变速器毕业论文

1、变速器毕业论文 概述 变速器是用来改变改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速的目的是在原地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范围内工作变速器设有空挡可在启动发动机汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输变速器设有倒挡使汽车获得倒退行驶能力需要时变速器还有动力输出功能 对变速器提出如下要求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动力向驱动轮的传输3 设置倒挡使汽车能倒退行驶4 设置动力输出装置需要是能进行功率输出5 换档迅速省力方便6 工作可靠汽车行使过程中变速器不得跳挡乱挡及换挡冲击等现象发生7 变速器应有高的工作效率8

2、变速器的工作燥声低 除此之外变速器还应当轮廓尺寸和质量小制造成本低拆装容易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 变速器由变速传动机构和操纵机构组成变速传动机构可按前进挡数或轴的形式分类在原有变速传动机构基础上再附加一个副箱体这就在结构变化不大的基础上达到增加变速器挡数的目的近年来变速器操纵机构有向自动操作方向发展的趋势变速器传动机构布置 机械式变速器因具有结构简单传动效率高制造成本低和工作可靠等优点故在不同形式的汽车上得到广泛的应用21 传动机构布置方案分析 设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速

3、器的传动比范围档位数及各档的传动比因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值汽车行驶的道路状况愈多样发动机的功率与汽车质量之比愈小则变速器的传动比范围应愈大目前轿车变速器的传动比范围为3045一般用途的货车和轻型以上的客车为5080越野车与牵引车为100200通常有级变速器具有345个前进档重型载货汽车和重型越野汽车则采用多档变速器其前进档位数多达616个甚至20个变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率汽车的燃料经济性及平均车速从而可提高汽车的运输效率降低运输成本但采用手动的机械式操纵机构时要实现迅速无声换档对于多于5个前进档的变速

4、器来说是困难的因此直接操纵式变速器档位数的上限为5档多于5个前进档将使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行驶工况某些轿车和货车的变速器采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速档采用传动比小于10708的超速档可以更充分地利用发动机功率降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数因而会减少发动机的磨损降低燃料消耗但与传动比为1的直接档比较采用超速档会降低传动效率有级变速器的传动效率与所选用的传动方案有关包括传递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三轴式和两轴式变速器得到的最广泛的应用三轴式变速器如图2-1所示其第一轴的常啮合齿轮与

5、第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合且第一第二轴同心将第一第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档此时齿轮轴承及中间轴均不承载而第一第二轴也传递转矩因此直接档的传递效率高磨损及噪音也最小这是三轴式变速器的主要优点其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩因此在齿轮中心距影响变速器尺寸的重要参数较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比这是三轴式变速器的另一优点其缺点是处直接档外其他各档的传动效率有所下降 图2-1 轿车中间轴式四档变速器第一轴2第二轴3中间轴两轴式变速器如图2-2所示与三轴式变速器相比其结构简单紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高噪声低轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置因为这种布置

6、使汽车的动力-传动系统紧凑操纵性好且可使汽车质量降低610两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单如图所示两轴式变速器的第二轴即输出轴与主减速器主动齿轮做成一体当发动机纵置时主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮当发动机横置时则可用圆柱齿轮从而简化了制造工艺降低了成本除倒档常用滑动齿轮直齿圆柱齿轮外其他档均采用常啮合斜齿轮传动个档的同步器多装在第二轴上这是因为一档的主动齿轮尺寸小装同步器有困难而高档的同步器也可以装在第一轴的后端如图示两轴式变速器没有直接档因此在高档工作时齿轮和轴承均承载因而噪声比较大也增加了磨损这是它的缺点另外低档传动比取值的上限ig 4045也受到较大限制但这一缺点可通过减

7、小各档传动比同时增大主减速比来取消图2-2 两轴式变速器第一轴2第二轴3同步器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后者比直齿轮有更长的寿命更低的噪声虽然其制造稍复杂些且在工作中有轴向力因此在变速器中除低档及倒档外直齿圆柱齿轮已经被斜齿圆柱齿轮所代替本次设计采用中间轴式变速器图2-3图2-4图2-5分别示出了几种中间轴式四五六档变速器传动方案它们的共同特点是变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上经啮合套将它们连接得到直接档使用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第一轴和第二轴直接输出此时变速器的传动效率高可达90以上噪声低齿轮和轴承的磨损减少因为

8、直接档的利用率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以外的其他档位的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套换档还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上再除直接档以外的其他档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档数相同的条件下各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数换档方式和到档传动方案上有差别

9、图2-3 中间轴式四档变速器传动方案如图2-3中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别图2-3ab所示方案有四对常啮合齿轮倒档用直齿滑动齿轮换档图2-3c所示传动方案的二三四档用常啮合齿轮传动而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档图2-4a所示方案除一倒档用直齿滑动齿轮换档外其余各档为常啮合齿轮传动图2-4bcd所示方案的各前进档均用常啮合齿轮传动图2-4d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内这样布置除可以提高轴的刚度减少齿轮磨损和降低工作噪声外还可以在不需要超速档的条件下很容易形成一个只有四个前进档的变速器图2-4 中间轴式五档变速器传动方案图2-5a 所示方案中的一档倒档和图b所

10、示方案中的倒档用直齿滑动齿轮换档其余各档均用常啮合齿轮图2-5 中间轴式六档变速器传动方案以上各种方案中凡采用常啮合齿轮传动的档位其换档方式可以用同步器或啮合套来实现同一变速器中有的档位用同步器换档有的档位用啮合套换档那么一定是档位高的用同步器换档档位低的用啮合套换档轿车的变速器常采用中间轴式变速器为缩短传动轴长度可将变速器后端加长如图2-3ab所示伸长后的第二轴有时装在三个支承上其最后一个支承位于加长的附加壳体上如果在附加壳体内布置倒档传动齿轮和换档机构还能减少变速器主体部分的外形尺寸变速器用图2-4c所示的多支承结构方案能提高轴的刚度这时如用在轴平面上可分开的壳体就能较好地解决轴和齿轮等零

11、部件装配困难的问题图2-4c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点倒档传动方案图2-6为常见的倒挡布置方案图2-6b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮因而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2-6c所示方案能获得较大的倒挡传动比缺点是换挡程序不合理图2-6d所示方案针对前者的缺点做了修改因而取代了图2-6c所示方案图2-6e所示方案是将中间轴上的一倒挡齿轮做成一体将其齿宽加长图2-6f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮换挡更为轻便为了充分利用空间缩短变速器轴向长度有

12、的货车倒挡传动采用图2-6g所示方案其缺点是一倒挡须各用一根变速器拨叉轴致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些本设计采用图2-6f所示的传动方案图2-6 变速器倒档传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡都应当布置在在靠近轴的支承处以减少轴的变形保证齿轮重合度下降不多然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮这样做既能使轴有足够大的刚性又能保证容易装配倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近但因为使用倒挡的时间非常短从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处本次设计采用中间轴式方案如图2-4b但倒档传动方案有所改动采用2-6f的常啮合倒档传动方案22

13、零部件结构方案分析一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与直齿圆柱齿轮比较斜齿圆柱齿轮有使用寿命长运转平稳工作噪声低等优点缺点是制造时稍复杂工作时有轴向力这对轴承不利在变速器中除倒档和低档齿轮其余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齿数增加导致变速器的质量和转动惯量增大本次设计除倒档和一档采用直齿圆柱齿轮其余均采用斜齿圆柱齿轮二换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮啮合套和同步器换挡三种形式汽车行驶时因变速器内各转动齿轮有不同的角速度所以用轴向滑动直齿齿轮方式换挡会在齿端面产生冲击并伴随噪声这不仅是齿轮端部磨损加剧并过早损坏同时使驾驶员精神紧张而换挡产生的噪声

14、又使承坐舒适性降低只有驾驶员用熟练的操作技术才能使换挡时齿轮无冲击并克服上述缺点但换挡瞬间驾驶员注意力被分散又影响行驶安全除此之外采用直齿滑动齿轮换挡时换挡行程长也是它的缺点因此尽管这种换挡方式结构简单制造拆装与维修工作容易并能减少变速器旋转部分的惯性力矩但除一挡倒挡外已很少使用当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时可以用移动啮合套换挡这时不仅换挡行程短同时因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多而齿轮又不参与换挡所以它们都不会过早损坏但因不能消除换挡冲击仍然要求驾驶员又熟练的操作技术因此目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用这是因为重型货车挡位间的公比较小则换挡机构

15、连接件之间的角速度差也小因此采用啮合套换挡并且与同步器换挡比较还有结构简单制造容易能降低制造成本及减少变速器长度等有点使用同步器能保证迅速无冲击无噪声换挡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油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的应用利用同步器或啮合套换挡其挡位行程要比滑动齿轮换挡行程短在滑动齿轮特别宽的情况下这种差别就更为明显为了操纵方便要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样如利用同步器或啮合套换挡就很容易实现这一点本次设计采用的换挡机构形式是所有挡均采用同步器换挡三变速器轴承作旋转运动的变速器轴支撑在壳体或其

16、它部位的地方以及齿轮与轴不做固定连接处应安置轴承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至于何处应当采用何种类型的轴承是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同汽车变速器结构紧凑尺寸小的特点采用尺寸大写的轴承受结构限制常在布置上油困难如变速器的第二轴前端支撑在第一轴常啮合齿轮的内腔中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第二轴后端常采用球轴承用来承受轴向力和径向力变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里因有足够大的空间常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力经第一轴后不轴承传给变速器壳体此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承由于变速器

17、向轻量化方向发展的需要要求减少变速器中心距这就影响倒轴承外径的尺寸为了保证轴承有足够的寿命可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承中间轴上齿轮工作时产生的轴向力原则上由前或后轴承来承受都可以但当在壳体前端面布置轴承盖由困难时必须由后端轴承承受轴向力前端采用圆柱滚子轴承来承受径向力而 后端采用外圈由挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承圆锥滚子轴承因有直径较小宽度较宽因而容量大可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向窜动等优点故在一些变速器上得到应用圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧使装配麻烦且磨损后轴易歪斜从而影响齿轮正确啮合等一些缺点当采用锥轴承时要注意轴承的预紧以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中

18、间轴歪斜导致齿轮不能正确啮合而损坏因此锥轴承不适合用在线性系数比较大的铝合金壳体上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轴承的直径根据变速器中心距确定并保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6-20mm滚针轴承滑动轴套主要用在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滚针轴承有滚动摩擦损失小传动效率高经向配合间隙小定位及运转精度高有利于齿轮啮合等优点滑动轴套的经向间隙大易磨损间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加滑动轴套的优点是制造容易成本低第一轴的后端采用深沟球轴承第二轴中和齿轮配合的轴承采用滚针轴承中间轴两端采用圆锥滚子

19、轴承变速器主要参数的选择31中心距a对中间轴式变速器是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距a对两轴式变速器将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距a它是一个基本参数其大小不仅对变速器的外形尺寸体积大小由影响而且对齿轮的接触强度由影响中心距越小齿轮的接触应力越大齿轮的寿命越短因此最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定变速器轴经轴承安装在壳体上从布置轴承的可能与反便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑要求中心距取大些此外受一挡小齿轮齿数不能过少的限制要求中心距也要大些还有变速器中心距取的过小会使变速器长度增加并因此使轴的刚度被削弱和使齿

20、轮的啮合状态变坏 对于中间轴式初选中心距a时可根据下述公式计算 a k 3-1 式中a为中心距mmk为中心距系数商用车取k8996为发动机的最大转矩nm为变速器一挡传动比为变速器传动效率取96分析该车发动机及相关参数该车为15吨的重型载货汽车按下试计算轮胎半径按最大爬坡度计算一 3-2 其中 010-012取 011代入数据得 502666 cm 其中k95 786nm 764挡传动比参考同类车型取主减速器传动比为i 489 取t 085ig1 3-3 试中m为汽车重质量m 15000kgg为重力加速度g 98nkgt为发动机最大转矩te 786nmi为主减速器传动比等于489为道路最大阻力系

21、数等于02745rs为驱动轮滚动半径t 为汽车传动系效率代入数据得5525根据车轮与路面附着条件确定一档传动比 3-4 为汽车满载时静止于水平路面驱动桥给路面的载荷参考同类车型 12000kg 为道路附着系数计算时取 05-08在此取08代入数据得8048其他个档传动比按等比数列来分配则ii 427iii 260iv 159 v 1 把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距a 17034mm 圆整后取a 170mm 32 齿轮参数的选取模数 齿轮模数是一个重要参数并且影响它的选取因素又很多如齿轮的强度质量噪声工艺要求等在变速器中心距相同的的条件下选取较小的模数就可以增加齿轮的齿数同时增加齿宽

22、可使齿轮啮合的重合度增加并减少齿轮噪声所以为了减少噪声应合理减少模数同时增加齿宽为使质量小些应该增加模数同时减少齿宽从工艺方面考虑各挡齿轮应该选用一种模数而从强度方面考虑各挡齿轮应有不同的模数减少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的意义因此齿轮的模数应选的小些 表31 汽车变速器齿轮的法向模数mn车 型乘用车的发动机排量vl货车的最大总质量t10 v16616 v25560 140模数mm225-275275-3035-4545-60第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn 3-5 其中 786nm可得出mn 434mm一档直齿轮的模数m mm 3-6 通过计算m 592mm由于我们设计的货车的总质量为15

23、000kg其 140所以参照表31选取mn 45mm m 60mm 二齿形压力角螺旋角和齿宽b 汽车变速器齿轮的齿形压力角及螺旋角按表3-2选取表3-2 汽车变速器齿轮的齿形压力角与螺旋角项目车型齿形压力角螺旋角轿车 高齿并修形的齿形14515161652545一般货车 gb1356-78规定的标准齿形202030重型车同上低档倒档齿轮22525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轿车为加大重合度已降低噪声取小些对货车为提高齿轮承载力取大些在本设计中变速器一档倒档齿轮压力角取25其余齿轮取20同步器取30斜齿轮螺旋角取25应该注意的是选择斜齿轮

24、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右旋而第一轴和第二轴上的的斜齿轮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 4580 mmm斜齿 b 6085 mmm第一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本次设计 直齿轮 b 6x450 27mm 斜齿轮 b 6x600 3

25、6mm五齿轮变位系数的选择原则齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节采用变位齿轮除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以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齿轮变位主要有两类高度变位和角度变位高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零高度变位可增加小齿轮的齿根强度使它达到和大齿轮强度相接近的程度高度变位齿轮副的缺点使不能同时增加一对齿轮的强度也很难降低噪声角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零角度变位即具有高度变位的优点又避免了其缺点由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器会因保证各挡传动比的需要使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同为保证各对齿轮由相同的中心距此时

26、应对齿轮进行变位对于斜齿轮传动可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求我在齿轮设计中对需要变位的齿轮采用了角度变位的方法来保证中心距33 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算 在初选中心距齿轮模数和螺旋角后可根据变速器的挡数传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数应该注意的是各挡齿轮的齿数比应尽量不是整数以使齿面磨损均匀一档和倒档采用直齿轮其余采用斜齿1确定一档齿轮参数及传动比一档传动比 3-7 为了确定z9和z10的齿数先求其齿数和 3-8 其中 a 170mmm 6故有 5678货车变速器一档直齿轮的最小齿数为12-14此处取 13则可得出 44 图3-1 五档变速器示意图上面根据初选的a及

27、m计算出的可能不是整数将其调整为整数后从式3-8看出中心距有了变化这时应从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修正为57则根据式3-8反推出a 171mm2确定常啮合齿轮副的齿数由式3-7求出常啮合齿轮的传动比 3-9由已知数据可知 z2z1 22573 而常啮合齿轮的中心距与 一档齿轮的中心距相等 3-10 由此可得 3-11 而根据已求得的数据 25 3-10 21146 21 47733 48根据式3-7可算出一档实际传动比为 774根据式3-10 247843确定其他档位的齿数二档传动比 3-12 而ii 427 由已知数据可知z7z8 1868

28、 对于斜齿轮 3-13故有z7 z8 69 3-12联立3-13得z7 45 z8 24按同样的方法可分别计算出三档齿轮 z5 38 z6 31四档齿轮 z3 28 z4 414确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取595取中间轴上倒档传动齿轮的齿数 而通常情况下倒档轴齿轮取2123此处取 23由 3-14 可计算出z11 34 故可得出中间轴与倒档轴的中心距a 3-15 108mm 而倒档轴与第二轴的中心 3-16 171mm变速器齿轮参数表3-3齿轮齿轮模数压力角螺旋角齿数14520247842124520247844834520247842844

29、52024784415452024784386452024784317452024784458452024784249625441062513 1162534 1262513 1362523变速器的设计与计算 41 轴的计算与校核 当变速器挂一挡时轴受力最大所以只要一挡时轴的强度满足要求其就符合要求只下面只校核一挡时中间轴的强度中间轴的受力分析中间轴的轴向力基本上已相互抵消可以不予考虑1 786000 nmm 6605 n 2648 n 3050 n 2 1796600 n 46067 n 21481 二面受力分析1 代入数据得 2492 n 2 代入数据得 19489 n 代入数据得4438

30、 n 代入数据得 39018n轴的材料选用20grmnti采用渗碳淬火回火处理 验算合格42齿轮的计算与校核 一挡齿轮因其承受载荷最大所以只要它满足要求其它各挡都满足要求由于常啮合齿轮一直处于工作状态因此也要对其进行校核下面对一挡齿轮和常啮合齿轮进行校核一齿轮的计算校核公式1 弯曲应力 直齿 4-1 斜齿 4-2 式中 圆周力应力集中系数 kc齿面宽系数 t法向齿距 y齿行系数 k重合度影响系数 摩擦力影响系数齿面接触应力 4-3 式中 齿面上的法向力 e齿轮材料的弹性模量e 210000 b齿轮接触的实际宽度 主从动齿轮节圆处的曲率半径二校核中间轴一挡齿轮1弯曲应力其中 165 11 kc

31、8 y 016974 z 13 m 6tg 1796600 nmm 代入数据得 5444 mpa许用应力在400-850 mpa之间所以合适2接触应力 46067n 50829nb 36直齿轮 则 19944 mpa一档和倒档得许用接触应力在1900-2000mpa之间所以合适三校核第二轴一挡齿轮 1弯曲应力 图 4-1 齿形系数图其中 165 09 kc 8 y 016974 z 13 m 6 tg 1796600 nmm 代入数据得 4454 mpa许用应力在400-850 mpa之间所以合适2接触应力 13610n 16540nb 36则 11377 mpa一档和倒档得许用接触应力在19

32、00-2000mpa之间所以合适四校核第一轴常啮合齿轮1弯曲应力其中tg 393000 nmm 165 y 0138 2 kc 60mn 6 z 21 代入数据得 1183 mpa对于货车当计算载荷取tg作变速器一轴上的最大转矩时常啮合齿轮许用弯曲应力为所以合格2接触应力 75577n 885866n b 31 2004 45808 则 8677 mpa当取时变速器常啮合齿轮的许用接触应力为1300-1400mpa所以合格五校核中间轴常啮合齿轮1弯曲应力其中 tg 393000 nmm 165 y 0138 2 kc 60 mn 45 24784 z 48 代入数据得 5176 mpa对于货车

33、当计算载荷取tg作变速器一轴上的最大转矩时常啮合持论许用弯曲应力为所以合格2接触应力 33025n 3871n b 29 2004 com 则 593 mpa当取时变速器常啮合齿轮的许用接触应力为1300-1400mpa所以合格 43 轴承的计算与校核校核中间轴右轴承当挂一挡时其承载最大所以只要它满足要求其它的都满足要求已知轴承额定动载荷122 kn 额定静载荷925 kn 3050 n 39020 n 0078 004099 查表得e 037 所以 39020n 所以 20488取 39020n冲击载荷系数 58530 n 7875 代入数据得 534444 h 4-4 因为一挡使用率是1所

34、以应如下验算其里程5344446comcom011 6247474 km 所以满足要求44 键的校核计算键主要用于轴和毂的联结以实现周向固定并传递转矩这次设计中间轴和第一轴一挡均采用键联结这里只校核第二轴一挡齿轮的花键一花键的校核计算花键应满足挤压强度 4-5 式中为载荷分配不均系数这里取08z为花键的齿数l为齿的工作长度h为花键侧面工作高度为花键平均直径为花键许用挤压应力取70 mpa第一轴花键规格为 8485220工作长度l为20mm 61 mpa适合所以键的规格满足设计要求二平键的校核计算普通平键连接的强度条件为 4-6式中 t为传递的转矩 键与轮毂键槽的接触高度此处为键的高度 键的工作

35、长度圆头平键这里的为键的公称长度为键的宽度轴的直径键轴轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力此处键18x90gb1096-79 t 393k 55 72d 62 3201mpa同理键20x90gb1096-79 t 393 k 6 70d 72 26mpa同步器的设计 同步器有常压式惯性式和惯性增力式三种目前得到广泛应用的是惯性增力式同步器惯性增力式同步器能做到换挡时在两换挡元件之间的角速度完全相等之前不允许换挡因而能很好的完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求按结构分惯性式同步器有锁销式滑块式锁环式多片式和多锥式几种因锁环式同步器有工作可靠零件耐用等优点但因结构布置上的限制转矩容量不大而且由于锁

36、止面在锁环的接合齿上会因齿端磨损而失效因而主要用于承用车和总质量不大的火车变速器中这次设计我采用的都是锁销式同步器 同步过程与锁销式类似但锁止元件是式个锁销及相配的锁销孔倒角另有三个以弹簧及钢球定位的定位销作为弹性元件的三个弹簧及相应的定位钢球是装在配合套的钻孔中使啮合套等在空挡时保持中间位置摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面其摩擦锥面径向尺寸大转矩容量大广泛用于中重型货车环式同步器主要尺寸的确定1 接近尺寸b 同步器换挡第一阶段中间摩擦环向摩擦盘作轴向移动摩擦盘与摩擦环之间的轴向距离b称为接近尺寸尺寸b应大于零取2 滑块转动距离c c 8mm二主要参数的确定1

37、摩擦因数f 同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作要求同步环有足够的使用寿命应当选用耐磨性能良好的材料摩擦因数除与选用的材料有关外还与工作面的表面粗糙度润滑油类型和温度等因素有关作为与同步环锥面接触的齿轮山的锥面部分与齿轮做成一体用低碳合金钢制成由黄铜合金与钢材构成的摩擦副在油中工作的摩擦因数f取为012 摩擦环主要尺寸的确定1 同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计德窄些则刮去存在于摩擦锥面之间德油膜效果好但顶部宽度过窄会影响接触面压强使磨损加快通常轴向泄油槽为612个槽宽34mm2锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小摩擦力矩就越大但过小则摩擦锥面将产生自锁通常取68一般取

38、73摩擦锥面平均半径r r设计德越大则摩擦力矩越大r往往受结构限制包括变速器中心距及相关零件德尺寸和布置的限制原则上是在可能的条件下尽可能使r取大些4锥面工作长度b 缩短锥面工作长度b可使变速器的轴向长度缩短但同时也减少了锥面的工作面积增加了单位压力并使磨损加速3 锁止角锁止角选的正确可以保证只有在换挡的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换挡已有结构的锁止角在2642范围内变化4 同步时间t同步起器工作时要连接的两个部分达到同步的时间越短越好除去同步器的结构尺寸转动惯量对同步时间有影响以外变速器输入轴输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力均对同步时间有影响对于承用车变速器高挡取01

39、5030s低挡取050080s5 转动惯量的计算其转动惯量的的计算是首先求得各零件的转动惯量然后按不同挡位转换到被同步的零件上对已有的零件其转动惯量值通常用扭摆法测出若零件未制成可将这些零件分解为标准的几何体并按数学公式合成并求出转动惯量值变速器操纵机构设计根据汽车的使用条件的需要驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡变速器操纵机构应当满足如下主要要求换挡时只能挂入一个挡位换挡后应使齿轮在全齿长上啮合防止自动脱挡或自动挂挡防止误挂倒挡轻便换挡用于机械式变速器的操纵机构常见的是有变速杆拨块拨叉变速叉轴及互锁自锁和倒挡装置等主要零件组成并依靠驾驶员手力完成选挡换挡或退到空挡工作称为

40、手动换挡变速器手动换挡变速器又分为直接操纵手动换挡变速器和远距离操纵手动换挡变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近时可将变速杆直接安装在变速器上并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动变速器称为直接操纵变速器这种操纵方案结构简单已得到广泛应用变速器距离驾驶员座位较远这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能这种变速器称为远距离操纵手动变速器这时要求整套系统又足够的刚性且各连接件之间间隙不能过大否则换挡时手感不明显并增加了变速杆颤动的可能性此时变速杆支座应固定在受车架变形汽车振动影响较小的地方最好将换挡传动机构发动机离合器变速器连成一体以避免对操纵有不

41、利的影响在平头式汽车上或发动机后置后轮驱动的汽车的变速器受总体布置限制多采用远距离操纵机构本次设计中结合总体的要求和对操纵机构的布置分析我采用的是直接操纵手动换挡变速器结 论随着时间的推移毕业设计已经临近了尾声针对这次毕业设计我做如下总结总结找出其中的缺点和不足吸取教训经验本次设计我设计的是重型货车的变速器变速器是汽车的一个重要组成部分其设计的好坏直接关系到汽车性能的优劣在本次设计中既存在一些个人创新也有一些缺点和失误由于这次设计中我采用了中间轴式布置方案这样就保证了在中间轴和第二轴之间距离不大的情况下一挡仍有较大的传动比其换挡形式均采用同步器提高了操作的方便性减轻了驾驶员的疲劳在操纵机构的布置上采用直接操纵形式增加了其稳定性通过本次设计我对变速器的结构形式和工作原理有了更加深入和广泛的了解这不仅