柴油动力货车变速器及操纵机构设计

1第一章前言人们从事生产活动离不开汽车。在日常生活中，汽车特别是轿车是经常使用的交通工具。汽车工业出现的高科技多数在轿车上首先得到了应用。目前，轿车的产量、保有量占汽车总产量和保有量的绝对多数。微型客车的作用更贴近我们的生活，为我们的家庭生活和工作带来了方便和舒适性。现在人们对汽车提出越来越多的要求，尤其是对汽车安全性提出更高的要求，达到乘坐汽车有安全感、愉快感，汽车发生碰撞事故是能够妥善地保护成员；对汽车提出居住性的要求，不仅坐在汽车里舒适，而且能与外面的世界进行信息交流。当然，这些大都与汽车内部的传动系中的变速器的工作性能有关变速箱的功用及要求1，功用改变传动比，扩大驱动轮转矩和车速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有力的高效的工况下工作。（1）发动机旋转方向不变的前提下，使汽车实现倒退行驶。（2）利用空挡，中断动力传递以使发动机能够起动、怠速便于变速器换档或进行动力输出。2，分类按传动比变化方式、汽车变速器可分为有级变速器和无级变速器以及综合式三种。变速器的基本要求A保证汽车的动力性和经济性。B设置空挡，用来切断发动机的动力输出即发动机向驱动轮的传递。C设置倒挡，使汽车可以倒退行驶。D设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。E换挡迅速、省力、方便快捷。F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。G变速器应该有高的工作效率。H变速器的工作噪声低，工作平稳。23，主要结构形式变速箱的结构类型是在适应不同作业机械的设计要求过程中产生与形成的。例如不同类型的作业机械所从事的作业不同，因而对变速箱进退的排挡数以及变速范围的要求也不同，从而变速箱的结构不同。又如各种作业机械的变速箱，在作业中换挡操纵的频繁的程度也不一样，对作业中换挡操纵频率的变速箱，尤应考虑操纵轻便的问题，从而伴随着换挡操纵方式的不同，也就出现了不同结构类型的变速箱。通常变速箱分为切断动力换挡的机械式变速箱和不切断动力换挡的动力换挡变速箱两大类没，前者主要用于装有主离合器的机械传动系中，后者主要用于装有变矩器的液力机械传动系中。从结构上变速器传动结构有两种分类方法。根据前进挡数不同，有三、四、五和多挡变速器。根据轴的不同形式分为固定式和旋转式两种。固定式又分为两轴式、中间轴式和双中间轴式和多中间轴式变速器。固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机后置后轮驱动的汽车上，旋转轴式主要用于液力机械变速器。与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间传动效率高和噪声低等优点。因为两轴式不能布置直接挡，所以在高档工作时次论和轴承均载，不仅工作噪声增大且容易损坏。此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计很大。在这次设计中所遇到的主要问题是变速器的结构选择，各挡传动比的确定、齿轮参数的确定、所用轴和齿轮的强度及轴承的校核。3第二章变速器的结构设计21变速器由传动机构与操纵机构组成有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、造价低廉，具有较高的传动效率（096098），因此在各种类型的汽车上均匀得到了广泛的应用。通常，有级变速器具有3个、4个、5个前进挡；重型汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡变速器，其前进挡位数多达到616个甚至到20个。变速器挡位熟的增多可提高发动机的功率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而提高汽车的运输效率，降低运输成本。但挡位增加也会增加变速器的尺寸和质量，使其结构复杂，制造成本高，操纵也复杂。当采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速换挡。对于多于5挡的变速器来说是困难的。因此，直接操纵变速器的挡位数上限是5挡。多于5个前进挡的变速器将使得操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定的行驶工况。近年来为了降低油耗变速器的挡数有增加的趋势。目前，轿车的挡数一般在45之间，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用45个挡或者多挡。装载质量在225T的货车采用5挡变速器，装载质量在48T的货车采用6挡变速器。多挡变速器多用于重型货车和越野汽车以及有特殊功用的专业用车等。副变速器用于空、满载的质量变化大、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、增多挡位数以适应在各种使用条件下的动力性和经济性要求的重型车。为不使变速器的结构过于复杂和便于系列化，多以4挡或5挡的变速器与2或3、4挡的副变速器组合，后者可装在变速器之前或后或前后。前置副变速器多由两对齿轮或行星轮机构组成，传动比较大，后置可减少变速器的尺寸及负荷其为常用型。前后均置的方案可以得到更多的挡位。主、副变速箱多联成一个单独的总成以便于拆装。主、副变速器可以分段或者交替地换挡，前者使两种传动比分段衔接；后者交替插入；也有降分段式与插入式结合成综合式得到传动比搭配。有级变速器的传动效率与所选取的变速器的传动方案有关，包括传动动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等问题。两轴式和三轴式的变速器得到了广泛的应用。4考虑到轻形货车的使用条件和要求，则此本次设计所选取的变速器结构方案为采用中间轴式，41挡，无超速挡的变速方案。5第三章变速器的主要参数的选择31挡数由任务书规定，本次设计的变速器挡数为41，无超速挡。32传动比321传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。传动比范围的确定于选定的发动机参数、汽车的，最高车速和使用条件（如要求的汽车爬坡能力）等因素有关。详细DWG图纸三二1爸爸五四0六全套资料低拾10快起本次设计选用发动机的参数如表31表31发动机参数型号CY4D43T形式废气涡轮增压汽缸数缸数行程41121106工作容积4334额定功率/转速88/3200最大转矩/转速340/16001800怠速稳定转速750工作顺序1342整车选用轮胎的参数如表32表32轮胎参数规格82516标准轮辋650G允许使用轮辋600G断面宽度200MM外直径860MM内胎双层厚度35MM垫带最小展平宽度180MM垫带中部厚度40MM垫带边缘厚度15MM气门嘴型号TZ78在一般情况下,RSR静力半径可用下列公式估算S（31）SDR0254B1D轮辋直径；B轮胎断面宽度；轮胎变形系数。对于载货汽车和客车而言010012，取011D16254MM4064MM，B240MM，0025416/282510113897CM39CMRSR选择最低挡传动比时，应根据汽车的最大爬坡度，驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等综合考虑。汽车爬坡时候，车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力用于克服轮胎7与路面的滚动阻力和爬坡阻力。因此有（32）TQMAX0TMAXMAXIGFCOSINR由此可以求出最大爬坡度要求的变速器I挡最大传动比为（33）AXAXQ1TQM0TFCSIRI式中，R驱动车轮的滚动半径；TTQMAX发动机最大转矩；主减速比；0I汽车的传动效率；TF滚动阻力系数；G汽车的质量；由公式0377RN/I0IG可知，AU0IMAX37RN/U因为本次设计的变速器没有超速挡，所以第4挡为直接挡，当出现最高车速时,IG1,则I00377RN/UMAX0377038973200/9549488有公式33得式中；G为满载时质量；T总传动效率；R滚动半径；F滚动阻力系数；取167；G为6T；汽车传动系各部分效率变速器效率95，主减速器效率96，传动轴和万向节效率98，则计算出的总效率为912；滚动阻力系数F取0011；带入公式可得IG1445178。根据驱动车轮与地面的附着条件,（34）TQMAXG0TRI/G2G2满载时驱动桥给地面的质量为；8路面附着系数，此时取；由此可以得到IG1452057，综合取IG1445178。初选变速器各挡参考传动比445178；26187；1587；1。33确定变速器中心距中心距A的大小直接影响到变速箱结构的紧凑性。因此，在保证传递发动机最大转矩、齿轮有足够强度、结构不布置有可能实现的情况下，应尽可能采用较小的中心距。中心距A的值主要取决于两个因素1保证齿轮有必要的疲劳强度；2使轴、轴承在变速箱壳体上布置得开，即所定中心距的值，应当保证变速箱壳和轴承空之间有必要的壁厚。依据经验公式（35）3ATEMAXI1GK式中KA在8696之间，取9；G取96，则有A101938102MM34齿轮参数的选择341模数齿轮的模数是决定齿轮大小和几何参数的重要参数，直接影响到齿轮的抗弯曲疲劳强度。设计变速箱时选取的齿轮模数大多与以下因素有关1）齿轮上所受力的大小。作用力大，模数也就要大；2）材料、加工质量、热处理的好坏。由于近年来我国齿轮制造技术的进9步和热处理质量的升高使得变速箱上采取小的模数成为可能。模数选择时一般轿车和轻中型货车的模数大多在2MM35MM之间选取，在本次设计中直齿轮模数取3，斜齿轮的法向模数大多在350以下，所以本次设计中，斜齿轮的法向模数取30，在本次设计中一挡和倒挡使用直齿轮，其余挡位使用斜齿轮。342压力角的选择压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声低；压力角较大时，可以提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为加大重合度以降低噪声，应采取145、15、16、165等小些的压力角；对于货车为提高齿轮的承载能力，应选用225、25等大些的压力角。因为，国家规定的标准压力角为20，所以变速箱大多采用20为压力角，预选直齿轮的压力角为25，斜齿轮的压力角为225。343螺旋角斜齿轮在变速箱里得到了广泛的应用，选取斜齿轮的螺旋角，应该注意到它对齿轮工作噪声、齿轮强度和轴向力的影响。斜齿轮选用大一点的螺旋角时，使重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。而且随着螺旋角的增加，轮齿强度也相应增高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，接触强度继续上升。因此，从提高高档齿轮的接触强度来说应当选用较大的螺旋角。根据经验轻型货车的螺旋角一般在1826之间选取，故本次设计的齿轮螺旋角初选24。344齿轮宽度齿宽B的大小直接影响到齿轮的强度，在一定范围内，B大强度就高，但变速箱的轴向尺寸和重量也增大。实验表明，齿宽过大时随着齿宽的增大齿面上载荷不均匀性也增大，反而使齿轮的承载能力下降。所以在保证必要强度的情况下，齿宽B不宜过大。一般根据中心距或模数的比例系数来确定齿宽。对于直齿轮B4580MN故取60；对于斜齿轮B6085MN故取75；对于常啮合齿轮则可以取大些，故取8；则各挡齿轮的齿宽如表33表33齿轮齿宽10一挡齿轮齿宽B6318MM二挡齿轮齿宽B753225MM三挡齿轮齿宽B753225MM四挡齿轮齿宽B753225MM倒挡齿轮齿宽B6318MM常啮合齿轮齿宽B8324MM345变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除了为了避免齿轮产生根切和配凑中心距外，还影响齿轮强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力和齿轮的噪声。齿轮变位一般用高度变位和角度变位。高度变位可以增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相近的程度，但不能同时增加一对齿轮副的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数不为零。角度变位具有高度变位的优点，又避免了高度变位的缺点。为了降低噪声，对于变速器中一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小写的数值以降低噪声传动。346齿顶高系数一般的齿顶高系数F010，为一般的汽车变速器所采用。现代汽车变速器多用齿顶高系数大于一的“高齿齿轮”（或相对于短齿齿轮而言而称为高齿轮）。因为，他不仅可以使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高系数的齿轮有显著改善。但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖等问题。35变速器各挡齿数分配351确定一挡齿轮的齿数确定设计的一档齿轮为直齿轮，则ZN2A/M204/368货车一档中间轴齿轮在1217之间选取，在本次设计中取Z816，则一档大齿轮Z746。352对中心距A进行修正由于ZH没有发生变化，所以中心距不变。11353确定常啮合传动齿轮副的齿数G1Z28I4397由于常啮合齿轮为斜齿轮N2ACOS04COS2ZH612M3则可得到Z125，Z237，核算传动比I444精确螺旋角,则2425NZ12COSA354确定其他各档齿轮的齿数二档21568716943ZI0COS4综合得539,62Z由（36）51TG得核算传动比2372509I同理可求三档齿轮齿数34,3Z核算传动比为31578I四档为直接档，所以不用计算齿轮齿数。倒档初选齿轮齿数1023Z中间轴与倒当轴的中心距MM810372602MZA初选倒档传动比为43，891EED，9645ED920Z802E12MM910323645AMZ13第四章变速器齿轮的强度计算及材料选择41齿轮的设计计算411直齿轮齿形系数Y可查表得到；齿顶高系数HA1顶隙系数C025；25，模数M3所得数据列于表41表41直齿轮参数齿轮7齿轮8齿轮9齿轮9齿数Z46162023分度圆直径（MM）DZM153516069基圆直径（MM）DBDCOS13867462254386254齿顶高（MM）HAHAM3333齿根高（MM）HFHACM375375375375齿顶圆直径（MM）DA2HAZM159576675齿根圆直径（MM）DFZ2HA2CM1455435525615分度圆半径（MM）RD/276525530345齿顶圆半径（MM）RADA/279528533375齿形系数Y0155012301260132412斜齿轮分度圆直径DZMTZMN/COS基圆直径DBDCOST端面压力角TARCTANTANN/COS齿顶高HAMNHANXN；齿根高HFMNHANCNXN；齿顶圆直径DA2HA；14齿根圆直径DFD2HF；齿顶圆压力角ARCCOSDB/DA；齿形系数Y根据重合度查表得到；齿顶高系数HA1顶隙系数C025；N225；模数M3所得数据列于表42表42斜齿轮参数齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿轮5齿轮6齿数Z253732303923齿宽D2424225225225225螺旋角242524252006200615641564分度圆直径D822581217421054609854012266881445基圆直径DB74892110840957268835311350071038齿顶高HA333333齿根高HF375375375375375375齿顶圆直径DA8825812774211146010454012866887445齿根圆直径DF77564114242979609104011516873945齿形系数Y01350147014201410148013242齿轮弯曲强度计算421一档倒档直齿轮W2TGKKF/M3ZKCYK为应力集中系数，15K165主动齿轮KF11，从动齿轮KF09；TG340000NMM；KC60；M3；经公式计算得结果列于表43表43直齿轮弯曲强度Z7（主动）Z8（从动）Z9（主动）Z10（从动）Z51172023Y0155012301260132W247656553145574656412759422常啮合，二，三挡斜齿轮W2TGCOSK/MN3ZKCYKK为应力集中系数，K150TG340000NMM；KC60；MN3K20经公式计算得结果列于表44表44斜齿轮弯曲强度Z1Z2Z2Z4Z5Z6Z253732303923Y013501470142014101480132242524252006200615641564W1757041240892037431530561249662007461643齿轮接触应力QJ0418其中F2TG/DCOSCOS,TGTMAX/2170000NMM因为A为标准中心距，则节圆直径D等于分度圆直径；E为弹性模量，E21105MPA；，B为齿宽；直齿轮ZRZSIN,BRBSIN斜齿轮ZRZSIN/COS2,BRBSIN/COS2由公式得到结果于表45表45齿轮接触应力DBZBFQJZ18225824204632443224254979226789531Z212174224302862443224253364337648990Z3619962251417523796200663808701179167Z4845402251932923796200646793051009167Z5112668225240042327415643411339790404Z6664452251415623796156457844641029243Z715318323302502451951786371Z851181077725073558521362035Z960181267925062524751370911Z1069181458025054369351278381在设计初始选用齿轮材料为渗碳合金钢，其在一档，倒档的许用应力为19002000，在常啮合、高档的许用应力为13001400，所以所设计齿轮满足接触应力要求。17结论这次毕业设计是在我们掌握了各种基础课程，如理论力学、材料力学、机械原理、机械设计、汽车构造、汽车设计等课程的基础上多作的一次综合性设计，是对我们大学四年所学知识的一种检验。使我们对所学的一些基本技能得到了培养，使我们了解了本专业的一些基本原理、设计方法和思路，为我们以后在自己专业领域内的发展奠定了基础。在本次设计中，我