十二擋手動變速器設計說明書畢業設計-wenkub

　

【正文】 器的徑向尺寸兩軸式變速器的前進擋均為一對齒輪副，而中間軸式變速器則有二對齒輪副。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數計算、各檔齒輪齒數的分配；變速器齒輪設計計算。工作可靠；（6）汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂檔以及換擋沖擊等現象發生；（7）變速器應當有高的工作效率；（8）變速器的工作噪聲要低。主箱是中間軸式六檔的變速器，采用慣性鎖環式同步器，最高檔位為直接檔1。預計今年進行裝車試驗。在今后，摩擦傳動CVT；液力傳動；電控機械式自動變速器(Automated Mechanical Transmission簡稱AMT)；齒輪無級變速器（Gear Continuously Variable Transmission）是圍繞著汽車變速箱四個主要的研究方向。無級變速器結構比傳統變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來實現速比的無級變化在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。而自動變速器技術得到了迅速發展。特別是面對爬坡路段，它的特點顯露的非常明顯。而組合式機械變速器則能滿足上述要求。傳統結構三軸式變速器的最大容量：檔位數一般最多蛤能布置到6個前進檔和一個倒檔，最大輸出扭矩約為8400Nm。變速器的倒擋使汽車能倒退行駛；其空擋使汽車在啟動發動機、停車和滑行時能長時間將發動機和傳動系分離。隨著汽車工業的不斷發展，今后要求汽車車型的多樣化、個性化、智能化已成為汽車的發展趨勢。但變速器設計一直是汽車設計中最重要的環節之一，它是用來改變發動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，同時使發動機在最有利的工況范圍內工作。變速器的結構除了對汽車的動力性、經濟性有影響同時對汽車操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩性與效率等都有直接影響。近年來重型汽車需要更多檔位（816個）前進檔，需要爬行檔（最低檔）速比為1017。而組合機械變速器的組成是在傳統變速器（稱主箱）后部（或前部）加裝一個副變速器（稱副箱，一般為兩檔），將主箱的檔位數增加一倍，所增加檔位的速比值增大到等于主箱速比和副箱速比的乘積，而齒輪對數小于檔位數，因此箱體尺寸大為縮小，軸的長度減短，剛度增大，并且增大了變速器的容量。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點尚不具備。目前，國內變速器廠商都向著無級變速器和自動變速器方向發展，國內現已有好幾款轎車已經應用上無級變速器，而重型多擋位汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區分開。這是汽車的無奈和缺憾。 齒輪無級變速器（Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設計思想，是利用齒輪傳動實現高效率、大功率的無級變速傳動。齒輪無級變速器的優勢表現為： (1) 傳動功率大200KW的傳動功率是很容易達到的； (2) 傳動效率高，90%以上的傳動效率是很容易達到的； (3) 結構簡單，大幅度降低生產成本，相當于自動變速箱的1/10； (4) 對汽車而言，提高傳動效率，節油20%；(5) 發動機在理想狀態下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減少了對環境的破壞。副箱采用一對直接檔齒輪傳動和一對減速檔齒輪傳動并采用鎖銷式同步器來改變傳動比 。除此以外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小，制造成本低，維修方便等要求，滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗；變速器軸設計計算。因此，對于相同的傳動比要求，中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。 變速器的傳動效率兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動比，但仍要有一對齒輪傳動，因而有功率損失。倒擋布置應注意以下幾點：（1）倒擋齒輪在非工作位置時，不得與第二軸的齒輪有嚙合現象；（2）換入倒擋時不得與其他齒輪發生干涉；（3）倒擋軸在變速器殼體上的支承不得與與中間軸的齒輪相碰。(a) 小客車常用 (b) 直齒滑動嚙合四擋 (c) 多數五擋采用 (d) c方案的改進 (e) 前進擋常嚙合 (f) 前進擋常嚙合 (g) 一、倒擋各用一跟撥叉軸。力求位置合理并縮短變速器的軸向長度。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的質量和轉動慣量增大。直齒滑動齒輪換擋要求駕駛員有熟練的操作技術（如兩腳離合器）才能使換擋時齒輪無沖擊；換擋行程長，換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施且行之有效的方案有以下幾種：(a) 接合齒位置錯開 (b) 齒厚切薄 (c) 工作面加工成倒錐角 防止自動脫擋的措施（1）將兩接合齒的嚙合位置錯開。（3）將接合齒的工作面設計并加工成斜面，形成倒錐角（一般傾斜2176。將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀，也具有相同的阻止自動脫擋的效果。　尤尼克2764基本參數整備質量最大總質量最高車速最大爬坡度最大功率最大扭矩輪胎變速器擋數后橋速比9055kg25000kg90km/h30%19112 擋數近年來，為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。～，～。～，～，其他商用車則更大。 模數對貨車，減小質量比減小噪聲更重要，故齒輪應該選用大些的模數；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數。選取較小的模數值可使齒數增多，有利于換擋。、16176。等大些的壓力角。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩、噪聲降低。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。其余擋斜齒輪螺旋角24176。 齒輪傳動方案。一擋傳動比為 為了求，,的齒數，先求其齒數和， 斜齒 ==即==5617=39對中心距進行修正因為計算齒數和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的和齒輪變位系數重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據。=齒頂高 = = 式中：=（）/5= ==齒根高 = =齒全高 =齒頂圓直徑 = =齒根圓直徑 = = 確定常嚙合傳動齒輪 取 ==常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 = =得=，==24，=32，則：=≈對常嚙合齒輪進行角度變位：理論中心距 ==端面壓力角 tan=tan/cos= =176。八擋齒輪參數：分度圓直徑 = =齒頂高 = = 式中：= =齒根高 = =齒全高 =齒頂圓直徑 = =齒根圓直徑 = =（2）九擋齒輪為斜齒輪，模數與一擋齒輪相同，初選=18176。 = = 得=，= 取整=31，=27 = =≈=對十擋齒輪進行角度變為：理論中心距 =端面壓力角 tan=tan/cos= =176。低速檔傳動比為 為了求，的齒數，先求其齒數和，初選=25176。端面嚙合角 變位系數之和 = =查變位系數線圖得： 計算精確值 常嚙合齒輪參數：分度圓直徑 = =齒頂高 =（1++）5= =（+）5= 式中：=（）/5= =+= 齒根高 =（1+）5= =（1++）5=齒全高 =齒頂圓直徑 = =齒根圓直徑 = = 本章小結本章首先根據所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動比；接著確定齒輪的參數，如齒輪的模數、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數；介紹了齒輪變位系數的選擇原則，并根據各擋傳動比計算各擋齒輪的齒數，根據齒數重新計算各擋傳動比，同時對各擋齒輪進行變位。為提高抗膠合性能，大、小輪應采用不同鋼號材料。第一軸： ==102598%96%=中間軸 ： ==96%99%32/24=第二軸 ： ==39/17= ==37/21= ==34/24= ==31/27= ==28/29= === 第二軸是主變速器輸出軸也是副變速器輸入軸。）；—應力集中系數，=；—齒形系數，可按當量齒數在圖中查得；—齒寬系數=—重合度影響系數，=。= ==100～250MPa ==100～250MPa（3）計算九擋齒輪7，8的彎曲應力=34，=24， =，=，=，=，=176。= = =100～250MPa = =100～250MPa 輪齒接觸應力 （）式中：—輪齒的接觸應力（MPa）；—計算載荷（）；—節圓直徑(mm)；—節點處壓力角（176。彈性模量=104 N第5章 變速器軸和軸承的設計計算變速器在工作時承受著轉矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。變速器第二軸與中間軸的最大直徑d可根據中心距按以下公式初選 則 =～故可取第二軸的最大直徑=76mm，中間軸的最大直徑=70mm。第二軸 mm故第二軸的長度可初選為438mm軸徑的選擇還需根據變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標準以及軸的剛度和強度驗算結果進行修正。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從動盤轂的內花鍵統一考慮。驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉矩為發動機的最大轉矩。)，在低擋工作時，≤400MPa。（3）中間軸的應力計算 在水平方向 = 在彎矩和轉矩的聯合作用下　　　　　　　　　 =故中間軸上的軸應力為 所以中間軸強度合格。）；。常嚙合齒輪副的撓度不必計算，因為距離支撐點較近，符合較小，撓度值不大。軸的全撓度為mm。中間軸剛度的校核（1）中間軸撓度的計算和校核中間軸在垂直面內的撓度為 =得中間軸在水平面內的撓度為： =故軸的全撓度為： =所以中間軸的撓度合格。 第二軸軸承的選擇和校核第二軸裝軸承處的直徑為60mm，按GB/T27619