優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 1304139763目 錄摘 要 .2Abstract .31 緒論 .41.1 變速器設(shè)計(jì)的目的和意義 .51.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況 .62 變速器結(jié)構(gòu)方案分析 .82.1 齒輪形式的確定 .82.2 換擋結(jié)構(gòu)形式的確定 .82.3 軸的形式及布置 .92.4 軸承形式 .112.5 潤(rùn)滑與密封 .123 變速器主要參數(shù)的計(jì)算 .123.1 設(shè)計(jì)參數(shù)要求 .123.2 擋數(shù)的選擇 .133.3 各檔傳動(dòng)比分配 .143.3.1 最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 .143.3.2 最高檔（超速檔）傳動(dòng)比選定 .15優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397633.3.3 其他各擋傳動(dòng)比初選 .153.4 中心距 A 的確定 .163.5 外形尺寸的初選 .164 傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)與校核 .174.1 各檔齒輪的設(shè)計(jì) .174.1.1 齒輪參數(shù)的選定 .174.1.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配 .214.1.3 變速器齒輪的變位 .254.1.4 齒輪材料的選擇 .264.1.5 各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 .274.1.6 齒輪強(qiáng)度計(jì)算 .284.2 軸的設(shè)計(jì)與校核 .344.2.1 軸的工藝要求 .344.2.2 初選軸的直徑 .354.2.3 軸最小直徑的確定 .364.2.4 軸的強(qiáng)度校核 .374.2.5 花鍵的計(jì)算 .404.3 軸承的選擇與校核 .434.3.1 一軸軸承的選擇與校核 .43優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載需要 CAD 圖紙，Q 咨詢 414951605 或 13041397634.3.2 中間軸軸承的選擇與校核 .455 同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .465.1 同步器 .465.1.1 同步器工作原理 .475.1.2 慣性同步器 .475.2 操縱機(jī)構(gòu)的選擇 .505.2.1 概述 .505.2.2 典型操縱換檔機(jī)構(gòu) .51總 結(jié) .53致 謝 .54參考文獻(xiàn) .55優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載2摘 要汽車變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的主要組成部分，主要作用是將發(fā)動(dòng)機(jī)的矩經(jīng)過改變后傳遞給主減速器。改變傳動(dòng)比擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速范圍，來適應(yīng)不同的行駛條件。設(shè)置空檔用來中斷動(dòng)力傳遞，設(shè)置倒檔，使汽車能夠倒退行駛。文中闡述微型貨車變速器設(shè)計(jì)，是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設(shè)原型，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是根據(jù)已知參數(shù)進(jìn)行各檔位傳動(dòng)比的選擇確定、齒輪參數(shù)的選擇、二軸及中間軸的選擇計(jì)算、軸承的選擇等。文中對(duì)變速器的主要參數(shù)進(jìn)行了驗(yàn)證，包括齒輪強(qiáng)度的校核、變速器軸度和剛度的校核、軸承壽命的驗(yàn)算等。計(jì)算結(jié)果表明整體性能滿足要求。關(guān)鍵詞: 變速器；中間軸；設(shè)計(jì)；傳動(dòng)比；齒輪優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載3AbstractAutomotive transmission is a major component of automotive driveline, the main role is to change the engine moments after a pass to the final drive. Transmission ratio changing speed range torque and the drive wheel to expand to accommodate different driving conditions. Provided to interrupt the power transmission in neutral, reverse gear set so that the car can travel in reverse. This paper describes minivan gearbox design is based on the existing production enterprises in the production of prototype models of the transmission as a set, at a given engine output torque, speed and maximum speed, maximum gradeability and other conditions, designed to meet the requirements of its own independent intermediate five-speed gearbox shaft. The main contents of the present design is performed to determine the selection of gear ratios, gear selection parameters, and select the second intermediate shaft and the axis of calculation of the bearing selection based on known parameters. The main parameters of the transmission of the text were verified, including checking, checking gear bearing life strength check, transmission shaft and stiffness and so on. The results show overall performance to meet the requirements.Key words:Transmission; Intermediate Axle; Design ;Gear ratio; Gear優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載4微型貨車變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)××××××1 緒論微型貨車主要從事城市市區(qū)或農(nóng)村間中短途距離運(yùn)輸?shù)慕煌üぞ?，具有機(jī)動(dòng)靈活、快捷方便的優(yōu)勢(shì)，特別是在運(yùn)輸噸位不大且距離又比較近時(shí)，微型貨車便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢(shì)。近幾年來隨著我國(guó)城市規(guī)模的不斷擴(kuò)大，城市市區(qū)間越來越需要微型貨車。變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的組成部分，它直接影響汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，是汽車的重要部件之一。本設(shè)計(jì)是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設(shè)計(jì)原型，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計(jì)的重點(diǎn)部分是檔位傳動(dòng)比的選擇及計(jì)算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算及校核、二軸及中間軸的強(qiáng)度校核等。此次微型貨車的變速器設(shè)計(jì)將基本滿足微型貨車的使用要求，通過對(duì)變速器的分析、方案選擇、設(shè)計(jì)計(jì)算和整理，能達(dá)到了預(yù)期的效果，完成此次畢業(yè)設(shè)計(jì)。畢業(yè)設(shè)計(jì)是對(duì)自己大學(xué)四年所學(xué)知識(shí)進(jìn)行系統(tǒng)的綜合運(yùn)用，通過此次設(shè)計(jì)，了解了變速器設(shè)計(jì)的基本過程和在設(shè)計(jì)過程中應(yīng)該注意的問題，學(xué)會(huì)了設(shè)計(jì)的過程和方法。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載51.1 變速器設(shè)計(jì)的目的和意義在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋中斷動(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠啟動(dòng)、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動(dòng)力輸出。變速器的作用用一句話概括，就叫做變速變扭，即增速減扭或減速增扭。為什么減速可以增扭，而增速又要減扭呢？設(shè)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的功率不變，功率可以表示為 N = wT，其中 w 是轉(zhuǎn)動(dòng)的角速度，T是扭距。當(dāng) N 固定的時(shí)候，w 與 T 是成反比的。所以增速必減扭，減速必增扭。機(jī)械式變速箱主要應(yīng)用了齒輪傳動(dòng)的降速原理。簡(jiǎn)單的說，變速箱內(nèi)有多組傳動(dòng)比不同的齒輪副，而汽車行駛時(shí)的換檔行為，也就是通過操縱機(jī)構(gòu)使變速箱內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時(shí)，讓傳動(dòng)比大的齒輪副工作，而在高速時(shí)，讓傳動(dòng)比小的齒輪副工作。汽車變速器齒輪傳動(dòng)就根據(jù)變速變扭的原理，用于轉(zhuǎn)變發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對(duì)驅(qū)動(dòng)車輪牽引力及車速的不同要求的需要，分成各個(gè)檔位對(duì)應(yīng)不同的傳動(dòng)比，以適應(yīng)不同的運(yùn)行狀況。本變速器的設(shè)計(jì)根據(jù)老師提供的參數(shù)而設(shè)計(jì)的，同時(shí)參考了同類型汽車變速器結(jié)構(gòu)、性能及參數(shù)等，主要要求：（1）保證汽車具有良好的動(dòng)力性及經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)；（2）具有較高的傳動(dòng)效率；優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載6（3）操縱微便，工作可靠，噪音??；本變速器采用了滑塊式同步器，實(shí)現(xiàn)了噪聲小，傳遞效率高的特點(diǎn)。除一檔、倒檔外，其他各檔均采用常嚙合斜齒輪，降低了沖擊，為了提高齒輪的齒面強(qiáng)度和抗彎強(qiáng)度，除三、四檔外，其他各檔均采用變位齒輪，提高齒輪的工作性能。在老師的指導(dǎo)下，通過本課題的學(xué)習(xí)，懂得了變速器的作用及設(shè)計(jì)方法，復(fù)習(xí)和鞏固了以前所學(xué)的機(jī)械設(shè)計(jì)方面的理論知識(shí)，理論與實(shí)踐結(jié)合，使自己的知識(shí)面得到拓寬。綜合了大學(xué)所學(xué)的知識(shí)，讓自己的能力得到了檢驗(yàn)，并為以后的工作打下了結(jié)實(shí)的基礎(chǔ)，讓自己有足夠的能力應(yīng)付以后的工作，增加自己的能力，掌握更多的方法。1.2 國(guó)內(nèi)外研究狀況目前，汽車市場(chǎng)上裝備性能更佳、功能更多的自動(dòng)變速器（AT）轎車迅速增加，為解決 AT 油耗高、動(dòng)力性能低的問題，汽車廠商為 AT設(shè)計(jì)可提供選擇的多種使用模式，使其智能化適應(yīng)不同駕駛需要。但還是不能最終解決 AT 油耗高傳動(dòng)效率低的問題。因?yàn)?，無論采用哪種模式，都會(huì)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)功率或油耗作出選擇取舍。盡管普通手動(dòng)齒輪變速器（MT） ，存在許多不足，但因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、功率大的優(yōu)點(diǎn)，現(xiàn)在仍大量使用。100 多年中，變速器經(jīng)歷了用變速桿改變鏈條的傳動(dòng)比手動(dòng)變速優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載7器有級(jí)自動(dòng)變速器無級(jí)自動(dòng)變速器的發(fā)展歷程。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動(dòng)變速器（MT） 、電控液力自動(dòng)變速器（ECT） 、金屬帶（鏈）式無級(jí)變速器（CVT） 、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT） 、雙離合器變速器（DCT）及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級(jí)變速器（IVT）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢(shì)，但其中金屬帶式無級(jí)變速器前景看好。手動(dòng)變速器又有兩軸式變速器、三軸式變速器、組合式變速器和雙中間軸式變速器。從現(xiàn)代汽車變速器的市場(chǎng)狀況和發(fā)展來看，全世界的各個(gè)大廠商都對(duì)提高 AT 的性能及研制無級(jí)變速器（CVT ）表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視 CVT 在汽車上的實(shí)用化進(jìn)程。然而，因無級(jí)變速器技術(shù)難度很大，發(fā)展相對(duì)較慢，從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動(dòng)變速器（MT） 、電控液力自動(dòng)變速器（ECT ） 、金屬帶（鏈）式無級(jí)變速器（ CVT） 、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT） 、雙離合器變速器（DCT）及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級(jí)變速器（IVT ）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢(shì)，但其中金屬帶式無級(jí)變速器前景看好。ECT 變扭器中的自動(dòng)變速器油（ ATF）在高速運(yùn)動(dòng)中，由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工作葉輪表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會(huì)產(chǎn)生油液溫度升高造成功率損失，存在傳動(dòng)效率低油耗較大的不足，另外還存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高及維修優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載8難度大等較明顯缺點(diǎn)。歐洲格特拉克（GETRAG）變速箱公司開發(fā)的電控機(jī)械自動(dòng)變速器（AMT）則克服了 AT 效率低等缺點(diǎn)，與 AT 相比，具有更大的發(fā)展優(yōu)勢(shì)，可是 AMT 依舊需要復(fù)雜的電控系統(tǒng)來控制。據(jù)該公司預(yù)測(cè)，今后短時(shí)期內(nèi)，市場(chǎng)大部分將被 AMT 占領(lǐng)。2 變速器結(jié)構(gòu)方案分析變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。變速器設(shè)有空檔，可在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)、汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪工作。2.1 齒輪形式的確定變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 。直齒圓柱齒3輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。2.2 換擋結(jié)構(gòu)形式的確定變速器換檔機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換檔，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載9常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程小。通過比較本設(shè)計(jì)所有擋選用同步器換檔。2.3 軸的形式及布置該變速器采用三軸式布置，既一軸、二軸為同心軸，二軸前端支承在一軸后端內(nèi)腔中，中間軸與二軸在同一縱向平面內(nèi)，相互平行，倒檔軸在、軸側(cè)面，具體結(jié)構(gòu)（如圖 2.1、2.2）所示：優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載10圖 2.1 變速器軸布置及傳動(dòng)示意圖圖 2.2 為常見的倒檔布置方案。圖 2.2b 方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難。圖 2.2c 方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理。圖 2.2d 方案對(duì) 2.2c 的缺點(diǎn)做了修改。圖 2.2e 所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖 2.1f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為微便。為了縮短變速器軸向長(zhǎng)度，倒檔傳動(dòng)采用圖 2.2g 所示方案。缺點(diǎn)是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際車型，在給定的任務(wù)書中已經(jīng)確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒輪，所以綜合考慮，本身設(shè)計(jì)選擇圖 2.2（b）形式進(jìn)行設(shè)計(jì)。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載11圖 2.2 倒檔布置方案2.4 軸承形式變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承 。4變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。本設(shè)計(jì)中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側(cè)用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載122.5 潤(rùn)滑與密封潤(rùn)滑分為壓力式和飛濺式。在一軸常嚙合小齒輪上鉆四個(gè)徑向油孔，這樣，潤(rùn)滑被常嚙合大齒輪從底殼中把油帶上來，然后被擠進(jìn)這些油孔，潤(rùn)滑了第二軸前端的滾針軸承。二軸上各檔齒輪均鉆有四個(gè)徑向油孔，潤(rùn)滑油通過各自的主動(dòng)輪從底殼中把油帶上來，擠進(jìn)油孔，然后潤(rùn)滑各自的支承滾針軸承、及與軸的配合部分。倒檔齒輪由滾針軸承支承在倒檔軸上，為進(jìn)行潤(rùn)滑，在倒檔齒輪上開一個(gè)油槽，以便潤(rùn)滑油進(jìn)入滾針軸承和軸的配合部分。為保證密封，此變速器在一軸軸承蓋內(nèi)開設(shè)回油槽、二軸與變速器后殼體配合處采用非標(biāo)準(zhǔn)密封，蓋與殼體的密封用涂膠的紙墊，為防止油溫過高，氣壓過大造成滲油現(xiàn)象，在頂蓋上裝有通氣塞。變速器采用 5 個(gè)檔，齒輪和軸的材料均采用相同材料：20CrMnTi,通過滲碳淬火，提高齒輪及軸的抗疲勞強(qiáng)度及剛度。3 變速器主要參數(shù)的計(jì)算3.1 設(shè)計(jì)參數(shù)要求本次設(shè)計(jì)主要技術(shù)參數(shù)如下：額定載荷：500kg優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載13最大總質(zhì)量：1620kg比功率：28kw/t 比轉(zhuǎn)矩：44N.m/t最高時(shí)速：100km/h變速器前進(jìn)擋數(shù)：5，最高擋為超速擋3.2 擋數(shù)的選擇增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換檔頻率也增高。在最低檔傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，使換檔工作容易進(jìn)行。檔數(shù)選擇的要求：（1）相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在 1.8 以下；（2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。目前，轎車一般用 45 個(gè)檔位變速器，貨車變速器采用 45 個(gè)檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車 。5傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車的傳動(dòng)比范圍在 34 之間，微型貨車在 56優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載14之間，其它貨車則更大。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，本次變速器為 5 檔變速器。3.3 各檔傳動(dòng)比分配3.3.1 最低檔傳動(dòng)比計(jì)算（1）一檔傳動(dòng)比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動(dòng)力能夠克服汽車輪胎與路面的滾動(dòng)阻力及最大爬坡阻力（3.1）max0maxgriTtge（3.2）tergiTi0max1式中：最大轉(zhuǎn)矩， mNtmNTe 28.716./.4ax車輪半徑,選定車輪為 7.50-R16 則車輪半徑為 320.47mm；主減速器傳動(dòng)比，此處選定 43.50imax道路最大阻力系數(shù)，取 max=0.3；傳動(dòng)系傳動(dòng)效率 894.0%965tmg汽車總重力，mg=1620 9.8=15876N；代入公式（3.2）得到：=4.42894.035128.772.960gi（2）根據(jù)車輪與路面的附著條件則：優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載15（3.3） 201maxGriTtge（3.4）Tergii0max21在 0,50.6 之間取 0.55， （500+ ）×9.8=10388N2G25016代入式（3.3）得到： =5.29894.35.7701gi結(jié)合上述（1） （2）一檔傳動(dòng)比的范圍為： 29.5.1gi由于本車為微型貨車且有超速檔，一檔初選傳動(dòng)比取 4.5。3.3.2 最高檔（超速檔）傳動(dòng)比選定微型貨車超速檔的的傳動(dòng)比一般為 0.70.8，本設(shè)計(jì)取五檔傳動(dòng)比ig =0.72。3.3.3 其他各擋傳動(dòng)比初選（1）本微型貨車有超速檔，前述已選定超速檔傳動(dòng)比 ig =0.72；（2）為了提高傳動(dòng)效率通常還設(shè)置直接檔，即四檔為直接檔傳動(dòng)比為 ig =1。（3） 各檔傳動(dòng)比為等比分配中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為 （其中 n 為檔位數(shù)）的幾1ngiq何級(jí)數(shù)排列。因?yàn)?，所以 =q=1.65, = ×q=2.723。65.1431ngiqgigi實(shí)際上與理論值略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載16些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。在變速器結(jié)構(gòu)方案、檔位數(shù)和傳動(dòng)比確定后，即可進(jìn)行其他基本參數(shù)的選擇與計(jì)算。綜上述，各檔傳動(dòng)比如下： 72.0,1,65.,723.,5.4541 gggg iiii3.4 中心距 A 的確定由于變速器為中間軸式變速器，初選中心距可根據(jù)以下的經(jīng)驗(yàn)公式（3.5）計(jì)算7 。（3.5）31maxgeAiTK式中：變速器中心距（mm ） ；中心距系數(shù)， =8.6-9.6；AKAK發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距=71.28（N.m） ；maxeT變速器一檔傳動(dòng)比為 4.5；1i變速器傳動(dòng)效率，取 96%。g將各參數(shù)代入式（3.4）得到：（8.69.6） =（8.69.6） 6.753=58.164.83mmA396.05428.71微型貨車的變速器中心距 58.164.8mm 范圍內(nèi)變化，初取A=64mm。3.5 外形尺寸的初選優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載17變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器的殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。變速器殼體的軸向尺寸可參考表 3.2 數(shù)據(jù)選用：表 3.2 變速器殼體的軸向尺寸四檔 （2.22.7） A五檔 （2.73.0）六檔 （3.23.5）為了減小變速器的尺寸，取外形尺寸初選為 3A=192mm。4 傳動(dòng)部件的設(shè)計(jì)與校核4.1 各檔齒輪的設(shè)計(jì)4.1.1 齒輪參數(shù)的選定（1）齒輪模數(shù)的選取齒輪模數(shù)選取的一般原則：1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；4）從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載18對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表 4.1：表 4.1 變速器齒輪的法向模數(shù)微型、普通級(jí)轎車 中級(jí)轎車 中型貨車 重型貨車2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0選用時(shí)，優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的盡量不要用，表 4.2 為國(guó)標(biāo)GB/T13571987，可參考表 4.2 進(jìn)行變速器模數(shù)的選擇。表 4.2 變速器常用的齒輪模數(shù)第一系列 1 1.25 1.5 2.00 2.50 3.0 第二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25）3.5表中數(shù)據(jù)摘自（GB/T13571987）綜合考慮文中設(shè)計(jì)由于是微型貨車，變速器倒檔模數(shù)取 3.0mm；其他各檔為 2.5mm。（2）齒輪壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載19對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用 14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用 22.5°或 25°等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20°，所以普遍采用的壓力角為 20°。嚙合套或同步器的壓力角有 20°、25°、30°等，普遍采用 30°壓力角。本變速器是采取了重要微型汽車變速器的新技術(shù)主要內(nèi)容是，在保證齒輪的強(qiáng)度要求之下，盡量將模數(shù)減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。（3）齒輪寬度 b 的確定齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù) m（ ）的大小來選定齒寬 b,n ncmkb式中： 齒寬系數(shù)，斜齒為 6.08.5。ck（4）斜齒輪螺旋角 的選取齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低 。8優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載20試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于 30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強(qiáng)度來著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角值。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖 4.1 所示：圖 4.1 中間軸軸向力的平衡欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：（3.6）11tanaF（3.7） 22tA為使兩軸向力平衡，必須滿足：（3.8）21tanr式中：優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載21作用在中間軸承齒輪 1、2 上的軸向力；21aF作用在中間軸上齒輪 1、2 上的圓周力；n齒輪 1、2 的節(jié)圓半徑；21rT中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。貨車變速器的螺旋角為：18°26°，一檔齒輪的螺旋角取下限4.1.2 各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動(dòng)及各部件如圖 4.2所示：圖 4.2 微型貨車變速器傳動(dòng)示意圖1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-第二軸四擋齒輪 4-中間軸四擋齒輪 5-第二軸三擋齒輪 6-中間軸三擋齒輪 7-第二軸二擋齒輪 8-中間軸二擋齒輪 9-第二軸一擋齒輪 10-中間軸一擋齒輪 11-第二軸倒擋齒輪 12-中間軸倒擋齒輪 13-惰輪優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載22（1）一檔齒輪齒數(shù)一檔傳動(dòng)比為： 5.41092zig如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動(dòng)比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和 ，hz一檔齒數(shù)和，直齒hz mAh2斜齒 nz中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時(shí)，對(duì)軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車 可10z在 1217 之間選取，本設(shè)計(jì)取 =14，初選 ， ，10z2015.nm代入公式（3.6）得到： 1.485.260coshz取整得 48，則 。34189（2）常嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)確定（3.11）1092zig而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即：（3.12）21cos)(zmAn已知各參數(shù)如下：優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載2364,1,34,6.20,5. 0919 Azmn代入式（3.12）得到： 8.1取整：，32,17z，57.41610291zig 86.12（3）二檔齒數(shù)的確定已知： ，723.,64,5.2gniAm32,1z由式子：（3.13）1827zig（3.14）287zig（3.15）87cos)(mAn此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式：（3.16）)1(tan8721zz聯(lián)解上述（3.13） ， （3.14） ， （3.15）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結(jié)果如下：，20,9,86.1877 z73.209138712zig優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載24（4）三檔齒數(shù)的確定已知： ，65.1,4,5.23gniAm32,71z由式子（3.17）21365zig（3.18）8765cos)(mAn（ 3.19）)1(tan6521zz聯(lián)解上式（3.17） ， （3.18） ， （3.19）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法，解得： 25,37.26565 z.1613zig（5）五檔（超速檔）齒數(shù)的確定已知： ，72.0,64,5.2gniAm32,1z由式子（3.20）2143zig（3.21 ）43cos)(mAn（3.22）)1(tan4321zz優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載25聯(lián)解上述（3.20） ， （3.21） ， （3.22）三個(gè)式子，可采用比較方便的試湊法，解得： 34,1,37.243 z72.0414zig（6）倒檔齒數(shù)的確定 前述已選定： ；初選 （22-23）之間， 小于 取為0.3m213z12z1013， 62.3Ri中間軸與倒檔軸之間的距離的確定： mzmAn 5.2)13(2)(2113' 為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪 11 和齒輪頂圓之間應(yīng)保持有 0.5mm 以上的間隙。則齒輪 11 的齒頂圓直徑 De11 為：ADee215.021De11=82mm則 Z11=25.3，取整為 Z11=25二軸與倒檔軸之間的距離確定： mzmAn 5.70)2(31)(213' 6.371321zziR4.1.3 變速器齒輪的變位優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載26變位系數(shù)的選擇原則：（1）對(duì)于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)；（2）對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)；（3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計(jì)采用角度變位來調(diào)整中心距。一檔齒輪的變位已知條件：，64'a25.612.)317(由計(jì)算公式 ， 代入得到：ntmay' Htzy0458.21.64' Htzntya查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到： 31.029zx優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載27其余齒輪的變位，計(jì)算過程同上，計(jì)算結(jié)果見表 4.3表 4.3 變速器各齒輪的變位系數(shù)常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪倒檔齒輪1Z278Z563Z41Z213Z變位系數(shù)0.1 0.13 0.023 0.009 0.021 0.011 -0.103 -0.083 0.046 0.309 -0.224.1.4 齒輪材料的選擇（1）滿足工作條件的要求不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。（2）合理選擇材料配對(duì)如對(duì)硬度350HBS 的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在 3050HBS 左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料 。（3）考慮加工、工藝及熱處理工藝常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動(dòng)，所以磨損較大，應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用 20GrMnTi 材料滲碳后淬火，硬度為 5862HRC 。大齒輪用 40Gr 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為124855HRC 。一檔傳動(dòng)比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強(qiáng)度要求比較高。一檔小齒輪用 20GrMNTi 滲碳后淬火，硬度為優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載285662HRC ，大齒輪 40Gr 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 4655HRC ；其余各檔小齒輪均采用 40Gr 調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 4855HRC，大齒輪用 45 鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為 4050HRC。4.1.5 各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算一軸轉(zhuǎn)距 mTe N1.67.9082.71max1軸 承離 合 中間軸轉(zhuǎn)矩 i .832.6121齒 輪軸 承中二軸各檔轉(zhuǎn)距：一檔齒輪： N·m；42.812T二檔齒輪： N·m；.7三檔齒輪： N·m；51.0432五檔齒輪： N·m；.4T倒檔軸：mNiT 08.19328.0967.1832齒 輪軸 承中倒 二軸倒檔齒輪：iT 86.21459.068.192齒 輪軸 承倒倒 擋 二 軸4.1.6 齒輪強(qiáng)度計(jì)算（1）斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（4.1）btyKFIw式中：優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載29圓周力（ N） ， ；IFdTFg21計(jì)算載荷（N·mm） ；gT節(jié)圓直徑（mm ） ；coszmn法向模數(shù)（ mm）; 為斜齒輪螺旋角 ；nm)(應(yīng)力集中系數(shù)， ；K50.1K齒面寬（mm） ；b法向齒距， ；t nmt齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖（圖 5.1）y 3coszn中查得；重合度影響系數(shù)，K0.2K將上述有關(guān)參數(shù)代入（4.1） ，整理得到：（4.2）KyzmTcngw3os2圖 5.1 齒型系數(shù)圖優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載30當(dāng)計(jì)算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時(shí)，倒檔直gT maxeT齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。斜齒輪對(duì)貨車為100200MPa 。131）一檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核已知參數(shù)： ，7,5.2cnKm815.0,4,3109zN·m, N·m1.6T6.8中T查齒形系數(shù)圖 4.1 得： ；.0951y代入公式（4.2）得：MPa39.145.0275.14.36231 wMPa7.86.832w對(duì)于貨車當(dāng)計(jì)算載荷取變速器第一軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于 250Mpa， ， 均小于 250Mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。1w22）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核方法與一檔齒輪相同其計(jì)算結(jié)果見表 5.1：表 5.1 各檔齒輪的彎曲強(qiáng)度校核常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪1Z27Z85Z63Z4優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載31彎曲應(yīng)力 MPa 218.58 198.71 232.1 233.48 221.90 222.00 228.19 230.00各齒輪的彎曲應(yīng)力均小于 250MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。（2）倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（4.3） yzKmTcfgw3式中：彎曲應(yīng)力；w應(yīng)力集中系數(shù)，為 1.5；K計(jì)算載荷（ N·mm） ；gT節(jié)圓直徑（mm） ；d摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪為 1.1，從動(dòng)齒輪為 0.9；fK齒寬（mm） ；b端面齒數(shù)（mm） ， ， 為模數(shù)；t mt齒形系數(shù)；y查齒形系數(shù)圖 4.1 得： ；18.02y代入公式（4.3）得： MPaw 48.651.082314.6.當(dāng)計(jì)算載荷 取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，倒檔直齒輪gT的許用彎曲應(yīng)力在 400-850 之間， 在許用范圍內(nèi)，所以滿足設(shè)計(jì)要求。1w優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載32（3）斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力（4.4）)1(418.0bzjFE式中：輪齒接觸應(yīng)力（MPa） ；jF 齒面上的法向力（N） ， ；)cos(1FF1 圓周力（ N） ， ；dTg21計(jì)算載荷（ N·mm） ；gT節(jié)圓直徑（mm） ；d節(jié)點(diǎn)處壓力角；齒輪螺旋角；E 齒輪材料的彈性模量 （MPa） ；510.2齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm ） ；b主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm） ，直齒輪bz,，斜齒輪 ；sin,sibzrr 22cos)in(,cos)in(bz rr主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm ） 。zb將作用在變速器第一軸上的載荷 作為作用載荷時(shí)，變速器齒2maxeT輪的許用接觸應(yīng)力 見下表 5.2 ：j14表 5.2 變速器的許用接觸應(yīng)力MPaj齒輪滲碳齒輪 液體滲氮共滲齒輪優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載33一檔和倒檔 19002000 9501000常嚙合齒輪和高檔 13001400 650700一檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知條件： ，7,3,17cnKm16,3809zN·mm,.25.4028.9gTN·mm1.731.7310cos2cszmdFnggN,86.09127345.5.1810 N4.31cos.279Fmm09.265.csnmKb 358.24cos217in345.cos2incsincosi 9.0si.sisii 3172329 zmdrbz 68.05.49.10bz將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得： MPabFEbzj 74.123685.09.2614831.0)1(48.0 59 bzj .)(. 510， 均小于 1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。9j10j2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載34常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核的方法同上，校核計(jì)算結(jié)果見表 5.3：表 5.3 各齒輪的接觸應(yīng)力各齒輪的接觸應(yīng)力均小于 13001400 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。（4）直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知條件： ； N·m13,7,1,0.32zKmc76.8中T將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得到：N207.18657cos13.2coscos2121 zTzFg中N.39s2.ss1313 mzzg中N4.2157cos536.108.4cos2cos 311 zTzFgg0.37Kbc常嚙合齒輪 二檔齒輪 三檔齒輪 四檔齒輪1Z27Z85Z63Z4接觸應(yīng)力（MPa）894.05 894.05 1073.67 1072.13 983.55 999.785 915.157 922.77優(yōu)秀畢業(yè)論文，支持預(yù)覽，答辯通過，歡迎下載35126.053.07