【QC359】三轴式变速器设计【含PPT答辩稿+外文翻译】【3A0】
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【QC359】三轴式变速器设计【含PPT答辩稿+外文翻译】【3A0】,qc359,三轴式,变速器,设计,ppt,答辩,外文,翻译,a0
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自动变速器控制系统 全自动变速器 总体背景 手动操作连接变速器和离合器在其很长的发展历史上出现两个问题。第一，就如所言，在早期的驾驶员方面需要考虑换档需要的恰当时间。事实上这一问题的目的由于同步器的发明而得到解决。第二，摩擦片离合器本身总是需要一定的延迟时间，尤其是汽车从静止到启动。尽管有经验的驾驶员能毫无差错地从熟练的使用变速器和离合器中得到满足， 但是仍然有序到驾驶员宁愿在踩踏板时有个提示。换句话来说，对变速器的设计者总有一个动机是为汽车设计两个踏板的加速和刹车的控制系统。 为汽车提供两踏板控制系统首先引 入了半自动变速器，曾一时对半自动变速器有几种说法，主要的还是基于美国在二十世纪三十年代中期的试验，保留了传统的中间轴的变速器。 一个识别半自动变速器的特征是自动化操作离合器，因此，就取消了离合器的踏板。它是通过操作真空伺服而不是靠机械装置的离合器实现的，真空伺服是利用在发动机进气歧管存在的真空度。换档只需要握住装有一个电子开关的变速器手柄。电路因此就完全伺服能量化的电磁线圈，并打开一个阀门，这阀门让进气歧管的真空度来真空伺服是离合器分离开。 尽管这类系统运用两踏板控制，但驾驶员仍然需要决定换档的必要和选择恰当 的档位，这就是为什么这类变速器系统被划分为半自动变速器。与之对比，现代全自动变速器系统是一种完全能减轻驾驶员换档职能的变速器，且仍然允许驾驶员在认为必要时取代全自动变速器的一般操作。 全自动变速器的优点 全自动变速器通常简称为自动变速器，其优点有如下： 在汽车启动和换档时， 通过取消必须操作的离合器和变速杆，让 驾驶员的疲劳最小化，尤其是在交通高峰期。 驾驶员的注意力不受换档影响，双手将始终放方向盘上，因此对安全驾驶很有利。 在一般的驾驶情况下前进更平稳，因为换档时间是根据路速和油门的开启成都理论上准确 无误地执行的。 它允许驾驶员取代自动化控制和在必需时强迫换档，因为没有任何系统能提前预料道路和交通情况。 自动变速器的基本机构 自动变速器的典型现代机构主要是要有三个铝合金铸件构成。 它们包含液力变扭器的钟形壳体，外摆线齿轮和与之连接的离合器、皮带和伺服系统的箱体，及附在输出轴上停车卡块和调速器的后部延长壳体。三个铸件通过定心止 口和螺栓相互定位连接在一起。 一个用作支撑液力变扭器的定位轮轮毂的反应轴定心装配在主箱体的前端面和螺栓连接在钟形壳体的后端面。 反应轴能进一步使从涡轮机出来的输入轴轴承轴套的结合，也能 为前端的泵的整体操作提供一个操作腔。作为环状结构，主箱体的整体后端面可作为轴承架和调速器总成的分配器衬套，调速器总成是输出轴的后续工作部件。最后，控制阀总成有螺栓连接与主箱体的下面，它是一个封闭的壳分开的用于准改变速器液体的 储油槽。 由于液力变扭器和外摆线齿轮组的结构和操作很早引起人们的注意，它现在仍然当作自动变速器液压控制系统的基本操作原理。 液压控制系统 液压控制系统的作用 自动变速器中的液压控制系统的作用有如下： 1 在有效的变速器扭矩下，液力变扭器的压力能让变速器充满并且维持流动的液体。 2 能提供液体给阀 门控制总成和调整应用的调速器和根据路速情况和油门的开启 程 度分开齿轮组离合器和皮带。 3 从液力变扭器出来的热循环液体通过冷却器，在润滑齿轮、轴承轴套、止推垫圈、多片离合器和单片离合器。 液压控制系统的操作 像人们通常说得那样如许多复杂设备， 自动变速器的液压控制系统可以当作许多基本的简单单元的复杂集合。因此，第一步就是要对每个单元有个基本的了解，然后依据有关供货商提供的液压循环图将它们的操作与作为整体的系统联系起来，涉及到的液压基本单元有如下： 液压泵 压力调节器和增压阀 手动控制阀 调速器 换挡阀 液压泵 发动机驱动泵为液压系统提供能量。它安装在变速器主箱体的前端，它受到液力变扭器轮毂的两平面或者两端耳驱动。运用一个强制排量泵，早期当作发动机油泵来理解的， 这种等级的泵只能产生如下作用：对系统压力产生的流体有阻力作用 ，在现代自动变速器中广泛应用的是一个内齿轮和一个 形的强制排量泵， 相关大尺寸的泵需要分开 和齿轮的齿不啮合，以保证有效的传送液体。 因为泵是由发动机驱动而不是由变速器，如汽车在被牵引行驶时就不能循环润滑变速器。 因此，必须参考有关供货商推荐的牵引考虑的速度和限制路程，通常认为牵引汽车必需驱动轮离 开地面。 压力调节器和增压阀 液压控制系统中的压力调节器阀门通常用来调节涉及油管或控制压力的主要压力。在变速器直接档中的高速齿轮，调节器阀门提供一个可变的油管压力用来增加发动机扭矩和油门的开启程度。相似的，油管压力将进一步增加中间齿轮、低速齿轮、倒档齿轮传递的扭矩。 可变有关压力这一方式的目的最佳地兼顾最有效的阻止离合器和皮带的滑移和磨损 及避免不必要的高压产生的不准确换档。 压力调节阀门的另一个功能是传送压力减小的液体到液力变扭器、有冷却器、和变速器的润滑回路。 在实际应用中压力调节阀门需从液压泵那安装一 条主要的供油路线，且压力调节器阀门是分若干阶段运行的。 最初阀门在弹簧弹力下保持关闭状态，让液压泵将整个液压控制系统中充满液体。 当系统中的压力从空档状态上升至约420 ，阀门不再关闭，而是通过油管末端压力推动弹簧负荷强制运动。 这一平衡压力通过增大阻尼截流孔末端阀门的孔， 以致阀门不能很快停止振荡 而产生蜂鸣似的噪声。阀门的运动能有效地打开油泵出口是液体从液压泵输出到主要油管，从而计量液力变扭器中的流量和给它加压。一旦这一运动完成，油管压力的进一步增大都会类似地增加阀体末端的运动，使得阀门反作用弹簧压力打开的更大一些。这将引起排油口打开，液压控制系统和液力变扭器需要的从泵中传送来的过量的液体只能从储槽或溢流阀回到液压泵入口管道。 当汽车发动后，作用在调节器阀门的平衡压力将会相反运动不是压弹簧，而是另一个叫增压阀的阀门工作起来。根据油门的开启程度和齿轮组的选择情况，这一阀门的总的合力是可以变化的 。在以往的情况是油门的压力是按油门开启程度比例直接反作用于增压阀的末端。 这一增加运动阻尼的压力调节器阀门，允许排油口保持关闭状态直到一个足够高的油路压力的产生，高压油管压力是弹簧负荷的三倍以上。当选用中间齿轮组、低速齿轮和 倒档齿轮组时 ,有关的压力将需要增大至单独调节弹簧负荷压力的三至四倍的压力。这将通过允许油管压力作用于增压阀阶梯式密封带的不同区域来实现的。 手动阀门 这一阀门的作用是依据驾驶员选择的档 位的不同直接选择各种不同回路的液压控制系统。它连接到驾驶员的选档 手柄和直接作用系统的变速杆的机械装置或者是封闭电缆或者是安装在变速器上的电子伺服设备（如劳斯莱斯应用的） 。手动阀门是一个滑阀状由若干相等直径的轮箍 组成 ， 它的设计是按油管压力总是允许量相同轮箍之间 保证液压力沿阀门方向的力是相等且相反的。油管压力因此能重复直接通过阀体 的排油口，且对阀门运动影响很小，不同于克服确定变速杆不同位置的弹簧负荷的卡销。 手动阀门的位置是不同的，驾驶员的变速杆的型式、顺序与很久以前在美国试用和美国汽车工程师协会推荐的两轴式变速器一致。 设计的依次顺序是字母P 代表停车档 ， R 代表倒档， N 代表空档， D 代表高速档， L 代表低速档。在现代自动变速器中这一基本顺序是可以调整的，现代自动变速器有三轴（有时有四轴）齿轮组。典型的顺序是： 儿 I 代表 直接 档 ； 儿2 和 1 与 就是两个附加档 ， 相似的还有 在实际控制设备 给定手动阀门相应位置和与之相关联的状态有如下： 停车档 自动变速器的早期发展成果为停放的车辆提供一种强制锁定变速器的方式 ，只需额外增加一个手刹控制。 通过停放状态的齿轮控制机械装置，变速器输出轴上的卡口轮与安装在箱体枢轴上的柱塞操作式擎子相啮合，阻止了轴的旋转，这也只有变速杆在两个位置中的其中一个，发动机才能启动，另一个位置就是空档了。 倒档 这一状态是当汽车静止时才能选择，其状态是要自我确定。 空档 当变速杆在这一位置时，发动机可以开始运转而变速器输出轴不运转，发动机运转但不能驱动汽车行 驶，因为变 速 器的档位 都没啮合 。 高速档 所有的正常情况都选用这个档位，并且经济性最好。变速器在低速档启动， 自动换档到直接 档然后依据汽车的速度变化为高速档。当汽车减速时也是相似的自动换档到合适的低速档。 触发设备在高速当中也可使用；因为加速超车时需要，例如驾驶员可以通过完全踩下加速踏板强制变速。 直接档 在这个档位 下 ， 汽车要么在低速档下启动，然后再自动的换档到直接档，要么就根据设计在直接档下启动，但不管怎样，汽车不能在直接档以上启动。 这个档位适合于小斜度的下坡或顺风行使， 持续地使用直接档可以有效的刹车以致更好的控制汽车。 通常建议直接档不要超过 100 千米 /小时。 低速档 当采用这一档位是，汽车将在低速档下启动且一直维持在这一档位，不管汽车的速度如何或者是油门是否全开。它 特别适合在陡峭的下坡刹车以减小刹车使用的效果。为了皮面发动机超速，建议低速档不要超过 60 千米 /小时。 为了使自动变速器安全运行，连接手动阀门的变速杆操纵机构同用于机电以致及装置相连接。除了可视化地选择档位 变速杆也提供了一个卡销装置以便使驾驶员能觉察到选择了哪个档位。比如说，在变速杆阀门下的两阶段停止能阻止变速杆的某些运动，除非按住带回位的弹簧按钮。 于是，在直 接档或倒档被选择之前，稍微按住变速杆按钮是必要的，然而在选择低速档或停车档之前要求用更大的力气来按按钮。 空档 的安全性或抑制剂开关总是连接在启动电动机的电路中，以便及早注意到发动机只有在变速杆在空档或停车档位置下才能启动。抑制剂开关要么是由变速杆或变速杆操纵杆上的闩眼凸轮控制的柱塞型的， 要么置于变速杆中的旋转型。 业设计（论文） 设计（论文）题目 ： 飞龙牌 型货车变速器设计 学生姓名 李 碧 军 学生学号 20010430811 专业班级 机械设计制造及其自动化八班 指导老师 雷 正 保 院 长 刘 桂 荣 200 5 年 6 月 14 日 业设计（翻译） 设计（论文）题目 ： 飞龙牌 型货车变速器设计 学生姓名 李 碧 军 学生学号 20010430811 专业班级 机械设计制造及其自动化八班 指导老师 雷 正 保 院 长 刘 桂 荣 200 5 年 6 月 14 日 中型货车三轴式变速器 指导老师：雷正保 学生 :秦杰 变速器设计的意义和背景 发动机的扭矩、转速与汽车牵引力、车速要求之间的矛盾，靠汽车的内燃机本身是无法解决的。 汽车在某些情况下，如进出停车场或倒向行驶，发动机不能倒转工作，因此在变速器上设立倒档。 当前变速器的发展方向 1摩擦传动 2液力传动 3电控机械式自动变速器 4齿轮无级变速器 传动方案的设计 两轴式变速器与三轴式变速器的比较： 1径向尺寸 2寿命 3效率 齿轮的安排要求： 1整车的布置 2驾驶员的习惯 3提高传动效率 4改善受载状况 传动方案设计 换档的方式 1滑动齿轮 2啮合套齿轮 3同步器换档 倒档结构方案及倒档轴的位置 变速器轴的设计 设计要求：转矩、弯矩应满足强度、刚度要求。 注意问题：结构形状、直径、长度、轴上花键类型和尺寸。 变速器轴的设计 轴的受力分析 先分析第二轴，然后依次是中间轴、第一轴 右图为第二轴受力 变速器 轴的设计 中间轴受力分析图 第二轴受力分析 变速器轴的设计 强度要求：选用在第一轴上的转矩 档时不低于 400 刚度要求：第二轴不得大于 轴分离不得大于 速器齿轮的设计 常见的齿轮失效形式： 1轮齿折断 2齿面点蚀 3齿面胶合 变速器齿轮的设计 模数的选取原则： 为了减少噪声应合理的减小模数，增加齿宽； 从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同种模数，从强度方面考虑，各档齿轮应由不同的模数； 相啮合的齿轮模数相同。 变速器齿轮的设计 压力角：齿轮的压力角一般选用 20度，同步器和啮合套的接合齿压力角选用 30度。 螺旋角：斜齿轮在变速器中广泛应用，注意平衡轴向力，以减少轴承负荷。一般在2234度之间。 1122t a nt a 变速器齿轮的设计 各档齿数的分配 右图为传动示意图 变速器齿轮的设计 常用齿轮材料 锻钢 铸钢 铸铁 非金属材料 变速器齿轮的设计 齿轮的接触强度校核： 12110 . 4 1 8 ( )c o 变速器齿轮的设计 齿轮弯曲强度计算： 直齿轮应力计算公式 斜齿轮计算公式 Kb p y y p y K 同步器的设计 常见同步器的形式： 1常压式 2惯性式 3惯性增力式 右图为锁销式同步器 同步器设计 锁环式同步器 同步器设计 同步器的主要参数： 1摩擦系数 f 2锥面半推角 68度 3摩擦锥面平均半径 4锥面工作长度 5同步环径向厚度 6锁止角 2642度 7同步时间 t:高档 档 1纵机构 变速杆的布置位置 锁止装置 操纵机构 倒档锁止装置 谢谢 ! 谢谢评委老师，您们的意见是我以后学习的宝贵财富！ 湖南大学毕业设计论 文 第 I 页 中型货车变速器设计 （三轴式） 摘 要 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。本次设计的目的主要是基于对机械原理、机械设计、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。 首先，本文将概述汽车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，本文将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，本文重点对变速器的两种重要部件 轴和齿轮进行受 力分析 ,强度、刚度的校核计算，以及为这些元件选择合适的工程材料及热处理方法。 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、设计方法以及重要参数。 在附录中，本文还将给出进行计算的必要公式、表格及图形，供 参考之用。 关键词 ：变速器，同步器，轴，齿轮 湖南大学毕业设计论 文 第 is as of my is on of my is of of of of I of At I a of of of in of I of a I do of of At I an in I an of of At I so It be 湖南大学毕业设计论 文 第 I 页 目 录 1 绪论 1 速器的设计意义及背景 1 速器的现状及发展趋势 2 速器的设计方法和研究内容 5 2 变速器结构方案的设计 6 轴式和三轴式变速器 6 轮安排 7 档结构方式 8 . 变速器轴的设计 的设计 . 变速器齿轮的设计 速器齿轮设计步骤 22 档齿轮齿数的分配 .轮的材料及其选择原则 31 同步器设计 变速器操纵机构 湖南大学毕业设计论 文 第 档位置图 46 论 谢 考文献 录 湖南大学毕业设计论 文 第 1 页 1 绪论 速器的设计 背景及目的 现代汽车的动力设置，几乎都采用往复活塞式内燃机。它具有体积小，质量轻，工作可靠，使用方便等优点。但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。 大家知道，汽车需要克服作用在它上面的阻力，才 能起步和正常的行驶。即使在平坦的柏油路上，汽车以低速等速直线行驶，滚动阻力。 例如， 车，满载时总质量为 5360滚动阻力为800N 左右。若需要满载汽车在坡度为 9%的道路上等速上坡行驶，仅上坡阻力就达 4824N。如果用发动机直接带动汽车驱动轮，则发动机需要发出 2050N 车发动机的最大扭矩只有 205N m，此时，所产生的最大牵引力为 482N，和上坡阻力相差 10 倍之多。显然，如此小的牵引力，不仅不能上坡行驶，即使在平坦的道路上也不能行 驶。 另一方面， 车发动机，最大功率为 时曲轴的转速为2800r/发动机和车轮直接相连，则对应于该转速所换算的汽车速度，竟达到 458km/h.。显然，这样高的车速是不能实现的。 上述发动机的扭矩、转速与汽车的牵引力、车速要求之间的矛盾，靠现代汽车的内燃机本身是无法解决的。为此，在汽车传动系中设置了变速器和主减速器。既可使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，同时又可使其转速减小到发动机转速的若干分之一。 此外，汽车的使用条件颇为复杂，变化很大。如汽 车的载货量、道路坡度、路面好坏以及交通情况等。这就要求汽车的牵引力和车速具有较大的变化范围，以及适应使用的需要。当汽车在平坦的道路上，以高速行驶时，可挂入变速器的高速档；而在不平的路上或爬较大的坡道时，则应挂入变速器的低速档。根据汽车的使用条件，选择合适的变速器档位，不仅是汽车动力性的要求，而且也是汽 湖南大学毕业设计论 文 第 2 页 车燃料经济性的要求。例如，汽车在同样的载货量、道路、车速等条件下行时，往往可挂入较高的变速器档位，也可挂入较低的档位工作。此时只是发动机的节气门开度和转速或大或小而已，可是发动机在不同的工况下，燃料的消耗量是不一样的。一般变速器具有四个或更多的档位，驾驶员可根据情况选择合适的档位，使发动机燃料消耗量减小。 汽车在某些情况下，如进出停车场或车库，或在较窄的路上掉头等需要倒向行驶。然而，汽车发动机不能倒转工作，因此在变速器设立倒档。此外，变速器还设有空档，可中断动力传递，以满足汽车暂时停止行驶和对发动机检查调整的需要。 对变速器的要求。除一般便于制造、使用、维修以及质量轻、尺寸紧凑外，主要还有以下几点： 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，使汽车能倒退行驶。 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。 6）工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象发生。 7）变速器应当有高的工作效率。 8）变速器的工作噪声低。 内外研究状况及成果 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。 从 40 年代初，美国成功研制出两挡的液力 动变速器技术得到了迅速发展 。 80 年代，美国已将液力自动变速器作为轿车的标准装备。 1983 年时，美国通用汽车公司的自动变速器装车率已经达到了 94%。近些年来，由于电子技术和电子计算机技术的发展，自动变速器技术已经达到了相当高的水平。自动变速器与机械式变速器相比，具有许多不可比拟的 湖南大学毕业设计论 文 第 3 页 优势：提高发动机和传动系的使用寿命 ； 提高汽车的通过性 ； 具有良好的自适应性 ； 操纵更加方便。 目前，国内变速器厂商都朝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， 而重型汽车则采用多中间轴的形式，将低速档和高速档区分开。 汽车行驶的速度是不断变化的，这就要求汽车的变速器的变速比要尽量多，这就 是无级变速 (称 。尽管传统的齿轮变速箱并不理想，但其以结构简单、效率高、功率大三大显着优点依然占领着汽车变速箱的主流地位。 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 (现了极大的热情，极度重视 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。 围绕汽车变速箱四 个研究方向，各国汽车变速器专家展开了激烈的角逐。 1 摩擦传动 属带式无级变速箱 (传动功率已能达到轿车实用的要求，装备金属带式无级变速箱的轿车已达 100 多万辆。据报道：大排量 6 缸内燃机（ 奥迪 能传动 142193率， 280矩。这是真正意义的无级变速器。 另一种摩擦传动 为 滚轮转盘式。日产把它装在概念车 款公爵 (也装用这种 与33094配使用，可谓汽车变速箱发展史上又一重要进步。 从 型金属带 擦传动 管摩擦传动无级变速器的发展已经达到很高的水平，也已经装备上汽车达到了实用的水平。但齿轮变速箱依然占据着半壁河山，这至少说明了四个问题： 湖南大学毕业设计论 文 第 4 页 （ 1）无级变速（ 汽车变速箱始终追逐的目标。 （ 2）摩擦传动 现大功率的无级变速传动是极为困难的。 （ 3）摩擦传动 动效率低是必然的。 （ 4）摩擦传动 效率，功率无法与齿轮变速相比。 2 液力传动 人们经常把液力自动变速器（ 无级变速器（ 个概念混为一谈。实际上这两种变速器工作原理完全不同。液力自动变速器免除了手动变速器繁杂的换档和脚踩离合器踏板的频繁操作，使开车变得简单、省力。但是 , 液力自动变速器（ 是无级变速，是有级变速的自动控制，没有从根本上满足汽车对变速器的要求。从原始橡胶带无级变速箱到现代金属链无级 变速箱、滚轮转盘式年大回转说明：无级变速箱是汽车变速箱的最终归属，液力自动变速器只不过是一种过渡产品。 3电控机械式自动变速器 电控机械式自动变速器 (称 和液力自动变速器（ 样，不是无级变速器，是有级变速器的自动换档控制。其特点是机械传动部分沿用了传统的有级变速箱，但控制参量太多，实现自动控制相当困难。 4齿轮无级变速器 齿轮无级变速器（ 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 (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， 200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； 湖南大学毕业设计论 文 第 5 页 （ 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污染。 速器的 设计方法 和研究内容 在本次设计中，由于是对传统的变速器进行改进性设计，我们在设计中参考了东风汽车有限公司生产的 一汽集团的 种类型的中型货车的变速器，采用了锁环式同步器与锁销式同步器相结合的换档方式。 在设计中，我们除了对汽 车变速器的结构进行了合理的布置外，还运用了材料力学、机械原理、机械设计等知识， 对变速器的重要零件 轴和齿轮进行受力分析，强度、刚度的校核，以及为这些零件选择合理的工程材料和热处理方法，同时也为变速器选择合理的同步器和操纵机构。 在设计的初期，我们专门去东风公司的特约维修站参观汽车的整体构造尤其是变速器的各部件的功用；在设计的第二阶段，通过参考以上提及的两种类型的变速器，对变速器进行整体结构布置，校核轴和齿轮的强度、刚度，选择材料和热处理方法；在 第三阶段的主要任务是绘制变速器的装配图和重要的零件图，确定个零件 的精度等级及其它参数；最后，是对整体论文的编写整理整个设计过程中的各种资料，以及对前期设计中的错误 做出 修改。 湖南大学毕业设计论 文 第 6 页 2 变速器结构方案的设计 目前，汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的，这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同，也是由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此，一般变速器的结构形式，仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点，这些优缺点随主观和客观条件的变化 而变化。因此，设计人员应深入实际，收集资料，调查研究，对结构进行 分析比较，并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化 和标准化，最后确定较合适的方案。 轴式和三轴式变速器 现代汽车大多数采用三轴式变速器。两轴式变速器只用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车上。究竟采用哪种形式，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下三个方面： 速器的径向尺寸 两轴式变速器的前进档均由一对齿轮传递动力。当需要大的传动比时，需将主动齿轮做得小些，而将从动齿轮做得大些，因此两轴的中心距和变速器壳体的相关尺寸也必然增大。而三轴式变速器由两对齿轮传递动力，在同样传动比的情况下，可将大齿轮的径向尺寸做得小些，因此中心距及 变速器壳的相关尺寸均可减小。 速器的寿命 两轴式变速器的低档齿轮幅大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多，因此小齿轮的寿命比大齿轮的寿命短。三轴式变速器各前进档（除直接档），均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，工作循环次数和寿命也比较接近，用直齿轮工作时，因第一轴与第二轴直接连接在一起，齿轮只是空转，并不传递动力，故不影响齿轮的寿命。 速器的效率 两轴式变速器虽然可以由等于 1 的传动比，但仍要经过一对齿轮传递动力，因此用功率损失。而三轴式变速器可将输入轴和输出轴 直接相连，得到直接档， 湖南大学毕业设计论 文 第 7 页 这种动力传递方式几乎无功率损失，且噪声较小。 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的比较多。 轮安排 各齿轮副的相对安装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： 车总布置 根据整车的总布置，对变速器输入轴和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。 驶员的使用习惯 有人认为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。但是也有人认为应该将常用档位放在中间位置。值得注意的是倒档，虽然他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。按习惯，倒档最好与序列不接合。否则，从安全角度考虑，将倒档与一档放在一起较好。 在五档变速其中，倒档与序列接合与不接合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者的布置适当，则可使变速器的轴向长度缩短。 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计成直接档。 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，以较小轴的变形，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撑较远处较好。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。 湖南大学毕业设计论 文 第 8 页 档结构方式 目前汽车上的机械式变速器采用的换档结构形式有三种： 动齿轮换档 通常是采用滑动直齿轮进行换档，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。缺点是换档使齿面承受很大的冲击，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倒档上。 合套换档 用接合套换档，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合斜齿轮。而斜齿轮上另外有一部分做成直的结合齿，用来与啮合套向啮合。这种结构具有斜齿轮的传动优点，同时克服了滑动齿轮换档时冲击力集中在 12 个轮齿上的缺陷。因为在换档时，有啮合套以及相啮合的结合齿上所有的轮齿共同承担所受到的冲击，所以啮合套和结合齿的轮齿所受的冲击损伤和 磨损较小。它的缺点是增大了变速器的轴向尺寸，未能彻底消除齿轮端面所受到的冲击。 步器换档 现在大多数汽车的变速器都采用同步器。使用同步器可减轻结合齿在换档时引起的冲击及零件的损坏。并且具有操纵轻便，经济性和缩短换档时间等优点，从而改善了汽车的加速性，经济性和山区行使的安全性。其缺点是零件增多，结构复杂，轴向尺寸增加，制造要求高，同步环磨损大，寿命低。但是近年来由于同步器的广泛使用，受命问题已解决。 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。一般考虑原则是不常用的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。对于常用的档位则采用同步器或啮合套。 档的结构方案及倒档轴 的位置 倒档齿轮的结构及其轴的位置，应与变速器的整体结构方案同时考虑。在结构布置上，要注意在不挂入倒档时，不能与第二轴齿轮有啮合情况。换倒档时能顺利换入倒档，而不和其它齿轮发生干涉。 湖南大学毕业设计论 文 第 9 页 在轿车和其它轻型汽车中，经常只采用一个倒档齿轮，结构较简单。载货汽车由于需要较大的倒档传动比，则多采用由两个齿轮组成的齿轮组。为缩短变速器的轴向尺寸充分利用空间。但一档和倒档需各用一根变速滑杆，这比通常的换档机构多用一根变速滑杆和拨 叉，使变速器的上盖结构变得复杂。 倒档齿轮安排在变速器的左侧或右侧，关系到操纵杆拨动的方向和倒档轴的受力状况。挂倒档时，操纵杆向左侧拨动，比较符合习惯要求。但此时倒档齿轮需安排在右侧，这是倒档轴的轴向承受较大的作用力。反之，操纵杆向右侧，虽不符合习惯，但可以减轻倒档轴的负荷。 湖南大学毕业设计论 文 第 10页 3 变速器轴的设计 的设计 的功用及其设计要求 变速器 在工作是承受力扭矩、弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的钢的不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮 合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要，与其它零件的设计不同。 设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状，轴直径、长度、轴的强的和刚度，轴上花键型式和尺寸。 轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺，装配工艺而最后确定。 的尺寸 轴的直径 d 与支承跨度长度 l 之间关系可按下式选取： 第一轴及中间轴： （ 3 第二轴： （ 3 第二轴及中间轴最大轴径： ( 0 . 4 0 . 5 ) ( )d A m m （ 3 第一轴最细处： 3 m a 0 5 8 ( ) m m （ 3 第一轴花键部分直径 ： 3 m a x( 4 . 0 4 . 6 ) ( ) m m （ 3 式中： 发动机最大扭矩， A变速器中心距， 有相关手册查得： 353 中心距经验公式： 3 m a x(1 4 1 7 ) （ 取中心距 A =的结构 设计 轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件及轴承等安装、固定。并与工艺要求 湖南大学毕业设计论 文 第 11 页 有密切关系。 在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成 一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其直径根 据前轴承内径确定。公差一般选6f。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总称轴向尺寸确定。确定第一轴后径时， 希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈 外径大，便于装拆第一轴。 第二轴前颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承。第二轴安装同步器齿毂的花键采用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定位性能好，承载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚 度 。选用渐开线花键是以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因此，无论装滚针轴承、衬套还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高， 不应低于 面硬度不应低于 63。 在一般情况下轴上还应开螺旋油槽 ，以保证充分润滑。在低档时，齿轮须轴向滑动挂挡（有些变速器）齿轮处 ， 轴上花键采用矩形花键 ，因为挂挡时，齿轮须轴向滑动，要求定中心好滑动灵活。 所以除要求定中心的外径磨削外，一般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。 第二轴制成阶梯式，便于齿轮安装，从受力和合理使 用材料看，这也是需要的。各截面尺寸要避免相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽产生应力集中，易造成轴折断。轻型汽车变速器各档位常用弹性挡圈轴向定位，弹性挡圈定位简单，但拆装不方便，并且与旋转件端面有相对摩擦，同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力，这是很不利的。因此只在轻型汽车上采用。第二轴尾端螺纹不应淬硬。 轻型汽车（尤其是轿车）为了缩短传动轴的长度，常常将第二轴做得很长，在长的后体设有辅助支承。有些变速器低档、倒档或超速档传动往往不只在后体上。 变速器中间轴有旋转式和固定式两种： 固定式中间轴是根光轴，近期支撑 作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结 湖南大学毕业设计论 文 第 12页 构保证。 轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承、或短圆柱滚子轴承。轴常轻压于壳体中。因此光轴有两种配合公差的轴径。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车的中心距较小，壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖。因而多采用固定式中间轴。 旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常和轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合， 以便齿轮损坏后更换。如结构尺寸允许，应尽量用旋转式中间轴而不用固定式中间轴。 我这次设 计的中型货车的变速器就是采用的旋转式中间轴。 中间轴的前轴承运用圆柱滚子轴承，从前之后依次是常啮合齿轮，四档齿轮，三档齿轮，二档齿轮，一档齿轮由于尺寸较小，就与中间轴 制成一体，并且中间轴一档也和倒档齿轮啮合，后轴承使用球轴承，轴后端 用螺纹锁紧， 再加后轴承改其定位密封作用。 合器设计 设计接合器时主要考虑三个问题：接合器强度、尺寸；换档方便，不允许自行脱档等。 接合器参数选择 ,接合器采用渐开线齿线，齿形参数应尽量按渐开线花键标准选取。花键模数依使用条件、传递的最大扭矩与同类汽车比较选取。近似公 式如下： m 计M （ 3 式中： 计M 当啮合套工作宽度 b=11 16 时，系数 4； b=4 7 时， 算的模数最后按标准确定 。一般推荐，对轿车和轻型、中型货车模数为 型货车为 虑到加工工艺，各档接合器齿的模数应相同。齿面工作宽度初选可等于模数的 2。一轴取模数为 数为 24。二轴锁销式同步器模数 4，齿数 24。 湖南大学毕业设计论 文 第 13页 的受力分析 与校核计算 的受力分析 计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮上的作用力。 不同档位时，轴所 受到的力及支承反 力是不同的，须分别计算。齿轮上的作用力认为在有效齿面宽的中点。轴承上的支撑反力作用点，对于向心轴承取款度方向 中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对圆锥滚子轴承，取 滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点 。 二轴受力分析 湖南大学毕业设计论 文 第 14页 一轴受力分析 间轴受力分析 求支撑反力，先从第二轴开始， 然后依次计算中间轴、第一轴。 计算公式如下表 若计算结果为正数，表示实际力的方向与图示方向相同，若计算结果为负数，表示实际力的方向与图示方向相反。 湖南大学毕业设计论 文 第 15页 表 3的 支撑力计算 轴 支点 水平面内支承反力 垂直面内支承反力 二 轴 C 1 l 2 x x x xP m Q rC l D 11 C l 2 x x x xP n Q rD l 中 间 轴 E 1 1 c x b P 2 1 c x x x x x b R e Q r Q F 2 1 x x c P 2 1 c c x x x x r Q r R C R 一轴 B 111 ( ) ( ) g k P h 221 ( ) ( ) g h C k g Q A 111 k P 121 c c k R h Q 的强度计算 由变速器结构布置并考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险断面进行验算。 出不同档位时的各支反力，可以计算轴的各截面的弯曲力矩： （ 3 式中： x 支撑中心至计算断面距离。 确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和扭矩最大值（因为各档时弯矩图不同） 计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。 弯曲应力 ww 扭转应力 nn 式中： 轴截面抗弯截面模数； 轴截面抗扭截面模数 。 圆截面： 332, 316,花键轴按小径计算 。 当发动机最大扭矩计算轴的强度时，其安全系数（按金属材料的屈服极限计 湖南大学毕业设计论 文 第 16页 算）在 5 10范围内选取。第一轴取上限，中间轴和第二轴取下限。 具体计算如下 表 ： 表 3轮受计算表 斜齿轮 直齿轮 法向力 ( c o s c o s )n t / 圆周力 2/ d 2/ d 径向力 t a n / c o sr t 轴向力 0 一轴与中间轴啮合时的 圆周力 2/ d = 32 353 / 279 10 = 轴与中间轴啮合时的径向力 t a n / c o sr t =0/5=轴与中间轴啮合时的轴向力 =0=档时 中间轴的扭矩 T = /2=m =387400N 档时 中间轴与二轴啮合 的 圆周力 2/ d =1000/档时中间 轴与二轴啮合 的径向力 为一档时中间轴与二轴啮合是直齿轮，故轴向力为零。 一档时二轴的扭矩 /2=1284069N 湖南大学毕业设计论 文 第 17页 档时二轴受力分析 二轴 C 截面合成应力 一档时 二轴 的水平弯矩 = 1 3 2 . 4 4 6 5 8 8 1 5 2 8 6 . 1 38 8 1 5 2 8 6 1 3 . + .=档时 二 轴的垂直弯矩 = 4 8 2 0 . 6 5 1 9 3 . 7 8 / 2 2 8 6 . 1 38 8 1 5 2 8 6 1 3 . + .=m 合成弯矩 22M w M M水 平 垂 直= = 228 9 2 . 5 4 5 3 5 7 . 0 7 =61320 N 截面模数 332= =m =316 = =m =弯曲应力 ww = 961320 =转应力 nn = 1284069 = 成应力 224 = 224 1 . 1 4 2 7 . 5 =用 40质加表面淬火处理 。 中间轴上 = 1 ( 1 3 2 4 4 . 6 5 2 5 9 . 1 1 - 4 4 6 8 . 3 5 5 2 1 . 7 9 ) 8 8 . 1 52 1 . 7 9 3 6 3 . 8 2 = 垂 直 = 8 8 . 1 5 ( 1 7 9 4 . 5 2 1 . 7 9 4 8 2 0 . 6 5 2 5 9 . 1 1 1 6 2 6 . 5 1 7 3 . 4 / 2 )2 1 . 7 9 3 6 3 . 8 2 = 湖南大学毕业设计论 文 第 18页 22M w M M水 平 垂 直= = 227 6 2 1 4 0 . 5 3 2 6 7 1 3 . 1 =截面模数 332= 34732 =316= 34716 =弯曲应力 ww =转应力 nn =76 成应力 224 = 228 1 7 6 =用 35 的刚度计算 变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更为重要。 变速器第二轴的刚度最小，第二轴齿轮处轴截面的总挠度 （对于低档齿轮处轴截面的总挠度，又于低档工作时间较短，又接近轴的支撑点，因此允许不得大于 齿轮所在平面的转角不应超过 度；两轴的分离不超过 斜齿轮 对轴和支撑的变形较直齿轮敏感。 变速器刚度试验表明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于周的变形，而且取决于支撑和壳体的变形。 计算中间轴时，通常只计算与第二轴上齿轮相啮合的齿轮处的轴截面的挠度。常啮合齿轮副的挠度不必计算，因为距离支撑点较近，符合较小，挠度值不大。 二轴 C 截面转角及挠度 4()6 4 2 = 46 8 6 2()6 4 2I =875796 4水平面内转角 ( - )3b = 41 3 2 4 4 . 6 5 2 8 6 . 1 3 8 8 . 1 5 ( 8 8 . 1 5 2 8 6 . 1 3 )3 2 1 1 0 8 7 5 7 9 6 3 8 5 . 6 1 = 410 平面内挠度 湖南大学毕业设计论 文 第 19页 223Pa = 2241 3 2 4 4 . 6 5 2 8 6 . 1 3 8 8 . 1 53 2 1 1 0 8 7 5 7 9 6 3 8 5 . 6 1 =210 直面内挠度 223Pa + 20 2( 3 )3a M L = 2241 3 2 4 4 . 6 5 2 8 6 . 1 3 8 8 . 1 53 2 1 1 0 8 7 5 7 9 6 3 8 5 . 6 1 + 241 2 8 4 0 6 9 2 8 6 . 1 3 ( 3 2 8 6 . 1 3 + 2 2 8 6 . 1 3 / 3 8 5 . 6 1 3 8 5 . 6 1 )3 2 1 1 0 8 7 5 7 9 6 =210 2y y y合 水 + 垂 = - 2 2 - 2 2( 3 . 9 5 1 0 ) + ( 0 . 7 5 1 0 )=210 合要求。 中间轴 B 截面转角及挠度 464 = =574610 4水平面内转角 221 1 1 1 1 2 2 1 2 2( ) 3 ( ) 2 3 2 3B P a b b a P a l a b l l E I l =41 3 2 4 4 . 6 5 2 5 9 . 1 1 8 8 . 1 5 ( 8 8 . 1 5 2 5 9 . 1 1 )3 2 1 1 0 5 7 4 6 1 0 3 8 5 . 6 1 + 2244 4 6 8 . 3 5 5 2 1 . 7 9 3 ( 3 8 5 . 6 1 2 5 9 . 1 1 ) 3 6 3 . 8 2 2 3 8 5 . 6 1 3 6 3 . 8 2 2 3 2 1 1 0 5 7 4 6 1 0 3 8 5 . 6 1 =410 平面内挠度 水 221 1 1 2 2 1()3 2 3P a b P a l l E I l = 2241 3 2 4 4 . 6 5 2 5 9 . 1 1 8 8 . 1 53 2 1 1 0 5 7 4 6 1 0 3 8 5 . 6 1 + 244 4 6 8 . 3 5 5 2 1 . 7 9 ( 3 8 5 . 6 1 2 5 9 . 1 1 )2 2 1 1 0 5 7 4 6 1 0 3 8 5 . 6 1 = 210 湖南大学毕业设计论 文 第 20页 垂直面内挠度 垂 221 1 13P a + 10 211( 3 2 / )3aM a a l 222 2 1 2 2 1( ) 2 ( ) 6P a l a l b b l l 0 221 2 1 232 / 3 ( 2 3 / ) 3 6M a l a l a l a = 2241 3 2 4 4 . 6 5 2 5 9 . 1 1 8 8 . 1 53 2 1 1 0 5 7 4 6 1 0 3 8 5 . 6 1 + 243 8 7 4 0 0 2 5 9 . 1 1 ( 3 2 5 9 . 1 1 2 2 5 9 . 1 1 / 3 8 5 . 6 1 3 8 5 . 6 1 )2 3 2 1 1 0 5 7 4
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