轻型货车变速器课程设计简版非毕业设计

目录一、汽车形式的确定1汽车的轴数12汽车驱动形式13汽车布置形式1二、与变速器相关的汽车主要参数的确定1NP的确定12驱动轮滚动半径的确定23最大爬坡度的确定2三、传动系最小传动比四、传动系最大传动比五、机械式变速器的选择1变速器种类的选择32档数的选择43变速器的换档结构的选择44变速器结构形式的确定45倒挡布置方案56各档传动比的计算6六、外形尺寸计算1变速器轴向尺寸62变速器径向尺寸6七、齿轮参数设计和计算1变速器齿轮型式72模数的选择73压力角74螺旋角75齿轮变位系数的选择原则86齿宽87各档齿数98确定倒档传动比109齿轮几何参数的确定11八、轴径的选择轻型商用货车变速器设计为3550MM。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。一、汽车形式的确定原始数据额定装载质量3000KG；最大总质量6750KG最大车速75KM/H比功率10KW/T比转矩53NM/T比功率发动机最大功率/汽车总质量比转矩发动机最大转矩/汽车总质量通过计算得发动机最大功率10KW/T6750KG10KW/T675T675KW发动机最大转矩6750KG53NM/T35775NM1汽车的轴数因轻型货车的载荷较大为675T，所以取货车汽车轴数为三个。其中前轴一个，后轴为两个。2汽车驱动形式驱动形式分为前置后驱、前置前驱、后置后驱、中置后驱、四轮驱动。轿车一般采前驱，商用车一般采用后驱。本车采用后驱。3汽车布置形式最早期的汽车绝大部分采用前置后驱布局，现在则主要应用在中、高级轿车和商用车中。前置后驱优点是轴荷分配均匀，即整车的前后重量比较平衡，操控稳定性较好。缺点是传动部件多、传动系统质量大，贯穿乘坐舱的传动轴占据了舱内的地台空间。所以本车采用后轮驱动。二、与变速器相关的汽车主要参数的确定1NP的确定根据汽车设计课程设计指导书得PENPTMAXEMAX9549式中，MAXET是发动机最大功率；是转矩适应性系数，标志着当行驶阻力增大时，发动机外特性曲线自动增加转矩的能力，PETTMAX,PT是最大功率时的转矩（NM），可参考同类发动机数值选取，初取122；MAXEP是发动机最大功率（KW）；PN是最大功率时的转速（R/MIN。所以MIN/R2200753575672219549T9549EMAXEMAXPNKWPN2驱动轮滚动半径的确定设本车的轴荷分配为前轴30，后轴为70。因后轴为双轴，计算后轴车轮的负荷得LF67509802570N1157625N查汽车设计课本31页轮胎选择表得本车选择的轮胎为750R16得R（160575008）254MM3556MM4汽车的最大爬坡度商用车的最大爬坡度一般为30本车亦采用此最大爬坡度。TAN03得MAX716三、传动系最小传动比IIUG5AMAXRN47203770）MAXAU最高车速，MAXAU75KM/HR车轮半径，R03556MN功率转速，N2200R/MIN0I主减速器传动比5GI最高挡传动比，5GI1由上式可得传动系最小传动比0I49四、传动系最大传动比选择最大传动比时，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。确定传动系最大传动比时只需确定变速器档传动比和0I，而0I已确定下面MAX0MAXMAXMAXCOSSINEGITRTIIMGFMGRMAX2EGITRTIGR2MAX0RGIETGRITIMAXMAX0RGEMGRITI来确定变速器档传动比GII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。故有则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为式中M汽车总质量，M6750KGG重力加速度，G98M/2SMAX道路最大阻力系数，MAX043RR驱动轮的滚动半径，RR03556MTEMAX发动机最大转矩，TEMAX35775I0主减速比，I049汽车传动系的传动效率，090。根据上式得GII642根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档传动比为式中G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；路面的附着系数，计算时取06。由已知条件满载质量6750KG；RR03556M；TEMAX35775NM；I049；090。根据上式可得948GII综上可得948426GII取GII66得到传动系最大传动比为GII0I66493234五、机械式变速器的选择1变速器种类的选择机械式变速器的种类很多，按前进档位的不同可分为三、四、五和多档变速器，根据轴的型式的不同，又有固定轴式和旋转轴式（常配合行星齿轮传动）两类。固定轴式又有两轴式、中间轴式、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。中间轴式变速器从结构外形看中间轴式变速器有三根轴一轴和二轴在一条中心线上。将它们连接即为直接档，此时，齿轮、轴承不承受载荷而只传递转矩，故而传动效率高，而且摩损小，寿命长，噪音也较小。而在其他档位上，经过两对连续齿轮传动，传动效率稍低。由于本设计中的汽车为货车，且传动比大，故本车采用这种型式。2档数的选择因汽车总质量为6750KG，则根据汽车设计课程设计指导书查得应选择五档的变速器。3变速器的换档结构的选择换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的优点点是结构简单、紧凑，造价也比较低，经济性好。但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击，这会导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损，长期使用以后易造成脱档、噪声大等原因，所以除了一档、倒档外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。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。经过周密的考虑，本车采用一档、倒档用直齿滑动齿轮换档。其他档位采用同步器换档。4变速器结构形式的确定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，以减小轴的变形，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承较远处较好。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。通过查汽车设计课本得到五档中间轴变速器的多种结构形式。因为本车采用一档、倒档用直齿滑动齿轮换档。其他档位采用同步器换档。故采用下图所示的变速器结构形式。传动路线档一轴12中间轴109直齿滑动齿轮二轴输出档一轴12中间轴875、7齿轮间的同步器二轴输出档一轴12中间轴655、7齿轮间同步器二轴输出档一轴12中间轴431、3齿轮间同步器二轴输出V档一轴121、3齿轮间同步器二轴输出R档一轴12中间轴10119二轴输出5倒挡布置方案图2为常见的倒挡布置方案。图2B方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2C方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2D方案对2C的缺点做了修改。图2E所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2F所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2G所示方案。缺点是一、倒挡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。本车采用D图所示的布置方案。6各档传动比的计算一般汽车各挡传动比大致符合如下关系QIIIIIIIIGGGGGGGG54433221式中Q常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为15GI，41QIG5971Q所以各挡传动比与挡传动比的关系为661GI，9932GI，423GI，614GI，15GI54433221GGGGGGGGIIIIIIII（实际）六、外形尺寸计算1变速器轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸与档数和中心距有关，可参考下列数据选用四档（2227）五档（2730）六档（3235）A则变速器轴向尺寸28A281193332MM2变速器径向尺寸变速器径向尺寸32A321193808MM七、齿轮参数设计和计算1变速器齿轮型式变速器中的齿轮一般只有两种直尺圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮多用为滑动式，故使用在一档和倒档的较多，它们的结构简单，制造容易。但是在换档时齿轮端部产生冲击，噪声很大，从而加剧端部磨损，使齿轮的寿命降低，而且由于噪声大，容易造成驾驶员的疲劳。斜齿圆柱齿轮传动平稳，噪声很小，磨损小，寿命长。唯一的缺点是工作时有轴向力的产生，而且结构复杂，这个缺点可以在进行轴的载荷计算时予以平衡。通过比较两种型式齿轮的优缺点，本设计中，倒档和一档采用直齿圆柱齿轮，这是考虑到倒档的使用率较低，综合衡量经济性和便利性而定的，其余各档全部采用斜齿圆柱齿轮传动，这样充分发挥其传动平稳，噪声小等优点。2模数的选择对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是乘用车和总质量AM在18140T的货车为2035MM；总质量AM大于140T的货车车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量AM/T10V1616V2560AM14AM140据表得前进挡和倒挡的模数定为35MM,啮合套和同步器的模数定为3MM。3压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角增大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。本设计中采用标准压力角20。4螺旋角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。选用大些的螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，齿轮的强度也相应提高。因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，不宜过大，以1525为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选用较大的螺旋角。螺旋方向的选择斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消，以减少轴荷，提高寿命。为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋，而一、二轴上的斜齿轮取左旋，其轴向力经轴承盖由壳体承受。为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。二挡齿轮螺旋角25，三、四、五挡齿轮螺旋角22，常啮合齿轮螺旋角25常啮合齿轮螺旋角25。5齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类高度变位和角度变位。角度变位既具有高度变位的优模数NM/MM22527527530035045045600点，又避免了其缺点。6齿宽B齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿强度和齿轮工作时受力的均匀程度。通常根据模数M（NM）来选择齿宽直齿BCKM,CK为齿宽系数，取4580斜齿BCKNM，CK取为6085；小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510，所以有1）直齿B4580313524MM9B26MM,10B30MM,11B28MM，12B22MM，13B22MM2）斜齿B60803195255MM1B32MM,2B26MM,3B30MM,4B24MM，5B24MM,6B24MM,7B26MM,8B32MM7各档齿数齿数确定原则各档齿轮齿数比应尽可能不是整数,且各档齿数无公约数。确定一档齿轮和常啮合齿轮齿数1）直齿HZ2ANMHZ2120/35686取HZ68由109ZZZH进行大小齿轮齿数分配，为使109ZZ的传动比更大些，取9Z50,10Z18；2）ANM9Z10Z/2253818/2119MM取A119MM；3）2Z/1Z1I10Z/9Z6618/5023764）由ANM1Z2Z/2COS2,11Z2Z35119COS25/35616取1Z18，2Z435）修正1I1I2Z7Z/1Z8Z3738/（1728）6636I|66366|/66055合格；确定二档齿轮齿数1）斜齿HZ2ANMCOS选取8,725，HZ2119COS25/35616取HZ6187ZZZH7Z38,8Z23；2）ANM7Z8Z/2COS8,7353823/2COS2511779M取A119MM；3）修正2I94731823384381722ZZZZI2I|3993947|/66135合格；确定三档齿轮齿数（取6,522）1）5Z/6Z2I1Z/2Z2418/4310042）5Z6Z2ACOS6,5/NM2119COS22/356306取5Z31,6Z313）修正2I3I2Z5Z/（1Z6Z）23763I|242376|/10035合格；确定三档齿轮齿数（3422）13Z/4Z3I1Z/2Z1618/4306672）由ANM3Z4Z/2COS4,3取4,322,得3Z4Z2ACOS4,3/NM2119COS22/355638取3Z25，4Z38；3）修正4I4I2Z3Z/（1Z4Z）2543/（1838）1574I|16157|/1610025合格；8确定倒档传动比倒档齿轮的模数往往与一档相近，为保证中间轴倒档齿轮不发生根切，初选11Z18，倒档齿轮一般在2133之间选择。选12Z27。中间轴与倒档轴之间的中心距AAM12Z11Z/235（1827）/27875MM取A79MM第二轴与倒档轴之间的中心矩A“A“M9Z13Z/233250/21435MM取A“143MM因倒挡齿轮不移动则不需算齿轮13和齿轮11的齿顶圆之间的间隙。修正后各档的传动比为I1663,I23947,I32376,I4157,5I100IR5009齿轮几何参数的确定1）一挡齿轮几何参数M35MM，10Z18，9Z50，N20，0，A119MM，11016，20162啮合角TACOSARCCOSA203理论中心距A1312MZZ2119MM4中心距变动系数AAM05变位系数之和1312ZZINVINV2TAG06齿顶降低系数07分度圆直径1D1ZM63MM，2DM2Z175MM8齿顶高A1A1HHM406MM，A2A2HHM294MM9齿根高F1A1HHCM3815MM，F2A2HHCM4935MM10齿全高12AFHHHH7875MM11齿顶圆直径A11A1DD2H7112MM，A22A2DD2H18088MM12齿根圆直径F11F1DD2H5537MM，F22F2DD2H16513MM13周节PM1100MM14基节BPMCOS1033MM2）常啮合齿轮几何参数NM35MM，1Z18，2Z43，N20，25，A119MM1端面模数TMNMCOS386MM2中心距变动系数AAM03731047，20104端面压力角TANARCTANCOSNT219255端面啮合角TTACOSARCCOSA220866分度圆直径11NZDMCOS6951MM，22NZDMCOS16606MM7齿顶高HA1MNF01550MMHA2MNF02350MM8齿根高HF1MNF0C1318MMHF2MNF0C2518MM9齿全高AFHHH868MM10齿顶圆直径DA1D12HA18051MMDA2D22HA217306MM11齿根圆直径DF1D12HF16315MMDF2D22HF215570MM12中心距A12TZZM211779MM13法向基节BNNNPMCOS1033MM14基圆直径DB1D1COSAT6523MMDB2D2COSAT15605MM15法面分度圆弧齿厚N1SM25498MM3）二挡齿轮几何参数NM35MM，7Z38，8Z23，N20，25，A119MM1变位系数2025，10432端面模数TMNMCOS2696MM3端面压力角TANARCTANCOSNT21884端面啮合角TTACOSARCCOSA22965理论中心距A78TZZM211779MM6中心距变动系数NNAAM0357变位系数之和78TTNZZINVINV2TG0688齿顶降低系数NN0339分度圆直径71NZDMCOS14675MM，82NZDMCOS8882MM10齿顶高HA1MNF01N357MMHA2MNF02N420MM11齿根高HF1MNF0C13955MMHF2MNF0C23325MM12齿全高AFHHH7525MM13齿顶圆直径DA1D12HA115389MMDA2D22HA29722MM14齿根圆直径DF1D12HF113884MMDF2D22HF28217MM15法向基节BNNNPMCOS1020MM16基圆直径DB1D1COSAT13619MMDB2D2COSAT8242MM4）三挡齿轮几何参数NM35MM，5Z31，6Z31，N20，22，A119MM1变位系数1031，20372端面模数TMNMCOS3775MM3端面压力角TANARCTANCOSNT214334端面啮合角TTACOSARCCOSA22965理论中心距A56TZZM211702MM6中心距变动系数NNAAM0577变位系数之和56TTNZZINVINV2TG0688齿顶降低系数NN0099分度圆直径51NZDMCOS11702MM，62NZDMCOS11702MM10齿顶高HA1MNF01N455MMHA2MNF02N476MM11齿根高HF1MNF0C1364MMHF2MNF0C2343MM12齿全高AFHHH819MM13齿顶圆直径DA1D12HA11261MMDA2D22HA212654MM14齿根圆直径DF1D12HF110974MMDF1D12HF111016MM15法向基节BNNNPMCOS1033MM16基圆直径DB1D1COSAT10893MMDB2D2COSAT10893MM5）四挡齿轮几何参数NM35MM，3Z25，4Z38，N20，22，A119MM1端面模数TMNMCOS3775MM2变位系数1021，2025