EQ1090载货汽车变速器设计说明书毕业设计.docx
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EQ1090载货汽车变速器设计说明书毕业设计
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摘要
变速器是汽车的主要组成部分,其功能是改变传动比、改变驱动轮的扭矩和转动方向。
变速器能在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车倒退行驶，而且利用挡位可以中断动力的传递。
所以变速器的结构设计的合理性直接影响到汽车动力性和经济性。
设计要求达到换挡迅速、省力、方便、有较高的工作效率、工作噪声低。
因此变速器在汽车中得到广泛应用。
本次设计的是东风EQ1090载货型汽车变速器。
它的布置方案采用三轴式5+1挡和锁销式同步器换挡，并对倒挡齿轮和拨叉进行合理布置，其中一轴和第二轴的轴线在同一直线上。
这种布置形式缩短了变速器轴向尺寸，在保证挡数不变的情况下，减少齿轮数目，从而使变速器结构更加紧凑。
首先利用已知参数确定各挡传动比，然后确定齿轮的模数、压力角、齿宽等参数。
由中心矩确定箱体的长度、高度和中间轴及二轴的轴径，然后对中间轴和各挡齿轮进行校核，并利用MATLAB软件对中间轴的校核进行编程，验证各部件选取的可靠性。
最后绘制装配图及零件图。
设计结论表明，变速器齿轮及各轴尺寸确定，各轴强度的校核满足设计要求，设计结构合理。
关键词：
货车；变速器；设计；同步器
Abstract.
Gearboxisthekeypartoftheautomobile.Itisusedtochangethetransmissionratio,torqueandrunningdirectionofthedrivingwheel.Itcanchangethevehiclespeedandtyretorqueinabigscope,cutoffthepowertransferfromtheengine,andalsoprovidesareversetravelingdirectionforthevehicle.Therefore,thereasonabilityofthestructuredesignofatransmissiongearboxdirectlyaffectsthevehicle'sdynamicperformance.Itisusuallyrequiredshiftinggearsrapidlyandconveniently,savingforce,andgearboxoftheEQ1090ruck.Aschemeofstructurewiththreeshafts,5+1shiftsandsynchronizeradoptedareasonabledecoration.wherethefirstandsecondshaftswerearrangedinline.Thiskindofstructurereducesthegearboxdimensionintheaxisdirection,Inassuranceblocktocountundertheconstantcircumstance,decreasewheelgearnumber.thereforemakesthedesignedtransmissiongearboxmorecompact.
Usingthegivenbasicparameters,itwasfirstlydeterminedthetransmissionratioofeachshift,theshaftcenterdistances,thegearmodulus,thegearpressinganglesandwidths,andsoon.Andthenthegeneraldimensionofthegearbox,includingitslength,widthandrequirements;theadoptedstructureisreasonable.
Keywords:
automobile；gearbox；design；synchronizer
第1章绪论1
1.1变速器的简介1
1.2变速器的功用1
第2章变速器设计方案及论证3
2.1变速器的要求3
2.2变速器的设计方法论证3
第3章变速器设计方案论证5
3.1变速器基本参数的确定5
3.1.1轴的直径的初步确定5
3.2齿轮参数的设计6
第4章变速器各档齿轮的校核14
4.1齿轮弯曲应力的计算14
4.1.1二轴一倒挡直齿轮Z5校核14
4.1.2二轴二挡斜齿轮Z4校核15
4.1.4二轴三挡斜齿轮Z校核15
4.2齿轮接触应力计算16
4.2.1二轴一挡直齿轮Z校核16
4.2.2二轴倒挡直齿轮Z校核17
4.2.3二轴二挡斜齿轮Z校核17
4.2.4二轴三挡斜齿轮Z校核18
第五章变速器第二轴的校核19
5.1轴的直径的初步确定19
5.2变速器轴的校核19
5.2.1第二轴的刚度校核20
5.2.2第二轴的强度校核22
第6章同步器的设计24
6.1同步器的功用24
6.2同步器的种类24
6.3同步器的参数的确定25
6.3.1摩擦因数25
6.3.2同步环主要尺寸确定25
第7章变速器操纵机构27
7.1对变速器操纵机构的要求27
7.2直接操纵手动换挡变速器27
7.3远距离操纵手动换挡变速器28
7.4变速器自锁、互锁、倒挡锁装置28
7.4.1自锁装置28
7.4.2互锁锁装置29
7.4.3倒挡锁装置29
结论.30
参考文献31
致谢32
附录一程序编程33
1齿轮校核程序33
2轴的校核程序34
附录二专业外文及翻译37
第1章绪论
1.1变速器的简介
变速器是安装在汽车的发动机驱动车轮之间的速力变化装置.它是用来改变发动机转速与驱动轮的转速的比例关系,以尽量满足各种特定驾驶条件.目前，汽车上广泛采用活塞式内燃机，其转矩和转速变化范围小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。
为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。
无论从变速箱本身的特点，还是设计手段与方法的整个趋势来看，将先进的设计方法引入变速箱的设计使极其必要的。
其优点不仅仅在于得到一个能使性能达到较高水平的设计方案，而且由于知识工程和专家系统的引入，使得其更具有可扩展性。
变速器经历了用变速杆改变链条的传动比→手动变速器→有级自动变速器→无级自动变速器的发展历程。
变速器的作用:
①改变汽车的传动比,扩大驱动车轮转矩和转速的范围,使发动机在理想的工况下工作;②在发动机转矩方向不变的前提下,实现汽车的倒退行驶;③实现空挡,中断发动机传递给车轮的动力,使发动机能够起动、怠速。
手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理,变速器内有多组传动比不同的齿轮副,汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。
如在低速时,让传动比大的齿轮副工作;而在高速时,让传动比小的齿轮副工作。
由于每挡齿轮组的齿数是固定的,所以各挡的变速比是定值。
常见的手动变速器由铸铁或铝制变速器壳体、轴、轴承、齿轮、同步器和换挡机构组成。
除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。
满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。
汽车工作的道路条件越复杂、功率比越小，变速器的传动比范围越大。
在原变速器传动机构基础上，在附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。
近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势，传动机构由有级变速向无级变速方向发展。
1.2变速器的功用
能变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应变化的行驶条件，同时使发动机在有利的工况下工作；发动机在转速不变的条件下，变速器能汽车倒挡行驶；利用空挡，中断动力传递，能使汽车启动行驶，怠速，提高速度等。
第2章变速器设计方案及论证
2.1变速器的要求
保证汽车有必要的动力性和经济性。
（1）设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的输出。
（2）设置倒挡，使汽车能倒退行使。
（3）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。
（4）换挡迅速、省力、方便。
（5）工作可靠。
汽车行使过程中，变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。
（6）变速器应有高的工作效率。
（7）变速器工作噪声低。
除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。
满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。
汽车工作的道路条件越复杂、功率比越小，变速器的传动比范围越大。
为满足以上使用性能要求，本变速器采用有级式变速器。
变速器由变速传动机构和操纵机构构成。
变速器传动机构包括换挡齿轮、传动齿轮、传动轴。
实现操作需要避免、避免冲击布置的同步器，操纵机构还要求有自锁和互锁装置。
轿车多采用两轴式变速器，货车多采用三轴式变速器。
同步器设计采用锁销式同步器。
2.2变速器的设计方法论证
变速器设计方案要求从使用性能、制造条件和重量、价格性价比等多方面考虑，要求满足制造、使用、维修等条件。
所以应从齿轮的形式，轴的形式及布置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。
（1）固定轴式应用广泛，主要有两轴式和三轴式变速器。
三轴式变速器的结构：
是由第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各挡齿轮分别与中间的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。
将第一、二挡直接连接起来传递转矩称为直接挡。
因此，直接挡的传递效率高，磨损及噪声也最小，这是三轴式变速器的优点。
其他前进挡需要依次经过两对齿轮传递转矩。
因此，在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得大的一挡传动比，这是三轴式变速器的另一优点。
但也有缺点，除直接挡外其他各挡的传动效率有所降低。
综上所述货车应选用三轴式变速器。
（2）齿轮形式：
变速器用斜齿轮和直齿圆柱齿轮。
斜齿圆柱齿轮虽然制造时复杂，工作时有轴向力，但因使用寿命长，噪声小而仍得到广泛使用。
直齿圆柱齿轮用于一挡和倒挡。
（3）换挡形式：
有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。
使用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。
因此，除一挡、倒挡外已很少使用。
使用啮合套换挡，因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。
同步器分为常压式、惯性式、和惯性增力式，多采用惯性式变速器，它也是一种锁环式同步器，使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。
但结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，多用于轿车和轻型货车。
所以轻型货车的二、三、四挡应采用同步器换挡，而一挡、倒挡应用直齿滑动齿轮换挡。
（4）变速器轴承常采用滚珠轴承、滚针轴承、滚柱轴承等。
目前均采用圆锥滚柱轴承，优点有：
直径较小，宽度大，因而容量大，可承受高负荷，能确保可靠性，使用寿命长。
滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮的刚度，减少自动脱挡。
由于上述特点，滚锥轴承在货车变速器得到广泛应用。
（5）变速器的操纵机构装在变速箱内，由变速叉轴、变速叉、倒块、自锁弹簧、自锁钢球、互锁钢球、互锁圆柱销组成。
为了防止汽车行驶时误挂倒挡，在导快上装有带弹簧的安全止柱。
第3章终上所述，本次设计采用中间轴式5+1挡变速器，并采用采用锁销式同步器换挡.变速器设计方案论证
3.1变速器基本参数的确定
设计中给定的参数传动比i1=7.31i2=4.31i3=2.45i4=1.51i5=1
——发动机最大转矩
K——经验系数，K=4.0-4.6，取K=4.2
中心距的初步确定
初选中心矩可用下式计算
式中：
——中心距系数，取值范围8.6-9.6取
——发动机最大转矩，
——变速器一挡传动比，
——变速器传动效率，
求得
3.1.1轴的直径的初步确定
变速器的轴必须有足够的刚度和强度。
工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。
中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A轴的最大直径d个支承间距离L的比值，对中间轴，dL0.16-0.18,对第二轴dL0.18-0.21。
第一轴花键部分直径可按下式初选：
式中：
——中心距系数，取值范围8.6-9.6取
——发动机最大转矩，=31.75mm
3.2齿轮参数的设计
（1）齿轮模数
本变速器设计一、倒档为直齿滑动齿轮换挡，其它档均采用锁销式同步器换挡，选取齿轮模数要保证齿轮有足够的刚度，同时兼顾它对噪声和质量的影响，减少模数、增加齿宽会使噪声降低，反之则能减轻变变速器的质量。
降低噪声对轿车有意义，减轻质量对货车比较重要。
从齿轮强度观点出发，每对齿轮应有各自的模数，而从工艺的观点出发，全部齿轮选用一种模数是合理的，轻型货车模数取值范围为3.00-3.75mm。
根据齿轮模数选用的优先原则及本变速器的特点，进行模数的选取，直齿轮为3.25mm,斜齿轮为3.25mm。
（2）齿轮压力角的选择
为提高货车的承载能力，应采用或压力角齿轮，实际上因国家标准压力角为，所以齿轮普遍采用。
（3）螺旋角的确定
为了减少工作噪声和提高强度，汽车变速器齿轮多数用斜齿轮，只有倒挡齿轮及货车一挡齿轮才用直齿轮。
选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题：
螺旋角大些时会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声降低，实验还证明，随螺旋角的增大，齿轮的强度也会相应的提高，不过当螺旋角高于时，其抗弯强度会骤然下降，而接触强度仍上升。
因而选取适当的值使弯曲强度与接触强度达到均衡。
此外，为消除斜齿轮传动的轴向力，中间轴上的齿轮一律做成右旋，而第一、二轴上的一律左旋，轴向力由轴承承受。
最后，可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。
斜齿轮的螺旋角的初步取值在以下范围内：
货车变速器斜齿轮的螺旋角为-。
（4）齿宽的设计计算
在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。
考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。
根据模数的大小选定齿宽：
直齿：
b=，为齿宽系数，取4.5—8.0
斜齿：
b=，取6.0—8.51
各挡齿轮的齿宽值如下：
中间轴一挡，倒档直齿：
b=73.25=22.75
中间轴二挡斜齿：
b=73.25=22.75
中间轴三挡斜齿：
b=73.25=22.75
中间轴四档斜齿：
b=73.25=22.75
中间轴常啮合齿：
b=73.25=22.75
一轴常啮合斜齿：
b=73.25=22.75
二轴一挡，倒档直齿：
b=73.25=22.75.
二轴二档斜齿：
b=73.25=22.75
二轴三档斜齿：
b=73.25=22.75
二轴四档斜齿：
b=73.25=22.75
（5）各挡齿数的分配
在初选中心距、齿轮螺旋角之后，可根据预选确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配齿轮的齿数。
下图为结构简图，以便说明各挡齿数的分配。
1，确定一挡齿轮的齿数
一挡传动比
一挡为直齿轮，则Z==78.15取78
中间轴一挡齿轮数受中间轴径尺寸限制，即受刚度的限制。
货车在12—17之间，选
为17个齿，则=78－17=61
对中心距进行修正
A=m×Z2=126.75
确定常啮合齿轮的齿数
=7.31×=2.03
，取
由以上两个公式求得
取整为23取整为47
实际传动比=7.31求得传动比=7.33
两者相差较小，可取校核螺旋角
二挡齿轮齿数的确定
=4.31×=2.10
，
联立求得：
=取整为25取整为53
=53×47（23×25）=4.33
传动比误差:
δ=∣（4.33-4.31）4.31∣=0.5%<5%满足要求
三挡齿轮齿数的确定
=2.45×=1.20
，
联立求得：
=取整为34取整为41
=47×41（23×34）=2.46
传动比误差:
δ=∣（2.46-2.45）2.45∣=0.4%<5%满足要求
四挡齿轮齿数的确定
=1.54×=0.75
，
联立求得：
=取整为42取整为31
=47×31（23×42）=1.50
传动比误差:
δ=∣（1.50-1.54）1.54∣=2.5%<5%满足要求
倒挡齿轮齿数的确定
倒挡齿轮选取的模数往往与一挡相同，倒挡齿轮的齿数一般在21到23之间取值，初选=22
中间轴与倒挡轴的中心距为：
mm
D=－D－1=58mm
=Dm=17.85取整为18
=7.41
此时=7.41与7.4相差不大，故可取二轴与倒挡轴的中心距为：
mm
7．各档齿轮的尺寸
直齿轮
斜齿轮
二档齿轮
斜齿
斜齿
斜齿分度圆===83.76mm
斜齿
斜齿
斜齿分度圆===177.85mm
三档齿轮
斜齿
斜齿
斜齿分度圆===116.40mm
斜齿
斜齿
斜齿分度圆===140.36mm
四档齿轮
斜齿
斜齿
斜齿分度圆===109.16mm
斜齿
斜齿
斜齿分度圆===144.38mm
第4章变速器各档齿轮的校核
4.1齿轮弯曲应力的计算
直齿：
斜齿：
式中：
—弯曲应力（）
T—计算载荷（N·mm）
K—齿宽系数
K—应力集中系数，直齿轮K=1.65
斜齿轮K=1.5
K—重合度影响系数，主动齿轮K=1.1从动齿轮K=0.9
K—重合度影响系数，K=2
y—齿形系数
4.1.1二轴一倒挡直齿轮Z校核
=
=217.92NmmNmm
所以的弯曲强度合格
4.1.2二轴二挡斜齿轮Z校核
=
=97.80NmmNmm
所以的弯曲强度合格
4.1.3二轴三挡斜齿轮Z校核
=16274NmmNmm所以的弯曲强度合格
4.2齿轮接触应力计算
直齿：
斜齿：
式中：
F—齿面上的法向力
E—齿轮材料的弹性模量，取2.1×10Mpa
b—齿轮接触实际宽度
d—节圆直径
、—主、从动齿轮节点处的曲率半径
直齿轮：
==
斜齿轮：
4.2.1二轴一挡直齿轮Z校核
b=22.75mmm=3.25mm
==9.7
==19.54
=7362N
=1200
所以的接触强度合格
4.2.2二轴倒挡直齿轮Z校核
b=22.75mmm=3.25mm
==10.24
==16.21
=7851N
=1071
所以的接触强度合格
4.2.3二轴二挡斜齿轮Z校核
b=22.75mmm=3.25mm
=16.35
=22.64
=8624NF==9523N
=1014.4
所以的接触强度合格
4.2.4二轴三挡斜齿轮Z校核
b=22.75mmm=3.25mm
=18.39
=27.52
=9210NF==9700N
=924
所以的接触强度合
.
第五章变速器第二轴的校核
5.1轴的直径的初步确定
变速器的轴必须有足够的刚度和强度。
工作时它们除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，结果是斜齿轮也产生轴向力，在这些力的作用下，轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性均有不利影响，还会增加噪声。
中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d0.45A；轴的最大直径d个支承间距离L的比值，对中间轴，dL0.16-0.18,对第二轴dL0.18-0.21。
第一轴花键部分直径可按下式初选：
=31.75mm
式中：
—经验系数，=4.0-4.6，取=4.4；=375N.m
中间轴：
dL=0.17L=334.74mm
二轴：
dL=0.18L=398mm
5.2变速器轴的校核
轴的校核是评定变速器是否满足所要求的强度、刚度等条件，是否满足使用要求，是设计过程中的重要步骤，主要是为了对设计的数据校核，达到设计的要求。
由于第二轴支撑点较长，所以只对中间轴进行校核若符合要求则其他轴不用计算。
5.2.1第二轴的刚度校核
轴在垂直面内挠度为，在水平面为，转角为，则
；；；
～为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力。
～为齿轮齿宽在中间面上的径向力。
E～为弹性模量，Mpa
I～为惯性力矩，对于实心轴：
d～为轴的直径，花键处按平均直径
a、b～为齿轮上作用力矩与支座A、B的距离
L～为支座间的距离
轴的全挠度为；
轴在垂直面和水平面挠度的允许值为
f=0.05—0.10mm，f=0.10—0.15mm.
全挠度0.2mm，齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。
（1）对第二轴三挡齿轮处进行刚度校核
a=131mmb==267mm=
；
N
N
N
所以
mm
合格
mm
合格
==0.0500.2mm合格
合格
（2）对第二轴二挡齿轮处进行刚度校核
a=180mmb==218mm=
；
N
N
N
所以
mm
合格
mm
合格
==0.0250.2mm合格
合格
（3）对第二轴倒挡齿轮处进行刚度校核
a=260mmb==138mm
；
N
N
N
所以
合格
合格
==0.0110.2mm合格
合格
5.2.2第二轴的强度校核
在其作用下应力为
式中：
M～
W～为抗弯截面系数
（1）对第二轴三挡齿轮处进行强度校核
=66.37合格
（2）对第二轴二挡齿轮处进行强度校核
=41.69合格
（3）对第二轴倒挡齿轮处进行强度校核
=29.00合格
第6章同步器的设计
由于变速器输入轴与输出轴以各自的速度旋转，变换挡位时合存在一个"同步"问题。
两个旋转速度不一样齿轮强行啮合必然会发生冲击碰撞，损坏齿轮。
因此，旧式变速器的换挡要采用"两脚离合"的方式，升挡在空挡位置停留片刻，减挡要在空挡位置加油门，以减少齿轮的转速差。
但这个操作比较复杂，难以掌握精确。
因此设计师创造出"同步器"，通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合。
6.1同步器的功用
相邻挡位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换挡的情况，只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依据的速度分析原理是一样的。
变速器的换挡操作，尤其是从高挡向低挡的换挡操作比较复杂，而
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