车辆工程毕业论文汽车五档变速器设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业论文汽车五档变速器设计(编辑修改稿)内容摘要：

片进行调整和定位。 轴上齿轮和同步器通过轴肩和轴套来定位。 变速器的壳体 壳体有整体式和对分式两种。 整体式壳体与上盖组成一体，优点是变速器前后轴承孔的同心度容易保证，装配、检查方便，壳体多用铸铁制造，上盖多用铝合金压铸；对分式壳体又分为前后对分式和上下（左右）对分式，其加工精度要求高， 并多为铝合金压铸件，主要用于轿车和轻型车。 变速器壳体尺寸尽可能小，同时质量也要小，并且具有足够大的刚度，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能保证布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮的齿顶之间留有 5－ 8mm 的间隙，否则增加了润滑油的液压阻力，会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，在壳体上应设置加强筋。 加强筋的方向与轴支承处的作用力的方向有关。 变速器壳体不应有不利于吸收齿轮的震动和噪声的大平面。 为了注 油和放油，在变速器壳体上设有注油孔和放油孔。 为保证变速器内部为大气压力，在顶部有通气塞，壳体设有动力输出孔，还有倒挡检查孔。 为了减小变速器的质量，壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取。 采用铸铁铸造时，壁厚取 5— 6mm。 增加变速器壁厚，虽然能提高壳体的强度和刚度，但会增加变速器的质量，并使消耗的材料增加，提高了成本。 本设计中，变速器的壳体的壁厚取 6mm。 变速器操纵机构的方案分析 变速器操纵机构应能保证驾驶员能够准确可靠的使变速器挂入所需要的任意挡位，并随时可以退到空挡状态。 一般变速器操纵机构由变 速杆、拨叉、拨叉轴以及安全装置等组成。 对五挡变速器而言，一般具有三根拨叉轴。 一倒挡、二三挡和四五挡各占一根拨叉轴。 不同的变速器其挡数和操纵机构的结构和布置都可能不同，从而相应于各挡位的变速杆上端手柄位置排列（挡位排列）也不同，应此，汽车驾驶室内的仪表盘上（或操纵手柄上）应由该变速器的挡位排列图。 为了保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作，对其操纵机构提出以下要毕业论文 8 求： 挂挡过程中，若操纵变速杆推动拨叉前移或后移的距离不足时，则滑动齿轮（或接合套）与相应的齿轮（或接合齿圈）将不能在全齿圈上啮合，因 而影响齿轮的寿命。 即使达到全齿圈啮合，也可能由于汽车的振动或其它原因，使滑动齿轮（或接合套）自动轴向移动，因而减少齿轮的啮合长度，甚至完全脱离啮合（自动脱挡）。 为防止自动脱挡，并保证齿轮全齿啮合，应在操纵机构中设置自锁装置。 若变速杆能同时推动两个拨叉，即可能同时挂入两个挡位。 由于两个挡位的传动比不同，必将使啮合的各个齿轮相互产生机械干涉，变速器将无法工作，情况严重时还将使零件破坏。 为防止同时挂入两个挡位，必须在操纵机构内设置互锁装置。 汽车在行进中，若误挂倒挡，变速器齿轮间将发生极大的冲击，导致零件的损坏。 汽车起步时若误挂倒挡或者高速挡，则容易出现安全事故。 为防止误挂倒挡或者高速挡，操纵机构中应设有倒挡锁和高速挡锁装置。 零部件结构方案分析 齿轮形式： 变速器中的齿轮一般不外于两种 : 直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。 直齿圆柱齿轮在 一档和倒档使用较多 , 它们结构简单 , 制造容易。 但是使用滑动式直齿圆柱齿轮在换档时会在齿轮端面产生冲击 , 并伴 随有噪声。 这使齿轮端部磨损加剧并过早损坏 , 同时使驾驶员的精神紧张 , 而换档 时产生的噪声又使乘坐舒适性降低。 只有驾驶员用熟练的操作技术 ( 如两脚离合器 ), 使齿轮换档时无冲击 , 才能克服上述缺点。 但是该瞬间驾驶员的注意力被分散 , 会影响行驶安全性。 斜齿圆柱齿轮传动平稳 , 噪音很小 , 磨损小 , 寿命长。 唯 一 的缺点是工作时产生轴向力 , 这个缺点可以在进行轴的载荷计算予以平衡。 通过比较两种形式的齿轮的优缺点 , 在本设计中一、倒档采用直齿圆柱齿轮 , 这是考虑到一、倒档使用率低 , 综合衡量经济性和使用性而定的。 其余各档全部采用斜齿圆柱齿轮传动 , 这样可充分发挥其传动平稳、噪音低等优点。 毕业论文 9 第 3 章 传动参数设计 档位数选择 档数增加能够改善汽车的动力性和经济性。 但档数越多，变速器的结构越复杂，轮廓尺寸和质量越大，同时操纵机构也越复杂。 最大传动比的确定 ： Ig1≥ mg*Ψ max r/(Temax*i0*η t) ……………………………………① 分部求解各参数： (1) mg=5495kg*=53815N， 货车最大爬坡度为 imax=28%，坡度角 amax=arctg imax (2) 根据汽车理论第 14页公式 ： Ψ max=fmax+imax 已知 imax= 又根据汽车理论第 10页 f= 代入 得： Ψ max= fcos max+sin max= (3) 查刘惟信《汽车设计》 48页，滚动半径 rr = (4) 最大扭矩 Temax=250Nm (5) 主减速比 i0= (6) 传动系总效率 η t= 把各参数代入①得： ig1≥ : ig1≤ G2*u*rr/(Temax*i0*η t)……………………………………………… ② 分部求解各参数： (1) G2=5495*74%*= (2) u= 把各参数代入 ②得： ig1≤ 综合 2计算结果，并考虑到货车爬坡和运货的需要预先选取 ig1= 最小传动比的确定 最高档为直接档， imin=1 确定各档传动比 (1)传动比范围 ig1/ig5= 根据等比级数分配速比，公比为 q = 514 igig = (2)汽车主要是用较高档位行驶的，所以较高档位相邻档位间的传动比间隔应该小一些，特别是最高档与次高档根应该小。 因此，实际上各档传动比常按下面 的关系分布： 毕业论文 10 6554433221 igigigigigigigigigig  已知 ig1=， ig5=1 ，令 qm为相邻档位的传动比比值， 则 qm1=,qm2=,qm3=,qm4= 还应该考虑到相邻传动比的比值不应太大（ q≤ ～ ），以防换档困难， 最后确定 ig2=,ig3=,ig4=， ig5=1 (3)倒档传动比 iR 根据经验预先选取 iR= 中心距的确定 根据汽车设计第 66 页：初选中心距时 A=KA* g1emaxi3 T 计算得中心距为： A=，取整为 111mm 齿轮参数选择 相关知识 本变速器均采用了斜齿轮，需要确定齿轮的模数，压力角，螺旋角，齿宽，变位系数等参数。 齿轮模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素很多，如齿轮的强度质量噪声工艺要求等。 应当指出，选取齿轮模数时一般遵循的原则是：为了减小噪声应合理减小模数，同时增大齿宽；为使质量减小，应当增大模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应当有不同的模数。 对货车，减小质量比减 小噪声更重要，故对齿轮应选用大些的模数。 模数按以下的经验公式求得，再按国家标准圆整： 对于第一轴减速齿轮 ,模数可用下式确定。 3 1TKm mn  nm 第一轴齿轮 mm mK 模数系数 ,一般 mK =~ 根据国家标准选择出 nm 取 3mm,m 取 4mm 其余各档模数遵循低档用大模 数，高档用小模数的原则，结合速比分配，选用适当的模数。 考虑工艺方便，减少刀具种类，模数种类不宜选得过多，本变速器选用两种模数。 倒挡和一挡直齿齿轮：4mm ；其他挡齿轮： 3mm。 压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。 对货车，应选用较大的压力角。 我国标准规定压力角为 20，同一变速器，往往低档齿轮用大压力角，高档齿轮用小压力角。 啮合套和同步器的接合齿压力角有 20176。 , 25176。 ,30176。 ，普遍用 30176。 毕业论文 11 斜齿轮的螺旋角 螺旋角的确定，主要从它对啮合性能 ，强度的影响及轴向力平衡等方面综合考虑。 螺旋角值增大，则齿轮啮合的重合系数增大，运转平稳，噪声低；但螺旋角过大，会使轴向力过大，对轴承工作不利，且传动效率降低，实验证明，当β 30 时，齿轮的弯曲强度急剧下降，而接触强度仍在提高。 因此，从提高低档齿轮的弯曲强度，高档齿轮的接触强度出发，对于低、高档齿轮则应分别按小、大的数值选取。 设计时应将中间轴上的斜齿轮一律取为右旋，对应的第一、二轴上的斜齿轮则取为左旋，这样可以保证变速器两对斜齿轮同时工作时中间轴的轴向力趋向平衡或抵消一部分，已减轻中间轴轴承的轴向负荷， 并保证一二轴的轴向力经轴承盖传向壳体。 对于轻型货车，变速器的螺旋角值一般取为 10～ 30。 确认的螺旋角是经过反复的试凑齿数，选择变位系数及受力分析的结果。 各档斜齿轮的螺旋角将在各档齿轮齿数的分配时具体敲定。 齿轮宽度 齿宽的大小直接影响齿轮的承载能力，按公式计算， b 值越大，齿轮的承载能力越高，但经验表明，在齿宽增加到一定数值之后，由于加工误差及热处理变形，使齿轮载荷分配不均匀，反而使齿轮承载能力下降，因此在保证齿轮强度的前提下，应尽量选择较小的齿宽，还有利于减轻变速器的重量，及缩短轴向尺寸。 通常根据齿 轮的模数的大小来选定齿宽。 直齿轮： b=(～ ) m=18~32 斜齿轮： b=(～ ) mn=18~ 从公式上看，计算的齿宽范围是比较大的，本变速器的齿轮全部选用 25mm。 变位系数的选择 齿轮的变位系数是齿轮设计中的一个重要环节，采用变位系数，除为了避免齿轮产生根切和凑配中心距外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性，抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 由几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会保证各档传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。 为保证各对齿轮有 相同的中心矩，此时应对齿轮进行变位，当齿数和大的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和小的齿轮副应该采用正角度变位。 由于角度变为可以获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。 对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环载荷的条件下工作，有时还承受冲击载荷。 对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。 为提高接触强度，应是总变位系数尽可能取大些，这样两齿轮的齿廓渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲 率半径，减小接触应力。 对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相的原则来选择大小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。 由于工作需要，有时齿轮齿数取得少（如一档齿轮）会造成齿轮根切，这不仅削弱了轮齿的抗弯强度，而且使重合度减小。 此时应对齿轮进行正变位，以消除根切现象。 总变位系数越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。 但由于齿轮的刚度减小，易于吸收冲击振动，故噪声要小一些。 另外总变位系数越小，齿 轮的齿形重合度越大，这不仅对降噪有利，而且由于齿形重合度增大，单齿承受最大载荷时的着力点距齿根较近，弯曲力矩减小，相当于齿根强度提高，对由于齿根减薄而产生的削弱强度的因素有所抵消。 毕业论文 12 根据上述理由，为了降低噪声，对于变速器中除了一档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数应选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。 具体的选择方案在各档齿轮的齿数分配时确定。 各档齿轮的齿数分配 在初选变速器中心距，齿轮模数，螺旋角之后，即可根据确定的变速器挡数，速比及结构方案来分配各挡齿轮的齿数。 确定一挡齿轮齿数 1 291 10..g ZZi ZZ 齿数和 hz =2Am =2 111 / 4= 取 56 中间轴上一档小齿轮齿数少，以便使 910zz 大 10z =16 9z =5616=40 （ 1） . 21zz =1 109gzi z = （ 2） .A=  122cosnm z z （ 1） .（ 2）整后得出 1z。