车辆工程毕业设计论文-轻型货车三轴五档手动变速器结构设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-轻型货车三轴五档手动变速器结构设计(编辑修改稿)内容摘要：

可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。 第二轴后端常采用球轴 承，用来承受轴向力和径向力。 变速器第一轴前端支撑在飞轮的内腔里，因有足够大的空间，常采用一端有密封圈的球轴承来承受径向力。 作用在第一轴常啮合齿轮上的轴向力，经第一轴后不轴承传给变速器壳体，此处常采用轴承外圈有挡圈的球轴承。 由于变速器向轻量化方向发展的需要，要求减少变速器中心距，这就影响倒轴承外径的尺寸。 为了保证轴承有足够的寿命，可选用能承受一定轴向力的无保持架的圆柱滚子轴承。 8 中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以，但当在壳体前端面布置轴承盖由困难时，必须由后端轴承承受轴向力。 前端采用 圆柱滚子轴承来承受径向力，而 后端采用外圈由挡圈的球轴承或圆柱滚子轴承。 圆锥滚子轴承因有直径较小、宽度较宽，因而容量大，可承受高负荷和通过对轴承预紧能消除轴向窜动等优点，故在一些变速器上得到应用。 圆锥滚子轴承也有装配后需要调整预紧，使装配麻烦且磨损后轴易歪斜，从而影响齿轮正确啮合等一些缺点。 当采用锥轴承时，要注意轴承的预紧，以免壳体受热膨胀后轴承出现间隙而使中间轴歪斜。 导致齿轮不能正确啮合而损坏。 因此。 锥轴承不适合用在线性系数比较大的铝合金壳体上。 变速器第一轴、第二轴的后部轴承，以及中间轴前、后轴承，按直 径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。 轴承的直径根据变速器中心距确定，并保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于 620mm。 滚针轴承、滑动轴套主要用在用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 滚针轴承有滚动摩擦损失小、传动效率高、经向配合间隙小、定位及运转精度高、有利于齿轮啮合等优点。 滑动轴套的经向间隙大、易磨损、间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。 滑动轴套的优点是制造容易、成本低。 第二轴的两端采用深沟球轴承，第二轴中和齿轮配合的轴承采用滚针轴承，中间轴两端采用深沟球轴承。 9 第 3 章 变速器主要参数的选择 中心距 A 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。 对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A。 它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积大小由影响，而且对齿轮的接触强度由影响。 中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。 因此，最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定。 变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与反便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的 强度考虑，要求中心距取大些。 此外，受一挡小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。 还有，变速器中心距取的过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 对于中间轴式初选中心距 A 时，可根据下述公式计算 A=KA 31max ge iT  () 式中， A 为中心距（ mm）； KA 为中心距系数，货车取 KA ＝ － ； maxeT为发动机的最大转矩（ ）； 1 i 为变速器一挡传动比； g 为变速器传动效率，取 96％。 分析该车发动机及相关参数：该车为轻型载货汽车，参考相关车型，选择轮胎型号为：。 按下试计算轮胎半径： 0 .0 2 5 4 [ (1 )]2s drb    () 其中λ =； 取λ = 代入数据得 sr mm 其中 KA ＝ ， maxeT ＝ 200N m ， 1gi ＝ 4 10 档位数和 传动比： 根据公式： m a x m a x 00 .3 7 7 ra g nrU ii  （ ） 求得主减速比 0i = 再根据 式 m a x m a x1 m a x 0c o s s i ngretGGirTi      （ ） 确定一档传动比。 其中： G =23765N  = max = r = maxeT =200N M 0gi = t = 得 1gi  根据车轮与路面附着条件确定一档传动比： T210maxsg Gri Te i  () 2G 为汽车满载时静止于水平路面驱动桥给路面的载荷，参考同类车型2G =23765N,  为道路附着系数，计算时取  =，在此取。 代入数据得 1gi  11 初选一档传动比为 1gi =4 其他各档传动比按等比数列来分配：则 2gi =， 3gi =， 4gi =, 5gi = 把一档传动比代入中心距公式计算变速器中心距： A= 圆整后取 A=83mm。 齿轮参数的选取 模数 齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。 在变速器中心距相同的的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声、所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些 ，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减 少乘用车齿轮工作噪声又较为重要的意义，因此齿轮的模数应选的小些。 表 汽车变速器齿轮的法向模数 nm 车型 微型、轻型轿车 中级轿车 中型货车 重型汽车 nm 由于设计车型为轻型货车，所以取 nm =3 mm。 压力角  齿轮压力角较小时。 重合度较大并降低了齿轮的刚度，为此能减少进入啮合和推 出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时， 12 可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。 试验证明：对于直齿轮，压力角为28176。 时强度最高，超过 28176。 时强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为 25176。 时强度最高。 因此理论上对于乘用车，为加大重合度以降低噪声应取用 176。 ，15176。 ， 16176。 ， 176。 等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 176。 或 25176。 等大些的压力角。 实际上，因国家规定的标准压力角为 20176。 ，所以变速器齿轮普遍采用压力角为 20176。 在这次设计中我选用压力角  ＝ 20176。 螺旋角  的选取 选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声的、齿轮的强度和轴向力的影响。 在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声低。 试验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应的提高。 不过当螺旋角大于 30176。 时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。 斜齿轮的螺旋角一般在 20176。 到 30176。 之间。 齿宽 b 在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度均有影响。 考虑到尽可 能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。 另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的有点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。 齿宽窄又会使齿宽方向受力不均匀造成便载，导致承载能力降低，并载齿宽 方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 斜齿 b= nm cK , cK 为齿宽系数取为 － 直齿 cK = 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数 cK 可取大些，使接触线长度增加，接触 13 应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 对于模数相同的各挡，挡位低的齿轮 的齿宽系数取得稍大。 齿轮变位系数的选择原则 齿轮的变位是齿轮设计中的一个重要环节。 采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 齿轮变位主要有两类：高度变位和角度变位。 高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。 高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相接近的程度。 高度变位齿轮副的缺点使不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。 角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。 角度变位即具有高度变位的优点，又 避免了其缺点。 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，会因保证各挡传动比的需要，使各相互啮合的齿轮副的齿数和不同。 为保证各对齿轮由相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。 对于斜齿轮传动，可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 我在齿轮设计中齿轮没有达到根切，采用改变螺旋角大小的方法来保证中心距，所以没有采用齿轮变位。 各挡齿轮齿数的分配及传动比的计算 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。 应该注意的是，各挡齿轮的齿数比不应 该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。 一档和倒档采用直齿轮，其余采用斜齿，同取 m=3mm。 结构简图如下： 14 mAZ 2 图 变速器结构简图 确定一档齿轮的齿数 一档传动比 911 2 10g ZZi ZZ （ ） 为了确定 Z9 和 Z10 的齿数 ， 先求其齿数和 Z （ ） 其中 A =83mm、 m =3；故 15 co s2 )( 21 ZZmA n nmAZZ c os221 有 Z =，取整，得 55。 根据轻型货车三轴式变速器可知， 10Z =14~18 此处取 10Z =14，则可得出 9Z =41。 上面根据初选的 A 及 m 计算出的 Z 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（ ）看出中心距有了变化，这时应从 Z 及齿轮变位系数反过来计算中心距 A，再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里 Z 修正为 51，则根据式（ ）反推出 A=83mm。 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（ 37）求出常啮合齿轮的传动比 101129g ZZ iZZ () 由已经得出的数据可确定 12 ZZ  ① 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 （ ） 由此可得： （ ） 而根据已求得的数据可计算出： 1248ZZ ② ① 与 ② 联立可得： 1Z = 2Z =28。 16 nmAZ cos2 确定其他档位的齿数 二档传动比 712 28g ZZi ZZ （ ） 而 2  ，故有： 78 ZZ  ③ （ ） 对于斜齿轮， 故 有： 7852ZZ ④ ③ 联立 ④ 得： 7834 18ZZ、。 按同样的方法可分别计算出：三档齿轮 5629 23ZZ、 ；四档齿轮 3428 24ZZ、。 确定倒档齿轮的齿数 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比gri 取 4。 倒档传动齿轮的齿数 和 一档主动齿轮 10 相近 ，取 14。 17 求各挡齿轮的变位系数并进行修正 各挡齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取： 图 变位系数线图 一挡 ： 0A = A=83 0A ≠ A 进行角度变位：  c osc os AAo 则计算得。