【正文】 500r/min；發(fā)動機最高轉(zhuǎn)矩：810Nm/1500r/min——傳動系機械效率，；設(shè)計要求:1，變速器設(shè)計2，CATIA圖紙 導(dǎo)出 CAD圖紙3，變速器零部件性能有限元分析設(shè)計設(shè)計功用分析:現(xiàn)代汽車采用的活塞式內(nèi)燃發(fā)動機轉(zhuǎn)矩變化范圍較小，不能適應(yīng)汽車在各種條件下阻力變化的要求，因此在汽車傳動系中，采用了可以改變轉(zhuǎn)速比和傳動轉(zhuǎn)矩比的裝置，即變速器。北京林業(yè)大學(xué)工學(xué)院 車輛工程專業(yè) 課程設(shè)計 課程設(shè)計論文（設(shè)計）（普通高等教育）汽車專業(yè)課程設(shè)計機械式變速器——計算說明書目 錄第一章 設(shè)計題目，任務(wù)與分析 3第二章 變速器的方案初步論證 4第一節(jié) 變速器類型選擇及傳動方案設(shè)計 4一、結(jié)構(gòu)設(shè)計 4二、變速器的徑向尺寸 4三、變速器齒輪的壽命 5四、變速器的傳動效率 5第二節(jié) 變速器傳動機構(gòu)的分析 5一、換檔結(jié)構(gòu)形式的選擇 5二、倒檔的形式及布置方案 5第三節(jié) 變速器操縱機構(gòu)方案分析 6一、變速器操縱機構(gòu)的功用 6二、設(shè)計變速器操縱機構(gòu)時應(yīng)該滿足的基本要求 6三、換檔位置 6第三章 變速器設(shè)計計算 9五、齒輪強度校核 17第四章 變速器總成的拆裝順序 39一、變速器的裝配順序 39二、變速器的拆卸 40三、變速器總成裝配應(yīng)注意的問題 40第五章 心得體會 40參考文獻(xiàn) 41第一章 設(shè)計題目，任務(wù)與分析 設(shè)計題目：貨車變速器設(shè)計變速器形式:（4＋1）檔設(shè)計參數(shù)：滿載質(zhì)量：20100Kg發(fā)動機: Memax=160 Nm；車輪滾動半徑：R0= m；爬坡度：；（176。變速器不但可以擴大發(fā)動機傳到驅(qū)動車輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)汽車在各種條件下行駛的需要，而且能在保持發(fā)動機轉(zhuǎn)動方向不變的情況下，實現(xiàn)倒車，還能利用空擋暫時地切斷發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的動力傳遞，使發(fā)動機處于怠速運轉(zhuǎn)狀態(tài)。因此變速器通常還設(shè)有倒檔，在不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的情況下汽車能倒退行駛；設(shè)有空擋，在滑行或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。為保證變速器具有良好的工作性能，設(shè)計變速器必須滿足以下的使用條件和基本要求：（1）應(yīng)該合理地選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性；（2）工作可靠，在使用過程中不應(yīng)該有自動跳檔、脫檔和換檔沖擊現(xiàn)象發(fā)生；此外，還不允許出現(xiàn)誤掛倒檔的現(xiàn)象；（3）操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度；（4）傳動效力高、噪音小。此外合理地齒輪形式以及結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高其制造和安裝精度，都是提高效率和減小噪聲的有效措施。（6）制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；（7）貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定；（8）需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。因此。其缺點是：除直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。因此，對于相同的傳動比要求，三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。在直接檔時，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。而三軸式變速器，可以將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，因而傳動效率高，磨損小，噪聲也較小。因此，近年來在歐洲的轎車中采用得比較多。這次設(shè)計的變速器是輕型貨車使用，所以采用三軸式變速器。一、換檔結(jié)構(gòu)形式的選擇現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。同上述兩種換檔方法相比，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大、同步環(huán)使用壽命短等缺點，但仍然得到廣泛應(yīng)用。本次設(shè)計方案一、二檔和三、四檔采用同步器換檔，倒檔使用二軸上滑動直齒輪換檔。為實現(xiàn)傳動有些利用在前進(jìn)檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。二、設(shè)計變速器操縱機構(gòu)時，應(yīng)該滿足的基本要求（一）要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖。（三）應(yīng)使駕駛員得到必要的手感。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。第四節(jié) 變速器傳動方案的設(shè)計各齒輪副的相對安排位置，對于整個變速器的結(jié)構(gòu)布置有很大的影響。比如說是該車是采用發(fā)動機前置前驅(qū)動還是發(fā)動機前置后驅(qū)動等等，這些問題都牽連著變速器的設(shè)計方案。設(shè)計效果如下圖：三、提高平均傳動效率為提高平均傳動效率，在三軸式變速器中，普遍采用具有直接檔的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的檔位實際成直接檔。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以減小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉(zhuǎn)角較小，故齒輪的偏載也小。由于汽車上坡行使時，車速不高，故可以忽略空氣阻力，這時： （） 式中：——最大驅(qū)動力；即 = / ——滾動阻力；即 =cos ——最大上坡阻力。m；——變速器一檔傳動比；——主傳動器傳動比，=；——汽車總質(zhì)量，＝20100kg；——(一般瀝青公路)；——傳動系機械效率，；——重力加速度；取=；——驅(qū)動輪滾動半徑， m；——，即＝= 取= 由 ,式中，為常數(shù)，也就是各檔之間的公比，—。三、中心矩A對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A初選中心矩A時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算A= ()—— 中心距系數(shù)：=~,； —— 變速器一檔傳動比； —— 變速器傳動效率：取＝96％；——發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm）；∴A=(810)1/3= 取=137mm三、變速器的軸向尺寸貨車變速器殼體的軸向尺寸：四檔（~）代入數(shù)據(jù)得：L=(~)mm（二）齒輪的設(shè)計與校核分析（一）模數(shù)的選擇影響齒輪模數(shù)選取的因素很多，如齒輪強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。對貨車，減輕質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)。式中： 為斜齒輪法向模數(shù)； 為直齒輪模數(shù)； ——發(fā)動機最大扭矩；=810N對于轎車，為提高重合度以降低噪聲，176。16176。等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，176。等大些的壓力。176。在齒輪選取大的螺旋角時，齒輪嚙合重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。時，抗彎強度急劇下降，會使軸向力及軸承載荷過大?！?6176。（四）各檔齒數(shù)Z齒數(shù)確定原則：選擇齒輪的齒數(shù)時應(yīng)注意最好不要使相配的齒輪齒數(shù)和為偶數(shù), 且各檔齒數(shù)無公約數(shù)，否則會引起齒面不均勻的磨損。 =2137cos20176。)=取＝136mm；⑶/＝/ ()=12/39=；⑷由= (+)/(2cos) ()+＝2136cos20176。同理＝arccos［(+)/（2A）］= 176。）⑴/=/ ()=21/30=⑵+=2cos/ ()=2136cos20176。 ()確定三檔齒輪齒數(shù)（＝20176。,得＋＝2cos/=2136cos20176。確定倒檔傳動比倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相近，為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切，初定倒檔傳動比=，初選Z9＝40，倒檔齒輪一般在21～23之間選擇。 根據(jù)中間軸和輸出軸的中心距A=136mm那么 90= m(Z9+ Z10) / 2 + 2m + ()代入數(shù)字圓整后可求得Z9 =43故ir=Z2Z9/(Z10Z1)帶入求出Z10=13修正倒擋傳動比：ir=Z2Z9/(Z1Z10)= 3043/（2113）=為了保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉， 。修正后各檔的傳動比為：i1 =, i2 =,i3 =,i4 =, ir =（五）齒寬b齒寬的選擇，應(yīng)注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)行、齒強度和齒輪工作時受力的均勻程度。（七）螺旋方向由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，故設(shè)計時應(yīng)要求中間軸上的軸向力平衡。中間軸齒輪全部采用右旋，因此同時嚙合的兩對齒輪軸向力方向相反，軸向力可互相抵消一部分。22．627176。22．627176。455554176。176。25176。本次設(shè)計的齒輪的材料選用40Cr。變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：～?！?。[10] 計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機最大扭矩為=，轉(zhuǎn)速2500r/min，齒輪傳動效率96%Ι軸 ==81096%96%=中間軸 ==34/11=Ⅱ軸 一擋 =21/18=二擋 =21/24=三擋 =17/33=四擋 =19/33=倒擋 =21/13= 輪齒強度計算 1）輪齒彎曲強度計算 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力 （38）式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；—計算載荷（）；—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=；齒形系數(shù)如圖22，可以查得： 圖22齒形系數(shù)圖—摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動齒輪=，從動齒輪=；—齒寬（mm）；—模數(shù)；—齒形系數(shù)，如圖22。計算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力：=400～850MPa=400～850MPa=400～850MPa（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 （39）式中：—計算載荷（）；—法向模數(shù)（mm）；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（176。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對貨車為100～250MPa。）；—齒輪螺旋角（176。彈性模量=104 N=變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如下表： 計算一擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=，=， =1900～2000MPa=1900～2000MPa其他檔位齒輪接觸應(yīng)力按同樣方法計算，列表如表24：表24 各檔位齒輪接觸應(yīng)力檔位 接觸應(yīng)力MPa常:1300～1400MPa:1300～1400MPa一:1900～2000MPa:1900～2000MPa二:1300～1400MPa:1237MPa1300～1400MPa三: 1300～1400MPa：1300～1400MPa四:1300～1400MPa:1300～1400MPa倒::1900～2000MPa:1900～2000MPa:1900～2000MPa 計算各擋齒輪的受力 （1） 一擋齒輪9，10的受力N （2）同理二擋齒輪5，6的受力 （3） 三擋齒輪3，4的受力（4） 常嚙合齒輪1，2的受力 （5） 倒擋齒輪11，12的受力Fr9 （三）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核分析一、軸的功用及設(shè)計要求變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強度和剛度。設(shè)計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。二、軸尺寸初選在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長度可以初步確定。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行修正。齒輪5處：dmin=100（10）1/3＝(mm)。齒輪9處： dmin=100（10）1/3＝(mm)。 當(dāng)軸截面上開著鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮對軸的強度減弱，同步器花鍵增加5％,修正后，軸徑如下：齒輪9處： d=（1+5％）＝（mm） 齒輪4處：d=（1+5％）＝（mm）Ⅲ與Ⅳ檔同步器軸徑：d小徑＝56mmⅠ與Ⅱ檔同步器軸徑: d小徑＝48mm 其它尺寸查看標(biāo)準(zhǔn)構(gòu)件來定。并與工藝要求有密切關(guān)系。 在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔的軸承上。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。確定第一軸后軸徑時，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。第二軸安裝同步器齒轂的花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承載能力大，花鍵齒短，其小徑相應(yīng)增大，可提高軸的剛度。第二軸各檔齒輪與軸之間有相對旋轉(zhuǎn)運動，因此，無論裝滾針軸承，襯套（滑動軸承）還是鋼件對鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，表面硬度不應(yīng)低于HRC58~63。在低檔的滑動掛檔齒輪處，軸上花鍵采用矩形花鍵，因為掛檔時，齒輪須軸向滑動，要求定心好，滑動靈活。 第二軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。輕型汽車變速器各檔齒輪常用彈性擋圈軸向定位，彈性擋圈定位簡單，但拆裝不方便，并且與旋轉(zhuǎn)件端面油相對摩擦，同時彈性擋圈亦