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某型轻卡 变速器 设计

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某型轻卡变速器设计,某型轻卡,变速器,设计

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摘 要 轻型卡车变速器，有机械、手动轻卡车变速器和机械无级轻型卡车变速器，轻型卡车变速器齿轮比其动力和经济性更保证，齿轮运行较少，这次我设计的是轻型卡车变速器，我的驱动设计比仔细分析计算和参考相关型号确定传动比的最终档位，为轻型卡车变速器传动方案进行详细分析最终选择5 +1块式中轴轻型卡车变速器，换档方式采用同步换挡。结合操作形式的整体要求直接控制机制。轻便卡车变速器的设计，以满足汽车的必要功率也符合其经济指标。最后经过检测齿轮，轴键，轴承等，其轻型卡车变速器的参数及其零件吻合设计条件。关键词：轻卡车变速器，设计，轻型卡车，传动比Summary Gearbox with mechanical manual transmission and mechanical CVT two, if the gearbox gear is much better than its power and economy, gear operation is convenient, the design I designed the light truck gearbox, designed in the drive in a detailed analysis of the calculation and Refer to the relevant model to determine the transmission ratio of the transmission ratio of the transmission mechanism of a detailed analysis of the program, the final selection of the 5 + 1 block intermediate shaft drive for the shift using synchronous shift. Combined with the overall requirements of the form of direct control mechanism. The design of the transmission that meets the necessary power of the car is also in line with its economic indicators. Finally, by checking the gears, shafts, keys, bearings, etc., the size of the drive and the strength of its components meet the design requirements. Keywords: drive, design, light truck, gear ratio目录第一章 概述 1第二章 轻型卡车变速器传动机构布置 22.1 传动机构布置方案分析 22.2 零部件结构方案分析 8第三章 轻型卡车变速器主要参数的选择 113.1 中心距A 113.2 齿轮参数的选取 123.3 各挡齿轮齿数的分配及传动比计算 14第四章 轻型卡车变速器的设计与计算 184.1 轴的计算与校核 184.2 齿轮的计算与校核 214.3 轴承的计算与校核 244.4 键的校核计算 25第五章 同步器的设计 27第六章 轻型卡车变速器操纵机构设计 29 结 论 30参考文献 31致 谢 32英文资料 00英文资料译文 00第一章 概述 轻型卡车变速器是用来改造发动机传到驱动轮上的，作用是在原地跑步，爬坡，转动，加速等所有驾驶情况下，使汽车获取不一样的引导力和速率，同时使发动机在最有效的情况周围内行驶。轻型卡车变速器设置有空挡，可在开启发动机或汽车停车时使发动机的动力向驱动轮运输。轻型卡车变速器设置有倒挡。必需要轻型卡车变速器输出功效。 对轻型卡车变速器提出如下要求：1）保证汽车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，轻型卡车变速器不得跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7) 轻型卡车变速器应有高的工作效率。8) 轻型卡车变速器的工作燥声低。 除了这个之外，轻型卡车变速器还必须要质量小、制作成本低、拆装简单、修理方便等条件。满意汽车必须的动力性和经济性标准，这跟轻型卡车变速器的挡数、传动比相关。汽车行驶的道路越困难、速率就越小，轻型卡车变速器的传动比周围就越大。 轻型卡车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。在原来的变速传动结构要求上，再添加一个副箱体，就可以在构造改变不大的要求上，起到增强轻型卡车变速器挡数的条件。最近几年来，轻型卡车变速器操作构造向自动操作方位发展。第二章 轻型卡车变速器传动机构布置 机械轻卡变速器具有结构简单，传动效率高，制造成本低，运行可靠的优点，广泛应用于汽车的不同形式。2.1传动机构布局分析该设计应首先根据车辆的条件和要求确定轻型卡车变速器的传动比范围，齿轮数和齿轮比，因为它们对车辆的动力和燃油经济性有直接的影响。齿轮比范围是轻型卡车变速器的低速比与高齿轮比的比率。汽车的路况越多，发动机功率与汽车质量的比例越小，轻型卡车变速器的传动范围就越大。目前，汽车轻型卡车的传动比范围为3.04.5;通用卡车和小巴超过5.08.0;越野车和拖拉机为10.020.0。通常来说，一辆轻型卡车有3至5个前进档;轻型卡车和轻型越野车使用多档轻型卡车变速器，前进档可达616甚至20。用于轻型卡车变速器的一些汽车和卡车在用于过载时仅用于良好和无负载。使用驱动比小于1（0.70.8）的超速齿轮，可以更全面地使用发动机功率，减少发动机曲轴每单位里程的总转数，从而减少发动机磨损，降低燃油消耗。但是与传输比率1相比，直接文件，使用超速齿轮会降低传输效率。三轴和双轴轻型卡车变速器得到最广泛的应用。如图2-1所示，第一轴和第二轴的齿轮分别与中间轴的相对的齿轮结合，并且第一轴和第二轴是同心的。直接相连到传达扭矩的第一轴和第二轴被称为直接文件。此时齿轮轴和中间轴不承载，第一轴和第二轴也传达转矩。因此高速率磨损杂声的直接传达为最小，这是三轴轻卡传动的关键优势。其他前进档必须经过两对齿轮传动扭矩。所以在齿轮中心差距的状况下，三轴轻型卡车变速器的另一个特点依然很小。缺点是在直接文件外的其他传动效率降低。 图2-1 轿车中间轴式四档轻型卡车变速器1 第一轴；2第二轴；3中间轴 双轴轻卡车变速器如图2-2所示。与三轴轻卡变速器相比，其结构简单，紧凑，除文件外其他文件传输效率高，噪音低。该车配备前置发动机前轮驱动装置，因为这种安排使得汽车的动力传动系统紧凑，操纵性好，可将汽车质量降低6至10。双轴轻型卡车变速器的安装方便，传动系结构简单。 如图所示。双轴轻型卡车传动不是直接文件，所以在高端工作时，齿轮和轴承都是轴承，所以噪音比较大，也增加了磨损，这是其缺点。 此外低齿轮比（ig I = 4.04.5）的上限也受到限制，但是可以通过在增加主减速比的同时减小齿轮比来抵消该缺陷。 图2-2 两轴式轻型卡车变速器1 第一轴；2第二轴；3同步器可变级轻型卡车变速器结构的趋势是增加经常啮合的齿轮的数量，从而可以使用斜齿轮。 后者具有比正齿轮更长的寿命，更低的噪音，尽管其制造稍微更复杂并且在工作中具有轴向力。 因此，在轻型卡车变速器中，除了低档和倒档外，正齿轮已被斜齿轮代替。本设计采用中轴轻型卡车变速器。图2-3，图2-4，图2-5显示了几个中间轴四，五，六个轻型卡车变速器传输方案它们的共同特征是轻型卡车变速器的第一和第二的轴线连接在同一条直线上并连接到直齿轮。使用直齿轮，轻型卡车传动齿轮和轴承以及中轴不承载，发动机扭矩由轻型卡车变速器第一和第二轴直接输出，然后轻型卡车传动效率高达90，噪音低减少齿轮和轴承的磨损由于直齿轮的利用率高于其他齿轮，轻型卡车的使用寿命得到改善;由轻型卡车传输的动力需要设置在其他前进档中。第一轴和第二轴的两对齿轮传动，所以轻型卡车传动与第二轴之间的距离（中心距离）不在文件的条件下仍然有较大的驱动齿轮与高齿轮可以使用或不使用常规齿轮。除齿轮以外的齿轮中的大多数齿轮是使用同步器或离合器套筒换档，少数结构还使用同步器或离合器组换档，以及文件同步器或离合器组件在大多数情况下在第二轴。除了工作以外的直接齿轮，中间轴轻型卡车的传动效率略低，这是其缺点。在同一档案中，各种中轴轻型卡车的运输条件主要在正常档位对数，换档方式和档案传输方式不同。图2-3 中间轴式四档轻型卡车变速器传动方案图2-3显示了四对常啮合齿轮和倒车齿轮与直齿轮; 图2- 3c所示的传动程序中的第二档，第三档和第四档具有正规档位传动，而齿轮和倒档与直齿轮换档。程序中显示的图2-4a，除了一个，倒档与直齿轮换档之间，齿轮的其余部分经常啮合齿轮传动。图2-4d所示方案中的正向和反向齿轮安装在位于轻型卡车变速器后部的副油箱中，除了这种布置可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和工作噪音大，而且在没有超速条件的情况下很容易形成前进档只有四辆前进卡车。 图2-4 中间轴式五档轻型卡车变速器传动方案图2-5a 所示方案中的一档、倒档和图b所示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档，其余各档均用常啮合齿轮。图2-5 中间轴式六档轻型卡车变速器传动方案 以上各种程序，凡使用经常啮合的齿轮传动，可以使用换挡同步或离合器来实现。在同样的轻型卡车变速器中，有些档位与同步器移动，一些齿轮与离合器套筒相移，必须是同档机构的高档档位，档位变速较大。汽车轻型卡车的变速器经常使用中轴轻型卡车变速器，为了缩短驱动轴的长度，轻便卡车变速器的后端可以延长，如图2-3a所示，b细长的第二轴安装在三个支架上，最后一个支撑在延伸的附加外壳上。如果倒车齿轮和换档机构布置在附加壳体中，则可以减轻轻型卡车变速器的主体部分的尺寸。 轻型卡车变速器通过图2-4c所示的多支撑结构，轴的刚度可以提高。此时，如使用轴可以在外壳上分离，可以更好地解决轴和齿轮零部件难以安装的问题。图2-4c所示的高档从动齿轮处于悬臂状态，齿轮和倒车齿轮配置在轻型卡车变速器壳体的中间跨距处，而中档同步器配置在中间轴专业上。1.倒档传动方案图2-6是常见的倒档装置。图2-6b所示的方案的优点是当使用换档时利用中间轴上的换档，从而缩短中间轴的长度。但是当有两对齿轮同时进入接合时，这种转变就很难了。程序中显示的图2-6c可以得到较大的倒档比，缺点是换档程序不合理。图2-6d所示的方案为前者的缺点进行了修改，从而取代了图2-6c所示的方案。程序中显示的图2-6e是轴的中间，倒车齿轮成一体，其齿长加长。程序中所示的所有齿轮的图2-6f经常是啮合齿轮，移动更多的光。为了充分利用空间，缩短轻型卡车变速器的轴向长度，一些卡车倒档驱动如图2-6g所示。缺点是一个，倒档必须使用轻型卡车传动叉轴，导致轻型卡车变速器盖在一些复杂的控制下。本设计采用图2-6f所示的传动方案。图2-6 轻型卡车变速器倒档传动方案 由于轻型卡车变速器在齿轮和倒档中具有较大的力，所以两轴轻型卡车变速器或中轴轻型卡车变速器的低轮廓和倒档都应位于轴附近的支架上，为了减少轴的变形确保齿轮的轻盈度不会降低，然后按照从低档到高档的顺序排列齿轮，这不仅可以使轴的刚度足够大，而且可以确保容易的组装。倒档的齿轮比接近块的齿轮比，但是由于使用倒档齿轮的时间非常短，所以一些选项将被布置在靠近轴的支撑件的块中。中间轴的设计方案如图2-4b所示，但反向传输程序已经改变，使用2-6f经常采用反向驱动方案。2.2零部件结构方案分析一，齿轮形式 轻型卡车传动齿轮为正齿轮和斜齿轮。与正齿轮相比，螺旋圆柱齿轮使用寿命长，运行平稳，噪音低等优点。缺点是制造略微复杂，轴向作用不利于轴承。在轻型卡车变速器中，尽管这增加了经常啮合的齿轮齿数，但是使用斜齿轮作为齿轮的其余部分，导致轻型卡车变速器的质量和转动惯量的增加。这种设计除了倒档和带有正齿轮的齿轮之外，其余都是螺旋圆柱齿轮。二，转移机制形式轻型卡车变速换档机构采用直齿滑动齿轮，离合器组，同步换档三种形式。当汽车运行时，由于轻型卡车传动齿轮具有不同的角速度，所以伴着轴向滑动齿轮换档，会在齿端受到撞击，并伴有杂音。这不仅是齿轮端的磨损增加和过早的损坏，同时驾驶员的精神压力，以及由换挡产生的噪音，使行人舒适度降低。只有具有熟练操作技术的驾驶员在换挡时才能使齿轮无冲击，并克服了缺点;但驾驶员的注意力分散的转变时刻，也影响驾驶的安全。另外，使用直齿轮滑动齿轮换档，换档也是长期的缺点。因此虽然这种换档方式简单，但是制造，拆卸和维护工作容易，并且可以减轻轻型卡车变速器的旋转部分的惯性矩，但是除了挡块之外，很少使用倒档。 当轻型卡车变速器的第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于正常情况时，可经过移位的离合器套筒移位。此时不但换挡行程短，而且由于冲击载荷的影响，齿轮不参与换档，虽然不会过早破坏;但还是不能接触转动的条件，依然需要驾驶员和技术员熟练的操作。因此目前的换档方式只能在一些要求较低的齿轮和轻型卡车轻型卡车的传动应用中。这是因为轻型卡车齿轮在公众之间相对较小，角速度差之间的连接之间的偏差很小，所以使用离合器套筒移位，与同步器移位相比也具有结构简单，易于制造降低制造成本，缩短轻型卡车的传输长度等。 使用同步器确保快速，无冲击，无噪音，操作技术熟练，从而提高汽车的加速，燃油经济性和驾驶安全性。与上述两种换档方式相比，虽然其油结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸小等缺点，但仍被广泛应用。 通过同步器或离合器套筒移动，齿轮行程比滑动换档行程短。当滑动齿轮特别宽时，这种差异更显着。为了便于操作，使用不同齿轮的变速杆行程，例如用同步器或离合器套筒进行换档时，可以尽可能地进行这种操作。该设计采用所有齿轮形式的换档机构均采用同步换挡。三，轻型卡车变速器轴承 轻型卡车传动轴的旋转运动支撑在外壳或其他部位的位置，齿轮和轴不要做固定连接，应放置轴承。轻型卡车传动轴承经常采用圆柱滚子轴承，滚珠轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑套等。对于什么类型的轴承应该使用，受到结构限制和不同的负载特性。 汽车轻型卡车的传动结构紧凑，体积小，使用尺寸大的轴承受到结构的限制，如果轻型卡车变速器的第二轴的前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中，则当空腔尺寸足够时可以布置圆柱滚子轴承。如果空间不足，则使用滚针轴承。第二轴的后端通常使用球轴承来承受轴向和径向力。轻型卡车变速器的第一轴的前端支撑在飞轮的内腔中，具有足够大的空间以容纳具有在一端具有密封的滚珠轴承的径向轴承。轻型卡车变速器主要参数的选择3.1中心距A 对于中间轴式轻型卡车变速器，将中间轴与第二轴线之间的距离称为轻型卡车变速器的中心距离A.，对于双轴轻型卡车变速器，轻型卡车输入轴与输出轴轴线之间的距离称为轻型卡车变速器的中心距离A.，它是一个基本参数，其大小不仅是轻型卡车变速器的尺寸的大小，还受到冲击的影响。中心距离越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的使用寿命越短。因此最小允许中心距离应由必要的接触强度来确定齿轮。轻型卡车传动轴通过轴承安装在外壳上，从轴承的布局和防止不能和因为两个轴承孔之间的相同的垂直平面之间的距离太小而不能影响外壳的强度考虑中心从大的一些。另外一块小齿轮齿不能太少的限制，中心距离的要求应该更大。另外轻型卡车变速器中心的中心太小而不能增加轻型卡车变速器的长度，因此轴的刚度变弱，齿轮的啮合变差。 对于中间轴式初选中心距A时，可根据下述公式计算 A=K (3-1)式中，A为中心距（mm）；K为中心距系数，商用车取K8.99.6；为发动机的最大转矩（N.m）；为轻型卡车变速器一挡传动比；为轻型卡车变速器传动效率，取96。分析该车发动机及相关参数：该车为15吨的轻型载货汽车，。按下试计算轮胎半径：按最大爬坡度计算一 (3-2) 其中=0.10-0.12；取=0.11代入数据得 50.2666 cm 其中K9.5 ， 786Nm ，7.64挡传动比：参考同类车型：取主减速器传动比为i。=4.89， 取T =0.85。ig1 (3-3)试中:m为汽车轻质量m=15000Kg,g为轻力加速度g=9.8N/Kg,Tmax为发动机最大转矩Temax=786N.m,i。为主减速器传动比等于4.89，max为道路最大阻力系数等于0.2745，rs为驱动轮滚动半径，T 为汽车传动系效率。代入数据得5.525。根据车轮与路面附着条件确定一档传动比： (3-4)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=12000Kg, 为道路附着系数，计算时取=0.5-0.8，在此取0.8。代入数据得8.048其他个档传动比按等比数列来分配：则II=4.27，III =2.60，IV=1.59 V=1 。把一档传动比代入中心距公式计算轻型卡车变速器中心距：A=170.34mm 圆整后取A=170mm 。3.2 齿轮参数的选取一、 模数齿轮模量是一个轻参数，它影响了很多因素，如齿轮强度，质量，噪声，工艺要求。在轻型卡车传输中心从同样的条件下，选择较小的模数，可以增加齿轮齿数，同时增加齿轮的宽度可以增加均匀度，减少齿轮噪音，因此为了减少噪声应合理降低模数同时增加齿宽; 为了使质量更小，应增加模量，同时减小齿宽; 从技术的角度来看，齿轮应该选择齿轮，而从强度的角度来看，有不同的模量; 减少卡车齿轮工作噪音相对较轻，所以齿轮模数应选择较少; 表31 汽车轻型卡车变速器齿轮的法向模数mn车 型乘用车的发动机排量V/L卡车的最大总质量/t1.0V1.661.6V2.556.014.0模数/mm2.25-2.752.75-3.03.5-4.54.5-6.0第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn (3-5) 其中=786Nm，可得出mn=4.34mm。一档直齿轮的模数m mm (3-6) 通过计算m=5.92mm。由于我们设计的卡车的总质量为15000Kg，其14.0，所以参照表31选取mn=4.5mm m=6.0mm 。二、齿形、压力角、螺旋角和齿宽b 汽车轻型卡车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表3-2选取。表3-2 汽车轻型卡车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般卡车 GB1356-78规定的标准齿形202030轻型车同上低档、倒档齿轮22.5，25小螺旋角 当压力角小时，亮度大，透光性好，噪音低。当压力角大时，可以提高牙齿的弯曲强度和表面接触强度。在车上为了增加亮度已经减少了噪音，少了一点;在卡车上为了提高齿轮的承载能力采取一些较大的，在轻型卡车变速器设计文件中，倒档齿轮压角取25，其余齿轮为20，同步器取30;斜齿轮螺旋角取25应该注意的是，螺旋齿轮的螺旋角应当被选择成使得中间轴上的轴向力互相抵消。因此中间轴上的所有齿轮都是右旋的，第一轴和第二轴上的螺旋齿轮由轴承盖轴承支承。齿轮宽度b的大小直接影响齿轮的承载能力，b增加，齿轮的承载能力增加。然而该试验表明，在齿宽增加到一定值之后，齿轮的承载能力由于不均匀的载荷分布而降低。因此为确保齿轮的强度，尽量选择较小的齿宽，以减轻轻型车的重量，缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。本次设计 直齿轮 b=6x4.50=27mm 斜齿轮 b=6x6.00=36mm五、齿轮变位系数的选择原则 换档是齿轮设计中的轻型连杆。使用可变齿轮，除了齿轮以避免根切割和离心中心外，还会影响齿轮使用的平滑度，耐磨性，抗胶合能力和齿轮啮合噪声。 换档有两种主要类型：高度位移和角位移。高可变齿轮对的一对啮合齿轮的位移系数之和等于零。高度变化可以增加小齿轮的齿根强度，使其达到接近大齿轮强度的水平。高度可变齿轮对的缺点使得不可能同时增加一对齿轮的强度，并且难以降低噪音。角位移齿轮对的位移系数之和不等于零。角位移具有较高的排水位优势也避免了其缺点。与安装在中间轴和第二轴上的多对齿轮组合的轻型卡车变速器将通过需要确保齿轮比。为了确保从同一个中心距离的齿轮，那么齿轮应该移位。对于斜齿轮可以通过选择适当的螺旋角来实现中心距离。我在齿轮设计中，需要使用角度的位移齿轮来确保中心距离。3.3 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算在中心距离，齿轮模数和螺旋角之后，可以根据轻型卡车变速器的传动次数，传动比和传动方案分配每个档位的齿数。应该注意的是每个齿轮的齿轮数应该尽量小，以使齿面均匀磨损。一档和倒档采用直齿轮，其余采用斜齿。1.确定一档齿轮参数及传动比：一档传动比 （3-7） 为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和: （3-8） 其中 A =170mm、m =6；故有=56.78卡车轻型卡车变速器一档直齿轮的最小齿数为12-14，此处取=13，则可得出=44。 图3-1 五档轻型卡车变速器示意图上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数，将其调整为整数后，从式（3-8）看出中心距有了变化，这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为57，则根据式（3-8）反推出A=171mm。2.确定常啮合齿轮副的齿数由式（3-7）求出常啮合齿轮的传动比 （3-9）由已知数据可知 Z2/Z1=2.2573 而常啮合齿轮的中心距与 一档齿轮的中心距相等 (3-10) 由此可得： (3-11)而根据已求得的数据： = 25。 （3-10）与(3-11)联立可得：=21.146=21、=47.733=48。根据式（3-7）可算出一档实际传动比为：=7.74根据式（3-10）可算出：=24.7843.确定其他档位的齿数二档传动比 (3-12） 而II=4.27 由已知数据可知:Z7/Z8 = 1.868 对于斜齿轮： (3-13）故有：Z7 + Z8 = 69 （3-12）联立（3-13）得：:Z7 = 45 , Z8 = 24。按同样的方法可分别计算出：三档齿轮: Z5 = 38 , Z6 = 31；四档齿轮: Z3 = 28 ， Z4 =414.确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取5.95。取中间轴上倒档传动齿轮的齿数 。而通常情况下，倒档轴齿轮取2123，此处取=23。由 (3-14)可计算出Z11 = 34 。故可得出中间轴与倒档轴的中心距A= (3-15) =108mm 而倒档轴与第二轴的中心: (3-16) =171mm。轻型卡车变速器齿轮参数表3-3齿轮齿轮模数压力角螺旋角齿数14.52024.7842124.52024.7844834.52024.7842844.52024.7844154.52024.7843864.52024.7843174.52024.7844584.52024.784249625441062513 1162534 1262513 1362523第二章 轻型卡车变速器的设计与计算 4.1 轴的计算与校核 当轻型卡车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。1. 786000 (N.mm) =6605 (N) =2648 (N) =3050 (N)2. =1796600 (N)=46067 （N） =21481 （）二面受力分析1. 代入数据得： 2492 (N) 2. 代入数据得： 19489 （N）三Y面受力分析：1. 代入数据得：443.8 （N）2. 代入数据得： 39018（N）四作力矩图1.面1. Y面3.合成五校核计算；轴的材料选用20GrMnTi,采用渗碳、淬火、回火处理。； 验算合格。4.2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， (4-1)斜齿， (4-2)式中： 圆周力；应力集中系数； kC齿面宽系数； t法向齿距； y齿行系数； k轻合度影响系数； 摩擦力影响系数。2. 齿面接触应力： (4-3)式中： 齿面上的法向力； E齿轮材料的弹性模量E=210000； b齿轮接触的实际宽度； 主从动齿轮节圆处的曲率半径。二、校核中间轴一挡齿轮：1.弯曲应力：其中： =1.65 =1.1 kC=8 y=0.16974 z=13 m=6Tg = 1796600 Nmm 代入数据得： = 544.4 Mpa许用应力在400-850 Mpa之间，所以合适。2.接触应力： =46067N=50829Nb=36直齿轮： 则 = 1994.4 Mpa一档和倒档得许用接触应力在1900-2000Mpa之间，所以合适。三、校核第二轴一挡齿轮： 1.弯曲应力： 图 4-1 齿形系数图其中： =1.65 =0.9 kC=8 y=0.16974 z=13 m=6 Tg = 1796600 Nmm 代入数据得： = 445.4 Mpa许用应力在400-850 Mpa之间，所以合适。2.接触应力：=13610N=16540Nb=36则 = 1137.7 Mpa一档和倒档得许用接触应力在1900-2000Mpa之间，所以合适。四、校核第一轴常啮合齿轮：1.弯曲应力：其中：Tg = 393000 Nmm , =1.65 , y=0.138 , =2 , kC=6.0,mn=6 , z=21 。代入数据得： = 118.3 Mpa对于卡车，当计算载荷取Tg作轻型卡车变速器一轴上的最大转矩时，常啮合齿轮许用弯曲应力为，所以合格。2.接触应力：=7557.7N=8858.66N b=31=20.04 ，=45.808 。则 = 867.7 Mpa当取时，轻型卡车变速器常啮合齿轮的许用接触应力为1300-1400Mpa,所以合格。五、校核中间轴常啮合齿轮：1.弯曲应力：其中： Tg = 393000 Nmm , =1.65 , y=0.138 , =2 , kC=6.0 ,mn=4.5, =24.784, z=48 。代入数据得： = 51.76 Mpa对于卡车，当计算载荷取Tg作轻型卡车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。2.接触应力：=3302.5N=3871N b=29=20.04 ，=45.8.8 。则 = 593 Mpa当取时，轻型卡车变速器常啮合齿轮的许用接触应力为1300-1400Mpa,所以合格。 4.3 轴承的计算与校核校核中间轴右轴承，当挂一挡时其承载最大，所以只要它满足要求，其它的都满足要求。已知轴承：额定动载荷122 (KN) 额定静载荷92.5 (KN) = 3050 (N)=39020 (N)=0.078 , 0.04099 ,查表得：e=0.37 ，所以=39020N ，所以=20488取=39020N冲击载荷系数 = 58530 , n=787.5, 代入数据得：=534444 (h) (4-4)因为一挡使用率是1所以应如下验算其里程：53444460787.53.14787.50.000001/1%=6247474 （km） 所以满足要求4.4 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键联结，这里只校核第二轴一挡齿轮的花键。一、花键的校核计算花键应满足挤压强度： (4-5)式中为载荷分配不均系数这里取0.8，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，为花键平均直径。为花键许用挤压应力取70 Mpa。第一轴花键规格：为 8485220，工作长度L为20mm 。61 Mpa，适合。所以键的规格满足设计要求。二、平键的校核计算普通平键连接的强度条件为：，； （4-6）式中： T为传递的转矩，； 键与轮毂键槽的接触高度，此处为键的高度，； 键的工作长度，圆头平键，这里的为键的公称长度，；为键的宽度，；轴的直径，；键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，此处。键18X90GB1096-79: T=393，k=5.5，=72，d=62。=32.01Mpa。同理：键20X90GB1096-79: T=393, k=6，=70，d=72。 =26Mpa。第三章 同步器的设计 同步器具有三种大气压力，惯性和惯性力，并广泛用于惯性助力式同步器。当惯性助力器同步器可以进行换档时，直到两个换档元件之间的角速度完全相等，才允许换档速度，从而可以很好地完成同步器的功能，同时可以实现基本的要求。根据该结构，惯性式同步器具有锁定型，滑动型，锁环式，多件型，由于锁定环式同步器具有操作可靠，耐用部件的优点，由于结构布置的限制，扭矩容量不大，由于锁定面位于锁环的接合齿中，主要用于对于汽车的使用以及轻型卡车变速器的整体质量，我所使用的设计是锁式同步器。同步过程类似于锁定销，但锁定元件是一种锁定销和匹配的针孔倒角，三个具有弹簧和球定位销，作为三个弹簧的弹性元件和相应的定位钢球容纳在配合套筒的配合孔中，使得夹紧套筒在空档期间保持在中立位置。摩擦元件是锁定销两端的同步锥环和与其匹配并固定在齿轮上的内锥。摩擦锥具有较大的径向尺寸和较大的扭矩能力，广泛应用于中轻型卡车。一。确定环形同步器的主要尺寸1.接近尺寸b：同步器移动中间的第一相，摩擦环摩擦片用于轴向运动，摩擦片和轴向距离之间的摩擦b，称为接近尺寸。尺寸b应大于零，取。滑块旋转距离c c = 8mm二。主要参数的确定1. 摩擦系数f同步器在同步环中，齿轮的角速度之间的连接在要求具有足够的同步环寿命的条件下工作，应使用良好的材料耐磨性。除了所选择的材料之外，摩擦系数与表面粗糙度，润滑剂的类型和工作表面的温度有关。与同步环的锥形表面接触的齿轮山的锥形部分与齿轮一体地形成并由低碳合金钢制成。由黄铜合金和摩擦副组成的钢，在油摩擦系数f中工作为0.1。 2. 摩擦环主要尺寸的确定（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6到8。一般取7。（3）摩擦锥R R设计德国的平均半径越大，摩擦力越大。R通常受到结构的限制，包括轻型卡车运输中心的中心和相关部分的尺寸和布局的限制，原则上可以在条件下尽可能使R更大。（4）锥形工作长度b缩短锥体b的工作长度，可以缩短轻型卡车变速器的轴向长度，减少锥面的工作面积，增加单位压力，加速磨损。 3.锁定角度 锁定角度被正确选择，以确保偏移的两个部分之间的角速度差为零以移动。现有结构的锁定角度在26至42的范围内变化。 4.同步时间t 同步设备工作，连接两部分实现同步时间尽可能短。除了同步器的结构尺寸外，惯性矩对同步时间有影响，轻型卡车变速器的输入轴和输出轴之间的角速度差异以及作用于同步器摩擦锥的轴向力对同步时间有影响。对于车辆轻型卡车变速器，高块采取0.15-0.30s，低块取0.50-0.80s。 5.惯性矩的计算 惯性矩的计算是：首先获得每个零件的惯性矩，然后根据不同的齿轮转换为零件的同步。对于现有零件，转动惯量通常采用扭摆法测量;如果零件没有制成，这些零件可以分解为标准几何形状，并根据数学公式合成并找到惯性值。轻型卡车变速器操纵机构设计 根据汽车的使用要求，驾驶员使用轻型卡车传动机构完成选型，实现转向或撤退至中立。 对于机械轻卡变速器控制机构，常用的是变速杆，拨盘，叉轴和自锁倒档等主要部件，并依靠司机完成选块，换挡或撤退到中立工作，称为手动换挡轻型卡车变速器。 轻型卡车变速器分为直接操纵手动换挡轻型卡车变速器和遥控手动换挡轻型卡车变速器。 当轻型卡车变速器布置在驾驶员座椅附近时，变速杆可以直接安装在轻型卡车变速器上，并依靠驾驶员手和轻型卡车变速器，通过变速杆直接执行换档功能，称为直接操纵轻型卡车变速器。这种操作方案很简单，已被广泛使用。 在这种设计中，结合整体要求和机械手分析的布局，我用直接操作手动换挡轻型卡车变速器。结 论随着时间的推移毕业设计已经结束，所以我做了以下总结：找出学习缺点，吸取经验教训。在这个设计过程中还是比较紧张的，但是在老师的指导和监督下我们的设计还是比较有序的，刚看到任务书的时候觉得很迷茫，不知道怎么下手。但是我查阅了大量的资料，并在老师的指导和帮助下逐渐有一个更清晰的想法。在这个设计中也暴露了很多的问题，主要是在掌握专业知识的程度上，觉得基本的技能不够扎实缺乏实践经验，这在未来的学习和工作中，对