毕业设计（论文）-越野乘用车变速器设计(含全套CAD图纸)

优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载需要CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763摘要汽车变速器是汽车传动系统的主要组成部分，主要作用是将发动机的矩经过改变后传递给主减速器。改变传动比扩大驱动轮转矩和转速范围，来适应不同的行驶条件。设置空档用来中断动力传递，设置倒档，使汽车能够倒退行驶。文中阐述越野乘用车的变速器设计，是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为设原型，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，自己独立设计出符合要求的中间轴式五档变速器。其中本设计的主要内容是根据已知参数进行各档位齿轮参数的选择、二轴及中间轴的选择计算、轴承的选择以及各零件的设计计算与校核。文中对变速器的主要参数进行了验证，包括齿轮强度的校核、变速器轴度和刚度的校核、轴承寿命的验算等。计算结果表明整体性能满足要求。关键词变速器；中间轴；传动比；齿轮优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载IIABSTRACTAUTOTRANSMISSIONISTHEMAINCOMPONENTOFTHETRANSMISSIONAGENT，ITSMAINEFFECTISTOTRANSFERTHETORQUEFROMENGINETOTHEPRIMARYRETARDER，ANDINWHICHPROCESSTHETORQUEISCHANGED，ISTOEXPANDTHESCOPEANDSPEEDTOADAPTDIFFERENTDRIVINGCONDITIONSBYCHANGINGGEARRATIOWESETUPTHENEUTRALPOSITIONTOINTERRUPTTHEPOWERTRANSMISSION，SETUPTHEREVERSEPOSITION，SOTHEVEHICLECANDRIVEBACKTHISPAPERELABORATESONTHETRANSMISSIONDESIGNOFLIGHTTRUCKCA1050，WHICHUSETHEEXISTINGPRODUCTIONASADESIGNPROTOTYPEITHAVEFINISHEDANINDEPENDENTDESIGNTOMEETTHEREQUIREMENTSOFTHETHREEAXLEFIVEPOSITIONEDTRANSMISSION，INTHECONDITIONOFGIVENENGINEOUTPUTTORQUEANDROTATESPEED，VEHICLEMAXIMUMSPEEDANDHIGHESTGRADIENTINTHEDESIGN，THEMAJORCONTENTISTHECHOICEANDDETERMINEOFEVERYPOSITIONRATIO，THECHOICEOFGEARPARAMETERS，THECHOICEANDTHECALCULATEOFTHEINTERMEDIATEAXLEANDTHEOUTPUTAXLE，THECHOICEOFBEARINGS，BASINGONTHEKNOWNPARAMETERSTHEMAINPARAMETERSOFTRANSMISSIONHAVEBEENCHECKED，INCLUDINGTHESTRENGTHOFGEARES，THETRANSMISSIONSHAFTSSTRENGTHANDSTIFFNESS，BEARINGLIFETHERESULTSSHOWTHATTHEWHOLEPERFORMANCEMEETTHEREQUIREMENTKEYWORDSTRANSMISSIONINTERMEDIATEAXLEDESIGNGEARRATIOGEAR优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载I目录摘要IABSTRACTII第1章绪论111变速器概述112变速器的种类213国内外研究状况和发展方向3第2章传动方案及零部件结构分析521变速器传动机构布置方案5211总体结构选定5212倒档布置方案8213零部件结构方案分析8第3章变速器主要参数的选择与计算1231参数要求1232中心距A的确定1233外形尺寸的初选1234齿轮参数选择13341模数13342压力角14343螺旋角14344尺宽B1535各挡齿轮齿数分配15351最低档传动比计算16352对中心距A进行修正16353一档齿轮齿数的确定17354二档齿数的确定17355倒档齿数的确定18第4章齿轮与轴的设计计算1941齿轮设计与计算19优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载II411齿轮材料的选择原则19412各轴的转矩计算19413齿轮强度计算2042轴的设计与计算25421轴的工艺要求25422初选轴的直径25423轴最小直径的确定26424轴的强度计算27431一轴轴承的选择与校核30432中间轴轴承的选择与校核32第5章变速器同步器及操纵机构的选择3351同步器33511同步器工作原理33512惯性同步器3352操纵机构的选择35521概述35522典型操纵换档机构3553变速器壳体的设计36结论38致谢39参考文献40优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载1第1章绪论11变速器概述变速器作为传递力和改变汽车车速的主要装置，现在对其操纵的方便性和档位数方面的要求愈来愈高。目前，四、五档特别是五档的变速器的用量有日渐增加的趋势。同时，六挡变速器的装车率也在上升。变速器是用于改变发动机的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种路障的不同条件下对驱动车轮牵引力级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状况下，是汽车获得不同的牵引力和速度，同时是发动机在最有利的工作范围内工作。因此它的性能直接影响到汽车的动力性和经济性。我们知道，汽车发动机在一定的转速下能够达到最好的状态，此时发出的功率你较大，燃油经济性也比较好。因此，我们希望发动机总能在其最佳状态下工作。但是，汽车在实际使用中还是需要有不同的速度，这样就产生了矛盾。这个矛盾需要通过变速器来解决。变速器的作用用一句话来概括就是变速变扭，即减速增扭或增速减扭。为什么减速可以增扭，而增速又要减扭呢在相同情况下，发动机输出的功率是不变的，功率可以表示为NT，其中是传动角速度，T是扭矩。当N固定的时候，和T是成反比的。所以减速必增扭，反之亦然。汽车变速器的就是根据变速器变速变扭的原理，分成各个档位对应不同的传动比，以适应不同的运行状况。那么变速器的具体作用是什么1）改变传动比，扩大驱动轮的转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的形式条件、如起步、加速、上坡等，同时是发动机机在最有利的情况下工作；2）在发动机的旋转方向不变的前提下，是汽车能倒退行驶；3）利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够启动、怠速，并是变速器便于换挡或进行动力输出。必要时变速器还有动力输出功能。对于变速器提出如下基本要求1）保证汽车有必要的动力性和经济性2）设置空挡，用来切断发动机向驱动轮的动力传输3）设置倒档，使汽车能倒退行驶优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载24）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。汽车在行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱档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此外，变速器还要满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易和维修方便等要求。12变速器的种类变速器有传动机构和操纵机构组成。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手/自一体变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。（1）手动变速器MT手动变速器（MANUALTRANSMISSION）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值也就是所谓的“级”。比如，一档变速比是385，二档是255，再到五档的075，这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值即有5级，所以说它是有级变速器。（2）自动变速器（AT）自动变速器（AUTOMATICTRANSMISSION），利用行星齿轮机构进行变速，它能根据油门踏板程度和车速变化，自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器，但自动变速器中有很多离合器，这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭，从而达到自动变速的目的。（3）手动/自动变速器（AMT）其实通过对一些车友的了解，他们并不希望摒弃传统的手动变速器，而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出，称为TIPTRONIC，它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚，让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。此型车在其档位上设有“”、“”选择档位。在D档时，可自由变换降档或加档，如同手动档一样。（4）无级变速器当今汽车产业的发展，是非常迅速的，用户对于汽车性能的要求是越来越高的。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载3汽车变速器的发展也并不仅限于此，无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯（VANDOORNES）发明。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速，而是用两个滑轮和一个钢带来变速，其传动比可以随意变化，没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器，这是错误的。虽然它们有着共同点，但是自动变速器只有换档是自动的，但它的传动比是有级的，也就是我们常说的档，一般自动变速器有27个档。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化，并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。本次设计的变速器为手动变速器。13国内外研究状况和发展方向变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术1的发展。目前国内外的变速器主要向着自动变速器方向发展，自动变速器在实际中所占的比例越来越大，目前有一半以上的轿车和部分重型载货汽车上使用的是自动变速器。变速器作为汽车传动系统的总要组成部分，其技术的发展，是衡量汽车技术水平的一项总要依据。21世纪能源与环境、先进的制造技术、新型材料技术、信息与控制技术等是科学技术发展的重要领域，这些领域的科技进步推动了变速器技术的发展。根据前进档数分为三档变速器，四档变速器，五档变速器，多档变速器。根据轴的形式分为固定轴式，旋转轴式。其中固定轴式又分为两轴式变速器，中间轴式变速器，双中间轴式变速器，多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。目前自动变速器得到广泛的应用。变速器技术的发展动向如下（1）节能与环境保护。变速器的节能与环境保护既包括传动系本身的节能与环境保护，也包括发动机的节能与保护。因此研究高效率的传动副来节约能源，采用零污染的工作介质或润滑油来避免环境污染，根据发动机的特性和行驶工况来设计优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载4变速器，使发动机工作在最佳状态，以保证汽车在最高传动效率和最低污染物排放区运行；（2）应用新型材料。材料科学与技术是21世纪重点发展的科学技术领域。各种新型材料在变速器中的应用已经推动了汽车技术的发展和性能的提高。（3）高性能、低成本、微型化。高性能、高效、精密、低噪声、长寿命、重量轻、体积小、低成本一直以来是变速器的发展方向；（4）智能化、集成化。变速器智能化、集成化是信息、电子集成技术和控制技术与变速器技术的结合。其特点是根据发动机的特性和汽车的行驶工况，通过计算机智能控制，实现对变速器传动比的实时控制，使发动机工作在最佳状态。将变速器智能化，并且普及到大众化的汽车上。这样的汽车可以依据驾车者的性情、路2面的状况、车身的负荷乃至周边环境等多种因素，挑选最适合的功能，实现智能化驾驶，以充分发挥车辆的性能，降低油耗，确保安全。变速器的发展使汽车好像有了人的智慧它根据外界路面的变化，经过计算，代替人作出准确聪明的决断。随着科技的发展和汽车工业的不断向前进步，汽车自动变速器会越来越多的得到使用。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载5第2章传动方案及零部件结构分析变速器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。变速器设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。变速器设有空档，可在发动机起动、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮工作。21变速器传动机构布置方案211总体结构选定（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21两轴式变速器的传动方案图21示出用在发动机前置前轮驱动轿车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，主减速器采用弧齿锥齿轮或双曲面齿轮，发动机横置时则采用圆柱齿轮；多数方案的倒档传动常用滑动优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载6齿轮，其他挡位均用常啮合齿轮传动；图21F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21D，E所示；图21D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21F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。（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（中心距）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（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。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载7图22中间轴式四档变速器如图22中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别为图22A、B所示方案有四对常啮合齿轮，倒档用直齿滑动齿轮换档。第二轴为三点支承，前端支承在第一轴的末端孔内，轴的中部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上。图22A所示的传动方案又能达到提高中间轴和第二轴刚度的目的；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。本次设计的变速器结构如下图第二轴齿轮15和16分别与3和5常啮合。由于斜齿轮具有运行平稳，噪声低，寿命长的突出优点，因而这四个齿轮都使用斜齿轮。5与第二轴（20）之间滑动轴承连接，因而在图示状态并不能传输动力。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载8在一档时，滑动直齿轮6滑至A位置，与一档齿轮13啮合。动力由此传出。在二档时，结合套4由B移至C，使二档接合齿圈与齿毂结合，从而带动二轴输出动力。在三档时，结合套4由B移至A，使一轴直接与二轴结合，直接将动力输出，此时又叫中间档。在倒档时，滑动直齿轮6移至C位置，与倒档中间齿轮啮合，中间轴倒档齿轮就通过倒档中间齿轮将动力传给滑动直齿轮，并且改变了转动的方向，将动力输出。212倒档布置方案图21为常见的倒档布置方案。图21B方案的优点是倒档利用了一档齿轮，缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难。图21C方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理。图21D方案对21C的缺点做了修改。图21E所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长。图21F所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，档换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒档传动采用图21G所示方案。缺点是一、倒档各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。本设计结合实际车型，在给定的任务书中已经确定是中间轴式变速器，全部齿轮为常啮合齿轮，所以综合考虑，本身设计选择图21（B）形式进行设计图21倒档布置方案213零部件结构方案分析（1）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。直齿圆柱齿轮仅用于一3档和倒档。与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计倒挡选用直齿轮，其他挡选用斜齿轮。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载9（2）换挡机构变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，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，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换挡，其换档行程要比滑动齿轮换挡行程小。通过比较本设计所有挡选用同步器换档。（3）典型的操纵机构及其互锁装置图25为典型的操纵机构图定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其他变速叉轴互被锁住，下面介绍几种常见的机构（A）互锁销式图27是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销子的长度和凹槽来保证互锁。图26，A为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图26，B，C，D为某一叉轴在工作位置，而其他叉轴被锁住。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载10图26互锁销式工作原理（B）摆动锁块式图27为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其他两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。（C）转动钳口式图29为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。上海SH130型载重汽车的变速器互锁机构就采用这种型式。图27摆动锁块式互锁机构图28转动钳口式互锁机构上述操纵机构用于长头驾驶室时期车上，为操纵杆由驾驶一室底板伸出的直接操纵机构。对于平头驾驶室汽车，轻型载重汽车或小客车所采用的远距离操纵机构（操纵杆在方向盘下），要加上一套联动机构。这种机构应有足够的刚性，并保证各连接件在灵活转动情况下，其间隙不能过大，否则会使换档手感不明显。为改善操纵轻便性，在小客车或重型载重汽车上的采用电磁、电力和液力控制，因其结构复杂并需要气源或液压源，在载重汽车上一般很少采用。本次设计采用互锁销式互锁装置。（4）变速器轴承的选择变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承等。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载11第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。4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。滚针轴承、滑动轴承套主要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。变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较宽因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。本设计中间轴选用圆锥滚子轴承，二轴左端采用滚针轴承，二轴右侧用圆锥滚子轴承，一轴用球轴承。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载12第3章变速器主要参数的选择与计算31参数要求本次设计是在已知发的机参数和变速器传动比的情况下进行设计，主要技术参数如表31所示。表31主要技术参数要求发动机参数数值发动机最大功率55KW/3800RPM发动机最大转矩172NM/2200RPM变速器参数数值一挡传动比3115二挡传动比1772三挡传动比1倒挡传动比373832中心距A的确定由于变速器为中间轴式变速器，初选中心距可根据以下的经验公式（35）计算7。（35）31MAXGEAITK式中变速器中心距（MM）；A中心距系数，8696；KA发动机最大转距172（NM）；MAXET变速器一档传动比为3115；1I变速器传动效率，取96。G将各参数代入式（34）得到（8696）（8696）801689769MMA39601572货车的变速器中心距在689769MM范围内变化，初取A70MM。33外形尺寸的初选变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过渡）齿轮和换档机优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载13构的布置初步确定。影响变速器的壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。变速器壳体的轴向尺寸可参考表32数据选用表32变速器壳体的轴向尺寸三档（2022）A四档（2227）五档（2730）六档（3235）为了减小变速器的尺寸，取外形尺寸初选为22A154MM。34齿轮参数选择341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，各档齿轮应该选用一种模数；（4）从强度方面考虑，各档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。变速器齿轮模数范围大致表33表33变速器齿轮的法向模数微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车22527527530035454560选用时，优先选用第一系列，括号内的尽量不要用，表34为国标GB/T13571987，可参考表34进行变速器模数的选择。表34变速器常用的齿轮模数第一系列112515200250300第二系列175225275（325）35表中数据摘自（GB/T13571987）综合考虑文中设计由于是越野乘用车，变速器滑动直齿轮及倒档模数取30MM；其他各档为275MM。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载14342压力角压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用145、15、16、165等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用225或25等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。本变速器是采取了重要轻型汽车变速器的新技术主要内容是，在保证齿轮的强度要求之下，尽量将模数减小。这样就明显提高了齿轮的重合度，从而减小了冲击载荷和噪声。343螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。8试验证明随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档位齿轮的接触强度来着眼，应当选用较大的螺旋角值。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡。如图31所示图31中间轴轴向力的平衡欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件（36）11TANAF优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载15（37）22TANAAF为使两轴向力平衡，必须满足（38）21TAR式中作用在中间轴承齿轮1、2上的轴向力；21AF作用在中间轴上齿轮1、2上的圆周力；N齿轮1、2的节圆半径；21RT中间轴传递的转矩。货车变速器的螺旋角为1826，一档齿轮的螺旋角取下限344尺宽B齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数M（）的大小来选定齿宽B，NNCMK式中齿宽系数，斜齿为6085。CK35各挡齿轮齿数分配在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。变速器的传动及各部件如图32所示优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载16图32越野乘用车变速器传动示意图351最低档传动比计算在一档时，滑动直齿轮6滑至A位置，与一档齿轮13啮合。动力由此传出。一档传动比为153615ZIG如果一档齿数确定了，则常啮合齿轮的传动比可求出，为了求一档的齿数，要先求其齿轮和，HZ一档齿数和，直齿HMAZH2斜齿（39）N中间轴上小齿轮的最少齿数，还受中间轴轴向尺寸的限制，即受刚度的限制。在选定时，对轴上的尺寸及齿轮齿数要统一考虑。轿车可在1217之间选取，10Z本设计取15，初选，3Z312752NM代入公式（36）得到64375201COSHZ取整得44，则。91549352对中心距A进行修正因为计算齿数和后，经过取整使中心距有了变化，所以要根据取定的齿数和和优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载17齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。9（310）COS2HNZM将各已知条件代入式（310）得到MM，取整为705MM。587031COS24A353一档齿轮齿数的确定（311）153615ZIG而常啮合齿轮的中心距与一档相等，即（312）21COSMAN已知各参数如下57018,9,03,1,7523609AZZMN，代入式（312）得到21Z取整，37,2119463721091ZIG354二档齿数的确定在二档时，结合套4由B移至C，使二档接合齿圈与齿毂结合，从而带动二轴输出动力。已知721,50,722GNIAM由式子（313）16352ZIG（314）152165IG（315）87COSZMAN此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载18（316）1TAN656312ZZ联解上述（313），（314），（315）三个方程式，可采用比较方便的试凑法。解得结果如下，24,1,266515Z72145291635ZIG355倒档齿数的确定0M初选之间，小于取为15，18Z9Z1738RI中间轴与倒档轴之间的距离的确定5491802219ZMA为保证倒挡齿轮在啮合不发生干涉，齿轮9和齿轮顶圆之间应保持有05MM以上的间隙。则齿轮11的齿顶圆直径DE11为ADEE2150DE1153MMZ111767取整为Z1118二轴与倒档轴之间的距离确定MM5701829032116ZMAN优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载19第4章齿轮与轴的设计计算41齿轮设计与计算变速器齿轮的损坏形式主要有轮齿折断、齿面疲劳点蚀、移动换档齿轮端部破坏及齿面胶合等。为防止齿轮损坏需要对齿轮进行强度校核。411齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工、工艺及热处理工艺常啮合齿轮因其传递的转矩较大，并且一直参与传动，所以磨损较大，应选用硬齿面齿轮组合，小齿轮用20GRMNTI材料渗碳后淬火，硬度为5862HRC。大齿12轮用40GR调质后表面淬火，硬度为4855HRC。一档传动比大，齿轮所受冲击载荷作用也大，所以抗弯强度要求比较高。一档小齿轮用20GRMNTI渗碳后淬火，硬度为5662HRC，大齿轮40GR调质后表面淬火，硬度为4655HRC；其余各档小齿轮均采用40GR调质后表面淬火，硬度为4855HRC，大齿轮用45钢调质后表面淬火，硬度为4050HRC。412各轴的转矩计算一轴转距MTEN8216908172MAX1轴承离合中间轴转矩I394561齿轮轴承中二轴各档转距一档齿轮NM；5308712T二档齿轮NM；469优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载20三档齿轮NM；754132T倒档轴MNI46129806243512齿轮轴承中倒二轴倒档齿轮IT372512齿轮轴承倒倒挡二轴413齿轮强度计算1、斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算（41）BTYKFIW式中圆周力（N），；IFDTFG21计算载荷（NMM）；GT节圆直径（MM）；COSZMN法向模数（MM）为斜齿轮螺旋角；NM应力集中系数，；K501K齿面宽（MM）；B法向齿距，；TNMT齿形系数，可按当量齿数在齿形系数图（图41）中查得；Y3COSZN重合度影响系数，K02K将上述有关参数代入（41），整理得到（42）KYZMTCNGW3OS优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载21图41齿型系数图当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒档直齿轮许用弯GTMAXET曲应力在400850MPA，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮对货车为100200MPA。13（1）一档齿轮弯曲强度校核已知参数7,3CNKM8150,6,42109ZNM，NM281T3中T查齿形系数图41得；60519Y代入公式（42）得MPA39145027531648231WMPA7862对于货车当计算载荷取变速器第一轴最大转距时，其许用应力应该小于250MPA，均小于250MPA，所以满足设计要求。1W2（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮弯曲强度校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮弯曲强度校核方法与一档齿轮相同其计算结果见表41表41各档齿轮的弯曲强度校核优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载22常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮1Z27Z85Z6弯曲应力MPA21858198712321233482219022200各齿轮的弯曲应力均小于250MPA，所以满足设计要求。2、倒档齿轮轮齿弯曲强度计算（43）YZKMTCFGW32式中弯曲应力；W应力集中系数，为15；K计算载荷（NMM）；GT节圆直径（MM）；D摩擦力影响系数，主动齿轮为11，从动齿轮为09；F齿宽（MM）；B端面齿数（MM），为模数；TMT齿形系数；Y查齿形系数图41得；1802Y代入公式（43）得MPA486510534791W当计算载荷取作用在变速器第一轴上的最大转距时，倒档直齿轮的许用弯曲GT应力在400850之间，在许用范围内，所以满足设计要求。1W3、斜齿齿轮轮齿接触应力（44）14180BZJFE式中轮齿接触应力（MPA）；JF齿面上的法向力（N），；COS1FF1圆周力（N），；DTG21计算载荷（NMM）；GT优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载23节圆直径（MM）；D节点处压力角；齿轮螺旋角；E齿轮材料的弹性模量（MPA）；5102齿轮接触的实际宽度（MM）；B主从动齿轮节点处的曲率半径（MM），直齿轮Z,，斜齿轮；SINSIBRR22COSIN,COSINBZRR主从动齿轮节圆半径（MM）。ZB将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接MAXET触应力见下表42J14表42变速器的许用接触应力MPAJ齿轮渗碳齿轮液体渗氮共渗齿轮一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档13001400650700（1）一档齿轮接触应力校核已知条件，7,3,17CNKM16,4209ZNMM，NMM240339GT3310GTCOSCSZDFNN，86209174203131N4COS639FMM092637NCMKB优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载2435824COS217IN403COS2INCSINOSI90SI6SISISI3173292ZMDRBZ6854901BZ将已知数据代入公式（44）得74123685092614831059MPAFEBZJ51243680926180415PABFEBZJ，均小于1900MPA，所以满足设计要求。9J10J（2）常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核常啮合齿轮、二档齿轮、三档齿轮、四档齿轮接触应力校核的方法同上，校核计算结果见表43表43各齿轮的接触应力常啮合齿轮二档齿轮三档齿轮1Z27Z85Z6接触应力（MPA）894058940510736710721398355999785各齿轮的接触应力均小于13001400MPA，所以满足设计要求。4、直齿倒档齿轮接触应力校核已知条件14,7,1,032ZKMCNM945中T将已知数据代入公式（44）得到N20718657COS13COS2CS112ZZFG中优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载25N218397COS25394COS2COS1313MZTZFG中N45180311GG52437MKBC1260530794521968319477521SIN2351SIN2SIN6837791SIN2SIN2SIN231BZZBZZMZDZDMPA4040148013BZJFEMPA721560211839513BZJMPA9944540148051BZJFE，均小于1900MPA，所以满足设计要求。2J3J1J42轴的设计与计算变速器的轴是变速器传递扭距的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度。因为刚15度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。421轴的工艺要求第二轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC5863，表面光粗糙度不能过低。对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载26本设计经过综合考虑中间轴选用齿轮轴，材料与齿轮一样为20CRMNTI。422初选轴的直径在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径D为045A，轴的最大直径D和支承间距离的比值对中间轴，对第二轴，L1806LD。第一轴花键部分直径D可按下式初选2108L（45）3MAXETK式中K经验系数K4046；发动机最大转距（NMM）。MAXET第二轴和中间轴中部直径045MMAD45073150的取值L中间轴长度初选816LMM2704023LMML第二轴长度初选218LDMM407501LMML第一轴长度初选MM582564726433MAXETKDMMDMM180LMM35696取150MM。L423轴最小直径的确定按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算，对实心轴，16优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载27其强度条件为（46）201953DNPWT轴传递的转矩NMM，172NM；T轴的抗扭截面模量MM3；W轴传递的功率（KW），55KW；PP轴的转速，3800；NMINRINR轴的许用扭转剪应力（MPA），见43表表43轴常用集中材料的及A值轴的材料Q235A，20Q237，35（1C，18NI9TI）4540CR，35SIMN，38SIMNMO，3CR12，20CRMNTI/MPA1525203525453555A14912613511212610311297由式45得到轴直径的计算公式（47）33320195NPAD对中间轴为合金钢则A查表得为100；P为55KW；。CRMNTI2代入式（47）得取为25MM。M74二轴为查表得为110；P为55KW；代入式（46）得MM取为25MM。RI0424轴的强度计算轴的受力如图42所示图42变速器受力图优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载281、轴的挠度验算轴的挠度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图43所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下CFSF式计算（48）EILBAFFC321（49）FS2（410）ILAB31式中齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；1F齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；2弹性模量（MPA），21105MPA；EE惯性矩（MM4），对于实心轴，；I64DI轴的直径（MM），花键处按平均直径计算；、为齿轮上的作用DAB力距支座A、B的距离（MM）；支座间的距离（MM）。L轴的全挠度为MFFSC202轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为005010MM，010015MM。齿轮所在平面的转角不应超过0002RADCFSF。18与中间轴齿轮常啮合的第二轴上的齿轮，常通过青铜衬套或滚针轴承装在轴上，也有的省去衬套或滚针轴承装在轴上，这就能增大轴的直径，因而使轴的刚度增加。第二轴轴上受力分析如图45所示。优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载29图45变速器的挠度和转角（1）变速器在一档工作时二轴和中间轴的刚度第一轴轴上受力分析如图45所示。N52683103COS2COS211ZMTDFNGTN4279CSTAN568STARN62T31TA中间轴轴上受力分析如图45所示。N5268342031COS1COS22ZMTDFNGTN79TA12RNRFFN5ATN890160323COS43DTTN5CS7TAN589COSTANRFN016923TT3AN2758504OS12S2344ZMTDFNGTN826CTA34RNRFFN419AT优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载30二轴轴刚度校核将各已知参数代入公式（48）得到LDEBAFIFRRC422436N，MM，MM，MM，MM85604RF19A7850D10286543232CCFF各已知参数代入公式（49），（410）得到09678251430971952424LDEBAFILFTTSMM0678SFMM683222SCFFRAD02094501497534EILABFR所以变速器二轴在一档工作时满足刚度要求。同理变速器在一档时中间轴符合刚度要求变速器二轴在二档工作时满足刚度要求。变速器在二档时中间轴符合刚度要求。变速器二轴在三档工作时满足刚度要求。变速器在三档时中间轴符合刚度要求。43轴承的选择与校核轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。，式子中，HAMVSL1060MAXAV378106254L431一轴轴承的选择与校核（1）初选轴承型号根据轴承处直径选择30205型号轴承，查得15KN，KN529RC8OR（2）计算轴承当量动载荷P当变速器在一档工作时轴承受到的力分别为N，N，N，4271RF63471AF237BC1850ORC查机械原理与设计得到，E优秀毕业论文，支持预览，答辩通过，欢迎下载31，查机械原理与设计得到，EFRA5021Y560X当量动载荷计算（412）ARPFXFP将各已知参数代入式（412）ARPYF在12到18之间取，取为13，PF967533421650731轴承寿命计算公式为（413）6PCNLH将个已知参数代入式（413）得到H14326796510201616PNLH对于汽车轴承