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自动变速器如何工作--中英文翻译.doc

KD1080型载货汽车变速器总成设计【优秀含4张CAD图纸+汽车车辆全套毕业设计】

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!【详情如下】【汽车车辆工程类课题】CAD图纸+word设计说明书.doc[21000字，55页]【需要咨询购买全套设计请加QQ97666224】.bat

KD1080型载货汽车设计（变速器总成设计）

摘要.doc

目录.doc

符号说明.doc

设计说明书.doc[21000字，55页]

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变速器装配图.dwg

拨叉.dwg

箱体.dwg

说明书

齿轮.dwg

摘 要

发动机的输出转速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。

变速器作为汽车的一个重要组成部分，是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。

本次设计的变速器是一款手动中间轴式4+1挡机械式变速器。为了保证轴的刚度要求，将一挡和倒挡布置在变速器的最右边，为了使结构更紧凑、合理，倒挡采用中间轴齿轮。换挡机构全部采用同步器进行换挡，变速器采用直接操纵机构，在其上设置了互锁、倒挡锁等一套锁止装置，使驾驶员能够安全、迅速的对变速器操纵, 结合总体的要求操纵机构形式选用直接操纵机构形式。本次设计的变速器即满足了汽车必要的动力性也满足了其经济性的指标。最后通过对齿轮、轴、键、轴承等的校核，其变速器的尺寸及其部件的强度都满足设计要求。



关键词：变速器,设计,中型载货汽车,传动比


KD1080 TRUCK DESIGN

(THE GENERAL DESIGHN OF TRANSMISSION)

ABSTRACT

The output of the engine speed is very high, maximum power and maximum torque occurs at a certain speed zone. In order to play the best performance of the engine, it must be a variable speed device, to coordinate engine speed and the actual wheel speed. Transmission can be in the car driving the process, between the engine and the wheels have different gear ratio, the engine can work through the shift in the dynamic performance of its best state.

Transmission as an important part of the car is used to change the engine reached the driving wheel torque and rotational speed on the aim of starting in place, climbing, cornering, acceleration and other driving situation, vehicle access to the different traction and speed.

 The transmission is a manual designed for intermediate shaft 4 +1 gear mechanical transmission. To ensure the axial stiffness requirements, the layout of a block and reverse gear in the transmission of the far right, in order to make the structure more compact and reasonable use of the intermediate shaft gear reverse gear. Shifting agencies all use synchronizer for shifting, transmission by direct manipulation of institutions, in their last set, interlocking, reverse gear lock of a locking device so the driver can safely, quickly on the transmission control, combined with the overall requirements of direct manipulation of institutional forms used form of control mechanism. The design of the transmission that is necessary to meet the dynamic nature of the automobile also meet its economic targets. Finally, through the gears, shafts, keys, bearings, etc. checked, the size of its transmission and its components have the strength to meet the design requirements.


KEY WORDS:  Transmission, Design, Medium truck, Speed ratio

目录



前言·························································  1

第一章 概述 ··················································  2

第二章 变速器传动机构布置 ····································  4

§2.1 传动机构布置方案分析 ···································  4

§2.2 零部件结构方案分析  ····································· 9

第三章 变速器主要参数的选择 ·································  12

§3.1 中心距A ················································ 13

§3.2 齿轮参数的选取 ·········································  13

§3.3 各挡齿轮齿数的分配及传动比计算························   15

第四章 变速器的设计与计算 ······························    19

§4.1 轴的计算与校核 ·········································  19

§4.2 齿轮的计算与校核 ······································   22

§4.3 轴承的计算与校核 ······································   25

§4.4 键的校核计算 ···········································  26

第五章 同步器的设计 ···································  28

第六章 变速器操纵机构设计 ·······························   30

结 论 ··················································· 31

参考文献 ············································  32

致 谢 ·················································· 33

附 录 ················································· 34


内容简介：
1 KD1080 型载货汽车设计（变速器总成设计 ） 摘 要 发 动 机 的 输 出 转 速 非 常 高 ， 最 大 功 率 及 最 大 扭 矩 在 一 定 的 转 速 区 出现 。 为 了 发 挥 发 动 机 的 最 佳 性 能 ， 就 必 须 有 一 套 变 速 装 置 ， 来 协 调 发 动机 的 转 速 和 车 轮 的 实 际 行 驶 速 度 。 变 速 器 可 以 在 汽 车 行 驶 过 程 中 ， 在 发动 机 和 车 轮 之 间 产 生 不 同 的 变 速 比 ， 通 过 换 挡 可 以 使 发 动 机 工 作 在 其 最佳的动力性能状态下 。 变速器作为汽车 的一个重要组 成部分，是 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。 本次设计的变速器是一款手动中间轴式 4+1 挡机械式变速器。为了保证轴的刚度要求，将一挡和倒挡布置在变速器的最右边，为了使结构更紧凑、合理，倒挡采用中间轴齿轮。换挡机构全部采用 同步器 进行换挡， 变速器采用直接操纵机构，在其上设置了互锁、倒挡锁等一套锁止装置，使驾驶员能够安全、迅速的对变速器操纵 , 结合总体的要求操纵机构形式选用直接操纵机构形式。本次设计的变速器即满足了汽车必要的动力性也满足了其经济性的指标。最后通过对齿轮、轴、键、轴承等的校核，其变速器的尺寸及其部件的强度都满足设计 要求。 关键词： 变速器 ,设计 ,中型载货 汽车 ,传动比 nts 2 KD1080 TRUCK DESIGN (THE GENERAL DESIGHN OF TRANSMISSION) ABSTRACT The output of the engine speed is very high, maximum pow er and maximum torque oc c urs at a c ertain speed zone. In order to play the best performanc e of the engine, it must be a variab le speed devic e, to c oordina te engine speed and the ac tual w heel speed. Transmission c an be in the c ar drivin g the proc ess, betw een the engine and the w heels have differen t gear ratio, the engine c an w ork through the shift in the dynamic performanc e of its best state. Trans m iss io n as a n imp or ta nt p ar t o f t h e c a r is us ed t o c h a ng e th e en g in e re ac h e d t h e dr iv in g w h e e l t or qu e a n d r ot at io n a l sp e e d on t he a im o f s ta rt in g in p lac e , c lim b ing, c or ne r ing, ac c e ler a t ion a nd ot h er dr iv in g s itu a t ion, v e h ic le ac c ess to the different trac tion and speed. The tr a nsm iss ion is a m an u a l des ig n e d for in t erm e d ia te s h aft 4 + 1 g e ar mec ha n ic a l t ra ns m iss io n. To e nsur e t he a x ia l st iff n ess r e qu ir em e nts, t he lay o ut of a b loc k a n d re v ers e g e ar in th e tr a nsm iss ion of t he f ar r ig ht, in o rd er t o m ak e th e str uc t ur e mo r e c om pac t a nd r e aso n ab le us e of t h e in t erm e d ia te s ha ft g e ar re ve rs e g e a r. S h ift in g a ge nc ies a ll us e s ync hr on iz e r f or s h ift in g, tr ans m iss io n by d ir ec t m a n ip u lat io n of ins t itu t io ns, in th e ir las t s et, int er loc k ing, r ev ers e ge ar loc k of a loc k in g d e v ic e so t h e dr iv e r c a n sa fe ly, q u ic k ly on th e tr ans m iss io n c o ntr o l, c om b in ed w ith t h e o ve r a ll r e qu ir e me nts of d ir ec t ma n ip u lat io n of inst it ut io n a l fo rms us e d f or m of c on tr o l m ec h a n is m. T h e des ig n of t h e t r ans m iss io n th at is n ec ess ar y to m ee t th e dy n am ic n at ur e of th e au to m ob ile a lso m e e t its ec o no m ic t arg e ts. F in a lly, t hr ou g h th e g e ars, sh a fts, ke ys, b ea r ings, e tc . c h ec k e d, t h e s iz e o f its tr a nsm iss io n a n d its c om p on e nts have the strength to meet the design requirem en ts . KEY WORDS: Transmissio n, Design, Medium truc k, Speed ratio nts 3 目录 前言 1 第一章 概述 2 第二章 变速器传动机构布置 4 2.1 传动机构布置方案分 析 4 2.2 零部件结构方案分析 9 第三章 变速器主要参数的选择 12 3.1 中心距 A 13 3.2 齿轮参数的选取 13 3.3 各挡齿轮齿数的分配 及传动比计 算 15 第四章 变速器的设计与计算 19 4.1 轴的计算与校核 19 4.2 齿轮的计算与校核 22 4.3 轴承的计算与校核 25 4.4 键的校核计算 26 第五章 同步器的设计 28 第六章 变速器操纵机构设计 30 结 论 31 参考文献 32 致 谢 33 附 录 34 nts 4 符号说明 M 汽车总重量 maxeT 发动机转矩 r 滚动半径 1gi 一档传动比 2gi 二档传动比 3gi 三档传动比 4gi 四档传动比 ri 倒档传动比 oi 主减速比 max 道路最大阻力系数 KA 中心距系 数 g 变速器传动效率 K 应力集中系数 fK 摩擦力影响系数 z 齿轮的齿数 y 齿型系数 w 齿轮弯曲应力 1F 圆周力 nts 5 k应力集中系数 kC齿面宽系数； t法向齿距 y齿行系数 k重合度影 响系数 fk摩擦力影响系数 k 键与轮毂键槽的接 触高度 l 键的工作长度， mm ，圆头平键 l L b，这里的 L 为键的公称长度， mm ；b 为键的宽度， mm d 轴的直径， mm p 键、轴、轮毂三者 中最弱材料 的许用 挤压 应力 。 nts 6 前 言 随着社会经济展水平的提高，汽车保有量迅猛增长，同时对载货汽车性能和质量提出了更高的要求。载货汽车制造商不仅面临着用户对产品性能与质量越来越高的要求，而且面临着严格的技术法规约束以及降低产品成本等压力。因此在载货汽车的开发过程中，广泛采用各种先进的技术和理论方法，使设计过程自动化，以满足产品设计的需要 已成 为必 然 趋势 。在 工程 设 计中 应当 采用 先 进的 技术 和理 论方法，使设计过程 自动化、合理化，以满足产品设 计的需要优 化设计方法则提供了一条可能高效率的求得最优的设计方案的途径。传 动系是载货 汽车的主要组 成部分，变速 器又是传动 系的重要部件，因此载货汽车变速器的性能改良设计能够大大提升传动系的性能。在载货汽车制造的多年发展历史中，变速箱的技术进步和水平一直处于举足轻重的地位，虽然随着 我国汽车 制造水平的 不断提高 ，正在不 断的完善和成熟，但变速器方面的技术，但与发达国家仍存在着不小的差距，我国是一个运输大国，载货汽车的制造和使用在数量上一直处于世界的前列，如果能 够实现载货 汽车的优化 ，相信能够 节约成本 ，提高效率。本人此次毕业设 计的课题是 KD1080 载货汽车 变速器设计 。 变速器作 为汽车 的一个 重要 组成部 分， 是 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。 本说明书主要介绍了 KD1080 载货汽车变速器总成设计，包括概述及 五章 设计 内 容， 希望 老师 对 于说 明书 中的 不 足之 处予 以批 评指正。 nts 7 第一章概述 变速器是用来改变改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速的，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，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在启动 发动机，汽 车滑行或停 车时使发动机 的动力停止向驱动 轮传 输。变速器 设有倒挡， 使汽车获得倒 退行驶能力。需要时，变速器还有 动力输出功 能。 对变速器提出如 下要求： 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，变速器不得跳 挡、乱挡 及换挡冲击等现象发生。 7)变速器应有高 的工作效率 。 8)变速器的工作 燥声低。 除此之外， 变速器还 应当轮廓 尺寸和质 量小、 制造成本 低、拆装容易、维修 方便 等要求。 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。 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nts 8 挡数或轴的形式分类 。 在原有变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达 到增加变速 器挡数的目 的。近年来 ，变速器 操纵机构 有向自动发展的趋势 。 nts 9 第二章变速器传动机构布置 机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不 同形式的汽 车上得到广 泛的应用。 2.1 传动机构布置方案分析 一、 固定轴式变速器 1. 两 轴式 变速 器 固定轴 式变速 器中的 两轴式 和中 间轴式 变速器得到广泛应用。其中，两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。 与中间轴式变速器比较，两轴式变速器因轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小 和容易布置 等优点，此外，各中 间挡位因只 经一对齿轮传递动力，故传动 效率高同时 燥声也低。因两 轴式变速器 不能设置直接挡，所以在高档工作时齿轮和轴承均承载，不仅工作燥声增大，容易损坏，还有 ，受结构 限制，两 轴式变速器与 一挡速比不 可能设计的很大。对于前进挡，两轴式变速 器输入轴的 转 动方向与输 出轴的转动方向相反 ;而中间 轴式变速器的 第一轴与输 出轴的转动 方向相同。 图 2 1 示出用在 发动机前置 前轮驱动的乘 用车上的两 轴式变速器传动方案。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵 置时，主 减速器采用 弧锥齿轮或准 双曲面齿轮 ，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其它挡位均采用常啮合齿轮传动。图 2 1f 中的 倒挡齿轮为 常啮合齿轮，并且用同步 器换档；同步器多数 用在输出轴上 ，这是因 为一挡主动齿轮尺寸小，同步 器装在输入 轴上有困难，而 高挡的同步 器可以装在输入轴 后端，如图 2 1d,e 所示；图 2 1d 所示方案有辅助支撑，用来提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声。图 2 1f 所示方案为五挡全同步器式变速器，以此为基础，只要将五挡齿轮用尺寸相当的隔套替代，即可改变为四挡变速器，从而形成一个系列产品 。 nts 10 图 2 1 两轴式变速器传动方 案 2. 中间轴式变速器 中 间轴 式变 速 器多 用于 发 动机 前置 后 轮驱 动汽 车 和发 动机 后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支撑在发动机飞轮上 ,第一轴上 的花 键用来 装设离 合器的 从动 盘 ,而第二 轴的 末端经 花键与万向节连接。 图分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案。各种传动方案的共同特点 是 :变 速器的 第一轴 后端与 常啮合 主动 齿轮做 成一体 。绝大多数方案 的第 二轴前 端经轴 支撑在 第一 轴的后 端的孔 内 ,并且 保持两轴轴线在 同一 直线上 ,经 啮合套 将它 们连接 后可得 到直 接挡。 使用直接挡 ,变 速器 的 齿 轮 和 轴承 及 中 间 轴 均不 承 载 , 发 动 机 转矩 经 变 速 器第一轴和第二轴直接输出 ,此时变速 器的传动效 率高 ,可达到 90%以上 ,噪声低 ,齿 轮和轴 承的磨 损减少 。因 为直接 挡的利 用率 要高于 其它挡位 ,因 而提 高 了 变 速 器的 使用 寿 命 ;在其 它前 进 挡位 工 作时 , 变速 器传递的动力 需要 经过设 置在第 一轴 ,中间 轴和 第二轴 上的两 对齿轮 传递 ,因此 在 变速 器 中 间轴 与 第二 轴 之 间的 距 离不 大 的条 件 下 , 一挡 仍 然有 较大 的 传 动 比 ;档 位 高 的齿 轮 采 用 常 啮合 齿 轮 传 动 ,挡 位低 的 齿 轮的齿轮可 以采 用或不 采用常 啮合齿 轮传 动 ,多数传 动方 案中除 一挡以外 的其 它 挡 位 的 换档 机 构 , 均 采 用 同 步器 或 啮 合 套 换挡 ,少数结构的一挡也采 用同 步器或 啮合套 换挡 ,还 有各挡 同步器 或啮 合套多 数情况nts 11 下装在第二轴上。 在除 直 接 挡以 外 的 其它 挡 位 工作 时 ,中 间轴 式 变 速器 的 传动效率略有降低 ,这是它的缺点 。 在 挡 数 相同 的 情 况 下 ,中 间 轴 式 变 速器 主 要 在 常 啮 合 齿轮 对 数 ,轴的支撑方式 ,换挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别。 图 2-2 中间轴式四档变 速器传动方 案 如图 2 2 中间轴式五档变速器传动方案中 ,图 a 所示方案中 ,除一 ,倒挡用直齿滑动齿轮换挡外 ,其余各 挡为常啮合 齿轮传动。图 b、 c 所示的方案的各前进挡均采用常啮合齿轮传动。图 d 所示方案中的倒挡和超速挡 安装 在位于 变速器 后部的 副箱 体内 ,这样 布置 除可以 提高轴的刚度 ,减 少齿轮 磨损和 降低噪 声外还 可以 在不需 要超速 挡的条 件 下 ,很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。图 a 所示方案中的一 挡 ,倒挡和图 b 所示 方案中的倒 挡用直齿滑动 齿轮换挡 ,其余各 挡均为常啮合齿轮。 以 上 各 方案 中 ,凡采用啮合齿轮传动的挡位 ,其换挡方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中 ,有的挡位用用 同步器换挡 ,有的 挡位 用 啮 合 套 换挡 ,那么 一 定 是 挡 位高 的 用 同 步 器换 挡 , 挡位低的用啮合套换挡。 发动机 前置后 轮驱动 的承 用车采 用中间 轴式 变速器 ,为 缩短 传动轴 长度 , 将第 二 轴 加 长 置于 附 加 壳 体 内 , 如果 在 附 加 壳 体内 布 置 倒 挡传动齿轮 和换 挡机构 ,还 能减少 变速 器主体 部分的 外形 尺寸及 提高中间轴和 输出轴的刚度 。 nts 12 变速器用图 2 2c 所示的多支撑结构方案 ,能提高轴的刚度 。这时如用在 轴的 平面上 可分开 的壳体 ,就能很 好的解 决轴 和齿轮 等零部件装配困难的问题。图 2 2 c 所示方案的高档 从动齿轮处 于悬臂状态 ,同 时 一挡 和 倒 挡 齿 轮布 置 在 变 速 器壳 体 的 中 间 跨距 里 , 而中间挡的同步器布置在中间 轴上是这个 方案的特点 。 本次设 计我设计的中型 货车变 速器，通过 对上述 方案的分析 ，决定 采用 中 间 轴 式 变 速器。 二、 倒挡布置 方案 与前进挡相比，倒挡使用 率不高 ，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换挡。为了实现 倒挡传动，有 些方案利用在 中间轴和第 二轴上的齿轮传动路线中 加入一个中间传动齿 轮的方案。 图 2 3 倒挡布置方案 nts 13 图 2 3 为常见的倒挡布置方案。图 2 3b 所示方 案的优点是倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间周的长度；但倒挡时要求有两队齿轮同时进入啮合，使倒挡困难，图 2 3c 所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图 2 3d 所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图 2 3c 所示方案。图 2 3e所示方案是将中间轴 上的一倒挡 齿轮做成一 体，将齿宽加 长 。图 2 3f 所示方案适用于 全部齿轮副 均为常啮合 的齿轮，换挡更为轻 便。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 3g 所示方案；其缺点 是一，倒 挡各用一根变 速器拨叉轴 ，致使变速器上盖中的操纵 机构复杂一 些。 变速器的一挡或倒挡因传动比大，工作时在齿轮上作用的力也大，并导致变速器轴产生较大的挠度和转角，使工作齿轮啮合状态变坏，最终表现出齿轮磨损加快和工作噪 声增加。为 此，无论使两轴 式变速器还是 中间 轴式 变 速 器的 一 挡与 倒挡 ，都 应 当布 置在 靠近 轴的 支撑处，以便改善上述不 良状况， 然后按照从低挡 到高挡的三 顺序布置各挡齿轮，这样 做既能使轴 有足够大的 刚性，又能 保证容易装 配。倒挡的 传动 比虽 然 与一 挡的 传动 比 接近 ，但 因为 使 用倒 挡的 时间 非常短 ， 从 这 点 出 发 有 些 方 案 将 一 挡 布 置 靠 近 轴 的 支 撑 处 。 倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡 时驾驶员移动 变速杆的方 向改变了。为 防止以外挂如 倒挡，一般nts 14 在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需要克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。 2.2 零部件结构方案分析 一、 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 会使常啮合齿轮齿数增加，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。 本次设计全 部采用斜齿 圆柱齿轮。 二、 换挡机构形式 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。 汽车行驶时，因变速 器内各转动 齿轮有不同 的角速度，所以 用轴向滑动直齿齿轮方式换挡，会在齿端面产生冲击，并伴随噪声。这不仅是齿轮端部磨损加剧并过早损坏，同时使驾驶员精神紧张，而换挡产生的噪声又使承坐舒适性降低。只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击，并克服上述缺点；但换挡瞬间驾驶员注意力被分散，又影响行驶安全 。除此之外 ，采用直 齿滑动齿轮换 挡时，换 挡行程长也是它的缺点。因 此，尽管这种 换挡方式结 构简单，制造，拆装与维修工作容易，并 能减少变速 器旋转部分 的惯性力矩 ，但除一挡 ，倒挡外已很少使用。 当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。这时，不 仅换挡行程 短，同时因 承受换挡冲 击载荷的接合齿齿数多，而齿轮又不 参与换挡 ，所以它们都 不会过早损 坏；但因不能消除换挡冲击，仍然要求驾驶员又熟练的操作技术。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。这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连接件之间的角速度差也小，因此采用 啮合套换挡，并且与同步器 换挡比较还 有结构简单，制造容易，能降 低制造成本 及 减少变速 器长度等有点 。 nts 15 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，虽然它油结构复杂，制造精度要求高，轴向 尺寸大等缺点，但仍 然得到广泛 的应用。 利用同步器或啮合套换挡，其挡位行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现 这一点。 我采用的换挡机构形式是除了一挡和倒挡采用啮合套换挡之外，其余各挡均采用同步器换 挡。 三、 变速器轴承 作旋 转运 动 的变 速器 轴 支撑 在壳 体 或其 它部 位 的地 方以 及 齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承。变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴 承，滑动轴套 等。至于何处 应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 汽车变速器结构紧凑，尺寸小的特点，采用尺寸大写的轴承受结构限制，常在布置上油困 难。如变速器 的第二轴前端 支撑在第一 轴常啮合齿轮的内腔中，内腔 尺寸足够时 可布置圆柱 滚子轴承，若空 间不足则采用滚针轴承。第 二轴后端常 采用球轴承，用来承受轴 向力和径 向 力。变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后 不轴承传给 变速器壳体，此 处常采用轴 承外圈有挡圈的球轴承。由于 变速器向轻 量化方向发 展的需要，要求 减少变速器中心距，这就影 响倒轴承外 径的尺寸。为 了保证轴承 有足够的寿 命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖由困难时，必须由后端轴承承受轴向力。前端采用圆柱滚子轴 承来承受径 向 力，而 后端 采用外圈 由挡圈的 球轴承或圆柱滚子轴承。圆 锥滚子轴承 因有直径较 小、宽度较宽 ，因而容量 大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧，使装配麻nts 16 烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等一些缺点。当采用锥轴承时，要注意轴承 的预紧，以免 壳体受热膨胀 后轴承出现 间隙而使中间轴歪斜。导 致齿轮不能 正确啮合而 损坏。因此 。锥轴承 不适合用在线性系数比较大的 铝合金壳体 上。 变速器第一轴、第 二轴的后部 轴承，以及中 间轴前、后轴 承，按直径系列一般选用中系列球 轴承或 圆柱滚子轴 承。轴承的直径根 据变速器中心距确定，并保证 壳体后壁两 轴承孔之间 的距离不小于 6-20mm。 滚针轴承、滑动轴套 主要用在用 在齿轮与轴 不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、经向配合间隙小、定位及运转 精度高、有利于齿轮啮 合等优点 。滑动轴套的经向间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加 。滑动轴套 的优点是制 造容易、成 本低。第 二轴的两端采用深沟球轴承， 第二轴中和 齿轮 配合的轴承采用滚针 轴承，中间 轴两端采用 深沟球轴承。 nts 17 第三章变速器主要参数的选择 3.1 中心距 A 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。对两轴 式变速器 ，将变速器输 入轴与输出 轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。它 是一个基本参 数，其大 小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。中心距越小，齿轮 的接触应力 越大，齿轮的 寿命越短。因 此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴 承的可能与 反便和不因同 一垂直面上 的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状 态变坏。 对于中间轴式初 选中心距 A 时，可根据 下述公式计算 A=KA3 1max ge iT (3-1) 式中， A 为中心距（ mm）； K A 为中心距系数， 货车取 K A 8.69.6；maxeT为发动机的最大转矩（ N.m） ； 1i 为变速器一挡 传动比；g为变速器传动效率，取 96。 分析该车发动机及相关参数：该车为 8 吨左右的中型 载货汽车，参考相关车型 HFC1060D1，选 择轮胎型号 为： 7.00-20。 按下试计算轮胎半径 ： 0 . 0 2 5 4 (1 ) 2s drb (3-2) 其 中 =0.10-0.12； 取 =0.11 代入 数据得 sr41.6 cm 其中 KA 9.2 ， maxeT 385Nm ，1gi 6.86 nts 18 按最大爬坡度计算一 挡传动比： 参考同类车型：取主 减速器传动 比为0i=4.375， 取T =0.89。 m a x1m a x 0sgeTm g ri Ti (3-3) 试中 : m 为 汽 车 重 质 量 m=8000gk,g 为 重 力 加 速 度g=9.8N/Kg,maxeT为发 动 机最 大转 矩maxeT=385N.m,0i为主 减速 器传 动比等于 4.375，max为道路最大阻力系数等于 0.31，sr为驱动轮滚动半径，T 为汽车传动系效率。 代入数据得1gi 6.68。 根据车轮与路面附着 条件确定一 档传动比： T210m a xsg Gri T e i (3-4) 2G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2G=3869Kg, 为道路附着系 数，计算时取 =0.5-0.6，在此取 0.55。 代入数据得1gi 7.251 参考同类车型 HFC1060D1 初选一 档传动比为1gi=6.86 其他各档传动比按等比数列来分配：则2gi=3.61， 3gi=1.90， 4gi=1 。 把一档传动比代入中 心距公式计 算变速器中 心距： A=9.1 3 2 0 2 6 .4 9 6 %=123.59mm 圆整后取 A=124mm 。 3.2 齿轮参数的选取 一、 模数 齿轮模数是一 个重要参数，并且影响它 的选取因素又 很多，如齿轮的强度、质量、噪 声、工艺要 求等。 在变速 器中心距相 同的的条件 下，选取较小 的模数，就可以 增加齿轮的齿数，同时增 加齿宽可使 齿轮啮合的 重合度增加，并 减少齿轮噪声、所以为了 减少噪声应 合理减少模 数，同时增 加齿宽；为使质量nts 19 小些，应该增加模 数，同时减少 齿宽；从工艺 方面考虑，各 挡齿轮应该选用一种模数 ，而从强度 方面考虑 ，各挡齿轮应 有不同的模 数；减少乘用车齿轮工作噪 声又较为重 要的 意义，因此齿轮的模 数应选的小 些； 直齿轮模数 310 . 3 3 m a xmT带入数据 m=4.49 取 m=4.5mm 斜齿轮 模数 30 . 4 7 m a xneMT带入数据 nM=3.46 取为 3.5mm 表 3 1 汽车变速器齿轮的法向 模数nm车型 微型、轻型轿车 中级轿车 中型货车 重型汽车 nm2.25-2.75 2.75-3 3.50-4.5 4.50-6 由于设计车型为中型 货车，所以 取nm=3.5 mm 。 二、 压力角 齿轮压力角较小时。重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和推出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。试验证明：对于直齿轮，压力角为 28时强度最高，超过 28时强度增加不 多；对于斜齿轮 ，压力 角为 25时强度 最高。因 此理论 上对于乘 用车，为加大重合度以降低噪声应取用 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。 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 压力 角为 20。在这 次设 计中 我选 用压 力角 20同步器30。 三、 螺旋角 的选取 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声的、齿轮的强度和轴向力的影响。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、噪声低。试验还证明：随着螺 旋角的增大，齿的强度也 相应的 提高。不 过当螺 旋角大于 30时，其抗弯 强度骤nts 20 然下降，而接触强度仍 继续上升。斜齿轮 的螺旋角一 般在 20到 30之间。在这次设计中 我选用螺旋 角 25 四、 齿宽 b 在选择齿宽时，应该注意齿 宽对变速器 的轴向尺寸 、质量、工作平稳性、齿轮强度和 齿轮工作时 的受力均匀 程度均有影响 。 考虑到尽可能 缩短变速器 的轴向尺寸 和减小质量，应该 选用较小的齿宽。另一方 面，齿宽 减小使斜齿 轮传动平稳的 有点被削弱 ，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这 时轴承承 受的轴向力增大，使其寿命 降低。齿宽 窄又会使齿宽 方向受力不 均匀造成便 载，导致承载能力降低， 并载齿宽 方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数的 大小来选定 齿宽： 斜齿 b=nm cK,cK为齿宽系数取 为 7.0 8.6 直齿cK=4.4-7.0 第一 轴常 啮合 齿轮 副的 齿宽 系数cK可取 大些 ，使 接触 线长 度增加，接触应力降 低，以提 高传动平稳 性和齿轮寿命 。对于模 数相同的各挡，挡位低的齿轮 的齿宽系数 取得稍大。 本次设计 直齿轮 b=4.5x6=27mm, 斜齿轮 b=3.5x8=28mm。 五、 齿轮变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗 胶合能力及 齿轮的啮合 噪声。 齿轮变位主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等 于零。高度变位 可增加小齿 轮的齿根强度，使它达到和大 齿轮强度相 接近的程度。高 度变位齿轮 副的缺点使不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位即具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。为保nts 21 证各对齿轮由相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。对于斜齿轮传动，可以通过选择合 适的螺旋角 来达到中心 距相同的要求。我在齿轮设计中斜齿轮没有达到根切，采用改变螺旋角大小的方法来 保证中心距，所以没有采用齿 轮变位。直 齿轮采用了 等变位齿轮。 3.3 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算 在初选中心距、 齿轮模数 和螺旋角后 ，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，各挡齿轮的齿数比不应该尽可能 不是整数， 以使齿面磨 损均匀。 一档和倒档采用直齿 轮，其余采 用斜齿，同 取 m=3.5mm。 1.确定一档齿轮参数及传动比：初选 一挡的传动比为： 271186 .6 8g zzi zz （ 3 7） 直齿7z和8z的齿数和 2 2 1 2 3 . 6 554 . 5Az m （ 3 8） 取 z=56 一般情况 下承用 车中 间轴式 变速器 的中间 轴一挡 齿轮 的齿数可在 12 14 之间选择，现在选取中间轴上一挡齿轮 8 13z ，所以7z=43 代入（ 3 2）式修正中心距 5 6 4 . 5 1262A ，取 A 126 mm 。 由公式 72118122 c o sgnzzizzm z zA 1z=21.22，取 Z1=21， 2z=44.01,取 Z2 =44 所以271186 . 9 3g zzi zz ， 修正螺旋角 2 25.4 o2. 确定二档齿轮参数及传动比： 初选 nts 22 52216zzi zz （ 3 9） 5662 c o snm z zA （ 3 10） 6 23.98z ，取 6 24z ，。 5 41z 所以252163 . 5 7 9g zzi zz 修正螺旋角 6 25.4 o此外从抵消或减少中 间轴上的轴 向力出发， 还必须满足下 式 5226 1 2 61 ztg ztg z z z （ 3 11） 261.27tgtg 521 2 61 1 . 5 7zzz z z 两者相差不大，所以 中间轴上的 轴向力可以 基本上抵消。 3.确定三档齿轮参数及传动比： 初选初选 32314zzi zz （ 3 12） 3442 c o snm z zA （ 3 13） 取 3z =31 。 4 34z 。 所以233141 . 9 1g zzi zz 修正螺旋角 4 25.4 o此外从抵消或减少中 间轴上的轴 向力出发， 还必须满足下 式 3224 1 2 41 ztg ztg z z z （ 3 14） 241.27tgtg nts 23 321 2 41 1 . 2 3zzz z z 两者相差不大，所以 中间轴上的 轴向力可以 基本上抵消。 4 .确定倒档齿轮参数及传动比： 倒挡轴齿轮的齿数10z一 般在 21 23 之间 ，初选12 13z ，10z 23； 91 1 21 2 1 0 16 . 7 0gr zzzi z z z 9z =41.57 取 9z =42 得出gri=6.77 中间轴与倒挡轴的中 心距 : 1 2 1 1 ( ) 8 12mA z z mm 倒挡轴于第二轴的中 心距： 9 1 0 ( ) 1 4 6 . 2 52mA z z mm 变速器齿轮参数表 3-2 齿轮 齿轮模数 压力角 螺旋角 齿数 1 3.5 20 25.4 21 2 3.5 20 25.4 44 3 3.5 20 25.4 31 4 3.5 20 25.4 34 5 3.5 20 25.4 41 6 3.5 20 25.4 24 7 4.5 20 43 8 4.5 20 13 9 4.5 20 42 10 4.5 20 23 11 4.5 20 23 12 4.5 20 13 nts 24 第四章 变速器的设计与计算 4.1 轴的计算与校核 当变速器挂 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. 1 m a x 385000eTT ( N mm ) 1112 2 3 8 5 0 0 0 3 3 4 3 . 11 7 0 . 5TFt d (N) 11 3 3 4 3 . 1 2 0 1 2 6 2 . 4c o s c o s 2 5 . 4nF t t g tgFr (N) 11 3 3 4 3 2 5 . 4 1 5 8 7 . 1F a F t t g t g (N) 2. 22 m a x18 0 6 6 6 6 . 6e ZTT Z ( N mm ) 2282 2 6 8 8 8 . 8tTF d （ N） nts 25 228t a n 1 1 9 5 0 . 7c o s nrFtF （ N） 22t a n 0F a F t 二 面受力分析： 1. 1 1 2 1 1 7 0 . 5 5 5 1 6 5 1 7 5 1 6 5 1 7 5 1 7 5 02F R F r F r F a 代入数据得： 1 6281.2RF (N) 2. 2 1 1 21 7 0 . 5 3 9 5 5 5 2 2 0 02RF F a F r F r 代入数据得： 2RF 7175（ N） 三 Y 面受力分析： 1.1 1 2 3 9 5 3 4 0 1 7 5 0F R F t F t 代入数据得：1FR11617.1（ N） 2. 2 1 2 3 9 5 5 5 2 2 0 0F R F t F t 代入数据得： 2FR14510.2 （ N） 四 作力矩图 nts 26 1.面 2. Y 面 3.合成 五 校核计算 3 8 4 7 6 1 . 9T N m m g； 3 3628832dW m m； 轴的材料选用 20GrMnTi,采用 渗碳、淬火 、回火处理 。 22 3 8 1 . 6caMT M p aWca ； 验算合格。 nts 27 4.
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本文标题：KD1080型载货汽车变速器总成设计【优秀含4张CAD图纸+汽车车辆全套毕业设计】
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