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HLJIT7-1000重型货车变速器设计【5张CAD图纸】【三轴式七档变速器】【汽车专业】

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hljit7 变速器 设计 全套 cad 图纸 毕业论文 汽车 车辆 专业
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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。

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。本文设计研究了三轴式七档手动变速器,其目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握,同时运用汽车构造、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,并利用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等六项内容。首先,本文将概述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,对工作原理做了阐述,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,对变速器的各档齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算,并进行了受力分析、强度和刚度校核计算,并为为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。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、选择方法以及重要参数。




关键词:变速器;传动比;轴;齿轮;设计计算;校核


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. 

Three-shaft transmission is widely used most vehicle for its particular advantages ,such as small dimension ,simply theory ,good stability, conveniently operation .This design study of the three-axis 7-speed manual transmission, the purpose is based on the skillful of using mechanic theory ,mechanic design, AutoCAD. Meanwhile, my paper is incorporated structure of vehicle, design of vehicle, mechanic of materials, and survey of interchangeability. I will design the parts of three-shaft transmission, and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.




Key words: Transmission;Transmission Ratio;Shaft;Gear;Design and Calculation;Checking




    目    录


摘要 I

Abstract II

第1章 绪论 1

1.1汽车变速器的概述 1

1.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果 1

    1.2.1研究现状 1

    1.2.2设计目的意义 2

    1.2.3汽车变速器发展趋势 2

1.3汽车变速器的设计方法和研究内容 3

    1.3.1变速器设计的主要内容 3

第2章 变速器传动机构布置方案 5

2.1变速器的选择 5

    2.1.1结构工艺性 5

    2.1.2变速器的径向尺寸 5

    2.1.3变速器齿轮的寿命 5

    2.1.4变速器的传动效率 5

2.2 倒挡布置方案 5

2.3 零、部件结构方案分析 6

        2.3.1齿轮形式 6

    2.3.2换挡机构形式 7

    2.3.3自动脱挡 7

2.4本章小结 8

第3章 变速器主要参数的选择 9

3.1概述 9

3.2挡数 9

3.3传动比范围 9

3.4变速器各档传动比的确定 9

3.5中心距A 11

3.6变速器的齿轮参数的确定 12

3.6.1齿轮模数 12

3.6.2压力角 12

3.6.3螺旋角 13

3.6.4齿宽 13

3.6.5齿顶高系数 13

3.7变速器各档齿轮齿数的分配 14

3.7.1确定一挡齿轮的齿数 14

3.7.2确定常啮合挡齿轮的齿数 16

3.7.3确定其他各档的齿数 19

3.8本章小结 32

第4章 齿轮校核 45

4.1 齿轮材料的选择原则 45

4.2计算各轴的转矩 33

4.3齿轮的强度计算 34

4.3.1轮齿的弯曲应力计算 34

4.3.2轮齿接触应力计算 39

4.4本章小结 44

第5章 变速器轴和轴承的设计及校核 45

5.1变速器的轴径和轴长设计计算 45

5.2变速器轴的强度计算 46

5.2.1齿轮上的受力计算 46

5.2.2轴的强度计算 49

5.2.3轴的刚度计算 51

5.3轴承的选择和校核 53

5.3.1输出轴轴承的选择和校核 53

5.3.2中间轴轴承的选择和校核 54

5.4本章小结 55

第6章 同步器和操纵机构的设计及选用 56

6.1同步器的设计 56

6.1.1锁销式同步器 56

6.1.2锁环式同步器 57

6.1.3同步器主要尺寸的确定 58

6.1.4同步器主要参数的确定 61

6.2变速器操纵机构的设计 63

6.2.1变速器操纵机构的要求及分类 63

6.2.2变速器操纵机构分析 64

    6.3变速器箱体的设计 65

6.4本章小结 66

第7章 输出轴的有限元静力学分析 67

7.1 ANSYS软件简介 67

7.2 Pro/E和ANSYS接口的创建 67

7.3利用ANSYS对输出轴进行有限元受力分析 69

7.4输出轴有限元受力分析 69

7.4.1第一档、倒挡花键有限元受力分析 71

7.4.2第二档、三档花键有限元受力分析 73

7.4.3第四档、五档花键有限元受力分析 75

7.4.4第六档、常啮合档花键有限元受力分析 77

7.5本章小结 80

结论 81

致谢 83

参考文献 82

附录 85


第1章 绪    论


1.1汽车变速器的概述[1]

变速器用于改变发动机曲轴的转矩和转速,以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下,满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。随着汽车工业的不断发展,今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一,它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶,而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶;其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。

变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配,可得到良好的动力性与经济性;采用自锁及互锁装置,倒挡安全装置,其他结构措施,可使操纵可靠,不产生跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡;采用同步器可使换挡轻便,无冲击及噪声;采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低,不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性,使汽车和发动机有良好的匹配性。

1.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果[2]

1.2.1 研究现状

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,则必须扩大传动比范围并增多档数。传统结构三轴式变速器的最大容量:档位数一般最多蛤能布置到6个前进档和一个倒档,最大输出扭矩约为8400Nm。近年来重型汽车需要更多档位的前进档,需要爬行档(最低档)速比为10-17。显然传统结构变速器远不能满足需求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合机械变速器的组成是在传统变速器(称主箱)后部(或前部)加装一个副变速器(称副箱,一般为两档),将主箱的档位数增加一倍,




内容简介:
SY-025-BY-2毕业设计(论文)任务书学生姓名李幕系部汽车与交通工程专业、班级车辆07-8指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘否题目名称HLJIT7-1000变速器设计一、设计(论文)目的、意义为了往复活塞式发动机的工作特性,满足消费者对汽车高性能、安全、可靠、舒适性的需求,所以对变速器的性能要求也更高。现代汽车上广泛采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点,但其转矩和转速变化范围较小,而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化,因此,在汽车传动系中设置了变速器和主减速器,以达到减速增矩的目的。手动变速器有成本低、可靠性高、维护简便的特点。随着汽车对安全、节能、环保的不断重视,汽车变速器作为整车的一个关键部件,其产品的质量对整车的安全使用及整车性能的影响是非常大的,因而对汽车后桥进行有效的优化设计计算是非常必要的。二、设计(论文)内容、技术要求(研究方法)基本参数驱动型式:6*2总质量:16t驱动桥满载:11.5T;最高车速90km/h最大爬坡:30%最大输入转矩:1000N.m设计7档三轴式变速器设计的主要内容:(1)研究汽车机械变速器的组成、结构与设计;(2)建立有限元计算模型;(3)研究汽车机械变速器的载荷;(4)加载进行应力分析与结果分析;技术要求(研究方法):(1)要求研究汽车有限元分析、优化设计基本理论,并将其与机械制图、机械设计、材料力学、计算机软件等相关知识有机结合、熟练运用;(2)要求运用CAD/CAM/CAE软件进行建模;(3)运用有限元分析软件进行静力学分析,重点进行弯曲强度分析;(4)实现变速器参数的优化设计。三、设计(论文)完成后应提交的成果设计图纸(合0号图纸2.5张);设计说明书(2万字左右);相关外文翻译(1篇2千字左右);基于有限元分析软件的输出轴静力学分析;四、设计(论文)进度安排(1)调研、资料收集、完成开题报告 第2周(2)整体方案设计,完成结构示意图(手绘)第3周(3)结构设计计算,有限元分析,4-8周(4)绘制设计图9-12周(5)编写设计说明书13周(6)毕业设计(论文)审核、修改 第14、15周(7)毕业设计(论文)答辩准备及答辩 第16周五、主要参考资料六、备注指导教师签字:年 月 日教研室主任签字: 年 月 日SY-025-BY-3毕业设计(论文)开题报告学生姓名李慕系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-8班指导教师姓名崔宏耀职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称HLJIT7-1000变速器设计一、课题研究现状,选题的目的、依据和意义1、研究现状变速器是汽车传动系中最主要的部件之一,它的主要功用是匹配发动机的扭矩和转速,汽车传动系的作用是根据行驶需求改变发动机输出的转矩与转速的关系特性,把动力有效而可靠的传递到驱动轮上,变速器作为传动系的重要组成部分,变速器性能直接关系到汽车的整体性能。而手动变速器是最传统、历史最悠久的一种变速器,其换档操作遵从驾驶者的意志,结构简单,故障率相对较低,价格合理,燃油消耗低,手动变速器今后一定会继续得到广泛的应用。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。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,则必须扩大传动比的范围并增多档位数。现代汽车上采用的往复活塞式内燃机具有体积小、质量轻、工作可靠和使用方便等优点,但其转矩和转速变化范围较小,而重型汽车复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化,为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,重型汽车多采用组合式机械变速器,即以一、两种46档变速器为主体,通过更换系列齿轮副和配置不同的变速器,得到一组不同档数、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的主要形式。 目前,国外自动变速器发展迅速,市场份额占据越来越多,但手动变速器仍将占有大部分市场。据预测,2013年欧洲变速器市场上,匹配手动变速器的汽车仍将占52%,配备自动变速器的将占10%,匹配无级变速器的将占2%,匹配双离合变速器的将占16%,配备自动变速器的将占20%。在国外,变速器专业化生产厂家很注重产品系列化,为主机厂选用最满意的变速器提供了极大的方便和灵活性。 在中国,手动变速器因为其低廉的价格和给驾驶者的良好的操控感,一直以来都占据着变速器的主流。可是在我国众多的变速器生产厂家中,还没有形成本企业的系列化生产。我国重型车变速器产品的技术多源于美国、德国、日本等几个国家,引进技术多为国外8090年代的产品。作为汽车高级技术领域的重型汽车变速器在国内通过漫长的引进消化过程,如今已有了长足的进步,能够在原有引进技术的基础上,通过改型或在引进技术的基础上自行开发出符合配套要求的新产品。每年重型车变速器行业都能有十几个新产品推向市场。但从当今的重型车发展情况来看,在新产品开发商国内重型车变速器仍然走的是一般性的开发过程,没有真正的核心技术产品。国内的重型车变速器生产厂家的自主开发能力仍然很薄弱,应对整车新车型配套产品的能力还远远不够,在技术方面还有很长的路要走。 2、目的、依据和意义 变速器作为整车的一个关键部件、汽车传东西中最主要的部件之一,其产品的质量对整车的安全使用及整车性能的影响是非常大的。近年来变速器的质量不过关频频出现:一汽大众在北美召回约1.35万辆汽车,天津一汽丰田2008年共计召回83406辆汽车等等。因此,加强对变速器的设计,对提高整车质量、整车厂的经济效益与声誉至关重要。 近年来,车辆自动变速器成为了一个重要的研究方向。国内外都进行了重型车辆自动变速器的研究与开发,国外的众多重型车辆变速器生产厂家已经实现了自动变速器商品化生产。据世界最大的手动变速器制造商德国采埃孚公司预测,全球非手动变速器需求正在不断增长。预计到2011年,全球变速器需求年增长率为2.1%,尽管如此,手动变速器仍将占大部分的市场份额,可以达到52%。近年来,随着燃油价格的不断上升,以及汽车对安全、节能、环保的不断重视,手动变速器又迎来的新的发展机遇。而重型汽车又因为其巨大的装载质量,以及复杂的使用条件,欲保证重型汽车良好的动力性、经济性和加速性,避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,因此,国内外的重型汽车大多数仍然采用的是手动变速器。本设计综合考虑技术可行性、变速器未来发展趋势及产业化等方面因素,最终确定采用手动变速器作为研究对象。本设计主要是设计重型车辆的手动变速器,重型车辆的载荷很大,除了发动机需要强大的动力之外,还需要变速器的权利协助。机械式变速器在起步的时候有足够的牵引力量将车带动,特别是面对爬坡路面,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,但机械式变速器所具备的优点是显而易见而且还能为大多数的消费者所接受。本次设计是针对重型汽车,设计一种适用于重型汽车的变速器,使重型汽车的动力性、经济性、加速性和舒适性都有所提高。二、设计(论文)的基本内容、拟解决的主要问题1、研究的基本内容:(1)研究汽车机械变速器的组成、结构与设计;(2)建立有限元计算模型;(3)研究汽车机械变速器的载荷;(4)加载进行应力分析与结果分析;(5)对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计。2、拟解决的主要问题:(1)变速器设计方案的确定,这关系到此后的设计与计算,是本次设计的基础核心内容;(2)齿轮强度的计算与校核。计算量大,计算复杂繁琐,是本次设计的核心内容;(3)利用ANSYS软件进行有限元分析,对轴进行校核,软件使用比较困难,是本次设计的难 点内容; (3) 利用CAD制作图纸及用Word进行说明书的制作,比较繁琐,而且必须要能够熟练应用这 两个软件,需要足够的耐心与细心,是本次设计的重点内容。 三、技术路线(研究方法)选定变速器类型校核强度计算选定轴中心距修改确定齿轮齿数选定中心距确定传动比强度不够 用有限元分析软件进行静力学分析 重点进行弯曲分析 CAD制作图纸以及说明书制作四、进度安排(1)调研、资料收集、完成开题报告 第2周(2)整体方案设计,完成结构示意图(手绘)第3周(3)结构设计计算,有限元分析,4-8周(4)绘制设计图9-12周(5)编写设计说明书13周(6)毕业设计(论文)审核、修改 第14、15周(7)毕业设计(论文)答辩准备及答辩 第16周五、参考文献1王望予. 汽车设计M.北京:机械工业出版社,20032童康祥.型牵引车的技术现状和竞争趋势J.专用汽车,2003.(1).3郝京顺. 汽车变速器的发展J.知识讲座,2000.(3).4乔维高,苏楚奇.现代汽车电子装置结构原理与维修M.北京:高等教育出版社,2000.5王尚军DC6J80T六档变速器设计J.大同齿轮集团有限责任公司,2002.(10).6张阳,席军强,陈慧岩.半挂牵引车自动变速器换档策略研究J.北京理工大学机械与车辆工程学院.2006.(6).7杨通顺.变速器的黄金时代J.汽车与配件,2003.(11).8林绍义.一种汽车变速器设计J.机电技术,2004.(6).9吴修义.国内组合式机械变速器的现状与发展J.现代零部件,2005.(5).10殷浩东.工程机械驱动桥、变速器产品现状与发展分析J.工程机械与维修,2006.(3).11刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社.2001.12Lechner G, Naunheimer HAutomotive Transmissions: Fundamentals, Selection, Design and ApplicationBerlin:Springer, 199913吴修义.机械变速器系列化及与车辆的匹配J.变通世界,1999(9)14王之熙.许杏根.简明机械设计手册M.北京:机械工业出版社,199715诸文农.底盘设计M.北京:机械工业出版社,1981.16万方数据.汽车变速器全解析.17万方数据.重型汽车变速器技术趋势与应用.六、备注指导教师意见:签字: 年 月 日黑龙江工程学院本科生毕业设计摘 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。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。本文设计研究了三轴式五档手动变速器,其目的主要是基于对机械原理、机械设计、AutoCAD等知识的熟练运用和掌握,同时运用汽车构造、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,并利用AutoCAD软件绘制装配图和零件图等六项内容。首先,本文将概述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,对工作原理做了阐述,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,对变速器的各档齿轮和轴以及轴承做了详细的设计计算,并进行了受力分析、强度和刚度校核计算,并为为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。对一些标准件进行了选型以及变速器的传动方案设计。简单讲述了变速器中各部件材料的选择。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、选择方法以及重要参数。关键词:变速器;传动比;轴;齿轮;设计计算;校核ABSTRACTTransmission 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. Three-shaft transmission is widely used most vehicle for its particular advantages ,such as small dimension ,simply theory ,good stability, conveniently operation .This design study of the three-axis 5-speed manual transmission, the purpose is based on the skillful of using mechanic theory ,mechanic design, AutoCAD. Meanwhile, my paper is incorporated structure of vehicle, design of vehicle, mechanic of materials, and survey of interchangeability. I will design the parts of three-shaft transmission, and using Auto CAD software, drawing assembly drawings and parts diagrams of five elements. At the same time the use of vehicle construction, automotive design, material mechanics, interchangeability of measurement knowledge of the subjects on the three-axis gearbox design file 12.At first, I will give a summary of the current situation and the tendency of development of the vehicle transmission, and introduce the latest development state in the field of the transmission.The second, I will compare the transmitting scheme of different transmission, and choose a better structure scheme.Next, I will do some mechanic analyses, strength, stiffness check of the shafts and gears, which are the important parts of the transmission, and choose appropriate materials and heat treatment.At last, I will introduce the operation mechanism and the synchronizer, which plays an important role in changing gear. I will give an account of the type, operation, design procedure and major parameter of the synchronizer.Key words: Transmission;Transmission Ratio;Shaft;Gear;Design and Calculation;CheckingII 目 录摘要IAbstractII第1章 绪论11.1汽车变速器的概述11.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果1 1.2.1研究现状1 1.2.2设计目的意义2 1.2.3汽车变速器发展趋势21.3汽车变速器的设计方法和研究内容3 1.3.1变速器设计的主要内容3第2章 变速器传动机构布置方案52.1变速器的选择5 2.1.1结构工艺性5 2.1.2变速器的径向尺寸5 2.1.3变速器齿轮的寿命5 2.1.4变速器的传动效率52.2 倒挡布置方案52.3 零、部件结构方案分析6 2.3.1齿轮形式6 2.3.2换挡机构形式7 2.3.3自动脱挡72.4本章小结8第3章 变速器主要参数的选择93.1概述93.2挡数93.3传动比范围93.4变速器各档传动比的确定93.5中心距A113.6变速器的齿轮参数的确定123.6.1齿轮模数123.6.2压力角123.6.3螺旋角133.6.4齿宽133.6.5齿顶高系数133.7变速器各档齿轮齿数的分配143.7.1确定一挡齿轮的齿数143.7.2确定常啮合挡齿轮的齿数163.7.3确定其他各档的齿数193.8本章小结32第4章 齿轮校核454.1 齿轮材料的选择原则454.2计算各轴的转矩334.3齿轮的强度计算344.3.1轮齿的弯曲应力计算344.3.2轮齿接触应力计算394.4本章小结44第5章 变速器轴和轴承的设计及校核455.1变速器的轴径和轴长设计计算455.2变速器轴的强度计算465.2.1齿轮上的受力计算465.2.2轴的强度计算495.2.3轴的刚度计算515.3轴承的选择和校核535.3.1输出轴轴承的选择和校核535.3.2中间轴轴承的选择和校核545.4本章小结55第6章 同步器和操纵机构的设计及选用566.1同步器的设计566.1.1锁销式同步器566.1.2锁环式同步器576.1.3同步器主要尺寸的确定586.1.4同步器主要参数的确定616.2变速器操纵机构的设计636.2.1变速器操纵机构的要求及分类636.2.2变速器操纵机构分析64 6.3变速器箱体的设计656.4本章小结66第7章 输出轴的有限元静力学分析677.1 ANSYS软件简介677.2 Pro/E和ANSYS接口的创建677.3利用ANSYS对输出轴进行有限元受力分析697.4输出轴有限元受力分析697.4.1第一档、倒挡花键有限元受力分析717.4.2第二档、三档花键有限元受力分析737.4.3第四档、五档花键有限元受力分析757.4.4第六档、常啮合档花键有限元受力分析777.5本章小结80结论81致谢83参考文献82附录85第1章 绪 论1.1汽车变速器的概述1变速器用于改变发动机曲轴的转矩和转速,以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下,满足驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。随着汽车工业的不断发展,今后要求汽车车型的多样化、个性化、智能化已成为汽车的发展趋势。但变速器设计一直是汽车设计中最重要的环节之一,它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,同时使发动机在最有利的工况范围内工作。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标。变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶,而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定车速是难以达到的。变速器的倒挡使汽车能倒退行驶;其空挡使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机和传动系分离。变速器的结构除了对汽车的动力性、经济性有影响同时对汽车操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器与主减速器及发动机的参数做优化匹配,可得到良好的动力性与经济性;采用自锁及互锁装置,倒挡安全装置,其他结构措施,可使操纵可靠,不产生跳挡、乱挡、自动脱挡和误挂倒挡;采用同步器可使换挡轻便,无冲击及噪声;采用斜齿轮、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低,不同的传动比还可以使在其不同路面提高汽车的动力性和经济性,使汽车和发动机有良好的匹配性。1.2汽车变速器研究状况、发展趋势及成果21.2.1 研究现状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,则必须扩大传动比范围并增多档数。传统结构三轴式变速器的最大容量:档位数一般最多蛤能布置到6个前进档和一个倒档,最大输出扭矩约为8400Nm。近年来重型汽车需要更多档位的前进档,需要爬行档(最低档)速比为10-17。显然传统结构变速器远不能满足需求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合式机械变速器则能满足上述要求。而组合机械变速器的组成是在传统变速器(称主箱)后部(或前部)加装一个副变速器(称副箱,一般为两档),将主箱的档位数增加一倍,所增加档位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘积,而齿轮对数小于档位数,因此箱体尺寸大为缩小,轴的长度减短,刚度增大,并且增大了变速器的容量。1.2.2 设计目的意义 重型货车装载数十吨的货品,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。大家都知道一档有“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。从我国的具体情况来看,机械式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用机械式变速器的,他们对机械式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。1.2.3 汽车变速器发展趋势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。而自动变速器技术得到了迅速发展。目前,国内变速器厂商都向着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,而重型多挡位汽车则采用多中间轴的形式,将低速档和高速档区分开。无级变速器又称为连续变速式无级变速器(Continuously Variable Transmission简称CVT) 。这种变速器与一般齿轮式自动变速器的最大区别,是它省去了复杂而又笨重的齿轮组合变速传动,而只用了两组带轮进行变速传动。无级变速器结构比传统变速器简单,体积更小,它既没有手动变速器的众多齿轮副,也没有自动变速器复杂的行星齿轮组,主要靠主动轮、从动轮和传动带来实现速比的无级变化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(CVT)表现了极大的热情,极度重视CVT在汽车领域的实用化进程。这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。在今后,摩擦传动CVT;液力传动;电控机械式自动变速器(Automated Mechanical Transmission简称AMT);齿轮无级变速器(Gear Continuously Variable Transmission)是围绕着汽车变速箱四个主要的研究方向。齿轮无级变速器(Gear Continuously Variable Transmission)这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(Gear Continuously Variable Transmission简称G-CVT)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200KW的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 少了对环境的破坏。1.3汽车变速器的设计方法和研究内容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。对于变速器的要求: (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,使汽车能到推行驶;(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。工作可靠;(6)汽车行驶过程中,变速器不得有跳档、乱档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)变速器的工作噪声要低。除此以外,变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小, 制造成本低,维修方便等要求,满足汽车有必要的动力性和经济性指标。1.3.1 变速器设计的主要内容:本次设计主要是依据给定的重型货车有关参数,通过对变速器各部分参数的选择和计算,设计出一种基本符合要求的手动7档变速器。本文主要完成下面一些主要工作: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;8、建立有限元计算模型;9、加载进行应力分析与结果分析;10、对汽车机械变速器的结构参数进行优化设计。第2章 变速器传动机构布置方案2.1变速器的选择2.1.1 结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体,当发动机纵置时,主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮,而当发动机横置时用圆柱齿轮,因而简化了制造工艺。2.1.2 变速器的径向尺寸两轴式变速器的前进挡均为一对齿轮副,而中间轴式变速器则有二对齿轮副。因此,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。2.1.3 变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低挡齿轮副,大小相差悬殊,小齿轮工作次数比大齿轮要高的多,因此,小齿轮的寿命比大齿轮的短。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。在直接挡时,齿轮只空转,不影响齿轮寿命。2.1.4 变速器的传动效率两轴式变速器,虽然可以有等于1的传动比,但仍要有一对齿轮传动,因而有功率损失。而中间轴式变速器,可将输入轴和输出轴直接相连,得到直接挡,因而传动效率较高,磨损小,噪声也较小。轿车,尤其是微型汽车,采用两轴式变速器比较多,而中、重型载货汽车则多采用中间轴式变速器。因此设计的变速器采用中间轴式。2.2 倒挡布置方案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。图2.1为常见的倒挡布置方案。图2.1a方案主要用于小客车上。图2.1b方案用于四挡直齿滑动齿轮的变速器上。 (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挡布置方案图2.1d方案是对c的修改。图2.1e用于所有前进档都是常啮合的变速器上。图2.1f也是用于所有前进档都是常啮合的变速器上.为了充分利用空间,缩短变速器的轴向长度,有的货车倒挡传动采用图2.1g方案;缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴,致使变速器盖中的操纵机构复杂一些。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。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 零、部件结构方案分析2.3.1 齿轮形式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。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。倒挡齿轮用直齿,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 换挡机构形式如图2.2变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。直齿滑动齿轮换挡要求驾驶员有熟练的操作技术(如两脚离合器)才能使换挡时齿轮无冲击;换挡行程长,换挡瞬间驾驶员注意力被分散,又影响行驶安全。因此,尽管这种换挡方式结构简单,制造、拆装与维修工作皆容易,并能减小变速器旋转部分的惯性力矩,但除一挡、倒挡已很少使用。啮合套换挡不能消除换挡冲击,而且要求驾驶员有熟练的操作技术。此外,因增设了啮合套和常啮合齿轮,使变速器旋转部分的总惯性力矩增大。因此,目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。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。同上述两种换挡方法比较,虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点,但仍然得到广泛应用。2.3.3 自动脱挡由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因,都会导致自动脱挡。为解决这个问题,除工艺上采取措施以外,目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种:(1)将两接合齿的啮合位置错开,如图2.3a所示。这样在啮合时,使接合齿端部超过被接合齿的13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损,并在接合齿端部形成凸肩,可用来阻止接合齿自动脱挡。(2)将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切下0.30.6mm),这样,换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住,从而阻止自动脱挡,如图2.3b所示。(3)将接合齿的工作面设计并加工成斜面,形成倒锥角(一般倾斜23),使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力,如图2.3(c)所示。这种方案比较有效,应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状,也具有相同的阻止自动脱挡的效果。 (a) 接合齿位置错开 (b) 齿厚切薄 (c) 工作面加工成倒锥角图2.3 防止自动脱挡的措施2.4本章小结本章首先对比了两轴式和中间轴式的优、缺点,由于中间轴式变速器的结构工艺性、变速器径向尺寸、变速器齿轮的寿命、变速器传动效率好于两轴式,因此设计的变速器选择中间轴式;接着本章确定了倒挡布置方案;然后对零部件的结构方案进行了分析,即对齿轮及换挡机构的形式进行了分析;最后对倒挡的布置方案以及防止自动脱挡进行了设计。第3章 变速器主要参数的选择及齿数的分配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。表3.1基本参数整备质量最大总质量最高车速最大爬坡度最大功率最大扭矩轮胎变速器挡数9200kg16000kg90km/h30%170KW1000N.m10/20R2073.2挡数近年来,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。本设计采用七挡变速器。3.3传动比范围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7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=4.491、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A 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齿轮参数 3.6.1 模数对货车,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1.0002.503.004.005.006.00二系列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 齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后,包括我国在内,规定齿顶高系数取为1.00。3.7各挡齿轮齿数的分配如图3.1所示为主变速器的传动示意图。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。图3.1 齿轮传动方案3.7.1 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 (3.1)为了求、的齿数,先求其齿数和, 直齿: 斜齿: ,取整,得:货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 (3.2)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: 3.7.2 确定常啮合传动齿轮 初选螺旋角 (3.3) =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 (3.4) = =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 3.7.3 确定其他各挡的齿数(1) 二档齿轮为斜齿轮,初选 (3.5) =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 (2)三挡齿轮为斜齿轮,初选 (3.6) =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 (3)四挡齿轮为斜齿轮,初选=22 (3.7) =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)五挡齿轮为斜齿轮,初选 (3.8) = =0.73 (3.9) 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 (5)六挡齿轮为斜齿轮,初选 (3.10) = =0.503 A= (3.11) 取整得:=22,=44 对六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查变位系数图得; ,分度圆直径 =132.00mm =264.01mm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 (6)确定倒档齿轮齿数 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: (3.12)=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 (3.13) =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 (3.14) = =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 =109.01mm3.8 本章小结本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比,然后计算出变速器的各挡传动比;接着确定齿轮的参数,如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数;介绍了齿轮变位系数的选择原则,并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数,根据齿数重新计算各挡传动比,同时对各挡齿轮进行变位。第4章 齿轮校核4.1齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求 不同的工作条件,对齿轮传动有不同的要求,故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮,要求其材料具有足够的强度和耐磨性,而且齿面硬,齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮,为使两轮寿命接近,小齿轮材料硬度应略高于大齿轮,且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能,大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值:时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863;心部硬度HRC3348对于氰化齿轮,氰化层深度不应小于0.2;表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮,可采用25CrMnMO,20CrNiMO,12Cr3A等钢材,这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理,以提高表面硬度,细化材料晶面粒。4.2计算各轴的转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.m4.3齿轮的强度计算4.3.1 轮齿弯曲强度计算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)计算六挡齿轮3,4的弯曲应力=22,=44,=0.108,=0.176,=1224.69N.m,=2577.22N.m,=23.56 = =172.34MPa100250MPa = =109.49MPa100250MPa(7)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 = =146.64MPa100250MPa4.3.2 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4.1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)计算六挡齿轮3,4的接触应力=1224.69N.m,=2577.22N.m,=132.00mm,=264.01mm=53.73=26.87 =701.36MPa13001400MPa = 719.42MPa13001400MPa(7)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(8)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。5.3.2 中间轴轴承的选择和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。5.4 本章小结本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算,达到正确的装配关系,在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核,以满足设计的需要。根据已知各档齿轮的受力计算出各支撑点的支反力并绘制弯矩图对各轴的刚度和强度进行校核。最后计算各轴轴承的寿命。第6章 同步器和操纵机构的设计及选用 6.1 同步器的设计同步器使变速器换挡轻便、迅速,无冲击,无噪声,且可延长齿轮使用寿命,提高汽车的加速性能并节省燃油。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单,但又不能保证啮合件在同步状态下(即角速度相同)换档的缺点,现已很少使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前,不允许换档,因而能确保完成同步啮合换挡,性能稳定、可靠,因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。同步器的功能和实现对同步器的基本要求。它又可分为惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器,它们虽然结构有所区别,但工作原理无异,都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。挂挡时,在轴向力作用下摩擦元件相靠,在惯性转矩作用下产生摩擦力矩,使被结合的两部分逐渐同步;锁止元件用于阻止同步前强行挂挡;弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置,又不妨碍整个结合和分离过程。6.1.1锁销式同步器1、4-同步锥环;2-锁销;3-啮合套;5-啮合齿座;6-定位销图6.1 锁销式同步器如图6-1所示锁销式同步器的摩擦元件是同步环1,4和齿轮上的凸肩部分,分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套3的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销4。锁销与同步环2刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套1圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置,钢球5在弹簧压力作用下处在销6的凹槽中,使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动齿套与同步环之间为弹性连接。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。在惯性式同步器中b弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件,它用来使有关部分保持在中立位置的同时,又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。锁销式同步器的优点是零件数量少,摩擦锥面平均半径较大,使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。6.1.2 锁环式同步器1、4-锁环(同步锥环);2-滑块 3-弹簧圈;5、8-齿轮;6-啮合套座;7-啮合套图6.2 锁环式同步器如图6-2所示,锁环式同步器工作可靠、耐用,因摩擦锥面半径受限,其转矩容量不大,适于轻型以下汽车,广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块,它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口,缺口比滑块宽一个接合齿宽。换挡时,啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠,转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位,恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵,如图6-3a所示,此类同步器的工作原理是:换档时,沿轴向作用在啮合套上的换档力,推啮合套并带动定位销和锁环移动,直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后,因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差,致使在锥面上作用有摩擦力矩,它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度,并滑块予以定位。接下来,啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触,使啮合套的移动受阻,同步器在锁止状态,换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上,并使摩擦力矩增大,与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近,在角速度相等的瞬间,同步过程结束,完成换档过程的第二阶段工作。之后,摩擦力矩随之消失,而拨环力矩使锁环回位,两锁止面分开,同步器解除锁止状态,接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合,如图6-3b所示,锁止斜面脱开,啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合,保证无冲击挂挡。1-锁环;2-啮合套;3-啮合套上接合齿;4-滑块 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置图6.3 锁环式同步器工作原理6.1.3 同步器主要尺寸的确定1锁环式同步器主要尺寸确定 (1)接近尺寸b 同步器换挡第一阶段中间,在滑块侧面压在锁环缺口侧边的同时,且啮合套相对滑块作轴向移动前,啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之间的轴向距离b(图6-4),称为接近尺寸。尺寸b应大于零,取b=0.20.3mm。1啮合套接合齿 2滑块 3锁环 4齿轮接合齿图6.4 接近尺寸和分度尺寸 (2)分度尺寸a 滑块侧面与锁环缺口侧边接触时,啮合套接合齿与锁环接合齿中心线间的距a(图6-4) ,称为分度尺寸。尺寸a应等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确锁止位置的重要尺寸,应予以控制。(3)滑块转动距离c (图6-5)滑块在锁环缺口内转动距离c影响分度尺寸a。滑块宽度d、滑块转动距离c与缺口宽度尺寸E之间的关系如下E=d+2c 滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系如下: c 式中,为滑块轴向移动后的外半径(即锁环缺口外半径);为接合齿分度圆半径。 1啮合套 2锁环 3滑块 4锁环缺口图6.5 滑块转动距离(4)滑端隙 滑块端隙系指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙,图6-6所示,同时,啮合套端面与锁环端面的间隙为,要求。若,则换挡时,在摩擦锥面尚未接触时,啮合套接合齿与锁环接合齿的锁止面位于接触位置,即接近尺寸b0,应,通常取=0.5mm左右。锁环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙(图6-6并称之为后备行程。预留后备行程的原因是锁环的摩擦面会因摩擦而磨损,并在接下来的换挡时,锁环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加,这种移动量也逐渐增多,导致间隙逐渐减少,直至为零;此后,两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦力矩。而此刻,若锁环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围,同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现锁环等零件与齿轮同步后换挡,故属于因设计不当而影响同步器寿命。 一般应取=1.22.0mm。在空挡位置,锁环锥面的轴向间隙应保持在0.20.5mm。图6.6 滑块端隙2.锁销式同步器主要尺寸确定(1)接近尺寸b 同步器换挡第一阶段中间,在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时,且啮合套相对锁销作轴向移动前,滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离,称为接近尺寸。尺寸b应大于零,取b=0.20.3mm。 (2)分度尺寸a锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时,滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心线间的距离a,称为分度尺寸。尺寸a应该等于1/4接合齿齿距。尺寸a和b是保证同步器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸,应予以控制。 (3)锁销转动距离c 锁销在滑动齿套锁销孔中的转动距离影响分度尺寸锁销直径、锁销转动距离c与销孔直径e之间的关系如下e=d+2c 锁销转动距离与接合齿齿距的关系如下 式中:锁销轴向移动后的外半径(即摩擦锥环外半径); 接合齿分度圆半径。(4)锁销端隙 锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙,同时,滑动齿套端面与摩擦锥环端面之间的间隙为,要求。若,则换挡时,在摩擦锥面尚未接触时,滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置,即接近尺寸0,此刻因摩擦锥环浮动,摩擦面处无摩擦力矩作用,致使同步器失去锁止作用。为保证0,应使,通常取=0.5mm左右。摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙,并可称之为后备行程。6.1.4 同步器主要参数的确定1、摩擦因数汽车在行驶过程中换挡,同步器经常处于工作频繁的状态。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作,要求同步环有足够的使用寿命,应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩,又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面,同步器在油中工作,使摩擦因数减小,这就为设计工作带来困难。摩擦因数除与选用的材料有关外,还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体,用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高,用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大,则在使用初期容易损害同步环锥面。同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造,如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。由黄铜合金与钢材构成的摩擦副在油中工作的摩擦因数取为0.1。摩擦因数f对换挡齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大,则换挡省力或缩短同步时间;摩擦因数小则反之,甚至失去同步作用。因此,在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽,用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。 2、同步环主要尺寸的确定 (1)同步环锥面上的螺纹槽。 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些,则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强,使磨损加快。实验还证明:螺纹的齿顶宽对的影响很大,随齿顶的磨损而降低,换挡费力,故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些,可使被刮下来的油存在于螺纹之间的间隙中,但螺距增大又会使接触面减少,增加磨损速度。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,摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象,避免自锁的条件是。一般取=68,当=6时,摩擦力矩较大,但在锥面的表面粗糙度控制不严时,则有粘着和咬住的倾向;在=7。时就很少出现咬住现象。(3)摩擦锥面平均半径。 设计得越大,则摩擦力矩越大。往往受结构限制,包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制,以及取大以后还会影响同步器径向厚度尺寸要取小的约束,故不能取大。原则上是在可能的条件下,尽可能将取大些。(4)锥面工作长度。 缩短锥面长度,可使变速器的轴向长度缩短,但同时也减小了锥面的工作面积,增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定 式中: 摩擦面的许用压力,对黄铜与钢的摩擦副,=1.01.5MPa;M摩擦力矩;摩擦因数;摩擦锥面的平均半径。上式中面积是假定在没有螺纹槽的条件下进行计算的。(5)同步环径向厚度。 与摩擦锥面平均半径一样,同步环的径向厚度受结构布置上的限制,包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制,不易取得很厚,但必须保证同步环有足够的强度。乘用车同步环厚度比货车小些,应选用锻件或精密锻造工艺加工制成,这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料,铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副,即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层(厚约0.30.5),使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内,而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥孔表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜,还可以提高同步环的强度。3、 锁止角 锁止角选取的正确,可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡。影响锁止角的选取因素,主要有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径R、锁止角平均半径和锥面半锥角。 4、同步时间 同步器工作时,要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响。轴向力大、则同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关,不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此,同步时间与车型有关,计算时可在下述范围选取:对乘用车变速器,高挡取0.150.30s,低挡取0.500.80s;对货车变速器,高挡取0.300.80s,低挡取1.000.50s。5、转动惯量的计算换挡过程中依据同步器改变转速的零件,统称为输入端零件,它包括第一轴及离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮向啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是:首先求得各零件的转动惯量,然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的零件,其转动惯量值通常用扭摆法测出;若零件未制成,可将这些零件分解为标准的几何体,并按数学公式合成求出转动惯量值。6.2 变速器操纵机构的设计6.2.1变速器操纵机构的要求及分类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如下主要要求: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。变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内,也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同挡位。用于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。根据变速器操纵方式的不同,变速器可分为:1、直接操纵手动换挡变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时,可将变速杆直接安装在变速器上,并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器,称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单,已得到广泛应用。近年来 ,单轨式操纵机构应用较多,其优点是减少了变速叉轴,各挡同用一组自锁装置,因而使操纵机构简化,但它要求各挡换挡行程相等。2、远距离操纵手动换挡变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器,受总体布置限制,变速器距驾驶员座位较远,这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件,换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器,称为远距离操纵手动换挡变速器。这时要求整套系统有足够的刚性,且各连接件之间间隙不能过大,否则换挡手感不明显,并增加了变速杆颤动的可能性。3、电控自动换挡变速器有级式机械变速器应用广泛,但是它有换挡工作复杂、对驾驶员操纵技术要求高并使驾驶员容易疲劳等缺点。在固定轴式机械变速器基础上,通过应用计算机和电子控制技术,来实现自动换挡,并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板,汽车在行驶过程中就能自动完成换挡,能自动实现收油门、离合器分离、选挡、换挡、离合器接合和回油门等一系列动作,使汽车动力性、燃油经济性有所提高,减轻了驾驶员的驾驶强度6.2.2 变速器操纵机构分析如图6-7所示为汽车六挡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6.7 六挡变速器操纵机构示意图6.3 变速器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。为不使变速器的结构过于复杂和便于系列化,多以四档或五档变速器与两或三、四档副变速器组合,副变速器可装在变速器之后或之前。前置副变速器多由一对齿轮组成超速档代替变速器的常啮合传动齿轮,结构紧凑、易变型;后置副变速器可由两对齿轮或行星齿轮机构组成,传动比大,后置可减小变速器的尺寸及负荷,为常用型;前后均布置方案可得到更多档位。主副变速器多联成一个单独总成,以利拆装。6.4本章小结本章主要对变速器中的同步器和箱体进行了介绍给出了设计的标准,在设计过程中确定了设计的依据,以准确的设计出同步器及箱体。 第7章 输出轴的有限元静力学分析7.1 ANSYS软件简介ANSYS是一种应用广泛的通用有限元工程分析软件。开发初期时为了应用与电力工业,现在其功能已经广泛应用于航空、电子、汽车、土木工程等各个领域,能够满足各行业有限元分析的需要。ANSYS有限元分析软件包括三个模块:前处理模块、分析计算模块、和后处理模块。功能完备预处理器和后处理器(又称与处理模块和后处理模块)使ANSYS具有多种多样的分析能力,包括简单的线性静态分析到复杂的非线性动态分析。可用来求结构、流体、电力、电磁场及碰撞等问题的解答。它还包括优化、估计分析等模块将有限元分析、计算机图形学和优化技术相结合,已成为解决现代工程学问题必不可少的工具。7.2 Pro/E与ANSYS接口的创建利用ANSYS对结构进行有限元分析时,通常需要将Pro/E建立的三维模型,导入ANSYS中进行分析。所以需要将Pro/E三维实体模型通过专用的模型数据转换接口导入到ANSYS中, Pro/E与ANSYS之间的接口技术常用的有以下两种:(1) Pro/E与ANSYS集成接口:ANSYS在默认的情况下是不能直接对Pro /E中的prt(或asm)文件进行直接转换的,必须通过以下对ANSYS设置连接过程进行激活模块:鼠标点击“开始程序ANSYS8.0UtilitiesANS_ADM IN”,出现如下图5.1的对话框,选择configuration optionsOK,接下来的对话框顺序选取。Configuration Connection for Pro/EOK,ANSYSMultiphysics & WIN 32OK。完成后ANSYS提示已在自己的安装目录中成功生成config.anscon文件,如下图7.2所示,记完下config.anscon的路径。在接下来出现的对话框中“Pro/Engireer Installation path”选项后输入Pro/E的起始安装路径如“C: Program Files proeWildfire3.0 ”:“Language used with Pro /Enginee提示在Pro /E目录下建立了一个protk.dat文件。点击确定完成配置,运行Pro /E,工具菜单后面出现了ANSYS8.0,说明连接成功了。运行Pro/E打开某零件三维模型图,点击ANSYS8.0下的ANSYSGeom按钮(如下图7.3所示),则模型自动导入到ANSYS中,此时ANSYS8.0软件自动打开,点击Plot下的Volume,则模型导入成功。 图7.1 设置ANSYS连接过程图7.2 Pro/E的起始安装路径图7.3 导入界面(2)通过IGES( *.igs)格式文件导入:首先, 在Pro/E 环境下建立好零件模型或者完成零部件的装配, 然后, 选择主菜单【文件】下的【保存副本】子菜单, 弹出保存副本对话框后, 文件类型选择IGES( *.igs) ,在【新名称】框内为模型输入新名称,点击【确定】按钮会弹出输出IGES对话框, 在输出IGES 对话框中可以设置输出图元的类型、参考坐标系以及IGES 文件结构。输出的图元类型有: 线框边、曲面、实体、壳、基准曲线和点, 缺省输出图元是曲面, 缺省是输出所有面组, 点击【面组.】选择特定面组输出。可以选择多种图元类型进行输出, 但是不能同时输出曲面和实体或者曲面和壳。单击【定制层.】按钮设置各层的输出特性。文件结构类型有: 平整、一级、所有级别、所有零件, 默认输出为平整。平整: 将组件的所有几何输出到一个IGES 文件。导入到另一个系统时, 该组件就担当一个零件的角色。应将每一个零件分别放到一个层上, 以便在接受系统中能加以区别。一级: 输出一个组件的IGES 文件, 该文件只包含顶级几何( 如组件特征) 。所有级别: 输出一个组件的IGES 文件。用它可创建带有各自的几何和外部参照的元件零件和子组件。该选项支持所有层次。所有零件: 将一个组件作为多个文件输出到IGES, 这些文件中包含所有元件和组件特征的几何信息。零件使用相同的参照坐标系, 使接受系统中的重新装配更加容易。本次技能训练选择实体特征,然后点击【确定】完成。ANSYS 导入IGES( *.igs) 文件的方法有两种: 一种是通过ANSYS软件的用户界面操作导入; 一种是通过输入命令导入。本次技能训练可采用第一种方法。通过用户界面操作导入IGES 的步骤是:选择主菜单【File】下的子菜单【Import】的次级子菜单【IGES.】, 弹出导入IGES 属性设置对话框, 在导入IGES 属性设置对话框中可以设置: 是否导入所有数据,是否合并图元, 是否创建实体,是否删除小面。点击【OK】按钮弹出文件路径选择对话框,在文件路径选择对话框中选择好所需精度, 输入IGES 文件路径后, 点击【OK】按钮完成IGES 文件导入。7.3 利用ANSYS对输出轴进行有限元受力分析由前面的分析可知,输出轴是变速器中重要的结构件,受力条件较恶劣。所以利用有限元对变速器进行分析时,主要分析输出轴即可。7.4 输出轴有限元受力分析变速器输出轴的主动花键及被动花键均向输出轴施加两对力,它们构成两对大小相等、方向相反的力偶。这两对力偶矢量处于主动轴与被动轴所决定的平面内,则构成两力偶的力均处于输出轴轴线平面内。通过PRO/E与ANSYS建立的通道导入ANSYS进行分析如图7.4所示。图7.4 PRO/E导入ANSYS通道1、定义属性 单元属性主要包括:单元类型、实常数、材料常数。典型的实常数包括:厚度、横截面面积、高度、梁的惯性矩等。材料属性包括:弹性模量、泊松比、密度、热膨胀系数等。这次定义属性只用到其中的几项。(1)Preferences/Structural;(2)Preprocessor/Element Type/ADD Edit Delete/Library of Element Types 第一对话框选择Structural Solid,第二对话框选择Tet 10node 187;(3)Preprocessor/MaterialProps/MaterialModels/Structural/Linear/Elastic/Isotropic/输入EX(弹性模量)值,输入PRXY(泊松比)值。输出轴的材料选用,材料的属性如表7.1所示。表7.1 的材料属性弹性模量(GPa)泊松比抗拉强度(MPa)密度(g/cm)2120.28910807.862、网格划分 ANSYS为用户提供了两种常用的网格划分类型:自由和映射。自由划分,体现在没有特定的准则,对单元形状无限制,生成的单元不规则,基本适用于所有的模型。自由网格生成的内部节点位置比较随意,用户无法控制。映射网格划分要求面或体形状满足一定规则,它生成的单元形状比较规则,适用于形状规则的面和体。这次主要采用自由网格划分,轴模型自由划分可采用以下两种途径,大家可以观察划分的网格有何区别。途径一:划分网格:Meshing/MeshTool选中Smart Size复选框(精度从1到10,1为最高,网格最细,但划分耗时长,一般设为5),单击Mesh/Pick All;途径二:划分网格:Meshing/Size Cntrls/ManualSize/Global/Size,密度为20。此次分析采用途径对输出轴进行划分,为了提高划分速度,精度取8,划分后效果如下图7.5所示。 图7.5 输出轴网格划分3、约束、加载求解 ANSYS中载荷(Loads)包括边界条件和模型内部或外部的作用力。在结构分析中,载荷主要有:位移、力、压力、弯矩、温度和重力。载荷主要分为六大类:DOF约束(自由度约束)、力(集中载荷)、表面载荷、体载荷、惯性力及耦合场载荷。DOF约束(DOF constraint):用户指定某个自由度为已知值,在结构分析中约束是位移和对称边界条件。力(集中载荷)(Fome):施加于模型节点的集中载荷,如结构分析中的力和力矩。表面载荷(SurfaceLoad):作用在某个表面上的分布载荷,如结构分析中的压力。体载荷(Body loads):作用在体积或场域内,如结构分析中的温度和重力。惯性载荷(Inertia loads):结构质量或惯性引起的载荷,如重力加速度、角速度和角加速度,主要在结构分析中使用。耦合场载荷(Coupled-field loads):它是一种特殊的情况,从一种分析中得到的结果用作另一种分析的载荷,如热分析中得到的节点温度可作为结构分析中的体载荷施加到每一个节点 。 对剪刀式举升机结构进行分析时我们进行面力分析,即加的为表面载荷。加载步骤如下:(1)Solution/Analysis Type/New Analysis/Static;(2)Solution/Define Loads/Apply/Structural/Displacement/On Areas;选择轴的两个端面进行约束,这里有ALL DOF(全约束)、UX(X方向位移)、UY(Y方向位移)、UZ(Z方向位移)、ROTX(X方向旋转)、ROTY(Y方向旋转)、ROTZ(Z方向旋转),根据实际分析,应用ALL DOF(全约束);7.4.1 第一挡、倒档花键有限元受力分析Solution/Define Loads/Apply/Structural/Pressure/On areas加载压强的大小(注意方向),转矩T最大=时产生的压强值: 图7.6 输出轴第一挡、倒档花键约束和受载(1) 约束和受载如图7.6所示 (2)求解Solve/CurrentLS/Ok/Close。(3)查看结果及分析查看变形结果: General PostProc/Plot Results/Deformed Shape/Ok;(变形结果可动画演示:PlotCtrls/Animate/ Deformed Shape/Ok,可直观观察轴的变形情况)General PostProc/Plot Results/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/DOF Solution;总变形如面分析下图。 图7.7 总变形情况变形量分析:从图中可以看出总方向最大变形为0.110072mm,可见输出轴的变形量很小,充分满足刚度要求。查看应力结果:General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX,SEQV(综合应力);应力结果分析:数值显示,蓝色部位应力值最小,红色部位应力值最大。综合应力最大值为346MPa。的抗拉强度为1080Mpa,无论是单个方向的最大应力,还是综合应力值均充分满足强度要求。通过有限元分析可知,所设计的输出轴第一挡、倒挡花键及选用的材料均符合要求。图7.8 综合应力情况7.4.2 第二挡、三挡花键有限元受力分析Solution/Define Loads/Apply/Structural/Pressure/On areas加载压强的大小(注意方向),转矩T最大=时产生的压强值: (1)约束和受载如图7.9所示 图7.9 输出轴第二挡、三档花键约束和受载(2)求解Solve/CurrentLS/Ok/Close。(3)查看结果及分析查看变形结果: General PostProc/Plot Results/Deformed Shape/Ok;(变形结果可动画演示:PlotCtrls/Animate/ Deformed Shape/Ok,可直观观察轴的变形情况)General PostProc/Plot Results/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/DOF Solution;总变形如面分析下图。图7.10 总变形情况变形量分析:从图中可以看出总方向最大变形为0.169304mm,可见输出轴的变形量很小,充分满足刚度要求。查看应力结果:General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX,SEQV(综合应力);应力结果分析:数值显示,蓝色部位应力值最小,红色部位应力值最大。综合应力最大值为229MPa。的抗拉强度为1080Mpa,无论是单个方向的最大应力,还是综合应力值均充分满足强度要求。通过有限元分析可知,所设计的输出轴第二挡、三挡花键及选用的材料均符合要求。图7.11 综合应力情况7.4.3 第四挡、五挡花键有限元受力分析Solution/Define Loads/Apply/Structural/Pressure/On areas加载压强的大小(注意方向),转矩T最大=时产生的压强值: 图7.12 输出轴第四挡、五档花键约束和受载(1)约束和受载如图7.12所示 (2)求解Solve/CurrentLS/Ok/Close。(3)查看结果及分析查看变形结果: General PostProc/Plot Results/Deformed Shape/Ok;(变形结果可动画演示:PlotCtrls/Animate/ Deformed Shape/Ok,可直观观察轴的变形情况)General PostProc/Plot Results/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/DOF Solution;总变形如面分析下图。图7.13 总变形情况变形量分析:从图中可以看出总方向最大变形为0.143115mm,可见输出轴的变形量很小,充分满足刚度要求。查看应力结果:General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX,SEQV(综合应力);应力结果分析:数值显示,蓝色部位应力值最小,红色部位应力值最大。综合应力最大值为90MPa。的抗拉强度为1080Mpa,无论是单个方向的最大应力,还是综合应力值均充分满足强度要求。通过有限元分析可知,所设计的输出轴第四挡、五挡花键及选用的材料均符合要求。图7.14 综合应力情况7.4.4 第六挡、七挡花键有限元受力分析Solution/Define Loads/Apply/Structural/Pressure/On areas加载压强的大小(注意方向),转矩T最大=时产生的压强值: 图7.15 输出轴第六挡、七档花键约束和受载(1)约束和受载如图7.15所示 (2)求解Solve/CurrentLS/Ok/Close。(3)查看结果及分析查看变形结果: General PostProc/Plot Results/Deformed Shape/Ok;(变形结果可动画演示:PlotCtrls/Animate/ Deformed Shape/Ok,可直观观察轴的变形情况)General PostProc/Plot Results/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/DOF Solution;总变形如面分析下图。图7.16 总变形情况变形量分析:从图中可以看出总方向最大变形为0.039929mm,可见输出轴的变形量很小,充分满足刚度要求。查看应力结果:General PostProc/Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Stress/SX,SEQV(综合应力);应力结果分析:数值显示,蓝色部位应力值最小,红色部位应力值最大。综合应力最大值为70.9MPa。的抗拉强度为1080Mpa,无论是单个方向的最大应力,还是综合应力值均充分满足强度要求。通过有限元分析可知,所设计的输出轴第四挡、五挡花键及选用的材料均符合要求。 图7.17 综合应力情况7.5 本章小结本章将Pro/E三维建模后的图形导入ANSYS环境中,利用ANSYS有限元分析软件对变速器中主要受力部件输出轴的刚度和强度进行静态分析,根据有限元的分析结果图,我们能够很清晰的看到轴及花键的变形和应力状况,验证设计内容是否合理。软件ANSYS有限元分析与研究,为汽车变速器产品的设计、技术开发方面提供更多的理论参考,进一步提高汽车变速器的稳定性和可靠性,提高产品的市场竞争力。结 论这次毕业设计主要完成了变速器传动方案的确定,变速器各挡传动比的分配,齿轮参数的选择,变速器各挡齿轮齿数分配,变速器齿轮的设计计算,变速器轴和轴承的设计计算,同步器及箱体的设计以及利用AutoCAD画装配图和零件图、利用ANSYS进行有限元分析等设计。由于本次设计的项目在国内外都是成熟的技术,这次设计的目的是为了了解设计的方法、设计过程以及一些设计理念。本次设计以重型货车变速器设计为题。主要是对变速器的两大主要元件轴和齿轮的设计计算。在机械式变速器中,这两大元件对变速器的工作起了主要作用,通过改变齿轮组的啮合组合的不同从而改变了传动转速。在设计过程中通过运用材料力学的知识,对轴和齿轮进行了力学分析、校核计算以及选择合理的材料和热处理方法。变速器在换档过程中的另一个重要元件式同步器,它能保证平稳地从一个档位换入另一个档位,从而防止了冲击,避免了齿轮因换档角速度不同而使齿轮损坏,其次对操纵机构和箱体进行了设计以及对图纸的绘制等设计工作,从而更好的完成本次毕业设计。致 谢毕业设计已经接近尾声,作为一个本科生的毕业设计,由于经验的匮乏,难免有许多考虑不周全的地方,如果没有导师的督促指导,以及一起工作的同学们的支持,想要完成这个设计是难以想象的。还要感谢汽车系的每一位老师,是你们诲人不倦的悉心教导,使我们的专业知识得到了四年的积淀,感谢你们对我们的成长所作出的贡献。在毕业设计过程中,我得到了崔老师的亲切关怀和耐心的指导。他严肃的科学态度,严谨的治学精神,精益求精的工作作风,深深地感染和激励着我。从课题的选择到项目的最终完成,崔老师都始终给予我细心的指导和不懈的支持。除了敬佩老师的专业水平外,他的治学严谨和科学研究的精神也是我永远学习的榜样,并将积极影响我今后的学习和工作。在此谨向崔老师致以诚挚的谢意和崇高的敬意。本次毕业设计凝聚了汽车系所有老师的辛勤汗水,从开始进入课题到论文的顺利完成,有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助,在这里请接受我诚挚的谢意!最后我还要感谢汽车系和我的母校黑龙江工程学院四年来对我的栽培。在此向汽车系以及我的母校所有的老师表示由衷的谢意。参考文献 1 郭新华. 汽车构造M.北京:高等教育出版社,2002.2 王望予. 汽车设计M.第3版.北京:机械工业出版社,2000.3 成大先. 机械设计手册M北京:化学工业出版社,2004. 4 王黎钦. 机械设计M.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社2008. 5 余志生. 汽车理论M.第2版.北京:机械工业出版社,20086 石允国. 汽车变速器的现状与前景J.机械研究与应用, 2007.7 王连明. 机械设计课程设计M.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社2005.8 吴定才. 东风系列汽车零配件通用互换实用手册.北京:国防工业出版,2005.9 韦志林. 汽车变速器轴承寿命的校核计算J. 广西工学院学报,2000.10 余志生. 汽车理论M.第3版.北京:机械工业出版社,2000.11 王春香. 基础材料力学M.北京:科学出版社,2007.12 冯渊. 毕业设计指南J.南京:南京大学出版社,2006.13 刘品. 机械精度设计与检测基础M.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,200714 Friedrich Ehrlinger.Comprehensive analysis of transmission system of automobile transmission J. Analysis of auto parts,2007.15 Yasuo shimizu ,Toshitake kawai. Development of electric power steering J. WarrendalePA: SAE paper no,2004. 16 sebulke a the two-mass flywheel-a torsional vibration damper for the power trainofpassengerdevelopment(SAE870394)J.warrendalePA: SAEtransaction,2007. 附 录附录A 英文文献Transmission descriptionTransmission gearboxs function the engines output rotational speed is high, the maximum work rate and the maximum torque appears in certain rotational speed area. In order to display engines optimum performance, must have a set of variable speed gear, is coordinated the engine the rotational speed and wheels actual moving velocity. The transmission gearbox may in the automobile travel process, has the different gear ratio between the engine and the wheel, through shifts gears may cause the engine work under its best power performance condition. Transmission gearboxs trend of development is more and more complex, the automaticity is also getting higher and higher, the automatic transmission will be future mainstream.Automotive Transmissions mission is to transfer power, and in the process of dynamic change in the transmission gear ratio in order to adjust or change the characteristics of the engine, at the same time through the transmission to adapt to different driving requirements. This shows that the transmission lines in the automotive transmission plays a crucial role. With the rapid development of science and technology, peoples car is getting higher and higher performance requirements, vehicle performance, life, energy consumption, such as vibration and noise transmission depends largely on the performance, it is necessary to attach importance to the study of transmission.Transmission gearboxs pattern the automobile automatic transmission common to have three patterns: Respectively is hydraulic automatic transmission gearbox (AT), machinery stepless automatic transmission (CVT), electrically controlled machinery automatic transmission (AMT). At present what applies is most widespread is, AT becomes automatic transmissions pronoun nearly. AT is by the fluid strength torque converter, the planet gear and the hydraulic control system is composed, combines the way through the fluid strength transmission and the gear to realize the speed change bending moment. And the fluid strength torque converter is the most important part, it by components and so on pump pulley, turbine wheel and guide pulley is composed, has at the same time the transmission torque and the meeting and parting function. And AT compare, CVT has omitted complex and the unwieldy gear combination variable transmission, but is two groups of band pulleys carries on the variable transmission. Through changes the driving gear and the driven wheel transmission belts contact radius carries on the speed change. Because has cancelled the gear drive, therefore its velocity ratio may change at will, the speed change is smoother, has not shifted gears kicks the feeling. AMT and the hydraulic automatic transmission gearbox (AT) is the having steps automatic transmission equally. It in the ordinary manual transmission gearboxs foundation, through installs the electrically operated installment which the microcomputer controls, the substitution originally couplings separation which, the joint and the transmission gearbox completes by the manual control elects to keep off, to shift gears the movement, realizes fluid drive. Manual transmission gear mainly uses the principle of deceleration. Transmission within the group have different transmission ratio gear pair, and the car at the time of shift work, that is, through the manipulation of institutions so that the different transmission gear pair work. Manual transmission, also known as manual gear transmission, with axial sliding in the gears, the meshing gears through different speed to achieve the purpose of torque variation. Manual shift transmission can operate in full compliance with the will of the driver, and the simple structure, the failure rate is relatively low, value for money. Automatic transmission is based
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