手动变速器设计-三轴四档【含CAD图纸+计算】

：喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜欢就充值下载吧。。资源目录里展示的文件全都有，，请放心下载，，有疑问咨询QQ:414951605或者1304139763 ======================== 计算过程 1 基本参数的确定 1.1 变速器的挡位数和传动比 a.根据汽车最大爬坡度确定 汽车爬陡坡时车速不高，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： 则由最大爬坡度要求的变速箱Ⅰ挡传动比为： 式中 ——汽车总质量； ——重力加速度； ——道路阻力系数； Ψmax——道路最大阻力系数； ——最大爬坡要求； ——驱动车轮的滚动半径； ——发动机最大转矩（已知为300N.m）； ——主减速比； ——汽车传动系的传动效率。 主减速比i0的确定： 式中 ——车轮的滚动半径，； ——发动机转速，； ——变速箱最高挡传动比； ——最高车速，。 本课题变速箱，一般货车的最大爬坡度约为30%，即， 由公式得： 由公式得： b.根据驱动车轮与路面的附着条件确定 变速箱Ⅰ挡传动比为： 式中 ——汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷； ——道路的附着系数，计算时取。 因为货车后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为 ，所以 由公式和公式得： 综合a和b条件得： ，取 变速器的Ⅰ挡传动比应根据上述条件确定。变速器的最高挡一般为直接挡，有时用超速挡。中间挡的传动比理论上按公比为 （其中n为挡位数）的几何级数排列。 因为，所以， 实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用挡位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。 在变速器结构方案、挡位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。 1.2 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。三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： 式中 ——中心距系数。对轿车取8.9～9.3；对货车取8.6～9.6；对多挡主变速器，取9.5～11； ——变速器处于Ⅰ挡时的输出转矩，； ——发动机最大转矩，； ——变速器的Ⅰ挡传动比； ——变速器的传动效率，取0.96。 由公式得： 由公式得: 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出： 式中 ——按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取14.5～16.0，对货车取17.0～19.5。 由公式得: 商用车变速器的中心距约在范围内变化,初选 1.3 变速器的轴向尺寸 变速器的轴向尺寸与挡位数、齿轮型式、换挡机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距A的尺寸参用下列关系初选。 货车变速器壳体的轴向尺寸： 四挡 五挡 六挡 初选轴向尺寸: 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。 1.4 齿轮参数 a.齿轮模数 齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。 根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数m与弯曲应力之间有如下关系： 直齿轮模数 式中 ——计算载荷，； ——应力集中系数，直齿齿轮取1.35； ——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； ——齿轮齿数； ——齿宽系数，直齿齿轮取； ——齿形系数，见图1-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时：，，，；压力角相同、齿高系数为0.8时，； ——轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。 图1-3 齿形系数y（当载荷作用在齿顶, ,） 根据参考同类车型，初选第一轴的轴齿轮的齿数，查图1-3得。 由公式得： 从轮齿应力的合理性及强度考虑,每对齿轮应有各自的模数,但出于工艺考虑，模数应尽量统一,多采用折衷方案。表1-1给出了汽车变速器齿轮模数范围。 表1-1 汽车变速器齿轮的法向模数 车型 微型、轻型轿车 中级轿车 中型货车 重型汽车 2.25～2.75 2.75～3 3.50～4.5 4.50～6 设计时所选模数应符合国标GB1357-78规定并满足强度要求。 表1-2 汽车变速器常用齿轮模数（） Ⅰ 1 1.25 1.5 - 2 - 2.5 - 3 Ⅱ - - - 1.75 - 2.25 - 2.75 - Ⅰ - - - 4 - 5 - 6 - Ⅱ 3.25 3.5 3.75 - 4.5 - 5.5 - 3.25 由表1-1和表1-2并且参照同类车型选取。 b.齿形、压力角和螺旋角 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角按下表取值。 表1-3 汽车变速器齿轮的齿形、压力角和螺旋角 项目 车型 齿形 压力角（度） 螺旋角（度） 轿车 高齿并修形 14.5°、15°、16°、16.5° 25°～45° 一般货车 标准齿轮GB1351-78 20° 20°～30° 重型车 标准齿轮GB1351-78 低档、倒档22.5°、25° 小螺旋角 因国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。本课题的所有齿轮选用标准齿轮。 c.齿宽 齿宽的选择既要考虑变速器的质量小、轴向尺寸紧凑，又要保证齿轮强度和工作平稳性。通常是根据齿轮模数来确定齿宽b： 式中 ——齿宽系数，直齿齿轮取，斜齿轮取； ——法面模数。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 由公式得： ,可以确定各挡的齿轮的齿宽。 常啮合齿轮副：中间轴上的齿轮,第一轴轴齿轮； Ⅰ挡：中间轴上齿轮, 对应的一挡齿轮； Ⅱ挡：中间轴上齿轮, 对应的二挡齿轮； Ⅲ挡：中间轴上齿轮, 对应的三挡齿轮； 倒挡：,。 d.齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被使用，包括我国在内，规定齿轮的齿顶高系数，为一般汽车变速器齿轮所采用。现代轿车变速器多采用齿顶高系数大于1的“高齿齿轮”（或相对于短齿齿轮而言而称为长齿齿轮），因为它不仅可使重合度增大，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（齿顶厚小于0.3）等问题。本课题的齿顶高系数。 1.5 各档齿轮齿数的分配 在初选变速器的挡位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配。 图1-4 本课题变速器结构简图 a.确定Ⅰ挡齿轮的齿数 已知Ⅰ挡传动比，且 为了确定、的齿数，先求其齿数和： 直齿齿轮： 先取齿数和为整数，然后分配给、。为了使尽量大一些，应将取得尽量小一些，这样，在已定的条件下的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的Ⅰ挡直齿轮的最小齿数为，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。 由公式得： 取，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于17），故，得出。 b.修正中心距A 若计算所得的、不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距A，修正后的中心距则是各挡齿轮齿数分配的依据。 由公式得： c.确定常啮合传动齿轮副的齿数 确定了、后由公式和联立方程求解、 , 故； d.确定其他挡位的齿轮齿数 Ⅱ挡齿轮副： 由公式和联立方程求解、。 因为 ，所以先试凑、。 试凑出、，此时。 Ⅲ挡齿轮副： 由公式和联立方程求解、。 因为，所以先试凑、。 试凑出、，此时。 e.确定倒挡齿轮副的齿数 通常Ⅰ挡与倒挡选用同一模数，且通常倒挡齿轮齿数。则中间轴与倒挡轴之间的中心距为： 初选,由公式得: 为了避免干涉，齿轮8与齿轮9的齿顶圆之间应有不小于的间隙，则: 由公式得: 根据选择齿数，取。 最后计算倒挡与第二轴的中心距： 由公式得: 综合上述计算修正一下各挡的传动比（见下表）。 表1-4 各挡速比 挡位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 倒挡 速比 6.40:1 3.09:1 1.69:1 1:1 8.28:1 2齿轮的设计计算 2.1 几何尺寸计算 常啮合齿轮副： Ⅰ挡齿轮副： Ⅱ挡齿轮副： Ⅲ挡齿轮副： 倒挡齿轮： 见图1-4（单位：）。 2.2 齿轮的材料及热处理 现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造,使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合,以大大提高其接触强度,弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。 国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除内应力，还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐值如下： 渗碳深度 渗碳深度0 渗碳深度 渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC58～63，心部硬度为HRC33～48。 本课题变速器齿轮选用材料是20CrMnTi。 2.3 齿轮的弯曲强度 直齿齿轮弯曲应力： 式中 ——计算载荷，； ——应力集中系数，直齿齿轮取1.65； ——摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9； ——齿轮模数； ——齿轮齿数； ——齿宽系数，直齿齿轮取； ——齿形系数，见图1-3。齿高系数相同、节点处压力角不同时：，，，；压力角相同、齿高系数为0.8时，； ——轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力。 因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的挡位齿轮。故分别计算Ⅰ挡、倒挡齿轮的弯曲强度。 a.Ⅰ挡齿轮副：主动齿轮,从动齿轮 Ⅰ挡主动齿轮的计算载荷 由公式得: 主动齿轮的弯曲强度： Ⅰ挡从动齿轮的计算载荷 从动齿轮的弯曲强度： b.倒挡齿轮副:因为倒挡齿轮相当于一个惰轮,所以主动齿轮是，从动齿轮是。通过惰轮后主动齿轮是，从动轮是。 惰轮的计算载荷 通过惰轮前，的弯曲强度由公式得: 通过惰轮后主动轮是，从动轮是。 的计算载荷 的计算载荷 以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。 2.4 齿轮的接触强度 齿轮的接触应力按下式计算： 式中 ——法向内基圆周切向力即齿面法向力，； ——端面内分度圆切向力即圆周力，； ——计算载荷，； d——节圆直径，； ——节点处压力角； ——螺旋角； E——齿轮材料的弹性模量，钢取； b——齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为代替，； ——主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，；直齿齿轮：，；斜齿齿轮：，； ，——分别为主、被动齿轮的节圆半径，。 当计算载荷为许用接触应力见表2-5。 表2-5 变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 /MPa 渗碳齿轮 氰化齿轮 一档及倒挡 1900～2000 950～1000 常啮合及高挡 1300～1400 650～700 常啮合齿轮副：当计算载荷为 由公式和得: 由公式得: Ⅰ挡: 计算载荷为 由公式和得: 由公式得: Ⅱ挡：计算载荷为 由公式和得: 由公式得: Ⅲ挡：计算载荷为 由公式和得: 由公式得: 倒挡:计算载荷为 由公式和得: 由公式得: 计算载荷为, 由公式和得: 由公式得: 以上挡位的齿轮副都满足接触强度的要求（见表2-5）。 3 轴的设计与轴承的选择 变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。 3.1 轴的设计 轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径d与支承间的距离l可按下列关系式初选： 对第一轴及中间轴： 对第二轴： 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A（mm）按下式初选： 由公式得： 由公式得： 第二轴：； 中间轴：； 第一轴：。 第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩按下式初选： 由公式得： 初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个挡位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁，作用在第一轴上的转矩应取。 齿轮啮合的圆周力、径向力、及轴向力可按下式求出： 式中 ——至计算齿轮的传动比； ——计算齿轮的节圆直径，； ——节点处压力角； ——螺旋角； ——发动机最大转矩，。 在弯矩和转矩联合作用下的轴应力为： 式中 ——弯曲截面系数，； ——轴在计算断面处的直径，花键处取内径，； ——在计算断面处轴的垂向弯矩，； ——在计算断面处轴的水平弯矩，； ——许用应力，在低档工作时取。 变速器轴与齿轮的制造材料相同，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图1-5所示时，若轴在垂直面内挠度为,在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算： 式中 ——弹性模量，，； ——惯性矩，对实心轴，； ——轴的直径，，花键处按平均直径来计算； ——齿轮上的作用力矩支座A、B的距离，； ——支座间的距离，。 在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的倍。轴断面的转角不应大于（弧度）。轴的垂向挠度的容许值；轴的水平挠度的容许值。轴的合成挠度应小于。 a.校核第二轴在各挡位下的的强度与刚度 倒挡：此时第二轴受到齿轮的作用力 由公式得： 图1-6 第二轴在Ⅰ挡时的受力情况 在垂直平面内： 在水平平面内： 由公式得： 由公式得: 刚度校核：花键轴的计算直径取其花键内径的1.1倍, ， 。 由公式得： 轴的合成挠度。 以上数据满足要求。 Ⅱ挡：此时第二轴受到齿轮的作用力 由公式得： 图1-7 第二轴在Ⅱ挡时的受力情况 在垂直平面内: 在水平平面内: 由公式得： 　 由公式得: 刚度校核：，。 由公式得： 轴的合成挠度 Ⅲ挡：此时第二轴受到齿轮的作用力 公式得： 图1-8 第二轴在Ⅲ挡时的受力情况 在垂直平面内: 在水平平面内: 由公式得： 由公式得: 刚度校核： 由公式得： 轴的合成挠度 倒挡：此时第二轴受到齿轮的作用力 由公式得： 图1-9 第二轴在倒挡时的受力情况 在垂直平面内: 在水平平面内: 由公式得： 由公式得: 刚度校核：，。 由公式得： 轴的合成挠度 b.校核中间轴在各档位下的强度与刚度 Ⅰ挡：此时中间轴受到齿轮的作用力，因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。 ； 图1-10 中间轴在Ⅰ挡时的受力情况 在垂直平面内: 在水平平面内: 由公式得： 由公式得: 刚度校核： 由公式得： 轴的合成挠度 Ⅱ挡：此时中间轴受到齿轮的作用力，因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。 ； 图1-11 中间轴在Ⅱ挡时的受力情况 在垂直平面内: 在水平平面内: 由公式得： 由公式得: 刚度校核： 由公式得： 轴的合成挠度 由于第二轴上采用联体齿轮,并且中间轴上套有隔套,故相当于增大轴的直径,因而轴的刚度增加,且满足允许值范围。 Ⅲ挡：此时中间轴受到齿轮的作用力，因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力得到中间轴上齿轮所受的力。 ； 图1-12 中间轴在Ⅲ挡时的受力情况 在垂直平面内: 在水平平面内: 由公式得： 由公式得: 刚度校核： 由公式得： 轴的合成挠度 由于第二轴上采用联体齿轮,并且中间轴上套有隔套,故相当于增大轴的直径,因而轴的刚度增加,且满足允许值范围。 c.校核倒挡轴的强度与刚度 当和啮合时： 图1-13 中间轴在倒挡时和啮合时的受力情况 在垂直平面内： 在水平平面内： 由公式得： 由公式得: 刚度校核： 由公式得： 轴的合成挠度mm 当和啮合时： 图1-14中间轴在倒挡时和啮合时的受力情况 在垂直平面内： 在水平平面内： 由公式得： 由公式得: 刚度校核： 由公式得： 轴的合成挠度 长的轴应进行扭转刚度的验算，使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为度。在转矩T的作用下，长为L的轴的扭转角为： 式中 ——转矩，； ——轴长，； ——轴横截面的极惯性矩，：对实心轴；对空心轴； ——轴材料的剪切弹性模量，对于钢材。 对第一轴进行扭转刚度的验算: 已知，，。 由公式得: <[] 故第一轴满足使用条件。 3.2 轴承的选择 一般是根据结构布置并参考同类车型的相应轴承以后,按国家规定的轴承标准选定,再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征。 轴承的名义寿命L（以转为单位）: 式中 ——轴承的额定载荷或承载容量，，根据选定的轴承型号查轴承手册； ——轴承的当量动载荷，； ——轴承寿命指数，对球轴承；对圆柱滚子轴承取。 轴承的使用寿命也可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程S来计算： ， 式中的汽车的平均车速可取。 对汽车轴承寿命的要求是轿车30万，货车和大客车25万。 与之间的换算关系为 式中 ——轴承的转数，。 径向和径向止推球轴承的当量动载荷，可按下式对每个档位进行计算： 式中 ，——径向系数和轴向系数，按轴承标准规定由轴承手册查出； ——考虑轴承内圈或外圈旋转的系数，内圈旋转取V=1.0,外圈旋转取V=1.2; ，——径向和轴向载荷，N，根据计算转矩Tj计算各档的支承反力后求得； ——考虑路面不平度引起的动载荷的影响系数，对于变速器轴承可取； ——温度系数； ——轴向加载参数，由轴承手册查得。 第一轴后轴承采用深沟球轴承，第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承，后端采用深沟球轴承。参考同类车型，初选第一轴后轴承为6209轴承,第二轴后轴承为6307轴承。 由公式得： 由公式得： 根据汽车传动系的载荷强度绘制了行驶状况系数Kx随计算牵引力与平均牵引力的比值变化而改变的曲线图（见图1-15）。 图1-15 行驶状况系数、与之关系曲线 计算牵引力与平均牵引力应根据变速器第一轴的计算转矩按各档传动比进行计算，即 式中 ——平均道路阻力，见表1-6； ——平均空气阻力，按表1-6给出的公式计算； ——平均加速阻力，按表1-6给出的公式计算。 表1-6 载货汽车的平均比阻力 车型 平均比阻力 载货汽车 Fψa/Ga Fwa/Ga Fja/Ga 0.030 2.5v2m/Ga 0.3（Ftj- Fψa - Fwa）/ Ga 说明：Ga为汽车总重（N）；vm为平均车速（km/h）。 由公式和得： 分别计算出各挡的牵引力与平均牵引力以此来查出行驶状况系数 Ⅰ挡: Ⅱ挡: Ⅲ挡: Ⅳ挡: Ⅰ挡： Ⅱ挡： Ⅲ挡： Ⅳ挡： 查图1-15可得： 挡：；挡： ；挡： ；挡：。 应对每个挡计算轴承的当量循环次数，第挡的为： 轴承的实际循环次数为： 式中 ——第挡的轴承旋转次数，，为第一轴的旋转次数（以汽车的平均速度计算）为由第一轴至计算轴的传动比； ——变速器处于第挡时的相对工作时间，即变速器第挡的使用率（％），见表1-7； ——第挡的行驶状况系数，见图1-5。 表1-7载货汽车变速器各挡的相对工作时间或使用率 车型 挡位数 最高挡传动比 /％ 变速器挡位 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 载货汽车 4 1 1 3 21 75 4 <1 1 4 35 60 先计算第二轴后轴承在每个挡轴承的实际循环次数： Ⅰ挡：；；查表1-7得 由公式得： 由公式得: Ⅱ挡：；；查表1-7得 由公式得： 由公式得: Ⅲ挡：；；查表1-7得 由公式得： 由公式得: Ⅳ挡：；；查表1-7得 由公式得： 由公式得: 在轴承的整个运行期间有: 考虑到变速器各挡工作时轴承的当量动载荷及相应的当量循环次数,则轴承的总当量动载荷为： 则要求的轴承额定动载荷为： 算出轴承的额定动载荷后，则可由轴承样本或手册选取轴承。 当为Ⅳ挡时，第一、二轴直接连接起来传递转矩，此时齿轮、轴承及中间轴均不承载故。 第二轴后轴承的选取： 由公式得： 由公式得： ；； ； 由公式得： 由公式得： 对应轴的直径，文献[12]中6307轴承满足要求。 第一轴后轴承一直以相同的转速在旋转，故。 先计算第一轴后轴承在每个挡位下轴承的实际循环次数： Ⅰ挡：；；查表1-7得 由公式得： 由公式得: Ⅱ挡：；；查表1-7得 由公式得： 由公式得: Ⅲ挡：；；查表1-7得 由公式得： 由公式得: Ⅳ挡：；；查表1-7得 由公式得： 由公式得: = 对第一轴后轴承进行验算： 由公式得： ；；。 由公式得： 由公式得： 对应轴的直径，文献中轴承满足要求。 第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承,此变速器参考变速器的轴承,选用无套圈长圆柱滚子轴承,型号为:在中间轴上与中间轴齿轮配合的轴承，也选用该种轴承，型号为：。 31