135

7.4 主副箱各轴总成校核140

7.4.1 主箱一轴总成校核140

7.4.2 主箱二轴总成校核146

7.4.3 主箱左右中间轴总成校核158

7.4.4 主箱倒档惰轮轴总成校核167

7.4.5 副箱左右中间轴总成校核171

7.4.6 副箱输出轴总成校核179

7.5 本章小结183

第8章 操纵机构和箱体的确定184

8.1 换挡操纵机构概述184

8.1.1 换挡操纵机构的功用184

8.1.2 换挡操纵机构结构的设计要求184

8.2  换档操纵机构零部件的选用185

8.2.1 换挡位置图185

8.2.2 变速器换档机构形式185

8.3 变速器的操纵形式188

8.3.1 直接操纵手动换挡变速器188

8.3.2 远距离操纵手动换挡变速器189

8.4 锁止装置189

8.4.1 互锁装置189

8.4.2 自锁装置191

8.4.3 倒档锁装置192

8.5 变速器箱体的设计193

8.6 本章小结194

第9章 变速器与整车匹配性计算195

9.1 汽车动力性评价指标195

9.1.1 汽车的最高车速195

9.1.2 汽车的加速时间195

9.1.3 汽车的最大爬坡度195

9.2 汽车燃油经济性的评价指标196

9.2.1 单位行驶里程的燃油消耗量196

9.2.2 单位运输工作量的燃油消耗量196

9.2.3 消耗单位燃油所行驶的里程196

9.2.4 汽车燃油经济性的影响因素196

9.2.5 变速器档数对燃油经济性的影响197

9.3 汽车动力性计算197

9.3.1 发动机功率—扭矩曲线197

9.3.2 汽车速度—发动机转速曲线197

9.3.3 汽车行驶驱动力图198

9.3.4 汽行驶驱动力—行驶阻力图198

9.3.5 加速性能曲线199

9.3.6 最大驱动力与经济车速分析200

9.4 换挡时机与发动机转速的匹配200

9.4.1 车速与发动机转速之间的关系200

9.4.2 两脚离合换挡方法举例201

9.5 本章小结203

第10章 主副箱各轴ANSYS静力学分析204

10.1 有限元基本理论简介204

10.2 有限元分析的基本步骤205

10.2.1 一轴的ANSYS静力学分析205

10.2.2 二轴的ANSYS静力学分析209

10.2.3 主箱左右中间轴的ANSYS静力学分析224

10.2.4 副箱左上中间轴的ANSYS静力学分析228

10.2.5 副箱右下中间轴的ANSYS静力学分析231

10.2.6 输出轴的ANSYS静力学分析234

10.3 本章小结237

结论238

参考文献240

致谢243

1.1选题的目的、依据和意义

1.1.1选题的目的

我国公路运输的迅速发展，对大功率发动机的需求量不断增加，重型货车新品动力总成方面的变化主要表现在发动机功率水平正在提高，排量为10L以上的发动机装车率不断增长，大排量发动机成为企业研发的热点。但重型商用车变速器的研发处于相对滞后状态，阻碍了重型商用车的发展。为了满足重型商用车不断地高转速化、大传递转矩的发展趋势，因此本课题进行了CA10TA190M双中间轴变速器的设计。

1.1.2选题的依据

双中间轴变速器在重型商用车上应用十分广泛，而变速器是整车的关键总成之一。其功用是在不同的使用条件下, 改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速, 使汽车得到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。

在汽车开发过程中变速器参数的选择十分重要。因为它们关系到车辆的动力性和燃油经济性。如不同车速时驱动力和行驶阻力之间的关系，当车速低于最高车速时，驱动力大于行驶阻力，这样汽车就可以利用剩余的驱动力加速或爬坡，这些都与变速器的参数有关。通过对CA10TA190M双中间轴变速器设计让我更加的了解变速器参数的选择过程和优化过程。

汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程。其设计的优劣决定着整车的动力性、燃油经济性和行驶平顺性等多方面的使用性能。这就对变速器设计人员提出较高的要求。因此，采用成型软件进行齿轮、轴的设计与校核，轴承的校核。采用PRO/E软件进行齿轮、轴立体图的绘制，并将所得图形导入到ANSYS软件中对其进行静力学分析。采用AutoCAD绘制二维平面图。这样能够较好的提高设计的效率和质量。

重型汽车变速器是指与重型商用车和大型客车匹配的变速器，尽管在行业中对变速器的容量划分没有明确的界限，但我们通常将标定输入扭矩在900以上的汽车变速器称为重型汽车变速器。

重型汽车机械式变速器的技术特点：重型汽车的装载质量大，使用条件复杂。欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性，必须扩大变速器传动比的范围并增加档位数。为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产，多采用组合式机械变速器。即以一种4～6档变速器为主体，通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器，得到一组不同档位数、不同传动比范围的变速器系列。目前，组合式机械变速器已成为重型汽车采用的主要型式。组合式机械变速器一般分为倍档(分段式配档)组合式机械变速器和半档(插入式配档)组合式机械变速器。

图1-1 双中间轴倍档组合式变速器

倍档组合式机械变速器是在主变速器后部串联安装一个2档(高档和低档)副变速器，将主变速器的档位数增加1倍，所增加的档位传动比数值等于主变速器传动比和副变速器传动比的乘积，而且齿轮对数少于档位数，因此箱体尺寸缩短，轴的长度减短，刚度增大，所以增大了变速器的容量。例如在一个5档主变速器后端，串联安装一个具有高、低2档的副变速器，即可组成10档(或9档)倍档组合式机械变速器。增加倍档组合式变速器最大输入扭矩和最低档传动比的技术难点是副变速器低档齿轮的强度容量不足，超出齿轮轮齿的承载能力。解决的办法是将由一个轮齿承受的载荷分流给几个轮齿来承担。这样一来，输入齿轮扭矩不变，每个轮齿的负荷将等于同时接触齿数的平均数值。

倍档组合式变速器的副变速器功率分流方法有两种：一种是采用行星齿轮系的传动方法，这种结构非常紧凑，体积小而扭矩容量大，直到现在仍广泛应用；另一种功率分流的方法是采用双中间轴传动结构。双中间轴传动最大工艺难点是保证主传动齿轮能和所啮合的双中间轴齿轮的轮齿同时接触问题，解决的办法是用浮动主传动齿轮的方法来消除齿轴对位的制造误差，确保轮齿同时接触，达到功率分流的目的。与此相适应的换档同步器也有一定的浮动量。

双中间轴倍档组合式变速器具有如下优点：

1．由于一轴和二轴上各档齿轮同时与两根中间轴上对应的齿轮相啮合，功率分流，从理论上讲，每对齿轮上传递的扭矩为，这就使每对齿轮传递的扭矩减少50%，使变速器的中心距、齿轮模数和宽度可以减小，从而减小变速器的质量和尺寸，特别是长度尺寸。

2．由于二轴从动齿轮在轴上处于径向浮动状态，两根中间轴的轴心线均匀分布在以二轴理论轴心为圆心、以中心距为半径的圆柱面上，所以二轴上各档齿轮及一轴齿轮在与两根中间轴上的对应齿轮相啮合产生的径向力达到平衡，即互相抵消。二轴不承受径向力，只传递扭矩，这样二轴可以设计得细一些，结构可以简单一些，其后轴承可以选择较小的规格，这也有助于减小变速器的质量和尺寸。

3．由于二轴齿轮的径向浮动和二轴的铰接式浮动的结果，使得齿轮在啮合时能自动抵消一部分制造和装配误差，啮合质量优于单中间轴。啮合区容易达到设计要求，实际使用情况也证实了这点。这就有利于降低啮合噪声和提高耐用度。

4．由于双中间轴倍档组合式变速器可以明显地减小变速器的质量和轴向尺寸，利用这种优点，可提高变速器的最大传递功率和扭矩，扩大使用范围。

1.3设计的基本内容、解决的主要问题

1.3.1设计的基本内容

1．进行变速箱的装配工艺分析

2．确定设计方案与基本参数；

3．进行主副箱各档齿轮的设计与校核；

4．进行主副箱轴的设计与校核；

5．进行主副箱轴承的选择与校核；

6．进行主箱滑动套的设计与校核；

7．进行操纵机构的设计和副箱同步器的选用；

8．进行变速器箱体设计；

9．进行变速箱的性能分析；

10．进行了主副箱各轴ANSYS静力学分析；

11．撰写设计说明书；

12．绘制变速器总装图与零件图；

13．检查设计说明书与图纸。

1.3.2设计解决的主要问题

1．参考相关文献资料，利用所选定的车型参数，完成CA10TA190M双中间轴变速器的结构布置，并且掌握CA10TA190M双中间轴变速器的工作原理和结构特点；

2．根据设计参数并结合结构工艺性和变速器的径向尺寸等要求，确定CA10TA190M双中间轴变速器的传动方案；

3．确定CA10TA190M双中间轴变速器的齿轮参数。根据重型商用车变速器传动方案确定各档齿轮齿数的分配，按齿轮受力、转速、噪声要求等情况选择齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和齿顶高系数；

4．使用相关书籍资料，采用已有的设计与校核软件，进行齿轮、轴、轴承的设计与校核；

5．使用CAD软件绘制CA10TA190M双中间轴变速器的装配图、零件图，撰写设计说明书；

6．使用PRO/E软件绘制CA10TA190M双中间轴变速器主箱一轴、主箱二轴、主箱左右中间轴、副箱左右中间轴、输出轴立体图，导入到ANSYS中，对二者分别进行静力学分析，得出相应结论；

7．进行汽车变速器换挡时机与车速、发动机转速的匹配，以及汽车动力性、经济性的校核，实现与整车性能的优化匹配。第2章 车型参数的确定与校核

2.1一汽解放J6车型参数

2.1.1车型参数的确定

表2.1 解放J6重卡350马力6×4自卸车(平头)(CA3250P66K2L1T1A1E)车型参数

基本信息

公告型号CA3250P66K2L1T1A1E类型自卸车

驱动形式6×4轴距3800+1350

车身长度8480车身宽度2495

车身高度3300轮距前轮距：2050

后轮距：1830/1830

前悬1470后悬1460

整车重量12额定载重12.805

最大总质量25最高车速75

接近角24°离去角24°

吨位级别重卡最大爬坡度70%（34.99°）

备注：选装环保上盖,货厢自卸方式为后卸，额定载质量12805kg对应准乘人数为3人额定

货箱参数

货箱(斗)长度5800货箱(斗)宽度2300

货箱(斗)高度1160货箱(斗)形式自卸式

发动机

发动机型号锡柴 CA6DL2-35E3F汽缸数6

燃油种类柴油汽缸排列形式直列

排量8.6L排放标准国Ⅲ

马力350最大输出功率231

扭矩1350最大扭矩转速1400

发动机厂商锡柴额定转速2100

系列6DM奥神发动机形式直列六缸、四冲程、水冷却、增压中冷、电控共轨直接喷射式

全负荷最低燃油耗率195发动机净重1000

进气形式增压中冷压缩比17.5∶1

一米外噪音95汽缸行程155

汽缸缸径123每缸气门数4

离合器形式430——

变速器

变速器型号一汽 CA10TA190M直接档变速器形式双中间轴、主副箱结构，副箱带同步器

变速器档位数前进挡10个，倒档2个变速器油容量13/13.5(带取力器)L

变速器重量342取力器SAE1#传动比1.026，采用后取力器，增大取力器扭矩，950

倒档R1传动比3.382倒档R2传动比15.098

10档传动比19档传动比1.345

8档传动比1.837档传动比2.464

6档传动比3.3015档传动比4.464

4档传动比6.0033档传动比8.166

2档传动比111档传动比14.78

副箱中心距148主箱中心距148

换挡方式手动操纵形式直接操纵，远距离单、双杆操纵

最大输入扭矩1900是否有同步器是

底盘和轮胎

前桥允许载荷7000后桥型号300轮减桥

后桥形式并装双轴后桥允许载荷18000

轮胎形式转向轮:真空胎

后轮:钢丝胎轮胎数10个

轮胎规格12.00R20——

图2-1 一汽解放 J6重卡350马力6×4自卸车(平头)(CA3250P66K2L1T1A1E)

图2-2 一汽CA10TA190M双中间轴变速器

图2-3 一汽解放300轮边减速桥

2.1.2车桥参数的确定

表2.2 一汽解放300轮边减速桥技术参数

型号形式额定载荷

/ kg从动齿直径/制动器尺寸/速比

300冷轧内胀2×16000300410×2205.128/5.769/6.561/4.682

300整体铸造2×16000300410×2205.128/5.769/6.561/4.682

一汽在车桥研发上，采用先进技术的同时，吸收和借鉴了引进日产柴产品的技术和经验，同时采用例如等高齿、整体扩张桥壳等技术，开发出满足一汽商用车需求的产品，覆盖从轻型车、中型车、重型车及客车等车桥产品线。目前，中重卡产品主要采用一汽车桥分公司、一汽山改企业生产的车桥。300轮边减速桥在产品的承载、传扭、速比范围、制动力、噪声和效率等各项指标均领先于国内同类产品。本设计选择一汽解放300轮减桥速比是5.769。

2.2车型技术参数校核

2.2.1质量参数

质量系数是指汽车装载质量与整车整备质量的比值。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进，其影响汽车的成本和使用经济性。7．数据分析

从表10.14可以得出输出轴最大应力是节点232、13274、232、232的S1=0.11238E+06Pa，S2=75547Pa、SINT=0.66049E+06Pa、SEQV=0.58959E+06 Pa，远小于许用应力400MPa，与手动校核结论一致，满足要求。从表10.13可以得出输出轴所有节点变形量均小于副箱左右中间周变形允许值0.15~0.25mm，与手动校核结论一致，满足要求。输出轴.log文件在主副箱各轴ANSYS静力学分析/输出轴文件夹内。

10.3本章小结

本章首先简单介绍了有限元的基本理论与有限元分析的基本步骤，然后着重进行了一轴、二轴、主箱做右中间轴、副箱左上中间轴、副箱右下中间轴的静力学分析，得到了相应的位移云图、应力云图，并从.list（Stress与DOF）文件中找到相应的极值。使用上述图表进行了各轴的刚度与强度校核，与手动校核结论一致，满足要求；使用ANSYS软件对此变速器的静力学分析，说明此变速器主副箱各轴的设计还有较大的修改空间，为主副箱各轴的优化设计提供了依据。本次毕业设计是以系统和总成的设计理念为基础，兼顾了生产加工工艺、装配工艺与维护工艺，并以重汽豪沃HW18710T与HW19710T双中间轴变速器、美国伊顿(Eaton)Fuller 9JS180双中间轴变速器、陕西法士特12JS160T双中间轴变速器、一汽伊顿FE18310双中间轴变速器、一汽解放CA10/12TA190M双中间轴变速器、一汽解放CA12TA(X)160/190/210M双中间轴变速器为参照，进行了CA10TA190M双中间轴变速器的设计。

本次设计在基本参数确定阶段，进行了车型参数的选择与校核，变速器的传动方案的确定；在设计阶段，进行了最大传动比的确定与主副箱各档传动比的分配（等比级数分配方法和主副箱分段式传动比分配方法），齿轮参数的确定，主副箱各档齿轮齿数分配，变速器齿轮的设计计算。然后根据系统学与总成的设计理念进行了变速器主副箱各轴总成的设计，其中包括主箱一轴总成、主箱左右中间轴总成、主箱二轴总成、副箱驱动齿轮总成、副箱左上中间轴总成、副箱右下中中间轴总成、副箱输出轴总成。在设计过程中，对变速器进行了分箱，考虑到变速器齿轮、轴、壳体等零部件的生产制造工艺性、装配工艺性与维护工艺性。在计算过程中所得到的数据是一个范围值，以便设计者合理选择。接着进行了轴承的选择与校核，副箱同步器的选择，箱体设计，变速器装配工艺性分析，使用AutoCAD绘制了装配图和零件图，使用齿轮计算9.5软件进行了渐开线花键的设计，变速器对汽车经济性影响进行了简单分析，使用汽车动力性计算软件进行了汽车动力性的计算，对变速器换挡时机与车速、发动机转速的匹配进行了计算，使用ANSYS软件对主副箱各轴进行了静力学分析；在后期校核阶段，完成了主副箱各轴的刚度与强度校核，渐开线内（外）花键的挤压强度校核，平键、半圆键挤压强度与剪切强度的校核，弹性圆柱销剪切强度的校核，尤其对副箱焊接轴总成焊接处进行了弯曲与扭转强度的校核。

在进行设计时，充分利用了有关变速器设计的国家标准与行业标准，力求CA10TA190M双中间轴变速器设计的规范性。由于时间和能力的限制，对此变速器主箱手动换挡操纵机构总成，副箱气动换挡操纵机构总成，主箱取力器总成，副箱取力器总成，主副箱齿轮、轴冷却润滑系统总成，变速器箱体以及其悬挂没有进行设计。由于缺少实际的工作经验，设计与校核过程只是根据一般步骤完成的，对具体的细节可能考虑不周，这些都造成了所设计的变速器离实际应用还有一定的的差距，需要在以后的学习和工作中不断提高，以待完善。[1]杨可桢，程光蕴，李仲生.机械设计基础（第五版）[M].北京：高等教育出版社，2006.5.

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