變速器課程設(shè)計(jì)

1、目錄一、機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定21 、變速器的功用和要求22、變速器傳動(dòng)方案及簡(jiǎn)圖23、倒檔的布置方案3二、變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)41、變速器的主要參數(shù)選擇42、齒輪參數(shù)53、各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定64、輪的受力和強(qiáng)度校核8三、軸和軸承的設(shè)計(jì)與校核121 、軸的工藝要求122 、軸的設(shè)計(jì)123 、軸的校核134 、軸承的選擇和校核17一. 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定（一） 變速器的功用和要求 變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭 矩和轉(zhuǎn)速， 使汽車具有適合的牽引力和速度， 并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況 范圍內(nèi)工作。 為保證汽車

2、倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離， 變速器具有倒檔 和空檔。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。對(duì)變速器的主要要求是：1. 應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽 車載重量、 發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求， 選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比， 來(lái)滿 足這一要求。2. 工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過(guò)程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳檔、 亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行駛安全性，操 縱輕便的要求日益顯得重要， 這可通過(guò)采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、 半自 動(dòng)換檔來(lái)實(shí)現(xiàn)。3. 重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu) 質(zhì)鋼材，采用合理

3、的熱處理， 設(shè)計(jì)合適的齒形， 提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱 軸承可以減小中心距。4. 傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精 度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑油都可以提高傳動(dòng)效率。 噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)， 提高制造精度和安裝剛性可減 小齒輪的噪聲。（二）變速器傳動(dòng)方案及簡(jiǎn)圖下圖 a 所示方案，除一，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合 齒輪傳動(dòng)。下圖 b、c、d 所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；下圖 d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)， 這樣布置除可以 提高軸的剛度， 減少齒輪磨損和降低工作噪聲外， 還可以在不需要

4、超速檔的條件 下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案（三）、倒檔的布置方案下圖為常見的倒擋布置方案。下圖 b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中 間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙 合，使換擋困難下圖c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合 理。下圖d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改， 因而取代了下圖c所示方案。圖 下圖e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。下圖f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪， 換擋更為輕便。為了充分利用空間， 縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用下圖g所示方案。其缺點(diǎn)是

5、一，倒 擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是 中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變 形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪， 這樣 做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳 動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠 近軸的支承處。本設(shè)計(jì)選用下圖f的布置方案n.fjtl變速器倒檔傳動(dòng)方案二、變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)（一）變速器主要參數(shù)考慮到車的最高車速只有75km/h,所以本

6、變速器選擇6檔設(shè)計(jì)。設(shè)計(jì)要求的數(shù)據(jù)有：載貨量：6t最大總質(zhì)量：11t最高車速：75km/h比功率：10kw- t-1比轉(zhuǎn)矩：33Nm- t-1根據(jù)以上數(shù)據(jù)可求得：最大功率：=Pemax=i20kW最大轉(zhuǎn)矩：Te max =380 N. m發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速n 3800 r / min最咼檔一般為直接檔i6 =1，取車輪半徑選用r =509mm 取主減速器的傳動(dòng)比為：i0 =9變速器的各擋傳動(dòng)比為：123456倒檔112 3.8013 2.4314 1.56、中心距中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初定：A Ka3 TemaJl g式中K A-中心距系

7、數(shù)。對(duì)轎車，K A =；對(duì)貨車，K A = ；Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；h為變速器一檔傳動(dòng)比g為變速器傳動(dòng)效率，取96%取KA 9.0代入數(shù)據(jù)求得：A 100.52mm三、軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔A五檔A 六檔A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù)&應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為方便A取整，得殼體的軸向尺寸是3 55 165mm變速器殼體的最終軸向 尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。（二八齒輪參數(shù)（1 ）齒輪模數(shù)根據(jù)最大質(zhì)量在14t的貨車變速器齒

8、輪的法向模數(shù)為選取mn 4.0（2）壓力角a、螺旋角B和齒寬b壓力角選取國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角200螺旋角根據(jù)貨車變速器的可選范圍為180260選取200齒輪的b kcmn根據(jù)斜齒輪的kc 6.0 8.5 取& 7.0貝Ub 7 4 28mm1. 確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動(dòng)比igi乙Z9(2-1 )Z1 Z10為了確定Z9和Z10的齒數(shù),先求其齒數(shù)和Zh:(2-2)五檔變速器示意圖Z 込J h mn其中A =、mn 4 ；故有 Zh 50.26 。中間軸上一檔的齒輪的齒數(shù)可在1217之間選用，現(xiàn)選用召0 15則z 36 上面根據(jù)初選的A及mn計(jì)算出的Zh不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，這時(shí)應(yīng)

9、從Z及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距 A,再以這個(gè)修正后的中心距作為以 后計(jì)算的依據(jù)。這里Zh修正為51則由式（2-2）反推得A=102mm2、確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（2-1 ）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比互i1旦 （2-3）ZZ9代入數(shù)據(jù)得:Z2Z2.5而常嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即:mn(Z Z2)(2-4)2 cos解方程（2-3 ）和（2-4 ）并取整得z, 14z2 353、確定其他擋位齒輪的齒數(shù)二擋傳動(dòng)比由于各擋齒輪選取同樣的模數(shù)，故有：(2-5)(2-6)mn(Z7Z8)2 cos由式（2-5）和式（2-6）代入數(shù)據(jù)解方程并取整得：z8 20、z7 29用同上

10、面的方法可以算出：三擋：Z5 24 Z6 25四擋：z 11z4 18五檔：z 244 、確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比ir取。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小，取Z12 13。而通常情況下，倒檔軸齒輪 Z13取2123，此處取Z13=23。Z11Z13 Z2irZ13Z12Z1可計(jì)算出乙119 o故可得出中間軸與倒檔軸的中心距1Amn（z12 乙3） 72mm而倒檔軸與第二軸的中心距:A1尹（ «） 84mm5 、齒輪變位為計(jì)算方便一檔、二檔和倒檔的主從動(dòng)齒輪變位系數(shù)統(tǒng)一選和，其他檔位統(tǒng)一選和六、各檔齒輪的參數(shù)設(shè)計(jì)

11、（下列各式中：齒形角為200、f0齒頂高系數(shù)為、c徑向間隙系數(shù)為、r齒頂圓半徑為、為變位系數(shù)、d分度圓直徑、ha齒頂高、hf齒根高、h齒全高、da齒頂圓直徑、df齒根圓直徑、db基圓直徑，其中右上角 標(biāo)有如“ a ”“ a ”分別表示主動(dòng)輪和從動(dòng)輪）由公式：d zm、 ha （ f0 ）m、 hf （fo c ）m、 h （2 f0 c）m、 da d 2ha、df d 2hf db d cos分別代入數(shù)據(jù)可以求得各檔齒輪主、從動(dòng)齒 輪參數(shù)如下（單位mm）一檔：d1 60d1 144 da1 76 da1 160 df1 52 df1 136db156.4db1 135.3二檔：d280d2

12、116d a2 96da 2 132d f 272df2 108db275.2db2 109三檔：d3100d396da3 109.6da3 105.6d f 385.6d f 381.6db394db3 90.2四檔：d4106.3d4 102da4115.9da4 111.6df 491.9d f 487.6db4 100db4 95.8五檔：d5102d5102da5 111.6da5 111.6d f 587.6d f 587.6db5 95.8db5 95.8倒檔：dr52dr 92dar 68dar108dfr44dfr 84dbr48.9dbr 86.5齒輪的受力和強(qiáng)度校核(四)

13、、對(duì)于斜齒輪:1 、各檔齒輪受力:(1) 對(duì)于直齒輪:圓周力：Ft2T圓周力:d徑向力：FrFt tan徑向力:法向力：FnFt法向力:cos為螺旋角d為分度圓直徑，為壓力角，F(xiàn)tFrFn式中T為轉(zhuǎn)矩,2TdFt tanCOSFt tan故對(duì)于一檔主動(dòng)齒輪:圓周力：匸2Temax3 i1八1丿IJ丿J t1d1徑向力：Fr1Ft1 tan2.934310 N法向力：Fn1Ft1 tan3.12210 Ncos一檔從動(dòng)齒輪:圓周力：F-2Temax3.36 103Ntidi徑向力：Ft2Ft1 tan31.22 10 N法向力：Fn1Fti1.30 10 Ncos二檔主動(dòng)齒輪：圓周力：Ft22T

14、emaxd236.05 10 N徑向力：Fr2Ft2 tan9m Ncos厶.OH-1 U lx法向力：Fn2Ft2 tan2.2 10 N二檔從動(dòng)齒輪：圓周力：Ft22Te maxd24.17 103N徑向力：Fr2Ft 2 tan161 103 ncos1.6110 N法向力：Fn2Ft2 tan31.52 10 N三檔主動(dòng)齒輪：圓周力：Ft32Temax4.84 1 03Nd3徑向力：Fr3Ft3 tan3-1.87 10 Ncos法向力：Fn3Ft3 tan1.76 10 N三檔從動(dòng)齒輪：圓周力：Ft32T emaxd35.05 10 N徑向力：Fr3Ft3 tan-1.95 103N

15、cos法向力：Fn3Ft3 tan1.84 10 N四檔主動(dòng)齒輪：圓周力：Ft42Te maxd44.55 10 N徑向力：F r4Ft4 tan-1.76 103Ncos法向力：Fn4Ft4 tan1.66 10 N圓周力：Ft42T e maxd44.75 10)3n徑向力：Fr4Ft4 tan1 83103Ncos法向力：Fn4Ft4 tan1.73103N五檔主動(dòng)齒輪：圓周力：Ft52T e max4.75 10)3nd5徑向力：Fr5Ft5 tan1.73103Ncos法向力：Fn5Ft5 tan1.84103N五檔從動(dòng)齒輪：圓周力：Ft52Te maxd54.75 10)3n徑向力

16、：F r5Ft5 tanA 7Q103Ncos1. 7 3法向力：Fn5Ft5 tan1.84103N倒檔主動(dòng)齒輪：圓周力：匚2Temax9.10 103nF trdr徑向力：FrrFtr tan3 52103Ncos3.52法向力：F nrFtr tan3.32103N倒檔從動(dòng)齒輪：圓周力：Ftr2Temaxdr5.14 103n徑向力：FrrFtr tan4 QQ103Ncos1.99法向力：F nrFtr tan1.88103N四檔從動(dòng)齒輪:2 、強(qiáng)度校核選取一檔直齒輪來(lái)進(jìn)行校核:(1)、彎曲應(yīng)力n r -II 蘭直齒輪的彎曲應(yīng)力F1K Kf2TgK Kfbtybdty（式中Tg為作用在

17、變速器第一軸上的轉(zhuǎn)矩，K為應(yīng)力集中系數(shù)，Kf為摩擦影響系數(shù)，b為齒寬，t m，y為齒形系數(shù)可由右圖查）對(duì)于主動(dòng)輪?。篕 1.65Kf 1.1 Tg Temax 241.89N m b2Tg. K K f代入 w g -得 w 632.02MPa bdty對(duì)于從動(dòng)輪取：K 1.65 Kf 0.9d 144mm t m y 0.142Tg K K f代入 w g -得 w 510.95MPabdty28mmd60mm tm y 0.21TgTemax241.89N mb 28mm對(duì)于一檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400 850MPa內(nèi),而主、從動(dòng)齒輪的最大彎曲應(yīng) 力都小于此范圍，故彎曲強(qiáng)度適合。（2）

18、、接觸應(yīng)力直齒輪的接觸應(yīng)力：j 0.418FbE(1z 1b)式中F為齒面上的法向力，F(xiàn) F/cos ； F1為圓周力；F1 2Tg /d ； Tg為計(jì)算載荷；d為節(jié)圓直徑； 為節(jié)點(diǎn)處壓力角；E為齒輪材料的彈性模量；b為齒輪接 觸的實(shí)際寬度； z、 b為主、從動(dòng)輪的節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑；z rzsin 、b rbsin ； rz、£為主、從動(dòng)輪節(jié)圓半徑。此處 Tg Temax 241.89N m、d 60mm、E 2.6 105、b 28mm、200、b 28mm、rz 30、圧 72代入 j 0.418FE （丄解得 jj b ' z b）j對(duì)于滲碳的變速器齒輪一檔齒輪其許用接

19、觸應(yīng)力在19002000MPa本設(shè)計(jì)中一檔齒輪最大應(yīng)力小于此范圍，故接觸強(qiáng)度適合。三、軸和軸承的設(shè)計(jì)與校核（一）軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲 碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理， 但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理14。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC5&63,表面光潔度不低于 815。對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于 7,并定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度16。對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，

20、螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少17。（二）軸的設(shè)計(jì)已知中間軸式變速器中心距 A 102m m，第二軸和中間軸中部直徑d 0.45 0.60 A，軸的最大直徑d和支承距離L的比值：對(duì)中間軸，d/L=；對(duì)第二軸，d/L。第一軸花鍵部分直徑d （mm可按下式初選d K3Temax（）式中：K 經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=；Temax發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（）。第一軸花鍵部分直徑 d1 4.04.6 3 241.89 24.92 28.66mm 取d! 25mrp第二軸直徑 d20.450.60 102 45.9 61.2mm 取 d? 50mm ;中 間軸直徑第二

21、軸：d2 0.180.21 ；第一軸及中間軸：dl 0.160.18L2L1第二軸支承之間的長(zhǎng)度 L2 238.1 277.78MM 取L2 250MM ;中間軸支承之間的長(zhǎng)度L 277.783125mm取L 300 ,第一軸支承之間的長(zhǎng)度L 14444 162.5mm取 J 150mm-r 嚴(yán)0軸的尺寸圖（三）軸的校核取中間軸來(lái)校核1.軸的剛度驗(yàn)算若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為S,可分別用下式、計(jì)算Fa2b23EIL64Fra2b23 ELd 4Fta2b64Fta2b23EIL43 ELd式中：Fr齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；Ft 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（

22、N）;5E 彈性模量（MR）, E=X 10 MP;I 慣性矩（m）,對(duì)于實(shí)心軸，1 d4/64 ； d 軸的直徑（mr）花鍵處3 ELd4Frab b a3EIL64Fra b b a按平均直徑計(jì)算；a、b 齒輪上的作用力距支座 A、B的距離（mr）L 支座間的距離（mr）軸的全撓度為f . fc2 fs2 0.2 mm軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為fc二，fs =。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)。一檔時(shí)：FM 2930N、Fti 8060N、d50mm、a1201mm、0 99mmL 300mm將以上數(shù)據(jù)分別代入、式算得:fc1 0.014 0.05 0.10mmfs1 0.037 0.1

23、0 0.15mmf1. fc12fs120.040 0.2mm10.00047 0.002rad50mm、a3181mm、b3119mm三檔時(shí)：Fr3 1870N、Ft3 4840 N、dL 300mmfc3 0.009 0.05 0.10mm將以上數(shù)據(jù)分別代入、式算得:0.024 0.10 0.15mm0.025 0.2mm30.00007 0.002rad五檔時(shí)：Fr5 1730N、Ft54750N、d 50mm、a5 77mm、b5 223mmL 300mm0.005 0.05 0.10mm將以上數(shù)據(jù)分別代入、式算得:0.016 0.2mmJ 0.015 0.10 0.15mm50.00

24、005 0.002rad倒檔時(shí)：Frr3500N、Ftr9100N、d50mm、ar 223mm、br 77mmL 300mmfc5 0.013 0.05 0.10mm將以上數(shù)據(jù)分別代入、式算得:*0.034 0.10 0.15mm22f5. fc5 fs5 0.022 0.2mm50.00026 0.002rad所以軸的剛度適合要求2、軸的強(qiáng)度計(jì)算因?yàn)橐粰n的撓度高大，所以校核一檔時(shí)的強(qiáng)度F'r5F'rlLiL2Lb鼻L Hh-1、求水平面內(nèi)支反力Rha、Rhb和彎矩MhcHDFt5 L1RHB LFti(LiL2)由以上兩式可得：Rha285.24N、Rhb 3595.24NM HC 19111.08N mm、M HD 240881.08N mm2、求垂直面內(nèi)支反力FVa、Rvb和彎矩Mvc、MvdR/a + Rvb = Fr 5 + Fr1L2RVBL1Fr5 L1Fa5d5Fr12由以上兩式可得:Rva 4141.24N、R/b 8668.76NMVC 75784692N mm Mvd 580806.92N mmMcM 2hc2 2 M vcT5MdM HDM2 t2VD532MC32794.66cd30.253D32MD32672.37d30.253按第三強(qiáng)度理論得:794.66N m672.37N m51.13MPa