HGC1050轻型商用车变速器设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 目 录 摘要 Abstract 第 1 章 绪论 1 1.1 汽 车 变 速 器 概述 1 1.2 课题研究现状、设计的目的和意义 1 1.2.1 研究现状 . 1 1.2.2 设 计目的意义 . 2 1.3 汽车变速器现状和发展趋势 2 1.4 变速器的特点和设计要求及内容 . 4 第 2 章 变 速 器 的 结 构 分 析 与 型 式 选择 5 2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 5 2.1.1 有级与无级变速器 . 5 2.1.2 两轴式与三轴式变速器 . 5 2.1.3 支承方案分析 6 2.2 变速器零、部件的结构分析与型式选择 . 7 2.2.1 齿轮型式 . 7 2.2.2 轴的结构与分析 . 7 2.2.3 轴承型式 . 8 2.2.4 换挡机构的结构型式与分析有级与无级变速器 9 2.2.5 变速器的操纵机构 . 9 2.3 变 速 器 倒 档 布 置 方 案 的 选 择 与 分下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 析 . 11 2.4 本章小结 . 12 第 3 章 变 速 器 主 要 参 数 的 计 算 与 校核 13 3.1 设计的初始数据 . 13 3.2 变速器传动比的确定 . 13 3.3 中心距 . . 15 3.3.1 初选中心距 . . 15 3.3.2 变速器的轴向尺寸 . 15 3.4 齿轮参数及齿轮材料的选择 . 15 3.4.1 齿轮模数 . 15 3.4.2 齿形、压力角及螺旋角 . . 16 3.4.3 齿宽 . . . . . 16 3.4.4 齿顶高系数 . . 16 3.4.5 齿轮材料的选择原则 . . . 16 3.5 一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算 17 3.5.1 一档齿轮参数的计算 . 18 3.5.2 一档齿轮强度的计算 . 20 3.5.3 一档齿轮受力计算 . . 22 3.6 常啮合档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算 23 3.6.1 常啮合档齿轮参数的计算 . 23 3.6.2 常啮合 档齿轮强度的计算 . 24 3.6.3 常啮合 档齿轮受力计算 . . . 24 3.7 二档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算 24 3.7.1 二档齿轮参数的 计算 . . 24 3.7.2 二 档齿轮强度的计算 . 25 3.7.3 二 档齿轮受力计算 . . . 26 3.8 三档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算 26 3.8.1 三档齿轮参数的计算 . 26 3.8.2 三 档齿轮强度的计算 . 27 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 3.8.3 三 档齿 轮受力计算 . . 27 3.9 四档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算 27 3.9.1 四档齿轮参数的计算 . 27 3.9.2 四 档齿轮强度的计算 . 29 3.9.3 四 档齿轮受力计算 . . 29 3.10 倒档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算 29 3.10.1 倒档齿轮参数的计算 . 29 3.10.2 倒 档齿轮强度的计算 . 31 3.10.3 倒 档齿轮受力计算 . 32 3.11 本章小结 32 第 4 章 轴 及 轴 上 支 承 的 计 算 及 其 校核 34 4.1 轴承的选择及寿命验算 . 34 4.1.1 滚针轴承的选择及寿命验 算 . 34 4.1.2 圆锥滚子轴承的选择及寿命验算 . 40 4.2 轴的工艺要求 . 44 4.3 轴的校核计算 . . 44 4.3.1 初选轴的直径 . 44 4.3.2 轴的刚度校核 . 45 4.3.2 轴的强度校核 . 51 4.4 本章小结 . 54 第 5 章 同 步 器 和 操 纵 机 构 的 设 计 及 选用 55 5.1 同步器的设计 55 5.1.1 锁销式同步器 . 55 5.1.2 锁环式同步器 . 56 5.1.3 同步器主要尺寸的确定 . . 57 5.1.4 同步器主要参数的确定 . . 60 5.2 变速器操纵机构的设计 . 62 5.2.1 变速器操纵机构的要求及分类 . 62 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 5.2.2 变速器操纵机构分析 . 63 5.3 变速器箱体的设计 . 64 5.4 本章小结 . 65 结论 66 参考文献 67 致谢 69 摘 要 变速器是汽车传动系统的重要组成部分，它的性能直接影响到汽车的动力性和燃油经济性，因此变速器的设计是关系到汽车整体使用性能的重要总成设计。 本次设计主要研究了中间轴式五挡手动变速器，主要设计内容包括 变速器传动机构方案的选择 分析；变速器主要参数的 计算； 变速器操纵机构的设计 ；变速器传动机构的 计算及其校核 ；变速器轴承的选择计算及校核； 同步器的设计 计算及 选用 ； 变速器箱体的结构设计。 最后，经过整体的计算、分析与校核，设计出结构性能合理、符合技术要求的变速器。 关键词： 变速器；传动比；参数；设计计算；校核 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 ABSTRACT Transmission is an important part of automobile transmission, which directly affects the performance of vehicle dynamics and fuel economy, so the design of transmission is related to the overall performance of major vehicle assembly design. The design of the main shaft of the middle five-speed manual transmission, the main design elements include the choice of transmission of transmission programs； transmission main parameters of the calculation； transmission control mechanism design； transmission, calculation and check of drive mechanism； transmission bearing The choice of calculation and checking； synchronizer design calculation and selection； transmission box structure design. Finally, after the whole calculation, analysis and verification, the performance and structure of the transmission is reasonable, meeting the technical requirements of transmission. Keyword: Transmission； Transmission Ratio； Parameters； Design and Calculation； Checking 买文档送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 第1 章 绪 论 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 1.1 汽车变速器概述 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 课题研究现状、设计的目的和意义 1.2.1 研究现状 汽车变速器作为汽车传动系统中的主要变速机构，它的发展经历了 100 多年，随着汽车技术日新月异的发展，汽车变速器技术的发展也发生了很大的变化 。它通过改变转速比，从而改变传动扭矩比，与发动机配合工作。鉴于变速器重要的变速功能，其结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接的影响，所以它也是影响整车性能的重要因素之一，因此变速器的质量一直也是汽车行业竞争的焦点，对变速器的研究开发也越来越显得举足轻重。 随着生活水平的提高，现在很多农户和小企业会根据自身需要和经济状况选择购买一辆经济适用的轻型货车作为运输车，机械式变速器以其自身的性价比配套于经济性货车厂家，而且经济实用型轻型货车的销量在货车市场一直都不错，轻 型货车基本上都是 5 档机械式变速器。由此可见对轻型货车的变速器的研究还是很有必要的。 众所周知，传统机械式变速器有很多缺点，比如换挡冲击大，体积大，振动噪声大和操纵复杂沉重等。但是它也有很多优点，例如传动效率高，工作可靠，使用寿命长，制造工艺成熟和成本低廉等。就目前市场希求和适用角度来看，作为在中国适用下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 性最为广泛的汽车变速器，依然会较长一段时间内发挥其不可替代的作用，因此有必要对其作进一步的研究。 1.2.2 设计目的意义 汽车变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、 转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时是发动机在最有利的工况范围内工作。手动变速器在我国应用十分广泛，通过对手动变速器的设计，让我充分了解变速器的构造和设计过程，锻炼本人的动手能力、独立思考能力和绘图能力，使其变速器的学习具有一定的实际意义。 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。通过对手动变 速器的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。其设计的关键是综合考虑车辆的平顺性、动力性和燃油经济性等多方面的设计要求，这就对变速器设计人员提出较高的要求。采用 AutoCAD 绘制二维平面图，对变速器参数进行优化设计，能够大大提高设计的效率和质量。 1.3 汽车变速器现状和发展趋势 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，而轻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。 几乎所有 的自主整车企业都在对自动变速器进行研发，也有企业推出了产品，但结构都比较简单，技术很落后，换档平顺性和经济性都让人难以满意。以 AT(液力自动变速器 )为例，国内汽车企业研究时间较长的是 4 挡 AT，因为布置方案等技术困难，以及 AT 对生产设备和工艺控制的要求也是难以具备的，至今尚做不出成熟产品。这些因素同样体现在构造特殊的 CVT(机械无级自动变速器 )上面。而对于 AMT(电控机械自动变速器 )、 DCT(双离合变速器 )，最大的技术难点是在于软体发展和控制。在制下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 造方面，部分可以延续手动变速器的齿轴生产设备，但加工精度仍需要 大幅提高。目前国内，自动变速箱基本依靠国际厂商提供产品或者技术，市场竞争还处在手动变速器和自动变速器之间，中国的变速箱发展同国际水平差距很大，尚处在初级阶段。国内手动变速器的技术在国际上也较为落后，虽然目前大部分厂商都拥有生产手动变速器的设备和能力，但普遍以 5 档手动变速箱为主，对于 5 档以上的产品，还得借助一些国外技术进行研究，并且生产出来的产品或多或少还存在齿轮敲击啸叫噪音、换档性能低下等问题。 从国际变速器市场看，不同区域的变速器装配情况也不一样。几年前出现的双离合变速器（ DCT），结合了手动变速器的燃 油经济性、运动性和自动变速器的方便舒适性。世界范围内在对其进行大规模研究和制造，北美已经开始在注重舒适性的同时，寻求可以降低油耗的方案， DCT便是很好解决方案之一，而且 4 挡 AT已经成为落后技术，其将被 6 挡 AT 或者是更多档位的 AT 或者是 DCT代替。 由于 DCT比 AT 节约大约 10%油耗，今后其会逐渐占据一部分原有的手动变速器和 AT 的市场。可见 DCT的出现在一定程度上改变了目前的市场格局。未来短期，全球的变速箱市场竞争主要会在各种自动变速器（ AT、 CVT、和 DCT）间展开。 目前全球汽车产量平均以每年 3.5的速 度递增，预计至 2015 年全球轻型汽车产量将至少达到 8900万辆。随着轻型汽车的产量增加，手动变速器和行星齿轮自动变速器的产量预计也将随之增加，但都将会被 AMT(自动变速器 ) 和 CVT(无极变速器 ) 侵占一部分市场份额。 从商用车的特性上来说，机械式变速器的功用是其他变速器所不能替代的。其载货量大，需要大功率的发动机和大转矩变速器，采用一档或二档起步，在起步时才会有足够的牵引力量将车带动。特别是在满载爬坡时，机械式变速器的特点就非常明显。 1.4 变速器的特点和设计要求及内容 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； 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 （ 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 。 变速器设计的主要内容： 1、变速器传动机构方案的选择； 2、 变速器操纵机构的设计； 3、各档齿轮参数计算及其强度校核。参数计算包括变速器传动比计算、中心距计算、各档齿轮齿数的分配、齿轮参数等，强度校核包括齿轮的弯曲应力的校核、接触应力的校核以及计算齿轮所受的圆周力、径向力、轴向力； 4、变速器轴及轴上支撑的计算 及其校核。包括格挡齿轮滚针轴承的选择及其寿命验算、第二轴和中间轴上圆锥滚子的选择及其寿命验算、轴的加工工艺分析、轴的结构设计、各轴直径及长度计算、轴的强度和刚度计算； 5、同步器的设计选用和参数选择； 6、变速器箱体的结构设计设计。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 第 2 章 变速器的结构分析与型式选择 2.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择 2.1.1 有级与无级变速器 有级变速器与无级的相比，其结构简单、造价低廉，具有高的传动效率)98.096.0( ，因此在各种类型的汽车上得到了广泛的应用。 通常，有级变 速器具有 3 个、 4 个、 5 个前进挡；重型载货汽车和重型越野车则采用多党变速器，其前进档位数多达 6-16 个甚至 20 个。 有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关，包括传递动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。 2.1.2 两轴式与三轴式变速器 三轴式变速器如图 2.1 所示。 1-中间轴； 2-第一轴； 3-第二轴； 4-换挡拨叉； 5-定位钢球 图 2.1 载货汽车的三轴式五档变速器 其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩。因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进挡需依次经过两对齿轮下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 传递转矩。因此，在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所降低。 两轴式变速器如图 2.2 所示。 1-第一轴； 2-第二轴； 3,4-同步器 图 2.2 轿车具有纵置发动机时的两轴式变 速器 与三轴式变速器相比，其结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高、噪声低。两轴式变速器的第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮（见图 2.2）或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺，降低了成本。两轴式变速器没有直接档，因此在高档工作时，齿轮和轴承均承载，因而噪声较大，也增加了磨损，这是它的缺点。另外，低档传动比取值的上限（ 0.50.41 gi）也受到较大限制，但这这一缺点可通过减小各高档传动比同时增大主 减速比来消除。 2.1.3 支承方案分析 有些货车变速器采用多支承方案（见图 2.3（ a）以提高第二轴与中间轴的刚度，这时可采用以该两轴所决定的平面作为壳体的分界面，以解决轴和齿轮等零部件的拆装问题。传统的三轴式变速器的第二轴长且支承刚度差，而各换挡部件多装在第二轴上，低档同步条件较差，近年来有些货车变速器采用短的第二轴方案。如图 2.3（ b）所示，其常啮合传动齿轮加大，故除了后置啮合传动齿轮较大外，各档齿轮均可设计得紧凑轻巧；另外，低档同步器安装在中间轴上，同步惯量减小，这样既可缩短同步时间又可减轻换 挡力；中间轴的支承刚度较大，低档同步器装于其上既可减少换挡零下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 部件的磨损，又可减少自动脱档的可能性。 （ a）变速器的多支承方案；（ b）变速器的短第二轴方案 图 2.3 变速器的多支承方案与短第二轴方案 2.2 变速器零、部件的结构分析与型式选择 2.2.1 齿轮型式 斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工稍复杂些，但仍以其运动平衡、噪声低、寿命长的突出优点而受到变速器的普遍采用。直齿圆柱齿轮仅用于一些变速器的一档和倒档。 2.2.2 轴的结构与分析 变速器轴在工作时承受转矩及弯矩，轴的明显变形将影响齿轮正 常啮合，产生较大的噪声，降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外，还应考虑齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，它与加工工艺也有密切关系。 第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花键尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花键，键齿之间为动配合。 第二轴制成阶梯式的以便于安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处得应力集中会引起轴断裂。用弹性挡圈定位各档齿轮虽简单，但拆装不方便，且与旋转件端面有滑 摩，同时弹性挡圈也不能承受大的轴向力，故这种结构仅用于轻型及以下的汽车变速器上。第二轴安装同步器齿座的花键采用渐开线花键且以大径定心更宜。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，但定位性能好，承载能力大，且键齿高较小使小径相应增大，可增强轴的刚度。 变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。 旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体，而高档齿轮则用键或过盈配合与轴连接以便于更换。如结构尺寸允许，应尽量采用旋转下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 式中间轴。 固定式中间轴为仅起支承作用的光轴，与壳体呈轻压配合并用锁片等作转向 定位。刚度主要由支承于其他的连体齿轮（宝塔齿轮）的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和支承盖时。 2.2.3 轴承型式 变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。 第一轴前轴承（安装在发动机飞轮内腔中）采用向心球轴承；后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。 第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴 向力。 旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。 为适应汽车变速器向着增大其单位质量的传递功率、增强其承载能力、具有更高的可靠性。更长的寿命和更好的性能等方向发展，变速器采用圆锥滚子轴承日益增多。因为与其他轴承此昂比，圆锥滚子轴承的直径小、宽度大、接触线长，因而容量大，可以承受高负荷；在承受同样载荷的情况下其径向尺寸可以减小，从而缩小中心距，减小变速器的尺寸和质量 ；圆锥滚子轴承可通过预紧消除轴向间隙和轴向窜动。由于上述优点，圆锥滚子轴承已在国外一些轿车、客车和载货汽车及重型汽车的变速器上得到应用。 2.2.4 换挡机构的结构型式与分析 换挡机构的结构型式有同步器、啮合套和直齿滑动齿轮等三种。 同步器虽然结构比较复杂、制造成本高、精度要求严、轴向尺寸大以及存在同步环的使用寿命有待提高等问题，但由于它能保证轻便、迅速、无冲击、无噪声换挡，且对操作技术无要求，从而有利于提高汽车的加速性、燃料经济性与行驶安全性，也可延长齿轮寿命，故在现代轿车上得到了最普遍的应 用，在现代其他种类的汽车上采用的也日益增多。 啮合套换挡用于常啮合斜齿轮，其结构简单、制造容易，维修方便，换挡时行程较短且由于同时承受冲击载荷的接合齿齿数多，故冲击及磨损较轻，噪声低，而齿轮又不参与换挡，因而它们都不会过早损坏。目前它仅用于某些要求不高的档位和重型汽车变速器上。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 2.2.5 变速器的操纵机构 变速器操纵机构由变速杆、拨叉轴、拨叉、自锁与互锁装置、倒档安全装置等组合于变速器盖上（图 2.4）。应结构简单，操纵轻便，档位清晰，变变速杆的换挡位置（见图 2.5）合理，挂档准确、迅速、安全可靠（每 次只能挂入一个档，不误挂倒档，不自动脱档）。 （ a）变速杆由盖得上方装入 （ b）变速杆由盖的下方装入 1-互锁销； 2,5-换挡拨叉； 3-自锁用钢球； 4-挂一档倒档用的中间杆； 6-互锁钢球 图 2.4 组合于变速器盖上的操纵机构 图 2.5 换挡位置图 自锁装置为档位定位装置，通过弹簧、钢球及拨叉轴上的凹槽定位（见图 2.4），以防止自动脱档并保证接合齿的全长啮合。 互锁装置防止两档同挂，保证当移动某一拨叉轴时，其他拨叉轴互被锁住。销、球式（见图 2.4）简单可靠，另有摆动锁块式（ 图 2.6，其中摆动的锁块装在变速器盖上）、转动锁块式互锁装置（图 2.7）及三向锁销式（图 2.8）等。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 图 2.6 摆动锁块式互锁装置 图 2.7 转动锁块式互锁装置 图 2.8 三向锁销式互锁装置 图 2.9 倒档安全装置 倒档安全装置又称倒档锁或选档阻力装置（图 2.9）。当变速器杆头接触到倒档锁销开始挂倒档时，要克服钢球和弹簧的较大阻力，从而产生明显手感而引起注意。 2.3 变速器倒档 布置方案的选择与分析 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。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 (a) (b) (c) (d) (e) (f) (g) (a) 小客车常用； (b) 直齿滑动啮合四挡； (c) 多数五挡采用； (d) c 方案的改进 ； (e) 前进挡常啮合； (f) 前进挡常啮合； (g) 一、倒挡各用一跟拨叉轴 图 2.10 挡布置方案 图 2.1（ d）方案是对（ c）的修改；图 2.1（ e）用于所有前进档都是常啮合的变速器上；图 2.1（ f）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 2.1（ g）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 2.1（ f）为变速器的倒挡布置方案 7。 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。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 第 3 章 变速器主要参数的计算及校核 3.1 设计的初始数据 表 3.1 已知基本数据 车轮： R16（选 205/55R16） 22.3935.7)05.01(2/160254.0)1(2/0254.0 bdr 3.2 变速器传动比的确定 确定 档传动比： 汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： s in c o s0e m a x GGfr iiT Tg = maxmg （ 3.1） 式中： G -作用在汽车上的重力， mgG ； m -汽车质量； g -重力加速度， NmgG 6.39 70 98.940 52 ； maxeT发动机最大转矩， mNTe 174m ax； 0i主减速器传动比， 0.60 i； T 传动系效率， %4.86T ； r 车轮半径， mr 39322.0 ； f 滚动阻力系数，对于货车取 02.0f ； 爬坡度， 30%换算为 56.15 。 最高车速 maxaU（ Km/h） 发动机率 maxeP（ Kw） 额定转矩maxeT总质量 am（ Kg） 转矩转速 Tn （ r/min） 主减速器传动比0i车轮半径 r （ mm） 90 88.04 300.67 5455 3200 5.24 393.22 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 则由最大 爬 坡度要求的变速器 I 档传动比为： Terg iTmgri 0m axm ax1 = 47.4%4.8624.567.3 00 3 93 2.02 89.08.95 45 5 （ 3.2） 驱动轮与路面的附着条件： rTgr iiT 01emax 2G （ 3.3） 2G-汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 8.07.0 取 75.0 1gi 95.6%4.8624.567.300 3 9 3 2.075.08.95 4 5 56.00m a x2 TeriT rG 综上可知： 95.647.41 gi取 3.51 gi其他各档传动比的确定： 按等比级数分配原则： qiiiiiiiigggggggg 54433221 （ 3.4） 式中： q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： 41 qig ， 32 qig ， 23 qig ， qig 4 1n 1 giq= 517.13.54 高档使用率比较高，低档使用率比较低，所以可使高档传动比较小，所以取其他各挡传动比分别为： 2gi= 18.43 q ； 47.223 qig； 552.14 qi g3.3 中心距 A 3.3.1 初选中心距 可根据下述经验公式 3 1m a x geA iTKA （ 3.5） 式中： A 变速器中心距（ mm）； 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 AK中心距系数，商用车： 6.96.8 AK； maxeT发动机最大转矩（ N.m）； 1i变 速器一挡传动比， 8.51g i； g变速器传动效率，取 96% ； maxeT发动机最大转矩， mNTe 67.300m a x。 则， 31m a x geA iTKA 3 %963.567.3 0 0)6.96.8( mm62.1 1009.99 初选中心距 mmA 104 。 3.3.2 变速器的轴向尺寸 货车变速器壳体的轴向尺寸 : 3128.280104)0.37.2()0.37.2( A mm。 3.4 齿轮参数及齿轮材料的选择 3.4.1 齿轮模数 同步器与啮合套的接合齿多采用渐开线齿形。出于工艺性考虑，同一变速器的接合齿采用同一模数。轻中型货车为 2-3.5，选取较小的模数并增多齿数有利于换挡。 变速器一档及倒档模数为 3.5mm，其他档位为 3.0。 3.4.2 齿形、压力角 及螺旋角 根据刘维信的汽车设计表 6-3 汽车变速器齿轮的齿形，压力角及螺旋角分别为： 表 3.2 齿形 压力角 螺旋角 GB1356 78 规定的标准齿形 020 00 3020 选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上的轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律取右旋，而第一，第二轴上的斜齿轮一律取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 3.4.3 齿宽 b 通常是根据齿轮模数来确定齿宽 b 直齿 mkbc，ck为齿宽系数，取为 4.4 8.0，取 8 .0； 斜齿ncmkb，ck取为 7.0 8.6，取 8.0。 一档及倒档齿轮齿宽 285.30.8 b mm； 其 他 档 位 齿 轮 齿 宽240.30.8 b mm。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮的寿命。 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 2 4mm，取4mm。 3.4.4 齿顶高系数 0f 一般规定齿顶高系数取为 1.00。 3.4.5 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 30 50HBS 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： 5.3法m 时渗碳层深度 0.8 1.2 5.3法m 时渗碳层深度 0.9 1.3 5法m 时渗碳层深度 1.0 1.3 表面硬度 HRC58 63；心部硬度 HRC33 48 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 0.2；表面硬度 HRC48 5312。 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，细化材料晶面下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 粒 13。 3.5 一档齿轮参数的计算、齿轮校核、受力计算 图 3.1 中间轴式五档变速器简图 3.5.1 一挡齿轮参数的计算 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在 1217 之间选用，最小为 12-14，取 1310 Z，一挡齿轮为斜齿轮。 一挡传动比为 101921g ZZ ZZi （ 3.6） 为了求 9Z ， 10Z 的齿数，先求其齿数和hZ， nh mAZ cos2 （ 3.7） =5.3 20cos1042 =55 即9Z= hZ -10Z=55-13=42 对 中心距 A 进行修正 因为计算齿数和hZ后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ和齿轮变位系数重新计算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣 414951605 下载文档送全套 CAD 图纸 扣扣 1304139763 理论中心距：109n0 cos2mA hZ = cos202 42135.3