变速器课程设计

一、机械式变速器的概述及其方案的确定21、变速器的功用和要求22、变速器传动方案及简图23、倒档的布置方案3二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计41、变速器的主要参数选择-42、齿轮参数巧4、轮的受力和强度校核8轴和轴承的设计与校核1轴 的 工 艺 要求122 .轴的设计123 、轴的校核134 . 轴承的选择和校核17一机械式变速器的概述及其方案的确定（一）变速器的功用和要求变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求，改变发动机的扭 矩和转速，使汽车具有适合的牵引力和速度，并同时保持发动机在最有利的工况 范围内工作。为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离，变速器具有倒档 和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：应保证汽午具有高的动力性和经济性指标。在汽午整体设计时，根据汽车载重量、 发动机参数及汽午使用要求，选择合理的变速器档数及传动比，來满足这一要求。 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、乱档、换 档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操纵轻便的 要求日益显得重要，这可通过釆用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档來 实现。重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材， 釆用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以 减小中心距。传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精度和安装 质量，釆用适当的润滑油都可以提高传动效率。噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数，提高制造精度和安装刚性可减 小齿轮的噪声。变速器传动方案及简图下图a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮 传动。下图b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；下图d所示方 案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴 的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很 容易形成一个只有四个前进档的变速器。7T - 丄寸FTrIT丄丄rT:T丄J-rib中间轴式五档变速器传动方案（三）、倒档的布置方案下图为常见的倒挡布置方案。下图b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上 的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使 换挡困难下图C所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。下 图d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了下图c所示方案。图下图e 所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。下图f所示方 案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短 变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用下图g所示方案。其缺点是一，倒挡须 各用一根变速器拨义轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间 轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形， 保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既 能使轴有足够大的刚性，乂能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比 接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴 的支承处。本设计选用下图f的布置方案二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计（一）变速器主要参数 考虑到车的最高车速只有75km/h,所以本变速器选择6档设计。设计要求的数据有：载货量：6t最大总质量：lit 最高车速：75km/h 比功率：10kwt-1 比转矩：33NmVI根据以上数据可求得：最大功率:二Pwmax=220kW最大转矩：=380 N.m发动机的转速 =3800 /7 mm最高档一般为直接档/6=1,取车轮半径选用r =509mm取主减速器的传动比为:牛9变速器的各挡传动比为：123456倒档1z2 = 3.80/3 = 2.43/4 = 1.56二、中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的 强度。根据经验公式初定：A = K人讽二历？式中K A-中心距系数。对轿车，KA=；对货车，KA=； 7_號为发动机最大转矩；为变速器一档传动比仏为变速器传动效率,取96%取KA =9.0代入数据求得：A = 100.52伽三、轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的 布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档人五档人六档人当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数Ka应取给出系数 的上限。为方便A取整，得壳体的轴向尺寸是3x55 = 165?变速器壳体的最终轴向 尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。（二）、齿轮参数（1）齿轮模数根据最大质量在T4t的货车变速器齿轮的法向模数为选取in, =4.0压力角a、螺旋角B和齿宽b压力角选取国家规定的标准压力角a = 20螺旋角根据货车变速器的可选范围为1826选取0 = 20齿轮的b = kcmn 根据斜齿轮的kc = 6.0&5取kc = 7.0则/? = 7x4 = 28/77/7?（三）、各档传动比及其齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案來分配各档齿轮的齿数。下面结 合本设计來说明分配各档齿数的方法。1确定一档齿轮的齿数一档传动比._玉全（2-1）为了确定Z9和幺0点备数，(2-2)他=4先求其齿数和乙:五档变速器示意图有Z力=50.26。中间轴上一档的齿轮的齿数可在1217之间选用，现选用5 =15则 = 36 上面根据初选的人及九计算出的乙不是整数，将其调整为整数后，这时应 从乙及齿轮变位系数反过來计算中心距A,再以这个修正后的中心距作为以 后计算的依据。这里乙修正为51则由式(2-2)反推得A =102mmc2、确定常啮合齿轮副的齿数由式(2-1)求出常啮合齿轮的传动比 也电.(2-3)石 z9代入数据得：巨= 2.5Z1而常啮合齿轮传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即：彳_ ，忆+ 0)2cos0(2-4)解方程(2-3)和(2-4)并取整得 = 14% =353、确定其他挡位齿轮的齿数二挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数，故有：主二(2-5)2心(2-6)2cos0由式(2-5)和式(2-6)代入数据解方程并取整得：為= 20、5=29用同上面的方法可以算出：三挡：$ = 24乞=25四挡：E = ll 乙=18五档：& = 244、确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比取o中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z12=13o而通常情况下，倒档轴齿轮乙,取21-23,此处取Zb=23._ Zu Zu Z2I 乙3乙。乙 可计算出Zn = 19o1-故可得出中间轴与倒档轴的中心距A =丄九（ +知）=72”2而倒档轴与第二轴的中心距:A=丄加”（S +石3）= 8425、齿轮变位为计算方便一档、二档和倒档的主从动齿轮变位系数统一选和，其他档位统一选和六-各档齿轮的参数设计（下列各式中：&齿形角为20。、九齿顶高系数为、c径向间隙系数为、齿顶圆半径为、g为变位系数、d分度圆直径、心齿 顶高、切齿根高、力齿全高、d“齿顶圆直径、巧齿根圆直径、心基圆直径，其 中右上角标有如“ a ”“ / ”分别表示主动轮和从动轮）由公式:d =如、ha = （/0 + 切=（X + c-g）加、h = （2f0 + c）m .d“=d + 2他、df=d-2ht dh=dcosa分别代入数据可以求得各档齿轮主、从动 齿轮参数如下（单位mm）：一档： = 60=144佥=76d；严 160= 52；i = 136d；产 56.4必= 135.3二档：d； = 80J： = 116佥=96d：严 132d； 2 = 72二=108d75.2d；2 = 109三档：d； = 100d； = 96gl：3 = 109.6c：3 = 105.6d；3 = 85.6d；3 = 81.6d；严 943=90.2四档：d； =106.3d： = 1024 = 115.9d： = 111.6=91.987.6d：4 = 87.6心=100五档：df5 = 102d： = 1025=87.6%=95.8倒档:=52d： = 92d；= 48.9d： = 86.5昭=95.85 = 111-6n.isk0. Id(*.15Q.I4 13rs.12Oiln.m.OMdi?厂0020 肝 4050or圆周力：/ = = 475xlO/V d；，径向力：硝=行5竹2=1.73 x103N cos/7法向力：E； = Fan0 = 1.84xlON倒档主动齿轮：9T圆周力：=m = 9.i0xl03Nd；径向力：尸；=庁；311。= 3.52x10 cos/7法向力:好；=耳；面10 = 3.32x10N倒档从动齿轮：9T圆周力：/7= = 5.14xlONd；径向力：F；=尺皿 J.99x103NCOS0法向力:近：；=耳；乜1】0 = 1.88x10N2、强度校核选取一档直齿轮來进行校核：(1)、弯曲应力直齿轮的弯曲应力咕警=晋(式中人为作用在变速器第-轴上的转矩，K。为应力集中系数，K/为摩擦影响系数，b为齿宽，f y 为齿形系数可由右图查)对于主动轮取：心=1.65Kt =1.17, = T.max = 241.89N b = 2 8/77/77 d = 60nun t = 7ony = 0.21代入警得632.02MP“T=T = 24l.S9N-in对于从动轮取：Ka = 1.65 Kf =0.9y = 0.14b = 2Sfmnd = 144并t = run对于一档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa内，而主、从动齿轮的最大 弯曲应力都小于此范围，故弯曲强度适合。（2）、接触应力直齿轮的接触应力： 7 =0.418 芈（丄+丄7T b p： ph）式中F为齿面上的法向力，F = F1/cos d = 60mm E = 2.6xl0 b = 28mm、a = 20、b = 28/77/7? 厶=3、rb =72代入o- = 0.418、|学（丄+丄解得6 =7 Y b ： A） ?对于渗碳的变速器齿轮一档齿轮其许用接触应力在1900-2000MPa,本设 计中一档齿轮最大应力小于此范围，故接触强度适合。三、轴和轴承的设计与校核（一）轴的工艺要求倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同, 可釆用渗碳、高频、氧化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以釆用 氧化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理I。第二轴上的 轴颈常用、做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC5863, 表面光洁度不低于8问。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于 7,并定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度【均。对于釆用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴來说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少2】。 轴的设计己知中间轴式变速器中心距A = 1O2/7?/z?,第二轴和中间轴中部直径d （0.450.60）A,轴的最大直径d和支承距离厶的比值：对中间轴，dlL=;对第二轴，d!La。第一轴花键部分直径d （mm）可按下式初选d =（）式中：K经验系数，K=；藏一发动机最大转矩（）。第一轴花键部分直径d, =（4.04.6“241.89 = 24.92 28.66” 取/ =25mm；第 二轴直径d严（450.60）x102 = 45.961.2mm取d? = 50/?/?；中间轴直径 d a（0.450.60）x102 = 45.9 61.2nm 取 d =50mm第二轴:字= 0.180.21；第一轴及中间轴:尘= 0.160.18第二轴支承之间的长度L2 =238.1277.78MM取厶=250MM ；中间轴支承之 间的长度L = 277.78-312.5/77/7?取厶= 300 ,第一轴支承之间的长度厶=144.44 162.5mm 取厶二 150 mm（三）轴的校核 取中间轴來校核1. 轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为在水平面内挠度为人和转角为&可分别用下式、计算F/rb2 _ 64Fra2Z?2_恥万_64F心 人 3EIL3也/ = Fab（b _ ci） = 64Fa b（b - a）_ 3EIL _3tL2式中：F,齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；好一齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；E弹性模量（MPa） , f=xlO5MPa；/惯性矩（mm4）,对于实心轴，/ =加4/64； d轴的直径（mm）,花键处按平均直径计算；a、“一齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）:厶一支座间的距离（mm） o轴的全挠度为f = yjf； + f； 0.2 mmo轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为卜，人卜。齿轮所在平面的转角不应超过。L = 300/77/77将以上数据分别代入、式算得:一档时：= 2930 N. Ft； = 8060 N. d = 50m、 = 201加并、= 99mm /；.= 0.014 0.05 0.10/ww几=0.037 0.10 0.15 加加fy =+= 0040 0.2mmJi= 0.00047 0.002zw/三档时：= 1870 N. Ft = 4840 N. d = 50mm. a, “81mm、b3 = 119mm fc = 0.009 0.05 - 0.10/77/n = 0.024 0.10-0.15/77/?将以上数据分别代入、式算得：厂-人=了匚 + fl =0.025 0.2/?/?送=0.00007 5 0.002w/五档时：F；5 = 1730N. F；5 = 4750N. d = 50nvn、a5 = 77nvn. bs=223/nmL = 300mmX5 = 0.005 0.05 010加加 f5 =0.015 jfc5 + 厶 5- = 0016 0.2mmJ5 = 0.00005 0.002raJ倒档时:尺= 3500N、F；r = 9100N. d = 5Qmm. ar = 223mm. br = 17mmL = 300mmX5 = 0.013 0.05 0 AOmm f5 = 0.034 0.10-0.15w/w将以上数据分别代入、式算得：厂-A = vZ5 + Zv5_ = 0022 0.2川川 送=0.00026 5 0002md所以轴的刚度适合要求。 轴的强度计算因为一档的挠度高大，所以校核一档时的强度FrsFn1、求水平面内支反力%、尺册和弯矩M必、Mhd爲+孤+尺詁；尺厶+盼=尺（厶+厶）由以上两式可得:Rha = -285.24/V. Rhb = 3595 .24NMhC = -19111 .08 N m”、MHD = 240881 .08 mm2、求垂直面内支反力尺八 心和弯矩Mvc . Mvd耳厶+*必心+巴（厶+厶卜心厶 由以上两式可得：Rva = 4141.24N、Rvli = 8668.76NMvc = 757846.92N nun. MVD = 580806922 mm按第三强度理论得：M c = y/M2Hc + M2vc+T52 = 794.667V 7M D = y)M HD2 + A/vd2 +T52 = 672.37N 加32M32x794.66/必小小(yr = = blA3MPa 400MPcic 汕 龙x02532M32x672.37 o/rn 八“初。(yn =吕=43.83MP。 400MPao 册龙x025故轴的强度也符合要求（四）轴承的选择与校核1、第一轴选圆锥滚子轴承31305,第二轴和中间轴选用圆锥滚子轴承330102、选第一轴轴承來进行校核（1）强度校核 75 = 1840”、7； = 241.89TV-/?/ 求水平面支反力心“心门和弯矩必力R 宀 R, = f；“F屆=RM由以上两式解得：Rfn = 1226.7N. Rh、= 63.3N、MH =141866 .91N mm 求垂直面支反力：尺“、R“T和弯矩M熄、M必Rg + Rv2 = F；5 匚厶+扣也=心厶同以上两式解得：R“ =1636.52N、&.严103.48、Mv& = 11658 .27 N mm、M唏=71821 .44 N nun按第三强度理论得：M = Jm, + M嫡2 +盯=1608.40 imno-= 116.61MPa &故轴承2被放松，轴承1被压紧 =心 + 几=1849.782巧三=你=383.34N求当量动载荷查机械设计课程设计指导书得：Cr = 40500 N、Cg= 46000 N1849 .781730= 1.07 e = 0.83故 X = 04、r = o.4则当量动载荷为：P = XF+ YFa = 0.4x1730 + 0.4x1849.78 = 1431.91/V 预期寿命：/加=10 x 300 x 8x1 = 24000/?10106(Cf.=148981 .6/? 24000 h106 (Cr V 60( P 丿故轴承寿命符合要求。参考资料：汽车设计机械设计基础机械设计基础课程设计指导书