实用微型客车设计-传动轴，变速器及操纵机构设计
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实用微型客车设计——变速器、传动轴及操纵机构设计
摘 要
本次设计中密切联系总体整体布置、离合器、传动轴、驱动桥设计人员，以实现变速器与发动机及其他传动机构的最佳匹配，力求整车结构更加合理。
变速器的结构对汽车的动力性，经济性，操纵的可靠性与轻便性，工作噪声等都有直接影响。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，设有空档和倒档。
本次设计按照传统设计方法，本着半经验半理论的设计原则通过类比法确定方案，参照已有车型变速器结构，最后以机械零件的强度和刚度理论对确定的形状和尺寸进行必要的计算和校核，以满足约束条件，进而缩短设计周期，降低设计成本。
通过对传动轴的传动类型、结构的分析；对万向节的十字轴 、滚针轴承 、万向节差的设计；对传动轴的临界转速和计算载荷的确定，对传动方式、传动轴和十字轴滚针轴承，确定了所设计车辆使用的这些部件的具体尺寸，确定了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，确定了合适的安全系数。
关键词：变速器，传动轴，操纵机构
- 内容简介：
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毕业设计（论文）开题报告 （学生填表） 院系：车动学院 课题名称 实用微型客车设计 传动轴，变速器及操纵机构设计 学生姓名 专业班级 课题类型 指导教师 职称 课题来源 1. 设计（或研究）的依据与意义 本设计，是为了满足 所选的微型客车的 需要而设计的。 本设计依据国内外汽车的变速器的快速发展的潮流 ， 紧跟设计的方向，使所设计的变速器能更好的接近现实，接近潮流。 而传动轴的设计则更是根据汽车总体设计而选用，操纵机构则是 由变速器的齿轮的排列而定。一切的设计尽可能的接近现实的潮流。 随着世界经济的飞速发展，汽车工业也飞速发展，而底盘部分作为汽车的重要一部分，它的作用也越来越重要，变速器作为底盘的重要一部分，其设计也越来越精密，现在的汽车变速器，多数为有手动和自动，但手动变速器由于其的变速灵活性， 燃油的经济性，行驶的方便性，还是被大多数的用户的许可，所以手动变速器的设计的重要性不言而喻。 微型客车是大众买的起的车，适用于家庭的短途旅行 ，市内行驶，也可以经过简单的改装成为短途小型货车。所以此设计的目的也可为适用于多功能的车辆并且有合适的性价比。 2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述 国内外有这种车型的比较少，主要集中在日本，如铃木公司，丰田公司。但它们生产的这种车型也比我国的大，还有美国通用公司合资的上汽通用五菱生产的系列微型客车。 我国的微型客车作为客车的一种，在我国的客车市场占有很大的分量，因为它价格低廉，用途广泛，特别是适应我国的农村市场，既能当客车，容纳多的人口，也能载货，现在市场上主要是由重庆长安生产的 “长安”牌微客，上汽通用五菱生产的“五菱”牌系列车；“哈飞”系列；东风的“小康”系列；一汽的“佳宝”系列等。 当代的微客的发展方向是越来越精细，在节油环保，美观舒适的条件下，动力性，平稳性的要求也更高，特别是变速器的要求也更高。在噪音，效率，布置方向给我们提了很大的要求。 3. 课题设计（或研究）的内容 参照长安 型客车的方案，微型客车的基本参数为：发动机选用高车速为 95，最小转弯半径 用人数 6 人， 档位数 4+ 4. 设计（或研究）方法 参考 长安 本参数 ,亚洲牌微型客车底盘实物，长剑牌微型轿车实物和其他的有关车型（查有关资料），完 成设计任务。 5. 实施计划 5 6 周：调研，收集资料，分析资料，全组集体讨论，制定确定总体方案。 7 10 周：完成主要总图的设计。 11 14 周：完成零部件图，设计说明书。 15 周：整理图纸以及全部设计文件，最后交卷。 16 周：审核，互审评阅设计。 17 周：答辩，平定成绩。 指导教师意见 指导教师签字： 年 月 日 研究所（教研室）意见 研究所所长（教研室主任）签字： 年 月 日 毕 业 设 计（论 文） 题目 ： 实用微型客车设计 传动轴，变速器及操纵机构设计 外文资料译文 翻译 2. 8. 5 不同状况的影响 作为一个先前选择的例子 185/65R 15 88H 是一个 65 系列的宽轮胎，直径 15 也允许是一个大小合适的制动圆盘直径。 对比 82 系列标准的轮胎， 70 系列和宽轮胎（ H/W =65 通常受到更高的侧向弯曲力。在相同的滑动角情况下，就象在表 所见，轮胎越大，汽车就越快通过弯道。 轮胎和路面之间的附着力传递率主要由路面的结构，表面粗糙度和路面条件决定。 图 35 表明，汽车在无阻碍的直路上行走时，车轮压下的轨迹宽度增加不想要的车轮横向力在两个车轮的中心接触线上，特别是独立 悬架的汽车。 像 83 系列的轮胎在直线上滚动时，由于侧向力，车轮被改变方向，这些对于滑动力的增大的影响是十分重要的，特别是对于宽轮胎来说。 在车辆转弯的时候，垂直的径向力在轮胎中心处的接触面产生一种减弱的侧向力， W 因为轮胎需要一定的时间和距离来产生横向力。 减少的轮胎横向力是由轮胎的震动，轮胎的压力 P（增加轮胎的跳跃）和汽车悬架的安放形式，等因素来吸收，最重要的是轮胎的附着力和汽车行驶的车速，为了估算转弯的情况，平均减少的横向力 要 取决于径向力的变化和轮胎设计时的滑动角。 0 N 在转弯时车轮随着车身的倾斜有一个微小的确定的影响，随着横向力的转移，从图 以看出，在微拱曲面的弯曲的外部有了正的角度的变化，里面改变了负的角度，随着车轮的滚动，横向力被集中在弯曲的中心处，如果车轮的弯曲和微小曲面的弯曲是一样的，也就是发生在弯曲的外部的顶部时，轮胎横向力减弱的可能性就越大，在一个干路面，主要取决于轮胎的尺寸，这个变化就是 40 70） 外文资料译文 为了抵消这种力，就必须发生大的滑动角， 并且需要对前轮的操控有一个大的引导，这就使汽车更难于操控，并且不容易的去用方向盘，更重要的是方向盘操控力的增加，如果这样的力发生在后轮轴方向 它是前后轮连接的关键，汽车就有可能翻车，在曲面外部有一个负的角度和在曲面内部有一个正的角度对汽车有极大的相反的影响 车轮在这种条件下将增加的横向力由 生的力抵消，并且使轮胎的滑动角减小。 汽车在行驶中，随着车轮的滚动，轮胎面向弯曲的向外的边缘有一个伴随的倾斜，这样就可以试着使汽车不往外滑动，同时增加的的弯曲应力在轮胎与地面的接触点处时汽车车轮往需要的方向 转向，由于在这些地方作用有各个不同的方向的力，比如轴向力，更大的横向滑动力等等，因此在车轮的各个部分上，要有更大的滑动角被用来保持力的平衡。在车轮的各个部分上，对于独立悬架的汽车车轮在干燥的路面的微小弯曲力标准 平均力 *当 汽车安全通过一个弯时，汽车车轮的滚动阻力增加，如果增加的牵引力不够大，而汽车为了保持汽车转弯时所需要的速度时，汽车就很难保持平衡，当然汽车就会翻车。通过方程式 靠一系列的因素和根据不同的汽车的转向系的种类的不同，依靠单一的轮轴驱动，那么地面 牵引力将产生摩擦力，在驱动轮上产生大的滑动摩擦角，当汽车在足够的车速下行驶时，汽车的最终的摩擦因数 就会被确定，当然 会因为在不同的情况，比如路的表面，路的状况，被限定不能超过一定的范围，也就是说摩擦因数 要有一个上限。 当汽车在转弯时刹车，摩擦力理所当然的就会增加，并且在汽车的所有轮子上摩擦力是一样的，都会阻碍汽车的前进，就如公式 式。 1 / 2, ( ) 从汽车的行业标准和前轮驱动的标准来看，前轮在制动时的制动力占总数的 70% 80%，而后轮只占 20% 30%，这就意味着在前后两个轮轴上，都会同时增加滑动角，但是大部分是在前轮，并且汽车更加容易控制，如果汽车有一个轮子的轮轴被锁住而不能工作时，本来的摩擦力变成了滑动摩擦外文资料译文 力，这样就使汽车的这个轮子冲向弯道的外缘而出现事故。 考虑到汽车在公路上的横向力和轴向力的最大可能性的增加的摩擦力能这样计算 0 b, 1 ( ) 4 / 3 1 3 0 / 2 9 4 0 1 0 6X W Z Wx w F F 现在取这样一个例 子，一辆汽车在干燥的路面上以 100 千米每小时的车速行驶，如果要转一个半径是 156 米的弯道，用方程 算得 ,=线 示了曲线在轮胎上的摩擦力是在哪是最大的，在横向力490N， 10% 和 04 850/2940=0。 97 在轴向力方向，当 00 可 能制动力 130N 所以 b / 3 1 3 0 / 2 9 4 0 1 0 6X W Z -( 1/2 =汽车制动时，被吸收的轮胎横向力也能被计算 当 -( 1/2 = 0%， 04 ，减少的横向力 2940 =2146N 被吸收的制动力 2940 =2058N 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 I 实用 微型客车 设计 变速器、传动轴及操纵机构设计 摘 要 本次设计中密切联系总体 整体 布置、离合器、传动轴、驱动桥设计人员，以实现变速器与发动机及其他传动机构的最佳匹配，力求整车结构更加合理。 变速器的结构对汽车的动力性，经济性，操纵的可靠性与轻便性，工作噪声等都有直接影响。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，设有空档和倒档。 本次设计按照传统设计方法，本着半经验半理论的设计 原则通过类比法确定方案，参照已有车型变速器结构，最后以机械零件的强度和刚度理论对确定的形状和尺寸进行必要的计算和校核，以满足约束条件，进而缩短设计周期，降低设计成本 。 通过对传动轴的传动类型 、 结构 的分析； 对万向节的十字轴 、滚针轴承 、万向节差的设计 ； 对传动轴的临界转速和计算载荷的确定 ， 对传动方式 、 传动轴和 十字轴滚针轴承 ， 确定了所设计车辆使用的这些部件的具体尺寸 ， 确定了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，确定了合适的安全系数 。 关键词 ： 变速器，传动轴，操纵机构 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 F he of to of tr to of on of of n is to s is, to up to by of of on of of of of of re At is 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 .辆与动力工程 学院毕业设计说明书 六 章 变速器齿轮的强度计算及材料的选择 . 轮的材料选择 . 轮的破坏形式 . 度 的 校 核 . 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 .考文献 .谢 .录 .辆与动力工程 学院毕业设计说明书 1 第一章 前言 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。 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。 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。 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 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。 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 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。 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。由公车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 3 式： m a x （ 2 1） 式中：位： ； 离 合 器 所 产 生 的 动 载 系 数 ， 在 此 取； 位： K 变 矩 器 变 矩 系 数 ， k=1; 1i 器 一 挡 传 动 比 ，1 ； 1 98 ； n 计 算 驱 动 桥 数 ， 为 1。 由公式（ 2 1）： 2 5 2 1 3 . 5 0 4 1 0 . 9 8 3 5 7 . 1 2 8 m 对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷全系数一般取 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： F s（ 2 2） 式中：3 5 7 8 m； 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 4 作 用 线 到 十 字 轴 中 心 之 间 的 距 离 ， r=37 0429 。 则由式（ 1 2）可得 : 03 5 7 . 1 2 8 1 4 7 5 7 . 0 62 0 . 0 3 7 c o s 9 4 2 十字轴轴颈根部的弯曲应力w应满足： )( 32 42411 ww （ 2 3） 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（ 1 3）可得： 443 2 1 8 1 4 7 5 7 . 0 6 8 2 6 9 . 2 03 . 1 4 ( 1 8 8 )P 满足强度要求。 十字轴轴颈的切应力 应满足： )( 4 4241 （ 2 4） 则由已知数据可得： 444 1 4 7 5 7 . 0 6 8 9 . 6 63 . 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 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车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 5 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(27 201 （ 2 5） 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 6) 式中： i 滚针列数， i=1； Z 每 列 中 滚 针 数 ， Z=22 。 则 : 4 . 6 1 4 7 5 7 . 0 6 3 3 9 4 1 . 2 312由公式（ 1 5）可得 : 1 1 3 3 9 4 1 . 2 32 7 2 ( ) 3 1 2 6 . 2 51 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、从动车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 6 万向节叉上产生相应的切向力1 21211211121211211t a ns i i nc o s)2(t a ns i n)2(c o s/)c o sc o ( s i 2 7） 式中： R 切向力作用线与万向节叉轴之间的距离； 1 节 主 动 叉 轴 之 转 角 ； 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 t a ns （ 2 8） 图（ a） 为主动叉位于与初始位置的受力状况，此时 021 0 ，2 s ( 12 a （ 2 9） 图（ b） 为主动叉轴转角 01 90 时的受力状况，这时 O 、2 ta n)2/()c o c o m a a a （ 2 10） 图2 向 节 叉 危 险 截 面 示 意 图 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 7 万向节叉在截面 ，弯曲应力w和扭转应力t分别为： （ 2 11） 式中 : W 、，对于本设计中矩形截面： 6/2 2 （ 2 12） 根据相关设计参数可知： H=60 b=18 k= a=16 e=45则： 622 622 k h 7 3 3)429co 2 0)co 01m a x 00 4 7 3 3/ 6m a x 7 3 3/ 6m a x 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车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 8 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： )( 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 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 9 （ 2 13） 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 ， 材 料 的 密 度 ， 对 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 14） 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/在本次设计中，已知 D=50d=46=228325 0 4 61 . 2 1 0 1 5 . 3 8 7 1 0 / m i 已知发动机额定转速m a x 4 0 0 0 / m i 安全系数 31 5 . 3 8 6 1 0 / 4 0 0 0 3 . 8K 。 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 )(按下式计算： 1m a x（ 2 15） 式中：1 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 10 传动轴采用空心结构，则： )( 16 44 T （ 2 16） 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 3 5 7 1 2 8 1 4 7 . 2 33 . 1 4 ( 5 0 4 6 ) 传动轴管扭转应力不大于全系数 300 2 7 K 。 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。 316hh （ 2 17） 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 3 5 7 . 1 2 8 1 2 3 . 63 . 1 4 0 . 0 3 6 安全系数为 300 2 1 2 3 ，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 18） 式中： K K = 3； 6； 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 11 9； 0150 n； 则： 91 . 3 3 5 7 . 1 2 8 2 1 . 54 3 3 6 4 3 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 1 K ，满足要求强度。 根据以前计算传动轴管强度， 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。 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 13 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。 速器的 。 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。 考虑到微客的使用条件和要求，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 1 变速器传动结构简图 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。 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 15 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 由式 ua= 有 若变速器最小传动比 取 1；发动机的最高转速 000r/ 已知滚动半径 r=高车速 00km/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 ,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： , 入 ， 以 q= ; ; 注： 到八档传动比 别为倒档一、二档传动比 . 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 : 2; K 是经验系数对 商用车 K 在 14 17 之间。 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 16 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 180 260。 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。 宽的选择 选择齿宽时应综合考虑，变速器的轴向尺寸，齿轮的强度以及齿车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 17 轮工作时受力均匀程度度等因素的影响。 由经验公式 ： 齿宽系数 直齿宽： b=m b=9 16齿： b= b=14 16辆与动力工程 学院毕业设计说明书 18 第 五 章 齿轮参数的确定 速器各挡齿数 的 确定 一、 确定一挡齿轮的齿数 21h=2A 60 =54 初选 9， 5 1=8=15/39=h=2=60 取 3， 1 1 39/(23 15)= =取 9， 5 ， 3， 1 二、 确定二挡齿轮齿数 215/Z6=2=23/31=h=2A 60 =54 取 9， 5 为减少或抵消中间轴的轴向力 2)(1+6) 由 3， 1， 9， 5 算出 2=1 35/(23 19)=、确定三挡的齿数 215/Z6=2=23/31=h=2A 60 =54 取 6， 1 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 19 为减少或抵消中间轴的轴向力由 3， 1， 6， 1 2)(1+4)= 出 3=1 31/(26 19)=挡的传动比为 1 五、确定倒挡齿轮的齿数 挡齿轮选用的模数往往与一挡的相近。 初选 i 倒 =7，可得 7 轮的设计计算 1. 计算 几何尺寸 已知 3， 1 计算中心距 A =60采取标准齿轮传动 1) 端面模数 mt=mn/2/) 端面压力角 t=n/ t=) 分度圆直径 3 2/1mm 1 2/94) 齿顶高 ha=mn(=2) 齿根高 hf=mn(=) 齿顶圆直径 3mm 1) 齿根圆直径 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 20 ) 中心 距 A=60. 计算 几何尺寸 已知 1， 6 计算中心距 A =60采取标准齿轮传动 1) 端面模数 mt=mn/2/) 端面压力角 t=n/ t=) 分度圆直径 1 2/4mm 6 2/64) 齿顶高 ha=mn(=2) 齿根高 hf=mn(=) 齿顶圆直径 6mm 8) 齿根圆直径 ) 中心距 A=60. 计算 几何尺寸 已知 5， 9 计算中心距 A =60采取标准齿轮传动 1) 端面模数 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 21 mt=mn/2/) 端面压力角 t=n/ t=) 分度圆直径 5 2/8mm 9 2/24) 齿顶高 ha=mn(=2) 齿根高 hf=mn(=) 齿顶圆直径 0mm 4) 齿根圆直径 ) 中心距 A=60. 计算 几何尺寸 已知 9， 5 计算中心距 A =60采取标准齿轮传动 1) 端面模数 mt=mn/2/) 端面压力角 t=n/ t=) 分度圆直径 1 2/6mm 6 2/44) 齿顶高 车辆与动力工程 学院毕业设计说明书 22 ha=mn(=2) 齿根高 hf=mn(=) 齿顶圆直径 8mm 6) 齿根圆直径 ) 中心距 A=60变速器各齿轮齿数确定后实际传动比如下表 5 表 5数 一挡 二挡 三挡 四挡 倒挡 传动比 辆与动力工程 学院毕业设计说明书 23 第 六 章 变速器齿轮的强度计算与材料选 轮的材料选择 变速器齿轮多采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的耐磨及抗弯疲劳的能力。在选用钢材及热处理是时，对切削加工的性能及成 本 也 应 该 考 虑 。 国 内 变 速 器 齿 轮 的 材 料 主 要 有 ：120 520 525 . 本次设计各齿轮材料选用渗碳淬火，表面硬度 5863部硬度 33 48 轮的破坏形式 齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过度圆角处有应力集中，所以齿轮受到足够大的载荷作用时其根部弯曲应力超过材料的许用应力，轮齿就会断裂。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生，而常见的断裂是由于在重复载荷作用下，使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，而逐渐扩展到一定深度而产生折断其破坏断面在疲劳裂缝部位呈光滑表面，而突然断裂部位呈粗粒状表面。 齿面点蚀是常见的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互挤压使充满润滑油的裂缝处有油压增高导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面产生大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近节圆顶部齿面处的点蚀严重，主动小齿轮较被动大齿轮较严重。在局部高温，高压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。 综上所述，在汽车变速器中齿轮的破坏形式主要有弯曲疲劳断裂和点蚀两种。应对齿轮
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