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1、-毕业设计（论文）-轻型货车中间轴式变速器设计（全套图纸三维）-第 19 页安 徽 农 业 大 学毕 业 设 计论文题目 货车中间轴式变速器设计 姓 名 学 号 11101137 院 系 工学院 专 业 车辆工程 指导教师 职 称 讲师 中国合肥2015 年 5 月 目 次1绪论 11.1变速器的主要设计要求 11.1.1 变速器设计参数 21.1.2 变速器示意图 22 中间轴式变速器 22.1 变速器的选择 22.2 传送方案的确定 32.3 零部件结构方案 32.3.1 采用齿轮类型 32.3.2 换挡机构的形式 42.4 主要参数的选择与计算 42.4.1 确定最小传动比 42.4.2
2、 确定最大传动比 52.4.3 中心距 62.4.4 齿轮参数 63 变速器设计计算 103.1 变速器的齿轮计算 103.1.1 齿轮弯曲强度计算 123.1.2 齿轮的接触应力 133.2 轴的设计计算 153.2.1 轴的功用、结构以及设计要求 153.2.2 初选轴的直径 153.2.3 轴的校核 16结论 18致谢 18参考文献 19图1 21 图2 22图3 24Abstract 26 货车中间轴式变速器的设计摘要：变速器作为汽车传动系统中最重要的部件之一，具有极其重要的研究价值。本设计的课题是设计轻型货车变速器，采用的是中间轴式变速器，根据设计参数如汽车最大载荷、额定载荷、最高车
3、速、发动机最大功率、最大功率转速等，首先确定变速器齿轮的传动方案、主要零部件结构方案如齿轮、换挡机构、变速器轴承，再对主要参数进行选择与计算如最值传动比、挡位数、中心距、轮齿参数，接着是对变速器齿轮的设计计算，以及齿轮校核; 轴的设计计算,确定轴的位置，对轴进行校核。此外，对于因为齿轮不同的作用力，需要选择合适的轴承。最后利用相关软件绘制各档位齿轮以及第一轴、中间轴、第二轴等等，完成装配图。关键字： 变速器 传动比 齿轮 校核全套图纸加153893706绪论 现在汽车动力源常用于活塞式内燃机。速度和该发动机的扭矩仅产生一个小范围的变化波动，但其在不同条件下，特别是在复杂的条件下，车速范围和所述
4、车辆的驱动力是非常大的。要使用的传输解决这个问题，在车内采用变速器。变速器的功用：汽车在各种不同行驶工况下行驶时，发动机会产生转速和转矩沿着传动系传动到汽车驱动轮上，而变速器则改变由发动机产生而作用到汽车的驱动车轮上的转速和转矩，从而改变了汽车的牵引力，同时也改变了汽车的行驶车速速，调节汽车的行驶状态，让汽车发动机在最有利条件下工作，即最佳工矿下工作运行。与此同时变速器也具有倒档和空档，以此使汽车具备倒车的功能以及使汽车的发动机与变速器传动系统相关部件能够分离开来的功能。操纵机构和传动机构二者是变速器的主要组成部分。1.变速器的设计要求：1）变速器应具有较高的工作效率。2）确保汽车具有极高的动
5、力性以及满足经济性指标。3）工作安全可靠。跳档、乱档及换档的时候产生的冲击等现象在变速器上不得发生。换挡时必须省时、省力以及方便。4）设计动力输出机构；设计空挡，以此切断发动机的动力传输；设计倒挡，以此使汽车倒退行驶。5）变速器的工作时产生噪声要尽可能低。6）变速器应当尽可能减小体积、降低重量，提高质量，并且在制造时尽可能的减少成本：变速器设计时，要考虑损坏情况，因此在维修时要使易于拆装、方便维修。1.1.变速器设计参数设计题目为轻型货车，其如图所示最大总质量 （）额定载荷() 最高车速()发动机最大转矩（)额定转速()车轮半径()225580010016028000.411.1.2 变速器示
6、意图 2中间轴式变速器设计2.1 变速器的选择现在的汽车主要采用的是两轴式变速器与三轴式变速器，对于变速器的选择主要由以下几点决定：结构工艺性、变速器径向尺寸、齿轮的寿命、变速器的传动效率、汽车总布置。对比可知，两轴式变速器与三轴式变速器有明显的不同。不同点如下：就制造工艺而言，两轴式变速器简化了制造工艺；就径向尺寸而言，两轴式变速器比中间轴式变速器要大；两轴式变速器低档齿轮副大小齿轮寿命差别大，三轴式变速器的大小齿轮寿命相近；对于传动效率，两轴式变速器的传动比虽然可以为1，但却仍然有一对齿轮发生传动，所以功率会有损失。而对于中间轴式变速器，由于输入轴与输出轴直接连接在一起，即此档是直接档档位
7、，所以传动效率比较高，磨损以及噪声相较都变小了。通过比较可知，选择中间轴式变速器更佳。2.2 传动方案的确定选用中间轴式多挡变速器,传动方案有如下特点。（1） 1挡传动比相对来说较大；（2） 设置直接挡，且直接档的传动效率比其他档位高；（3） 高档位的齿轮为常啮合传动，低档位的齿轮可以或不为常啮合齿轮传动；（4） 除1档以外，变速器其他档位使用啮合套或同步器更换挡位。确定传动方案：（1）变速器第1轴，即输入轴，其最后端部分与常啮合主动齿轮联结，从而变成一体。第2轴的前端部分在第1轴后端部分的的轴线在同一条直线上，并且在滚针轴承的支撑下，第2轴的前端部分在第1轴后端部分的轴孔之中，而且由啮合套作
8、用将它们连接在一起，从而得到直接档档位，档位高的齿轮则采取常啮合齿轮传动形式，而1挡则是采取滑动直齿轮传动形式。（2）倒档的利用率比较低，并且挂倒档全是在停车后，所以可采用直齿滑动齿轮作换挡方式。倒挡齿轮则使用的是联体齿轮，这样可避免中间齿轮在正负交替对称变化的弯曲应力状态的不利条件下顺利工作，并且能提高齿轮的寿命，使倒挡齿轮的传动比增加，安装在靠近中间轴1挡齿轮处。2.3零部件结构方案2.3.1采用齿轮类型齿轮分为有两种类型：直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。相比较而言，斜齿轮的优点：使用过程中寿命会相比较较长，而且其齿轮工作时产生的噪声相对而言也比较低；斜齿轮的缺点：制造工艺复杂，轴向力会在工作
9、会产生，并产生一些不良影响。变速器的常啮合齿轮全采用斜齿圆柱齿轮形式，而低档和倒档则采用的是直齿圆柱齿轮形式。2.3.2换挡机构的形式中间轴式变速器换挡形式包含有有移动啮合套换挡形式、直齿滑动齿轮形式以及同步器换挡形式三种。对于本设计的变速器不能采用啮合套形式来换挡。而常啮合齿轮可以采用移动啮合套换挡形式，因为其承受换档时产生的冲击载荷的接合齿齿数比较多，所以啮合套不会过早的被损坏而不能工作，但却不能消除换挡时产生的冲击。因而并不适用于本设计中的中间轴式变速器。对于本设计的变速器倒挡采用的是轴向滑动直齿齿轮换挡方式。因为这种换挡会在轮齿端面产生冲击，对齿轮产生不良影响，如使齿轮端部的磨损程度加
10、剧并过早损坏，并且有噪声不断产生，此档位不宜用于高档位，并且可简化变速器运行机构，以及降低制造成本和维修成本。对于本设计的变速器1挡以上都采用同步器换挡。同步器换挡可以保证换挡时快速、没有冲击与噪声，可以最大程度的降低驾驶员工作时的驾驶强度，同时也可以降低驾驶时操作难度，虽然其轴向尺寸过大，结构也较为复杂，制造精度也高，但依然被普遍使用。2.4 主要参数的选择和计算2.4.1 确定传动系最小传动比传动系最小传动比可由以下公式计算在最高车速时，汽车变速器的传动比最小，由公式其中：为车速， ; n为发动机转速，; 为汽车车轮半径， ; 为变速器最高档的传动比。可得汽车参数中，最高车速定为100 k
11、m/h, 发动机转速给定为2800 r/min，汽车车轮半径为0.41 m代入1-3式得 =4.432.4.2确定最大传动比变速器的传动系之中的最大传动比，必须要解决三方面问题：1挡最大动力因数或者最大爬坡度、汽车最低稳定车速以及汽车附着力。传动系的最大传动比为1的挡传动比和主减速器传动比的乘积，汽车爬坡行驶时，由于汽车的车速较低，因而可以忽略空气阻力，汽车最大驱动力为其中， ，整合可知则其中， ： 带入计算得， =160 ； ： , 带入算得， =22550 ； 是道路滚动阻力系数，取值为0.02； 是变速器的传动效率，取值为0.85； 是车轮半径，取值为0.41m； 是最大爬坡度为30%，
12、所以=16.7； 是变速器一挡传动比； 是主传动器传动比，取值为4.5 。求得为4.499， 取为4.5 。由于其中： 为各档位间的公比。设档数为时，则档位取值为4，计算可知=2.844 ， =1.59 ， =1.00 ， =1.594.5，齿轮分配合理。修正与 ，由公式 与 可知 =25.8，=21.0.（2）确定二挡齿轮齿数。 由公式 可知， 1.31 由公式 可知 ， =56.4结合两式，=24，=32.修正 ， ，=2.852.844，齿数分配合理修正 ，由公式 可知，除此之外，从减少或抵消轴上的轴向力方面出发，还须满足以下关系式 7-3计算得， 1.26， =1.50相差不大，基本满
13、足要求，轴向力平衡（3）确定三挡齿轮齿数。计算与2挡相似，由公式联立两式， =0.78， =56.4 ,求得， =24, =32。修正，= ，算得=1.631.59，齿轮分配合理修正，由公式 可知，, 计算得=21.除此之外，从减少或抵消轴上的轴向力方面出发，还须满足以下公式 7-4计算式得，=1.26 =1.1相差不大，基本满足要求。（4） 4挡为直接档。（5） 确定倒挡齿轮倒挡模数一般与1档齿轮的模数相同，为了防止倒档齿轮不会发生根切现象，初选中间轴上齿轮齿数为17，初选倒挡轴上的倒档齿轮一般在2123之间，初选=22。由输出轴与中间轴的中心距，可算出， 7-5计算得，=37修正倒档传动比
14、 , , =4.75计算中间轴与倒档轴间的中心距 ，得，=59mm计算倒挡轴与第2轴的中心距为，得，=69mm2.2.4.7齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮的原因主要为三方面：1.避免齿轮发生根切和干涉，并且配凑中心距；2.齿轮变位可以提高齿轮的强度和寿命，因为变位齿轮使变速器各档位齿轮的接触强度、弯曲强度、平稳性以及抗胶合能力等方面要求都能兼顾满足；3.采用变位系数，可获良好的传动质量，从而降低传动时齿轮的啮合噪声。高度变位齿轮副的两个啮合齿轮变位系数之和为0。高度变位增加了小齿轮齿根强度，使它强度达到了和大齿轮接近的程度。角度变位系数之和不为0，但是角度变位可以得到良好的啮合性能以及传动
15、质量，因此采用得比较多。齿轮变位系数的选择原则有以下几点：1）对低档齿轮，为了提升小齿轮齿根强度，应该依据与危险断面齿厚相等的条件选取大小齿轮变位系数。2）对高档齿轮，应该保证最大接触强度和耐磨损及抗胶合最有利，因而采用的是变位系数。3）随着总变位系数的减小，齿轮齿根处的抗弯强度就会变的越来越低，但是却有利于吸收齿轮产生的冲击振动，产生噪声会小一些。工程一般情况，随着变速器的档位越变越小，齿轮总变位系数应该依次增大，所以在1、2挡和倒挡的齿轮就应选取比较大的数值。2.2.4.8 齿顶高系数与齿根高系数齿顶高系数，选择标准值为1.0，齿根高系数选择为0.25。3变速器的设计计算3.1变速器齿轮的
16、设计计算列出所有的计算公式：1).齿轮变位系数的计算公式：端面模数 理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 由以上公式计算各对齿轮变位系数之和 齿轮1与2，=0.199 齿轮3与4，=-0.30 齿轮5与6，=0.12 齿轮7与8，=0.12 齿轮9与11以及齿轮10与11，=0选择各档位齿轮的变位系数：=0.25，=-0.25，=0.120，=-0.120，=-0.120，=0.120， =-0.25，=0.25，=0，=0，=02).对直齿圆柱齿轮：分度圆直径： 齿顶高： 齿根高: 齿全高: 齿顶圆直径: 齿根圆直径: 3).对斜齿圆柱齿轮： 端面模数： 分度圆直径： 中心距变动
17、系数: 齿高变动系数： 端面齿顶高系数: 齿顶高: 齿根高： 齿全高: 齿顶圆直径: 齿根圆直径: 由计算公式可知各齿的参数，列表：变位系数x法面模数端面模数 压力角 分度圆直径 d齿根高 齿顶高 齿顶圆直径齿根圆直径 螺旋角 齿轮10.2533.32057.033.864.250.725.8齿轮2-0.2533.320123.44.52.3127.8114.325.8齿轮30.1233.22077.13.43.483.970.421.0齿轮4-0.1233.220103.14.52.3108.194.6121.0齿轮5-0.1233.220103.14.12.6108.195.021.0齿轮
18、60.1233.22077.13.43.483.970.421.0齿轮7-0.253320122.14.52.23126.6113.20齿轮80.25332057.93.03.7665.451.90齿轮9033201143.83121107.00齿轮1003320513.8357.143.60齿轮1103320673.837258.603.1.1齿轮弯曲强度计算变速器齿轮有三种损坏形式：齿面点蚀、轮齿折断以及在换挡时齿轮端部破坏。 (1) 直齿轮弯曲应力 其中，为弯曲应力（MPa）；是齿轮圆周力（N），；是计算载荷（）；是节圆直径 （mm）；是应力集中系数，可近似取值=1.65；是摩擦力影响系
19、数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；是尺宽（mm）；是端面齿距（mm），为模数；是齿形系数，可由上图查得。当计算载荷取最大转矩,也就是作用到变速器第一轴上的，一挡以及倒挡的直齿轮许用弯曲应力的取值范围为400850 MPa，货车取下限，也就是850MPa。 (2) 斜齿轮的弯曲应力 其中，是计算载荷（）；是斜齿轮螺旋角（）；z是相应档位齿轮齿数 ；是应力集中系数，可近似取=1.5；是重合度影响系数，=2.0；当作用到变速器第一轴上的计算载荷取最大转矩时，各挡斜齿轮许用弯曲应力在100250 。3.1.2齿轮的接触应力按下式计算： 其中，是齿轮的接触应力 是齿面法向力（）， 是圆周力（）；
20、是节点处的压力角（）； 是齿轮螺旋角（）；是齿轮材料弹性模量（），=2.1；是齿轮接触的实际宽度（）；、为主、从动齿轮节点处的曲率半径（），直齿轮=，=，斜齿轮= ，=，、为主、从动齿轮节圆的半径（）。将作用在变速器第一轴上的载荷/2作计算载荷，齿轮上的的许用接触应力见下表。变速器上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及倒挡1900-2000950-1000常啮合及高挡1300-1400650-700带入数值，得到齿轮1齿轮258.20704.5436.10524.33齿轮3齿轮446.13574.6037.12495.12齿轮5齿轮644.11560.1043.325
21、86.82齿轮7齿轮836.91541.3258.1171732齿轮9齿轮1094.53708.17215.20865.25齿轮11177.69766.11由以上两表可知，变速器所有齿轮的齿面接触强度均满足要求。3.2轴设计计算3.2.1轴的功用、结构以及设计要求中间轴式变速器在工作时，会有径向力、圆周力和轴向力的作用在齿轮上，其轴会承受产生的转矩和弯矩的作用，使轴承产生变形趋势。变速器的轴必须要有足够强度和刚度的支持。原因是刚度如果不够会使轴的承受能力下降，从而发生弯曲甚至发生变形，从而破坏了齿轮的正确啮合，这同时会对齿轮的强度及耐磨性等均有不利影响，同时会产生过度的工作噪音。因而设计变速器
22、轴时，必须保证：齿轮实现的是正确的啮合。而且其刚度大小便是以此为前提的。变速器轴的结构主要是依据变速器结构布置的要求，而且必须考虑加工工艺以及装配工艺。3.2.2初选轴的直径由与轴要满足刚度要求，因此轴的直径要与长度有一定的平衡关系：轴的最大直径和支撑跨度距离的比值关系，对第一轴以及中间轴，=0.160.18；对第2轴，=0.180.21。第2轴和中间轴中部直径，四档变速器壳体的轴向尺寸一般来说，是取 ,因此，=243mm, =40.5mm.第1轴的花键部分的直径按下式初选其中：为经验系数，取值范围4.04.6；是发动机的最大转矩，。轴的尺寸与齿轮、轴承以及花键也有一定的联系，计算轴的尺寸：第
23、二轴： (C由轴的材料和载荷情况确定的)由于发动机的最大扭转矩并不大，因此C的取值可去较小值，依据资料可取100，将以上公式与参数组合可得，齿轮各处直径:齿轮1： =25.3齿轮2与4： =32.72齿轮3： 29.71齿轮5： =36.00齿轮7： =42.00齿轮9： =42.80轴截面开建槽时，同步器花键应该增加5%。齿轮9处：=45.50齿轮2以及齿轮4：=35.503.2.3轴的校核对于本设计中的中间轴式变速器来说，在设计的过程中，轴的强度以及轴的刚度各有一定的余量，但是变速器的中间轴同时有两对齿轮副啮合，且中间轴上常啮合齿轮的圆周力最大，故只需对中间轴上的常啮合齿轮进行刚度以及强度
24、的校核即可。3.2.3.1中间轴的刚度校核变速器齿轮轴在垂直面和水平面上的挠度以及及转角公式如下：全挠度 其中： 是齿轮的齿宽的中间平面上的圆周力（）； 是齿轮的齿宽的中间平面上的径向力（）；是弹性模量（）, ；是惯性矩()，对于实心轴， 是轴的直径，花键处按平均直径计算；、分别是变速器齿轮上的作用力到支座与支座的距离（）；是支座之间的距离（）。验算校核时，只需要校订中间轴上的啮合齿轮处的强度以及刚度，因为中间轴上常啮合齿轮处的产生的圆周力最大，因此只需校核中间轴上第一对常啮合齿轮轴，即Z1和Z2传动处轴： 变速器轴的挠度和转角对于中间轴一档齿轮啮合：圆周力 径向力 计算得， =43215.2
25、， =17470.59先取=30mm , =213mm , =243mm, =8254.01代入上式得：=0.046mm【】=0.050.10=0.113mm 【】=0.050.15=0.122【】=0.2=2【】=0.002故满足设计要求3.2.3.2轴的强度校核作用在变速器齿轮上的径向力以及轴向力，在垂直面内会使轴产生弯曲变形的现象，而在水平面内圆周力使轴产生弯曲变形现象。在计算得在支点的垂直面和水平面内的支反力以及之后，计算相应位置的弯矩Mc , Ms。轴在转矩Tn以及弯矩共同的作用下，其应力可计算为：式中： 是轴在断面处的直径，花键处则要选则取内径，；是弯曲截面系数，；是断面处轴的水平
26、弯矩，；是断面处轴的垂向弯矩，；【】是许用应力，低档工作时【】=400变速器轴采用的材料与齿轮是相同的。对于本设计中支点A的水平面内以及垂直面内的支反力为： 强度满足设计要求。结 论本次设计设计出满足条件的中间轴式变速器。其功用：可以改变传动比，适应各种工况；有倒档功能；有空档及换挡功能。根据给定的参数，按照以下原则计算相应的数据：使汽车满足合理的动力性以及经济性条件；使驾驶员操控时更方便可靠；使汽车噪音小、传动效率高；使制造成本更低、寿命更长。本次设计对我来说很有意义，让我对于机械工程的认识更进一步，对我以后工作影响极其深远。致 谢 这次变速器设计可以顺利完成。首先要感谢老师以及同学们，感谢
27、他们的支持与帮助，特别是黄莉莉老师孜孜不倦的教导，使我这受益匪浅，在此对她表示由衷的感谢。在毕业设计过程中，老师不辞辛劳的教导我如何取发现并解决问题，使我对于汽车变速器有了更深的了解，让我在设计时少走了很多弯路，而且还指出设计中存在的不足，纠正我的错误，使毕业设计更加尽善尽美，这必将对我以后的发展起到很大帮助，再次感谢老师。在设计遇到不懂的难题时，同学们也给予我极大地帮助，让我明白团结就是力量，这必将在我走入工作岗位后更加注重集体团结。参 考 文 献1 王丰元，马明星.汽车设计课程设计指导书.北京：中国电力出版社，20092 郑文纬，吴克坚.机械原理.第七版.北京：高等教育出版社，19973
28、陈家瑞.汽车构造.北京：机械工程出版社，20014 张炳力.汽车设计.合肥：合肥工业大学出版社，20115吴宗泽，高志，罗圣国，李威.北京：高等教育出版社，20126 齿轮手册委员会.齿轮手册.北京：机械工业出版社，19857 Doughty S. Mechanics of Machines. New York: John Wiley Sons Inc,19988 Jensen P. W. Classical and Modern Mechanisms for Engineers and Inventors. New York: Marcel Dekker Inc,19919 Kuehnle
29、M R. Toroidal Drive Concepts. Product Engineering. 1979 图1 第一轴 第二轴 中间轴 齿轮2 齿轮3图2 总装配图图3 滚针轴承 平键 止推环 角接触球轴承中间轴隔套 卡环Title Intermediate shaft transmission truck designAbstractThe transmission of a vehicle drive system of the most important parts, has an extremely important research value. The design pr
30、oblem is to design a light truck transmissions, using intermediate shaft transmission, according to the design parameters such as automotive maximum load, rated load, maximum speed, maximum engine power, maximum power speed, etc., first determine the transmission gear transmission scheme, the main s
31、tructure of the program components such as gears, shift mechanism, transmission bearing, and then the main parameter selection and value is calculated as the ratio, the number of gear center distance, tooth parameters, then to the transmission gear design and calculation, and a gear check; shaft design calculations to determine the position of the axis, the axis is checked. In addition, because the gear different forces, need to choose the right bearing. Finally, use of relevant software to draw each range gear and a first shaft, an intermediate shaft, a second shaft, etc.