变速器及操纵机构设计.docx

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变速器及操纵机构设计

三吨柴油动力货车设计（变速器及操纵机构设计）

摘要

我设计的是题目是轻型货车的变速器及其操纵机构，发动机选用CY4D43T，主要任务是协助总体设计人员完成外形和总体布置方案，独立完成变速器及其操纵机构的设计。

变速器用于改变发动机的曲轴的转矩及转速，以适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。

在设计开始时，根据发动机给定的转速和设计所要求的车速来求出总传动比，然后初步确定主减速器的传动比，以及变速器的各档传动比，通过转矩来确定中心距，用初选的传动比来确定各齿轮的详细参数，之后确定实际传动比，并核算各齿轮是否满足弯曲强度和疲劳强度的要求，在画图过程中确定轴的实际尺寸和轴承的布置位置，然后计算轴的强度是否满足要求，之后通过转矩等条件计算各轴承的寿命。

最后是把收集的外文资料进行翻译。

关键词：

变速器，转速，传动比，强度。

THREETONSOFDIESEL-POWEREDVEHICLEDESIGN（TRANSMISSIONANDMANIPULATIONOFDESIGN）

Abstract

Idesignisthesubjectofalightgoodsvehicletransmissionandmanipulationofinstitutions，enginechoiceCY4D43T，maintaskistohelpshapeanddesigntocompletetheoveralllayoutscheme，IndependentTransmissioncompletedthedesignandmanipulation.

Transmissiontochangetheenginetorqueandspeedofthecrankshaft，tomeetatthestartingtoaccelerate,ontheroadandobstaclestoovercomeallkindsofdifferentdrivingconditionsonthedrivewheels,tractionandspeedtheneedsofthedifferentrequirements.

Atthebeginningofthedesign，accordingtothetopoftheenginespeedandthespeedrequiredbythedesigninordertoobtainthetransmissionratio，thententativelydeterminedthemaintransmissionratioreducer.Andthetransmissionofthefiletransmissionratio，throughthetorquetodeterminethedistance，withtheprimarytransmissiongearratiotodeterminethedetailsoftheparameters.Aftertheactualtransmissionratio，andwhethertheaccountingofthegearbendingstrengthandfatiguestrengthtomeettherequirements，paintintheprocessofdeterminingtheactualsizeandshaftbearingsofthelayoutposition.Thencalculatethestrengthoftheshafttomeetdemand.Afterthetorquethroughthebearings,andotherconditionsoflifecalculated。

Finally,thedatacollectedbytheforeign-languagetranslation。

KEYWORDS：

transmission，speed，transmissionratio，strength

第一章前言

人们从事生产活动离不开汽车。

在日常生活中，汽车特别是轿车是经常使用的交通工具。

汽车工业出现的高科技多数在轿车上首先得到了应用。

目前，轿车的产量、保有量占汽车总产量和保有量的绝对多数。

微型客车的作用更贴近我们的生活，为我们的家庭生活和工作带来了方便和舒适性。

现在人们对汽车提出越来越多的要求，尤其是对汽车安全性提出更高的要求，达到乘坐汽车有安全感、愉快感，汽车发生碰撞事故是能够妥善地保护成员；对汽车提出居住性的要求，不仅坐在汽车里舒适，而且能与外面的世界进行信息交流。

当然，这些大都与汽车内部的传动系中的变速器的工作性能有关：

变速箱的功用及要求

1，功用：

改变传动比，扩大驱动轮转矩和车速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有力的高效的工况下工作。

（1）发动机旋转方向不变的前提下，使汽车实现倒退行驶。

（2）利用空挡，中断动力传递以使发动机能够起动、怠速便于变速器换档或进行动力输出。

2，分类：

按传动比变化方式、汽车变速器可分为有级变速器和无级变速器以及综合式三种。

变速器的基本要求：

A.保证汽车的动力性和经济性。

B.设置空挡，用来切断发动机的动力输出即发动机向驱动轮的传递。

C.设置倒挡，使汽车可以倒退行驶。

D.设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。

E.换挡迅速、省力、方便快捷。

F.工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象。

G.变速器应该有高的工作效率。

H.变速器的工作噪声低，工作平稳。

3，主要结构形式

变速箱的结构类型是在适应不同作业机械的设计要求过程中产生与形成的。

例如不同类型的作业机械所从事的作业不同，因而对变速箱进退的排挡数以及变速范围的要求也不同，从而变速箱的结构不同。

又如各种作业机械的变速箱，在作业中换挡操纵的频繁的程度也不一样，对作业中换挡操纵频率的变速箱，尤应考虑操纵轻便的问题，从而伴随着换挡操纵方式的不同，也就出现了不同结构类型的变速箱。

通常变速箱分为切断动力换挡的机械式变速箱和不切断动力换挡的动力换挡变速箱两大类没，前者主要用于装有主离合器的机械传动系中，后者主要用于装有变矩器的液力机械传动系中。

从结构上变速器传动结构有两种分类方法。

根据前进挡数不同，有三、四、五和多挡变速器。

根据轴的不同形式分为固定式和旋转式两种。

固定式又分为两轴式、中间轴式和双中间轴式和多中间轴式变速器。

固定轴式应用广泛，其中两轴式变速器多用于发动机后置后轮驱动的汽车上，旋转轴式主要用于液力机械变速器。

与中间轴式变速器比较，两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间传动效率高和噪声低等优点。

因为两轴式不能布置直接挡，所以在高档工作时次论和轴承均载，不仅工作噪声增大且容易损坏。

此外，受结构限制，两轴式变速器的一挡速比不可能设计很大。

在这次设计中所遇到的主要问题是：

变速器的结构选择，各挡传动比的确定、齿轮参数的确定、所用轴和齿轮的强度及轴承的校核。

第二章变速器的结构设计

§2.1变速器由传动机构与操纵机构组成

有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、造价低廉，具有较高的传动效率（η=0.96~0.98），因此在各种类型的汽车上均匀得到了广泛的应用。

通常，有级变速器具有3个、4个、5个前进挡；重型汽车和重型越野车则采用多挡变速器，其前进挡变速器，其前进挡位数多达到6~16个甚至到20个。

变速器挡位熟的增多可提高发动机的功率、汽车的燃料经济性及平均车速，从而提高汽车的运输效率，降低运输成本。

但挡位增加也会增加变速器的尺寸和质量，使其结构复杂，制造成本高，操纵也复杂。

当采用手动的机械式操纵机构时，要实现迅速换挡。

对于多于5挡的变速器来说是困难的。

因此，直接操纵变速器的挡位数上限是5挡。

多于5个前进挡的变速器将使得操纵机构复杂化，或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅用于一定的行驶工况。

近年来为了降低油耗变速器的挡数有增加的趋势。

目前，轿车的挡数一般在4~5之间，级别高的轿车变速器多用5个挡，货车变速器采用4~5个挡或者多挡。

装载质量在2~2.5t的货车采用5挡变速器，装载质量在4~8t的货车采用6挡变速器。

多挡变速器多用于重型货车和越野汽车以及有特殊功用的专业用车等。

副变速器用于空、满载的质量变化大、使用条件复杂、加之柴油机转矩变化平稳、适应性差而需要扩大传动比范围、增多挡位数以适应在各种使用条件下的动力性和经济性要求的重型车。

为不使变速器的结构过于复杂和便于系列化，多以4挡或5挡的变速器与2或3、4挡的副变速器组合，后者可装在变速器之前或后或前后。

前置副变速器多由两对齿轮或行星轮机构组成，传动比较大，后置可减少变速器的尺寸及负荷其为常用型。

前后均置的方案可以得到更多的挡位。

主、副变速箱多联成一个单独的总成以便于拆装。

主、副变速器可以分段或者交替地换挡，前者使两种传动比分段衔接；后者交替插入；也有降分段式与插入式结合成综合式得到传动比搭配。

有级变速器的传动效率与所选取的变速器的传动方案有关，包括传动动力的齿轮副数目、转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等问题。

两轴式和三轴式的变速器得到了广泛的应用。

考虑到轻形货车的使用条件和要求，则此本次设计所选取的变速器结构方案为：

采用中间轴式，4+1挡，无超速挡的变速方案。

第三章变速器的主要参数的选择

§3.1挡数：

由任务书规定，本次设计的变速器挡数为4+1，无超速挡。

§3.2传动比

§3.2.1传动比范围

变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。

传动比范围的确定于选定的发动机参数、汽车的，最高车速和使用条件（如要求的汽车爬坡能力）等因素有关。

本次设计选用发动机的参数如表3-1：

表3-1发动机参数

型号

CY4D43T

形式

废气涡轮增压

汽缸数-缸数×行程

4-112×110

工作容积

4.334

额定功率/转速

88/3200

最大转矩/转速

340/1600-1800

怠速稳定转速

≤750

工作顺序

1-3-4-2

整车选用轮胎的参数如表3-2：

表3-2轮胎参数

规格

8.25-16

标准轮辋

6.50G

允许使用轮辋

6.00G

断面宽度

200mm

外直径

860mm

内胎双层厚度

≥3.5mm

垫带最小展平宽度

180mm

垫带中部厚度

≥4.0mm

垫带边缘厚度

≤1.5mm

气门嘴型号

TZ-78

在一般情况下

=

=

静力半径

可用下列公式估算

（3-1）

d:

轮辋直径；

b：

轮胎断面宽度；

λ：

轮胎变形系数。

对于载货汽车和客车而言λ=0.10~0.12，取λ=0.11

d=16×25.4mm=406.4mm，b=240mm，

=0.0254[16/2+8.25×（1-0.11）]=38.97cm≈39cm≈r

选择最低挡传动比时，应根据汽车的最大爬坡度，驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等综合考虑。

汽车爬坡时候，车速不高，空气阻力可以忽略，则最大驱动力用于克服轮胎

与路面的滚动阻力和爬坡阻力。

因此有

（3-2）

由此可以求出最大爬坡度要求的变速器I挡最大传动比为

（3-3）

式中，r——驱动车轮的滚动半径；

Ttqmax——发动机最大转矩；

——主减速比；

——汽车的传动效率；

f——滚动阻力系数；

G——汽车的质量；

由公式

=0.377rn/（i0ig）可知，

=

因为本次设计的变速器没有超速挡，所以第4挡为直接挡，当出现最高车速时,ig=1,

则i0=0.377rn/umax=0.377×0.3897×3200/95=4.9488

有公式3-3得

式中α——；

G——为满载时质量；

ηT——总传动效率；

r——滚动半径；

f——滚动阻力系数；

α取16.7°；

G为6t；

汽车传动系各部分效率：

变速器效率95%，主减速器效率96%，传动轴和万向节效率98%，则计算出的总效率为91.2%；

滚动阻力系数f取0.011；

带入公式可得ig1=4.45178。

根据驱动车轮与地面的附着条件,

（3-4）

G2——满载时驱动桥给地面的质量为；

φ——路面附着系数，此时取；

由此可以得到ig1≤4.52057，

综合取ig1=4.45178。

初选变速器各挡参考传动比：

Ⅰ——4.45178；

Ⅱ——2.6187；

Ⅲ——1.587；

Ⅳ——1。

§3.3确定变速器中心距

中心距A的大小直接影响到变速箱结构的紧凑性。

因此，在保证传递发动机最大转矩、齿轮有足够强度、结构不布置有可能实现的情况下，应尽可能采用较小的中心距。

中心距A的值主要取决于两个因素：

1.保证齿轮有必要的疲劳强度；

2.使轴、轴承在变速箱壳体上布置得开，即所定中心距的值，应当保证变速箱壳和轴承空之间有必要的壁厚。

依据经验公式

（3-5）

式中KA在8.6~9.6之间，取9；

ηg取96%，

则有A=101.938≈102mm

§3.4齿轮参数的选择

§3.4.1模数：

齿轮的模数是决定齿轮大小和几何参数的重要参数，直接影响到齿轮的抗弯曲疲劳强度。

设计变速箱时选取的齿轮模数大多与以下因素有关：

1）齿轮上所受力的大小。

作用力大，模数也就要大；

2）材料、加工质量、热处理的好坏。

由于近年来我国齿轮制造技术的进步和热处理质量的升高使得变速箱上采取小的模数成为可能。

模数选择时一般轿车和轻中型货车的模数大多在2mm～3.5mm之间选取，在本次设计中直齿轮模数取3，斜齿轮的法向模数大多在3.50以下，所以本次设计中，斜齿轮的法向模数取3.0，在本次设计中一挡和倒挡使用直齿轮，其余挡位使用斜齿轮。

§3.4.2压力角的选择

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声低；压力角较大时，可以提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为加大重合度以降低噪声，应采取14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对于货车为提高齿轮的承载能力，应选用22.5°、25°等大些的压力角。

因为，国家规定的标准压力角为20°，所以变速箱大多采用20°为压力角，预选直齿轮的压力角为25°，斜齿轮的压力角为22.5°。

§3.4.3螺旋角

斜齿轮在变速箱里得到了广泛的应用，选取斜齿轮的螺旋角，应该注意到它对齿轮工作噪声、齿轮强度和轴向力的影响。

斜齿轮选用大一点的螺旋角时，使重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。

而且随着螺旋角的增加，轮齿强度也相应增高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，接触强度继续上升。

因此，从提高高档齿轮的接触强度来说应当选用较大的螺旋角。

根据经验轻型货车的螺旋角一般在18°～26°之间选取，故本次设计的齿轮螺旋角初选24°。

§3.4.4齿轮宽度

齿宽b的大小直接影响到齿轮的强度，在一定范围内，b大强度就高，但变速箱的轴向尺寸和重量也增大。

实验表明，齿宽过大时随着齿宽的增大齿面上载荷不均匀性也增大，反而使齿轮的承载能力下降。

所以在保证必要强度的情况下，齿宽b不宜过大。

一般根据中心距或模数的比例系数来确定齿宽。

对于直齿轮b=（4.5～8.0）mn故取6.0；

对于斜齿轮b=（6.0～8.5）mn故取7.5；

对于常啮合齿轮则可以取大些，故取8；

则各挡齿轮的齿宽如表3-3

表3-3齿轮齿宽

一挡齿轮齿宽

b=6×3=18mm

二挡齿轮齿宽

b=7.5×3=22.5mm

三挡齿轮齿宽

b=7.5×3=22.5mm

四挡齿轮齿宽

b=7.5×3=22.5mm

倒挡齿轮齿宽

b=6×3=18mm

常啮合齿轮齿宽

b=8×3=24mm

§3.4.5变位系数的选择原则

齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。

采用变位齿轮，除了为了避免齿轮产生根切和配凑中心距外，还影响齿轮强度，使用平稳性，耐磨损、抗胶合能力和齿轮的噪声。

齿轮变位一般用高度变位和角度变位。

高度变位可以增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相近的程度，但不能同时增加一对齿轮副的强度，也很难降低噪声。

角度变位齿轮副的变位系数不为零。

角度变位具有高度变位的优点，又避免了高度变位的缺点。

为了降低噪声，对于变速器中一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小写的数值以降低噪声传动。

§3.4.6齿顶高系数

一般的齿顶高系数f0=1.0，为一般的汽车变速器所采用。

现代汽车变速器多用齿顶高系数大于一的“高齿齿轮”（或相对于短齿齿轮而言而称为高齿轮）。

因为，他不仅可以使重合度增大，而且在强度、噪声、动载荷和振动等方面均比正常齿高系数的齿轮有显著改善。

但存在相对滑动速度大、易发生轮齿根切或齿顶变尖等问题。

§3.5变速器各挡齿数分配

§3.5.1确定一挡齿轮的齿数

确定设计的一档齿轮为直齿轮，则Zn=2A/m=204/3=68

货车一档中间轴齿轮在12~17之间选取，在本次设计中取Z8=16，则一档大齿轮Z7=46。

§3.5.2对中心距A进行修正

由于Zh没有发生变化，所以中心距不变。

§3.5.3确定常啮合传动齿轮副的齿数

由于常啮合齿轮为斜齿轮

则可得到Z1=25，Z2=37，

核算传动比i=4.44

精确螺旋角

则β=24.25

§3.5.4确定其他各档齿轮的齿数

二档：

综合得

由

（3-6）

得

核算传动比

同理可求三档齿轮齿数

核算传动比为

四档为直接档，所以不用计算齿轮齿数。

倒档：

初选齿轮齿数

中间轴与倒当轴的中心距

mm

初选倒档传动比为4.3，

，

，

，

mm

第四章

变速器齿轮的强度计算及材料选择

§4.1齿轮的设计计算：

§4.1.1直齿轮：

齿形系数y可查表得到；

齿顶高系数ha*=1;

顶隙系数c*=0.25；α=25°，

模数m=3;

所得数据列于表4-1：

表4-1直齿轮参数

齿轮7

齿轮8

齿轮9

齿轮9

齿数

z

46

16

20

23

分度圆直径（mm）

d=zm

153

51

60

69

基圆直径（mm）

db=dcosα

138．67

46.22

54.38

62.54

齿顶高（mm）

ha=ha*m

3

3

3

3

齿根高（mm）

hf=（ha*+c*）m

3.75

3.75

3.75

3.75

齿顶圆直径（mm）

da=（2ha*+z）m

159

57

66

75

齿根圆直径（mm）

df=（z-2ha*-2c*）m

145．5

43．5

52．5

61．5

分度圆半径（mm）

r=d/2

76．5

25．5

30

34．5

齿顶圆半径（mm）

ra=da/2

79．5

28．5

33

37．5

齿形系数

y

0．155

0．123

0．126

0．132

§4.1.2斜齿轮：

分度圆直径d=zmt=zmn/cosβ;

基圆直径db=dcosαt;

端面压力角αt=arctan（tanαn/cosβ）;

齿顶高ha=mn（han*+xn）；

齿根高hf=mn（han*+cn*-xn）；

齿顶圆直径da=+2ha；

齿根圆直径df=d-2hf；齿顶圆压力角arccos（db/da）；

齿形系数y根据重合度查表得到；

齿顶高系数ha*=1;

顶隙系数c*=0.25；

αn=22.5°；

模数m=3;

所得数据列于表4-2

表4-2斜齿轮参数

齿轮1

齿轮2

齿轮3

齿轮4

齿轮5

齿轮6

齿数

z

25

37

32

30

39

23

齿宽

d

24

24

22．5

22．5

22．5

22．5

螺旋角

β

24．25

24．25

20．06

20．06

15．64

15．64

分度圆直径

d

82.258

121.742

105.460

98.540

122.668

81.445

基圆直径

db

74.892

110.840

95.726

88.353

113.500

71.038

齿顶高

ha

3

3

3

3

3

3

齿根高

hf

3．75

3．75

3．75

3．75

3．75

3．75

齿顶圆直径

da

88.258

127.742

111.460

104.540

128.668

87.445

齿根圆直径

df

7.7564

114.242

97.960

91.040

115.168

73.945

齿形系数

y

0.135

0.147

0.142

0.141

0.148

0.132

§4.2齿轮弯曲强度计算：

§4.2.1一档倒档直齿轮：

σw=2TgKσKf/（пm3ZKcy）

Kσ为应力集中系数，

Kσ=1.65;

主动齿轮Kf=1.1，

从动齿轮Kf=0.9；

Tg=340000N.mm；

Kc=6.0；

m=3；

经公式计算得结果列于表4-3

表4-3直齿轮弯曲强度

Z7（主动）

Z8（从动）

Z9（主动）

Z10（从动）

Z

51

17

20

23

y

0.155

0.123

0.126

0.132

σw

247.656

553.145

574.656

412.759

§4.2.2常啮合，二，三挡斜齿轮：

σw=2TgcosβKσ/（пmn3ZKcyKε）

Kσ为应力集中系数，

Kσ=1.50;

Tg=340000N.mm；

Kc=6.0；

mn=3;

Kε=2.0;

经公式计算得结果列于表4-4

表4-4斜齿轮弯曲强度

Z1

Z2

Z2

Z4

Z5

Z6

z

25

37

32

30

39

23

y

0.135

0.147

0.142

0.141

0.148

0.132

β

24.25

24.25

20.06

20.06

15.64

15.64

σw

175.704

124.089

203.743

153.056

124.966

200.746

§4.3齿轮接触应力：

Qj=0.418

其中F=2Tg/d（cosα.cosβ）,

Tg=Tmax/2=170000N.mm

因为a为标准中心距，则节圆直径d等于分度圆直径；

E为弹性模量，E=2.1×105MPa；，b为齿宽；

直齿轮σz=rzsinα,σb=rbsinα;

斜齿轮σz=rzsinα/cos2β,σb=rbsinα/cos2β

由公式得到结果于表4-5

表4-5齿轮接触应力

d

b

σz（