机械毕业设计（论文）-4座微型客货两用车变速器传动轴和操纵机构设计【全套图纸】

车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -I 四座微型客货两用车四座微型客货两用车变速器、传动轴和操纵机构设计变速器、传动轴和操纵机构设计 摘摘 要要 变速器、传动轴和操纵机构是汽车动力重要组成部分，本设计是建立在参考 国内外大量微型客货两用车动力设计的基础之上，在设计中注重实际运用并密切 联系小组成员的整车总体布置、离合器、驱动桥、车架、制动系的设计。实现变 速器与发动机及其他机构的最佳匹配，力求整车结构及性能更为合理。 变速器主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在起步、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下范围工作，本设计设有四个前进档、空档和倒档。变速器 的结构直接影响汽车的动力性，经济性，操纵可靠性。 设计主要分为三个部分。在变速器设计上先进行其结构分析，在参数方面考 虑档数，传动比，及其如何分配传动比。在变速器齿轮设计中，主要考虑材料、 强度和齿数的确定；传动轴方面，通过对传动轴的传动类型与结构分析，对传动 轴的临界转速和计算载荷的确定，分析出传动轴的花键轴和轴管的尺寸，并校核 了其扭转强度和临界转速，确定出合适的安全系数；操作机构方面，考虑到微型 客货两用车的使用条件和要求，为了协调驾驶室、总体布置等问题，本次设计采 用双拉杆式远距离换档操纵机构和单杆式高低档换档操纵机构。 关键词：变速器，传动轴，操纵机构，微型客货两用车 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -II FOUR SEATS MINI-STATION WAGGON TRANSMISSION PROPELLER SHAFT AND OPERATED MECHANISM ABSTRACT The structure of the transmission ，powerller shaft and operated mechanism are the most important parts of the vehicle. The design is referrenced many of the power about minitype station waggons in domestic and oversea. During design times, I attented the fact using in lives and interosculate my co-workers design, it included collectivity disposal, clutch , main frame,drive axle ,brake system. Gearbox can be well worked with engine and other machines. It wanted to be that the performance of the whole vehicle reasonable. The transmission is main used for changing engines power which transmited to the torque and revolution on the drive wheel.When the vehicle under the case about starting, mountain climbing, swerving,adding speed that the transmission can give different power or speed to the vehicle. At the same time,the engine can work in good conditions.The design involved four D-drive,one R-reverse and one N-neutral. The structure of the transmission can influence the vehicles power, economic, controling. The design involved three parts in all,first, I analyse its structure,In parameter the main thinking is about the number of shaft,gear ratios and how to assign them. In gear design the main problem is materials ,intension and NO. of wheel; In transmission shaft,through analysing the varieties and structures that be sure the critical of rotate speed and the data of load.The data about shaft spline and tubal,and checking its torsion and critical rotate speed to find the reasonable safety data; on the handle machine , I think about the using condition and request of the minitype station waggonsin, by way 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -III of assorting with cab,collectivity collocation and ect. The design used double draw-haulm, it can be controled in long distance and also it used high and low single- haulm to change the shift. KEY WORDS：transmission，powerller shaft，operated mechanism, minitype station waggon 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -IV 符符 号号 说说 明明 汽车总质量 kgm 重力加速度 N/kgg 道路最大阻力系数 max 驱动轮的滚动半径 mm r r 发动机最大扭矩 Nm maxe T 主减速比 0 i 汽车传动系的传动效率 一档传动比 gI i 汽车满载载荷 N 2 G 路面附着系数 第一轴与中间轴的中心距 mmA 中间轴与倒档轴的中心距 mm A 第二轴与中间轴的中心距 mm A 中心距系数 A K 直齿轮模数m 斜齿轮法向模数 n m 齿轮压力角 。 斜齿轮螺旋角 。 齿轮宽度 mmb 齿轮齿数 x Z 齿轮变位系数 齿轮弯曲应力 MPa W 齿轮接触应力 MPa j 齿轮所受圆周力 N t F 轴向力 N a F 径向力 N r F 计算载荷 Nm g T 应力集中系数 K 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -V 摩擦力影响系数 f K 齿轮材料的弹性模量 MPaE 重合度影响系数 K 主动齿轮节圆半径 mm z r 从动齿轮节圆半径 mm b r 主动齿轮节圆处的曲率半径 mm z 从动齿轮节圆处的曲率半径 mm b 扭转切应力 MPa T 轴的抗扭截面系数 T W 3 mm 轴的材料的剪切弹性模量 MPaG 轴截面的极惯性矩 P I 4 mm 垂直面内的挠度 mm c f 水平面内的挠度 mm s f 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -VI 目目 录录 第一章第一章 前言前言.1 第二章第二章 传动轴的设计传动轴的设计.2 2.1 传动轴的设计标准2 2.2 万向传动的计算载荷3 2.3 十字轴设计计算4 2.4 十字轴滚针轴承计算5 2.5 万向节叉的设计计算6 2.6 传动轴临界转速计算8 2.7 轴管强度计算10 2.8 传动轴花键轴的计算10 第三章第三章 变速器的结构分析变速器的结构分析12 3.1 概述.12 3.2 变速器的总体结构12 3.3 变速器操纵机构14 第四章第四章 变速器主要参数的确定变速器主要参数的确定16 4.1 挡数选择.16 4.2 主减速器传动比.16 4.3 分配各挡传动比16 4.4 初定中心距.17 4.5 齿轮模数的选取17 4.6 压力角.17 4.7 螺旋角的选择.17 4.8 齿宽的选择.18 第五章第五章 齿轮参数的选择计算齿轮参数的选择计算19 5.1 变速器各挡齿数的确定19 5.2 齿轮的设计计算20 第六章第六章 变速器齿轮的强度计算及材料的选择变速器齿轮的强度计算及材料的选择24 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -VII 6.1 齿轮的材料选择24 6.2 齿轮的破坏形式24 6.3 强度的校核25 第七章第七章 变速器轴的设计计算变速器轴的设计计算26 7.1 估算轴的直径26 7.2 变速器轴的强度校核计算26 第八章第八章 轴承的设计计算轴承的设计计算.31 第九章第九章 结论结论33 参考文献参考文献.34 致谢致谢.35 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -1 第一章第一章 前前 言言 我国汽车工业发展规模空前，独有百家争鸣之景象。随着经济的不断发展， 各种乘用车也进入普通家庭，但就中国国情来看，农村更有着广阔的市场前景。 特别是客货两用车更适用于乡村公路，方便了群众的生产与生活，更被消费者所 接受。目前国内涌现诸如昌河、五菱、江淮、长城、东风、重汽等众多微型客货 两用车品牌。 客货两用车的技术难点还在其动力方面，这就要充分考虑发动机的功率表现， 以及它与变速箱和传动轴整体布置，以满足整车的动力性。 变速器操纵机构分为直接操纵式和远距离操纵式，目前前沿的还有电控自动 换档变速器。直接操纵结构简单，在各种类型的汽车上得到广泛的应用。但只有 当变速器布置在驾驶座位附近时直接操纵的方案才能实现。 远距离操纵机构用于当变速器布置得离驾驶座椅较远时，这时需要在变速杆 与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些机构才能实现换档功能。这种布 置要求整套系统有足够的刚性，并且各连接件之间间隙不能过大。否则会引起变 速杆颤动和换档手感不明显。 万向传动轴由万向节、轴管及其伸缩花键组成，对于长轴距的汽车，有时还 加中间支撑。在发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上，由于弹性悬架的变形，变 速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴的轴线相对位置经常变化，所以普遍采用十 字轴万向节传动。这种结构简单，但强度高，耐久性好，传动效率高。 考虑到变速器操纵机构与总体布置密切相关，为了协调驾驶室、总体布置等 问题，本次设计采用双拉变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速。 第二章第二章 传动轴设计计算传动轴设计计算 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -2 在汽车传动系统或其他系统中，经常采用万象传动装置来实现一对轴线相交 且相对位置经常变化的转轴之间的动力传递。万向传动轴由万向节和传动轴组成， 有时还加装中间支承。它主要用来在工作过程中相对位置不断改变的两根轴间传 递转矩和旋转运动。 万向传动轴在汽车上应用比较广泛。在发动机前置后轮或全轮驱动的汽车上， 由于弹性悬架的变形，变速器或分动器输出轴与驱动桥输入轴的轴线相对位置经 常变化，所以普遍采用十字轴万向传动轴。在转向驱动桥中，内、外半轴之间的 夹角随行驶需要而变，这时多采用等速万向传动轴。当后驱动桥为独立悬架时， 也必须采用万向传动轴。 万向传动轴设计应满足如下基本要求： 1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、振 动和噪声应在允许范围内。 3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 万向节按扭转方向是否有明显的弹性，可分为刚性万向节和挠性万向节。刚 性万向节是靠零件的铰链式连接传递动力的，可分成不等速万向节(如十字轴式)、 准等速万向节(如双联式、凸块式、三销轴式等)和等速万向节(如球叉式、球笼 式等)。挠性万向节是靠弹性零件传递动力的，具有缓冲减振作用。 不等速万向节是指万向节连接的两轴夹角大于零时，输出轴和输入轴之间以 变化的瞬时角速度比传递运动，但平均角速度比为1的万向节。准等速万向节是 指在设计角度下工作时以等于1的瞬时角速度比传递运动，而在其它角度下工作 时瞬时角速度比近似等于1的万向节。输出轴和输入轴以等于1的瞬时角速度比传 递运动的万向节，称之为等速万向节。 2.1传动轴的设计标准 传动轴外观及零件加工表面不得有毛刺、碰伤、锈蚀、折痕、扭曲变形及裂 纹等缺陷。 传动轴装配前零部件应符合以下要求： 1)保证所连接的两轴相对位置在预计范围内变动时，能可靠地传递动力。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -3 2)保证所连接两轴尽可能等速运转。由于万向节夹角而产生的附加载荷、 振动和噪声应在允许范围内。 3)传动效率高，使用寿命长，结构简单，制造方便，维修容易等。 2.22.2 万向传动的计算载荷 万向节传动轴因布置位置不同，计算载荷是不同的。本次设计传动轴布置在 变速器与驱动桥之间。计算载荷的设计方法有三种：1）按发动机最大转矩和一 挡传动比来确定；2）按驱动轮打滑来确定；3）按日常平均使用转矩来确定。 在此设计中采用根据发动机最大转矩和一挡传动比来计算。由公式： （2-1） n ikiTK T fed se 1max 式中：-传动轴计算载荷，单位：； se TmN. -猛接离合器所产生的动载系数，在此取=2； d K d K -发动机最大转矩，单位： N.m； maxe T K -液力变矩器变矩系数， k=1; -变速器一挡传动比，； 1 i 1 3.504i -分动器传动比，； f i1 f i -发动机到万向传动轴之间的传动效率，；98 n计算驱动桥数，为 1。 由公式（21）： 2 72 1 3.504 1 0.98 494.48 . 1 se TN m 对万向传动轴进行静强度计算时，计算载荷取，安全系数一般取 2.5- s T se T 3.0 。 2.3.2.3. 十字轴设计计算十字轴设计计算 十字轴万向节的损坏形式主要有十字轴轴颈和滚针轴承的磨损，十字轴轴颈 和滚针轴承碗工作表面出现压痕和剥落。一般情况下，当磨损或压痕超过 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -4 0.15mm 时，十字轴万向节便应报废。十字轴的主要失效形式是轴颈根部的断裂， 所以在设计十字轴万向节时，应保证十字轴轴颈有足够的抗弯强度。 本次设计参考底盘设计 （吉林工业大学出版） ，根据不同吨位载重汽车的 十字轴总成初选其尺寸： 十字轴： H=90mm d=18mm h=16mm mmh20 1 设各滚针对十字轴轴颈作用力的合力为 F，则： （2-2） cos2r T F s 式中：-万向传动的计算转矩，； s T494.48 . s TN m r-合力 F 作用线到十字轴中心之间的距离， r=38mm； -万向传动的最大夹角，取 。 042 9 则由式（22）可得: 0 494.48 17593.06 2 0.038 cos9 43 FN 十字轴轴颈根部的弯曲应力应满足： w （2-3） )( 32 4 2 4 1 1 ww dd Fsd 式中：-十字轴轴颈根部弯曲应力，单位：； w a MP -十字轴轴颈直径，； 1 dmmd18 1 -十字轴油道孔直径，； 2 dmmd8 2 s-合力 F 作用线到轴颈根部的距离， s=8mm； -弯曲许用值，为 。 w a MP350250 由公式（23）可得： 44 32 18 17953.06 8 275.92 3.14(188 ) wa MP 满足强度要求。 十字轴轴颈的切应力应满足： （2-4） )( 4 4 2 4 1 dd F 则由已知数据可得： 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -5 44 4 17593.06 95.67 3.14(188 ) a MP 满足切应力许用范围 。 a MP)12080( 2.42.4 十字轴滚针轴承的计算十字轴滚针轴承的计算 滚针轴承中的滚针直径一般不小于 1.6mm，以免压碎。而且差别要小，否则 会加重载荷在滚针间分配的不均匀性。公差带一般控制在 0.003mm 以内。滚针轴 承径向间隙过大时，承受载荷的滚针数减少，有出现滚针卡住的可能性；而间隙 过小时，有可能出现所热卡住或因赃物阻滞卡住，合适的间隙为 0.009-0.095mm . 滚针轴承得轴向总间隙以 0.08-0.30mm 为好。滚针的长度一般不超过轴颈的长度。 使其既有较高的承载能力，又不致因滚针果场发生歪斜而造成应力集中。滚针得 轴向间隙一般不超过 0.2-0.4mm 。 十字滚针轴承的接触应力为： （2-5） b n j L F dd ) 11 (272 01 式中：-滚针直径，； 0 dmmd3 0 -十字轴轴颈直径，； 1 dmmd18 1 -滚针工作长度，。 b LmmLb14 其中，为合力 F 作用下一个滚针所受的最大载荷（ N） ，可有下式求 n F 得: (2-6) iZ F Fn 6 . 4 式中：i滚针列数，i=1； Z每列中滚针数， Z=22 。 则: 4.6 17593.06 40464.03 1 2 n FN 由公式（2-5）可得: 1140464.03 272()3194.36 18314 j N 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -6 当滚针和十字轴轴颈表面硬度在 58HRC 以上时，许用接触应力为 3000-3200 ，即满足接触强度要求。 a MP 计算结果:滚针直径；mmd3 0 工作高度；mmLb14 列数 i=1； 单列滚针数 Z=22 2.5万向节叉的设计计算万向节叉的设计计算 由于十字轴万向节主、从动叉轴转矩 、的作用，在主、从动万向节叉 1 T 2 T 上产生相应的切向力 、 2t F和轴向力 、 。 1 t F 1a F 2a F （2-7） 2 1 2 112 111 2 1 2 112 11 tansin1sincos)2( tansin)2( cos/ )coscos2)(sin2( 2 RTF RTF RTF RTF a a t t 式中：R切向力作用线与万向节叉轴之间的距离； -转向节主动叉轴之转角； 1 -转向节主、从动叉轴之夹角。 在十字轴轴线所在平面内并作用于十字轴的切向力与轴向力的合力为： （2-8） 2 1 2 tansin1 2 R Q 图（a）为主动叉位于与初始位置的受力状况，此时 ，达最 0 21 0 2a F 大值： （2-9）sin)2( 12 RTFa 图（b）为主动叉轴转角时的受力状况，这时 、及均达最 0 1 90O 2t F 1a F 大值： （2-10） tan)2/( )cos2( )cos2( 1max1 1max2 1max RTF RTF RTO a t 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -7 图 2-1 万向节叉危险截面示意图 万向节叉在力作用下承受弯曲和扭转载荷，在截面 B-B 处，弯曲应力 max O 和扭转应力分别为： w t （2-11） t t w W aO W eO max max 式中: 、-抗弯截面系数和抗扭截面系数 ，对于本设计中矩形截面：W t W （2-12）6/ 2 bhW 2 khbWt 根据相关设计参数可知： H=60mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm 则： 225 /60.018 0.06 /61.08 10Wbh 226 0.246 0.06 0.0184.78 10 t Wkhb 0 max1/(2 cos)1220.55(2 0.038 cos9 43)16274.23OTRN 6 max /16274.23 0.045 10.8 1067.8 wa Oe WMP 6 max /16274.23 0.0164.78 1054.47 tta Oa WMP 万向节叉由 45 钢制造，其弯曲应力不应大于 ，扭转应力 w a MP)8050( 不应大于 。而设计计算所得结果满足条件要求。 t a MP)16080( 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -8 2.6 传动轴临界转速计算传动轴临界转速计算 万向传动轴的结构与其所连接的万向节的结构有关。通常，万向传动轴由中 间部分和端部组成，中间部分可为实心轴或为空心轴管。本次设计采用空心轴管。 空心的轴管具有较小的质量但能传递较大的转矩，且较实心轴具有更高的临界转 速，故用作汽车传动系的万向传动轴。 传动轴管由低碳钢板卷制的电焊钢管制成，轴管外径及内径是根据所传递最 大转矩、最高转速及长度按有关标准（YB242-63）选定，并校核临界转速及扭矩 强度。 传动轴的临界转速与其长度及断面尺寸等有关。由于沿轴管表面钢材质量分 布的不均匀性以及在旋转使其本身质量产生的离心力所引起的静挠度，使轴管产 生弯曲应力，后者在一定的转速下会导致轴管的断裂。所谓传动轴的临界转速是 指旋转轴失去稳定的最低转速，它决定于传动轴的尺寸、结构及其支撑情况。为 了确定临界转速，可研究一下两端自由支撑与刚性球铰上的轴（见下图）： 图 2-2 传动轴临界转速计算示意图 设轴的质量 m 集中于 O 点，且 O 点偏离旋转轴线的量为 e，当轴以角速度 旋转时，产生的离心力为： )(yemF 式中：y轴在其离心力作用下产生的挠度。 与离心力相平衡的弹性力为： cyP 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -9 式中：c周的侧向刚度，对于质量分布均匀且两端自由地支撑于球形铰接 的轴，其侧向刚度为： )/)(5/384( 3 LEJc E材料的弹性模量，可取； a MPE 5 105 . 2 J轴管截面的抗弯惯性矩。 64/)( 44 dDJ 因 cyPyemF)( 2 故有 )/( 22 mcemy 认为在达到临界转速的角速度时，传动轴将破坏，即，则有： c y 0 c mc （2-13） m c c 传动轴管： LdDm)(25. 0 22 式中：D、d轴管的外径及内径，mm. D=50mm,d=46mm; L传动轴的支撑长度，取两万向节之中心距，mm； -轴管材料的密度，对于钢 ； 35 /108 . 0mmKg 将上述 c、J 及 m 的表达式代入（3-13） ，令 30/ cc n 则得传动轴的临界转速为：min)/(rnc （2-14） 2 22 8 102 . 1 L dD nc 由于传动轴动平衡的误差，伸缩花间联接的间隙以及支承的非刚性等，传动 轴的实际临界转速要低于所计算的临界转速。因此引进安全系数 K，并取： 0 . 22 . 1/ max nnK c 式中：-相应于最高车速时传动轴最大转速，r/min; max n -传动轴临界转速 ,r/min; c n 在本次设计中，已知 D=50mm，d=46mm,L=672mm; 22 83 2 5046 1.2 1018.162 10/min 672 c nr 已知发动机额定转速。 max 4600 /minnr 安全系数。 3 18.162 10 /46003.95K 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -10 2.7 轴管强度计算轴管强度计算 万向传动轴的尺寸除了要有足够的扭转强度，传动轴的最大扭转应力 可按下式计算：)( a MP （2-15） tdge WKiT/ 1max 式中：-发动机最大转矩，N.m; maxe T -变速器一挡传动比； 1g i -动载系数； d K -抗扭截面系数。 t W 传动轴采用空心结构，则： （2-16） )( 16 44 dD DT 式中：T传动轴计算转矩，T=494480N.mm； D d传动轴管的外径和内径， D=50mm,d=46mm; 44 16 46 494480 119.87 3.14 (5046 ) a MP 传动轴管扭转应力不大于，安全系数 。 a MP300 300 2.51 119.87 K 2.8 传动轴花键轴的计算传动轴花键轴的计算 对于传动轴上的花键轴，应保证在传递转矩时有足够的扭转强度。通常以底 径计算其扭转且应力。 （2-17） 3 16 h h d Ts 轴的许用扭转切应力为，可初取花键轴直径计算，然后进行强度校 a MP300 核。取，则：mmdh36 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -11 2 16 494.48 136.47 3.14 0.036 ha MP 安全系数为 ，安全系数一般在 2-3 左右。即满足要求。 300 2.19 136.47 K 传动轴滑动花键采用矩形花键，齿侧挤压应力为： （2-18） 0 ) 2 )( 4 (nL dDdD KT h hhhh s y 式中：-花键处转矩分布不均匀系数。=1.3-1.4 ； K K -花键外径，取 ； h D40 h Dmm -花键内径，取 ； h dmmdh36 -花键的有效工作长度， ； h LmmLh69 -花键齿数， ； 则： 0 n15 0 n 9 1.3 494.48 23.25 43364036 () () 69 15 10 42 ya MP 对于齿面硬度大于 35HRC 的滑动花键，齿侧许用挤压应力为 。 a MP5025 故安全系数 ，满足要求强度。25/23.251.075K 根据前面计算传动轴管强度，可取滑动叉轴直径为 46mm 。 第三章第三章 变速器的结构分析变速器的结构分析 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -12 3.1 概述 变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车获得在不同 使用工况下不同的牵引力和速度，使发动机在最有利的工况范围下工作。 变速器的设计需要在整车设计的总体原则下结合变速器要满足的具体功 能展开。因此本着好用、好造、好修的总原则，力求产品通用化、标准化、 系列化。 对变速器提出如下的基本要求： （1）正确选择挡数和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标； （2）设置空挡，以使发动机能启动怠速、换档、切断发动机动力向驱动轮的 传输；在滑行或停车时使发动机和传动系彻底分离； （3）设置倒挡，使汽车能倒退行驶； （4）设置动力输出装置，能进行功率输出； （5）换档迅速、省力、方便，以便缩短加速时间并提高汽车的动力性能； （6）工作可靠，汽车行驶中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象 发生； （7）变速器还应当满足效率高，噪声低，体积小，质量轻，制造容易，成本 低等要求、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、传动比范围和各 挡传动比有关。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。 3.2 变速器的总体结构 有级变速器与无级变速器相比具有传动效率高（0.960.98） ，造价低廉，因 此在各类汽车中均得到广泛采用，此次设计也采用有级变速器。有级变速器传动 机构分为固定轴式和旋转轴式两类。固定轴式又分为中间轴式，两轴式和多中间 轴式变速器。固定轴式应用最广泛。两轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的 汽车上。由于中间轴式变速器直接档工作时，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的 各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮啮合，且第一，二轴均不承受径向载荷载荷， 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -13 第一，二轴只起传递扭矩的作用。因此直接档的传递效率高，磨损及噪声也最小， 这是中间轴式变速器的突出的优点。 从结构上讲两轴式变速器与中间轴式变速器相比，其传动系结构简单，紧凑 且除最高档外其他各档的传动效率都比较高，噪声也低，但多用于前置前驱的轿 车布置。综合对比后选用中间轴式。 一般情况下，变速器的档位数与汽车的动力性，燃油经济性有着密切的关系。 就汽车的动力性而言，档位数多，增加了发动机在底燃油消耗率区工作的可能性， 降低了油耗；同时有利扩大传动比范围，以适应各种使用条件下动力性经济性的 要求。 主、副变速器主要用于空、满载质量变化大、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、增加挡位数以适应各种使用条件 下的动力性与经济性要求的重型车。为使变速器的结构不致过于复杂和便于系列 化，多以四档或五档的变速器与三档、四档的副变速器组合，副变速器装在主变 速器之前之后或前后。 倒档的布置方式参考中间轴式变速器倒档布置方式。从动力性、加工工艺性 考虑宜使倒档轴传动比接近于一挡传动比。 考虑到微型客货两用车的使用条件和要求，此次设计所选用的变速器结构方 案为采用中间轴式，4+1 前置后驱的变速方案。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -14 图 3-1 变速器传动结构简图 3.3 变速器操纵机构 变速器操纵机构分为直接操纵式和远距离操纵式。直接操纵结构简单，在各 种类型的汽车上得到广泛的应用。但只有在当变速器布置在驾驶座位附近时直接 操纵的方案才能实现。但要把变速器布置在驾驶室附近会给总体布置带来极大限 制。 远距离操纵机构用于当变速器布置得离驾驶座椅较远时，在客车、货车、轿 车上都有广泛的应用。因仅需杆系、绳索等换档传动机构操纵变速器，使总体布 置有很大的灵活性，也易于实现整车结构的优化设计。 考虑到变速器操纵机构与总体布置密切相关，为了协调驾驶室、总体布置等 问题，本次设计采用双拉杆式远距离换档操纵机构和单杆式高低档换档操纵机构。 在本次设计中，我通过弹簧和双拉杆实现对变速器的远程操纵，通过操纵机 构手柄左右移动，压缩弹簧带动连杆左右移动使拉杆转动，重而带动换位摆杆轴 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -15 转动以实现选档。经计算可知换位摆杆轴上 上下摆动角度约为 20 度，重而计算出手柄左右摆动的距离约为 3 厘米。通过手 柄的前后移动带动横杆的前后转动，重而使拉杆转动带动换档摆杆轴转动以实现 换档。经计算可知换档摆杆轴转动角度约为 17 度，通过连杆的运动关系可以计 算出手柄前后的摆动角度约为 25 度，经过对我们四座微型客货两用车整体布局 的考虑，对操纵手柄的长度选取为 260 毫米。 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -16 第四章第四章 变速器主要参数的确定变速器主要参数的确定 4.1 挡数 本设计选用 4+1 挡。 4.2 主减速器传动比 由车速计算公式 ua=nr/(igio) ： 有 umax=nmaxr/(igminio) 若变速器最小传动比 igmin 取 1；发动机的最高转速 nmax 当取发动机在额定功率下的转速，即 nmax=4600r/min 已知滚动半径 r=0.268m, 最高车速 umax=95km/h 求得 io=5.136 。 同时考虑的总体布置要求，驱动桥设计等问题，综合分析后 io取 5.14 合适 。 4.34.3 分配各档传动比 已知最小传动比 igmin=1,由公式 ig1= maxmax max 0 cossin)1640 9.8(0.011cos16.7sin16.7 ) 3.70 72 5.14 0.912 tqT G fr Ti （ 可知最大传动比 ig1=3.70；按等比数列分配各档传动比，设相邻两档公比为 q； 在 4+1 的变速器中 则有： 3 1 1 3.701.547 n ggn qii 所以 , , , 4 1i 34 1.55ii q 23 2.39ii q 12 3.70i i q 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -17 4.44.4 初定中心距 初定中心距 A 时可根据下面经验公式计算： A=K（Memax）1/3 Memax是发动机输出最大扭矩，即: Memax=Temex=72Nm ; K 是经验 系数对商用车 K 在 1417 之间。 代入数据求的 A=53.04664.413mm ;主箱中心距 A 取 60 mm。 4.5 齿轮模数的选取 齿轮模数的选取由轮齿的弯曲或最大载荷作用下的静强度所决定，选择模数 时应考虑到当增大齿宽而减小模数时，能有效降低变速器的噪声，而从减小变速 器的质量考虑，则应增大模数并减小齿宽和中心矩，初选模数 m2。 4.6 压力角 压力角的大小对传动的平稳性，工作噪声，齿轮的弯曲强度和表面的接触强 度为都有影响。为提高齿轮的承载能力应选用大的压力角。实际国家标准压力角 为 20O，所以变速器齿轮普遍采用 20O。按国家标准选取=20O。 4.7 螺旋角的选择 增大角可以使齿轮啮合的重合度系数增加，工作平稳噪声降低，随着角 的增大齿抗弯的强度也相应的提高，不过当螺旋角大于 30O时，其抗弯强度骤然 下降，而接触强度仍继续上升，故从提高齿轮的接触强度考虑可取较大的角， 但从保证齿轮的弯曲强度着眼不应大于 30O。一般商用车选 180260。 角选择应力求使中间轴上的轴向力平衡，因此角的最终确定应根据中心 距、轴向力、传动比综合选择。 主箱第一轴常啮合齿轮定为右旋，中间轴上各齿轮定为左旋，则主箱第二轴 各档齿轮为右旋。 4.8 齿宽的选择 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -18 选择齿宽时应综合考虑，变速器的轴向尺寸，齿轮的强度以及齿轮工作时受 力均匀程度度等因素的影响。 由经验公式 ：kc为齿宽系数 直齿宽：b=kcm kc=4.58.0 b=916mm 斜齿：b=kcmn kc=7.08.6 b=1417.2mm 齿宽的选取可以根据变速器实际设计情况加以改变，一般以满足实际情况为准。 第五章第五章 齿轮参数的选择计算齿轮参数的选择计算 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -19 5.1 变速器各挡齿数的确定 一、确定一挡齿轮的齿数 ig1=Z2Z7/Z1Z8=3.70 Zh=2A cos/mn=260cos25/2=54 初选 Z8=15，Z7=39 Z2/Z1=i1Z8/Z7=3.7015/39=1.40 Zh=Z1+Z2= 1 2 2 cos cos256054 n A m 取 Z1=23，Z2=31 =3139/(2315)=3.504 1g i 27 18 Z Z Z Z 12 1 2 () cos 2 n m ZZ A =arcosZhmn/A=25.8420 故取 Z8=39，Z7=15 ，Z1=23，Z2=31 二、确定二挡齿轮齿数 ig2=Z2Z5/Z1Z6=2.39 Z5/Z6=i2Z1/Z2=2.3923/31=1.8 Zh=2A cos/mn=260cos25/2=54 5 6 取 Z6=19，Z5=35 为减少或抵消中间轴的轴向力 tg1/tg2=Z2/(Z1+Z2)(1+Z5/Z6) 由 Z1=23，Z2=31，Z6=19，Z5=35 算出 2=24.732 i2=3135/(2319)=2.483 25 16 Z Z Z Z 三、确定三挡的齿数 ig3=Z2Z3/Z1Z4=1.55 Z3/Z4=i3Z1/Z2=1.5519/35=0.84 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -20 Zh=2A cos/mn=260cos25/2=54 3 4 取 Z4=26，Z3=31 为减少或抵消中间轴的轴向力由 Z1=23，Z2=31，Z4=26，Z3=31 tg/tg=Z2/(Z1+Z2)(1+Z3/Z4) 1 2 3 4 算出=21.0480 3 4 3 4 2 cos57 hn ZAm 故, 3 31Z 4 26Z 故 i3=3131/(2619)=1.56(故相差不大) 四挡的传动比为 1 五、确定倒挡齿轮的齿数 挡齿轮选用的模数往往与一挡的相近。 210 18 31 37 =3.325 Z23 15 Z Z i Z 倒 初选 i倒=3.32，Z9=17,Z10=37 5.2 齿轮的设计计算 1. 计算 Z1，Z2 的几何尺寸 已知 Z1=23，Z2=31 计算中心距 A=60mm 故采取标准齿轮传动 1) 端面模数 mt=mn/cos=2/cos25.8420=2.22mm 2) 端面压力角 tant=tann/cos=0.411 t=22.3460 3) 分度圆直径 d1=232/cos25.8420=51mm d2=312/cos25.8420=69mm 4) 齿顶高 ha=mnha*=2mm 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -21 5) 齿根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齿顶圆直径 da1=d1+2ha=55mm da2=d2+2ha=73mm 7) 齿根圆直径 df1=d1-2hf=46mm df2=d2-2hf=64mm 8) 中心距 A=mm 12 0= 60 2 t ZZ Am 2. 计算 Z3，Z4 的几何尺寸 已知 Z3=31，Z4=26 计算中心距 A=60mm 故采取标准齿轮传动 1) 端面模数 mt=mn/cos=2/cos22.970=2.31 2) 端面压力角 tant=tann/cos=0.478 t=23.4750 3) 分度圆直径 d3=312/cos22.970=64mm d4=262/cos22.970=56mm 4) 齿顶高 ha=mnha*=2mm 5) 齿根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齿顶圆直径 da3=d3+2ha=68mm da4=d4+2ha=60mm 7) 齿根圆直径 df3=d3-2hf=59mm 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -22 df4=d4-2hf=51mm 8) 中心距 A=60mm 3. 计算 Z5，Z6 的几何尺寸 已知 Z5=35，Z6=19 计算中心距 A=60mm 故采取标准齿轮传动 1) 端面模数 mt=mn/cos=2/cos24.860=2.31 2) 端面压力角 tant=tann/cos=0.478 t=23.480 3) 分度圆直径 d5=352/cos24.860=78mm d6=192/cos24.860=42mm 4) 齿顶高 ha=mn ha*=2mm 5) 齿根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齿顶圆直径 da5=d5+2ha=82mm da6=d6+2ha=46mm 7) 齿根圆直径 df5=d5-2hf=73mm df6=d6-2hf=37mm 8) 中心距 A=60mm 4. 计算 Z7，Z8 的几何尺寸 已知 Z7=39，Z8=15 计算中心距 A=60mm 故采取标准齿轮传动 1) 端面模数 mt=mn/cos=2/cos25.8420=2.22 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -23 2) 端面压力角 tant=tann/cos=0.411 t=22.3460 3) 分度圆直径 d7=312/cos25.8420=86mm d8=262/cos25.8420=34mm 4) 齿顶高 ha=mnha*=2mm 5) 齿根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齿顶圆直径 da7=d7+2ha=90mm da8=d8+2ha=38mm 7) 齿根圆直径 df7=d7-2hf=81mm df8=d8-2hf=29mm 8) 中心距 A=60mm 在变速器各齿轮齿数确定后实际传动比如下表 5-1： 表 5-1 挡数一挡二挡三挡四挡倒挡 传动比 3.52.4831.5613.325 第六章第六章 变速器齿轮的强度计算与材料选变速器齿轮的强度计算与材料选 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -24 6.1 齿轮的材料选择 变速器齿轮多采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的耐磨及抗弯疲劳的 能力。在选用钢材及热处理是时，对切削加工的性能及成本也应该考虑。国内变 速器齿轮的材料主要有： , , , . inr TMC20BTM in21 20520 rnG M525 rnG M 本次设计各齿轮材料选用 ，渗碳淬火，表面硬度 5863HRC,芯部 inr TMC20 硬度 3348HRC. 6.2 齿轮的破坏形式 齿轮在啮合过程中，轮齿根部产生弯曲应力，过度圆角处有应力集中，所以 齿轮受到足够大的载荷作用时其根部弯曲应力超过材料的许用应力，轮齿就会断 裂。在汽车变速器中这种破坏情况很少发生，而常见的断裂是由于在重复载荷作 用下，使齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝，而逐渐扩展到一定深度而产生 折断其破坏断面在疲劳裂缝部位呈光滑表面，而突然断裂部位呈粗粒状表面。 齿面点蚀是常见的高档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。齿面长期在脉动的接 触应力作用下，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。啮合时由于齿面的相互 挤压使充满润滑油的裂缝处有油压增高导致裂缝的扩展，最后产生剥落，使齿面 产生大量的扇形小麻点，即所谓点蚀。通常是靠近节圆根部齿面处的点蚀较靠近 节圆顶部齿面处的点蚀严重，主动小齿轮较被动大齿轮较严重。在局部高温，高 压下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面胶合。 综上所述，在汽车变速器中齿轮的破坏形式主要有弯曲疲劳断裂和点蚀两种。 应对齿轮的弯曲强度和接触强度进行重点校核。 6.3 强度的校核计算 三挡齿轮强度计算 ，, 3 31Z 4 26Z 21.048 （1） 斜齿轮的弯曲应力： = w 1 FK btyk 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -25 式中 为弯曲应力（ N/） ； F1圆周力，F1=2Tg/d； w 2 mm 为模数,m=3；y 为齿形系数，查齿形系数图取 y=0.12; 为集中应力系数，m K 取1.5，为重合度影响系数=2.0 KKK 代入数据=234MPa w 对于采用 20CrMnTi 的材料，齿轮的许用弯曲应力在 180350 之间，因 =234350N/，故三档齿轮满足弯曲疲劳强度要求 w 2 mm （2） 轮齿接触应力 = j 11 0.418() zb FE b 式中，为轮齿的接触应力，F 为齿面上的法向力，F=F1/（coscos）, F1 j 为圆周力，F1=2T/d,T 为计算载荷，d 为节圆直径，为节点出压力角，为齿轮 螺旋角，E 为材料的弹性模量，b 为齿轮接触的实际宽度,为主、从动齿轮节 z b 点处的曲率半径，斜齿轮, 2 ()/cos zz r sia 2 ()/cos bb r sia 3 22 112565.3 2.1 1011 0.4180.418 198.93618.912 1253.43/1400/ j zb FE b N mmN mm 由于渗碳高档齿轮的许用接触应力为 1300-1400N/ j 2 mm 可得齿轮接触强度满足设计要求。 第七章第七章 变速器轴的设计与校核变速器轴的设计与校核 7.1 估算轴的直径 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -26 由经验公式得第二轴和中间轴直径 d 0.45A，由 A60mm 则 d 0.45A27mm 变速器输入轴花键部分直径 d=K=16.6419.13mm.（K=4.04.6） 3 maxe T 轴的结构尺寸确定应参考经验公式得到的估计值结合轴的结构布置，在草图 的绘制中最终确定。 初选 d=20mm 7.2 变速器轴的强度校核计算 轴的强度校核应考虑扭矩弯矩对轴的影响，因此应选择承受弯矩、扭矩都较 大的轴进行校核。综合分析最危险的应是中间轴和第二轴. 1. 对第二轴 变速器工作在一档工作时主箱第二轴有最大扭矩和弯矩. 其的结构简图如下 图 7-1 主箱第二轴结构 将第二轴看成简支梁其受力图如下： 图 7-3 ZOY 面第二轴受力简图 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -27 由力的平衡条件有 Fz1+Fz2=Fr FZ1150=Fz293 综合以上两式得 Fz1=1975.81N ,Fz2=3186.79N 图 7-4 XOY 面第二轴受力简图 由力的平衡条件有 Fx1+Fx2=Ft Fx1150=Fx293 综合以上两式得 Fx1=5428.47N ,Fx2=9047.45N 有以上计算可得到弯矩、扭矩图如下： ZOY 面内： 图 7-5 ZOY 面内弯距图 XOY 面内： 图 7-6 XOY 面内弯距图 扭矩图： 车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书 - -28 图 7-7 扭距图 根据弯矩、扭