微型客貨兩用車變速器傳 動軸和操縱機構設計含5張CAD圖
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微型客貨兩用車變速器，傳 動軸和操縱機構設計
摘 要
經過改革開放初期我國汽車工業(yè)發(fā)展規(guī)?？涨?。在不斷發(fā)展的經濟的背景下，乘用車開始普及，走進千家萬戶。鄉(xiāng)村公路上客貨兩用車適應面更加寬廣，人民的生產與生活更加便捷，因而消費者更加容易接受?？拓泝捎密嚨募夹g難點主要在其動力傳輸、變速及操縱機構上，在微型汽車的設計上，首先要考慮設計的汽車滿足汽車的工作要求，發(fā)動機的功率達到工作的要求，還有變速箱和傳動軸與其他汽車機構的合理布置，提高汽車的穩(wěn)定性能。
所以本課題是對微型客貨兩用車的結構及工作原理進行深入的分析研究，優(yōu)化微型客貨兩用車的結構，提高微型客貨兩用車的動力傳輸效率及穩(wěn)定性，對于我國汽車行業(yè)的發(fā)展具有遠大的研究意義的。本文就是根據設定設計的基本參數，對微型客貨兩用車的小車變速器、傳動軸及操縱機構等重要機構及重要的零部件進行結構設計校核，設計出滿足設計要求的微型客貨兩用車。
關鍵詞：客貨兩用；動力傳輸；機構設計；計算校核；
Abstract
After the reform and opening up, China's automobile industry has developed unprecedentedly. With the continuous development of economy, all kinds of passenger cars have entered ordinary families. Especially the passenger and freight dual purpose vehicles are more suitable for rural roads, which facilitate the production and life of the masses, and are more acceptable to consumers. The technical difficulties of the passenger and cargo dual purpose vehicle are mainly in its power transmission, transmission and control mechanism. In the design of the mini car, the power performance of the engine must be taken into full consideration, as well as the overall arrangement of the gearbox and the transmission shaft to meet the dynamic performance of the vehicle.
Therefore, this topic is an in-depth analysis of the structure and working principle of the mini passenger and cargo dual purpose vehicle, optimizing the structure of the micro passenger and cargo dual purpose vehicle, improving the efficiency and stability of the dynamic transmission of the mini passenger and cargo dual purpose vehicle, which is of great significance for the development of the automobile industry in China. Based on the basic parameters of the design, this paper designs and checks the structural design of the important organizations and important parts, such as the transmission, transmission shaft and manipulating mechanism of the mini passenger and cargo dual purpose vehicle, and designs a micro passenger and cargo dual purpose vehicle to meet the design requirements.
Key words: Double use of passenger and cargo；Power transmission；Institutional design；Calculation and checking；
目錄
第一章 緒 論 4
1.1選題的背景及意義 4
1.2 國內外發(fā)展及研究現(xiàn)狀 4
1.3設計的基本思路 5
1.4設計的基本參數 6
1.5本章小結 6
第二章 傳動軸的設計 7
2.1傳動軸的設計標準 7
2.2十字軸設計計算 8
2.3 十字軸滾針軸承的計算 9
2.4萬向節(jié)叉的設計計算 10
2.5傳動軸臨界轉速計算 12
2.6 傳動軸的強度校核 14
2.7 傳動軸花鍵軸的計算 15
第三章 變速器操縱機構的設計 17
3.1 變速器的結構要求 17
3.2 變速器的總體結構 17
3.3 變速器操縱機構設計 18
第四章 變速器的設計 20
4.1傳動比的確定及分配 20
4.2變速器各檔齒輪齒數的選擇計算 21
4.3齒輪的參數計算校核 22
4.4 變速器中間軸的結構設計及校核 29
4.5軸承的選用校核 35
4.6鍵的選擇和校核 36
第五章 總 結 38
參考文獻 39
附錄 40
謝 辭 41
4
第一章 緒 論
1.1選題的背景及意義
我國汽車工業(yè)發(fā)展規(guī)模不斷增長，并有著良好的發(fā)展空間。不斷發(fā)展的經濟，使得乘用車也步入千家萬戶，以目前的中國國情，農村還是我國最大的生活群體，結合農村的道路環(huán)境及消費水平，客貨兩用的微型汽車更能適應農村的道路，更為經濟，農民也更容易接受得到更好的汽車普及。農村是汽車行業(yè)的一個廣大的市場，在我國也有多家汽車品牌生產出微型汽車進入了農村的市場，比如：五菱、江淮等知名品牌。微型汽車的設計難點主要還是在動力的傳輸及穩(wěn)定性能上，所以汽車的變速器，傳動機構的優(yōu)化設計成了制約微型汽車發(fā)展的要點。
變速器操縱機構與總體布置緊密密切，協(xié)調駕駛室、總體布置等問題應需解決，使發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速為之改變，雙拉變速器是比較好的選擇
所以本課題是對微型客貨兩用車的結構及工作原理進行深入的分析研究，優(yōu)化微型客貨兩用車的結構，提高微型客貨兩用車的工作效率及穩(wěn)定性，對于我國汽車行業(yè)的發(fā)展具有遠大的研究意義。
1.2 國內外發(fā)展及研究現(xiàn)狀
“改變世界的機器”就是汽車，100多年的歷史，從1886年一直到現(xiàn)在。汽車得到了很好的發(fā)展空間及時間，一度成為世界經濟的中流砥柱，對人類產生的影響，無法估量。無論是日本，西歐，美國等發(fā)達國家或地區(qū)把發(fā)展汽車工業(yè)，作為支柱產業(yè)來進行布局，“七五”期間，我國提出“要把汽車制造業(yè)作為重要的支柱產業(yè)，爭取有一個較大的發(fā)展”，汽車在世界經濟發(fā)展的作用，由此可見一斑。
當前，人類社會各個領域都缺少不了汽車的身影。，農業(yè)，工業(yè)，商業(yè)與國際貿易，科技，教育，衛(wèi)生保健，藝術，國防以及其他建設事業(yè)，汽車與人類的現(xiàn)代生活領域及家庭緊密相連。人們日常工作，生產，生活，學習旅行中最方便，最經常使用的交通工具就是汽車，其也成為現(xiàn)代社會的象征。汽車在許多發(fā)達國家已經相當普及，西歐，日本等發(fā)達國家平均2~3人擁有一輛；美國，平均1.3人擁有一輛。汽車的迅速普及，在運輸及生活上提高了出行的效率，也進一步擴大了人們的娛樂活動范圍，人們的社會生活變的豐富多彩；公路的建設和運輸的繁榮也被促進，城市布局的改變對于各地區(qū)經濟文化的交流和偏遠落后地區(qū)的開發(fā)也有很大的幫助。
我國汽車行業(yè)起點低，發(fā)展較晚。中國汽車工業(yè)于1953年從零起步，近幾年，轎車大幅度增長樂產量，并確定了三大基地，如一汽，二汽，上海，還有三個較小的基地，如天津，北京，廣州。到2010年汽車生產量達600萬輛是我國汽車的發(fā)展目標，我國國民經濟的支柱產業(yè)再多一項。國家開始鼓勵個人購買汽車要，為轎車的普及作好準備。與此同時，迅速發(fā)展的汽車也帶了一些不易解決的問題，例如：能源消耗，安全問題，和環(huán)境污染。因此，節(jié)約能源，行車安全和環(huán)境保護已成為當務之急，需要討論并加以解決。
回顧歷史，1959年面世的“MINI”轎車的研發(fā)并面世，大大刺激了汽車行業(yè)的發(fā)展，這款汽車在外觀及性能上突破了傳統(tǒng)的汽車觀念，在各大汽車的賽事上也屢屢取得第一。截止到現(xiàn)在，這類汽車依然是家庭轎車的首選。也正是這款汽車的誕生推動了微型汽車的誕生發(fā)展。微型客貨兩用汽車正是本課題所要設計的。我國的微型車也可稱為“中國特色”，因為我國轎車不太普及的情況下，售價僅在三萬元人民幣左右的微型客車，成為大眾買的起的車型。
1.3設計的基本思路
1.3.1設計的主要內容
（1）根據我國的汽車的發(fā)展詳情，對比現(xiàn)有的微型客貨兩用車原理，根據設定的參數設計出可以更高效、適用性更好的微型客貨兩用車；
（2）對微型客貨兩用車的變速器、傳動軸、操縱機構進行設計及機構間的協(xié)調；
（3）對微型客貨兩用車的變速器、傳動軸、操縱機構零部件繪制二維圖紙；
（4）對微型客貨兩用車的結構與現(xiàn)有的結構進行對比優(yōu)化。
1.3.2.研究方法
（1）通過查閱書籍、上網查閱資料，對比現(xiàn)有的微型客貨兩用車的機械原理，對比優(yōu)劣，制定更合理的起重方案。
（2）設計方案構思，與指導老師討論，然后確定設計方案。
（3）使用cad繪圖軟件，詳細設計，繪制設計的零件圖、裝配圖。
（4）針對設計中出現(xiàn)的問題進行改進、創(chuàng)新。
1.4設計的基本參數
根據微型客貨兩用車設計的用途規(guī)格特點分類，設定微型客貨兩用車設計的主要參數如下：
發(fā)動機擬選為：JL462Q或相近系列；
最高車速為：95Km/h；
最小轉彎半徑R：R≤4.5米；
乘員人數：4人；
載重量：0.5噸；
檔位數4+1。
1.5本章小結
本章主要是根據設計的課題在查找相關的設計資料，了解國內外先進的汽車設備，根據設計的要求合理制定設計方案及設計方向。并確定了微型客貨兩用車的主要設計參數。
54
第二章 傳動軸的設計
在汽車傳動系統(tǒng)或其他系統(tǒng)中，在動力傳動中一般出現(xiàn)有軸線相交其在傳動過程轉軸的位置還會常出現(xiàn)變動的動力傳動場合，一般首先考慮的是采用萬向傳動裝置進行兩軸的動力傳動。也就是萬向傳動軸，其主要是由：萬向節(jié)與傳動軸組成，萬向傳動軸的主要作用就是實現(xiàn)兩個軸線相交且軸的位置在工作過程還會出現(xiàn)不斷變化的兩軸之間的轉矩及旋轉運動的傳遞工作。
在汽車的動力傳動中，萬向傳動軸應用十分廣泛。主要是由汽車的結構性能決定的。在汽車的傳動中有就是兩軸軸線相交但是軸的位置在工作過程還會出現(xiàn)不斷變化，比如在汽車的正常行駛過程中，轉向驅動橋中的內、外半軸之間的夾角隨行駛而變化，這時就必須采用萬向傳動軸進行轉矩及旋轉運動的傳遞工作。
2.1傳動軸的設計標準
傳動軸是微型汽車的動力傳輸件，所以其的加工質量要求很高，其外觀不能有沙孔、裂紋、加工粗糙度要滿足零件的加工要求。
分析傳動軸的布局計算載荷：根據汽車設計要求，根據傳動軸的安裝布局位置不同，計算載荷的方法公式也不一樣，主要有以下三種：
（1）最大轉矩和一擋傳動比來確定發(fā)動機的載荷；
（2）按驅動輪打滑來確定；
（3）按日常平均使用轉矩來確定。
本設計采用的傳動軸安裝布局的方式是：傳動軸安裝在變速器與驅動橋中間。計算汽車的載荷，根據設計的布局要求，選用第一種計算方式發(fā)動機的最大轉矩及一擋傳動進行計算，得到：
（2-1）
上式中：為傳動軸計算載荷，單位為；為離合器所產生的動載系數，在此??；為發(fā)動機最大轉矩，單位為；為液力變矩器變矩系數，;為變速器一擋傳動比，；為分動器傳動比，；為發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，；為計算驅動橋數，為。
由公式（2-1）：
（2-1）
在以下對汽車的靜強度計算時，萬向傳動軸的載荷取，為常用的安全系數。
2.2十字軸設計計算
根據十字軸在實際傳動工作中的磨損分析，十字軸的主要磨損是在傳動過程與軸承滾動摩擦造成的，滾針軸承也會受到摩擦損壞，十字軸的損壞程度主要是觀察其表面是否出現(xiàn)有壓痕及剝落現(xiàn)象，一般在十字軸表面出現(xiàn)壓痕深度超過0.15mm則視為十字軸已損壞需要更換，所以在對十字軸的設計中要對安裝軸承的頸部進行強度的校核工作，保證十字軸的平穩(wěn)高效地進行傳動工作。
本設計的微型客貨兩用汽車的載重更為0.5t，根據參考文獻《底盤設計》（吉林工業(yè)大學出版），對十字軸的基本參數進行初選得到，十字軸：，，，。
計算作用在十字軸的軸頸力F，得到：
（2-2）
上式中：為萬向傳動的計算轉矩，；為合力F作用線到十字軸中心之間的距離，；為萬向傳動的最大夾角，取 。
根據以上參數的確定，代入式中，得到：
校核十字軸軸頸根彎曲應力：
（2-3）
式中：為十字軸軸頸根部彎曲應力，單位；為十字軸軸頸直徑，；為十字軸油道孔直徑，；為合力作用線到軸頸根部的距離，；為彎曲許用值，為 。
根據以上參數的確定，代入式中，得到：
由以上計算結果對比得到：，十字軸滿足設計的強度要求。
校核切應力：
（2-4）
根據已知參數，代入式中，得到：
根據選定的十字軸的材料為45鋼，查資料得到45鋼的切應力為 ，對比計算得到的切應力結果，得到十字軸的切應力滿足設計強度要求。
2.3 十字軸滾針軸承的計算
在軸承的安裝傳動過程中，為避免產生滾針壓斷壓碎現(xiàn)象，滾針的直徑應該均勻，滾針的直徑不小于1.6mm，滾針直徑加工都應在范圍之內，且滾針在軸承內部要均布，滾針直徑的間隙公差應保持在0-0.003mm之間，要是間隙過大，軸承內的滾針減少，會造成軸承的載荷力不夠，出現(xiàn)卡針現(xiàn)象；過小的間隙也會造成滾針過多發(fā)熱變形的現(xiàn)象。所以根據以上分析滾針的間隙在0.009-0.095mm最為合適。滾針的軸向間隙在0.2-0.4mm最為合適。
計算軸承的接觸應力：
（2-5）
式中：為滾針直徑，；為十字軸軸頸直徑，；為滾針工作長度，。
計算軸承最大的載荷：
(2-6)
式中：為滾針列數，；為每列中滾針數， 。
根據以上參數的確定，代入式中，得到:
根據以上參數的確定，代入式中，得到:
根據滾針與十字軸的加工要求，滾針及十字軸的表面硬度調質達到以上，許用接觸應力，由以上的計算結果得到，滾針軸承滿足設計的強度要求。
根據以上計算結果得到滾針軸承的基本參數：滾針直徑；工作高度；列數；單列滾針數。
2.4萬向節(jié)叉的設計計算
對萬向節(jié)叉在實際傳動中受力分析，萬向節(jié)叉在傳動過程主要受到主、從動叉軸轉矩 、的作用，在主、從動叉上產生的切向力 、和軸向力 、 ，得到：
（2-7）
式中：為切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離；為轉向節(jié)主動叉軸之轉角；為轉向節(jié)主、從動叉軸之夾角。
計算：
（2-8）
圖2-1（a）為主動叉位于與初始位置的受力狀況，此時 ，達最大值：
（2-9）
圖2-1（b）為主動叉軸轉角時的受力狀況，這時 、及均達最大值：
（2-10）
圖2-1 萬向節(jié)叉危險截面示意圖
萬向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉載荷，在截面處，彎曲應力和扭轉應力分別為：
（2-11）
式中: 、分別為抗彎截面系數和抗扭截面系數 ，對于本設計中矩形截面：
， （2-12）
本設計的微型客貨兩用汽車的載重更為0.5t，根據參考文獻《底盤設計》（吉林工業(yè)大學出版），對萬向節(jié)的基本參數進行初選得到：， ，。
則：
根據萬向節(jié)叉的加工要求，萬向節(jié)叉的表面硬度調質達到以上，扭轉應力，由以上的計算結果得到，滾針軸承滿足設計的強度要求。
2.5傳動軸臨界轉速計算
根據傳動軸與萬向節(jié)的結構安裝分析，萬向節(jié)與傳動軸的結構緊密相關。根據傳動軸的安裝布置，傳動軸分為端部與中間部分，設計中傳動軸的中部采用的是空心軸結構，空心軸的主要優(yōu)點為較小的質量能傳動較大的轉矩及轉速，而且在汽車的傳動中，空心軸比實心軸有更高的臨界轉速，所以設計中對比空心軸的優(yōu)點，選擇空心軸作為設計中微型客貨兩用車的傳動系。
設計中的空心軸的材料選用的是低碳鋼板卷，空心軸的內徑及外徑的尺寸主要根據設計的參數及相關標準進行確定的，在對其設計過程必須對其的臨界轉速及扭矩強度進行強度校核工作。
臨界轉速主要是在傳動軸的實際工作過程中，自身的材質不均然后在旋轉運動過程中產生不穩(wěn)定的離心力，進而產生靜撓度，在過大靜撓度的作用下，空心軸會受力產生彎曲，使傳動軸工作不穩(wěn)定而失效，如果速度進一步加大會直接造成空心軸的斷裂，發(fā)生安全事故，所以需要對臨界轉速進行校核。校核的目的就是空心軸允許的最大轉速要大于汽車的最大轉速，這樣才能保證汽車的安全穩(wěn)定的行駛?？招妮S的的臨界轉速取決于其尺寸、結構及其支撐情況。
為了確定臨界轉速，可研究一下兩端自由支撐與剛性球鉸上的軸（見下圖2-2）：
圖2-2 傳動軸臨界轉速計算示意圖
設軸的質量集中于點，且點偏離旋轉軸線的量為，當軸以角速度旋轉時，產生的離心力為：
（2-13）
式中：為軸在其離心力作用下產生的撓度。
與離心力相平衡的彈性力為：
（2-14）
式中：為周的側向剛度，對于質量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接的軸，其側向剛度為：
（2-15）
式中：為材料的彈性模量，可?。粸檩S管截面的抗彎慣性矩。
（2-16）
因：
（2-17）
故有：
（2-17）
認為在達到臨界轉速的角速度時，傳動軸將破壞，即，則有：
， （2-18）
傳動軸管：
式中：為軸管的外徑及內徑，. ； 為傳動軸的支撐長度，取兩萬向節(jié)之中心距，；為軸管材料的密度，對于鋼 。
將上述、及的表達式代入（3-13），令，則得傳動軸的臨界轉速為：
（2-19）
根據傳動軸在實際的傳動過程中存在平衡誤差，其他鏈接部件的鏈接支承等功率及間歇誤差，所以一般傳動軸的實際臨界轉速都會低于計算得到的臨界轉速，為了減少誤差產生的影響，在計算中引進安全系數，得到：
式中：為相應于最高車速時傳動軸最大轉速，；為傳動軸臨界轉速,；在本次設計中，已知，,；
已知發(fā)動機額定轉速。安全系數：
根據以上的計算結果得到，在安全的范圍。
2.6 傳動軸的強度校核
對傳動軸的扭轉強度進行校核，得到：
（2-20）
式中：為發(fā)動機最大轉矩，；為變速器一擋傳動比；為動載系數；為抗扭截面系數。
設計中傳動軸采用的是空心軸結構，得到：
（2-21）
式中：為傳動軸計算轉矩，；為傳動軸管的外徑和內徑，,。
根據以上參數的確定，代入式中，得到：
傳動軸管扭轉應力不大于，安全系數 。
2.7 傳動軸花鍵軸的計算
花鍵軸的結構設計校核，首先要求花鍵軸滿足設計的強度要求，主要是轉矩及扭矩的強度滿足強度要求才能傳動軸實現(xiàn)穩(wěn)定的傳動工作，根據設計的基本參數花鍵軸初步選擇的材料為40Cr，計算其扭轉及應力：
（2-22）
根據花鍵軸的選材確定其許用扭轉切應力，查資料得到40Cr材料的許用扭轉切應力為，根據設計要求，對花鍵軸的最小直徑進行初選，對選定的最小軸徑進行強度校核工作。取，得到：
根據以上計算得到的扭轉切應力，計算花鍵軸的安全系數K：
根據計算的結果，K=2.19，在2-3的安全系數范圍內，故花鍵的選材強度滿足設計強度要求。
根據傳動的需求，花鍵采用的是矩形花鍵，計算安裝在花鍵軸上齒輪側面的擠壓應力：
（2-23）
式中：為花鍵處轉矩分布不均勻系數。=1.3-1.4 ；為花鍵外徑，取 ；為花鍵內徑，取 ；為花鍵的有效工作長度， ；為花鍵齒數， 。
則：
根據計算結果對比安全系數，由花鍵的加工要求，進行調質處理得到花鍵的表面硬度為35HRC，根據以上計算得到齒側許用擠壓應力為 。得到：
根據安全系數的對比得到，花鍵的強度滿足設計要求。可根據花鍵軸的直徑尺寸進而得到滑動叉軸的直徑初步選定為46mm 。
第三章 變速器操縱機構的設計
3.1 變速器的結構要求
變速器的主要作用是根據汽車在不同的路段需要的速度及牽引力，通過操作機構操縱變速器在車速的許用范圍內，改變發(fā)動機傳輸到車輪的速度及牽引力，使汽車能在不同的路況平穩(wěn)行駛。
對變速器提出如下的基本要求：
（1）正確選擇擋數和傳動比，保證汽車有必要的動力性和經濟性指標；
（2）設置空擋，以使發(fā)動機能啟動怠速、換檔、切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸；在滑行或停車時使發(fā)動機和傳動系徹底分離；
（3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛；
（4）設置動力輸出裝置，能進行功率輸出；
（5）換檔迅速、省力、方便，以便縮短加速時間并提高汽車的動力性能；
（6）工作可靠，汽車行駛中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；
（7）變速器還應當滿足效率高，噪聲低，體積小，質量輕，制造容易，成本低等要求、維修方便等要求；
滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大[9]。
3.2 變速器的總體結構
在汽車的變速傳動中，現(xiàn)在主要為兩種，有級變速與無級變速，對比兩者的優(yōu)點選用合適設計的變速方式。在變速器中，有級變速器的傳動效率高達，比無級變速器的傳動效率要高。而且微型汽車的發(fā)動機功率由于機型的限制只能選用較小型的發(fā)動機，也意味著功率也較小，所以根據有級變速與無級變速的傳動效率對比，設計中采用的是有級變速器。
有級變速器又可以分為固定軸式和旋轉軸兩大類，在現(xiàn)在的汽車應用中又以固定軸式應用最為廣泛，本設計也采用固定軸式有級變速器。固定軸式又有中間軸式，兩軸式和多中間軸式三類不同的變速器，其中中間軸式的變速器的傳動效率最高，所以設計中初步選用中間軸式有機變速器作為微型客貨兩用汽車的變速器。
對于變速器的檔位選用，首先要考慮到汽車的動力性能要求，汽車的檔數與汽車的燃油消耗率緊密相關，如果加大汽車的檔數意味著增加了發(fā)動機的，這樣會在一定程度上降低了油耗，較大的檔數也能加大傳動比的范圍，實現(xiàn)汽車的多個檔數的行駛，提高汽車對路況的適應性，進而提高汽車的適應性。
在汽車的行駛過程中主、副變速器一般只用于汽車的空載狀態(tài)與滿載狀態(tài)，而柴油機的轉速及轉矩輸出較為平穩(wěn)，所以對于不同路況的汽車需要的速度及轉矩的適應性差，則需要變速器有較大的傳動比范圍調節(jié)汽車不同的車速及轉矩適應農村比較復雜的路況了。不過過多的檔數會造成變速器的結構復雜難以加工，提高成本得不償失，所以一般采用的檔數多為四擋、五檔較多。副變速器可以裝在主變速器之前或者之后都可以。設計采用的是4+1檔數。
而倒擋可以根據選用的變速器類型（中間軸式），進行緊湊的排布，根據倒擋的作用及從動力性的分析，倒擋一般與一擋的傳動比相近或者一樣。
考慮到微型客貨兩用車的使用條件和要求，此次設計所選用的變速器結構方案為采用中間軸式，4+1前置后驅的變速方案。其傳動簡圖如下圖3-1所示：
圖3-1 變速器傳動結構簡圖
3.3 變速器操縱機構設計
變速器的操作機構根據查找資料，現(xiàn)階段主要以和遠距離操縱式為主，根據其結構對比，直接操縱的結構比遠距離操縱結構更為簡單，不過直接操縱有其局限性，就是只有在變速器安裝在附近的時候才能采用直接操縱式，而要是將變速器安裝在駕駛座位的附近，會給汽車的整體布局帶來很大的局限性。而遠距離操縱式可以布置在駕駛位置較遠的地方，這樣變速器的布置位置就可以很靈活了，也有利于汽車整體的合理布局及其他機構的優(yōu)化布置。
根據直接操縱式及遠距離操縱式的優(yōu)缺點的分析，本設計采用的是雙拉桿式遠距離換檔和單桿式高低檔換檔操縱機構。
在本次設計中，我通過彈簧和雙拉桿實現(xiàn)對變速器的遠程操縱，通過操縱機構手柄左右移動，壓縮彈簧帶動連桿左右移動使拉桿轉動，重而帶動換位擺桿軸轉動以實現(xiàn)選檔。經計算可知換位擺桿軸上下擺動角度約為度，重而計算出手柄左右擺動的距離約為厘米。
通過手柄的前后移動帶動橫桿的前后轉動，重而使拉桿轉動帶動換檔擺桿軸轉動以實現(xiàn)換檔。經計算可知換檔擺桿軸轉動角度約為度，通過連桿的運動關系可以計算出手柄前后的擺動角度約為度，經過對我們四座微型客貨兩用車整體布局的考慮，對操縱手柄的長度選取為毫米。
第四章 變速器的設計
4.1傳動比的確定及分配
4.1.1傳動比確定
根據設計的基本參數：選用檔，由計算公式：
（4-1）
（4-2）
若變速器最小傳動比，取1；發(fā)動機的最高轉速當取發(fā)動機在額定功率下的轉速，即，已知滾動半徑r=0.268m，最高車速，求得。
同時考慮的要求，驅動橋等問題，綜合分析后取5.14合適 。
4.1.2分配各檔傳動比
已知最小傳動比,由公式
可知最大傳動比；按等比配各檔傳動比，設兩檔公比為；在的變速器中，則有：
得到：, , , 。
4.1.3初定中心距
初定中心距：
（4-3）
上式中：是發(fā)動機輸出，即:; 是系數對車在之間。
根據以上得到參數，代入計算得到：，則主箱中心距取。
4.2變速器各檔齒輪齒數的選擇計算
4.2.1確定一擋齒輪的齒數
根據以上初步計算的傳動比，得到：
（4-4）
初選，。
?。海?。 （4-5）
4.2.2確定二擋齒輪齒數
（4-6）
取：，。
4.2.3確定三擋的齒數
（4-7）
?。海?。
為減少或抵消中間軸的軸向力由，，，，，得到：
（4-8）
算出：
故,，(故相差不大)
4.2.4四擋的傳動比為1。
4.2.5確定倒擋齒輪的齒數
擋齒輪選用的模數往往與一擋的相近，得到：
得到：，,。
在變速器各齒輪齒數確定后實際傳動比如下表4-1：
表4-1 變速器的傳動比分配
擋數
一擋
二擋
三擋
四擋
倒擋
傳動比
3.5
2.483
1.56
1
3.325
4.3齒輪的參數計算校核
根據變速器的變速的結構分析，變速器中，齒輪1與齒輪2的變速嚙合工作最頻繁，所以以下主要對變速器的齒輪1及齒輪2進行結構及主要參數的計算，并對其進行強度校核。
4.3.1對齒輪的基本參數的初定：
（1）根據設計要求，對齒輪的材料及齒面硬度進行初步選定，小齒輪材料：45(調質)，齒面硬度：280HBS,大齒輪材料：45鋼（調質），齒面硬度：240HBS；
（2）根據以上的計算得到齒輪的齒數：，；
（3）對齒輪的螺旋角參數初步選定：，壓力角：。。
4.3.2按齒面接觸疲勞強度設計
（1）根據《機械設計手冊》（以下未注明的圖表均出自此手冊）計算小齒輪分度圓直徑，得到：
=
確定公式中各值:
上式中，查《機械設計手冊》圖表得到，齒輪的載荷系數：；小齒輪的傳遞轉矩：；齒輪的齒輪系數：；齒輪區(qū)域系數：；齒輪的材料的彈性影響系：；《機械設計手冊》中的式，可以得到齒輪的解除疲勞強度用重合度系數的計算如下：
（4-9）
根據以上的計算可得到螺旋角系數：
齒輪的許用應力計算：
查圖 ，得到齒輪最小許用應力：。
初算應力循環(huán)次數：
查圖10-23得到接觸疲勞壽命系數：
齒輪的失效率：，齒輪的安全系數：S=1，則有：
查圖 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 ：
，
根據校核的原則，應選擇許用強度的最小值進行校核，得到齒輪副接觸疲勞許用應力：
根據以上確定的基本參數的數值，代入公式得到：
≥
4.3.3對齒輪分度圓的直徑進行計算調整：
(1)計算實際載荷系數前的數據準備
①齒輪的圓周速度v ：=
②齒輪的齒寬b ： b=
(2)計算實際載荷系數
①查表得到，使用系數：
②由以上計算得到：,7級精度,則查圖得到，動載系數：
③齒輪上受到的圓周力為：
查表，選取齒間載荷分配系數：
④查表用插值法對比參照得到，精度等級為7級，小齒輪在安裝時采用的是相對對稱排布，所以得到：，進而確定載荷系數如下：
計算分度圓直徑：
= （4-10）
得到齒輪的齒數模數計算如下：
4.3.4齒輪齒根彎曲疲勞強度計算校核
（1）首先初步計算齒輪的模數：
≥
根據《機械設計手冊》確定上式中的各個數值：
①初步確定載荷系數：
②由式10-18可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數：
/ （4-11）
③由式可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數：
（4-12）
④得到：
當量=，查圖 對比參照得到，齒形系數，；
查圖得到，應力修正系數為：，；
查圖得到，疲勞強度為：，；
查圖得到，彎曲疲勞壽命系數：，；
，則得到：
由以上計算取：
初步計算齒輪的模數如下：
4.3.5對齒輪的模數計算調整：
(1) 對齒輪的實際載荷進行計算，確定以下參數：
①圓周速度：
②齒寬：
③吃高及齒高比：
(2)對齒輪實際的載荷的系數進行計算：
①由以上計算得：,精度等級為：7，根據《機械設計手冊》圖對比參照得到，動載系數
②最后計算得到：
查表對比參照得到，齒輪之間的載荷分配系數：
③查表選用插值法對比參照得到，，結合，根據圖 對比參照得到：，則載荷系數：
④根據實際載荷系數對齒輪的模數進行計算如下：
查表10-5，結合以上計算的模數，根據實際的工作要求，選取模數為：，則：，確定最終的小齒輪齒數：
取整：，根據傳動比得到：，齒輪數取互為質數。
4.3.6根據《機械設計手冊》計算齒輪的幾何尺寸
（1）齒輪中心距的確定：
齒輪的模數從：，進行增大確整為：，這樣根據設計要求中心距的距離將會減少確整為：；
（2）修整齒輪的螺旋角，根據上面的計算結果得到確整的中心距：
（3）進而設計計算齒輪的分度圓直徑如下所示：
（4）齒輪的寬度計算：
由齒輪的嚙合傳動關系，為保證嚙合完全，一般小齒輪的齒寬要比大齒輪大5-10mm左右，即：，取值：；根據以上計算得到大齒輪的齒寬：。
4.3.7齒輪的強度校核
根據計算結果，對齒輪取整的中心距進行強度校核
（1）齒輪的齒面的接觸疲勞強度校核：
根據《機械設計手冊》取得：，，，
，，，，最后代入公式得出：
（2） 齒根彎曲疲勞強度校核，得到：
，，，，，，，，
最后代入公式得出：
根據以上的計算結果對比得到小齒輪的強度滿足設計強度要求，而在實際的齒輪嚙合傳動過程中，大齒輪的抗彎曲疲勞的強度較小齒輪的好，則得到設計的齒輪傳動滿足設計的傳動強度要求，根據以上計算得到的齒輪主要參數整理得到以下表4-2
表4-2各級齒輪參數如下表
齒輪1
齒輪2
齒數z
21
31
法向模數
2
2
齒寬b
35
44
螺旋角
11.969
11.969
分度圓直徑
50.25
69.20
4.4 變速器中間軸的結構設計及校核
由變速器工作時分析，中間軸承受彎矩、扭矩最大，所以主要針對變速器的中間軸進行設計校核，由中間軸的安裝傳動要求，得到中間軸需加工結構為階梯軸，共分五段，其結構視圖如下圖4-1所示：
圖4-1 中間軸結構視圖
4.4.1求輸出軸上的功率，轉矩
若取每級錐齒輪傳動的效率（包括軸承效率在內）=0.97，則：
，
4.4.2求作用在齒輪上的力
圓周力： ==
徑向力 ： ==
軸向力 ： =
4.4.3初步確定是軸的最小直徑。
根據《機械設計手冊》中式（15-2）初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械設計手冊》表15-3，取，得到：
4.4.4軸的結構設計
表4-3 軸結構尺寸設計
第一段
由最小軸徑及安裝軸承相關尺寸確定，取，
第二段
為了滿足軸承的軸向定位需在其左側制一軸肩及齒輪安裝?。海?
第三段
一體齒輪的加工取 ：，
第四段
齒輪的加工距離及安裝相關尺寸確定：，
第五段
一體齒輪的加工取，
第六段
為了滿足軸承的軸向定位需在其左側制一軸肩及安裝距離取：，
第七段
由最小軸徑及安裝軸承相關尺寸確定，取，
4.4.5求軸上載荷
首先需要確定軸在工作中的支撐點，然后根據《機械設計手冊》對比參照，確定值。設計中選用的是：，然后根據手冊中對比參照得到：。變速器在一檔工作時中間軸有最大的彎矩和扭矩。將中間軸看成簡支梁其受力如下：將中間軸看成簡支梁其受力如下：在平面內：
圖4-2 ZOY面內主箱中間軸受力簡圖
根據實際工作情況及以上計算得到危險面，然后對各個危險截面進行計算得到下表4-4：
表4-4 中間軸的受力分布
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
彎矩
總彎矩
4.4.6按彎矩合成應力校核軸的強度
對于軸的校核，大多數情況下只會對軸受到的最大彎矩及扭矩的橫截面進行校核，由上表中計算的數據及公式，根據軸的工作的實際情況，軸的轉速為單向的，這樣可以認定為軸的扭轉的切力即為脈動的循環(huán)變應力，根據手冊得到：，得到應力計算如下：
=28.14 MPa
根據上文軸的材料選定為：45鋼（調質），根據《機械設計手冊》表（15-1），比較得到<，所有得到軸的安全強度是滿足的。
4.4.7精確校核軸的疲勞強度
（1）判斷危險截面
在軸正常工作時，軸的疲勞主要來自于應力作用，對于最為集中的應力面即為危險界面，根據州的安裝配合，軸的兩端為過盈配合，受到的應力最為集中，我們將軸的左側面稱為V面，軸的右側面稱為V面，根據實際的安裝受力可以看出端面的應力對截面的影響是相差不大的，而截面V另外受到了扭矩的作用，所以我們只需對V截面兩側進行校核即可，得到：
（2）截面V左側
抗彎截面系數：
抗扭截面系數：
截面V左側的彎矩：
截面V上的扭矩：
截面上的彎曲應力 ：
截面上的扭轉切應力：
軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得，，。
截面上由于會軸肩而形成的理論應力集中系數及按附表3-2查取，因=、，經插值后可查得
又由附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為
故有效應力集中系數按式（附3-4）為
由附圖3-2得尺寸系數；由附圖3-3得扭轉尺寸系數。
軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為
軸未經表面強化處理，即，則按式（3-12）及式（3-14b）得綜合系數
又由§3-1及§3-2得碳鋼的特性系數為：
（?。?
（取）
于是，計算安全系數值，按式（15-6）-（15-8）則得：
=
故可知其安全。
（3）截面V右側
抗彎截面系數W按表15-4中的公式計算：
抗扭截面系數 ：
彎矩M及彎曲應力為：
扭矩及扭轉切應力為：
過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得：
，
軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為： ；
故得綜合系數：
所以軸在截面V右側的安全系數為：
=
根據以上計算結果，截面V右側面也滿足設計的強度要求。
4.5軸承的選用校核
軸承主要是軸安裝及軸支承的零部件，主要由組成：內圈、外圈、滾動體和保持架等。軸承主要可分為：滑動軸承與滾動軸承兩大類。其中滾動軸承的優(yōu)點為：摩擦阻力小、潤滑簡便啟動靈活、安裝方便維護簡單，跟軸的裝配精度高定位好。缺點：在軸高速運動時會產生噪聲，軸承的工作壽命不高，不適合長期高速工作的軸安裝。
滾動軸承是標準件，主要類型有：1調心球軸承、2調心滾子軸承、3推力調心滾子軸承、4圓錐滾子軸承、5推力球軸承、6深溝球軸承、7角接觸球軸承、8推力圓柱滾子軸承、N圓柱滾子軸承、NA滾針軸承。
根據以上的軸承優(yōu)缺點對比，本設計選用的是深溝球軸承，它具有結構簡單，主要是承受軸的徑向載荷，工作時產生的摩擦力較小，可以實現(xiàn)軸的高速轉動，而且工作壽命長，安裝維護方便，制造的成本低。
4.5.1初選軸承的型號為：6304
根據《機械設計手冊》查表15.5可知：內徑d=20mm，外徑D=47mm，寬度15mm?；绢~定動載荷=25800N，基本靜載荷=14880N，極限轉速13000~17000r/min。
（1） 軸承的徑向反力
==822N
根據《機械設計手冊》查表13-7得，軸承的軸向力：
=0.56，
則：==0.56=392，==492N
4.5.2計算當量動載荷：
0.03
由《機械設計手冊》表13-7，按/=0.009，取e=0.19。由于/>e，則X=0.56，Y=2.30，
由當量動載荷計算公式：
P=X+Y
P=0.56×522+2.30×292=984N
4.5.3軸承的壽命計算
軸承壽命指數ε=3，由《機械設計手冊》表13-4和13-5，取=1，=1.2
由額定壽命計算公式：
22565292h>10000h
由以上計算知，預期壽命滿足設計要求。軸承的結構視圖如下圖所示：
圖4-3軸承的結構視圖
4.6鍵的選擇和校核
對于鍵的選型主要根據兩個類型和尺寸參數進行選定，設計中軸上安裝的對象是齒輪，所以鍵的尺寸及類型主要根據軸的直徑跟齒輪的鏈接寬度進行確定，根據實際的齒輪寬度，選用鍵的類型為半圓型鍵。
在鍵的實際鏈接運動中，鍵主要受到的是剪切力，鍵一般失效損壞的主要原因也是受到過大的剪切力而剪斷。所以要對鍵的剪切力進行校核工作。
鍵滿足剪切力強度要求時，有：
根據軸的軸徑及齒輪安裝齒寬的參數得到，設計中均為此類型的鍵，所以只需對受到剪切力最大的鍵進行剪切力的校核即可，由公式知越大越大，直徑越小越大。
記鍵傳遞的最大扭矩為 ，則 。所在軸直徑記 ，則。查設計手冊L＝56mm ，b=8mm 。得到：
故鍵的強度足夠。
第五章 總 結
本設計是通過對我國汽車行業(yè)進行分析了解，根據設定的基本參數對微型客貨兩用車的變速器、傳動軸及操縱機構的設計，對于我國的汽車行業(yè)的發(fā)展具有深遠的研究意義。本設計的適用性在市場上也很具競爭力。本人所設計微型客貨兩用車的變速器,知識面還不夠寬廣，工作實踐經驗不多,所以難免會有些不足。本次設計也未對微型客貨兩用車的其他部件進行深入分析設計，各個機構的工作協(xié)調也是設計的難點。但是本人認為本設計在總體上設計還是很合理的。
這次設計是大學期間所學專業(yè)知識的一次總結應用,也使本人對也機械行業(yè)的更深入的了解。此次設計等到了指導老師很多的幫助指導，使這次設計可以更加完善。學校也為我們提供了完善的設備，圖書館的資料齊全，也是這次能設計順利完成的重要因素?？偠灾?，這次設計讓我跟加了解機械加工設計行業(yè)，也鍛煉了本人的專業(yè)技能，為以后進入社會從事機械行業(yè)更加得心應手增加了寶貴的經驗。
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附錄
微型客貨兩用車設計的變速器裝配圖（另附）
微型客貨兩用車設計的主要零件圖（另附）
謝 辭
大學四年在這里就要告一段落了，從剛入學的懵懂無知，到現(xiàn)在的成熟穩(wěn)重。離不開母校對我的栽培和老師們對我的悉心指導，借此機會，我想表達在我的畢業(yè)設計中，為我指導方向的趙老師以及跟我一同談論研究的同學們的由衷感謝。正是因為有著趙老師的諄諄教誨，以及同學們的熱情幫助，我才得以圓滿完成畢業(yè)設計。
回首四年來，在母校的一點一滴，心中難免會有些不舍，這里是我人生路途上難以忘懷的一站，在這里我有了長足的長進，對未來步入社會也因而增添了一些把握，現(xiàn)在我以母校為榮，希望未來母校以我為榮。
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