五菱宏光手动变速器设计

毕业设计(论文)纸光手动变速器设计 学生姓名： 指导教师： 长春大学二○一五年六月毕业设计(论文)纸毕业设计(论文)纸如果说发动机是车辆的心脏，那么我认为变速器就是车辆的动脉。给予车辆动力变速器能够按其要求改变从发动机传过来的转矩和速度，使工作的驱动轮能正常坡，转弯，加速，减速等，使汽车在不同的工作环境中获得不同的最佳牵引力和速度，变本设计过程得到了苏老师的一些我们院里的老师和同学的帮助，在此对他们表示改毕业设计(论文)纸毕业设计(论文)纸。T 。毕业设计(论文)纸 毕业设计(论文)纸 毕业设计(论文)纸是在年，变速器的发展可谓是更改了汽车的整体使用性能，至今变速器已有余年的发展历史，可谓是发展的比较成熟了。年中变速器一定会将其作用发挥到极致，因此变速器做到‘0’功率低。第1页共61页毕业设计(论文)纸发动机最大功率最高车速总质量最大转矩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)设置倒档，使汽车能倒退行驶。4)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。汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡，乱挡以及换挡冲击等现象7)变速器应当有高的工作效率。此外，变速器是满足质量分布和体积小，成本低，维护方便。以满足性能和汽车的经济指标，它是必要的，其数目是传动齿轮，该传动比，并为每个齿轮比。汽车行第2页共61页毕业设计(论文)纸。B长度的第一齿轮的倒档。但移位两个齿轮啮合，以使在位移是困难的。图所示的实施有齿轮对齿齿轮，换档更加便于携带。为了充分利用空间，缩短变速器的轴向长度和一个倒档各设有一个转印较大的工作力，它仍然是在两轴传动轴传这一点的过渡性覆盖率减少了很多，并按照低速高速传输在每个块的排列顺序，所以另外，中间齿轮的倒档可以用于倒档有影响力状态的传动轴的左侧或右侧，见图图2.1倒挡布置方案第3页共61页毕业设计(论文)纸斜齿圆柱齿轮与直齿圆柱齿轮比较，它的使用齿面重合度高寿命比较长，传动平稳，工作时噪声较低，但直齿圆柱齿轮具有传递动效率高的特点，主要应用在倒档和一档上面使用，所以设计中一挡和倒挡要用平凡的直圆柱齿轮，其他的挡都是用高性直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种主要换挡机构形式。当汽车，每个块不同的过渡角速度，使得轴向位移直径齿轮的变化会影响牙齿表面和伴随的噪声。这使只用人工技术驱动程序(如离合器脚)，当换档时，上述缺点克服没有影响。但此刻驾驶员的注意力被分散，会影响行车安全。因此，虽然这种转变的结构，但很少用于坏，但是，是不是消除换挡冲击，它仍然需要驾驶员资格的技术。由于加入的耦合和惯性常啮合齿轮，变速器的转动部分的总力矩的进一步增加。重型货车之间的雄性齿轮相对较小，该切换机构被连接到片小，减少之间的角速度差以关和制造成本，并减少传输距离。第4页共61页毕业设计(论文)纸动齿轮的情况下，这种车出块是传播的主要故障之一。为了解决这个问题，在此过程，但是也实际程序锁定装置，以确保移动换档拨叉轴相互拨叉轴被锁定时，是该机构的作用，以防(1)锁定销型(2)块枢轴锁定(3)将颚式可以提供操作装置，以确保该机构不会被误认为相反。作为一项规则，在反向叉第5页共61页毕业设计(论文)纸轴承，圆锥滚子和滑动轴承，轴套作为第二轴支承在第一齿轮恒定内腔轴传输以足够的尺寸圆柱滚子轴承的内腔的前端能如果空间是使用的滚针轴承不足进行安排。第一波的传输支持，因为滚珠轴承在飞的第一变速箱壳体，在那里它共享第一轴轴承的轴承外圈。后端第二波通常用于球轴此有大容量，并且能够产生传输第一中间轴后轴承和第二轴后轴承的第一轴，用于按照该系列的直径一般在串联m滚针轴承具有滚动阻力小，传动效率高，与径向游隙，定位精度高，操作，齿轮和其他有用的好处。径向滑动套筒与尺寸的间隙，便于携带，在间隙之后增加传输的定位和操作的操作过程中的精确度和增加的噪声。滑动套筒的优点是制造简单，成本低。在本次设计中，由于工作条件的限制，所以要更加精准的选选圆锥滚子轴承和深沟球第6页共61页毕业设计(论文)纸本章通过首先为车辆变速箱的设计和传输的主要参数的设计是必要满足的基本要求开始，对自己的设计也有一定的规范。然后变速器和齿轮组件的变速机构在简短的介绍的形式，分析每个传输方案的优点和缺点，选择传输的适当和有效的传输方案和设计经常会出现一些问题，为计算收益齿轮和轴奠定了良好的基础。齿轮箱提供多种形状转移分析和容易出现的问题和相应的解决方案，最终使工作条件和工作第7页共61页毕业设计(论文)纸加。在最低的等级，在相同条件下，无疑将增加的传动比之间的传动比减小的低挡和相邻高速，轮班工作很简单。要求的以下相邻比率之间的比率，一小的移位的限制工在最近几年中，为了减少燃料消耗，在上升的帧编号。目前，汽车通常是四个档，配合五速变速箱更卡车高级轿车采用四个齿轮或齿轮。店质量卡车~采用的是五速变速器，装车~速变速箱质量。多级变速器和卡车和越野车。设计为变速比是旋转的最低和最高齿轮比的齿轮比的传输范围的比率。比率来确定周和他因素。汽车传动比目前的到，光，其他货车的商用车更大。u=0.377rn(3.1)aiig0式中u——汽车行驶速度(km/h)；an——发动机转速(r/min)；r——车轮滚动半径(m)；第8页共61页毕业设计(论文)纸i——变速器传动比；gi—主减速器传动比。0由上文可知最高车速u=v=139km/h；最高档为超速档，传动比i=1；由于amaxamaxg5ppi=0.377nr=5.340iu按最大爬坡发达程度到最大容量的条件下，要求所用的斜最大斜坡角，驱动力应满足余下式：Tiinemax0gtGfco+GsTiinrmaxmax(3.2)式中G——车辆总重量(N)；f——滚动阻力系数，对良好路面μ=0.01~0.02；T——发动机最大扭矩(N·m)；axi比；0i——变速器传动比；gn——为传动效率(0.85~0.9)；t由公式(3.2)得：i(3.3)g1TinNmimaxemax0g=9.8m/s2；n=0.9，把以上数据代入(3.3)式：t第9页共61页i3.4=2==2.26i3.4=2==2.26i2.26毕业设计(论文)纸(28809.80.012cos16.7。+28809.8sin16.7。)0.2968i=4.82g11085.340.9动力时，要驱动轮不可以产生滑转的现象。要产生不滑动的现Tiin emax0g1tFrnriFrng1Tinemaxt 式中F——驱动轮的地面法向反力，F=mg；nn1取0.55，把数据代入(3.4)式得：初选一档传动比为5.1。gniiii1=2=3=4iiii2345i2i3i4i5.1=qq=41=4=1.5i15=1==1==3.4q1.5第10页共61页毕业设计(论文)纸A=K3TinAemax1gA——变速器中心距(mm)；AAT——发动机最大输出转距为210(N·m)；ax1g 商用车变速器的中心距在80~170mm范围内变化。所以根据计算结果，初取频繁选择当传输和同步数长时，中心距因子应当采取最大给定系数。方便实现四舍一般原则：为了降低噪音应该考虑合理增加减少模块米宽，使小质量，增加同时用相同的传输的相同接n第11页共61页毕业设计(论文)纸如果接触角是小的，以提高匹配程度，传动平稳，噪音低，高弯曲强度和齿面接螺旋齿轮用于传输。螺杆选择坡角，要注意其对齿轮的强度和轴向传输操作声音的影，5是到轴承。设计应在中间轴齿轮工作时两个轴向力平衡，减少轴承负荷，提高了轴承的使用寿命追捧。因此，螺旋角应不同的传输之后，图3.1显示了轴向力假装两个中间轴斜齿轮的平衡，必须满足以下条件F=Ftan(3.6)a1n11F=Ftan(3.7)an2由于Fr=Fr，为使两轴向力平衡，必须满足n11n22(3.8)tanr22a1a2n1n2a1a2n1n21212第12页共61页毕业设计(论文)纸0。~30°CCCCnCCCCC第13页共61页毕业设计(论文)纸齿强度的程度补遗系数，运行噪音，滑动速度相对牙，牙钻蚀和增编厚度的影响。如补遗系数小，齿轮重叠小，噪音大的工作，但该齿被弯曲力矩减小，弯曲应力也减小齿。因此，在过去是由于齿轮的加工精度不高，并且该负载被集中在梳子的齿，使用超过齿顶系数取得短齿齿轮。数和细如火如荼的传输。有两种类型的改性传送方式：垂直偏移量和角度偏差。高程偏差齿轮副一对牙修正系数为零。增加的小齿轮齿根的移位量，所以它是在规模和强度中的大齿轮的附近。副有几个中间齿轮安装在传动轴和第二轴组合和配置，以提供每一个齿轮比由于需要确保各齿轮彼此和具有不同数量的齿。为了确保每个齿轮具有相同的中心的距离，这个时间与进料齿处理。如果牙齿并用标准齿轮或副高度偏转的数量，然后齿和少齿轮为螺旋齿轮，但也通过选择适当的螺旋角，以达到相同的要求的中心。传动齿轮循环荷载条件下工作，有时冲击负荷。高端齿轮齿面疲劳剥落位置的主要损上较大的负荷传递小齿轮齿根弯曲现象可能会发生。第14页共61页毕业设计(论文)纸根据上述和其他原因，为了，除了用于去除的齿轮传动装置，以减少噪声，两个齿轮图3.2五挡变速器传动方案i=i 910求其齿数和zhhhn h后四舍五入计整数算。取中间轴的小齿轮齿尽可能小，因此/比被设定为在壳体/传动比较大与较小的相关联，使得第一轴齿轮常数的详细的齿数，以便定位在所述第。制刚度。若选择，所第15页共61页毕业设计(论文)纸109h10cosa'=m(z+z)cosa=0.93972A910z31根据齿数比u=9==1.82z17z参数9aaafaaa齿根圆直径d=d-2h=(z-2.5)m=85.5mmff22z参数分度圆直径d=zm=173=51mm齿顶高h=h*m=m=3mm(h*=1)aaafaaa齿根圆直径d=d-2h=(z-2.5)m=43.5mmff22第16页共61页毕业设计(论文)纸并且由中央的距离计算，并改变了圆角，因此应根据与从在该场的中心作为订正齿轮到每个块的基础的新的数据中心相关联的齿轮变化系数。修改后的中心距，以便采取毫米3.5.3(3.12)求出传动比z2=i(3.12)9z311而常啮合传动齿轮中心距和一档齿轮的中心距相等，即(3.13)(3.13)n1221求得常啮合齿轮齿数为z=12z=3212z参数1tnh=h*m=m=3mm(h*=1)aannnafannnnaa齿根圆直径d=d-2h=33.72mmffd+d(z+z)mA=12d+d(z+z)mz参数2tnh=h*m=m=3mm(h*=1)aannnafannnn第17页共61页毕业设计(论文)纸aaffd+d(z+z)mA=1d+d(z+z)m核算i=z2z9=4.86在误差允许范围内1zz2zz12 7=i1=3.4z2z3282m(z+z)A=n78还有，要抵消或减少中间轴上的轴向力，还应该满足下式：tan2=z2(1+z7)tanz+zz8128 联解上述三式，采用试凑法，当螺旋角为15。时，解(3.14)、(3.15)得：7z=18代入上式近似满足轴向力平衡8所以需变位yaa=7266=2nm3na=20。nta=tcotta't72t第18页共61页毕业设计(论文)纸x=(inva'inva)=2.387n2tanattn12y=xy=0.387nnz参数7分度圆直径节圆直径齿顶高z参数8节圆直径d=z7mn=77.65mmcosd'=2a'=60.25mm(u=z7=1.39)1(u+1)z8hh+xy)m=1.793mmaannnnh=(h*+c*x)m=0.21mmfannnnh=(2h*+c*y)m=5.607mmannnnaannnddh+c*x)m=77.23mmfannnn21z8hh+xy)m=5.466mmaannnnh=(h*+c*x)m=0.15mmfannnnh=(2h*+c*y)m=5.607mmannnnaannnd=d2(h*+c*x)m=55.6mmfannnn第19页共61页毕业设计(论文)纸同理：三挡齿轮齿数z=20z=23=19。时近似满足轴向力平衡关系66所以需变位a'+a7268y===1.3nm3na=20。nta=tcotta't72tx=z5+z6(inv'inv=1.5923n2tattn12第20页共61页毕业设计(论文)纸nnz参数5分度圆直径节圆直径z参数6节圆直径d=z5mn=63.457mmcosd'=2a'=77mm(u=z5=0.87)1(u+1)z6aannnnmmfannnnannnnaannnfannnn21z6aannnnmmfannnnannnnaannnfannnn第21页共61页毕业设计(论文)纸四挡齿轮齿数z=15z=28=22.66。时近似满足轴向力平衡关系344所以需变位nm3na=20。nta=tcotta't72tx=z3+z4(inv'inv=1.157n2tattnx=0.57x=0.572nnz参数3分度圆直径节圆直径齿顶高d'=2a'=93.51mm(u=z3=0.54)1(u+1)z4hhxym39mmaannnnh=(h*+c*x)m=2.04mmfannnnh=(2h*+c*y)m=6.279mmannnnaannnddh+c*x)m=44.68mmfannnn第22页共61页毕业设计(论文)纸z参数4分度圆直径节圆直径d'=ud'=50.49mm(u=z3=0.54)12z4aannnnhh+c*一x)m=2.04mmfannnnannnnaannn齿根圆直径d=d一2(h*+c*一x)m=86.95mmfannnn初选z=23计算中间轴与倒档轴的中心距A,设z=1512Amzzmm圆整后取A'=55mm22ynm3na=20。n第23页共61页毕业设计(论文)纸na't72tx=(inva'inva)=0.0128n2tattnx=0.01x=0.002812y=xy=-0.6472nnz参数节圆直径d'=2a'=98.03mm(u11=0.469)1(u+1)zaannnnh=(h*+c*x)m=3.72mmfannnnh(2h*+c*y)m=8.69mmannnnaannnd=d2(h*+c*x)m=88.56mmfannnnz参数节圆直径22zaannnnh=(h*+c*x)m=3.74mmfannnnh(2h*+c*y)m=8.69mmannnnaannn第24页共61页毕业设计(论文)纸d=d2(h*+c*x)m=37.52mmfannnn在这一章中，将文件数，根据它们的设计决定传输多个文件时，计算在与相应的车辆参数结合的传动比的范围引入和所涉及的传动比范围，也提出了传输的参数的合第25页共61页(4.2)(4.2)毕业设计(论文)纸压步态一对互锁齿面反对在牙齿表面的润滑油上升小裂缝彼此，则存在的，然后对裂扩展和从牙齿表面的牙齿表面上形成点蚀的表面的方块显示。他提出了越来越高的完成的方式来移动换档，以抵抗和倒挡，因为齿轮变化引起两个角速度差直接影响动FKK(4.1)=1(4.1)wbty式中，为弯曲应力；F为圆周力，F=2T/d；T为计算载荷；d为节圆直径；Kw11ggfff2TKK=gfcTKKgf=25101031.651.1=814.34MPa850MPc一挡主动齿轮第26页共61页毕业设计(论文)纸=gf==297.79MP850MP=gf==297.79MP850MPac曲应力在400~850N/mm故直齿轮弯曲应力均符合要求2)斜齿轮弯曲应力FK=1FKwwbtyK 宽；t为法向齿距，t=m；y为齿形系数，可按当量齿数z=z在图6-1中查得；nacos3ee将上述有关参数代入式(4.3)，整理后得斜齿轮弯曲应力为2TcosK=g(4.4)wzm3yKKenc四挡齿轮弯曲应力主动齿轮=2TgcosK=2125103cos22.6。1.5=86.73MP250MPmyKKeaanc从动齿轮=2TgcosK=2233.33103cos22.6。1.5=224.24MP250MPwzm3yKKe3.1415330.1572.0aanc当计算载荷T取作用到变速器第一轴上的最大转矩T时，对乘用车常啮合齿轮和高gemax挡齿轮，许用应力在180~250范围。符合要求。第27页共61页毕业设计(论文)纸(假定载荷作用在齿顶=20。，f=1)。轮齿接触应力FE11δj=0.418b(ρz+δj=0.418式中，为轮齿的接触应力；F为齿面上的法向力，j(4.5)F=F1；F为圆周力，gg为齿轮材料的弹性模量；b为齿轮接触的实际宽度；p、p为主、从动齿轮节点处zbzz、p=rsin，斜齿轮p=rzsinbbzcos2r、r为主、从动齿轮节圆半径。zbFE11b(ρb(ρz+ρb)第28页共61页FE11b(FE11b(ρz+ρb)毕业设计(论文)纸==0.4182411032.1105(2+2)3463(cos22.6。cos20。)314sin20346sin20。a四挡齿轮接触应力δj=0.418=0.4181981032.1105(273sin20。+283sin20。)2733(cos22.66。cos20。)2cos22.66。2cos22.66。a校核都在范围之内，符合要求用在变速器第一轴上的载荷Temax2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触j.齿轮／MP齿轮ja渗碳齿轮渗碳齿轮常啮合齿轮和高挡在已知两轴式变速器中心距A时，轴的最大直径d和支承距离L的比值可在以下输入轴花键部分直径d(mm)可按下式初选取：d=emaxKK4.0~4.6；T——发动机最大转矩(N.m)。emax为1第29页共61页fdfd毕业设计(论文)纸出轴支承之间的长=310mm。==式中d——轴的最小直径(mm)；[T]——轴的许用剪应力(MPa)；P——发动机的最大功率(kw)；n——发动机的转速(r/min)。33轴的挠度和转角如图4.2所示，若轴在垂直面内挠度为f，在水平面内挠度为f和cs=1=1c3EILf=Fa2b22s3EIL 第30页共61页毕业设计(论文)纸 式中F——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()；2E——弹性模量(MP)，E=2.1×105MP；aad——轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算；a、b——齿轮上的作用力距支座A、B的距离(mm)；L——支座间的距离(mm)。cscstraF=1=5440Nt1d11F=2-1=11850Nt9d9FtanaF=t9=4310Nr9cosb9F=2-2=9458N7r7cosb7第31页共61页毕业设计(论文)纸F=23=7690Nt5d5F=F=t5=2960NF=24=6640N3F=tF=t3=2620NF=中=6170NtFtanF=t4=Ftanr4cos4F=中=1539Ntd6F=F=t6=5925NF=中=20093Nt8d8F=tF=t8=7571NF=中=22024Nt10dF=t10F=t10=8016N(1)一档工作时的计算第32页共61页毕业设计(论文)纸f=r1=r1Fa2b2Ff=r1=r1f=Ft1a2b264=13087222248264=0.04[f]=0.1~0.15mms3E几d4L32.11053.14324270sf=f2+f2=0.0162+0.042=0.1270.2mmcs(2)二档工作时的计算f=r2=r2=Fa2b2Fa2b264f=r2=r2=cfFtabf1~0.15mms3EIL32.11053.14464214sf=f2+f2=0.0092+0.0232=0.0250.2mmcs(3)三档工作时的计算f=r3=r3f=r3=r3f.10mm32.11053.14424214cf=Ft3a2b264=3976772136.5264=0.021[f]=0.1~0.15mms3E几d4L32.11053.14424214sf=f2+f2=8.510一32+0.0212=0.0220.2mmcs第33页共61页毕业设计(论文)纸3、变速器输出轴的刚度计算(1)一档工作时的计算f=r1=r1fcs(2)二档工作时的计算f=r2=r2=fccs(3)三档工作时的计算f=r3=r3dL第34页共61页毕业设计(论文)纸fFt3a2b264755511021602640.11[f]0.1~0.15mms3Ed4L32.11053.14354270sfff0.0720.1120.150.2mmcsFr3ab(ba)2889110160(160110)640.3104rad0.002rad3EIL32.11053.14354270Fg11Fg1110278.3542Nt1dmz1n1径向力F径向力FFn3872.98N1a1t11(1)绘制轴受力简图(图a)(2)绘制垂直面弯矩图(图b)RAVL337.5RBVrRAVCVRBV.22CVRAV.22(3)绘制水平面弯矩图(图C)F10278.2542轴承支反力FFt5139.17NRAHRBH22CHRAH.22(4)绘制合成弯矩图(图d)CCVCH第35页共61页毕业设计(论文)纸CCVCH(5)绘制转矩图(图e)(6)绘制当量转矩图(图f)ecC第36页共61页毕业设计(论文)纸FF=ttana=3872.42NrcosnF=Ftan=3740.45Nat(1)绘制轴受力简图(图a)(2)绘制垂直面弯矩图(图b)dL77.65339轴承支反力F=Fa.Fr.2=3740.4523872.982=1507.82NRAVL339RBVrRAVLCVRBV2LCVRBV2(3)绘制水平弯矩图(c)F=F=t==5139.17NRAHRBH22CHRAH.22CHRAH.22(4)绘制合成弯矩图(图d)CCVCHCCVCH(5)绘制转矩图(图e)(6)绘制当量转矩图(图f)ecC第37页共61页毕业设计(论文)纸=ec==47.38MPa55MPaLSv5.19)号轴承C=37KN，C=32.2KN；orrorr第38页共61页毕业设计(论文)纸1、变速器一档工作时轴承的径向载荷F=4310N，F=11850Nra9ABF1066s=A==333.F106612Y21.6s=FB=12021=3756.56N22Y21.61a92所以轴承内部轴向力F=11850NF=s+F=12183.125+11850=24033.125Na71a9计算轴承当量动载荷pF1066AF12021BP=f(xF+yF)pra式中F——支反力。rf=1.4pp=39410N1p=54919N2查表4.1可得到该档的使用率，所以L=106(C)=198hh60nP2第39页共61页毕业设计(论文)纸0所以轴承寿命满足要求。L=106(C)e=198hh60nP22、变速器四档工作时F==6398NtdF=Ftanan=2534Nrtcosfgi变变速器档位Ⅲ88传动比111档位数4455668111111Ⅳ3433221货车车型F=Ftan=2329Nat轴承的径向载荷：F=198N；F=2898NABs=FB=724.5N12Ys=FA=49.5N22Y以F=430NF=s+F=3053.5Na21a计算轴承当量动载荷p，查机械设计手册得到e=0.3。第40页共61页毕业设计(论文)纸Fx=1 a1eFy=0AFx=0.4 Fy=2BP=f(xF+yF)praf=1.4p1p=5581N220所以轴承寿命满足要求。本章首先在齿轮和齿轮的形式破坏引入强度计算，刚度和强度检查，以验证设备的强第