手动档微型汽车五挡变速器的设计【含CAD图纸和说明书】
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毕 业 设 计学生姓名: 学 号: 学 院: 专 业: 题 目: 微型汽车五挡变速器的设计 指导教师: 评阅教师: 201 年 月摘 要汽车变速器装置是汽车的传动系统中最重要的部件,主要作用体现在汽车行驶的过程当中。目前在汽车变速器装置技术的发展,能够去衡量一个国家汽车技术的真正水平,因此汽车传动系统的灵魂可以说是变速器装置。本课题的研究对象是手动的汽车变速器装置,通过CV6微型汽车的变速器为基础研究依据,对其变速器的基本参数和结构进行合理分析,从而在动力匹配方面、机械设计以及机械强度方面实现变速器计算,最后通过方案对比确定设计的总体结构,通过计算机软件处理使用AutoCAD绘图软件绘制汽车变速器的二维设计图纸。汽车变速器装置中关键部件的设计与计算是设计变速器的重难点,主要包括的方面有以下几个方面:结构分析方面、方案确定方面、计算和校核等。其中结构的分析是对零部件的设计与计算,从机械式变速器的中心矩的计算、各档的齿轮需求参数的计算、传动比的计算还有以及输入输出轴的设计来实现结构分析,实现零部件的设计。在方案确定的时候,通过对倒档轴和换挡的机构有效进行分析与选型实现。在校核计算方面,是通过前面的齿轮装置的设计和轴装置的设计等来进行零部件的校核的。关键词 手动变速器 动力匹配 结构分析 机械强度51毕业设计说明书AbstractThe automobile transmission is the most important part of the automobile transmission system, and its main function is reflected in the vehicle driving process.At present, the development of automobile transmission technology can measure the true level of automobile technology in a country, so the soul of automobile transmission system can be said to be a kind of transmission device.The research object of this subject is manual vehicle transmission, which is based on CV6 transmission.The basic parameters and structure of the transmission are analyzed reasonably, and the power matching, mechanical design and transmission calculation of the square of mechanical strength are realized.Finally, the plan was adopted.The overall structure of the design is determined by comparison.The two-dimensional drawings of automobile transmission are drawn by computer software processing and AutoCAD drawing software.Design and calculation of key components, the design and calculation of automobile transmission device is the most important difficult transmission, including the following aspects: structural analysis, scheme determination, calculation and verification, analysis of the design and calculation of structural components, calculation of the center moment of mechanical transmission, calculation and design of the transmission ratio required by each gear wheel and gear parameters. The input and output axes are analyzed. Realize the design of parts. When deciding the scheme, the shift mechanism is effectively analyzed and selected. In checking computations, parts are inspected through the design of front gear set and shaft device.Key Words Manual transmission Power matching Structure analysis Mechanical strength目录第1章 绪 论41.1概述41.2机械变速器发展的历程41.2.1机械传动系的发展历程41.2.2汽车自动变速器的结构特点51.2.3国内外变速器现状61.3 选题的意义71.4 研究的基本内容81.5 研究步骤及方法101.6变速器的功用及要求10第2章 变速器总体传动方案的确定112.1 布置结构分析112.2 设计方案的确定122.2.1 齿轮方案122.2.2 轴承方案122.2.3 换挡机构方案13第3章 变速器主要参数的设计133.1 档位数的确定133.2 各档传动比的确定133.2.1 最大传动比的确定133.2.2 确定其他各档传动比143.3 中心距153.4 轮廓尺寸153.5 齿轮的设计和计算153.5.1 模数计算153.5.2 压力角计算163.5.3 螺旋角的设计163.5.4 齿宽的计算163.6 变位系数的确定17第4章 齿轮的设计计算与校核174.1 齿轮的设计与计算174.1.1 各挡齿轮齿数的分配174.1.2 齿轮材料的选择264.1.3转矩的计算264.2 轮齿的强度分析274.2.1 轮齿的失效模式274.2.2 轮齿弯曲强度计算274.2.3 轮齿的接触应力的计算31第5章 轴及附件的设计与校核355.1 轴的设计计算355.1.1 工艺参数355.1.2 结构分析365.1.3 轴的直径计算365.1.4 轴的强度计算365.2 轴承的选择及校核405.2.1 输入轴的轴承选择与校核405.2.2 输出轴轴承校核42第6章 同步器的设计446.1 同步器的结构分析446.2 同步器的工作原理456.3 同步器主要参数的计算456.3.1 摩擦系数456.3.2 同步环尺寸的计算456.3.3 锁止角的计算466.3.4 同步时间的计算46第7章 变速器操纵机构及箱体的设计467.1 操纵机构的设计467.1.1变速器操纵机构的要求467.1.2 变速器操纵机构分析477.2 箱体的设计48总 结48致 谢49参 考 文 献50第1章 绪 论1.1 概述汽车变速器的发展前后经过链式传动方式的变速器到齿轮式传动的手动变速器,再到目前采用机械液力方式实现的自动变速器,还有电控机械式的自动变速器,这些变速器的发展前前后后经历了大约100多年之久。无论是使用的哪种类型作为传动的汽车变速器,这都是汽车的传动系统中十分重要的部件,汽车变速器主要作用体现在汽车行驶的过程当中。因此汽车传动系统的灵魂可以说是变速器装置。1.2 机械变速器发展的历程1.2.1 机械传动系的发展历程 工程机械传动系的发展历程与主机的发展是同步的。以 为例,其传动系皆从拖拉机、汽车传动系演变而来。20世纪60年代初, 的特征结构形式已基本定型,其传动系的型式格局也随之框定,小型机多采用机械式传动,中型和大型 采用动力换挡(液力机械或全液压传动),超大型 (矿山开挖)采用电拖动及电动轮方式(如美国马拉松公司的产品). 其中,液力机械传动的发展有两种流派,一是以克拉克为代表的定轴式,产品强度高、可靠、耐用;另一类是以卡特彼勒为代表的行星式。采埃孚是专业车桥制造商,前期也长期生产行星式变速器,结构与卡特彼勒相似。主要分为四类:(1)机械变速器 :由变矩器、换挡离合采用变矩器来完器、多组传比不同的齿轮副、操纵机出的转速和扭矩机械变构、变速阀、变速泵器(PS)壳体等组成.(2)液力机械变速器:由液压泵、阀、液压液压泵接受动马达、驱动箱等组成液压泵接受动力,输出液压动力油,通过阀控制液压马达变速、变矩。可外带负荷换挡变速器,实现无级变速以及少档变速。(3)电驱传动装置:由发电机由内传电控盒、电动机置驱动箱等组成。(4)静液压传动装置:由液压泵、阀、液压马达、驱动箱等组成。1.2.2汽车自动变速器的结构特点 自动变速器按传动方式可分为电控机械式有级自动变速器,电控液力机械式有级自动变速器,电控机械式无级自动变速器三大类。电控机械式有级自动变速器是在传统的手动式平行轴齿轮变速器的基础上,设置一套能控制离合器和变速器的电控液压操纵系统,由摩擦片式离合器、平行轴式齿轮变速器、电控液压操纵系统组成。它不仅保留原平行轴式齿轮变速器的优点(传动效率高、制造工艺成熟等),而且还具有操纵简单,变速平稳,传动效高,整车动力性、经济性好等优点。(如图1)液力机械式有级自动变速器由锁止式液力变矩器、齿轮变速器、电控液压操纵系统等组成。由于在发动机与变速齿轮之间设置了液力变矩器,此类变矩器具有液力传动和齿轮传动等各项优点。液力变矩器有多种类型,常用的是三元件单级二相式液力变矩器。由于液力变矩器的泵轮和涡轮之间存在转速差和液力损失,其效率不如机械式变矩器,因此,绝大多数液力变矩器设置了锁止装置。机械式无级变速器多采用传动带传动,它主要通过改变主、从动带轮的工作半径来改变传动比,实现无级变速。它主要由行星齿轮机构(实现前进和倒档转换)、辅助减速齿轮、传动链轮机构和电控液压操纵系统组成。油泵及阀体(一个手控阀、 1 个液压阀、 . 个电磁阀)、传感器及电子控制器 ,- 都安装在变速器内(传感器等器件不能直接进行检测,只能用自诊断插口),驱动桥与变速器组合形成无级自动变速驱动桥。1.2.3国内外变速器现状国产 主要采用以下3种变速器。占主导地位的变速器是:双涡轮4元件变矩器+2进1退行星式变速器。高档 中主要是采用德国ZF公司(进口或柳州合资生产)的变速器:单涡轮3元件变矩器+4进3退定轴式变速器。部分 厂家或部分产品采用的国产变速器:单涡轮3元件变矩器+4进4退,4进2退或3进3退定轴式变速器。而国内 所采用动力换档变速箱现普遍仍为手动变速换档。只有上海同济大学机械工程学院研究开发一种适合前进46档的变速箱的电控变速系统(带控制器),在国内一 厂家的 上小批使用,但尚不能实现自动变速功能。近年来,我国各大工程机械厂家先后开发了9 t级、10 t级,以及更大吨位的轮式 ,选用的都是zF或DANA的电液控制动力换挡变速器。目前,对于功率大于250 W的电液控制动力换挡变速器,我国各大工程机械厂商对进口商品依赖严重。但在17年,天津工程机械研究院有限公司生产出了300w的 用动力换挡变速器,其技术性能与国外同类产品相当,满足9t级 工作要求。 国产车发动机最早用的基本都是合资技术,以三菱最具代表性,现在很多国产二三线品牌有的车还在使用这套技术,当然是经过升级和改良之后的三菱,但核心技术还是当年三菱的技术。现在国产一线品牌基本都推出了自己的发动机,比如长安、长城、比亚迪、奇瑞、吉利、一汽等。综合用车数据、修理厂数据以及维修技师口述,现在的国产发动机基本30万公里不用大修,所以国产发动机的表现还是不错的。对于变速箱来说,之前国产只有手动变速器。现在就以比亚迪为例,推出了国产的DCT双离合变速器,虽然推出之初会存在这样那样的毛病,但随着用户反馈和厂家改进,现在稳定性也在逐步提高。正常情况下手动变速箱稳定性比较高,出现问题的频率比较低。自动变速箱如果保养得当,基本问题也不大。1.3 选题的意义随着我国人民收入的高速增长,越来越多的平民百姓成了有车一族,但汽车数量的给城市交通系统带来了日益严重的压力,越来越多的市民遇到了交通堵塞和停车困难的问题。而微型汽车有低价格、少能耗、小巧玲珑、经济实用的特征,在城市较窄的道路开起来非常灵活方便,其性能和价格也符合我国经济发展水平和广大人民群众购买能力的基本国情,因而受到用户的青睐,在我国汽车市场上获得迅猛发展。许多已经有车的市民在经济状况允许的情况下也会选择购买一辆用于短途行驶(比如去拥堵的市场买菜等)。 现在新能源汽车的蓬勃发展也为微型汽车市场带来了第二个春天。电池技术的进步,也使得纯电动汽车的续航里程不断提高,在城市通勤这一用车场景下,微型电动车的“里程焦虑”得到缓解。统计显示,城市人群绝大多数日行驶里程为30-50公里,50公里以上不到30%,30公里以下在30%。以7月份A00级车热门的奇瑞eQ1为例,平均100-200公里的续航里程,完全可以满足人们的日常出行。此外,在政策引导下,汽车消费观点也在变化,能环保与使用经济性也成为消费者关心的重要点,微型纯电动车在享受国家政策优惠后,购车和用车成本都较低。消费者对轻出行、快停车、低成本、强便捷的需求,正在倒逼企业推出更多、更好的微型纯电动车,全国乘用车市场信息联席会秘书长崔东树对汽车大全表示,“A00级纯电动车市场潜力巨大。低成本、便利性强成为影响消费者购买的重要因素。” 在新能源微型汽车不断发展的今天,为汽车心脏的发动机设计一款性能强又经济得变速器也显得尤为重要。1.4 研究的基本内容熟悉汽车变速器的基本工作原理,对变速器各个结构及其功能有一定了解。在给出发动机质量,功率以及汽车最大行驶速度的前提下,分析其可行方案后结合参考资料设计出一款cv6型微型汽车的变速器。1)变速器 相较于传动比固定不变的减速器,变速器在许多情况下,机器需要在工作过程中根据不同的要求随时改变速度,如汽车要根据具体情况改变行驶速度;机床要根据被加工零件的具体情况调整主轴转速以达到最有利的切削速度。变速器就是能随时改变传动比的传动机构一般是一台机器整个传动系统的一部分,很少作为独立的传动装置使用,所以也常称其为变速机构。变速器可分为有级变速器(或分级变速器)和无变速器两大类。前者的传动比只能的设要求通过操纵机构分级进行改变:而后者的传动比则可在设计预定的范围内无级地进行改变。计算星轮变速器的传动比时,可以将其按单排 2K- H轮系进行分解 , 得到系统联系图(下图左边为结构图,右为系统联系图) , 然后根据该图建立运动分析和力矩分析的数学模型并求解 , 概念清晰 ,易于理解 , 还宜用计算机程序来进行分析与计算。用C A D 技术对行星变速器进行传动简图设计,在判断传动方案的构件干涉中,运用“判断干涉原理” ,采用 “标记矩阵 ”的数字信息,输入计算机进行判断,在型号为 8086的C P U 微 机上计算,通常只需十几秒即可完成传动方案简图设计,若需打印所有信息,一般需 2分钟时问左右。如果接上优化 设计程序 ,可直接时可行方案中行星齿轮机构进行优化设计。2)传动系齿轮强度校核计算对于载荷变化很大的 ,在传动系的齿轮设计中,一般不使用稳定载荷的齿轮弯曲强度和接触强度计算公式,而使用更为简洁的汽车齿轮设计专用的弯曲强度校核。在 传动系的齿轮计算 中经常遇到按公式计算的应力值大于许用应力值 ,而 齿轮在实际使用中并没有产生相应的损坏。实践中,应该根据齿轮损坏机理把计算分成两部分。 传动系统的齿轮可能在承受尖峰载荷时,弯曲应力超过材料的强度极限而破坏,因此根据尖峰载荷校验静强度 ;但齿轮多因为疲劳而破坏 ,因此需根据计算载荷校验疲劳强度。3) 变速器箱体结构的疲劳分析速器内的齿轮轴通过轴承与变速器箱体相连,将激励传递到变速器箱体之上。箱体承受系统激励产生的动态响应具有多种耦合效应,会影响箱体结构和传动系统的稳定性和安全性。因此如何获取箱体动态激励并进行响应计算成了变速器研究领域的关键之一。国外普遍使用统计法对得到的应力谱进行寿命预估,而国内学者多采用静态评估方法。由疲劳相关特性知,如果时间不断变化,即使应力值小于强度要求也会造成振动疲劳破坏。设计时应考虑齿轮、轴系及变速器箱体柔性的结构动力学耦合分析模型,对变速器箱体进行动态响应计算,然后采用样本法对危险区域进行疲劳寿命预估。4)变速阀仿真设计对于依靠人力换档的变速箱,换档过程的平稳性主要由驾驶员的操纵动作来控制;对于依靠动力换档的变速箱,则主要由液压操纵系统来控制。为改善操控性,大多采用动力换档变速箱采用 SimulationX 软件。1.5 研究步骤及方法(1)查阅和收集CV6微型汽车和变速器等方面的资料了解熟悉变速器的功能与结构等方面的内容。(2)分析其可行的原理方案根据技术参数,计算出变速器的主要结构尺寸。(3)齿轮副及其轴设计按照机械设计的轴计算公式设计轴,按照汽车专业计算公式完成变速器齿轮副的设计。(4) SimulationX 软件进行变速阀仿真设计首先要分析确定系统中独立运动的部件;其次要确定各独立运动部件的压力作用区域以及各独立运动部件的过流面积;最后根据实际结构搭建模型。(5)变速器箱体结构的设计首先确定该微型汽车手动变速器的设案,包括齿轮和轴的总布置形式、换档操纵机构及档位布置形式等。 (6)变速泵设计 先根据变速箱需求进行理论排量设计,设计转子时可考虑限制条件后选择线型再修型,根据排量等参数对排油腔进行设计。最后为各个部位合适的选择材料。(7)汽车离合器设计1.6变速器的功用及要求变速器是通过将汽车发动机提供的能量传递给汽车的车轮,主要功能和作用包含一下三个方面是: (1)为了能够适应各种路况的变化,常常换挡的方式以此来改变传动比使转矩改变,这样驱动轮的工作有效范围就被扩大了,这就使汽车可以工作在最有利的工作状况下,发挥变速器最佳的性能; (2)为了能够让汽车可以实现倒退行驶,又因为发动机的旋转不会改变旋转方,所以变速器如果要实现汽车的这一项功能,可通过改变输出轴的转向从而实现; (3)在变速器换挡以后,汽车要保证正常行驶和平稳起步。此外对变速器在运转过程中的工作性能主要的要求包含以下三个方面是: (1)设计需要考虑汽车的动力性与经济性,能够考虑到汽车其形式过程中会遇到的各种工作情况,特别是在安全性上也要严格满足; (2)对于设计使用的材料要经过严格的最佳的热处理方式进行处理,这样可以提高效率,同时延长使用的时间,在选择使用的齿轮的传动方式要合理,变位系数的选择也要正当;(3) 此外变速器在外形的尺寸、制造使用的成本、使用起来维修能够方便、工作的性能要可靠等也要严格满足使用要求2。 表1-1 变速器基本参数本设计使用的参数完全匹配CV6微型汽车MT变速器,设计中所采用的基本参数如下表1-1:在完成汽车手动变速器设计的设计之际,可综合运用汽车设计、机械制图等课程的知识。同时还掌握汽车变速器的基本设计方法和步骤,对今后工作有很大的帮助。第2章 变速器总体传动方案的确定2.1 布置结构分析本设计主要采用的是弧齿锥齿轮,对于发动机的布置方式采用纵置,对于倒档的方面采用滑动的直齿轮,在其他的档位传动主要采用常啮合斜齿轮,所以最终确定的方案可以通过图2-1知道。2.2 设计方案的确定2.2.1 齿轮方案直齿圆柱齿轮与斜齿圆柱齿轮是现在变速器中最常采用的两种方式。这两种方式的对比如下表方式特点直齿圆柱齿轮使用寿命较长;工作噪声也比较低;工作运转平稳;结构上也十分紧凑斜齿圆柱齿轮加工制造工艺相对复杂;旋转时会产生轴向力;轴承的使用寿命也比较短因为实际使用时考虑到变速器对齿轮受力的频繁,而且齿轮的转速也比较高,所以考虑在本设计中采用的变速器为直齿圆柱齿轮。2.2.2 轴承方案在使用变速器时都会用的到轴承。常用的轴承主要有圆柱型的滚子轴承、圆锥型的滚子轴承、球型的轴承、滚针式的轴承等。但该采用何种轴承,这主要由使用在哪个部位决定,同时还要结合结构能够承受的载荷最终才能决定。在本设计中考虑到力学因素所以变速器在的前端采用圆柱型的滚子轴承,在输出轴的末端常采用深沟式的球型轴承8。圆锥型的滚子轴承一般使用在受力面积比较大,需要高负载,和工况比较复杂的部位。滚针式的轴承因为具有摩擦损失比较小、传动效率也比较高等特点,所以大多数用在有相对运动的不是固定连接的零件之间。2.2.3 换挡机构方案变速器换挡机构的形式主要有三种,分别是啮合套换挡、滑动齿轮换挡,还有同步器换挡 9。在汽车手动变速器设计中拟采用同步器换挡,因为其具有换挡无冲击还可减轻操作强度,在安全性和燃油经济性方面也十分突出,。第3章 变速器主要参数的设计3.1 档位数的确定如果要提高汽车的动力性同时降低燃油的经济性的话,那么增加换挡数是一个十分直接有效的方法,它可以是传动比扩大范围,一般的变速器有320个档位数。可是增加换挡数的话对于变速器的结构要求就会变得十分的复杂,需要的常啮合齿轮装置也会变的非常多,而且外形尺寸也将会增加不少,也将会使操纵机构变得十分复杂,这对于驾驶员来说增加了不小的负担,所以也并不是换挡数越多就一定会越好,考虑到多种因素在设计中的汽车变速器拟采用五个档位的变速器。3.2 各档传动比的确定3.2.1 最大传动比的确定 一档传动比在汽车变速器中是最大传动比,所以设计时需要根据公式计算最大的爬坡度。这样才能够使汽车在爬坡过程中平稳,克服各种意想不到的状况。所以通过公式计算有:式中个变量对应名称和所取数值见下表名称符号数值单位车重G16856N发动机的最大扭矩155主减速器传动比4.444-传动系效率97%-车轮平均半径0.3m滚动阻力系数0.02-爬坡度16.7度()根据公式(3.1)将数值带入计算知道10.192此外还需(3.2)要满足一些附加的条件,如式(3.2: 其中是地面的附着系数,所取数值是0.8;在设计时还需要考虑车轮对地面的载荷,主要时计算汽车在满载状况下静止在水平面时的载荷,取;根据公式(3.1)将数值带入计算知道。综合以上的计算分析可以知道;又因为,所以可以指知道,考虑到综合因素取。通过设计的基础要求知道发动机的最低稳定转速,所以这样才能够满足设计的要求。3.2.2 确定其他各档传动比在变速器的设计中,可以使用等比数列形式进行分配各挡位传动比12: (3.3)式中:各挡传动比的公比;由式3-3可知其他各挡为:传动比符号数值一档3.455二档1.944三档1.286四档五档3.3 中心距考虑到中心距对于变速器的重要性,所以在中心间距A的确定上十分谨慎,因为这对变速器的轮廓尺寸和质量大小都有十分重要的影响,而且还会影响与轮齿的接触强度。所以为了能够满足设计的要求,本设计根据拟采用A=71mm。3.4 轮廓尺寸根据之前变速器的换挡数和齿轮结构,以及中心间距等因素,综合考虑在不影响结构外观等多种状况的条件下,本课题所设计的变速其拟采用五档变速器的轴向尺寸是372=216mm。3.5 齿轮的设计和计算3.5.1 模数计算如果想要选择比较的小的模数来满足使用设计的要求,那么需要在先确定中心距的前提下才可以,这样考虑设计的齿轮才能保证系统的平稳运行,降低运转过程中的噪声。若想要设计的变速各方面都达到最优,需要从工艺设计方面和齿轮强度两个方面入手,首先就是挡齿轮的模数在选择使用时要相同;强度要保持一致。本次设计拟采用渐开线形式的齿轮。这样有利于换挡等操作,其具体可通过表3-1和3-2所示知道:表3-1汽车变速器齿轮法向模数车型类型单位模数单位乘用车的发动机1.0V1.6L2.252.75mm1.6V2.5L2.753.00mm货车的最大总质量 6.014t3.504.50mm14.0t4.506.00mm表3-2汽车变速器常用齿轮模数系列齿轮模数/mm一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50由以上数据可知知道拟采用的变速器的模数大致范围在2.25mm2.75mm之间。同步器的模数大致范围在2.0mm2.75mm之间。3.5.2 压力角计算标准压力角可通过在机械设计手册中相关规定查找,所以汽车手动变速器设计中拟采用的压力角度是20,而变速器中的结合同步器的齿压力角度是3016。3.5.3 螺旋角的设计综合考虑齿轮的重合度、以及运转过程中的噪声,还有要考虑齿轮轻度的增强,所以在设计时要把这些全部囊括在内,因为齿轮的螺旋角对于轮齿的应用强度影响巨大。所以为了减轻轴承的负荷和提高系统设计的使用寿命,本次设计拟采用的螺旋角度是203.5.4 齿宽的计算考虑到齿轮寿命收到齿宽b的影响,所以在设计时应尽量缩小轮齿的宽度,但也要考虑其强度,所以设计的齿轮的宽度可以根据以上齿轮的模数来进行设定,具体计算见下表:类型名称计算依据为齿宽系数取值直齿4.58.0斜齿6.08.5所以综合考虑拟采用接合齿的宽度是2mm。3.6 变位系数的确定齿轮的变位对于变速器至关重要,那么齿轮的变位设计主要是通过变位系数的计算来确定,齿轮变位又分为高度变位和角度变位,不管哪种变位的方式,变位系数的选择总会直接影响到齿轮平稳性、啮合噪声等。由于变速器工作设计的需要,在设计时会根据一档的齿轮齿数为z1=1117,所以齿轮的变位系数取值,齿顶高系数也可根据机械设计手册知道为1.0018。第4章 齿轮的设计计算与校核4.1 齿轮的设计与计算4.1.1 各挡齿轮齿数的分配一挡齿轮采用的是斜齿轮传动,取其模数2.75,压力的角度,螺旋角度=20,则这可计算知道一档的传动比值。 (4.1) 根据斜齿齿数和,可以计算出齿数、, (4.2) 因此可以知道的值是11, 的值是38。考虑到安全性和稳定性需要对中心距和螺旋角度修正处理,具体可根据公式计算: (4.3) (4.4)可以通过计算知道修正的螺旋角度。未变位中心距可以通过小表知道:名称计算公式结果单位分度圆直径32.325mm111.668mm未变位中心距71.995mm 但是实际使用时中心距发生了改变,所以为了还能够满足要求,中心距对一挡的齿轮副需要进行变位处理,首先具体计算端面啮合角和啮合角 :tan=tan/cos (4.5)cos= (4.6)带入数值计算可知 ,。有以上计算出的数值可以求的变位系数和和当量齿数与: (4.7) 此外取值 ,可以进一步计算出一挡齿轮副的齿顶高和、齿根高和、齿顶圆直径和、齿根圆直径和以及齿全高h: 式中: 、 式中: 在设计时采用斜齿轮作为二挡的齿轮,取模数数值2.5,压力的角度,螺旋的角度,因此可以计算出二挡的传动比数值和齿数之和: 同时取 , ,这样可以计算出修正的螺旋角度的值: 通过函数转化求出其值 根据上面的数据还可以计算出二挡的齿轮变位系数相关参数理论中心距、端面压力角、端面啮合角、当量齿数和与变位系数之和: =72.003mm tan=tan/cos 此外取值 =-0.02,可以进一步计算出二挡的齿轮的参数分度圆直径和、齿顶高和、齿根高和、齿顶圆直径和、齿根圆直径和以及齿全高h: 式中: , 式中: =54.015mm 在设计时采用斜齿轮作为三挡的齿轮,取模数数值2.5,压力的角度,螺旋的角度,因此可以计算出三挡的传动比数值和齿数之和: =1.286 =同时取,这样可以计算出三挡的齿轮变位系数参数理论中心距、端面压力角、端面啮合角、变位系数之和、当量齿数和、分度圆直径和、齿顶圆直径和、齿根圆直径和以及齿全高h: tan=tan/cos 此外取值,可知: 式中: , 式中: 在设计时采用斜齿轮作为四挡的齿轮,取模数数值2.5,压力的角度,螺旋的角度,因此可以计算出四挡的传动比数值和齿数之和: 同时取 ,则可以计算出修正的螺旋角度的数值: 由三角函数计算可以知道修正的数值这样可以计算出四挡的齿轮变位系数参数理论中心距、端面压力角、端面啮合角、变位系数之和、当量齿数和、分度圆直径和、齿顶圆直径和、齿根圆直径和以及齿全高h: tan=tan/cos 此外取值 可知: 式中: , 式中: 在设计时采用斜齿轮作为五挡的齿轮,取模数数值2.5,压力的角度,螺旋的角度,因此可以计算出四挡的传动比数值和齿数之和: =0.80 =同时取 ,这样可以计算出五挡的齿轮变位系数参数理论中心距、端面压力角、端面啮合角、变位系数之和、当量齿数和、分度圆直径和、齿顶圆直径和、齿根圆直径和以及齿全高h: tan=tan/cos 此外取值 可知: 式中: , 式中: 根据理论计算可以知道倒挡齿轮的模数,压力角度时,取的值等于23后,可计算出输入轴和倒挡轴的距离:在为两齿轮齿顶圆之间加一定的间隙d主要是为了避免齿轮的相互干涉,取d的值等于0.5mm,则可计算出倒档的齿顶圆直径是: 安全考虑期间取的值等于38,这样就可计算出倒挡轴距离输出轴的中心距从而知道倒挡的传动比的值 4.1.2 齿轮材料的选择1、工作条件的要求 设计时主要考虑的方面有齿轮强度的要求、传动装置耐磨性的要求、材料选择要求、结构尺寸外形的要求,特别时对于工作性能中稳定度、安全性,这几个方面要求全部满足,这样才能保证设计出的变速器使用寿命长、安全有稳定。2、合理选择材料配对 在设计变速器的所有部件中,对于材料的使用要严格的把控,因为一点出现质量问题将会造成十分大的安全隐患和经济上的损失,所以说合理选择材料的配对对于汽车变速器的设计至关重要,特别是在啮合齿轮的选择材料要求抗胶合性能要强,同时两齿轮在选用时往往用不同型号的材料设计19。3、考虑加工工艺及热处理工艺在设计变速箱的齿轮时拟采用时低碳钢,其具体的工艺路线如下:4.1.3转矩的计算由于设计使用的发动机的最大扭矩是,而且齿轮传动的有效效率,离合器传动的有效效率,轴承传动的有效效率。因此可通过下表知道各个挡的最大扭矩:名称计算公式计算结果单位输入轴=147.31Nm输出轴一挡483.718Nm输出轴二挡272.167Nm输出轴三挡180.044Nm输出轴四挡135.663Nm输出轴五挡112.003Nm倒挡268.340Nm231.310Nm4.2 轮齿的强度分析4.2.1 轮齿的失效模式汽车经过长时间的工作,导致轮齿失效的原因主要有因为材料或者受力过大引起的折断、工作时间长了齿面的磨损、塑性变形等因素20。具体的解决方案需要考虑到以上导致齿轮失效的因素,对于每个元件要进行将加工,多余材料要选用合乎规格标注的材质,不然潜在的安全隐患什么可怕,不仅会带来财产的损失,还有可能对驾驶员带来生命的危险,所以马虎不得。4.2.2 轮齿弯曲强度计算1、齿轮弯曲的计算首先要从倒档直齿轮的弯曲应力计算: 式中符号代表的含义件表名称符号单位备注弯曲应力MPa-理论载荷N.mm-应力集中系数-摩擦力系数-主动齿轮取,从动齿轮取齿宽mm-模数-齿宽系数-倒档取7.5齿形系数-公式计算的齿形系数图见图4-1所示。 由计算和设计手册能够知道,如果载荷达到理论计算值时,倒挡轴位置的齿轮弯曲应力应该在400MPa850之间20。 设倒挡位置的齿轮的弯曲应力分别为 ,:,, 2.斜齿轮的弯曲应力的计算 式中各个符号含义与取值见下表名称符号单位备注理论载荷Nmm-法向模数mm-齿数-斜齿轮螺旋角度-应力集中系数-齿形系数-可按当量齿数在图4-1查得;齿宽系数-取7.5重合度影响系数=2.0由计算和设计手册能够知道,只有许用应力在180MPa350MPa范围内才可以满足常啮合齿轮的需求。(1)一挡齿轮弯曲应力 、的计算 , (2)二挡齿轮的弯曲应力 、的计算 , (3)三挡齿轮的弯曲应力 、的计算 , (4)四挡齿轮的弯曲应力 、的计算 , (5)五挡齿轮的弯曲应力 、的计算 ,4.2.3 轮齿的接触应力的计算 式中各个符号含义见下表名称符号单位备注理论载荷Nmm-轮齿的接触应力MPa-节圆的直径mm-压力角度-螺旋角度-齿轮材料的弹性模量MPa-齿轮啮合宽度mm-主动齿轮的曲率半径mm直齿轮、斜齿轮从动齿轮的曲率半径mm主动齿轮的节圆半径mm-从动齿轮的节圆半径mm-如果=时,即输入轴的理论载荷等于变速器齿轮最大载荷量的一半,则许用接触应力可在表4-1知道:表4-1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡与倒挡的许用接触应力常啮合齿轮与高挡的许用接触应力 所以可知通过计算知道弹性模量的值,齿的宽度可以使用公式计算。(1)一挡齿轮1,2的接触应力的计算, , , (2)二挡齿轮3,4的接触应力的计算,(3)三挡齿轮5,6的接触应力的计算,(4)四挡齿轮7,8的接触应力的计算,(5)五挡齿轮1,2的接触应力的计算,(6)倒挡齿轮11,12,13的接触应力的计算, 第5章 轴及附件的设计与校核5.1 轴的设计计算5.1.1 工艺参数现在设计变速器的材料主要是采用碳钢和合金作为轴的材料。这两种材料对比发现碳钢的生产成本要比合金钢的生产制造成本低很多,并且碳钢在抗疲劳强度上也表现的十分优秀,在热处理方式上也比较简单,所以本设计拟采用轴的材质的作为轴工艺的材料,同时为了避免倒挡轴的磨损失效,在加工时需要在轴的表面进行精加工处理操作。此外为了保护滑动齿轮能够工作在十分优越的性能,因此在输入轴和输出轴均采用渗碳、氰化等方式进行热处理。5.1.2 结构分析轴的结构主要从以下几个方面考虑:一是从工艺方面进行考虑,需要加工方便;二是从使用的方面进行考虑,需要满足强度的使用和承受载荷的能力。根据对比分析设计采用齿轮轴作为轴的生产设计的方式,结构图详见图5-1所示。 5.1.3 轴的直径计算在变速器中由于传动轴主要的强度设计只需按照扭转强度进行计算,因此输入轴的轴颈 =22.75126.164mm (5.1)输出轴的轴颈 =23.34727.584mm = (5-2)K为经验系数,K=4.04.65.1.4 轴的强度计算 (5.2) (5.3) (5.4) 以上公式中的符号含义见下表:名称符号单位备注齿轮承受的径向力N齿轮承受的圆周力N弹性模量MPa=2.1105MPa惯性矩mm4对于实心轴,轴的直径mm齿轮上的作用力距支座的距离、mm两支座间的距离mm根据式(5.2)和式(5.3)可以计算出轴的全挠度。 (5.5)根据垂直面上的mm使用范围和在水平面内的mm使用范围,再结合齿轮平面转角的使用范围可以计算出一档的基本参数圆周力和、径向力和、轴向力和。 , , ,, 知道数值, ,可以计算出 = 输出轴的刚度计算: =因为一挡的时挠度影响整个系统的安全,所以需要对输入轴强度的校核计算。 1)竖直平面分析得 =2)水平平面分析得= 由第三强度定理计算得: 如图5-2所示即为输入轴的强度分析数据。图5-2输入轴强度分析图 因为一挡的时挠度影响整个系统的安全,所以需要对输出轴强度校核。 1)竖直平面分析 得 = 2)水平平面分析 得 由第三强度定理计算得: 图5-3输出轴强度分析如图5-3所示即为输出轴的强度分析数据。5.2 轴承的选择及校核5.2.1 输入轴的轴承选择与校核由机械设计手册可以知道一些据汽车变速器得要求,结合轴承工作得条件需求,还有轴颈直径初选,基本确定输入轴的轴承得型号为NUP204,查找资料可以知道其原型号为92204,此外通过查表可以知道代号NUP204轴承得参数: , ,。由以上数据能够知道轴承的计算预寿命长度为: 因为轴承得使用寿命对于汽车的使用寿命影响巨大,所以为了保险起见需要对其进行校核计算:)、水平平面分析+=得, )、内部力分析,由查手册知 )、轴向力分析 因此轴的左侧易放松,右侧易被压紧。)、当量动载荷的计算 故在轴承的左侧,在轴承的右侧 可计算出左侧的径向当量动载荷值 轴承寿命的校核 ,式中寿命系数用表示,球状的轴承=3;滚子轴承=10/3。 , 可计算出左侧的径向当量动载荷值 ,由左侧和右侧的使用寿命核算分析,分析可知一挡输入轴合格。5.2.2 输出轴轴承校核由以上分析知输出轴的型号,通过查机械设计手册知道输出轴的代号为GB283-87,圆柱型的滚子轴承 , ,。由以上数据能够知道轴承的计算预寿命长度为 轴承寿命的校核)、水平平面分析+=得2,。)、内部分析,取 )、轴向力分析 故轴承的右侧将会被放松,轴承的左侧将会被压紧)、当量动载荷的计算 故轴承的左侧,轴承的右侧.可计算出左侧的径向当量动载荷值 轴承寿命的校核 ,式中寿命系数用表示,球状的轴承=3;滚子轴承=10/3; 左侧: , 可计算出右侧的径向当量动载荷值 右侧: ,由左侧和右侧的使用寿命核算分析,分析可知一挡输出轴合格。第6章 同步器的设计6.1 同步器的结构分析在变速器中必须考虑同步器,常压式同步器、惯性式同步器和惯性增力式同步器这是三种比较常用的同步器,但是在汽车的应用上,主要是采用惯性式同步器22。此外惯性式同步器也分很多种类,主要是根据用场合与部位的不同设计的,大致有锁销式、多片式等,而在设计中使用的是惯性式的锁环式的同步器,结构图见图6-1所示:图6-1 锁环式同步器图中的标号具体见下表序号名称序号名称1、9变速器齿轮 5弹簧2滚针轴承6定位销3、8结合齿圈10花键毂4、7锁环11结合套6.2 同步器的工作原理汽车同步器根据其工作原理,换挡分为三个阶段:1、首先要达到同步器的锁止要求。具体操作是使结合套和滑块通过转动的角度,使其速度达到完全相同,然后结合套将会接触锁环齿端两锁止面,从而达到同步器的锁止要求。2、在换挡力的不断继续增加下,因为摩擦力的作用,齿轮角速度与锁环的角速度逐渐接近,当角速度一样的瞬间,同步器将会结束同步过程。3、在第二阶段的基础上,即角速度相等,齿轮角速度与锁环的角速度在结合套的作用下同步转动,因此摩擦力矩也将会消失不见,由于受到拨环力矩的作用将会使锁环能够自动回位和锁止的齿面实现分离,从而解除同步器锁止完成换挡操作22。6.3 同步器主要参数的计算6.3.1 摩擦系数使用汽车的人员或者乘坐汽车的人都知道汽车在不同道路状况下或者遇到行人车辆时都会去切换挡位,这意味着同步器装置的工作是相当的频繁的。所以为了换挡能够平稳、同步器工作性能能够可靠,使用的寿命长度有足够长。故制造材料的把关需要有严格的规章制度和要求。特别是的考虑,对于需要的性能要求至关重要,它主要受制造的材料、温度等多种因素的干扰影响。材料对摩擦因数f影响十分的大,所以在选择材料时要特别的注意,此外材料的选择还需要满足工作强度的要求,所以既要满足摩擦因数的变化还要满足工作强度,那么同步环结合齿的表面的精加工处理显得特别重要,可使用黄铜合金制造满足性能需求。6.3.2 同步环尺寸的计算(1) 同步环锥面的螺纹槽汽车使用的一般尺寸见图6-2所示,在本设计中采用3mm的槽宽和6个轴向泄油槽来满足性能的要求。(2) 锥面半锥角为了避免因为锥面半锥角的影响出现自锁的现象。此外大量数据表明可以实现设计要求22。所以设计取。(3) 摩擦锥面平均半径R同步器在变速器设计中的使用受到摩擦锥面平均半径R的大小的影响巨大,所以为了满足要求,在选择摩擦锥面平均半径R应该根据实际情况尽可能选择最合适的尺寸以此来满足同步环的要求。6.3.3 锁止角的计算锁止角是保证变速器正确换挡的必要条件,只有正确的锁止角才可以在两齿轮角速度达到相同时快速、准确的换挡。影响锁止角选取的主要因素有摩擦因数f、锥面半锥角和摩擦锥面的平均半径R22。一般情况下锁止角选取的值在 2646之间。本设计中选取锁止角为。6.3.4 同步时间的计算同步时间t的选择和需要使用的车型有很大的关系,在轿车变速器的取同步时间t在之间,低档的选取在 之间。同步器的设计的高档选取和低档的选取均在区间内根据实际使用选取。第7章 变速器操纵机构及箱体的设计7.1 操纵机构的设计7.1.1变速器操纵机构的要求根据汽车使用条件的需要,驾驶员利用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,换挡轻便。目前状态机械式变速器的操纵机构,常见的是由变速杆、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、换挡或推到空挡工作,称为手动换挡变速器。7.1.2 变速器操纵机构分析如图7-1所示为汽车变速器操纵机构的组成和布置示意图。拨叉轴7、8、9和10的两端均支承于变速器盖的相应孔中,可以轴向滑动。所有的拨叉和拨块都以弹性销固定于相应的拨叉轴上。三四挡拨叉2的上端具有拨块。拨叉2和拨块3、4、14的顶部制有凹槽。变速器处于空挡时,各凹槽在横向平面内平齐,叉形拨杆13下端的球头即深入这些凹槽中。选挡时可使变速杆绕其中部球形支点横向摆动,则其下端推动叉形拨杆13绕换挡轴11的轴线摆动,从而使叉形拨杆下端球头对准与所选挡位对应的拨块凹槽,然后使变速杆纵向摆动,通过叉形拨杆带动拨叉轴及拨叉向前或向后移动,即可实现挂挡。例如,横向摆动变速杆使叉形拨杆下端的球头深入拨块3顶部的凹槽中,再纵向摆动变速杆使拨块3连同拨叉轴9和拨叉5沿纵向向前移动一定距离,便可挂入二挡;若向后移动一段距离,则挂入一挡。当使叉形拨杆下端的球头深入拨块14的凹槽中,并使其向前移动一段距离时,则挂入倒挡。为了保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作,对变速器操纵机构提出如下要求:保证变速器不自行脱挡或挂挡,在操纵机构中应设有自锁装置;保证变速器不同时挂入两个挡位,在操纵机构内应设有互锁装置;防止误挂倒挡,在变速器操纵机构中应设有倒挡锁。1-五、六挡拨叉; 2-三、四挡拨叉; 3- 一、二挡拨块; 4-五、六挡拨块; 5- 一、二挡拨叉; 6倒挡拨叉; 7-五、六挡拨叉轴; 8-三、四挡拨叉轴; 9- 一、二挡拨叉轴; 10-倒挡拨叉 轴; 11-换挡轴; 12-变速杆; 13-叉形拨杆; 14-倒挡拨块; 15-自锁弹簧; 16-自锁刚球; 17-互锁柱销图7.1 变速器操纵机构示意图7.2 箱体的设计变速器壳体的尺寸要尽可能小,同时质量也要小,并具有足够的刚度,用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮,而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有58mm的间隙,否则由于增加了润滑油的液压阻力,会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。为了加强变速器壳体的刚度,在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时,可以设计一些三角形的交叉肋条,用来增加壳体刚度和降低总成噪声。对于空载和满载质量变化大、使用天条件复杂、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与经济性要求的重型车。对于变速箱一般采用多档位,同时有时必要时采用副箱。总 结本课题所设计的汽车手动变速器设计在经过长时间的准备,从一步步的构思到设计,从一点点功能设计到实现的过程中,让我非常清楚地认识到机械设计任务的设计和生产加工的全过程,知道在进行一个完整的机械设计需要准备多少东西,从软件安装到软件绘图,再到实现设计,我需要合理地去安排,此外在机械设计期间我学习到了机械设计的一般常用方法,还学习掌握了机械设计的一般规律并加以实践;在此设计过程中我还将课本上的知识学以致用,理论结合实践,另外在时间过中对出现的问题的我经过仔细分析克服重重困难是问题得以解决,使自己分析问题的能力得到了大大提高;还学会了运用计算机进行机械设计的计算、比例图的绘制、查阅国内外中英文参考资料和相关手册、掌握运用多个国际国家的标准来规范设计。通过本次毕业设计更加激发了我的学习兴趣,相信这次经历将在我今后的工作和学习受益匪浅,使我受益终生。所有项目和设计的完成并不是一帆风顺的,在汽车手动变速器设计中,同时我也遇到了
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