4座微型客货两用车变速器、传动轴和操纵机构设计【3张图/12300字】【优秀机械毕业设计论文】

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A0-传动轴总成.dwg

A0-变速器总成.dwg

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关键词：: 微型客货两用车变速器传动轴以及操纵机构设计优秀优良机械毕业设计论文

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文档包括:
说明书一份，页42，12300字左右。
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图纸共3张，如下所示
A0-变速器总成.dwg
A0-传动轴总成.dwg
A2-中间轴.dwg

四座微型客货两用车—变速器、传动轴和操纵机构设计

摘要
变速器、传动轴和操纵机构是汽车动力重要组成部分，本设计是建立在参考国内外大量微型客货两用车动力设计的基础之上，在设计中注重实际运用并密切联系小组成员的整车总体布置、离合器、驱动桥、车架、制动系的设计。实现变速器与发动机及其他机构的最佳匹配，力求整车结构及性能更为合理。
变速器主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在起步、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下范围工作，本设计设有四个前进档、空档和倒档。变速器的结构直接影响汽车的动力性，经济性，操纵可靠性。
设计主要分为三个部分。在变速器设计上先进行其结构分析，在参数方面考虑档数，传动比，及其如何分配传动比。在变速器齿轮设计中，主要考虑材料、强度和齿数的确定；传动轴方面，通过对传动轴的传动类型与结构分析，对传动轴的临界转速和计算载荷的确定，分析出传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核了其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数；操作机构方面，考虑到微型客货两用车的使用条件和要求，为了协调驾驶室、总体布置等问题，本次设计采用双拉杆式远距离换档操纵机构和单杆式高低档换档操纵机构。

关键词：变速器，传动轴，操纵机构，微型客货两用车

FOUR SEATS MINI-STATION WAGGON TRANSMISSION PROPELLER SHAFT AND OPERATED MECHANISM
ABSTRACT
The structure of the transmission ，powerller shaft and operated mechanism are the most important parts of the vehicle. The design is referrenced many of the power about minitype station waggons in domestic and oversea. During design times, I attented the fact using in lives and interosculate my co-worker’s design, it included collectivity disposal, clutch , main frame,drive axle ,brake system. Gearbox can be well worked with engine and other machines. It wanted to be that the performance of the whole vehicle reasonable.
The transmission is main used for changing engine’s power which transmited to the torque and revolution on the drive wheel.When the vehicle under the case about starting, mountain climbing, swerving,adding speed that the transmission can give different power or speed to the vehicle. At the same time,the engine can work in good conditions.The design involved four D-drive,one R-reverse and one N-neutral. The structure of the transmission can influence the vehicle’s power, economic, controling.
The design involved three parts in all,first, I analyse its structure,In parameter the main thinking is about the number of shaft,gear ratios and how to assign them. In gear design the main problem is materials ,intension and NO. of wheel; In transmission shaft,through analysing the varieties and structures that be sure the critical of rotate speed and the data of load.The data about shaft spline and tubal,and checking its torsion and critical rotate speed to find the reasonable safety data; on the handle machine , I think about the using condition and request of the minitype station waggonsin, by way of assorting with cab,collectivity collocation and ect. The design used double draw-haulm, it can be controled in long distance and also it used high and low single-haulm to change the shift.
KEY WORDS：transmission，powerller shaft，operated mechanism, minitype station waggon

符号说明
汽车总质量 kg
重力加速度 N/kg
道路最大阻力系数
驱动轮的滚动半径 mm
发动机最大扭矩 N?m
主减速比
汽车传动系的传动效率
一档传动比
汽车满载载荷 N
路面附着系数
第一轴与中间轴的中心距 mm
中间轴与倒档轴的中心距 mm
第二轴与中间轴的中心距 mm
中心距系数
直齿轮模数
斜齿轮法向模数
齿轮压力角。
斜齿轮螺旋角。
齿轮宽度 mm
齿轮齿数
齿轮变位系数
齿轮弯曲应力 MPa
齿轮接触应力 MPa
齿轮所受圆周力 N
轴向力 N
径向力 N
计算载荷 N?m
应力集中系数
摩擦力影响系数
齿轮材料的弹性模量 MPa
重合度影响系数
主动齿轮节圆半径 mm
从动齿轮节圆半径 mm
主动齿轮节圆处的曲率半径 mm
从动齿轮节圆处的曲率半径 mm
扭转切应力 MPa
轴的抗扭截面系数
轴的材料的剪切弹性模量 MPa
轴截面的极惯性矩
垂直面内的挠度 mm
水平面内的挠度 mm

目录
第一章前言.............................................1
第二章传动轴的设计.............................2
§2.1 传动轴的设计标准..........................2
§2.2 万向传动的计算载荷........................3
§2.3 十字轴设计计算............................4
§2.4 十字轴滚针轴承计算........................5
§2.5 万向节叉的设计计算........................6
§2.6 传动轴临界转速计算........................8
§2.7 轴管强度计算..............................10
§2.8 传动轴花键轴的计算........................10
第三章变速器的结构分析..........................12
§3.1 概述.....................................12
§3.2 变速器的总体结构........................12
§3.3 变速器操纵机构..........................14
第四章变速器主要参数的确定......................16
§4.1 挡数选择...............................16
§4.2 主减速器传动比...........................16
§4.3 分配各挡传动比........................16
§4.4 初定中心距.............................17
§4.5 齿轮模数的选取..........................17
§4.6 压力角.................................17
§4.7 螺旋角的选择...........................17
§4.8 齿宽的选择...............................18
第五章齿轮参数的选择计算........................19
§5.1变速器各挡齿数的确定......................19
§5.2 齿轮的设计计算..........................20
第六章变速器齿轮的强度计算及材料的选择..........24

§6.1 齿轮的材料选择........................24
§6.2 齿轮的破坏形式........................24
§6.3 强度的校核........................25
第七章变速器轴的设计计算........................26
§7.1 估算轴的直径........................26
§7.2 变速器轴的强度校核计算....................26
第八章轴承的设计计算............................31
第九章结论..............................33
参考文献...................................34
致谢.....................................35

4座微型客货两用车变速器及传动轴和操纵机构设计[汽车]

内容简介：: 外文翻译原文 1 he is of it or to It to of on In is of or an of as or in of is in or of to of as a a of of to of s on 外文翻译原文 2 of by is on is an is or he is to be so of is by is a a of of to an he is of of or in it to in is of of 外文翻译原文 3 he of is to at at is in of in is be by is so as to in So,is an to it is of in an is be it C in s of at at a in at a y. If it by a of an C a of is in f DC of DC of it a 80 of a 60 80 . it to to It it to is If DC at of 文翻译原文 4 DC at of it a 80 . to It to So DC 7 7 a 4 , of (17 + 17 =34 ). of is as of of of of is to a on To a of at of is by a is an of on a in in As or of to of to an an or an an As to As in in at of is as an In is is as an of as be in of 文翻译原文 5 To of to In As of up it a a on a As of a of on to a it is to at at of (is at is in on to a If do be to be by is of an So is in be to to to be by if is a to a A of at of is a 2:1 A to of as a to in of （ 1） A be 文翻译原文 6 or or to on A is on （ 2） n a is to HC 3） he be or of is on A by a or in as a by in A is of is an of a to by to of A a in to of is To of be It be it at as it up is It is at it of It is at is of is or is he 外文翻译原文 7 be or In be or in in on of So s of In of in of In (in or s to in is an in a on is It to of in of of of a 外文翻译原文 8 8. a in of of is on of of of of It in in of of a to 外文翻译译文 1 内燃机气缸体是发动机的基本框架。发动机的其他零件都安装在它里面或者固定在它上。缸体里有气缸，水套和油道。曲轴也固定在气缸体底部。除了顶置凸轮 (动机以外，凸轮轴都安装在气缸体里面。在大多数汽车里，气缸体由灰铸铁或者一种灰铸铁和其他金属的合金 (混合物 )做成，例如镍或铬。气缸体是铸件。有些气缸体，特别是在小汽车里的那些，都是由铝做成的。这种金属比铸铁轻得多。但是，铸铁的耐磨性比铝好。因此，在大多数铝制发动机的气缸内镶有铸铁或者钢的轴套。这些轴套叫做气缸套。而有些气缸体完全由铝做成。气缸盖固定在气缸体的顶上，正像屋顶套在一所房子上面一样。气缸盖下面与活塞顶上的空间形成燃烧室。最常见的气缸盖类型是半球形，楔形和准半球形。这三种说法都是指燃烧室的形状。气缸盖携带阀门，气门弹簧和在摇臂杆上的摇臂，这部分的气门传动机构通过推杆工作。有时，凸轮轴直接安装在气缸盖上并且不用摇臂控制阀门工作。这被叫为顶置凸轮轴装置。像气缸体一样，气缸盖是由铸铁或者铝合金制成。外文翻译译文 2 气缸盖与气缸体用高强度的钢螺栓缚连结。气缸体和气缸盖之间的连接必须密封以便没有燃烧的混合气体泄漏。这通过使用气缸盖衬垫实现。这是一个夹层衬垫，即在两片铜之间放一片石棉，这两种材料都能禁得住在发动机内的高温和高压。油底壳通常由钢冲压形成。油底壳和气缸体的下半部分一同被叫做曲轴箱；他们把曲轴封闭起来。润滑系统中的机油泵从油底壳抽取油并把油输送到发动机内全部正在工作的部分。机油流出后又流回油底壳。因而在油底壳和发动机工作零件之间有机油不断流动循环。冷却系统的作用是保证引擎在任何路况的任何车速下都在最高效的的运行温度中。随着燃油在引擎中燃烧，的热量转化成动力。还有随排气管排出而得不到有效利用，剩下的热量在冷却系统的作用下散失掉了。这意味着只有当热量得到适当的处理引擎温度处于平衡状态时引擎才能高效工作。所以，温度对引擎产生动力的意义是重大的。任何引擎在不好的运行温度下都工作不好。如果引擎过热，当压缩混合气由于燃烧室温度过高被过早点着，就会造成混合气早燃。润滑油润滑循环在过热的引擎中降低。灸热的润滑油气和碳积物可能沉积在燃烧室中导致炭氢化物排放上升。这同样会引起引擎性能欠佳和过早磨损，甚至导致引擎损坏。另外，在过高的温度下金外文翻译译文 3 属的反应也不同于正常温度，过高的温度会引起金属的缓慢变形和金属承受持续的恒定压力。如果引擎工作过冷，汽油蒸发就不好。如果气缸有液态汽油，液态汽油会冲走气壁的润滑油稀释引擎中的润滑油导致润滑油过少。这造成了引擎性能下降，排增加，和引擎过早磨损。由于这些原因，冷却系统是内燃机必不可少的。如果进口门在进气行程的上止点打开并且在这次行程的下止点关闭，它将有 180的开度。气门在 180转角内完全打开。然而气门达到全开位置需要一定时间，完全关闭也需要一定时间。因此阀门在上止点 (前被打开，在下止点 (后关闭。如果排气门在排气行程的下止点打开并且在这次行程的上止点关闭，它将有 180的持续。但是像进气门一样，排气门需要时间到达充分打开和关闭的位置。因此排气门在下止点之前打开，在上止点之后关闭。进气门在上止点前 17打开，排气门在上止点后 17关闭。因此，有34的一段时期，两个阀门都是开的： (17 + 17 = 34 )。这时期被称为气门重叠。排气门的关闭和进气门的开启重叠。在这个时候，新的混合气推动燃烧后的废气从排气门排出。在涡轮增压发动机上气门重叠角被保持在一个最小值。这就防止废气倒流入进气管。那些打开和关闭气门的气门传动是为了协调四冲程的工作循环 (使他们各自上下移动 )。这些阀门运动必须正好在合适的时刻进行。每个阀门的开启由凸轮轴控制。凸轮是一在轴上的蛋形的金属，通过曲轴协调旋转。那金属轴叫凸轮轴，在发动机里的每个气门一般有各自的凸轮。当凸轮轴旋转时，凸轮凸起的或者高点的位置，推动气门座。这行动强迫阀门向下移动。这过程能使进气门在进气行程打开，或者排气门在排气行程打开。因为凸轮轴继续旋转，凸轮轴上的凸起部分离开气门装置。当这发生时，气门弹簧紧紧地关闭气门口，叫做气门座。现代汽车发动机里的阀门位于发动机顶上的汽缸盖。这被称为顶置气门(构。另外，当凸轮轴位于汽缸盖上面时，这种方式被称为是顶置凸轮轴 (构。一些高性能发动机有两个单独的凸轮轴，分别负责开关进气门和排气门。这些发动机被称为双顶置凸轮轴 (动机。外文翻译译文 4 凸轮轴也装在发动机底部的气缸体内。为了将凸轮的运动传给气门需要一些附属装置。在这种布置中，凸轮凸角推动凸轮挺杆。当凸轮的凸角在凸轮挺杆下出现时，它推动凸轮挺杆向上运动 (离开凸轮轴 )。凸轮挺杆推动控制摇臂的推杆。摇臂以通过它的中心为轴而旋转。当摇臂的一侧上升，其另一侧下降，正如一块跷跷板一样。摇臂向下移动的那一边推动气门杆以打开气门。因为推杆气阀传动有另外的部分，所以很难以高速运转。推杆发动机一般在低速运转，从而产生比相同大小的顶置凸轮轴较少功率。 (记住，功率反映了工作能力。 ) 当发动机处于压缩行程和做功行程时，阀门必须紧紧地关闭以产生一个不透气的气封，以防止气体逃离燃烧室。如果阀门不完全关闭，发动机将不能发挥全部动力。此外气门头易于被通过的热气体燃烧，这有可能使活塞频繁冲击打开的气门，使发动机严重损坏。所以阀门能完全关闭，气门间隙在操作机构内是必须的。这意味着操作机构必须离阀门足够远以允许阀门通过气门弹簧使其完全关闭。但是，如果间隙太大，将引起金属轻敲的噪音。在四行程循环时，每凸轮必须旋转打开一阀门。记住，一个循环相当于曲轴旋转两次。因此，凸轮轴必须以曲轴正好一半的速度旋转。这用 2： 1的传动比完成。齿轮连接到凸轮轴的齿数是齿轮连接到曲轴的两倍。齿轮连结有三种方式：齿型带能被使用。这样的带是由合成橡胶做成并且用内部的钢或者玻璃纤维绞合加强。皮带上有齿，或者槽以啮合并且驱动传动齿轮上的齿。皮带一般与顶置凸轮阀门传动一起被用在发动机上。在一些发动机上，金属链被用来连结曲轴和凸轮轴齿轮。大多数推杆发动机和一些顶置凸轮轴发动机都有链。凸轮轴和曲轴齿轮可能被直接连结，或者相啮合。这类操作联动通常被用在更老的六气缸，直列发动机上。凸轮轴被链或者带驱动，使其朝着曲轴相同的方向转动。但是凸轮轴被曲轴齿轮直接驱动，其将在相反方向上转动。正时皮带被使用，因为他们花费少于链子，而且噪音少。一条典型的正时皮带由用玻璃纤维加强的氯丁橡胶 (合成橡胶 )做成的。外文翻译译文 5 活塞是四冲程发动机的一个重要组成部分。多数活塞是用铸铝制造的，活塞通过连杆将燃烧混合气产生的动力传递到曲轴。这动力驱动曲轴转动。圆形的稀薄的钢圈卡进活塞凹槽处来密封活塞的燃烧室。这些钢圈就是所谓的活塞环。与凹槽相适合的环就是所谓的环槽。活塞销与活塞上的孔是相适应的。活塞销装入活塞把连杆连在一起。在活塞上固定活塞的那厚的一部分是销毂。活塞本身，活塞环和活塞销装在一起就是活塞装配。为了经受住燃烧室的热，活塞必须耐热抗热。它也必须轻，因为它在汽缸内来回上下的高速度运转。活塞是空心的。在它推动热量冲击和承受膨胀压力的顶端是很厚的。底部相对较薄，那里承受较少的热能压力。活塞的顶端是最主要的。在环槽之间环绕着活塞部件的较薄的部分就是活塞环根部。活塞顶部可能是平的，凹的，圆顶的或凹进去的。在柴油发动机中，在活塞顶处可形成完全或部分的燃烧室，这依靠喷射方法。因此，他们使用不同的形状的活塞。正如图显示，活塞环装入活塞附近的环槽。简单的说，活塞环是很薄的圆形金属片装在活塞顶部的凹槽里。在现代的发动机中，每个活塞通常有三个活塞环。（活塞在以前的发动机中，有时有四个活塞环，甚至五个。）活塞环外表面紧贴着汽缸壁。活塞环在活塞和汽缸壁间给了一定的密封。这就是，只有活塞环与汽缸壁相接触。顶端两只活塞环是保持气体在气缸被称为压缩环。较底那个环是防止燃烧室进入的油溅到气套内壁，是所谓的油环。在汽车发动机上普遍使用铬合金活外文翻译译文 6 塞环，铬合金表面非常光滑，耐磨。在工作时，燃烧的压力对环是非常高的。这能导致它张开，当高气压作用在环上时，这压力使环完全的和汽缸壁接触。燃烧的压力紧紧的压着环根部，并反作用于槽环的根部。因此，高燃烧压力在活塞环和汽缸壁之间形成了紧密的密封活塞销使活塞和连杆连接在一起。活塞销穿过活塞销孔穿到连杆的顶端。适合曲轴的连杆的顶端要比底端小一些，小头伸入活塞的底部，活塞销从活塞的一边传入，穿过连杆的小的一端，然后从活塞的另一端穿出。它把连杆合适的固定在活塞的中心。销是用高强度钢做成的并且是空心的。许多销进行镀铬，使得帮助它有更好的耐磨性。车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - I 四座微型客货两用车变速器、传动轴和操纵机构设计摘要变速器、传动轴和操纵机构是汽车动力重要组成部分，本设计是建立在参考国内外大量微型客货两用车动力设计的基础之上，在设计中注重实际运用并密切联系小组成员的整车总体布置、离合器、驱动桥、车架、制动系的设计。实现变速器与发动机及其他机构的最佳匹配，力求整车结构及性能更为合理。变速器主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在起步、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下范围工作，本设计设有四个前进档、空档和倒档。变速器的结构直接影响汽车的动力性，经济性，操纵可靠性。设计主要分为三个部分。在变速器设计上先进行其结构分析，在参数方面考虑档数，传动比，及其如何分配传动比。在变速器齿轮设计中，主要考虑材料、强度和齿数的确定；传动轴方面，通过对传动轴的传动类型与结构分析，对传动轴的临界转速和计算载荷的确定，分析出传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核了其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数；操作机构方面，考虑到微型客货两用车的使用条件和要求，为了协调驾驶室、总体布置等问题，本次设计采用双拉杆式远距离换档操纵机构和单杆式高低档换档操纵机构。关键词：变速器，传动轴，操纵机构，微型客货两用车车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - he of of is I in my s it be It to be of is s to on or to At in of s in I n is of to In is O. of In be of of to on I 辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - of by of it be in it to 辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 号说明 m 汽车总质量 kg g 重力加速度 N/kg 路最大阻力系数 r 驱动轮的滚动半径 mm N m 0 汽车传动系的传动效率 2G 汽车满载载荷 N 路面附着系数 A 第一轴与中间轴的中心距中间轴与倒档轴的中心距第二轴与中间轴的中心距 K 中心距系数 m 直齿轮模数齿轮压力角。斜齿轮螺旋角。 b 齿轮宽度 mm 齿轮变位系数 W齿轮弯曲应力 j齿轮接触应力 N N N N m 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - V E 齿轮材料的弹性模量重合度影响系数主动齿轮节圆半径 mm z 主动齿轮节圆处的曲率半径 mm b从动齿轮节圆处的曲率半径扭转切应力 3G 轴的材料的剪切弹性模量 4 mm 辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 录第一章前言 .二章传动轴的设计 . 动轴的设计标准 . 向传动的计算载荷 . 字轴设计计算 . 字轴滚针轴承计算 . 向节叉的设计计算 . 动轴临界转速计算 . 管强度计算 . 动轴花键轴的计算 .三章变速器的结构分析 . 述 . 速器的总体结构 . 速器操纵机构 .四章变速器主要参数的确定 . 数选择 . 减速器传动比 . 配各挡传动比 . 定中心距 . 轮模数的选取 . 力角 . 旋角的选择 . 宽的选择 .五章齿轮参数的选择计算 . 速器各挡齿数的确定 . 轮的设计计算 .六章变速器齿轮的强度计算及材料的选择 .辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 轮的材料选择 . 轮的破坏形式 . 度的校核 . 第七章变速器轴的设计计算 . 算轴的直径 . 速器轴的强度校核计算 .八章轴承的设计计算 .九章结论 . 参考文献 .谢 . 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 1 第一章前言我国汽车工业发展规模空前，独有百家争鸣之景象。随着经济的不断发展，各种乘用车也进入普通家庭，但就中国国情来看，农村更有着广阔的市场前景。特别是客货两用车更适用于乡村公路，方便了群众的生产与生活，更被消费者所接受。目前国内涌现诸如昌河、五菱、江淮、长城、东风、重汽等众多微型客货两用车品牌。客货两用车的技术难点还在其动力方面，这就要充分考虑发动机的功率表现，以及它与变速箱和传动轴整体布置，以满足整车的动力性。变速器操纵机构分为直接操纵式和远距离操纵式，目前前沿的还有电控自动换档变速器。直接操纵结构简单，在各种类型的汽车上得到广泛的应用。但只有当变速器布置在驾驶座位附近时直接操纵的方案才能实现。远距离操纵机构用于当变速器布置得离驾驶座椅较远时，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些机构才能实现换档功能。这种布置要求整套系统有足够的刚性，并且各连接件之间间隙不能过大。否则会引起变速杆颤动和换档手感不明显。万向传动轴由万向节、轴管及其伸缩花键组成，对于长轴距的汽车，有时还加中间支撑。在发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，由于弹性悬架的变形，变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴的轴线相对位置经常变化，所以普遍采用十字轴万向节传动。这种结构简单，但强度高，耐久性好，传动效率高。考虑到变速器操纵机构与总体布置密切相关，为了协调驾驶室、总体布置等问题，本次设计采用双拉变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速。车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 2 第二章传动轴设计计算在汽车传动系统或其他系统中，经常采用万象传动装置来实现一对轴线相交且相对位置经常变化的转轴之间的动力传递。万向传动轴由万向节和传动轴组成，有时还加装中间支承。它主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传递转矩和旋转运动。万向传动轴在汽车上应用比较广泛。在发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，由于弹性悬架的变形，变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴的轴线相对位置经常变化，所以普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，内、外半轴之间的夹角随行驶需要而变，这时多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立悬架时，也必须采用万向传动轴。万向传动轴设计应满足如下基本要求： 1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。 3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。万向节按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。刚性万向节是靠零件的铰链式连接传递动力的，可分成不等速万向节 (如十字轴式 )、准等速万向节 (如双联式、凸块式、三销轴式等 )和等速万向节 (如球叉式、球笼式等 )。挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。不等速万向节是指万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以变化的瞬时角速度比传递运动，但平均角速度比为 1的万向节。准等速万向节是指在设计角度下工作时以等于 1的瞬时角速度比传递运动，而在其它角度下工作时瞬时角速度比近似等于 1的万向节。输出轴和输入轴以等于 1的瞬时角速度比传递运动的万向节，称之为等速万向节。传动轴外观及零件加工表面不得有毛刺、碰伤、锈蚀、折痕、扭曲变形车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 3 及裂纹等缺陷。传动轴装配前零部件应符合以下要求： 1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振动和噪声应在允许范围内。 3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。向传动的计算载荷万向节传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。本次设计传动轴布置在变速器与驱动桥之间。计算载荷的设计方法有三种： 1）按发动机最大转矩和一挡传动比来确定； 2）按驱动轮打滑来确定； 3）按日常平均使用转矩来确定。在此设计中采用根据发动机最大转矩和一挡传动比来计算。由公式：（ 2 式中：位：；此取；位： K k=1; 1i ； 1 98 ； n 计算驱动桥数，为 1。由公式（ 2 1）： 2 7 2 1 3 . 5 0 4 1 0 . 9 8 4 9 4 . 4 8 m 对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 4 十字轴设计计算十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈根部的断裂，所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。本次设计参考底盘设计（吉林工业大学出版），根据不同吨位载重汽车的十字轴总成初选其尺寸：十字轴： H=90 d=18 h=16 01 设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为 F，则： r TF s（ 2 式中：4 9 4 m；作用线到十字轴中心之间的距离， r=38 0429 。则由式（ 2 2）可得 : 04 9 4 . 4 8 1 7 5 9 3 . 0 62 0 . 0 3 8 c o s 9 4 3 十字轴轴颈根部的弯曲应力w应满足： )(324241 1 ww （ 2 式中：w位： 1d 81 ； 2d 2 ；作用线到轴颈根部的距离， s=8 w。由公式（ 2 3）可得： 443 2 1 8 1 7 9 5 3 . 0 6 8 2 7 5 . 9 23 . 1 4 ( 1 8 8 )P 满足强度要求。车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 5 十字轴轴颈的切应力应满足： )(44241 （ 2 则由已知数据可得： 444 1 7 5 9 3 . 0 6 9 5 . 6 73 . 1 4 ( 1 8 8 ) 满足切应力许用范围2080( 。字轴滚针轴承的计算滚针轴承中的滚针直径一般不小于免压碎。而且差别要小，否则会加重载荷在滚针间分配的不均匀性。公差带一般控制在内。滚针轴承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙过小时，有可能出现所热卡住或因赃物阻滞卡住，合适的间隙为滚针轴承得轴向总间隙以好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度。使其既有较高的承载能力，又不致因滚针果场发生歪斜而造成应力集中。滚针得轴向间隙一般不超过十字滚针轴承的接触应力为： 11(27201 （ 2 式中：00 ； 1d 81 ； 4。其中，作用下一个滚针所受的最大载荷（ N），可有下式求得 : 2式中： i 滚针列数， i=1； Z 每列中滚针数， Z=22 。车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 6 则 : 4 . 6 1 7 5 9 3 . 0 6 4 0 4 6 4 . 0 312由公式（ 2得 : 1 1 4 0 4 6 4 . 0 32 7 2 ( ) 3 1 9 4 . 3 61 8 3 1 4j N 当滚针和十字轴轴颈表面硬度在 58上时，许用接触应力为3000满足接触强度要求。计算结果 : 滚针直径 0 ；工作高度 4；列数 i=1；单列滚针数 Z=22 向节叉的设计计算由于十字轴万向节主、从动叉轴转矩 1T 、 2T 的作用，在主、从动万向节叉上产生相应的切向力1 21211211121211211t a ns (t a ns (c c ( s 2 式中： R 切向力作用线与万向节叉轴之间的距离； 1 动叉轴之夹角。在十字轴轴线所在平面内并作用于十字轴的切向力与轴向力的合力为： 212 ta ns 2 图（ a）为主动叉位于与初始位置的受力状况，此时 021 0 ，2 (12 a （ 2 图（ b）为主动叉轴转角 01 90 时的受力状况，这时 O 、2- - 7 最大值： ()co co m a a a （ 2 图 2向节叉危险截面示意图万向节叉在截面，弯曲应力w和扭转应力t分别为：（ 2 式中 :W 、，对于本设计中矩形截面： 6/2 2（ 2 根据相关设计参数可知： H=60 b=18 k= a=16 e=45则： 2 2 5/ 6 0 . 0 1 8 0 . 0 6 / 6 1 . 0 8 1 0W b h 2 2 60 . 2 4 6 0 . 0 6 0 . 0 1 8 4 . 7 8 1 0tW k h b 0m a x 1 / ( 2 c o s ) 1 2 2 0 . 5 5 ( 2 0 . 0 3 8 c o s 9 4 3 ) 1 6 2 7 4 . 2 3O T R N 6m a x / 1 6 2 7 4 . 2 3 0 . 0 4 5 1 0 . 8 1 0 6 7 . 8e W M P 6m a x / 1 6 2 7 4 . 2 3 0 . 0 1 6 4 . 7 8 1 0 5 4 . 4 7t t aO a W M P 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 8 万向节叉由 45 钢制造，其弯曲应力w不应大于050( ，扭转应力t不应大于6080( 。而设计计算所得结果满足条件要求。动轴临界转速计算万向传动轴的结构与其所连接的万向节的结构有关。通常，万向传动轴由中间部分和端部组成，中间部分可为实心轴或为空心轴管。本次设计采用空心轴管。空心的轴管具有较小的质量但能传递较大的转矩，且较实心轴具有更高的临界转速，故用作汽车传动系的万向传动轴。传动轴管由低碳钢板卷制的电焊钢管制成，轴管外径及内径是根据所传递最大转矩、最高转速及长度按有关标准（定，并校核临界转速及扭矩强度。传动轴的临界转速与其长度及断面尺寸等有关。由于沿轴管表面钢材质量分布的不均匀性以及在旋转使其本身质量产生的离心力所引起的静挠度，使轴管产生弯曲应力，后者在一定的转速下会导致轴管的断裂。所谓传动轴的临界转速是指旋转轴失去稳定的最低转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支撑情况。为了确定临界转速，可研究一下两端自由支撑与刚性球铰上的轴（见下图）：图 2动轴临界转速计算示意图设轴的质量 m 集中于 O 点，且 O 点偏离旋转轴线的量为 e，当轴以角速度旋转时，产生的离心力为：车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 9 )( 式中： y 轴在其离心力作用下产生的挠度。与离心力相平衡的弹性力为：式中： c 周的侧向刚度，对于质量分布均匀且两端自由地支撑于球形铰接的轴，其侧向刚度为： )/)(5/384( 3 E 材料的弹性模量，可取； J 轴管截面的抗弯惯性矩。 64/)( 44 因 )(2 故有 )/( 22 认为在达到临界转速的角速度c时，传动轴将破坏，即 y ，则有： 0 （ 2 传动轴管： (2 式中： D、 d 轴管的外径及内径， D=50mm,d=46L 传动轴的支撑长度，取两万向节之中心距，于钢 35 /108.0 ；将上述 c、 J 及 m 的表达式代入（ 3令 30/cc n 则得传动轴的临界转速 ( （ 2 由于传动轴动平衡的误差，伸缩花间联接的间隙以及支承的非刚性等，传动轴的实际临界转速要低于所计算的临界转速。因此引进安全系数 K，并取： m a x c 式中：r/r/车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 10 在本次设计中，已知 D=50d=46=672228325 0 4 61 . 2 1 0 1 8 . 1 6 2 1 0 / m i 已知发动机额定转速m a x 4 6 0 0 / m i 安全系数 31 8 . 1 6 2 1 0 / 4 6 0 0 3 . 9 5K 。管强度计算万向传动轴的尺寸除了要有足够的扭转强度，传动轴的最大扭转应力)( 可按下式计算： 1（ 2 式中：1 传动轴采用空心结构，则： )( 16 44 T （ 2 式中： T 传动轴计算转矩， T= D d 传动轴管的外径和内径， D=50mm,d=46441 6 4 6 4 9 4 4 8 0 1 1 9 . 8 73 . 1 4 ( 5 0 4 6 ) 传动轴管扭转应力不大于全系数 300 2 . 5 11 1 9 . 8 7K 。动轴花键轴的计算对于传动轴上的花键轴，应保证在传递转矩时有足够的扭转强度。通常以底径计算其扭转且应力。车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 11 316hh （ 2 轴的许用扭转切应力为初取花键轴直径计算，然后进行强度校核。取 6，则： 21 6 4 9 4 . 4 8 1 3 6 . 4 73 . 1 4 0 . 0 3 6 安全系数为 300 2 . 1 91 3 6 . 4 7K ，安全系数一般在 2右。即满足要求。传动轴滑动花键采用矩形花键，齿侧挤压应力为： 0)2)(4( （ 2 式中： K K = 40hD 6； 9； 0150 n；则： 91 . 3 4 9 4 . 4 8 2 3 . 2 54 3 3 6 4 0 3 6( ) ( ) 6 9 1 5 1 042P 对于齿面硬度大于 35滑动花键，齿侧许用挤压应力为。故安全系数 2 5 / 2 3 . 2 5 1 . 0 7 5K f ，满足要求强度。根据前面计算传动轴管强度，可取滑动叉轴直径为 46 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 12 第三章变速器的结构分析述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车获得在不同使用工况下不同的牵引力和速度，使发动机在最有利的工况范围下工作。变速器的设计需要在整车设计的总体原则下结合变速器要满足的具体功能展开。因此本着好用、好造、好修的总原则，力求产品通用化、标准化、系列化。对变速器提出如下的基本要求：（ 1）正确选择挡数和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标；（ 2）设置空挡，以使发动机能启动怠速、换档、切断发动机动力向驱动轮的传输；在滑行或停车时使发动机和传动系彻底分离；（ 3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶；（ 4）设置动力输出装置，能进行功率输出；（ 5）换档迅速、省力、方便，以便缩短加速时间并提高汽车的动力性能；（ 6）工作可靠，汽车行驶中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生；（ 7）变速器还应当满足效率高，噪声低，体积小，质量轻，制造容易，成本低等要求、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。速器的总体结构有级变速器与无级变速器相比具有传动效率高（造价低廉，因此在各类汽车中均得到广泛采用，此次设计也采用有级变速器。有级变速车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 13 器传动机构分为固定轴式和旋转轴式两类。固定轴式又分为中间轴式，两轴式和多中间轴式变速器。固定轴式应用最广泛。两轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。由于中间轴式变速器直接档工作时，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啮合，且第一，二轴均不承受径向载荷载荷，第一，二轴只起传递扭矩的作用。因此直接档的传递效率高，磨损及噪声也最小，这是中间轴式变速器的突出的优点。从结构上讲两轴式变速器与中间轴式变速器相比，其传动系结构简单，紧凑且除最高档外其他各档的传动效率都比较高，噪声也低，但多用于前置前驱的轿车布置。综合对比后选用中间轴式。一般情况下，变速器的档位数与汽车的动力性，燃油经济性有着密切的关系。就汽车的动力性而言，档位数多，增加了发动机在底燃油消耗率区工作的可能性，降低了油耗；同时有利扩大传动比范围，以适应各种使用条件下动力性经济性的要求。主、副变速器主要用于空、满载质量变化大、使用条件复杂、加之柴油机转矩变化平稳、适应性差而需要扩大传动比范围、增加挡位数以适应各种使用条件下的动力性与经济性要求的重型车。为使变速器的结构不致过于复杂和便于系列化，多以四档或五档的变速器与三档、四档的副变速器组合，副变速器装在主变速器之前之后或前后。倒档的布置方式参考中间轴式变速器倒档布置方式。从动力性、加工工艺性考虑宜使倒档轴传动比接近于一挡传动比。考虑到微型客货两用车的使用条件和要求，此次设计所选用的变速器结构方案为采用中间轴式， 4+1 前置后驱的变速方案。车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 14 图 3速器传动结构简图速器操纵机构变速器操纵机构分为直接操纵式和远距离操纵式。直接操纵结构简单，在各种类型的汽车上得到广泛的应用。但只有在当变速器布置在驾驶座位附近时直接操纵的方案才能实现。但要把变速器布置在驾驶室附近会给总体布置带来极大限制。远距离操纵机构用于当变速器布置得离驾驶座椅较远时，在客车、货车、轿车上都有广泛的应用。因仅需杆系、绳索等换档传动机构操纵变速器，使总体布置有很大的灵活性，也易于实现整车结构的优化设计。考虑到变速器操纵机构与总体布置密切相关，为了协调驾驶室、总体布置等问题，本次设计采用双拉杆式远距离换档操纵机构和单杆式高低档换档操纵机构。在本次设计中，我通过弹簧和双拉杆实现对变速器的远程操纵，通过操纵机构手柄左右移动，压缩弹簧带动连杆左右移动使拉杆转动，重而带动换车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 15 位摆杆轴转动以实现选档。经计算可知换位摆杆轴上上下摆动角度约为 20 度，重而计算出手柄左右摆动的距离约为 3 厘米。通过手柄的前后移动带动横杆的前后转动，重而使拉杆转动带动换档摆杆轴转动以实现换档。经计算可知换档摆杆轴转动角度约为 17 度，通过连杆的运动关系可以计算出手柄前后的摆动角度约为 25 度，经过对我们四座微型客货两用车整体布局的考虑，对操纵手柄的长度选取为 260 毫米。车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 16 第四章变速器主要参数的确定数本设计选用 4+1 挡。减速器传动比由车速计算公式 ua=：有若变速器最小传动比取 1；发动机的最高转速取发动机在额定功率下的转速，即 600r/ 已知滚动半径r=高车速 5km/h 求得同时考虑的总体布置要求，驱动桥设计等问题，综合分析后适。配各档传动比已知最小传动比 ,由公式 m a x m a xm a x 0c o s s i n ) 1 6 4 0 9 . 8 ( 0 . 0 1 1 c o s 1 6 . 7 s i n 1 6 . 7 ) 3 . 7 07 2 5 . 1 4 0 . 9 1 2t q TG f 可知最大传动比等比数列分配各档传动比，设相邻两档公比为q；在 4+1 的变速器中则有： 311 3 . 7 0 1 . 5 4 7n g g nq i i 所以 4 1i , i q, 23 i q, 12 i q 车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 17 定中心距初定中心距 A 时可根据下面经验公式计算： A=K（ 1/3 发动机输出最大扭矩，即 : 2; K 是经验系数对商用车 K 在 14 17 之间。代入数据求的 A=主箱中心距 A 取 60 轮模数的选取齿轮模数的选取由轮齿的弯曲或最大载荷作用下的静强度所决定，选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时，能有效降低变速器的噪声，而从减小变速器的质量考虑，则应增大模数并减小齿宽和中心矩，初选模数 m 2。压力角压力角的大小对传动的平稳性，工作噪声，齿轮的弯曲强度和表面的接触强度为都有影响。为提高齿轮的承载能力应选用大的压力角。实际国家标准压力角为 20O，所以变速器齿轮普遍采用 20O。按国家标准选取 =20O。螺旋角的选择增大角可以使齿轮啮合的重合度系数增加，工作平稳噪声降低，随着角的增大齿抗弯的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于 30O 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升，故从提高齿轮的接触强度考虑可取较大的角，但从保证齿轮的弯曲强度着眼不应大于 30O。一般商用车选 180260。角选择应力求使中间轴上的轴向力平衡，因此角的最终确定应根据中心距、轴向力、传动比综合选择。主箱第一轴常啮合齿轮定为右旋，中间轴上各齿轮定为左旋，则主箱第二轴各档齿轮为右旋。车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 18 宽的选择选择齿宽时应综合考虑，变速器的轴向尺寸，齿轮的强度以及齿轮工作时受力均匀程度度等因素的影响。由经验公式：直齿宽： b=m b=9 16齿： b= b=14 宽的选取可以根据变速器实际设计情况加以改变，一般以满足实际情况为准。车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - - 19 第五章齿轮参数的选择计算速器

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