毕业设计-轻型货车变速器设计.doc

轻型货车变速器设计 第 17 页 共 17 页轻型货车变速器设计（安徽农业大学经济技术学院 车辆工程一班 合肥 230036）摘要：随着我国汽车行业的迅猛发展，对货车的需求也越来越高。通过对载货车机械式中间轴变速器的设计，了解到机械式变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此机械式变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。变速器是货车传动系统结构中最重要的部分之一，货车的前进、后退，增速、减速都要靠变速器传动来实现。而且变速器对货车的动力性和燃油经济性有很重要的影响。本论文主要是计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构形式，计算确定各总成部件的主要参数，详细计算指定总成的设计参数。关键词：变速器 轴荷分配 轴1 引言本次设计的目的和意义汽车被称为“改变世界的机器”。1894年，一个法国工程师给一辆汽车装上世界上第一个变速器至今，汽车变速器已经经过了一百多年的发展。随着经济和科学技术的不断的发展，21世纪，汽车工业已经成为中国经济发展的支柱产业之一，汽车企业对各系统部件的设计需求旺盛。由此可见，对汽车的变速器进行研究具有十分重要的意义。经过这几年的刻苦学习，我掌握了多门基础知识和专业知识。在大学毕业之即，进行了对五档手动变速器的设计。毕业设计是对每个大学生进行知识掌握与实际运用的一次大检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。通过本次设计，我将进一步巩固所学的知识并为以后参加工作打下良好的基础。11变速器的发展现状近10年来，我国汽车变速器行业随着汽车工业的快速发展而不断发展壮大，形成了一批具有规模的变速器企业。绝大多数国内的变速器企业在引进消化吸收国外先进技术方面取得了突出成绩，并不断坚持自主创新，打造我国自主品牌、开发核心技术，在手动变速器领域，尤其是在重型车用和微型车用手动变速器上，涌现了大量自主创新的产品。在中国手动变速器仍然有很大的市场。具体有两个原因：首先，目前国内企业已经基本掌握对手动变速器的开发，而且在生产方面也积累了长期经验，所以在一定程度上加大了手动变速器的价格优势；另外，绝大多数中国驾驶者在学车时就用的是手动车，他们更加享受手动车带来的驾驶乐趣。因此在国内很多人都选择维修保养成本低，能够带来驾驶乐趣，传动效率比自动变速器高的手动变速器。目前，世界最大的手动变速器制造商德国ZF公司市场调查说，2012年，北美市场出售的汽车中将只有6%是手动挡。而2002年，在美国和加拿大市场出售的汽车中，还有10%配备的是手动变速器。同样地情况也发生在欧洲市场，原本是手动变速器的市场，不断被自动变速器占领。欧洲汽车制造商将经销商协会目前统计的数据显示，在英国现在配备自动变速器的汽车占汽车总量的15%。而5年前，这个数字是13.5%。从2010年到今天这几年了，重卡中自动变速器的比例已经从5%上升到18%。1.1.1本次设计面临的主要问题手动变速器作为常见的变速器，其换挡操作遵从驾驶者的意愿、结构简单、故障率相对较低，价格低。近年来，随着汽车工业的发展、车辆设备性能、结构变化导致车辆传动部的润滑条件较过去更为苛刻：（1）齿轮箱体积更小。由于使用者对燃油经济性要求提高、汽车制造商提高了后桥及变速器传动功率密度、使齿轮箱内润滑容量变小，齿轮温度和负荷提高。（2）空气动力学设计改进。采用空气动力学设计可以有效提高燃油经济性，但同时使后桥受变速器周围的空气流速降低。（3）缓冲器的使用。容易在齿轮齿尖产生剥坑。（4）同步器的广泛应用。在同步耐久性、抗点蚀、抗擦伤性能上对变速器油提出了更高的要求。2课程设计任务书 1.题目 商用车总体设计及各总成选型设计：变速器的设计。 2.要求 为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构形式，计算确定各总成部件的主要参数，详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。 其具体参数如下: 额定装载质量 3000kg， 最大总质量 6750kg 最大车速 75km/h 比功率 10kW/t 比转矩 33Nm/t 3.设计计算要求 (1)根据已知数据，确定轴数、驱动形式、布置形式，注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。 (2)确定汽车主要参数。 1)主要尺寸，可从参考资料中获取。 2)进行汽车轴荷分配。 3)百公里油耗。 4)最小转弯直径。 5)通过性几何参数。 6)制动性参数。 (3)选定发动机功率、转速、扭矩，可参考已有车型。 (4)离合器的结构形式选择、主要参数计算。 (5)确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。 (6)确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。 (7)机械式变速器形式选择，主要参数计算，设置合理的挡位数，计算出各挡的速比。 (8)驱动桥结构形式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级主减速器。 (9)悬架导向机构结构形式。 (10)转向器结构形式选择、主要参数计算。(11)前后轴制动器形式选择、制动管路系统形式、主要参数计算。二、汽车主要参数确定1.根据已知数据，确定轴数、驱动形式，布置形式(1)确定轴数。由单轴最大允许轴载质量为10t，双轴汽车结构简单，制造成本低，故采用双轴方案。(2)驱动形式。采用4x2形式，后轮双胎驱动。(3)布置形式。驾驶室采用平头形式，发动机前置，直列四缸柴油发动机。2.汽车主要尺寸(1)外廓尺寸。总长:6050mm总宽:2076mm总高:2190mm驾驶室后围至车箱尾部尺寸:4354mm(2)轴距和轮距。由表：车型汽车总质量（t）轴距L(m)轮距b（m）4x2卸货车型1.72.902.303.603.605.504.505.601.151.351.31.651.72.001.842.00可以确定轴距和轮距。轴距:3308mm轮距:前轮1584mm后轮(双胎中心线间距离)1485mm3.质量参数确定由表: 货车满 载空 载前 轴后轴前轴后轴4x24x24x26x432%40%25%27%30%35%19%25%60%68%73%75%65%70%75%81%50%59%44%49%48%54%31%37%41%50%51%56%46%52%63%69%确定轴荷分配比例。空车质量: 3750kg前轴(53% ): 2000kg后轴( 47% ) : 1750kg满载最大总质量: 6750kg前轴(42% ) : 2825kg后轴(58% ) : 3925kg4.性能参数选择(1)动力性参数。1)根据表:货车类型最高车速(Km/h)比功率P/(Kw/t)比转矩T/(Nm/t)微型8013516283040轻型15253844中型7512010203347重型6202950和该车用途拟定。最高车速:75km/h最低稳定车速:20km/h经济车速:40km/h2)最大爬坡度:1640 (30%)3)比功率取15kW/t。(2)燃油经济性。由表：总质量(t)汽油机柴油机总质量(t)汽油机柴油机43.04.02.02.86142.682.821.551.8642.131.53货车单位质量百公里燃油消耗量可知总质量ma=(614)t的柴油机单位质量百公里油耗量(1.551.86)L。则汽车百公里消耗量(1.551.86)x6.75L即:10.4612.55L，取:11.5L。+车 型级 别（m）商 用 货 车微型轻型中型重型812101912201321货车最小转弯直径查取Dmin=14m。 (4)通过性的几何参数。由表：车 型(mm)()()(m)4x2货车180300406025452.34x4、6x6货车260350456035451.93.0确定通过性几何参数。最小离地间隙(满载):前轴下270mm后轴下240mm纵向通过半径:3200mm汽车通过角度接近角:34离去角:17 (5)操纵稳定性参数。 前、后轮侧偏角绝对值之差(1-2 ) =2 车身侧倾角:3 制动前俯角:1.20 (6)制动性参数。由表：车辆类型行车制动应急制动制动初车速（km/h）制动距离（m）FMDD（）试车道宽度（m）踏板力（N）制动初速度（km/h）制动距离（m）FMDD（）操纵力（N）4.5t满载50225.42.570030182.6手600脚700空载215.8450其他汽车满载30105.03.070030202.2手600脚700空载95.4450货车路试检验行车制动和应急制动性能要求确定:满载30km/h初速度紧急制动，最大制动距离小于8m，平均制动减速度大于5.2m/s2 。 三、发动机的选择 1.发动机形式的选择 对于在中型以及以下的货车上一般采用直列式柴油机，在此选用直列式水冷柴油机。 2.发动机主要性能指标的选择 (1)发动机最大功率Pemax和相应转速np。 最大功率由下式进行计算Pemax= (10-1)单级主减速器4x2型汽车t =90%滚动阻力系数=0.02空气阻力系数=0.9迎风面积由汽车总宽和总高计算得A4.55代入式(10-1)计算可得 =(6750x9.8x0.02x75/3600+0.9x4.55x/76 140)/90%=55.8 (kW)最大功率转速2800r/min(2)最大转矩 =9549最大扭矩转速2000r/min根据以上计算可以选定:南京汽车制造厂生产的NJP433A型柴油发动机。形式:水冷四行程涡流室式 燃油类型:柴油 外形尺寸:长780mm，宽651mm 起动方式:电起动 最高转速:3000r/min四、离合器的确定1.形式双盘拉式弹簧离合器。2.主要参数主要性能参数有后备性系，单位压力Po，尺寸参数D, d和摩擦片厚度b以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙t及摩擦因数f。(1)后备系数介1.502.25取=1.60(2)单位压力=0.3MPa。(3)摩擦片外径D、内径d和厚度b。摩擦片外径 D=10-2式中:为直径参数，为16.018.5取=17.0。则D=17.0x256.7 (mm)，取为257mm。摩擦片内外径比值d/D=0.530.70。取dlD=0.6。则d=0.6D=0.6x257 154 ( mm )摩擦片厚度取b=3.5mm。4)摩擦因数f，摩擦面数Z和离合间隙t。取Z=2x2=4,t =34mm。五、主减速器的传动比传动系最小传动比由下式进行计算 (10-3) “式中:r为轮胎半径。该中型商用车轮胎可选用普通断面子午线无内胎轮胎，型号为245/75R16，即轮胎名义断面宽度为245mm，轮惘直径为16inch，名义高宽比为75 %，则轮胎半径计算为R= 则/h, n=2800r/min代入式(10-3 )计算可得=5.44，若直接挡=1，则=5.44,若直接挡=1，则，即主减速器传动比7，可以采用单级主减速器。六、传动系最大传动比传动系最大传动比，需要满足满载最大爬坡度变速器1挡时最大爬坡度为30%，即16.7，代入式(10-4 )，计算可得7.02，取=7.1，变速器的速比范围是1变速器最大传动比=5.44x7.1=38.624。七、机械式变速器的设计(一)变速器传动机构布置方案确定采用中间轴式变速器传动方案，其特点是:设有直接挡;1挡有较大的传动比;挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮(C1挡)可以采用或不采用常啮合齿轮传动;除1挡以外，其他挡位采用同步器或啮合套换挡;除直接挡以外，其他挡位工作时的传动效率略低;适用于前置后驱汽车。传动方案采用的2, 3, 4挡用常啮合齿轮传动，5挡为直接挡，而1、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。(二)零部件结构形式(1)齿轮形式。常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，1挡和倒挡采用直齿圆柱齿轮。(2)换挡机构形式。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，从而提高了汽车的加速性，燃油经济性和行驶安全性。但它的结构原理，制造精度要求高，轴间尺寸大等缺点，所以1挡和倒挡采用结构简单的直齿滑动齿轮换挡，使用率高的其他挡位采用同步器换挡。(3)变速器轴承。变速器结构紧凑，尺寸小，所以齿轮与轴之间的轴承采用滚针轴承，变速器第一轴后端和第二轴后端采用圆柱滚子轴承，中间轴使用深沟球轴承。(三)变速器主要参数的选择1.经计算各挡变速比确定大致按照等比级数分配，对4挡、5挡间速比根据情况调整。 公比q=则各挡速比为1挡=7.12挡=4.33挡=2.64挡=1.65挡=1倒挡=7.0以上分配考虑了高挡区相邻挡位之间的速比间距要比低挡区相邻挡位之间的小。2.初选中心矩A A=为中心矩系数，商用车=8.69.6，取9.0。=228Nm, =7.1，=96%代入式(10-5 )，得A=104.2mm。3.外形尺寸商用车变速器壳体的轴向尺寸，五挡为(2.22.7 ) A，取2.8A。轴向尺寸为291.89mm，取整数为292mm。 (10-5 )4.齿轮参数(1)模数。一般同一变速器齿轮模数不相等，对于货车减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数，变速器低挡齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。根据国家规定，GB/T 1357-1987渐开线圆柱齿轮模数的规定，考虑货车的最大总质量为=6.7t6t,而小于14t。因此1挡直齿齿轮m=3.5mm，其他挡位为3mm (3mm)。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形，由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿数，模数相同，总质量在(1.814) t的货车为2.03.5mm，取m=2.5mm。(2)压力角因国家规定的标准压力角20，所以变速器齿轮普遍采用压力角为20，同步器普遍采用30压力角(3)齿宽b。1挡第一轴常啮合斜齿轮宽度取=8.0x3.0=24(mm),第二轴常啮合斜齿轮宽度取=7.0x3=21(mm)，其余挡位斜齿齿轮宽度取7.0x3.0=21(mm)，1挡滑动直齿齿轮与倒挡滑动直齿齿轮宽度取b=8.0x3.5=28(mm)。(4)各挡齿轮齿数的分配。5挡变速器传动方案如图10-1所示。1)确定1挡齿轮的齿数。1挡传动比 (10-6)1挡采用滑动直齿齿轮传动，模数m为3.5，中心距A=104.2mm，计算后得=2A/m=59.54,取为整数60，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的1挡齿轮一般可取为12 17,齿数尽量少些，以便使/的传动比大些，因此取12,1挡大齿轮齿数为-=48。2)对中心矩A进行修正 A=105(mm)3)确定常啮合齿轮副的齿数。由式(10-6 )求出常啮合传动齿轮的传动比=1.775 (10-7 )而常啮合传动齿轮中心距和1挡齿轮的中心距相等。中型、重型货车螺旋角的初选范围是1826，初选螺旋角=26，由式(10-7 )、式(4-16 )求得=22.7，取整为=23 ,=39.9取整为=40。验证1挡传动比 =6.957.1，齿数分配不合理。进行齿数调整，令=23 ， =41，则传动比=7.13满足要求。根据所确定的齿数，按式(4-16)算出精确的螺旋角值为24。4)确定其他各挡齿数。先进行2挡齿轮齿数 的分配，有如下关系= =2.41 (10-8 )由A= (10-9)= (10-10)得从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还应尽量满足下列关系式=2.18 (10-11 )取=22进行式凑 =2.18 (10-12 )=1.10 (10-13 ) 相差较多，为尽量缩小差距，取=18，已是极限值。 将数据代入式(10-8)式(10-13)求得，=19.5取整为19,=46.6取整为47，验证传动比为=4.4，齿数分配合适。根据所确定的齿数，按式(4-16 )算出精确的螺旋角值为19.5。同样方法求得=18，=27, =39,验证传动比为=2.57，满足要求，精确的螺旋角值为19.5；=20， =35, =31,验证传动比为=1.58，满足要求;根据所确定的齿数，按式(4-16)算出精确的螺旋角值为20。5)确定倒挡齿轮齿数及中心距。图10-1中所示的倒挡齿轮有常啮合齿轮副和。一般取值21 23，取=23 , =21,=3.0,=26，可计算倒挡轴与中间轴的中心距A。 A=数值代入式(10-14)求得A =75.1 mm，取整为75mm。由，取整为13.1，则最终确定倒挡传动比为7.06。直齿齿轮的模数与1挡齿轮相同，确定倒挡轴与第二轴的中心距AA= (10-15 )由式(10-15)求得，A =105mm。5.齿轮弯曲强度计算(1)直齿齿轮弯曲强度计算=符合弯曲强度要求。(2)斜齿齿轮弯曲强度计算= 满足弯曲强度要求。6.齿轮接触强度计算利用式(4-30 )计算齿轮接触强度。(1)第一轴常啮合齿轮接触强度F=b=E=2.1MPa代入式(4-30 )得=806.7MPa，采用渗碳处理齿轮满足设计要求。(2) 1挡和倒挡直齿齿轮接触应力计算F=B=28mm E=2.1 xMPa 代入式(4-30 )得1430MPa，采用渗碳处理齿轮满足设计要求。 7.轴的强度计算 第一轴花键部分直径d可按下式初选 D=式中:K=4.04.6，取4.4。 由式中(10-16)计算得第一轴花键部分直径为 d=4.4 (mm) (10-16) 第二轴和中间轴中部直径d0.45A=47.3(mm)48 (mm)中间轴的最大直径d和支承间距离L(近似等于变速器壳的轴向长度)的比值d/L=48/292 0.16，满足设计要求。 第二轴支承间的距离通常由经验公式确定= =292-2x24=244(mm) 第二轴d/L=4.8/2440.20，满足设计要求。=M= (10-17 )式中:d为轴的直径，mm，花键处取内径;W为抗弯截面系数。 经计算，符合强度要求。 8.变速器操纵机构 采用直接操纵手动换挡。八、驱动桥结构采用非断开式驱动桥，单级螺旋圆锥齿轮减速器。减速比:5.44桥壳形式:整体式半轴形式:全浮式差速器形式:直齿圆锥齿轮式前轴形式:工字形断面锻件九、悬架导向机构结构形式前悬架:采用纵向对称长截面钢板弹簧，双向作用筒式减振器后悬架:采用纵向对称渐变刚性钢板弹簧，无减振器十、转向机构转向形式:循环球式传动比:21.4十一、制动系前后采用独立双回路液压制动系统，制动阀为双腔串联活塞式。行车制动器:前后均为鼓式，制动鼓内径320mm驻车制动器:中央鼓式制动鼓由机械式软轴操作空气压缩机:单缸风冷式储气筒:整体双腔式十二、车架与轮胎车架采用冲压铆接梯形结构。前轮:单胎后轮:双胎，选用245/75816轮胎备用轮胎升降器为悬链式。结 论本次设计是货车的变速器部分。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。对于本次设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用结合套挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂档时用结合套，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这一点是本次设计的不理想之处。但是，在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究变速器技术，以求其设计更加合理和经济。紧张忙碌的毕业设计已经接近尾声，这次设计是对我大学四年来的学习的一次最综合的检验，也更是一次综合的学习过程。毕业设计不仅使我学习和巩固了专业课知识而且了解了不少相关专业的知识，个人能力得到很大提高。同时也锻炼了与人协作的精神，为以后我踏入社会工作打下了良好的基础。致 谢转眼间，大学四年很快就要结束了。而作为大学生活的最后一个环节毕业设计，经过近20周的紧张准备，也将接近尾声。在这次毕业设计中，我不但巩固了以前所学的知识，并从中学到了很多新的东西，尤其是汽车设计、汽车构造和汽车理论这三门课程。在这里，我向那些在这四年里给于过我巨大帮助的老师和同学们表示衷心的感谢，正是他们的帮忙才让我得以圆满的完成四年的学业和最后的毕业设计。在这次设计的过程中，指导老师刘莉莉老师一直都关注着我的每一步进展，并给了我很多好的意见和建议，同时也对我提出了严格的要求。我之所以能很顺利地完成毕业设计任务，这与刘老师的指导是分不开的，在此，我对他表示衷心感谢。另外，遇到技术困难的时候，车辆工程专业的老师们也给了我很多帮助，在寻求他们帮助的时候，他们都无微不至，因此我也非常感谢他们。参 考 文 献1彭文生，张志明.机械设计.北京.高等教育出版社.2005：961382 刘惟信.汽车设计.北京.清华大学出版社.2001：1582003张洪欣.汽车设计.北京.机械工业出版社.1999：1061264张文春.汽车理论.北京.机械工业出版社.2005：70835 （美）J.厄尔贾维克.汽车手动变速器和变速驱动桥.北京.机械工业出版社.2007：49656 陈殿云，张淑芬，杨民献.工程力学.兰州.兰州大学出版设.2003：1821967 濮良贵，纪名刚.机械设计.第七版.北京.高等教育出版社.2005：1842238 王昆，何小柏，汪信远.课程设计手册.北京.高等教育出版社.2008：47499徐清富.国外汽车最新图册.北京.机械工业出版社.2008:657810王望予.汽车设计.北京.机械工业出版社.2003:254911吴际璋.汽车构造.北京.人民交通出版社.2004:356812刘博军变速器设计.长春汽车研究所.1998:10215213 HenryJ（FordMotorCompany）.ATime-DomainFatigueLifePredictionMethod.2007:839514DuditraFVisaIOptimizationofthesteeringlinkageinvehicles.Proc.OfthefifthWorldCongressontheoryofmachineandMechnisms.2005:196-259Title Transmission design AbstractGearboxistheonemaincomponentofthevehicletransmission.Thedutyofthisdesignistodesignamanualtransm