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【QC372】轿车手动变速箱设计,qc372,轿车,手动,变速箱,设计
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34 (2013) 9096 r h o w as a as of in in of a et 2010a,b). A of TO of to is on by et 2010c). is of 991). 1999) 0% of to 0% to of of In of by 45 ML/of 2010). be to of on et (2011) of on a 105%in a 28% in a 255% in .0 km .3 km T I C L E I N F 5 012in 6 0137 013 S T R A C of a it is to of to of on on TO of a 75 kW a 20In to on TO a on of to on TO a , to TO to a of to as of on as 1 (km 3 (km at TO on TO as TO at on TO on of on TO as TO of on TO 013 05 +82 42 821 6712; +82 42 823 0167 223 2013 , , &D on co m/lo c s et (2013) 9096 91966; et 2009) of a an et 1999). on it up 0% of 1998). of on of as et 2001; 001). on in of TO et (2011b) of a a 5 of to 075% TO et (2011a) of a 30 kW TO of of to of TO on an to of to of on TO of a 75 kW 5 in a 260 kg 077 2 2000 2 2640 mm(2 2 of at an 300 5 kW 5 a of 66 of by of TO of 1, 3 40 50 000 1 on TO to :1. o., to to an to of a a on a on TO a on a a on 4 of a at a 24in A to 009, on as of 2001), of in on of TO on at in 5859023002781205600278130300 236 250 0 to 1, 3 to TO 1, on of a of et (2011a). of 1, 3km km km 1, 3 40 750 a 5 50 2220 050 2 2390 2 1380 mm(2 2 to be on as in of of on it is to of on to to be of a as 997)of et (1998, 2000), is as of to be to is be et (1998) on to 3 et (2000) at of 2.9 km km TO 588 04 a 0 .6 TO et (2013) 909692TO 2 is a to 2005). is as a in 1991). It a a of to of 1987). of to of q. (1) (1972)1. of of 180200 s), it to of to of of In to of at of of of of (2)36002)2. of of N is of L is h is of h of 04 2011). of 0 of by of to 75 N(of to of to 1998). to a of on TO by et 1962; et 2011)N of 2004) q. (3). of et 2009; 2010) 1069723(3) is of S is To of to of et (2013) 9096 931994; et 2010). of TO 8 mm 6.5 16) is T is d of on s 1945) q. (5). s is a of of to 1945; 964; 1977). of n) of N)N 20H. D) by of of )of 3. TO by 3 of on 1 TO 2 of a to 3. of on an to a on TO in in in on TO by 1 3 6 ,2,6 6 6 6 6 6 6 6 6 A, B, C, D) in a, b, c, d) in in of on TO to of TO on in on TO by of TO of of to im et (2011a) TO of on as 1 3 at TO on of im et (2011a,b) 2001). on as TO 11on TO TO TO 4 of by at 1P2 of of in 03of of .5 3P1 as 4. 2 6 6 6 6 6 6 6 6 6 at p SDs p SDs test附录： 对传输动力输出和负载农用拖拉机齿轮选择在旋耕的作用 摘要： 为了让拖拉机在现场作业中获得更好的性能和耐久性，为这项操作选择合适的齿轮设置是必要的。本研究的目的是分析在 20的旋耕时一个 75负载农用拖拉机的传输动力输出和齿轮选择的作用。为了测量作用在变速器和动力输出输入轴的负载，负载测量系统被安装在拖拉机上。该系统由测量转矩的传递和动力输出的输入轴的应变仪传感器，获取传感器信号的一个无线电遥测 I / 耕在相同的土壤条件的旱田网站以三个地面速度和三个动 力输出转速进行。用雨流计数和 史密斯沃森涛培）方程将负载数据转换为载荷谱。对于每个齿轮的选择负载损坏的总和利用的是改性则来计算，然后负载严重性的计算和损坏总和的计算同样重要。当 速器输入轴的平均扭矩的地面速度显著地从 h）到 h）。另外，当对地速度不变时， 速上升的同时动力输出输入轴的平均转矩增加。旋耕施加在动力输出输入轴上的载重显著比变速器输入轴大。变速器和 负载的严重性增加，同时作为地面和动力输出旋转速度增加，表明 可能降低疲劳寿命。这个研究的结果可能会为齿轮和旋耕的选择提供有用的信息，不仅考虑耕地效率，还考虑传输和动力输出输入轴负载的重要性。 1、 简介 农用拖拉机作为动力源通过驱动桥，取力器（ 备，以及液压管路应用于各种野外作业，如耕作，播种，化学应用，收割，运输。在世界上的很多国家农用拖拉机的数量正在不断增加。例如，在韩国拖拉机的利用率已经在春季和秋季增加到 2010 年的农业工作日内 人， 2010 年 a， b）。拖拉机具有不同程度的驾驶和动力输出齿轮设置，并且所述齿轮设置的不同组合可用于提 供适用于操作类型和耕地条件所需的功率。 因为载重作用在拖拉机上，部分的耐用性和工作性能是由齿轮设置（ 人， 2010 年 c ）确定的，所以最佳齿轮设置为操作类型是重要的。拖拉机零部件的耐用性是需要重要考虑的（ 1991）之一。西门子和鲍尔斯（ 1999）报道，由于过高的运行速度，美国农民花了大约 40 的总维修费用来修复拖拉机和 30左右修复的磨损的动力总成零部件。此外，工作性能影响拖拉机的燃油消耗。在韩国，由拖拉机每年的燃料消耗量为 345 毫升 /年的情况下，约占农业机械（ 2010）的年度总油耗 。因此，分析齿轮选择过程中野外作业的拖拉机负荷的影响将是有意义的。 基希勒等（ 2011）分析了变速器档位选择对拖拉机性能的影响，并报道当该齿轮设置在从 公里 /小时 里 /小时的犁耕时燃料消耗率增加了 105，实施草案增加了 28，并且需要的功率增加了 255，一些研究分析了在野外作业的拖拉机负荷用于拖拉机的高效和优化设计（格拉赫， 1966;， 1999）范等人， 2009）。因为它弥补了约 30的拖拉机的总成本，大多数研究上 的负载分析都集中在传输（如金， 1998 年）。用于传输负载的分析，研究人员分析转矩负载作用在变速器输入轴和拖拉机的字段中的操作，例如犁耕作的驱动车轴（ 人， 2001; 2001）。在大多数领域的条件下，对变速器输入轴的负载和驱动车轴用犁耕速度增加。 一些研究中认为在旋耕和压捆操作时负载在动力输出轴上。 人（ 2011b ）进行分析在压捆机运转时发动机额定功率为 75 千瓦的拖拉机的功率消耗，并报告了功耗发动机功率消耗的比率分别为所有动力输出齿轮水平的50 。此外， 人（ 2011a）分析了一个 30 千瓦的农用拖拉机主要部件（驱动桥，动力输出轴和液压泵）在犁耕，旋耕，和装载机操作时的功率要求。旋耕所需的最大功率和在过程中动力输出轴在各组成部分之间的所占功率的最大数量。综合以上调查结果，旋耕期间在动力输出轴上应用合理的载重数量。然而，关于传输（即，运算速度）的影响和在现场作业的拖拉机载重动力输出齿轮的选择的研究尚未见报道。 这项研究主要是为了最佳的齿轮设置提供导向做出的努力，既考虑了耕地效率又考虑了主要功率传输部件的载重严重性。这项研究的目的就是分析传输的载重 行为的齿轮选择以及在旋耕过程中 75农用拖拉机的动力输入输出轴的影响。 2、 材料和方法 量系统 这项研究用到的是一个 75农用拖拉机 ( 。这个拖拉机的总质量为 3260 千克，体积为 4077000640 宽 高）。在引擎转速 2300 转时，额定发动机功率和拖拉机的动力输出功率分别为75 千瓦和 65 千瓦。拖拉机是配备一个同步 个主齿轮、四个副齿轮组成的手动变速箱。拖拉机的 16 个向前和 16 向后 地面速度由齿轮设置组合决定。相应的，拖拉机动力输出的旋转速度在 2,置中分别为 540 50000一显示在传输装置上设置了转矩遥感器和无线遥测系统和载重措施的动力输入轴。传输装置和动力输入轴是直接与发动机曲轴联系起来的；因此，发动机曲轴和输入轴的速度比率为 1:1。载重测量系统被安装在离合器壳里面。载重测量系统由应变仪传感器(o., 成去测量转矩，无线电遥测I/O 接口去获得传感器的信号和一个 内置的系统去分析载重。对于传输的载重测量，一个带有天线的应变仪被安装在变速器输入轴中，转子和定子天线安装在轴的情况。相应的，为了实现动力载重测量，一个应变仪安装在飞轮套筒上，而一个转子天线和一个定子天线被安装在飞轮和引擎的情况下。这个内置的系统有一个最大的 24 位的分辨率。校准扭矩传感器的应变仪的负载信号已经在 24 位分辨率下的 19.2 采样率被数字化了而被存储在嵌入式系统中 (国 )。一个用来测量负载信号的程序是基于实验室查看软件 (美国国家仪器 2009年版本 )被开发的。 验方法 在田间操作中作用于拖拉机的荷载取决于许多因素如：土壤条件和驾驶技能。因为把所有这些因素都考虑进去是不实际的 (001),所以在这项研究中将这些因素的影响最小化而专注于地面速度和通过齿轮选择负载上的动力输出转速的影响。 旋耕是由三个地面速度和三个动力输出旋转速度在旱地位置位于北纬 355923和 355926和东经 1271256和 127133。土壤类型是沙土，和平均圆锥指数为 1236 0 - 250 毫米的深度。 耕地深度设置 为 20 厘米。相应的，变速器的齿轮设置为 轮与动力输出齿轮 匹配。齿轮设置基于一项由 人 (2011a)报道的为年度拖拉机使用比例的调查的结果进行选择。拖拉机的地面速度在 2,里 /小时 ,里 /小时 ,和 里 /小时，它的动力输出旋转速度在 2,情况下分别为 540 50 1000 耕工具是一个重型旋耕机 (国 )和所需的额定功率 ,总质量，耕地宽度和体积分别为 75 千瓦， 750 公斤， 2220 毫米和 1050 毫米 2390 毫米 1380 毫米（长度 宽度 高度）。 荷分析 根据不同的目的，分析拖拉机负荷的程序就会不同。许多研究人员为了表示载荷已经使用简单统计如：平均、最大、最小值等。该方法提取代表值用来显示幅值的差别 ,但是因为田野负载是不规则的，所以这种简化禁止描述整个加载配置文件。齿轮设置对变速器和动力输出负载设置 ,单向方差分析和最小显著差测试 (影响是由 本 究所卡里 ,美国 )传导的。同时 ,因为负载导致拖拉机的损害 ,拖拉机 零件的疲劳也需要调查，所以要表示负载对拖拉机的影 响 是 很 难 的 。 拖 拉 机 的 疲 劳 程 度 被 定 义 为 重 复 载 荷 的 损 失 总 和(997）。 纯朴 ,人 (1998、 2000)提出的另一种表示负载的方法，这种方法被定义为每个操作损失总和与所有操作最小损失总和之比。纯朴与疲劳寿命成反比。当负载严重越大时 ,疲劳寿命会越短。 人 .(1998)测量了作用在传动输入轴上的负载和分析了在耕作 ,旋耕和运输操作时的负载严重性。他们发现运输操作的负载严重性与耕作时的负载严重性类似。但旋耕时的负载严重性约为运输操作时的 63 倍。之后， 人（ 2000）分析了在旋耕期间变速器输入轴的严重性，旋耕是右四个拖拉机的速度组合地面速度 (里 /小时和 4.1 h)和动力输出旋转速度 (588 和 704 且使用了一个发动机额定功率为 30 千瓦的拖拉机。当动力输出速度增加到与地面速度相同时，负载严重增加了 ；而当地面速度增加至与动力输出速度相同时，严重性下降了 。 图 2 是一个解释严重性计算过程的框图。因为转矩的数据不规则 (熊和005)，所以使用雨流循环计数法将测量转 矩的数据从时域转换到频域。雨流循环计数技术通常被认为是一个好的预测疲劳寿命的循环计数法（ 991)。它将一个变幅加载历史它分解成一系列简单的事件相当于个人恒定负载周期振幅 ( 987)。此外 ,轴方法用于计算谱级用方程（ 1）来去除平均转矩的影响 (道林 ,1972)。 方程中 当于转矩（ 扭矩振幅（ 平均转矩（ 因为测量的负载数据的记录时间相对较短 (180 - 200s),所以拓展 拖拉机的旋耕的总的使用时间的周期数是非常必要的。为了在负载的大小上计算周期的总数 ,测试拖拉机的整个寿命被假设进来。负载周期的总数由方程（ 2）进行计算： 600 （ 2） 方程中 载周期的总数目（圈数）， N 是测量负载的计算周期数目（圈数）， ）， h 为拖拉机操作的年使用次数（小时 /年）。 在韩国，拖拉机被用来旋耕的年度使用时间是 204 个小时 (李 ,2011)。使用的拖拉机的整个寿命被认为 是 10 年 ,这是在韩国农业的条件下的正常的数据。对于拖拉机的整个寿命的载荷谱用于旋耕时在不同的齿轮设置下由测量负载与额定发动机扭矩负载之比来表示 ,为 275 海里。两项之比大于 1 表明不利的负载级别大于额定发动机扭矩负载。 使用测量负载去计算损失总量和用 曲应力与循环的数量 )曲线估计数量的周期加载损耗 (法特米和阳 ,1998)。由于损伤是由转矩信号引起的， 线转换为扭矩 ,1962;阮等 ,2011)。为了输入轴的材料得到 线 ,20 h,在方程（ 3）中使用 准 (2004)。 准已经广泛的用于材料的疲劳分析 ( , 2009;2010). 方程中的 N 表示周期数， S 表示切削硬度（兆帕）。 为了计算损害总和，负载谱的等效扭矩被转换成压力 ( 994; , 2010). 变速器和 入轴的直径分别是 28 毫米和 米。 (4) 其中， S 是应力 ( T 为等效扭矩 ( d (轴的直径。 损伤总和是基于式（ 5） 律 （ 945）计算的。 律是用来估算荷载到空载的转数的 (1945 年 ; 1964 年 ;1977 年）。循环的次数 (n)来自载荷谱的等效扭矩。派生疲劳寿命转 (N)是从 20 H。损坏 (D)由转数除以疲劳寿命转数计算得出的。 (5) 损坏总量， 数， 疲劳寿命（转数）。 3. 结果和讨论 档位选择的变速器和 荷 图 3 显示的示例为在对地速度 变速器和 入轴扭矩载荷和旋耕操作期间 速为 的载荷。旋耕操作包括准备期，下降 3 点悬挂、 运行期，耕地和完成期间上升 3 点悬挂。测量扭矩在变速器和 入轴在准备阶段陡增，在完成期间下降，扭矩在运行期间不规则波动模式出现在这些组件上。在运行期间， 入轴上的测量扭矩程度和范围大于变速器输入轴。 表 1 显示的扭矩水平上变速器和由 入的轴速度对地速度 ( 和 转速度 （ 的合。平均扭矩只对运行期间数据进行了计算，不包括准备和完成期。旋耕期间， 入轴的平均的扭矩水平大于那些变速器输入轴齿轮各级。在旋耕期间主要组件所需力量最大的结果与 et 2011a)的结果相似。 在相同的动力输出转速下，对地速度从 至 ，变速器输入轴上的平均扭矩大大增加。犁耕提速时，变速器和传动轴上负载增加也由 et 2011a， b）和 2001 年）发 现。此外，当 转的速度增加时，变速器输入轴上的平均负载增加，而在 间负载值均无显著差异。对地速度和 转的速度增加时， 入轴上的平均扭矩增加。这些增量对 转的统计学速度有意义，但对对地速度没有显著意义。 受损度评估 图 4 和 5 分别显示旋耕期间变速器和 入轴由齿轮设置的载荷谱。载荷谱的建立考虑了拖拉机的整个寿命中的转数，从 103 到 107 的范围内。变速器输入轴的最大扭矩比率的范围是合速度为 发现的最 大扭矩比率，如图 4 所示。 一般情况下，对地速度和 转的速度增加时扭矩比率增加。旋耕时对地速度和动力输出转速越大， 入轴上的负荷越大。如图 5 所示， 入轴的扭矩比例大于变速器输入轴。 入轴的最大扭矩比率范围是 最大扭矩比率也在 发现，变速器输入轴也是如此。动力输出转速越大，入轴上负载越大。 图 6 显示了旋耕期间由齿轮设置受损度的评估。每个齿轮设置的受损度由合速度中损伤总和与最小的损伤总和的比代表。图 6 (a) 显示的输入传动轴受损度的比较 。最小受损度在最低合速度即变速器被设置到 轮被设置到获得。合速度增加则受损度增大，在对地速度增大时受损度增量变得更大。当传动齿轮在相同动力输出转速下从 换到 ，对地速度增加 201%则受损度增加 573。在恒定对地速度下， 轮从 换到 185%，受损度增加 187%从 换到 ，平均负载只增加了 11%(m)，这并没有统计差别，但受损度增加了 182%。 图 6（ b）显示的输出输入轴的振动 频率。得到的结果和变速器输入轴的情况类似。 度的组合使得振动频率最小，且复合速度增加时，振动频率也增加。值得引起注意的是，当输出转速增加 185%时，振动频率将增加 10781655%。动力输出齿轮从速度 化到速度 ，当地面速度提高 201%，振动频率增加 139 213%。传动齿轮从 同样的动力输出轴转速。同时，平均负荷与地面速度的增加在统计学上分析没有差别。结果表明，在动力输出输入轴负载的影响更 明显的是 速而不是地面速度。 这项研究分析了齿轮荷载选择对 传输与一个 75 千瓦的农业拖拉机动力输入轴在旋转耕作的影响。作用在传动装置和 入轴的外载荷是在旋耕时进行测量的。旋耕是在三的地面速度和三轴转速 坡高地网站在同一土壤条 件下进行的。第二，传动和动力输入轴的载荷进行了评估。结果表明，变速器输入轴的平均转矩增加显 明显的地面速度从 同一动力输出轴转速。同时，在动力输入轴的平均转矩增加，在相同的地面速度 旋转速度增加。 最后，负载严重的传输动力输出和输入轴进行了估算。地面速度和动力输出轴转速增加时，变速器的输入轴和输出轴的振动频率也增加。 当地面速度提高201%，变速器输入轴的振动频率增加 573 746%，此时传动齿轮从 同一动力输出轴转速。在相同的地面速度下，振动频率增加了 187 340%时，输出转速增加 185%的动力输出齿轮从 速器输入轴的疲劳寿命下降时，联合的速度增加，和地面速度的影响更为显著斜面。的动力输出轴的严重性增加显着的 1078 1655%时，输出转速增加 185%的动力输出齿轮从 地面的速度常数。当地面速度提高 201%振动频率增加 139 213%，此时传动齿轮从 3 在同一动力输出轴转速。在变 速器输入轴和动力输出轴的疲劳寿命是相似的。 农民往往以更大的行驶速度进行旋耕作业以获得更大效率（即，更少的时间）和更大的动力输出转速旋耕。然而，更大的行驶和 度，会造成更大的负载和较短的输入轴疲劳寿命。此外，更高的速度，可能会导致耕作操作后不良的土壤条件。例如，不当的高行驶速度可能会导致较粗的土壤条件，而输出转速太快可能会导致好的的土壤状况，作物比以前得到生长更好和更少的环境问题，如水土流失良好。农民需要根据对作物和土壤条件的设定选择最佳的齿轮，而不仅只考虑效率。 致谢 该研究项目得到了韩国食品部 农业 湘潭大学兴湘学院 毕业设计说明书 题 目： 轿车 手动变速箱设计（ 5+1） 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2010962928 姓 名： 舒宏辉 指导教师： 姜胜强 博士 完成日期： 2014 湘潭大学兴湘学院 毕业论文（设计）任务书 论文（设计）题目： 轿车手动变速箱设计（ 5+1） 学号： 2010962928 姓名： 舒宏辉 专业： 机械设计制造及其自动化 指导教师： 姜胜强 博士 系主任： 刘柏希 主任 一、主要内容及基本要求 在对 手动变速器的结构特点进行具体分析的基础上， 根据某车型的相关参数具体设计 5 档机械式手动变速器， 完成具体尺寸的计算和相关校核， 撰写设计说明书，并按要求绘制相关零件图和装配图。要求设计合理，结构紧凑。 二、重点研究的问题 在对 手动变速器的结构特点进行具体分析的基础上， 对齿轮和轴进行具体尺寸的计算和校核。 三、进度安排 序号 各阶段完成的内容 完成时间 1 查阅资料、调研 1 周 2 开题报告、制订设计方案 2 周 3 设计 3 4 周 4 分析、调试等 5 7 周 5 写出初稿 8 10 周 6 修改，写出第二稿 11 12 周 7 写出正式稿 13 14 周 8 答辩 15 周 四、 应收集的资料及主要参考文献 郑江 许瑛主编 北京：中国林业出版社，北京大学出版社， 2006 陈海魁主编 中国劳动社会保障出版社， 2001 王望予主编 械工业出版社， 2004 余俊等主编 等教育出版社， 1997 余志生主编 3 版） 械工业出版社， 2000 朱文坚，黄平，吴昌林主编 北京：高等教育出版社， 2005 何铭新 钱可强主编 北京：高等教育出版社， 2004 湘潭大学兴湘学院 毕业论文（设计）评阅表 学号 2010962928 姓名 舒宏辉 专业 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计）题目： 轿车手动变速箱设计（ 5+1） 评价项目 评 价 内 容 选题 现学科、专业特点和教学计划的基本要求，达到综合训练的目的； 量是否适当； 研、社会等实际相结合。 能力 合归纳资料的能力； 究方法和手段的 运用能力； 论文 （设计）质量 述是否充分，结构是否严谨合理；实验是否正确，设计、计算、分析处理是否科学；技术用语是否准确，符号是否统一，图表图纸是否完备、整洁、正确，引文是否规范； 无观点提炼，综合概括能力如何； 无创新之处。 综 合 评 价 选题符合教学计划要求，具有综合训练的目的，具有文献查阅的能力和 计算机应用能力。 难度、分量适当， 很好的与生产、科研、社会等实际相结合。 图纸和计算稍有不足，需弥补不足之处。 评阅人： 年 5 月 日 湘潭大学兴湘学院 毕业论文（设计）鉴定意见 学号： 2010962928 姓名： 舒宏辉 专业： 机械设计制造及其自动化 毕业论文（设计说明书） 29 页 图 表 7 张 论文（设计）题目： 轿车手动变速箱设计（ 5+1） 内容提要： 根据指导老师下发的任务书和依据汽车的外形，轮距，轴距，最小离地间 隙，最小弯矩半径，车辆重量以及最高车速等相关参数结合自己选择的适合该轿车 发动机型号的最大功率，最大扭矩，排量等重要参数。再结合某些轿车的 基本参数， 选择适当的主减数比。根据上述参数，再结合汽车设计，汽车理论，机械设计等 相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。本设计经发动机和输入 轴相连提供力的转矩，带动常啮合齿轮 动，由齿轮 啮合齿轮 动整 个中间轴和中间轴上所有齿轮的的转动。由于中间轴和输出轴的齿轮也是处于啮合 状态，会将力传递到与之啮合的齿轮上，然后通过操纵杆控制 3 个锁环中的一个锁 环与花键毂啮合，完成输出轴的转动，通过 3 个花键毂依次与齿轮的啮合，完成 换挡。 指导教师评语 舒宏辉 同学设计的 手动变速箱 ，主要完成了总体方案的确定、轴及齿轮的计算、强度的校核，所涉及的装配图和零件图的表达基本符合工程图的图纸要求。 在此次课程设计中充分体现了该同学 态度端正，较强 的专业知识， 发现 解决问题的能力 。 同意其答辩，建议成绩评定为 指导教师： 年 月 日 答辩简要情况及评语 根据答辩的情况，答辩小组同意其成绩评定为 答辩小组 组长： 年 月 日 答辩委员会意见 根据答辩的情况，答辩小组同意其成绩评定为 答辩委员会主任： 年 月 日 湘潭大学兴湘学院 毕业设计说明书 题 目： 桥车手动变速箱设计（ 5+1） 专 业： 机械设计制造及其自动化 学 号： 2010962928 姓 名： 舒宏辉 指导教师： 姜胜强 完成日期： 2014 目录 摘要 第一章 绪论 . 3 动变速器的应用与发展 . 3 速器作用 . 3 速器的形式 . 4 动变速器工作原理 . 5 第二章 变速器总体方案设计 . 6 速器的性能要求 . 6 速器的结构方案 . 6 轮型式 . 7 承型式 . 7 档结构型式 . 7 速器的传动方案 . 8 第三章 变速器齿轮参数的 选择与主要零件的选择 . 9 位数和传动比 . 9 心距 . 10 向尺寸 . 10 轮模数 . 11 轮参数 . 11 档传动比及其齿轮齿数的确定 . 12 定一档齿轮的齿数 . 12 定常啮合齿轮副的齿数 . 13 定其他档位的齿数 . 13 定倒档齿轮的齿数 . 14 轮的变位系数的选择 . 14 第四章 变速器齿轮的强度计算与材料选择 . 15 速器齿轮的几何计算 . 15 轮的强度计算与校核 . 17 . 17 齿接触应力计算 . 19 速器齿轮的材料及热处理 . 21 第五章 变速器轴的设计与校核 . 22 速器轴的结构和尺寸 . 22 的结构 . 22 的尺寸 . 23 入轴的强度与刚度校核 . 24 出轴的强度与刚度校核 . 25 第六章 同步器及换挡机构的设计 . 27 第七章 结论 . 28 参考文献 1 轿车 5 挡机械式手动变速器设计 摘 要 本设计的任务是设计一台用于轿车上的手动变速器。 根据轿车的外形、轮距、轴距、最小离地间隙、最小转弯半径、车辆重量、满载重量以及 最高车速等参数结合自己选择的适合于该轿车的发动机型号的最大功率、最大扭矩、排量等重要的参数。再结合某些轿车的基本参数，选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性。 关键词 ：变速器；齿轮；同步器；设计 2 ars of of is to In of of as as by 3 第一章 绪论 变速器是用于改变发动机的转矩及转速，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对驱动车轮牵引力及车速不同要求的汽车总成。设置变速器的目的是在各种行驶工况下，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。因此它的性能直接影响汽车的动力性和经济性 设计的参数源于微型轿车五菱宏光 而开展的，设计中所采用的相关参数均来源于此种车型： 主减速比 高时速 140km/h 轮胎型号 175/ 70 动机型号 大扭矩 3600最大功率 5800r/本设计侧重于手动变速器的齿轮和轴的计算与校核，关于同步器和挂档机构由 10级学生朱继军完成。 。 动变速器的应用与发展 面对日益增长的乘用车市场，乘用车变速器的市场规模也将越来越大。 2006 年中国手动档乘用车共销售 台。在中国每个 大 城市 路况越来越拥堵的今天，堵车时走走停停的状态下，手动挡操作繁琐的劣势更为突出。因此，目前国内轿车市场上，手动挡车型的市场正在被各式各样的自动挡车型蚕食，而在汽车工业高度发达的欧洲，手动挡车型依旧占有很大的市场份额。这说明，在许多追求纯粹驾驶乐趣的人眼里，那种离合器 、油门以及挡杆之间绵密细腻的配合乐趣是自动挡所无法替代的。 速器作用 （ 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； 4 （ 3）、利用空档，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于发动机换档或进行动力输出。 速器的形式 汽车变速箱大致分为 以下类型： 手动变速器（ 手动变速箱称手动变速器（ 称 称机械式变速器，即必须用手拨动变速杆（俗称“挡把”）才能改变变速器内的齿轮啮合位置，改变传动比，从而达到变速的目的。 踩下离合时，方可拨得动变速杆。 2） 自动变速器（ AT(表自动变速器， 自动变速器又称自动档。自动变速器由：液力变扭器、行星齿轮变速器、控制机构组成。自动变速器具有操作容易、驾驶舒适、能减少驾驶者疲劳的优点，已成 为现代轿车配置的一种发展方向。装有自动变速器的汽车能根据路面状况自动变速变矩，驾驶者可以全神贯注地注视路面交通而不会被换挡搞得手忙脚乱。 汽车自动变速器常见的有三种型式：分别是液力自动变速器(机械无级自动变速器 (电控机械自动变速器 (目前轿车普遍使用的是 由液力变扭器、行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力传递和齿轮组合的方式来达到变速变矩。其中液力变扭器是 重要的部件，它由泵轮、涡轮和导轮等构件组成，兼有传递扭矩和离合的作用。 3） 电 脑控制液力换挡机械式变速器（ 速箱是在干式离合器和齿轮变速器基础上加装微机控制的自动变速系统，能根据车速、油门、驾驶员命令等参数，确定最佳档位控制原来由驾驶员人工完成的离合器分离与接合、换档手柄的摘档与挂档以及发动机的油门开度的同步调节等操作过程，最终实现换档过程的操作自动化。 速箱采用的是手动变速箱的齿轮式机械变速模式，相对于传统自动变速箱的液体传动 4） 无级变速箱有着连续的变速比。其一直因为价格、尺寸及可靠性的关系而没有大量装备汽车。改进的设计使得 使用已比较普遍。国产 速箱通过离合器与发动机相连，这样，变速箱的输入轴就可以和发动机达到同步转速。 5） 双离合变速箱 （ 双离合变速箱简称 文全称为 文翻译过来应该为“双离合变速器”，因为其有两组离合器，所以也有不少人干脆就叫它双离合变速器。 5 离合器位于发动机与变速器之间， 发动是机 与 变速器 动力传递的“开关”，它是一种既能传递动力，又能切断动力的传动机构。它的作用主要是保证汽车能平稳起步，变速换挡时减轻 变速齿轮 的冲击载荷并防止传动系过载。在一般汽车上，汽车换档时通过离合器分离与接合实现，在分离与接合之间就有动力传递暂时中断的现象。这在普通 汽车 上没有什么影响，但在争分夺秒的赛车上，如果离合器掌握不好动力跟不上，车速就会变慢，影响成绩。 6） 序列变速箱 序列式变速箱 ( 全称序列式手动变速箱 也称直齿变速箱。它区别于 只是操作方法，加档和减档只需要前后推拉排挡杆就可以完成降档和加档。而不是自动换档由于普通波箱的斜齿配锥 形同步器的设计虽然便于操作，噪音小，但是动力流失过多，只适用于民用车型。因此赛车波箱大都采用了直牙无同步器设计来减少传动系统上的动力流失，增加轮下马力。但是，直牙波箱的缺点在于，对车手的驾驶技术要求高， 时档”，而以上两个失误出现任何一个，都有可能损坏整个波箱。 动变速器工作原理 手动变速箱是有不同齿比的齿轮组构成的，它工作的基本原理就是通过切换不同的齿轮组，来实现齿比的变换。作为分配动力的关键环节，变速箱必 须有动力输入轴和输出轴这两大件，再加上构成变速箱的齿轮，就是一个手动变速箱最基本的组件。动力输入轴与 离合器 相连，从 离合器 传递来的动力直接通过输入轴传递给齿轮组，齿轮组是由直径不同的齿轮组成的，不同的齿轮比例所 达到的动力传输效果是完全不同的，平常驾驶中的换挡也就是指换齿轮比。 输入轴，通过 离合器 和 发动机 相连，轴和上面的齿轮是一个硬连接的部件。输入轴和中间轴的两个齿轮是处于常啮合状态的，因此当输入轴旋转时就会带动中间 轴的旋转。输出轴，它也叫输出轴直接和驱动轴相连（只针对后轮驱动，前驱一般为两轴），再通过差速器 来驱动汽车。 当车轮转动时同样会带着花键轴一起转动，此时，轴上的齿轮可以在花键轴上发生相对自由转动。因此，在 发动机 停止，而车轮仍在转动时，齿轮和中间轴处在静止状态，而花键轴则随车轮转动。这个原理和自行车后轴的飞轮很相似。齿轮和花键轴是由套筒来连接的，套筒随着花键轴转动，但同时也可以在花键轴上左右自由滑动来啮合齿轮。 6 第二章 变速器 总体方案设计 速器的性能要求 变速器的性能要求对变速器的要求，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）保障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，让汽车能倒退行驶 4）换挡迅速，省力，方便 5）工作可靠，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 6）变速器应有高的工作效率 7）变速器工作噪声低 速器的结构方案 变速传动机构是变速器的主题，按工作轴的数量（不包括倒档轴）可分为两轴式变速器和三轴式变速器。 两轴式变速器没有中间轴， 只有输入和输出两根轴的 变速器 。通常用在前驱车上输入轴接受发动机传来 的动力输出轴连接主减和 差速器 传到半轴最后将动力传到车轮 三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。变速器输入轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，输入轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而输出轴的末端经花键与万向节连接。各传动方案的共同特点是：变速器的输入轴后端与常啮合主动齿轮做成一体。绝大多数方案的输出轴前端经轴承支承 在输入轴后端的孔内，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档。是直接档，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输入轴和输出轴直接输出，此时变速器传动效率高，可达 90%以上，噪声低、齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其它档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其它前进档位工作时，变速器传递的动力需要经过设置在输入轴、中间轴和输出轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与输出轴之间的距离（中心距）不太大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档 位低的齿轮（一档）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档外的其它档位换档机构，均采用同步器或啮合套换档，少数结构的一档也采用同步器或啮合齿套换档，还有各档同步器或啮合套多 7 数情况下装在输出轴上。 本设计选用的汽车车型为五菱宏光，其采用的是发动机前置后轮驱动，采用三轴式变速器较合理。 轮型式 齿轮形式有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。 有级变速器结构的发展趋势是增多常啮合齿轮副的数目，从而可采用斜齿轮。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优 点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。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数增加，并导致变速器的转动惯量增大。 直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡。因此倒档采用 直 齿轮传动方案，即除一档 和倒档外，均采用斜齿轮传动。 承型式 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。 在本设计中， 输入轴 常啮合齿轮及 输出轴 上齿轮由于内腔尺寸较小，所以采用滚针轴承。变速器 输入轴 、 输出轴 的后部轴承按直径系列选用深沟球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴前、后轴 承采用深沟球轴承。 档结构型式 现在大多数汽车的变速器都采用同步器换档。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。 在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在 达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。 8 换档位置结构图 2速器的传动方案 通过对变速器型式、传动机构方案及主要零件结构方案的分析与选择，并根据设计任务与要求，最终确定的传动方案如图 2示。其传动路线： 一档：一轴 1 2中间轴 10 9 9、 11 间同步器二轴输出 二档：一轴 1 2中间轴 8 7 5、 7间同步器二轴输出 三档：一轴 1 2中间轴 6 5 5、 7间同步器二轴输出 四档：为直接档，即一轴 1 1、 3间同步器二轴输出 五档：一轴 1 2中间轴 4 3 1、 3间同步器二轴输出 倒档：一轴 1 2中间轴 12 13 11 9、 11间同步器二轴输出 传动方案 图 29 第三章 变速器齿轮参数的选择与主要零件的选择 位数和传动比 近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目 前，乘用车一般用 45个档位的变速器。本设计也采用 5个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 汽车爬陡坡时车速不高，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 m a xm a xm a a x )s i nc （ 3 则由最大爬坡度要求的变速器档传动比 式中 m 汽车总质量 ； 1800kg g 重力加速度； 2/8.9 道路最大阻力系数； 假定取值 0.5 驱动轮的滚动半径； 依据本设计提供的车型轮胎参数 175/70175是指轮胎断面宽度 70是指轮胎扁平比 (公制 )7014是轮胎配合轮辋 (车轮 )直径是 14 英寸。 可知 r 0170 发动机最大转矩； 依据汽车型号五菱宏观发动机型号 排气量： 1485最大功率： 81大扭矩： 146Nm 主减速比； 汽车传动系的传动效率。 95% 根据驱动车轮与路面的附着条件 2m a x （ 3得的变速器 I 档传动比为： 0 00m a iT 式中 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 10 路面的附着系数，计算时取 =本设计取用的路面附着系数为 已知条件：满载质量 180046 = 根据公式（ 3得： 超速档的的传动比一般为 设计取五档传动比 中间档的传动比理论上按公比为： 5(1m a x 3 的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得出： 52.1q 。 故有： 64.2 74.1 14.1 心距 中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距 A，可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。 3 Im （ 3 式中 中心距系数，对轿车取 变速器处于一档时的输出扭矩： a xI m a x ge 故可得出初始中心距 A= 向尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和 换档机构的布置初步确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档 ( 五档 ( 六档 ( 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 11 为检测方便， 本次设计采用 5+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是 72 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定 轮模数 齿轮模数选取的一般原则： 1）、为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽； 2）、为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽； 3）、从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数； 4）、从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数。 对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 所选模数值应符合国家标准的规定。 建议用下列各式选取齿轮模数， 输入轴 常啮合斜齿轮的法向模数 m a 4 7 m m （ 3 其中 146得出 一档 和倒档 直齿轮的模数 m Im a （ 3 其中 57通过计算 m=3。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。变速器中齿轮上的花键和结合套模数取 。 轮参数 汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3 表 3车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 15、 16、 25 45 一般货车 135620 20 30 12 重型车 1356低 档 、 倒 档 齿 25 小 螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车为加大重合度已降低噪声而取小些；对于货车为了提高齿轮承载力而取大些。 实际上，因国家规定的标准压力角为 20，所以变速器普遍采用的压力角为20。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用较大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。 在本设计中变速器齿轮压力角取 20 ,啮合套或同步器取 30 ，螺旋角取 30 。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而 输入轴 和 输出轴 上的的斜齿轮去左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。 齿轮宽度 b 的大小直接影响着齿轮的承载能力， b 加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直齿 b=(.0)m， b=6 3=18 斜齿 b=(.5)m， b=整为 18 输入轴 常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传 动的平稳性和齿轮寿命 ,具体尺寸根据装配图选定 。 档传动比及其齿轮齿数的确定 定一档齿轮的齿数 已知一档传动比91012 （ 3 为了确定 10的齿数，先求其齿数和 Z ： （ 3 其中 A =m =3；故有 Z 。选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减少因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。则取 Z =51。当轿车三轴式的变速器 .3，则105 13 91.3此处取 10Z =18，则可得出 9Z =33。 上面根据初选的 A及 Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ 3出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 51，则根据式（ 3推出 A= 定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 3出常啮合齿轮的传动比 91012 （ 3 由已知数据可得： 斜齿轮中心距 ( 21 n （ 3 由此可得： c （ 3 根据已知数据可计算出： 5321 联立方程式可得： 1Z =19、 2Z =34。 则根据式（ 3计算出一档实际传动比为： 。 定其他档位的齿数 二档传动比 8712 （ 3 而 64.2有： 87 对于斜齿轮： （ 3 故有： 5387 联立方程式得： 2231 87 。 14 按同样的方法 可分别计算出： 三 档齿轮 2726 65 ；五档齿 轮 3617 43 。 定倒档齿轮的齿数 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比 间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10略小，取 1312 Z 。而通常情况下，倒档轴齿轮 13Z 取 2123，此处取 13Z =23。 由 1212131311 （ 3 可计算出 2711 Z 。 因本设计倒档齿轮 是直齿轮 ，故可得出中
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