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
4-112×110
汽缸数-缸数×
行程
工作容积 4.334
88/3200
额定功率/转
速
340/1600-1800
最大转矩/转
速
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
r r =s r =r ,
静力半径s r
可用下列公式估算
s d
r =0.0254[+b(1-)]2
λ （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 ，
s r =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
t q m a x q 0T
m a x m a x T i i =G f c o s +G s i n r
ηαα （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
max max q1tqmax 0T
G(fcos +sin )r
i =T i ααη （3-3）
式中，r ——驱动车轮的滚动半径； Ttqmax ——发动机最大转矩；
0i ——主减速比；
T η——汽车的传动效率；
f ——滚动阻力系数； G ——汽车的质量； 由公式
a u =0.377rn/(i0ig)可知，0i =max 0.377rn/u
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,
tqmax g 0T r T i i /r G2≤η? （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
A=k（3-5）
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
g1Z2Z8
=i =1.48393Z1Z7
由于常啮合齿轮为斜齿轮n 2Acos 204cos 24Zh===62.12162m 3
β??
≈ 则可得到Z1=25，Z2=37， 核算传动比i=4.44 精确螺旋角n m (Z1+Z2)
cos =
2A
β,则β=24.25
§3.5.4确定其他各档齿轮的齿数
二档：
2125 2.6187 1.7694637
Z i Z Z Z ?25=== 3(56)
1022cos 24Z Z +=
?
综合得539,622.43Z Z ==≈23
由25
()(1)126
tg Z Z Z Z Z 12β=+β+ （3-6） 得2
=
β15.64?
核算传动比237 2.509i Z2Z5?39
=
==Z1Z625?23
同理可求三档齿轮齿数3432,30Z Z == 核算传动比为3 1.5787i =
四档为直接档，所以不用计算齿轮齿数。 倒档： 初选齿轮齿数
1023Z =
中间轴与倒当轴的中心距810()3(1723)
6022
m Z Z A +?+'=
==mm 初选倒档传动比为4.3，
，
89119e e D D +=
964.5e D =，920Z =，
9103(2023)()64.52
A m Z Z ?+''=+==mm
89
0.56022
De De ++=
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=zm153 51 60 69 基圆直径（mm）db=dcosα138．67 46.2254.3862.54
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)m159 57 66 75 齿根圆直径（mm）df=(z-2ha*-2c*)m145．5 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β24．25 24．25 20．06 20．06 15．64 15．64
分度圆直径 d 82.258 121.74
2 105.46
98.540 122.66
8
81.445
基圆直径db 74.892 110.84
0 95.726 88.353 113.50
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 88.258 127.74
2 111.46
104.54
128.66
8
87.445
齿根圆直径df 7.7564 114.24
2 97.960 91.040 115.16
8
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 247.65
6
553.14
5
574.65
6
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
β24.25 24.25 20.06 20.06 15.64 15.64
σw175.704 124.089 203.743 153.056 124.966 200.746
§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 (σb) αβ F Qj
Z1 82.258 24 20.463 24.432 24.25 4979.226 789.531
Z2 121.742 24 30.286 24.432 24.25 3364.337 648.990
Z3 61.996 22.5 14.175 23.796 20.06 6380.870 1179.167
Z4 84.540 22.5 19.329 23.796 20.06 4679.305 1009.167
Z5 112.668 22.5 24.004 23.274 15.64 3411.339 790.404
Z6 66.445 22.5 14.156 23.796 15.64 5784.464 1029.243
Z7 153 18 32.330 25 0 2451.951 786.371
Z8 51 18 10.777 25 0 7355.852 1362.035
Z9 60 18 12.679 25 0 6252.475 1370.911
Z10 69 18 14.580 25 0 5436.935 1278.381
在设计初始选用齿轮材料为渗碳合金钢，其在一档，倒档的许用应力为1900~2000，在常啮合、高档的许用应力为1300~1400，所以所设计齿轮满足接触应力要求。
结论
这次毕业设计是在我们掌握了各种基础课程，如理论力学、材料力学、机械原理、机械设计、汽车构造、汽车设计等课程的基础上多作的一次综合性设计，是对我们大学四年所学知识的一种检验。使我们对所学的一些基本技能得到了培养，使我们了解了本专业的一些基本原理、设计方法和思路，为我们以后在自己专业领域内的发展奠定了基础。
在本次设计中，我是针对轻型货车变速器的设计。
对于本次设计的变速器来说，其特点是：传动效率高，噪声低，齿轮和轴承的磨损减少。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都采用比较开放的标准，因此，安全系数不高，这是本次设计的不理想之处，但是，价格低廉，使用范围广的轻型货车在中国有着广大的前景，而且要求有大量的结构简单，价格低廉的变速器与之相配，因此，结构简单的可操控性好的变速器还是很有发展前景的。
紧张的忙碌的毕业设计已经接近尾声，这次设计对我们大学四年来的学习一次最综合的检验，也更是一次综合的学习过程。通过毕业设计使我不仅仅学习专业课知识而且也学习了不少相关的知识，提高了个人的学习能力。同时也锻炼了与人协作的精神为以后我们踏入社会工作打下了良好的基础。
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17、羊丞民.汽车传动装置.北京:机械工业出版社,1989
致谢
变速器设计说明书 课程名称: 基于整车匹配的变速器总体及整车动力性计算院（部）：机电学院 专业：车辆工程 班级：车辆101 学生姓名： 学号： 指导老师： 设计时限：2013.7.1-2013.7.21
目录 1概述 (1) 2基于整车性能匹配的变速器的设计 (2) 2.1变速器总体尺寸的确定及变速器机构形式的选择 (2) 2.2变速器档位及各档传动比等各项参数的总体设计 (2) 2.3在满足中心距，传动比，轴向力平衡的条件下确定个档位齿轮的参数 (3) 2.3.1确定第一档齿轮传动比 (3) 2.3.3确定常啮合齿轮传动比 (4) 2.3.4确定第二档 (5) 2.3.5确定第三档 (6) 2.3.6确定第四档 (6) 2.3.7确定第五档 (7) 2.3.8确定倒挡 (7) 3 对整车的动力性进行计算 (9) 3.1计算最高车速 (9) 3.2最大爬坡度 (9) 3.3最大加速度 (9) 4 采用面向对象的程序设计语言进行程序设计 (10) 4.1程序框图 (10) 4.2程序运行图 (11) 4.3发动机外特性曲线 (12) 4.4驱动力与行驶阻力图 (13) 4.5动力特性图 (14) 4.6加速度曲线图 (15) 4.7爬坡度图 (16) 4.8 加速度倒数曲线 (17) 5 总结 (18) 6 参考文献 (19)
1概述 本课程设计是在完成基础课和大部分专业课学习后的一个集中实践教学环节，是应用已学到的理论知识来解决实际工程问题的一次训练，并为毕业设计奠定基础。 本设计将会使用到《汽车构造》，《汽车理论》，《汽车设计》等参考文献，在整个过程中将要定位变速器的结构，齿轮的布置以及各项齿轮的参数，如齿数，轴距等参数。 第二个阶段就是用vb编程带入计算值绘制汽车行驶力与阻力平衡图，动力特性图，加速度倒数曲线。 1：培养具有汽车初步设计能力。通过思想，原则和方法体现出来的。 2：复习汽车构造，汽车理论，汽车设计以及相关课程进行必要的复习。 3：学习使用vb编程软件。 4：处理各齿轮相互之间轴向力平衡的问题。 5：要求熟练操作office等办公软件，处理排版，字体等内容。
目录 第二章换档机构 1 简要说明 (3) 1.1变速操纵机构综述 (3) 1.2 设计目的 (3) 1.3 适用范围 (4) 1.4 装置的零部件构成图 (4) 2 设计构想 (6) 2.1 设计原则 (6) 2.2 设计参数 (6) 2.3 软轴拉线的布置 (11) 2.4 环境条件 (11) 2.5 设计基本限制因素 (12) 2.6 零件装配设计 (13) 4.1 通过什么样的标识进行识别........................................................................ 错误！未定义书签。
第二章换档机构
1 简要说明 1.1变速操纵机构综述 1汽车变速操纵机构分为手动变速操纵机构（MT）、自动变速操纵机构 （AT&CVT&AMT）。 2按传递行程和力的方式可分为拉索式换档操纵装置、杆系换档操纵装置及电讯号直接驱动换档装置;如图 2, 杆系换档操纵装置它是由一根或者两根细长的（空心）刚性杆件组成的。因为是空间运动杆系，其运动分析和自由度的确定，无论是用作图法，或用解析法都是比较复杂的；运动件本身的干涉，及其与相邻件干涉的校核也是相当繁琐的；还好，现在可以借助于CAE使设计分析工作简化和可靠。同时，这种结构还有一个很难克服的问题，就是由于其运动链长，杆件刚度弱，铰接处存在间隙，且润滑不便等原因，容易产生振动、噪声、档位不清晰、换档操纵手感不良等现象。于是，一种拉索式换档操纵装置应运而生，并将逐渐取代杆系换档操纵装置. 如图 1,为拉索式换档操纵装置.所谓拉索式换档操纵装置，是用一种柔性的推拉软轴替代空间运动的刚性的杆件。这种换档操纵装置克服了上述刚性空间杆系存在的那些问题。同时柔性推拉软轴的走向“自如”，给汽车的总体布置和变速器操纵装置的安排带来诸多方便。而且柔性软轴具有吸振的作用，能够消除动力总成和车身传至换档操纵手柄的振动，因此能得到清晰的档位和舒适的手感。拉索式操纵因其易于布置，传递效率高，成本低廉，目前是最常用的结构. 以上两类都属于手动换档操纵机构;自动换档操纵机构中也用到拉索式操纵装置,如图1.4-3,同时也用到电讯号驱动装置以实现特殊的换档要求;在电控机械自动变速箱(AMT)上则完全使用电讯号驱动装置完成换档. 1.2 设计目的 1.在任何情况下能够可靠地实现换档,并保证换档平顺; 2.在任何行驶条件下须保证操纵机构总成可靠的操纵力及操纵行程输出; 3.布置上，应充分考虑到人机工程因素，确保最适宜的行程、力及操作位置，保证 拉线在前舱的走向应平顺，避开相关干涉，远离热源等； 4.涉及到电子通讯部分，须保证对输入信号的准确识别、可靠的信号处理及精确输 出，并具备相应的抗干扰能力； 5.满足在不同工作温度下，保证足够的传递效率及操作手感；
第1章 变速器主要参数的计算及校核 学号：15 最高车速：m ax a U =113Km/h 发动机功率：m ax e P =65.5KW 转矩：max e T =206.5Nm 总质量：m a =4123Kg 转矩转速：n T =2200r/min 车轮：R16（选6.00R16LT ） 1.1设计的初始数据 表1.1已知基本数据 车轮：R16（选6.00R16LT ） 查GB/T2977-2008 r=337mm 1.2变速器传动比的确定 确定Ι档传动比： 汽车爬坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有： ααηsin cos 0emax G Gf r i i T T g +==max ψmg （1.1） 式中：G ----作用在汽车上的重力，mg G =； m ----汽车质量； g ----重力加速度，41239.840405.4G mg N ==?=； max e T —发动机最大转矩，m N T e ?=174max ；
0i —主减速器传动比，0 4.36i =； T η—传动系效率，%4.86=T η； r —车轮半径，0.337r m =； f —滚动阻力系数，对于货车取02.0=f ； α—爬坡度，30%换算为16.7α=。 则由最大爬坡度要求的变速器I 档传动比为： T e r g i T mgr i η0max max 1ψ≥ = 41239.80.2940.337 5.1720 6.5 4.3686.4%???=?? （1.2） 驱动轮与路面的附着条件： ≤r T g r i i T η01emax φ2G （1.3） 2G ----汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； 8.0~7.0=?取75.0=? 1g i ≤ 2max 00.641239.80.750.337 7.9 206.5 4.3686.4% r e T G r T i φη????==?? 综上可知：15.177.9g i ≤≤ 取1 5.8g i = 其他各档传动比的确定： 按等比级数分配原则： q i i i i i i i i g g g g g g g g == = = 5 44 33 22 1 （1.4） 式中：q —常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： 41q i g =，32q i g =，23q i g =，q i g =4 1n 1-=g i q 1.55= 高档使用率比较高，低档使用率比较低，所以可使高档传动比较小，所以取其他各挡传动比分别为： 2g i =3 3.7q =；23 2.4g i q ==；4 1.55g i q ==
奇瑞汽车有限公司 变速操纵机构（底盘部）设计指南 编制：吴方正肖俊华 校对： 审核： 批准： 汽车工程研究院
1.简要说明 1.1综述 1汽车变速操纵机构分为手动变速操纵机构（）、自动变速操纵机构（））。 2按传递行程和力的方式可分为拉索式操纵、杆系操纵及电讯号直接驱动； 拉索式操纵因其易于布置，传递效率高，成本低廉，目前是最常用的结构； 1.2 设计目的 1 在任何行驶条件下须保证操纵机构总成可靠的操纵力及操纵行程输出。 2 布置上，应充分考虑到人机工程因素，确保最适宜的行程、力及操作位置，保证拉线在前舱的走向应平 顺，避开相关干涉，远离热源等； 3涉及到电子通讯部分，须保证对输入信号的准确识别、可靠的信号处理及精确输出，并具备相应的抗干扰能力； 4满足在不同工作温度下，保证足够的传递效率及操作手感； 5使用寿命的要求 6对外观有要求的件（如换档手柄、防尘罩等），应与整车内饰相匹配，并满足整车定位对料质、做工等因素的品质要求及价格限制； 7结构简单、紧凑、质量小、工艺性好、维修方便及适合大批量生产，充分体现平台共用最大化的原则； 1.3 适用范围 适用于各车型通用的软操纵式变速操纵机构装置；
1.4 装置的零部件构成图 1.变速操纵机构总成 2.螺栓 3.过渡支架总成 4.选换档拉线总成 5.螺栓 6.软轴卡箍 7．软轴支架 8螺栓 9.开口销 10.换档手柄及护罩总成 2 设计构想 2.1 设计原则 2.1.1 该零件的功能要求 1. 保证操纵机构总成可靠的操纵力及操纵行程输出。 2.涉及到电子通讯部分，须保证对输入信号的准确识别、可靠处理及精确输出，并具备相应的抗干扰能力； 3.寿命要求；通过性能试验及整车可靠性试验要求； 2.1.2 该零件的顾客要求 1.操纵须轻便、准确； 2.外观应与内饰搭配协调，做工较精细，手感应较好 2.1.3 该零件的性能要求 1. 工作性能应稳定、可靠，使用寿命长。 2.应保证在－40°C至90°C温度区间内，可靠的实现功能； 3.详细要求参见产品计划；附录1 4.力求做到结构简单、紧凑、重量轻、制造工艺性好及拆装维修调整方便等。 2.2 设计参数。 2.2.1 决定尺寸的因素 ?布置因素：总成周边的边界空间是决定总成外廓尺寸和软轴走向的直接因素； ?变速箱对输入的要求：主要涉及换档行程和换档力的输入要求，结合人机工程的布置及总体杠杆比调校
第一章 基本数据选择 1.1设计初始数据：（方案二） 学号：12； 最高车速：m ax a U =110-12=98km/h ； 发动机功率：m ax e P =66-12/2=60kW ； 转矩：max e T =210-12×3/2=192Nm ； 总质量：m a =4100-12×2=4076kg ； 转矩转速：n T =2100r/min ； 车轮：R16（选205/55R16） ； r ≈R=16×2.54×10/2+0.55×205=315.95mm 。 2.1.1 变速器各挡传动比的确定 1.初选传动比： 设五挡为直接挡，则5g i =1 m ax a U = 0.377 min i i r n g p 式中：m ax a U —最高车速 p n —发动机最大功率转速 r —车轮半径 m in g i —变速器最小传动比 0i —主减速器传动比 max e T =9549× p e n P max α （式中α=1.1～1.3）
所以，p n =9549×192 60 )3.1~1.1(?=3282.47～3879.28r/min 取p n =3500r/min p n / T n =3500/2100=1.67在1.4～2.0范围内，符合要求 0i =0.377×0 max i i r n g p =0.377×981095.31535003 -??=4.25 双曲面主减速器，当0i ≤6时，取η=90%，0i ?6时，η=85%。 轻型商用车1g i 在5.0~8.0范围， g η=96%， T η=η×g η=90%×96%=86.4% ①最大传动比1g i 的选择： 满足最大爬坡度： 根据汽车行驶方程式 dt du m Gi u A C Gf r i i T a D T g δη+++ =20emax 15.21 （1.1） 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 ααηsin cos 0emax G Gf r i i T T g += （1.2） 即，()T tq g i T f Gr i ηαα01sin cos +≥ 式中：G —作用在汽车上的重力，mg G =，m —汽车质量，g —重力加速度， mg G ==4076×9.8=39944.8N ； max e T —发动机最大转矩，max e T =192N .m ；
摘要 变速器是汽车重要的传动系组成，在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和汽车驱动轮上扭矩的大小。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，而且利用档位可以中断动力的传递。变速器是车辆不可或缺的一部分，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，但对于我们还没有踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨、学习的。 设计的变速箱来说，其特点是：扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求，结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用同步器挂挡，可以使变速器挂挡平稳，噪声降低，轮齿不易损坏。在设计中采用了5+1档手动变速器，通过较大的变速器传动比变化范围，可以满足汽车在不同的工况下的要求，从而达到其经济性和动力性的要求；变速器挂挡时用同步器，虽然增加了成本，但是使汽车变速器操纵舒适度增加，齿轮传动更平稳。 本文设计了常用货车用机械式变速器。在阐述了机械式变速器的功用、要求的基础上，根据设计任务书的要求，选择三轴式的设计方案，进行变速器主要参数的确定、齿轮的强度校核和齿轮的几何尺寸计算，同时设计了变速器所用的锁环式同步器，确定了同步器的主要参数，最后对变速器操纵机构进行设计。 关键词：变速器；齿轮；输入轴；同步器
Abstract The transmission gearbox, as an important part in automobile driving system is used to make up the shortcoming of engine torque and rotary speed. It can change the vehicle speed and type torque in a big scope, cut off the power transfer from the engine, and also provides a reverse traveling direction for the vehicle. Transmission is an integral part of the vehicle, including mechanical design development of transmission, the technology has matured, but we have not taken the school's students, of which the design is still very worthwhile for us to explore and learn of. Gearbox design, its features are: large torque range to meet the requirements of different operating conditions, simple structure, easy production, use and maintenance, low cost, and the use of synchronizer sets required shifting allows smooth transmission required shifting, noise reduction is not easy damaged teeth. Used in the design of the 5 +1 manual transmission, transmission through the large changes in the scope of the transmission ratio, to meet the vehicle requirements of different conditions, so as to achieve its economic and power requirements; transmission linked file by synchronizer sets, although the increase in cost, but the manipulation of the automobile transmission to increase comfort, smoother gear. This designs commonly used truck with mechanical transmission. Describes the function of mechanical transmission and on the basis of the requirements, according to the requirements of the mission design, selection of three shaft type design, for the main parameters of transmission, gear strength checking and gear calculation of geometric size, while the design of transmission used by the lock ring synchronizer, identified synchronizer of main parameters, the transmission control mechanism design. Key words：Transmission；gearbox；synchronizer；input shaft
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。
变速器设计标准 1.按照QC/T 29063-1992, Q/FT A025—2001规定 1.1变速器扭矩储备系数: QC/T 29063-1992规定 轻型货车:K ≥2.5；中、重型货车K ≥3.0 1.2变速器各接合面、前后盖及螺纹连接处和油封均应密封良好，不得有渗、漏油现象。 1.3变速器应按照经规定程序批准的图样及技术文件制造，并应符合本标准要求。 1.4变速器换档、选档应灵活可靠，档位应手感清楚无冲击，不允许有挂不上档、脱不开档、跳档及乱档等现象。 1.5超速档摘档力的最低限值不应小于100 N ，其它档位摘档力的最低限值不应小于50 N 。 1.6 静扭强度（Q/FT A025—2001规定） 变速器静扭强度后备系数K 应符合下表的规定。 变速器的静扭强度后备系数K 1.7油温变速器在使用过程中，齿轮油的最高温度应不大于95 ℃。 1.8变速器外表面应清洁、无锈蚀、毛刺、裂纹及其它影响产品性能及使用寿命的缺陷。 1.9变速器应按照经规定程序批准的图样及技术文件制造，并应符合本标准要求。 1.10油封刃口、轴承、摩擦副应按设计规定涂润滑脂或润滑液。与总成内腔相通的螺栓、叉轴孔塞片装配时应涂螺纹密封胶。 1.11变速器各紧固螺栓、螺母应按设计要求的紧固力矩拧紧，不得有松动、滑扣及漏装现象。变速器的放气螺塞和放油螺塞的位置应合理，工作可靠。 1.12变速器外露非加工面应涂以均匀完整的防护漆（铝合金表面除外），外露加工表面应涂防锈油。 2设计计算 2.1．不带副箱和带后副箱的变速器 2.1.1.变速器强度： e T n T T e ：发动机最大输出扭矩为，N.m
汽车变速器的操纵机构 变速器的操纵机构用来保证驾驶员能随时拨动齿轮进行换档，或使之从工作档退到空档。其主要部分位于变速器盖内，包括换档机构，锁定机构，互锁机构。操纵机构如图8-11所示。 1.换档机构 (1)功用 1)用来改变滑动齿轮的位置，使其与相应的齿轮啮合或脱开啮合，以得到所需排档或空档。 2)拨动滑动齿轮时省力。 (2)结构：汽车上大都采用球支座式换档机构，包括变速杆、压紧(或支承)弹簧、滑杆(拨叉轴)、拨叉等。变速杆用球头铰链安装在变速杆座上(通过弹簧和碗盖吊装，弹簧力的方向可以是向上的，也可以是向下的)，可前、后、左、右摆动。当用弯杆时，应用止动销防止杆绕垂直轴线自行转动，但不应妨碍摆动。变速杆下端置于滑杆前端凹槽内，扳动上端时，
下端可拨动滑杆，滑杆上用螺钉固定着拨叉，拨叉卡在滑动齿轮的拨叉环槽中。这样，拨动变速杆就可通过拨叉使滑动齿轮移动。 变速杆在不同档位的位置由锁定机构和互锁机构确定。 2.锁定机构拨叉轴一般有三个位置：居中为空档，向前向后各挂一个档。为了保证变速器内各滑动齿轮处于正确的工作位置或空档位置，工作时挂档齿轮全齿长啮合，空档时完全脱离啮合，并且在振动等原因下，保证不会因轻微轴向力自动挂档、脱档，应将滑杆轴向定位。定位形式通常有两种型式，如图8—12所示。 (1)弹簧定位销式：它在滑杆上沿轴向开有三个V形槽，与具有锥顶的锁销相嵌合。它锁定可靠，但结构复杂。锥销顶角。越大，锥销愈易顶起，a远远大于摩擦角，一般2a＝90°～120°，压销弹簧的弹力F＝70°～160N。 (2)弹簧钢球式：它在滑杆上沿轴向开有三个半球形槽，钢球在弹簧压力下嵌于某一半球槽中，从而起定位作用，锁定了拨叉轴的位置。此锁定形式磨损少、轻便，但磨损后锁定效果下降，为此R球大于R坑，以防止磨损后不可靠。 换档时变速杆上的轴向操纵力足够时，克服弹簧压力，将销(或球)顶起(压下)，拨叉轴才能移动，直至嵌入相邻的凹坑为止。
1选题背景 (3) 1.1问题的提出 (3) 1.2文献综述（即研究现状） (4) 1.3设计的技术要求及指标 (5) 2机构选型 (6) 2.1设计方案的提出 (6) 2.2设计方案的确定 (8) 3尺度综合 (10) 3.1机构关键尺寸计算 (10) 4受力分析 (17) 4.1机构动态静力描述 (17) 5机构建模 (18) 5.1机构运动简图及尺寸标注 (18) 5.2机构关键构件建模过程 (19) 5.3机构总体装配过程 (25) 6机构仿真 (28) 6.1机构仿真配置 (28) 6.2机构仿真过程描述 (28) 6.3仿真参数测量及分析 (30) 6.4仿真中存在的不足 (33) 7设计总结 (34) 8收获及体会 (34) 9致谢 (35)
本设计的任务是设计一台用于轿车上的五档手动变速器。合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用，从而提高汽车动力性和经济性。 设计部分叙述了变速器的功用与设计要求，对该变速器进行了方案论证，选用了三轴式变速器。说明了变速器主要参数的确定，齿轮几何参数的计算、列表，齿轮的强度计算。 该变速器具有两个突出的优点：一是其直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小；二是在齿轮中心距较小的情况下仍然可以获得较大的一档传动比。 关键词：变速器齿轮轴
1选题背景 1.1 问题的提出 从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为：手动变速器（MT）、自动变速器（AT）、手动/自动变速器（AMT）、无级变速器（CVT）。 手动变速器（Manual Transmission）采用齿轮组，每档的齿轮组的齿数是固定的，所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如，一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比，总共只有5个值(即有5级)，所以说它是有级变速器。 曾有人断言，繁琐的驾驶操作等缺点，阻碍了汽车高速发展的步伐，手动变速器会在不久“下课”，从事物发展的角度来说，这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看，笔者认为手动变速器不会过早的离开。 首先，从商用车的特性上来说，手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例，卡车用来运输，通常要装载数吨的货品，面对如此高的“压力”，除了发动机需要强劲的动力之外，还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”，这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段，它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器，虽然具有操作简便等特性，但这些特点尚不具备。 其次，对于老司机和大部分男士司机来说，他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看，手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史，资历郊深的司机都是“手动”驾车的，他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的，如果让他们改变常规的做法，这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍，但是大多数年轻的司机还是崇尚手动，尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感，所以一些中高档的汽车（尤其是轿车）也不敢轻易放弃手动变速器。另外，现在在我国的汽车驾驶学校中，教练车都是手动变速器的，除了经济适用之外，关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。 第三，随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭，对于普通工薪阶级的老百姓来说，经济型轿车最为合适，手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家，而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。例如，夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车，它们的各款车型基本上都是5档手动变速。
1 / 5 手动变速器离合器操纵机构的xx 一、离合器操纵机构装拆卸和安装分离轴，分离杠杆，回位弹簧，离合器杠杆及分离轴承见“换档操纵机构、变速器壳体”部分。注意： 拆装踏板组件前，必须拆下蓄电池地线。 说明： 维修时，更换所有自锁螺母及弹性挡圈。用MoS2润滑脂润滑所有轴承及接触表面，零件号： G000602。 1-橡胶盘; 2-橡胶导套; 3-带自动调节机构的离合器拉索。 拆卸和安装见下面 (二)小节，功能检查见下面 (四)小节; 4-手动变速器; 15-垫圈; 6-橡胶缓冲块; 7-挡圈; 8-橡胶缓冲块; 9-踏板支架; 2 / 5 10-制动踏板杠杆和离合器踏板杠杆销轴; 11-制动踏板杠杆; 12-挡块卡环; 13-偏心弹簧销轴; 14-衬套; 15-离合器踏板杠杆。 用于带偏心弹簧的车，于动调节，间隙：15-20mm。拆卸和安装见下面
(五)小节; 16-离合器踏板杠杆。 用于不带偏心弹簧的车。手动调节，间隙：15-2Omm。拆卸和安装见下面 (五)小节; 17-衬套。 2用专用冲头VW222a拆卸，用虎钳压入; 18-偏心弹簧。 仅用于66KW发动机的车。拆卸及安装见下面 (五)小节; 19-带手动调整机构的离合器拉索。 拆卸和安装见下面 (三)小节。在调整盘上调整。离合器踏板杠杆间隙：15-20mm; 20-六角螺母。 调整后锁紧; 3 / 5 21-调整盘; 22-离合器分离轴; 23-限位缓冲块; 24-平衡重。 其他车上为减少噪音才能安装; 25-离合器拉索紧固件。 二、拆装带自动调整机构的离合器拉索 1.拆卸 3说明： 当调整机构不能压在一起时，表明其中有损坏元件。拆卸时，离合器拉索将被损坏。拆卸离合器拉索前，检查其功能见下面(四)小节。
1 引言 1.1 任务来源及设计依据 1.1.1 任务来源 指导老师分配。 1.1.2 设计依据 参照国家关于汽车换档操纵机构的相关标准及汽车换档操纵机构机构实体模型。 1.2 设计原则和设计要求 对换档操纵机构的设计，应满足其操纵的轻便性、可靠性、稳定性和平顺性，在换档操纵机构布置位置还应注意隔热、隔振、防尘等密封问题。另外，设计应符合国家有关标准及人机工程学方面的要求，在满足前述原则的的前提下，应尽可能的采用国内外的新技术和新材料，进行优化设计。 ，选择人手在操纵杆件时的合适力度和力矩；，确定换档操纵机构的布置位置和适合的尺寸； ，操纵应准确、轻便、可靠； ，具有足够的刚度和强度，工作可靠性高。 ，易于加工、制造，调整方便。 1.3 结构形式 根据设计题目，参照EQ1090货车，本次设计采用双杆远距离换档操纵机构。 1.4 主要参数 人手操纵力：N 35； 换档杆长度：mm 250； 选档轴力矩：m 25； N? 换档轴力矩：m 15； N? 换档摇臂长度：mm 80； 选档摇臂长度：mm 80。
1.5 要求提供的技术资料 ； ； ； 2 变速器操纵机构概述 汽车变速器操纵机构作为变速器的控制机构，较之汽车设计中的其它环节，只是一个小装置，但它却和汽车的正常行驶有着十分紧密的关系，并在变速器的设计中占有重要的地位。除此之外，因为由驾驶者直接操纵，所以，变速器操纵机构在设计时还需考虑到人机工程学方面的知识。 变速器操纵机构是驾驶员操纵变速手柄到使变速箱换档的一套机构，是用来保证驾驶员能根据汽车使用条件，随时拨动变速箱内齿轮进行换档，或使之从工作档退到空档，并要求拨动滑动齿轮时要省力。 要使变速器操纵机构可靠地工作，应满足下列要求： (l)设有自锁装置，防止变速器自动换档和自动脱档。 (2)设有互锁装置，保证变速器不会同时换入两个档，否则会产生运动干涉，甚至会损坏零件。 (3)设有倒档锁，防止误换倒档。否则会损坏零件或发生安全事故。 近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。自动操纵式机械换档变速器又称或称自动化机械换档变速器，它是在原手动机械换档变速器（MT）的基础上，对其离合器、变速器的控制系统和操纵机构进行改造而形成的。 3 变速器操纵机构总体方案设计 3.1变速器操纵机构类型方案分析 机械式操纵机构是最常用的，按换档操纵杆与变速器的相互位置，机械式变速器操纵机构可分为直接操纵式和远距离操纵式两类： 直接式操纵机构主要由选档换档机构和安全装置两部分组成。选档换档机构由
.. . … 高级轿车三轴五档手动机械式变速器 目录 一、设计任务书 (4) 二、机械式变速器的概述及总体方案论证 (4) 2.1 变速器的功用、要求、发动机布置形式分析 (4) 2.2 变速器传动机构布置方案 (5) 2.2.1 传动机构布置方案分析 (5) 2.2.2 倒挡布置方案 (7) 2.3 变速器零部件结构方案分析 (8) 三、变速器主要参数的选择与主要零件的设计 (11) 3.1 变速器主要参数选择 (11) 3.1.1 档数与传动比 (13) 3.1.2 中心距 (14) 3.1.3 外形尺寸 (14) 3.1.4 齿轮参数 (15) 3.2 各档齿轮齿数的分配 (15) 3.2.1 确定一档齿轮的齿数 (15) 3.2.2 确定常啮合齿轮副的齿数 (16) 3.2.3 确定其他档位的齿数 (18) 3.2.4 确定倒挡齿轮的齿数 (18)
3.3 齿轮变位系数的选择 (19) 四、变速器齿轮的强度计算与材料的选择 (22) 4.1 齿轮的损坏原因及形式 (22) 4.2齿轮的强度计算与校核 (22) 4.2.1齿轮弯曲强度计算 (23) 4.2.2齿轮接触应力 (24) 五、变速器轴的强度计算与校核 (26) 5.1变速器轴的结构和尺寸 (26) 5.1.1 轴的结构 (26) 5.1.2 确定轴的尺寸 (26) 5.2轴的校核 (27) 5.2.1 第一轴的强度与刚度校核 (28) 5.2.2 第二轴的校核计算 (29) 六、变速器同步器的设计及操纵机构 (30) 6.1 同步器的结构 (31) 6.2 同步环主要参数的确定 (33) 6.3 变速器的操纵机构 (35) 参考文献 (36)
精心整理 变速操纵系统设计规范 编制 校对 审核 一、 1、2、3、二、 1、2、3、三、 四、 变速操纵系统的故障分析及解决方法 (12) 五、 变速操纵系统技术条件及试验要求 (10) 1、 技术条件.................................................................................13 2、 试验方法 (15) 六、 附表 (17)
七、DFMEA (19) 一、变速操纵系统概述 1、定义：变速操纵系统是通过操纵器及软轴或硬杆连接到变速器的选换档摇臂上，利用杠杆 原理，来传递驾驶员的变速换挡动作，操纵变速器进行挡位变换，从而实现发动机动力按不同挡位进行传递。 2、型式： 1）根据变速器的不同，可分为手动变速操纵系统、自动变速操纵系统；目前卡车上还是以手动变速操纵系统为主。 2）根据操纵方式的不同，卡车采用的变速操纵系统主要分为连杆式、拉索式。 3）连杆式操纵系统多采用空心杆作为传力部件，通常需要4-5段空心杆串连起来传递行程 1、换档推总成14、19、 1、 3 1）操纵机构 操纵机构是操纵系统中关键的部件，安装在驾驶区域，它一般由支座，换档臂和选档摇臂等主要零件组成。常见的支座有铝铸件，钢铸件或钣金件。它对整个机构起基础支撑作用，同时也是操纵
机构与驾驶室地板的连接件。实际情况要根据整个系统的匹配和负载等因素来定。驾驶员操纵的是操纵杆上的操纵手柄，主要实现换选档动作，纵向操纵手柄为换档动作横向操纵手柄为选档动作。 图1-3跃进轻卡操纵机构 换档操纵时，选档摇臂不动，换档臂做前后摆动控制换档软轴进行换档。在选档操纵时，换档臂左右摆动，并通过其他联动机构（如十字轴承）带动选档臂作摆动，从而控制选档软轴选档。操纵机构就是根据杠杆原理设计的，换档常为一级杠杆，选档是二级杠杆转化。图示1-3为跃进轻卡采用的操纵机构。 2）软轴 软轴是系统中操纵力和操纵行程的传递介质，系统一般由两根软轴组成，一根用来选档，另一根用来换档，两根软轴的一端连接操纵机构，另一端连接转换机构或直接连在变速箱的变速操纵轴上。 ,是 图1-4 求。 包在索芯的外面，常用材料是HDPE，主要作用是使索芯能绕制后更为牢固，成为一个整体，同时也使索芯在推拉运动的过程中减少摩擦。要求热包后表面平整光滑，特别对其外径有严格的要求，外径的控制直接影响到最后软轴的内阻力和传动效率。内衬套，绞制钢丝和外套管形成一个整体，它要求有一定的柔韧性的，同时也要保证软轴在底盘上布置时，内衬套的孔径不发生很大的变形，绞制钢丝相当于“骨架”，能有效地防治这种变形，内衬套的的孔壁要求光滑平整，使索芯在内衬套内推拉顺畅。索芯和内衬套的间隙是软轴一个很重要的控制点，间隙过大，会使系统的空行程大，传动效率低。间隙过小会使摩擦力大 软轴的索芯和套管的间隙、索芯表面减摩材料及内充润滑油脂、输入力、输出力、长度(L一(L1+L2))和总弯曲度，对索的行程效率、载荷效率和使用寿命有较大的影响。 我国钢丝材料与国外相比有一定差距,为弥补这一不足,在设计选型上适当加粗了芯线的直径, 并对芯线总成的结构进行了改进,在钢丝绳的外面缠绕了一层扁钢带,以提高其承载能力。同时对芯
电动汽车变速器课程 设计 说 明 书 学院名称：机电工程学院 专业班级：机械XXXX班 学号： 0806XXXXXX 学生姓名： XXXXXX 指导老师：陈敏
电动汽车变速器设计---课程设计任务书 电动汽车变速器是有效改善牵引电动机扭矩范围的重要传动部件，通过加设变速器，可实现高转速电机和减速器的有机结合，使电动机保持在高效率工作范围类，减轻电动机和动力电池组的负荷，实现电动汽车的轻量化设计。电动汽车机械变速机构类型有多种，如轮毂电机减速器，驱动桥变速差速器等。本课程设计的变速器要求是一单级变速器，并具有空挡和倒档机制。要求通过学习掌握电动汽车变速器的原理，结构和设计知识，用所给的基本设计参数确定变速器的传动比，并进行电动汽车变速器的结构设计，绘制主要的零部件图纸，写出内容详细的设计说明书。 设计时间: 2010年秋季学期的19-20周。 1.基本设计参数： 1.电动机额定转速:2500r/min 2.电动机恒转矩区转矩: 200 Nm 3.车辆主减速比：1.0 4.电动机额定转速时车辆速度：60 km/h 5.车轮规格：205/55 R16 2.设计计算要求： 1.根据基本设计参数进行电动汽车变速器主要参数的选择与计算; 2.进行电动汽车变速器的结构设计与计算。 3.完成内容： 1.装配图１张; 2.零件图2张; 3.设计计算说明书１份。 1) 封面； 2) 课程设计任务书； 3) 目录； 4) 中英文摘要; 5) 正文； 6 ) 参考文献。 4.主要参考文献： [1]陈家瑞.汽车构造（第三版下）[M].北京：机械工业出版社,2009,6. [2]刘惟信.汽车设计[M].北京：清华大学出版社,2001,7. [3]康龙云.新能源汽车与电力电子技术[M].北京：机械工业出版社，2010,10.
变速器包括变速传动机构和换档操纵机构两部分。 变速传动机构是变速器的主体，主要有一系列相互啮合的齿轮副及其支承轴，以及作为基础件的壳体组成。其功用是改变转速、转矩和旋转方向。操纵机构的功用是实现换档。（一）传动机构 功用是：变速、变矩、改变旋转方向，通过操纵机构来实现。 组成：齿轮、轴、轴承以及同步器组成 发动机前置二轴式变速传动机构 1、输入轴总成 变速器的输入轴也就是离合器的输出轴，其前端通过轴承支承在发动机飞轮上，轴上有1～5档主动齿轮和倒档齿轮以及3、4档和5档同步器，2档主动齿、倒档主动齿、1档主动齿与轴制成一体，3、4、5档主动齿及5档同步器都通过轴承支承在输入轴上，3、4档同步器和5档齿圈都通过花键固定在输入轴上。 2、输出轴总成 输出轴与主减速器主动齿轮制成一体，其上相应地有主减速器主动锥齿轮、1～5档从动齿轮和1、2档同步器，3、4、5档从动齿及1、2档同步器与输出轴制成一体，1、2档从动齿通过轴承支承在输出轴上。 3、倒档轴总成 倒档齿轴安装于右壳体中。倒档齿轮与轴径向活动配合，轴向也是活动配合。 4、各档动力传递路线 （1）1档 1、2档同步器的接合套向右 动力传递路线为：输入轴→1档主动齿轮→1档从动齿轮→1、2档同步器→输出轴。 （2）2档 1、2档同步器的接合套向左移动 动力传递路线为：输入轴→2档主动齿轮→2档从动齿轮→1、2档同步器→输出轴。 （3）3档 3、4档同步器的接合套向右移动 动力传递路线为：输入轴→3、4档同步器→3档主动齿轮→3档从动齿轮→输出轴。 （4）4档 3、4档同步器接合套向左移动 动力传递路线为：输入轴→3、4档同步器→4档主动齿轮→4档从动齿轮→输出轴。 （5）5档
前言 变速器用于转变发动机曲轴的转矩及转速，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条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同要求的需要。变速器在汽车中起着重要的作用，它能使汽车以非常低且稳定的车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定转速是难以达到的。 随着汽车工业的不断壮大，以及汽车行业持续快速的发展，如何设计出更经济实惠，工作可靠，性能优良，且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题，也是我们作为汽车工程本科毕业生，必须肩负的重任。在面临着前所未有的机遇的同时，我们要努力为我们的汽车工业做出应有的贡献。经过四年的刻苦学习，我掌握了四十多门基础知识和专业知识，阅读了大量的专业书籍，为从事汽车行业的工作打下了坚实的基础。在大学毕业，即将走向工作岗位之际，按国家教委的要求，进行了这次设计。毕业设计是对我们在大学期间所学知识的一次检阅，充分体现了一个设计者的知识掌握程度和创新思想。毕业设计总体质量的好坏也直接体现了毕业生的独立创造设计能力。由于毕业设计具有特殊的重要意义，在两个多月的毕业设计时间里我们到单位实习，并阅读了大量的汽车资料，虚心向老师请教，且在老师的指导下，将老师传授的设计方法运用到自己的设计中，使本次毕业设计得以顺利完成。 本人的设计题目、要求及任务是： 轻型货车变速器设计（4＋1）档 设计参数：发动机: M emax=160 N·m ；车速：V max=100 Km/h ； 额定转速：n=2800 rpm ；车轮滚动半径：R0=0.42 m ； 汽车总质量：2200 Kg ；爬坡度：30﹪；主减速比：i0=4.5 ； 驱动轮上法向反作用力：F Z=1300 Kg 。 设计要求: 采用中间轴式、全同步器换档。本次设计要求：对各档齿轮的接触强度、弯曲应力及轴的强度、刚度以及轴承的载荷进行校核计算。 设计工作量: 1、集资料、进行方案论证、结构分析，确定合理的结构方案。 2、选择正确的参数，对变速器的强度及刚度进行校核计算。 3、绘制变速器总装图1张（0号图）、壳体图1张（0号图）、操纵机构总装图1张（0 号图）、齿轮零件图折合1.5张（0号图），其中用计算机绘图折和4.0张A0，手绘图 折和0.5张A0。总图量为4.5张以上0号图。 4、设计中的计算要求编程，上机计算，打印程序、结果。 5、英译中大于5000字符（折合中文约大于3000字）。 6、设计说明书应包括：目录、中、英文摘要、设计说明、方案论证、计算过程、结论、毕业设计完成情况的自我评价及其它说明。要求大于1.2万字。