【正文】 計算精確值： =176。 == ==得=，==37，=21則，==≈=對八擋齒輪進行角度變位：理論中心距 =端面壓力角 tan=tan/cos =176。對七擋齒輪進行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos= = 嚙合角 ： cos== =變位系數之和 =查變位系數線圖得： 計算精確值：A= 計算七擋齒輪112參數：分度圓直徑 =539/176。應該注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。采用嚙合套或同步器換擋時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2～4mm?！?6176。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。等小些的壓力角；對商用車，176。 壓力角理論上對于乘用車，176。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數相同。則：式中：—變速器中心距（mm）；—中心距系數，多檔變速器：=～；—發(fā)動機最大轉矩（）；—變速器一擋傳動比， =；—變速器傳動效率，取96% ；—發(fā)動機最大轉矩，= 。根據汽車行駛方程式 汽車以一擋在無風、瀝青混凝土干路面行駛，公式簡化為 即，式中：G—作用在汽車上的重力，—汽車質量，—重力加速度，—發(fā)動機最大轉矩，=；—主減速器傳動比，=—傳動系效率，=%；—車輪半徑，=；—滾動阻力系數，對于貨車取=；—爬坡度，取=176。本設計采用十二擋變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個擋。 第3章 變速器主要參數的選擇及齒數的分配滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、傳動比范圍和各擋傳動比有關。），使接合齒面產生阻止自動脫擋的軸向力，（c）所示。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損，并在接合齒端部形成凸肩，可用來阻止接合齒自動脫擋。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得到廣泛應用。嚙合套換擋不能消除換擋沖擊，而且要求駕駛員有熟練的操作技術。一擋、二擋和倒擋齒輪用直齒，其他擋齒輪用斜齒輪。. 零、部件結構方案分析 齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。.為了充分利用空間，縮短變速器的軸向長度，；缺點是一、倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器蓋中的操縱機構復雜一些。轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，而中、重型載貨汽車則多采用中間軸式變速器。中間軸式變速器的各前進擋，均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命較接近。 第2章 變速器傳動機構布置方案 結構工藝性兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當發(fā)動機縱置時，主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而當發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。本文主要完成下面一些主要工作：參數計算。對于變速器的要求： （1）保證汽車有必要的動力性和經濟性；（2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸；（3）設置倒檔，使汽車能到推行駛；（4）設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出；（5）換擋迅速、省力、方便。在本設計中主要設計是帶有主副變速箱的中間軸式十二檔變速器。齒輪無級變速裝置結構相當簡單，只有不足20種非標零件，51個零件，生產成本甚至低于手動變速箱。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標。這種變速器與一般齒輪式自動變速器的最大區(qū)別，是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動，而只用了兩組帶輪進行變速傳動。 汽車變速器現狀和發(fā)展趨勢現代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。大家都知道一檔有“勁”，這樣在起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動。而組合式機械變速器則能滿足上述要求。 課題研究現狀、設計的目的和意義 研究現狀重型汽車的裝載質量大，使用條件復雜，欲保證重型汽車具有良好的動力性、經濟性和加速性，則必須擴大傳動比范圍并增多檔數。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內燃機的最低穩(wěn)定車速是難以達到的。某1254汽車變速器設計畢業(yè)論文目 錄摘要 IAbstract II第1章 緒論 1 汽車變速器概述 1 課題研究現狀、設計的目的和意義 1 研究現狀 1 設計目的意義 2 汽車變速器現狀和發(fā)展趨勢 2 變速器的特點和設計要求及內容 3 變速器設計的主要內容 3第2章 變速器傳動機構布置方案 5 5 結構工藝性 5 變速器的徑向尺寸 5 變速器齒輪的壽命 5 變速器的傳動效率 5 5. 零、部件結構方案分析 6 齒輪形式 6 換擋機構形式 7 自動脫擋 7 本章小結 8第3章 變速器主要參數的選擇及齒數的分配 9 9 擋數 9 9 9 11 12 模數 12 壓力角 13 13 齒寬 13 齒頂高系數 13 14 確定七檔擋齒輪的齒數 14 確定常嚙合傳動齒輪 16 確定其他各擋的齒數 18 本章小結 33第4章 齒輪校核 34 34 計算各軸的轉矩 34 36 輪齒彎曲強度計算 36 輪齒接觸應力 41 本章小結 45第5章 變速器軸和軸承的設計計算 46 46 變速器軸的強度計算 47 齒輪和軸上的受力計算 48 軸的強度計算 49 軸的剛度計算 53 56 第二軸軸承的選擇和校核 56 中間軸軸承的選擇和校核 57 本章小結 58第6章 同步器和操縱機構的設計及格選用 59 同步器的設計 59 鎖銷式同步器 59 鎖環(huán)式同步器 60 同步器主要尺寸的確定 61 同步器主要參數的確定 64 變速器操縱機構的設計 66 變速器操縱機構的要求及分類 66 變速器操縱機構分析 67 變速器箱體的設計 68 本章小結 69結論 70致謝 71參考文獻 72附錄 73第1章 緒 論 汽車變速器概述變速器用于改變發(fā)動機曲軸的轉矩和轉速，以適應汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下，滿足驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要。因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標。變速器與主減速器及發(fā)動機的參數做優(yōu)化匹配，可得到良好的動力性與經濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒擋安全裝置，其他結構措施，可使操縱可靠，不產生跳擋、亂擋、自動脫擋和誤掛倒擋；采用同步器可使換擋輕便，無沖擊及噪聲；采用斜齒輪、修形及參數優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低，不同的傳動比還可以使在其不同路面提高汽車的動力性和經濟性，使汽車和發(fā)動機有良好的匹配性。顯然傳統(tǒng)結構變速器遠不能滿足需求。 設計目的意義 重型貨車裝載數十噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機需要強勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。從我國的具體情況來看，機械式變速器幾乎貫穿了整個中國的汽車發(fā)展歷史，資歷郊深的司機都是用機械式變速器的，他們對機械式變速器的認識程度是非常深刻的，如果讓他們改變常規(guī)的做法，這是不現實的。無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器(Continuously Variable Transmission簡稱CVT) 。但是,人們始終沒有放棄尋找實現理想汽車變速器的努力,各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領域的實用化進程。 據最新消息：一種齒輪無級變速裝置(Gear Continuously Variable Transmission簡稱GCVT)已經試制成功，并已經進行了多次樣機試驗。 變速器的特點和設計要求及內容在本次設計中，由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設計,在給定的發(fā)動機最大轉矩、轉速及最高車速、發(fā)動機標定功率等條件下，主要完成變速器機構的設計，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。從而使掛入副箱減速檔時或得通過減速齒輪后的六個減速檔位。 變速器設計的主要內容：本次設計主要是依據給定的重型貨車有關參數，通過對變速器各部分參數的選擇和計算，設計出一種基本符合要求的手動12檔變速器。包括各軸直徑及長度計算、軸的結構設計、軸的強度計算、軸的加工工藝分析；變速器軸承的選擇及校核；同步器的設計選用和參數選擇；變速器操縱機構的設計選用；變速器箱體的結構設計設計。 變速器齒輪的壽命兩軸式變速器的低擋齒輪副，大小相差懸殊，小齒輪工作次數比大齒輪要高的多，因此，小齒輪的壽命比大齒輪的短。而中間軸式變速器，可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接擋，因而傳動效率較高，磨損小，噪聲也較小。綜合以上幾種變速器倒擋布置方案，[7]。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。因此，盡管這種換擋方式結構簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一擋、倒擋已很少使用。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換擋，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行駛安全性。這樣在嚙合時，使接合齒端部超過被接合齒的1～3mm。～3176。 本章小結本章首先對比了兩軸式和中間軸式的優(yōu)、缺點，由于中間軸式變速器的結構工藝性、變速器徑向尺寸、變速器齒輪的壽命、變速器傳動效率好于兩軸式,因此設計的變速器選擇中間軸式；接著本章確定了倒擋布置方案；然后對零部件的結構方案進行了分析，即對齒輪及換擋機構的形式進行了分析；最后對倒擋的布置方案以及防止自動脫擋進行了設計。目前，乘用車一般用4～5個擋位的變速器。多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野汽車上。初選傳動比：設12擋為直接擋，則 =1 = 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉速 —車輪半徑 —變速器最小傳動比 —主減速器傳動比=9549 （轉矩適應系數=～）所以，=9549= 由上述兩兩式取=2400 r/min==雙曲面主減速器，當≤6時，取=90%~，=96%， ==90%96%=%最大傳動比的選擇：①滿足最大爬坡度。φ在瀝青混凝土干路面，φ=～，取φ=即≤ ≤≤；傳動比大于10取=其他各擋傳動比的確定： 按等比級數原則， 式中：—常數，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動比為：= =所以其他各擋傳動比為：=， =，=，= ， =，=，=， = ，=，=，=，=1初選中心距時，可根據下述經驗公式 因為該變速器為主副箱變速器，需根據主變速器來確定中確定。嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線?！∑囎兯倨鼾X輪法向模數車型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質量/t＞V≤＜V≤＜≤＞模數/mm～～～～　汽車變速器常用齒輪模數一系列二系列—。、176。國家規(guī)定的標準壓力角為20176。斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。貨車變速器螺旋角：18176。 齒寬直齒，為齒寬系數，～，斜齒，～。在初選中心距、齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的擋數、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。===154mm。端面嚙合角 = 變位系數之和 = =查變位系數線圖得： 計算精確值：A= 常嚙合齒輪數：分度圓直徑 = =齒頂高 =（1+）5=5mm =（1+）5= 式中：=（）/5= ==齒根高 =（1+）5= =（1+）5=齒全高 =齒頂圓直徑 = =齒根圓直徑 = = 確定其他各擋的齒數（1）八擋齒輪為斜齒輪，模數與七擋齒輪相同，初選=18176