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1、目 录1 前言12 低速载货汽车主要参数的确定32.1 质量参数的确定32.2 发动机的选型32.3 车速的确定43 变速器的设计与计算63.1 设计方案的确定63.1.1 两轴式63.1.2 三轴式63.1.3 液力机械式63.1.4 确定方案63.2 零部件的结构分析73.3 基本参数的确定83.3.1 变速器的档位数和传动比83.3.2 中心距103.3.3 变速器的轴向尺寸113.3.4 齿轮参数113.3.5 各档齿轮齿数的分配143.4 齿轮的设计计算163.4.1 几何尺寸计算163.4.2 齿轮的材料及热处理173.4.3 齿轮的弯曲强度173.4.4 齿轮的接触强度183.5
2、 轴的设计与轴承的选择213.5.1 轴的设计213.5.2 轴承的选择334 结论40参考文献41致421 前言低速载货汽车是一种特殊的货车,特殊在于它以前叫农用运输车,GB7258-20041将四轮农用运输车更名为低速货车,明确农用运输车实质上是汽车的一类。GB18320-20012规定以柴油机为动力装置,中小吨位、中低速度,从事道路运输的机动车辆,包括三轮农用运输车和四轮农用运输车等,但不包括轮式拖拉机车组、手扶拖拉机车组和手扶变型运输机。农用运输车最高设计车速不大于70km/h,最大设计总质量不大于4500kg,长小于6m、宽不大于2m和高不大于2.5m。我国农用运输车诞生于20世纪8
3、0年代初。我国农村运输的特点是运量小、运距短、货物分散、道路条件差。由于同吨位的柴油车较汽油车运载能力强,燃油价格低,且柴油保管无须特殊设备,又为广大农民所熟悉,所以,农用运输车均选用柴油机为动力。农用运输车的载质量一般不超过1.5t。当前四轮农用运输车载质量分为4个等级,包括1.5t、1.0t、O.75t和0.5t级。在传动系统中设置了变速器,以适应汽车在起步、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。本次设计的课题为低速载货汽车变速器的设计,该课题来源于结合生产实际。本次课题研究的主要容是：a.参与汽车的总体设计；b.变速器结构型式分析和主要参数
4、的确定；c.变速器结构设计。本说明书以设计低速载货汽车变速器的传动机构为主线。第2章着重介绍了在参与总体设计当中,如何确定低速载货汽车参数,进而明确变速器应满足的条件及其所受的限制。第3章则重点介绍低速载货汽车变速器的传动机构的设计说明。在参与总体设计当中,首先是对低速载货汽车的产品技术规和标准进行分析,然后确定低速载货汽车的总质量,以此来选择合适的发动机。根据发动机的功率以及汽车的总质量确定该车的最高速度满足低速载货汽车安全技术条件。关于变速器的设计,首先选择合适的变速器确定其档位数,接着对工况进行分析,拟订变速器的各档位的传动比和中心距,然后计算出齿轮参数以选择合适的齿轮并且对其进行校核,
5、接着是初选变速器轴与轴承并且完成对轴和轴承的校核,最终完成了变速器的零件图和装配图的绘制。本课题所设计出的变速器可以解决如下问题：a.正确选择变速器的档位数和传动比,使之与发动机参数匹配,以保证汽车具有良好的动力性与经济性；b.设置空档以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；设置倒档使汽车可以倒退行驶；c.操纵简单、方便、迅速、省力；d.传动效率高,工作平稳、无噪声；e.体小、质轻、承载能力强,工作可靠；f.制造容易、成本低廉、维修方便、使用寿命长；g.贯彻零件标准化、部件通用化及总成系列化等设计要求,遵守有关标准规定。2 低速载货汽车主要参数的确定2.1 质量参数的确定3汽车的整备质
6、量利用系数：2-1式中 汽车的载质量；整车整备质量。表2-1 货车的质量系数参数车型总质量货车1.86.00.801.106.014.01.201.3514.01.301.70装柴油机的货车为0.801.00。汽车总质量：商用货车的总质量ma由整备质量m0、载质量me和驾驶员以及随行人员质量三部分组成,即2-2式中,为包括驾驶员及随行人员数在的人数,应等于座位数。此低速载货汽车是柴油机,查表2-1得质量利用系数为0.801.10,其载质量是=1.5103kg, 由公式2-1得：=15001875kg因为此车设计为单排室,所以=2,由公式2-2得:=15001875+1500+265=31303
7、505kg本课题选用ma=3500kg。2.2 发动机的选型根据现在低速载货汽车选用发动机的情况,参照2815系列四轮农用运输车,针对本次设计任务选用达到欧排放标准的YD480柴油机。表2-2 YD480柴油机技术参数型号YD480干式气缸套型式直喷式行程mm90缸心距1001小时功率/转速kW/r/min29/3000外特性最低燃油消耗率g/kWh250.2最大扭矩Nm104压缩比18排量L1.809喷油压力 kPa220.5外形尺寸长宽高 mmmmmm687494628净质量kg1952.3 车速的确定42-3式中 发动机最大功率,kW；传动系的传动效率,对单级主减速器驱动桥的42式汽车取
8、0.9；汽车总质量,kg；重力加速度,ms2；滚动阻力系数,对载货汽车取0.02,对矿用自卸汽车取0.03,对轿车等高速车辆需考虑车速影响并取0.0165+0.0001Va-50；最高车速,kmh；CD空气阻力系数,轿车取0.40.6,客车取0.60.7,货车取0.81.0A汽车正面投影面积,若无测量数据,可按前轮距B1、汽车总高H、汽车总宽B等尺寸近似计算：对轿车 A0.78BH,对载货汽车 AB1 H。由公式2-3得：算出Vmax62.3km/h, 因为低速载货汽车最高设计车速不大于70km/h,所以该车满足要求。3 变速器的设计与计算3.1 设计方案的确定低速载货汽车变速器一般选用机械式
9、变速器,它采用齿轮传动,具有若干个定值传动比。有轴线固定式变速器普通齿轮变速器和轴线旋转式变速器行星齿轮变速器两种。采用这种变速器的低速载货汽车通常有35个前进档和一个倒档。最近几年液力机械变速器和机械式无级变速器在汽车上的应用越来越广泛5,根据目前广泛使用变速器的种类,以及应用的围,初步拟定三种设计方案。3.1.1 两轴式两轴式变速器结构简单、紧凑且除最高档外其他各档的传动效率高。两轴式变速器的第二轴即输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时,主减速器可用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮。除倒档常用滑动齿轮直齿圆柱齿轮外,其他档位均采用常啮合齿轮斜齿圆柱齿轮传动,
10、但两轴式变速器没有直接档,因此在高档工作时,齿轮和轴承均承载,因而噪声较大,也增加了磨损。这种结构适用于发动机前置、前轮驱动或发动机后置、后轮驱动的轿车和微、轻型货车上,其特点是输入轴和输出轴平行,无中间轴。3.1.2 三轴式三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合,且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时,齿轮、轴承及中间轴均不承载,而第一、二轴也仅传递转矩因此,直接档的传动效率高,磨损及噪声也最小, 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此,在齿轮中心距影响变速器尺寸的重要参数较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比,但除了直
11、接档外其他各档的传动效率有所降低,适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。3.1.3 液力机械式由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成,其特点是传动比可在最大值和最小值之间的几个间断围作无级变化,但结构复杂,造价高,传动效率低。3.1.4 确定方案由于低速载货汽车一般是传统的发动机前置,后轮驱动的布置形式,同时考虑到制造成本以及便于用户维护等因素,再结合变速器的特点和任务书的要求,现选用三轴式变速器见图3-1。图3-1 三轴式变速器与前进档位比较,倒档使用率不高,而且都是在停车状态下实现换倒档,故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式倒档。变速器的一档或倒档因传动比大,工作时在齿轮上作用的力也增大,并
12、导致变速器轴产生较大的挠度和转角,使工作齿轮啮合状态变坏,最终表现出齿轮磨损加快和工作噪声增加。为此,一档与倒档,都应当布置在靠近轴的支承处,以便改善上述不良状况,本课题采用如下方案见图3-2。图3-2 倒档布置3.2 零部件的结构分析a.齿轮型式考虑到本课题采用三轴式变速器,而且该型只有一对常啮合齿轮副,没有采用同步器换档,故选用直齿圆柱齿轮用来换档。b.轴的结构分析6变速器轴在工作时承受转矩及弯矩,轴的明显变形将影响齿轮正常啮合,产生较大的噪声,降低使用寿命。轴的结构形状除应保证其强度与刚度外,还应考虑齿轮、轴承等的安装、固定,它与加工工艺也有密切关系。第一轴通常与齿轮做成一体,其长度决定
13、于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的花键统一考虑,目前一般都采用齿侧定心的矩形花键,键齿之间为动配合。第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装,从受力及合理利用材料来看,也是需要的。渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低,但定位性能好,承载能力大,且键齿高较小使小径相应增大,可增强轴的刚度。当一档、倒档采用滑动齿轮挂档时,第二轴的相应花键则采用矩形花键及动配合,这时不仅要求磨削定心的外径,一般也要磨削键齿侧,而矩形花键的齿侧磨削要比渐开线花键容易。变速器中间轴分为旋转式及固定式两种。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上。其上的一档齿轮常与轴做成一体,而高档齿轮则用键或过盈配合与
14、轴连接以便于更换。固定式中间轴为仅起支承作用的光轴,与壳体呈轻压配合并用锁片等作轴向定位。刚度主要由支承于其上的连体齿轮宝塔齿轮的结构保证。仅用于当壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖时。c.轴承型式6变速器多采用滚动轴承,即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定,再验算其寿命。第一轴前轴承安装在发动机飞轮腔中采用向心球轴承：后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承,因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第一轴的拆装,后轴承的座孔直径应大于第一轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承；后端采用带止动槽的单列向心球轴承,因为它也要承受向外的轴向力。某些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承,并选择向心球轴承。旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承,此轴承不承受轴向力,因为在该处布置轴承盖困难；后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销,未抵销部分由后轴承承受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制,故有时采用无圈的短圆柱滚子轴承。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮塔轮
