1、精選優質文檔-傾情為你奉上汽車工程系本科生海 南 大 學機電工程學院汽車理論課程作業（設計）題 目長運拖拉機的變速器設計TitleThe Design of CHANGYUN Tractor Transmission年級：2008級 專業：08交通運輸（2）班 學生姓名： 欒慶熊 童 飛 梁 菲 趙小洋 沈娟娣學號：B072 073 074 075 0762011年6月 日符 號 說 明 汽車總質量 kg 重力加速度 N/kg 道路最大阻力系數 驅動輪的滾動半徑 mm 發動機最大扭矩 Nm 主減速比 汽車傳動系的傳動效率 一檔傳動比 汽車滿載載荷 N 路面附著系數 第一軸與中間軸的中心距 mm

2、 中間軸與倒檔軸的中心距 mm 第二軸與中間軸的中心距 mm 中心距系數 直齒輪模數 斜齒輪法向模數 齒輪壓力角 斜齒輪螺旋角 齒輪寬度 mm 齒輪齒數 齒輪變位系數 齒輪彎曲應力 MPa 齒輪接觸應力 MPa 齒輪所受圓周力 N 軸向力 N 徑向力 N 計算載荷 Nm 應力集中系數 摩擦力影響系數 齒輪材料的彈性模量 MPa 重合度影響系數 主動齒輪節圓半徑 mm 從動齒輪節圓半徑 mm 主動齒輪節圓處的曲率半徑 mm 從動齒輪節圓處的曲率半徑 mm 扭轉切應力 MPa 軸的抗扭截面系數 軸的材料的剪切彈性模量 MPa 軸截面的極慣性矩 垂直面內的撓度 mm 水平面內的撓度 mm摘 要 本文

3、詳細敘述了QY1030T輕型載貨汽車的設計過程。其中設計總則確定了此車的設計目標；整車的動力性、經濟性、操縱穩定性等性能以及整車性能參數的敘述，說明了QY1030T輕型載貨汽車的特點；各大總成的選擇，整車動力性能的驗算以及一些參數的計算，進一步說明了整車性能的優越性；在本書附錄中，附有QY1030T動力性能計算程序流程圖及程序代碼。關鍵詞：總體布置，動力性，經濟性Abstract This paper described in details the course of the design in QY1030T.The rules of design give the targets of

4、planning, the description of the performance in power performance in the whole truck, economics of performance, performance of operation stable and the whole performance, express the characters of QY1030T. The choose of parts check of the performance in the whole truck and the computation of some pa

5、rameter, show deeply the goodness of the whole trucks performance. This paper also shows the flow chart and the codes of the power performance calculation program in the appendixKeywords: 小四號、頁碼右對齊一級標題：黑體；其余：宋體目錄目錄符號說明摘要Abstract1 設計總則11.1 變速器的功用11.2 變速器的設計基本要求11.3 變速器結構方案的選擇21.4 變速器主要參數的確定21.4.1 擋數和

6、傳動比21.4.2 中心距21.4.3 軸向尺寸51.4.4 齒輪參數5 1.5 變速器軸102 整車性能分析142.1 動力性分析142.2 燃油經濟性分析16致謝18參考文獻191 設計總則1.1 變速器的功用發動機的輸出轉速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉速區出現。為了發揮發動機的最佳性能，就必須有一套變速裝置，來協調發動機的轉速和車輪的實際行駛速度。變速器可以在汽車行駛過程中，在發動機和車輪之間產生不同的變速比，通過換擋可以使發動機工作在其最佳的動力性能狀態下。變速器是能固定或分擋改變輸出軸和輸入軸傳動比的齒輪傳動裝置。又稱變速箱。它是汽車傳動系中最主要的部件之一。 變速器的作用是

7、： （1） 在較大范圍內改變汽車行駛速度的大小和汽車驅動輪上扭矩的大小。 由于汽車行駛條件不同，要求汽車行駛速度和驅動扭矩能在很大范圍內變化。例如在高速路上車速應能達到100km/h，而在市區內，車速常在50km/h左右。空車在平直的公路上行駛時，行駛阻力很小，則當滿載上坡時，行駛阻力便很大。而汽車發動機的特性是轉速變化范圍較小，而轉矩變化范圍更不能滿足實際路況需要。 （2） 實現倒車行駛 汽車發動機曲軸一般都是只能向一個方向轉動的，而汽車有時需要能倒退行駛，因此，往往利用變速箱中設置的倒檔來實現汽車倒車行駛。 （3） 實現空檔 當離合器接合時，變速箱可以不輸出動力。例如可以保證駕駛員在發動機

8、不熄火時松開離合器踏板離開駕駛員座位。 1.2 變速器的設計基本要求(1) 性能要求： 正確選擇變速器的擋位;正確選擇變速器的傳動比;保證汽車有良好的動力性和經濟性(2) 設置倒擋和空擋(3) 操縱簡單、方便、迅速、省力，縮短換擋時間，提高加速性能和動力性能(4) 傳動效率要高，盡可能設置直接擋(5) 變速器工作可靠、平穩、無噪聲(6) 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出(7) 制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長1.3 變速器結構方案的選擇近年來，為了降低油耗，變速器的擋數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用45個擋位的變速器。本設計也采用5個擋位。此外，金鹿拖拉機為前置發動機后輪驅動，

9、其變速器采用三軸式。變速器的傳動示意圖：1.4 變速器主要參數的確定1.4.1 擋數和傳動比選擇最低擋傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。（1）根據汽車最大爬坡度確定汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。根據題目中的參數：，,，其中可以取，取得最大值，式中： 車輪的滾動半徑，m；變速器最高檔傳動比。發動機最大的功率和相應的轉矩：故有 則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動比為 =6.6 式中汽車總質量；重力加速度；道路阻力系數；最大爬坡要求；驅動車輪的滾動半徑

10、；發動機最大轉矩； 主傳動比；汽車傳動系的傳動效率。（2）根據驅動車輪與路面的附著條件確定 =9.55 式中汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷；即：根據計算結果我們可以取7.5。變速器的1檔傳動比應根據上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔，有時用超速檔。中間檔的傳動比理論上按公比為 （其中n為檔位數）的幾何級數排列，實際上與理論值略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發動機參數的合理匹配。 則，其它的傳動比計算如下： ，=1.65，=2.72，=4.49，1.4.2 中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的

11、中心距A（mm）可根據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初選：mm式中中心距系數。對轎車取8.99.3；對貨車取8.69.6；對拖拉機的多檔主變速器，取9.511；變速器處于1檔時的輸出轉矩，；發動機最大轉矩，Nm；變速器的1檔傳動比；變速器的傳動效率，取0.95。1.4.3 軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關：四檔(2.22.7)A五檔(2.73.0)A六檔(3.23.5)A當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數KA應取給出系數的上限。本次設計采用5+

12、1手動擋變速器，變速器殼體的軸向尺寸可初步為：，可以取235mm做為參考值。變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。1.4.4 齒輪參數（1）齒輪模數 齒輪模數由輪齒的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所決定。選擇模數時應考慮到當增大齒寬而減小模數時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數并減小齒寬和中心距。對拖拉機則應重視減小質量。根據圓柱齒輪強度的簡化計算方法，可列出齒輪模數m與彎曲應力之間有如下關系： 直齒輪模數 式中計算載荷，Nmm；應力集中系數，直齒齒輪取1.65；摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9；齒輪齒數；齒寬系數，直齒齒輪取4.

13、47.0；齒形系數。齒高系數相同、節點處壓力角不同時：，；壓力角相同、齒高系數為0.8時，；輪齒彎曲應力，當時，直齒齒輪的許用應力MPa。斜齒齒輪法向模數 式中應力集中系數，斜齒齒輪取1. 5；斜齒齒輪螺旋角，為；齒寬系數，斜齒齒輪取7.08.6；重合度影響系數，取2；齒形系數，按當量齒數查詢得：；輪齒彎曲應力，轎車變速器斜齒齒輪取MPa，貨車變速器斜；齒齒輪取MPa。出于工藝考慮，模數應盡量統一，取金鹿拖拉機的模數為：4。（2）齒形、壓力角和螺旋角由于金鹿拖拉機屬于一般貨車類型，則我們取齒型為標準齒輪GB1356-78，壓力角我們取20度，螺旋角為2030度。拖拉機變速器都采用漸開線齒形。斜

14、齒齒輪的螺旋角選擇應使中間軸上的軸向力相互抵消，應滿足條件： 式中，中間軸上兩工作齒輪的螺旋角；，兩工作齒輪的節圓半徑。（3）齒寬齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩性。通常是根據齒輪模數來確定齒寬b：（直） （斜）式中齒寬系數，直齒齒輪取4.47.0，斜齒輪取7.08.6；法面模數（根據上述為3.5）。（4）齒頂高系數一般齒輪的齒頂高系數1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用.（5）齒輪修正 為了改善齒輪傳動的某些性能，常對齒輪進行修正。修正方法有三種：加工時改變刀具與齒輪毛坯的相對位置，又稱變位；改變刀具的原始齒廓參數；改變齒輪齒廓的局部漸開線，又稱修形。

15、（6）各檔齒輪齒數的分配a. 一擋傳動比 為了確定Z9和Z10的齒數，先求其齒數和: 其中 A =81.7mm、m =4；故有.85，取。 五檔變速器示意圖當轎車三軸式的變速器時，則，應盡可能小，使得傳動比盡可能大，z2/z1可小些，以使第一軸常嚙合齒輪可分配到較多齒數，以便在其內腔設置第二軸的前軸承，則。b.求常嚙合齒輪的齒數及傳動比： 由已經得出的數據可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 由此可得： 而根據已求得的數據可計算出：.4 與聯立可得：=7.35 、=33.08根據實際經驗取：=7、=34則可計算出常嚙合實際傳動比為： c.確定其他擋位的齒輪齒數二擋傳動比 而 故

16、對于斜齒輪， 故有： 聯立得：。根據實際經驗取;按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 ；四擋齒輪 。d.確定倒擋齒輪的齒數一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設計中倒擋傳動比取6.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪10略小，取。而通常情況下，倒檔軸齒輪取2123，此處取=23。由 可計算出故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A = =63mm 1.5 變速器軸變速器軸在工作中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。剛度不足會產生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。變速器第一軸第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐

17、在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環和軸承蓋實現。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。中間軸分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。各截面尺寸不應相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應力集中會引起軸斷裂。（1）軸的直徑變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。設計時，由

18、齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定：第一軸和中間軸： 第二軸： 式中 -發動機的最大扭矩，Nm為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協調關系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關系可按下式選取：第一軸和中間軸： d/L=0.160.18；第二軸： d/L=0.180.21。 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據中心距A(mm)按下式初選：選d=45mm 第一軸花鍵部分直徑可根據發動機最大轉矩Temax (Nm)按下式初選： ，取d=20mm初選的軸徑還需根據變速器的結構布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等

19、標準以及軸的剛度與強度驗算結果進行修正。（2）軸的校核1）第一軸的強度與剛度校核因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 式中：-扭轉切應力，MPa； T-軸所受的扭矩，Nmm； -軸的抗扭截面系數，； P-軸傳遞的功率，kw； d-計算截面處軸的直徑，mm； -許用扭轉切應力，MPa。其中P =24.3kw，n =2400r/min,d =30mm；代入上式得：=17.9 MPa 由查表可知=45MPa，故，符合強度要求。軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為： 式中，T -軸所受的扭矩，Nmm； G -軸的材料的剪

20、切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =8.1MPa； -軸截面的極慣性矩，； 將已知數據代入上式可得： 對于一般傳動軸可取；故也符合剛度要求。2）二軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： 式中 -至計算齒輪的傳動比，此處為三擋傳動比2.72； d -計算齒輪的節圓直徑，為85mm； -節點處的壓力角，為16； -螺旋角，為30； -發動機最大轉矩，為89900Nmm。代入上式可得： 危險截面的受力圖為： 危險截面受力分析水平面：（160+75）=75 =608N；水平面內所受力矩： 垂直面： =3316.6N垂直面所受力矩：。該軸所受扭矩為：。故危險截面所受的合成彎矩

21、為： 則在彎矩和轉矩聯合作用下的軸應力（MPa）: 將代入上式可得：，在低檔工作時=400MPa，因此有： ；符合要求。3）軸的剛度校核第二軸在垂直面內的撓度和在水平面內的撓度可分別按下式計算： 式中, -齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； -齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E-彈性模量（MPa），MPa； I-慣性矩（），d為軸的直徑（）； a、b-為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L-支座之間的距離（）。將數值代入上面兩式得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。2 整車性能分析2.1 動力性分析(1) 汽車的動力性是指汽車在良好路面上直線行駛時由汽車受到的縱向外力決定的、所能達到的平均速度。汽車是一種高效率的運輸工具，運輸效率之高低在很大程度上取決于汽車的動力性。汽車的動力性是汽車各種實用性能中最重要、最基本的性能。它表示了汽車以最大可能的平均行駛速度從事交通運輸的能力。 汽車的最高車速； 根據： 式中：發動機的有效轉矩；為變速器的傳動比；為車輪半徑；為主減速器的傳動比, 為傳動系的機械效率；為作用于驅動輪上