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中型 载货 汽车 变速器 设计

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中型载货汽车变速器设计,中型,载货,汽车,变速器,设计

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广西工学院毕业设计(论文)任务书课题名称 中型载货汽车变速器设计系 别 汽车工程系专 业 车辆工程 班 级 车辆083 学 号20000205114 姓 名陈鹏指导教师 2012 年 02 月 13日教研室主任 2012年 02 月 13日系 主 任 2012年 02 月 13日二一二年二月十三日一、课题的主要内容和基本要求参数：发动机最大扭矩（N.m）：355; 一档传动比：6.28 ; 主减速器减速比：5.6要求:采用中间轴式、全同步器换档。本次设计要求：对各档齿轮的接触强度、弯曲应力及轴的强度、刚度进行校核计算。设计工作量:1、集资料、进行方案论证、结构分析，确定合理的结构方案。2、选择正确的参数，对变速器的强度及刚度进行校核计算。3、三维建模，变速器结构图；绘CAD图（A1）一张。4、设计中的计算要求编程，上机计算，打印程序、结果。5、英译中大于5000字符（折合中文约大于3000字）。 6、设计说明书应包括：目录、中、英文摘要、设计说明、方案论证、计算过程、结论、毕业设计完成情况的自我评价及其它说明。要求大于1.2万字。二、进度计划与应完成的工作：第四周：进行方案论证。第五、六周：齿轮设计与校核（含编程计算）及各轴传动方案确定与各轴的定位。第七、八周：轴尺寸的确定，轴承、花鍵的选择，轴及花鍵的校核，同步器的设计。第九、十、十一、十二周：完成三维设计数模及设计图纸。第十三、十四周：整理完成说明书；进行外文翻译；检查图纸及设计说明书，订正错误。为答辩做好充分准备。三、完成期限：2012、05、18四、主要参考文献、资料：汽车构造、汽车理论、汽车设计、机械零件、材料力学，现代汽车设计手册、机械零件设计手册、汽车底盘图册广西科技大学（筹）毕业设计（论文）说明书课题名称：中型货车变速器设计（5+1档）（直接操纵， 锁环式同步器，倒档换档方式为输出轴滑动齿轮换档）系 别： 汽车与交通学院 专 业： 车辆工程 班 级： 车辆083班 学 号： 200800205114 姓 名： 陈鹏 指导教师： 黄雄健 二0一二年 五 月 十八 日摘 要本次中型货车变速器的设计，主要目的是检验大学四年的学习成果以及为将来的工作打下坚实的基础。文中阐述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了了大量的调查研究，并进行了初步的方案论证，根据设计要求决定选用了三轴式五档变速器，中间轴采用旋转式，倒档的换档方式采用二轴上滑动齿轮换档，其他档位采用同步器换档，根据中型货车的要求，操纵机构选用远距离操纵。说明并论证了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表、齿轮材料的选择、齿轮的强度计算、强度校核，轴的设计及强度刚度校核，轴的材料选择，轴承的选择，花键的选择和校核。并简单介绍了变速器的拆装顺序，以及对本次设计做出总结。本次设计，计算机绘制1张A1号图纸，绘制1份三维图，翻译外文资料1份，编写VB语言程序1份，以及编辑说明书1份关键词：变速器，设计，三轴式，倒档轴ABSTRACTThe design of this medium truck transmission, the main purpose is to test the results of four years of study in the university and lay a solid foundation for the future work.This design explained the function of the transmission and design requirements, had the transmission a large number of surveys and studies, and conducted a preliminary studies program. According to the design requirement to choose a three-axis 4th speed transmission and the fixed middle shaft, the reverse stall used to shift the gear on the reverse gear shaft, the other stalls used Synchronizer shift, according to the design requirements of the medium truck,the manipulation agencies use remote control. Noted and demonstrated that the transmission parameters, the calculations and the list of gear geometry parameters,the gear material selection,gear strength and strength check, the design of the shaft and stiffness and strength check,shaft material selection, bearing selection,spline options and check.And briefly introduce the transmission disassembly sequence, as well as a summary of this design.This design, includes a No.1 diagram papers and a 3D model by computer, translating a foreign information, preparing VB Programming Language, and edit a manual.Keyword: transmission, design, three-axis, the reverse gear shaft目 录前言.,.1第1章 变速器的功用和要求.,2第2章 变速器的方案论证.32.1 变速器类型选择及传动方案设计.32.1.1 结构工艺性.32.1.2变速器的径向尺寸.32.1.3 变速器齿轮的寿命.32.1.4 变速器齿轮的传动效率.42.2 变速器传动机构的分析.42.2.1 换挡机构形式的选择.42.2.2 倒档形式及布置方案.42.3 变速器操纵机构方案分析.62.4 变速器传动方案的设计.6第3章 变速器设计计算.103.1 变速器主要参数的选择.103.1.1传动比的选择.103.1.2中心距A.103.1.3齿轮参数选择.103.1.4各档齿轮齿数的确定.113.2 齿轮的强度校核.243.2.1齿轮的损害形式.243.2.2圆柱齿轮强度的简化计算.25第4章 变速器轴的设计计算.284.1轴的功用及设计要求.284.2 初选轴的直径.284.3 轴的机构形式.304.4轴的受力分析.314.5轴的强度计算及校核.324.6轴的刚度计算及校核.364.7轴上花键的设计.37第5章 变速器轴承的选择.395.1 几种轴承的特点.395.2 类型的选择.39第6章 变速器同步器的设计.416.1 同步器的类型.416.2 同步器的原理.416.3同步器主要参数的确定.41第7章 变速器总成的拆装顺序.437.1 变速器的装配顺序.437.2 变速器的拆卸.437.3 变速器总成装配应注意的问题.44总结.45致谢.46参考文献.47附录程序及结果.48 广西科技大学（筹）2012届毕业设计说明书前 言汽车作为商品在世界各地都有广阔的市场，又因为生产批量大个给企业带来丰厚的利润。汽车的多样性可以满足各种生产生活的需求，而更重要的是，汽车工业的发展带动了许多相关产业的发展，比如钢铁、石油、橡胶、塑料、机床、道路、汽车销售、运输、交通管理、金融业等等一系列产业的发展，解决了大批人员的就业问题。汽车作为我国的支柱产业，其重要性不言而喻，而变速器作为汽车的核心部件之一，在很大程度上决定了汽车的性能，因此设计出一款结构合理、制造成本适中、轮廓尺寸和质量尽可能小的变速器也就是重中之重。本次的毕业设计主要是考察我们即将毕业的大学生在这四年里所学的专业知识，同时也是将所有的科目进行一次综合性的考核，可以让我们清楚的知道自己在大学中到底学到了多少知识，以及对各科目知识的运用能力，这些对我们以后走上工作岗位都是有着积极的意义。本人的设计题目是： 中型货车变速器设计（51）档设计工作量:1、集资料、进行方案论证、结构分析，确定合理的结构方案。2、选择正确的参数，对变速器的强度及刚度进行校核计算。3、三维建模，变速器结构图；绘CAD图（A1）一张。4、设计中的计算要求编程，上机计算，打印程序、结果。5、英译中大于5000字符（折合中文约大于3000字）。 6、设计说明书应包括：目录、中、英文摘要、设计说明、方案论证、计算过程、结论、毕业设计完成情况的自我评价及其它说明。要求大于1.2万字。设计参数:发动机最大扭矩：355（N.m）; 一档传动比：6.28 ; 主减速器减速比：5.6。要求：1、 方案合理，结构正确，满足变速器的功用；2、 设计计算准确，达到强度、刚度、寿命及其它指标；3、 运用编程计算，计算机绘图；4、 说明书内容完整，图纸表达清楚，英文翻译文理通畅。最后，由于本人的设计经验和知识水平有限，在设计中出现的问题敬请各位老师和同学的指正。 编者：陈鹏 2012.5第1章 变速器的功用和要求 现代汽车采用的活塞式内燃发动机转矩变化范围较小，不能适应汽车在各种条件下阻力变化的要求，因此在汽车传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应汽车在各种条件下行驶的需要。而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒车；还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。变速器的功用：（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；（2）在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；（3）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。因此变速器通常还设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空挡，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输出。为保证变速器具有良好的工作性能，设计变速器必须满足以下的使用条件和基本要求：（1）应该合理地选择变速器的档数和传动比，使汽车具有良好的动力性和经济性；（2）工作可靠，在使用过程中不应该有自动跳档、脱档和换档冲击现象发生；此外，还不允许出现误挂倒档的现象；（3）操纵轻便，以减轻驾驶员的劳动强度；（4）传动效力高、噪音小。为了减少齿轮的啮合损失，应设有直接档。此外合理地齿轮形式以及结构参数，提高其制造和安装精度，都是提高效率和减小噪声的有效措施。 （5）结构紧凑，尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。（6）制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；（7）贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求，遵守有关标准规定；（8）需要时应设置动力输出装置。 第2章 变速器的方案论证2.1 变速器类型选择及传动方案设计变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式的。有级变速器根据前进档档数的不同，可以分为三、四、五档和多档变速器；而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线（行星齿轮）式和综合式的。其中，固定式变速器应用较广泛，又可分为两轴式，三轴式和多轴式变速器。现代汽车大多都采用三轴式变速器或者两轴式。对发动机前置前轮驱动的轿车，如变速器传动比小，则常采用两轴式变速器。以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。要采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：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档均为一对齿轮副，而三轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，三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档齿轮副大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此，小齿轮工作寿命比大齿轮要短。三轴式变速器的各前进档均为常啮合齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因此寿命比较接近。在直接档时，齿轮只是空转，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，但是仍要有一对齿轮传动，因而有功率损失。而三轴式变速器，可以将输入轴和输出轴直接相连，得到直接档，因而传动效率高，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，这样可将变速器和主传动器组成一个整体，使传动系的结构紧凑，汽车得到较大的有效空间，便于汽车的总体布置。因此，近年来在欧洲的轿车中采用得比较多。而中、重型载货汽车则多采用三轴式变速器。综上，世上没有最好的方案，而只有最想对最适合的方案，显然.两轴式很适合用在轿车上，而三轴式则适合用在货车上，所以在这里我选择三轴式作为最终的方案。 2.2 变速器传动机构的分析根据第一节所述，采用中间轴式变速器，在各档数相同的条件下，各变速器的差别主要在常啮合齿轮对数，换档方案和倒档传动方案。2.2.1、换档结构形式的选择目前，汽车上的机械式变速器的换档结构形式有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种。（1）滑动齿轮换档通常是采用滑动直齿轮换档，但也有采用滑动斜齿轮换档的。滑动直齿轮换档的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换档时齿端面承受很大的冲击会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换档方式一般仅用在一档和倒档上。（2）啮合套换档用啮合套换档，可以将结构为某传动比的一对齿轮，制造成常啮合的斜齿轮。用啮合套换档，因同时承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换档，因此它们都不会过早损坏，但是不能消除换档冲击，所以仍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，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯量增大。因此，这种换档方法目前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。这是因为重型货车档位间的公比较小，要求换档手感强，而且在这种车型上又不宜使用同步器（寿命太短，维修不便）。（3）同步器换档现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档，与操作技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性。同上述两种换档方法相比，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点，但仍然得到广泛应用。近年来，由于同步器广泛使用，寿命问题已得到基本解决。上述三种换档方案，可同时用在同一变速器中的不同档位上，一般倒档和一档采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式，对于常用的高档位则采用同步器或啮合套.本次设计方案二、三、四、五档采用同步器换档，一档和倒档使用输出轴上滑动直齿轮换档。2.2.2、倒档形式及布置方案倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。图2.1常见的倒档结构方案有以下几种：方案1.（如图2.1a）所示）在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。方案2.（如图2.1b）所示）此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。方案3.（如图2.1c）所示）此方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点是换档程序不合理。方案4.（如图2.1d）所示）此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速器中使用。方案5.（如图2.1e）所示）此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。方案6.（如图2.1f）所示）此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便。方案7.（如图2.1g）所示）为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些，一般3、4、5、6、7五种方案用于五档变速器。综合考虑，本次设计采用输出轴上直齿滑动换入倒档换档方式。其优点是：结构简单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低。但换档时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。2.3 变速器操纵机构方案分析变速器操纵机构的功用变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求（1）要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁;（2）要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度;（3）应使驾驶员得到必要的手感。变速杆的布置 操纵机构按变速杆相对于变速器的位置可分为直接操纵与远距离操纵，现在对这两种操纵形式进行分析并确定本次设计/的方案。 （1）直接操纵手动换档：是最简单的操纵方案，在各种类型的汽车得到了广泛的应用。其传统的布置方法是将变速杆安装在变速器盖上并由驾驶座椅旁的地板伸出，以便司机可直接用手操纵变速杆进行换档。只有当变速器布置在驾驶座位附近时直接操纵才能实现。起优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵结构简化，但它要求各档换档行程相等。 （2）远距离操纵手动换档：用于当变速器不止得离驾驶座椅较远时，这时需要通过杆系等换档传动机构操纵变速器。这种杆系传动机构应该有足够的刚性，且各连接件间的间隙应尽量小，否则换档手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速杆支座应固定在受车架变形，汽车振动影响比较小的地方，最好将换档传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利的影响。 比较直接操纵和远距离操纵的特点和优劣，本次设计优先采用直接操纵手动换档。换档位置设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点：（1）按换档次序来排列 ；（2）将常用档放在中间位置，其它档放在两边；（3）为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，有时于1档组成一排。2.4 变速器传动方案的设计各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排，应考虑以下四个方面的要求：整车总布置根据整车的总布置，对变速器输入轴与输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。比如说是该车是采用发动机前置前驱动还是发动机前置后驱动等等，这些问题都牵连着变速器的设计方案。驾驶员的使用习惯人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档，如下图b和c。值得注意的是倒档，虽然它是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。例如在四档变速器中采用的基本序列组合方案有三种，见图2.2。其中b和c是倒档与序列不结合的方案，即挂档时，需先换位再挂倒档。倒档与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者如布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。按习惯，倒档最好与序列不结合。否则，从安全考虑，将倒档与一档放在一起较好。 图 2.2 根据以上的要求，本次设计的档位布置方案为如图2.3所示： 图 2.3图2.4 操纵机构总览提高平均传动效率为提高平均传动效率，在三轴式变速器中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位设置成直接档。改善齿轮受载状况各档齿轮在变速器中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。 本次设计传动方案如图2.5所示传动路线：档：一轴12中间轴109二轴输出档：一轴12中间轴875和7间的同步器二轴输出档：一轴12中间轴655和7间的同步器二轴输出档：一轴12中间轴431和3间的同步器二轴输出档：一轴1和3间的同步器5和7间的同步器二轴输出R档：一轴12中间轴1011129二轴输出 图2.5 第3章 变速器设计计算3.1 变速器主要参数的选择3.1.1、传动比的选择实际上变速器的各档传动比之间的比值并不是正好相等的，也就是说不是按照等比技术来进行分配。主要考虑到汽车大部分时间都是用高档位行驶。额中型货车的1，2,3档的总利用率仅仅为百分之十到百分之十五.这次我采用3,4.5档之间的比值较小的传动比分配方案,如下：=1.0， =;1.3=1.93 ;=3.48;=6.28 3.1.2、中心矩A对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A初选中心矩A时，可根据经验公式计算A=Ka(Memaxi1g)1/3 (汽车设计第四版P90) Ka 中心矩系数：Ka=8.69.6,取9.1； 变速器一档传动比=5.86； 变速器传动效率：取g96；Memax 发动机的最大输出转矩，Memax=378单位为（Nm）；A116mm初取A=116mm3.1.3、齿轮参数选择（1）模数的选择影响齿轮模数的选取因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数。对货车，减少质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数=4.0；直齿轮模数取.=4.5。啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器中的结合齿模数相同。其取用范围是：=2.03.5mm；选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。（2）压力角的选择压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为重合度以降低噪声，应采用14.5，15，16，16.5等小些的压力角；对货车，为提高齿轮的承载能力，应选用22.5或25等大些的压力角，实际上，因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。（3）螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿合重合度增加，工作平稳，噪声低。随着增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30时，抗弯强度急剧下降。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围：18-26。初选，（4）齿宽b 齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿强度和齿轮工作时受力的均匀程度。通常根据模数m（mn）来选择齿宽：直齿：b=Kcm, Kc为齿宽系数，取4.58.0斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.08.5； *直齿 初选b9=26mm, b10=26mm, b11=26mm b12=26mm*斜齿 b1=24mm, b2=24mm, b3=24mm, b4=24mmb5=24mm, b6=24mm, b7=24mm, b8=24mm而最终的齿宽由齿轮强度校核时确定3.1.4各档齿轮齿数的确定档齿轮的齿数确定（=25）（1）、直齿=2A/m=2116/4.5= 51.55由=+进行大小齿轮齿数分配，为使/的传动比更大些，货车可在1217之间取。所以取=14 ； =-=51-14=37 （2）、对A进行修正A=*m/2=51*4.5/2=114.75取A=115mm（3）、确定常啮合传动齿轮副的齿数/6.26*14/37=2.3686 （3-1）由A=(+)/2cos25=115可得+=2Acos25/=2115cos25/4.0=52.11 （3-2）根据上述两式可求出 =15.47；=36.64圆整后取 =15；=37图3.1 Z1图3.2 Z2（4）、修正 = （）/（） = 37*37/15/14 = 6.519=（6.519-6.28）/6.28*100%=3.8%5% （合格）（5）、修正螺旋角由(+)/（2cos） 得arccos(+)/（2A）=25.2641图3.3 Z9图3.4 Z10档齿轮的齿数确定（=20） （1）、二档齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同，因此有/=/ 3.48*15/37=1.4108 （3-3）而 A=（+）/（2cos）可得 + =（2cosA）/ =（2cos20115）/4.0=54.68 （3-4）解上述两个方程式可求出 =31.99 =22.68圆整后取 =31； =23（2）、修正=（）/（） =37*31/15/23=3.3246=（3.48-3.3246）/3.48100%=4.4 5（合格）（3）、修正arccos (+)/（2A） = arccos 4.0（31+23）/（2115）=20.093967 从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：tg/tg=/(+)（1/）tg/tg=1.290034/(+)（1/）=1.120 |1.290034-1.120|=0.1700.5两者相差不大，近似认为轴向力平衡。图3.5 Z7图3.6 Z8档齿轮的齿数确定（=20 ） （1）/=/ =1.93*15/37 =0.78243 （3-5） 而 A=（）/（2cos）可得=(2cosA）/=54.68 （3-6）解上述两个方程式可求出 =24 ； =30.68圆整后取 =23 ； =31（2）修正=/=37*23/15/31=1.83011=（1.93-1.83011）/1.93100%=0.49 5（合格）（3）修正arccos (+)/（2A） = arccos 4.0（31+23）/（2115）=20.093967 从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：tg/tg=/(+)（1/）tg/tg=1.29/(+)（1/）=1.239 |1.291.239|=0.050.5两者相差不大，近似认为轴向力平衡。图3.7 Z5图3.8 Z6档齿轮的齿数确定（=20） （1）/=/ =1.315/37 =0.527 （3-7）而 A=（）/（2cos）可得=(2cosA）/=54.68 （3-8）解上述两个方程式可求出 =18.86 ； =35.8圆整后取 =19 ； =35（2）修正=/=37*19/15/35=1.34=（1.34-1.30）/1.30100%=3.1 5（合格）（3）修正arccos (+)/（2A）=20.093967从抵消或减少中间轴的轴向力出发，齿数还必须满足下列关系式：tg/tg=/(+)（1/）tg/tg=1.29/(+)（1/）=1.098 |1.290.098|=0.190.75； 花键齿数。 许用挤压应力按机械设计手册推荐，当时，认为挤压强度符合要求。花键配合选择 第一轴上与离合器从动盘毂相配之花键，采用矩形花键者，外径定心，外径表面磨削。采用渐开线花键者，齿侧面定心，滑动配合。 第二轴上装同步器齿毂的花键，配合较紧，装配时常用木榔头轻压，为保证装配精度，多采用大外径定心，轴上花键大径磨削，齿毂一般采用中碳钢或中碳合金钢，内孔不必热处理，因而内花键大径精度能够保证。第二轴输出轴花键用矩形花键者外径配合，用渐开线花键者齿侧面定心。当采用滑动齿轮挂档时，花键配合应保证滑动自如。中间轴上齿轮非整体式时，齿轮与轴连接方式可用单键（矩形或半圆键）或双键（对分双键）与齿轮和轴紧配合联接，也可采用过盈配合连接。由于本次设计中间轴齿轮采用宝塔齿轮，所以中间轴是光轴，不设花键。第5章 变速器轴承的选择5.1、几种轴承的特点：(1）、圆锥滚子轴承：可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷（30000型以径向为主，30000B型以轴向载荷为主）。内外圈可以分离，安装时可以调整轴承的游隙。一般成对使用，对称安装。(2）、深沟球轴承：主要承受径向载荷，也同时承受少量双向轴向载荷。在高速时，可以用来承受纯轴向载荷。工作中允许内外圈轴线偏斜量。摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差，适用于高速场合。(3）、角接触球轴承：可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷，公称接触角有15、25、40三种，越大，轴向承载能力也越大。由于一个轴承只能承受单向的轴向力，因而，一般成对使用，对称安装。适用于转速较高，同时承受径向和轴向载荷场合。（四）、滚针轴承： 径向尺寸紧凑切承载能力很大，价格低廉。但不能承受轴向载荷，摩擦系数较大，不允许有偏斜。常用于径向尺寸受限制而径向载荷又较大的装置中。5.2、类型的选择选用轴承选择时，首先是轴承的类型，我国常用的标准轴承共分九种类型，下面是正确选择轴承类型时应考虑的几大因数：（1）轴承的载荷轴承所受载荷的大小，方向和性质是选择轴承的主要依据。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件是线接触，适宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中主要为点接触，适宜用于承受较轻的或中等的载荷。故在载荷较小时，应优先选用球轴承。根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。在轴承在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。（2）轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。从工作转速对轴承的要求看，可以确定以下几点：1、球轴承与滚子轴承比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。2、在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越轻小，运转时滚动体在外圈滚道上的离心惯性力也就越小，因而也就更加适合于在更高的转速下工作，故在高速时，宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。重及特重系列的轴承，只用于低速重载的场合。如用一个轻系列轴承而承载能力达不到要求时，可考虑采用宽系列的轴承，或者把两个轻系列的轴承并装在一起使用。3、保持架的材料与结构对轴承的转速影响极大。实体保持架比冲压保持架允许更高一些的转速。4、推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大时，可以采用角接触球轴承承受纯轴向力。5、若工作转速略超过样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙，选用循球润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的高速性能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速转动轴承。（3）轴承的调心性能轴承的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内外轴线发生倾斜。这时，应采用一定调心性的调心球轴承或调心滚子轴承。（4）轴承的安装和拆卸便于拆装也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。此外，轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求。如轴承的配置使用要求、游动要求等。综合考虑以上因素，本次设计第一轴后轴承为外座圈上带有止动槽的角接触球轴承。此轴承承受径向载荷和第一轴上的轴向载荷，为便于第一轴的拆装，通常后轴承的外圈直径选择得比第一轴齿轮的齿顶圆的直径大。由于本次设计中间轴采用固定式中间轴，所以在第二轴前端和固定式中间轴宝塔齿轮孔内采用滚针轴承，第二轴后端采用带止动槽的角接触球轴承。变速器第二轴上常啮合齿轮与第一轴之间采用滚针轴承，型号为RNA906，第一轴前端轴承及第二轴后端轴承均为角接触球轴承初选，型号为7210AC GB/T292-1994。中间轴处轴承为圆锥滚子轴承，型号为7208E。第6章 变速器同步器的设计在普通齿轮变速器中采用同步器，可以保证换档时齿轮啮合不受冲击，消除噪声，延长齿轮寿命使换档动作方便迅速，有利于改善换档品质，提高汽车的动力性和燃油经济性。6.1、同步器的类型同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换档的缺点，现已不用。得到广泛使用的是惯性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，因而能完善的完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。按结构分，惯性式同步器有锁环式、锁销式、滑块式、多片式和多锥式几种。虽然它们的结构不同，但都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。锁销式同步器的优点是零件数量少，摩擦锥面平均半径的较大，使使转矩容量增大。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。多锥式同步器多用于重型货车的主、副变速器及分动器中。综合以上考虑，本次设计选择锁环式同步器。6.2、同步器的工作原理同步器的换档过程由三个阶段组成。第一阶段：同步器离开中间位置，作轴向移动并靠在摩擦面上；第二阶段：来自手柄传至换档拨叉并作用在滑动齿套上的力，经过锁止元件又作用到摩擦面上；第三阶段：角速度差为零，摩擦力矩消失，而轴向力仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁止销上的斜面相对移动，从而使滑动套占据了换档位置。6.3、主要参数的确定（1）摩擦因数f摩擦因数f对换档齿轮和轴的角速度能达到相同有重要作用，摩擦因数大，换档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，为此，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素，但又因为螺纹垂直的泄油槽会削弱同步环，所以本次设计不予考虑。（2）锥面半锥角摩擦锥面半角越小，摸擦力矩越大，但过小则摩擦锥面将产生自锁现象。避免自锁的条件是tanf。一般取=6o8o, =6o时，摩擦力矩较大，但锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=7o时就很少出现咬住现象。因此取=7o（3）摩擦锥面平均半径RR设计得越大，则摩擦力矩越大，R往往受结构的限制，包括变速器中心矩及相关零件的尺寸和布置的限制以及R取大以后还会影响到同步环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R 取大些。（4）锥面工作长度b缩短锥面工作长度b，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下面公式计算确定b:b=Mm/2pfR2 式中：p摩擦面的许用压力（MPa）,对黄铜与钢摩擦副，p1.01.5Mpa；Mm摩擦力矩（N）；f为摩擦因数；R摩擦面平均半径（）.（5）同步环径向厚度同步环的径向厚度要受结构布置上的限制，包括变速器中心矩及相关零件，特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不宜取厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。（6）锁止角锁止角选取得正确，可以保证只有在换档的两个部分之间的角速度差达到零值才能进行换档影响锁止角选取的主要因素有摩擦因数f、摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半角。利用满足锁止条件的方程 推得结构锁止角在26 o42o范围内变化。 （7）同步时间t同步器工作时，要连接的两部分达到同步的时间越短越好除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步器时间有影响以外。变速器输入轴、输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力均对同步时间有影响。轴向力大，同步时间少。轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关为此，同步时间与车型有关。对货车，变速器高档取0.300.80，低档取1.00s1.50s。图6.1 同步器第7章 变速器总成的拆装顺序7.1、变速器的装配顺序 1）、将壳体内腔朝上放好，将中间轴总成从壳体上装入壳体内； 2）、一手持安装有限位卡片的倒档轴对准相应孔从壳体外插入壳体，同时另一手将倒档齿轮从壳体内套在轴上，并将轴固定在壳体相应孔中； 3）、将第二轴总成从一轴总成一轴轴泵孔内插入壳体，同时另一只手将一、二、三、四挡齿轮在壳体内套在第二轴上(或将整个第二轴总成装配后从壳体上方装入)； 4）、将第一轴总成装入壳体内，并通过滚针轴承与第二轴相连； 5）、用压力机将中间轴两端轴承及第一、第二轴后端轴承压入轴承孔中，并安好止动卡环； 6）、确定壳体前端盖调整垫片厚度，并将其同变速器前端盖(装有油封)一起，用螺栓固定在变速器壳体上，注意在安装前在壳体结合面上涂上密封胶；7）整片厚度，并将其同变速器后端盖(包括油封)一起，用螺栓固定在变速器壳体上，注意在安装前在壳体上结合面涂上密封胶，然后将手制动背板总成用螺栓固定在后盖上，然后将输出轴凸缘套在二轴上，且用锁紧螺母锁紧； 8）、将里程表从动齿轮安在后盖上； 9）、将选档摇臂总成，换档摇臂总成，叉压轴及拔叉按顺序安装入变速器上盖内，然后安装自锁和互锁零件，最后将整个上盖通过定位锁在壳体上定位，并用螺栓固好，坚固之前，应在壳体结合面上涂上密封胶； 10）、在取力窗口结合面上放上垫片，再用垫片盖板、螺栓封死； 11）、安装上其它零部件，如：防油塞、通气塞、离合器分离轴承等； 12）、变速器检验、气离性检验、清洁度检验；13）、变速器总成壳体外表面涂漆，加工面上外露部分涂防锈漆； 14）、钉铭牌； 15）、挂出厂合格证，入库。 7.2、变速器的拆卸 1）、把变速器挂入空档位置，拧去放油塞，将油放干净； 2）、拆下变速器前盖； 3）、拆下变速器上盖及取力窗盖板； 4）、拧去变速器后端的锁止螺母，拆下输出轴突缘及手制动鼓； 5）、拆下变速器后盖； 6）、拆下第一轴总成； 7）、拆下第二轴总成； 8）、拆下倒档轴总成； 9）、将接合套打下，把第二轴连同它上面的零件依次拆下，首先应拆下后端轴承； 10）、拆下中间轴总成； 11）、拆卸其它部件。 7.3、变速器总成装配应注意的问题 1）、注意装配顺序，不可颠倒，否则装配困难，或不符合装配要求； 2）、各档齿轮、轴承在装配时应抹油，以防卡死； 3）、装配过程中检验步骤要及时准确，以保证精确要求，防止返工。图7.1 变速器总装图总 结经过两个月的努力，我的毕业设计终于走到尾声。这次毕业设计是在我结束大学学习之际对我所学知识的一次大检阅。我觉得自己收获颇丰、受益匪浅,不但将四年来所学所有的专业知识融会贯通，而且在一些未知领域也进行了探索和研究，拓宽了知识面，并未今后的学习和工作奠定了坚实的基础。通过这次的毕业设计，我深入了解了汽车变速器的结构，基本掌握了变速器的设计方法并设计出了中型货车的五档变速器。但我知道，这还远远不能达到实际生产要求。因为我在实践方面经验几乎空白，对材料和制造工艺等方面知识掌握不足。当然，在这次设计过程中更重要的是发现了自己的很多不足与缺点，例如在设计齿轮时，虽然考虑到可能会出现的问题而老想着去避免，而导致现实总进度缓慢，自己还是过于悠游寡断了，而有的时候考虑问题也不够全面导致做了很多工作后才发现自己做错了致使要推倒重做，整个过程中遇到了种种困难最终在黄老师和同学的帮忙下纠正过来。总的来说，这次毕业设计不但极大的促进了我在知识运用方面的能力，更使我懂得应该如何解决设计过程中所遇到的问题，这应该就是我最大的收获吧。 致 谢这次设计得以顺利完成，首先得感谢老师和同学的大力支持和帮助，尤其是黄雄健老师的耐心教道，更让我收获颇丰，在此对她表示衷心的感谢。在做毕业设计的过程中，老师及时指出了我们毕业设计中的一些不足，让我一一纠正并且从中受益，这必将对我以后走上工作岗位有很大的帮助，本人将铭记于心。在本次设计中，我尽心尽力将自己四年来所学的知识运用在其中，在规定的时间内完成了毕业设计。在与同学的共同探讨问题之中，我清楚的认识到了合作精神和团队精神的重要性，这些，都对我以后走出校园走向社会有非常大的帮助。 陈鹏 2012.5参考文献1实用机械设计手册编写组编.实用机械设计手册. 第2版.北京：机械工业出版社出版,1994年1月2高维山 主编，张思浦 副主编.汽车设计丛书变速器.北京：人民交通出版社出版3陈家瑞 .汽车构造. 北京：人民交通出版社出版4纪名刚 .机械设计. 北京：高等教育出版社出版5 胡彧, 闫宏印 .vb程序设计.北京： 电子工业出版社6张洪欣 .汽车设计. 北京：机械工业出版社出版7余志生 .汽车理论. 北京：人民交通出版社.8龚微寒 .汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社9黄华梁，彭文生.机械设计基础.第三版.北京：高等教育出版社出版，2001年6月 10刘鸿文.材料力学.北京：高等教育出版社，1989年11孙存真,王占歧.中外汽车构造图册.底盘分册(一) 吉林：吉林科学技术出版社 12龚微寒.汽车现代设计制造.北京：人民交通出版社13王昆，何小柏，汪信远.机械设计、机械设计基础课程设计.北京：高等教育出版社，1996年14 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 15廖念钊. 互换性与技术测量. 第五版 北京:中国计量出版社附录 程序和结果（一）程序Private Sub Command1_Click()Dim E, TeDim d3Dim 3Te = 475700l = 320.5pi = 3.14 = 20E = 2.1 * 10 5a3 = 78.5b3 = 242d3 = 45dz3 = 80.9263 = 20.094Ww3 = pi * (d3 3) / 32Wn3 = pi * (d3 3) / 16I3 = pi * (d3 4) / 64Px3 = 2 * Te / dz3Rx3 = 2 * Te * (Tan( * pi / 180) / (dz3 * Cos(3 * pi / 180)Qx3 = 2 * Te * (Tan(3 * pi / 180) / dz3Mw3 = Px3 * a3 * b3 / lMn3 = (Rx3 * a3 + Qx3 * dz3 / 2) * b3 / lMh3 = (Mw3 2 + Mn3 2) (1 / 2)w3 = Mw3 / Ww3n3 = Mn3 / Wn33 = (w3 2 + (n3 2) * 4) (1 / 2)3 = Px3 * a3 * b3 * (b3 - a3) / (3 * E * I3 * l)fs3 = Px3 * (a3 2) * (b3 2) / (3 * E * I3 * l)fc3 = Rx3 * (a3 2) * (b3 2) / (3 * E * I3 * l) + Qx3 * dz3 * a3 * (-3 * a3 + 2 * a3 * a3 / l + l) / (2 * 3 * E * I3)fz3 = (fs3 2 + fc3 2) (1 / 2)Debug.Print Spc(40); Tab(1); Mw3 ; =; Mw3; Mn3; =; Mn3; Mh3; =; Mh3 _ ; Spc(40); Tab(1); Ww3 ; =; Ww3; Wn3 ; =; Wn3; _ ; Spc(40); Tab(1); w3 ; =; w3; n3; =; n3; 3; =; 3 _ ; Spc(40); Tab(1); 3 ; =; 3; fs3 ; =; fs3; fc3; =; fc3; fz3; =; fz3 _End SubPrivate Sub Command2_Click()Dim E, TeDim d5Dim 5Te = 649650: l = 320.5pi = 3.14: = 20E = 2.1 * 10 5a5 = 108.5b5 = 212d5 = 50dz5 = 97.9635 = 20.094Ww5 = pi * (d5 3) / 32Wn5 = pi * (d5 3) / 16I5 = pi * (d5 4) / 64Px5 = 2 * Te / dz5Rx5 = 2 * Te * (Tan( * pi / 180) / (dz5 * Cos(5 * pi / 180)Qx5 = 2 * Te * (Tan(5 * pi / 180) / dz5Mw5 = Px5 * a5 * b5 / lMn5 = (Rx5 * a5 + Qx5 * dz5 / 2) * b5 / lMh5 = (Mw5 2 + Mn5 2) (1 / 2)w5 = Mw5 / Ww5n5 = Mn5 / Wn55 = (w5 2 + (n5 2) * 4) (1 / 2)5 = Px5 * a5 * b5 * (b5 - a5) / (3 * E * I5 * l)fs5 = Px5 * (a5 2) * (b5 2) / (3 * E * I5 * l)fc5 = Rx5 * (a5 2) * (b5 2) / (3 * E * I5 * l) + Qx5 * dz5 * a5 * (-3 * a5 + 2 * a5 * a5 / l + l) / (2 * 3 * E * I5)fz5 = (fs5 2 + fc5 2) (1 / 2)Debug.Print Spc(40); Tab(1); Mw5 ; =; Mw5; Mn5; =; Mn5; Mh5; =; Mh5 _ ; Spc(40); Tab(1); Ww5 ; =; Ww5; Wn5 ; =; Wn5; _ ; Spc(40); Tab(1); w5 ; =; w5; n5; =; n5; 5; =; 5 _ ; Spc(40); Tab(1); 5 ; =; 5; fs5 ; =; fs5; fc5; =; fc5; fz5; =; fz5 _End SubPrivate Sub Command3_Click()Dim E, TeDim d7Dim 7Te = 1178600: l = 320.5pi = 3.14: = 20E = 2.1 * 10 5a7 =190b7 = 130.5d7 = 60dz7 = 132.0377 = 20.094Ww7 = pi * (d7 3) / 32Wn7 = pi * (d7 3) / 16I7 = pi * (d7 4) / 64Px7 = 2 * Te / dz7Rx7 = 2 * Te * (Tan( * pi / 180) / (dz7 * Cos(7 * pi / 180)Qx7 = 2 * Te * (Tan(7 * pi / 180) / dz7Mw7 = Px7 * a7 * b7 / lMn7 = (Rx7 * a7 + Qx7 * dz7 / 2) * b7 / lMh7 = (Mw7 2 + Mn7 2) (1 / 2)w7 = Mw7 / Ww7n7 = Mn7 / Wn77 = (w7 2 + (n7 2) * 4) (1 / 2)7 = Px7 * a7 * b7 * (b7 - a7) / (3 * E * I7 * l)fs7 = Px7 * (a7 2) * (b7 2) / (3 * E * I7 * l)fc7 = R