輕型客車四檔中間軸式變速器設計課程設計計算說明書.doc

汽車設計課程設計計算說明書 題 目：輕型客車四檔中間軸式變速器設計 院 別： xxxxxx 專 業(yè)： xxxxx 班 級： xxxxxxxx 姓 名： xxxxxxxxxxx 學 號： xxxxxxxxxxxxxxxxx 指導教師： xxxxxxxxxxxxxx 二零一五年一月十九日一、變速器的功用與組成- 4 -1.變速器的組成- 4 -二、變速器的設計要求與任務- 5 -1.變速器的設計要求- 5 -2.變速器的設計任務- 5 -三、變速器齒輪的設計- 6 -1.確定一擋傳動比- 6 -2.各擋傳動比的確定- 7 -3.確定中心距- 8 -4.初選齒輪參數(shù)- 9 -5.各擋齒數(shù)分配- 11 -四、變速器的設計計算- 16 -1.輪齒強度的計算- 16 -2中間軸的強度校核20-五、結論- 27 -參考文獻- 28 -摘 要現(xiàn)代汽車除了裝有性能優(yōu)良的發(fā)動機外還應該有性能優(yōu)異的傳動系與之匹配才能將汽車的性能淋漓盡致的發(fā)揮出來，因此汽車變速器的設計顯得尤為重要。變速器在發(fā)動機和汽車之間主要起著匹配作用，通過改變變速器的傳動比，可以使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。本次設計的是輕型客車變速器設計。它的布置方案采用四檔中間軸式、同步器換擋，并對倒擋齒輪和撥叉進行合理布置，前進擋采用圓柱斜齒輪、倒檔采用圓柱直齒輪。兩軸式布置形式縮短了變速器軸向尺寸，在保證擋數(shù)不變的情況下，減少齒輪數(shù)目，從而使變速器結構更加緊湊。首先利用已知參數(shù)確定變速器各擋傳動比、中心矩，然后確定齒輪的模數(shù)、壓力角、齒寬等參數(shù)。由中心矩確定箱體的長度、高度和中間軸及二軸的軸徑，然后對中間軸和各擋齒輪進行校核，驗證各部件選取的可靠性。最后繪制裝配圖及零件圖。設計結論表明，變速器齒輪及各軸尺寸確定，各軸強度的校核滿足設計要求，設計結構合理。 關鍵詞：輕型客車、四檔變速器、中間軸式、同步器一、變速器的組成1.變速器的組成速器通常設有倒檔，在不改變發(fā)動機旋轉方向的情況下汽車能倒退行駛；設有空檔，在滑行或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。變速器還應能進行動力輸出。手動變速器基本上是由齒輪、軸、軸承、同步器等動力傳動部件組成。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內燃機的最低穩(wěn)定轉速是難以達到的。變速器的倒檔使汽車可以倒退行駛；其空檔使汽車在啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機與傳動系分離。變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。根據(jù)需要，還可以加裝動力輸出器。按傳動比變化方式，變速器可以分為有級式、無級式和綜合式三種。變 速 器三檔變速器四檔變速器五檔變速器多檔變速器固定軸式旋轉軸式多中間軸式雙中間軸式中間軸式兩軸式2、 變速器設計要求與任務1.變速器的設計要求 正確地選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，并使之與發(fā)動機參數(shù)及主減速比作優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與燃料經(jīng)濟性。 設置空擋，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；使汽車可以倒退行駛。 體積小、質量小、承載能力強、使用壽命長、工作可靠。 操縱簡單、準確、輕便、迅速。 傳動效率高、工作平穩(wěn)、無噪聲或低噪聲。 制造工藝性好、造價低廉、維修方便。 貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設計要求，遵守有關標準和法規(guī)。 需要時應設置動力輸出裝置。2.變速器的設計任務1) 同步器換擋，進行所有齒輪參數(shù)的設計和計算2) 對一擋齒輪的接觸強度和彎曲應力進行校核，以及中間軸的強度校核；3) 繪制常嚙合齒輪和中間軸的cad圖。發(fā)動機最大轉矩(nm)160最高車速(km/h)100汽車總質量(kg)2270額定轉速(r/min)3800爬坡度(%)30車輪滾動半徑(m)0.33主減速比5.1驅動輪上法向作用力(n)10810道路最大阻力系數(shù) 0.278汽車傳動系的傳動效率0.9三、變速器齒輪的設計1.確定一擋傳動比本設計最高檔位是四檔，傳動比為1.0?？紤]到汽車在平坦硬路面上行駛時的燃油經(jīng)濟性，變速器的最高檔位多為直接檔（傳動比為1）或超速檔（傳動比小于1）。這時汽車的動力性及燃油經(jīng)濟性由發(fā)動機及驅動橋減速比決定。變速器低檔（一檔，有時還有爬坡檔）的傳動比則決定了汽車的最大爬坡度。選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速，以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力，查文獻1，4-1可知： （3.1）式中：汽車總質量；重力加速度；道路最大阻力系數(shù)；驅動車輪的滾動半徑；發(fā)動機最大轉矩；主減速比；汽車傳動系的傳動效率；最大爬坡度；滾動阻力系數(shù)；變速器一檔傳動比。則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比查文獻1，4-4可知： （3.2） =2.7789根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件有： （3.3）式中：汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷，計算時取70%mg；道路的附著系數(shù)，計算時取。求得的變速器一檔傳動比查文獻1，4-4可知： （3.4） =4.1984變速器一檔傳動比的范圍為： 根據(jù)本設計要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動比。2.各擋傳動比的確定 變速器最高檔的傳動比與最低檔的傳動比確定以后，中間各檔的傳動比理論上是按公比查文獻1，4-4可知： （3.5）的幾何級數(shù)排列，式中為檔位數(shù)（），四檔傳動比。=1.5639 實際上各檔傳動比之間的排列與幾何級數(shù)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比應小些，以便于換檔。另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理配合。因此初選各檔傳動比：一檔傳動比二檔傳動比三檔傳動比四檔傳動比3.確定中心距 對中間軸式四檔變速器而言，其中心距系指第一、第二中心線與中間軸中心線之間的距離。變速器的中心距對其尺寸及質量的大小有直接影響，它也代表著變速器的承載能力。三軸式變速器的中心距a，可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計數(shù)據(jù)而得出經(jīng)驗公式進行初選，查文獻1，4-4可知： （3.6）式中： 中心距系數(shù)，轎車取k=8.99.3，貨車取k=8.69.6，多檔變速器取k=9.511；發(fā)動機最大轉矩，nm；變速器一檔傳動比；變速器的傳動效率，取。本設計變速器的中心距為：=76mm符合乘用車變速器的中心距變化范圍6580mm。初選：a=76mm變速器的橫向外型尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過度）齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機構形式以及齒輪形式。乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為(3.03.4)。商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： 四檔 五檔 六檔當變速器選用的檔數(shù)和同步器時，上述中心距應取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距最好為正數(shù)。軸向尺寸處取 mm4.初選齒輪參數(shù) （1）模數(shù)：對輕型客車，對舒適性和操縱穩(wěn)定性要求較高，故齒輪模數(shù)大小要適合；從工藝方面考慮，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。選取齒輪模數(shù)時一般遵守的原則是在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)；變速器低檔齒輪應選用大些的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)的范圍見表： 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車型輕型客車發(fā)動機排量v/l貨車的最大總質量/t1.0v1.61.6v2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.0所選模數(shù)值應符合國家標準gb/t1357-1987的規(guī)定， 一檔齒輪初選=2.75mm；其它檔位初選mm（2）壓力角理論上對于輕型客車，為加大重合度降低噪聲應取用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5或25等大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。 （3）螺旋角隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，以1525，宜?。?）齒頂高系數(shù)：在齒輪加工精度提高以后，在我國齒頂高系數(shù)為1.00。（5）根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬：通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，=6.0 mm 斜齒，取為6.08.5，=8.0mm5.各擋齒數(shù)分配 圖 3.7 四檔變速器傳動方案簡圖一檔傳動比： （3.8）先求其齒數(shù)合，再求和的齒數(shù)，就可以確定一檔傳動比。斜齒直齒 （3.9） 計算后取為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取少些，以便使的傳動比大些，在一定的條件下，的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸承保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不易取多。乘用車中間軸式變速器一檔傳動比=3.53.8時，中間軸上一檔齒數(shù)可在=1517之間選取，貨車可在1217之間選用。一檔大齒輪齒數(shù)用計算求得。由公式（3.9）得： 初選=17，則=56 - 17 = 39對中心距進行修正： = =77 mm常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)由公式（3.9）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比 （3.10）而常嚙合傳動齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，查文獻2，3-3可知： （3.11）解方程式（3.10）和式（3.11）求與，、都應取整數(shù)；然后核算一檔傳動比，最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3.11）算出精確的螺旋角。聯(lián)立公式（3.10）和公式（3.11）得： 解方程組解得：由公式（3.11）算出精確的螺旋角： = = =確定其它各檔的齒數(shù)二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時，查文獻2，3-3可知： （3.12）而 （3.13）初選，由公式（3.12）和公式（3.13）得： 解方程組 解得：三檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時， （3.15）而 （3.16）查文獻2，3-3可知：，由公式（3.15）和式（3.16）得： 解方程組 解得：確定倒檔齒輪齒數(shù)倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近。倒檔齒輪的齒數(shù)，一般在2128之間，初選=26，計算出中間軸與倒檔軸的中心距，查文獻2，3-3可知： （3.18）由公式（3.18）得： =59.125 mm為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間保持有0.5mm以上的間隙，查文獻2，3-3可知，齒輪9的齒頂圓直徑應為：（3.19） 齒輪8的齒頂圓直徑 =172.75 =46.75mm mm mm由公式（3.19）得 =259.125-52.25-1=65mm由可得：mm齒輪圓整至變速器倒檔傳動比：計算倒檔軸與第二軸的中心距查文獻2，3-3可知：， （3.20） =85 mm確定各檔齒數(shù)后重新計算各檔傳動比一檔 二檔 三檔 四檔 倒檔 4、 齒輪校核1.輪齒強度的計算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。 所以需要對齒輪進行計算和校荷。4.1齒輪彎曲強度計算 （1）一檔直齒輪彎曲應力，查文獻2，3-4可知： （4.1）式中： 彎曲應力（mpa）； 圓周力（n），；為計算載荷（nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 應力集中系數(shù)， =1.65； 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； 齒寬(mm)； 端面齒距，； 齒形系數(shù)，=0.46因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)帶入式（4.1）后得 （4.2）當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉距時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應力在400800mpa, 查文獻2，3-4可知，=600 mpa。由公式（4.2）得： =183.85mpa滿足設計要求。（2）二檔斜齒輪彎曲應力，查文獻2，3-4可知： （4.3）彎曲應力（mpa）； 圓周力（n），；為計算載荷（nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； ； 斜齒輪螺旋角( )，=20； 應力集中系數(shù)， =1.50； 齒寬(mm)； 法向齒距，； 齒形系數(shù)，=0.47 重合度影響系數(shù)，=2.0。將上述有關參數(shù)帶入公式（4.3），整理后得到斜齒輪彎曲應力為： （4.4）當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉距時，斜齒輪許用彎曲應力在180350mpa, 查文獻2，3-4可知， =320 mpa。由公式（4.4）得：=244.38mpa滿足設計要求。4.2輪齒接觸應力 （4.5）式中： 輪齒的接觸應力（mpa）； 齒面上的法向力（n），；為圓周力； 斜齒輪螺旋角( )； 齒輪材料的彈性模量（mpa）, 齒輪接觸的實際寬度(mm)； 主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪；從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪； 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應力查文獻2，3-4可知，見表4.1表4.1 變速器齒輪的許用接觸應力(mpa)齒 輪液體碳氮共滲齒輪滲 碳 齒 輪950100019002000一檔和倒檔齒輪65070013001400常嚙合齒輪和高檔齒輪計算二軸一檔直齒輪接觸應力nnmmmm由公式(4.5)得：=145.73 mpa 滿足設計要求。本設計變速器齒輪材料采用20crmnti，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。2.中間軸的強度校核變速器在工作時，由于齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要受轉矩和彎矩。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設計變速器時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。（1）初選軸的直徑在已知中間軸式變速器的中心距時，第二軸和中間軸中部直徑，三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑可根據(jù)中心距按下式初選。 （mm）初選二軸中部直徑，圓整至。（2）按彎扭合成強度條件計算計算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力、徑向力和軸向力。查文獻2，3-4可知： （4.6） （4.7） （4.8）式中： 至計算齒輪的傳動比；計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；節(jié)點處壓力角；螺旋角圖4.1 二軸結構簡圖因為二軸一檔齒輪是直齒輪，所以，軸向力。圖4.1為變速器二軸結構簡圖圖4.2 軸的載荷分析圖如圖4.2所示，i截面為危險截面由公式（4.6）計算二軸一檔齒輪所受圓周力為：mm=10594.63n由公式（4.7）計算二軸一檔齒輪所受徑向力為：=1008.40 n垂直力計算：= 144.06n水平力計算：=1513.52nn彎矩計算：nmm nmm計算轉矩： nmm作用在齒輪上的和使軸在鉛垂面內彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度；而使軸在水平面內彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度。在求得各支點的鉛垂反力和水平反力后，計算相應的垂向彎矩和水平彎矩。則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸向應力查文獻2，3-4可知： （mpa） （4.8）式中：計算轉矩，nmm; 軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內徑，mm；彎曲截面系數(shù)，mm；在計算斷面處軸的水平彎矩，nmm；在計算斷面出軸的垂向彎矩，nmm；許用應力，在低檔工作時查文獻2，3-4可知mpa.nmm由公式（4.8）得：=113.85mpa.對齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度和軸斷面在水平面內的轉角。前者改變了齒輪中心距并破壞了其正確嚙合；后者使大、小齒輪相互歪斜，如圖（4.3）所示，易導致沿齒長方向壓力分布不均勻。a)軸在垂直面內的變形 b)軸在水平面內的變形圖4.3 變速器軸的變形簡圖b)a)變速器齒輪在軸上的位置如圖（4.4）所示時，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，查文獻2，3-4可知： （4.9） （4.10） （4.11）式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（n）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（n；）彈性模量（mpa）,mpa;慣性矩(mm)，對于實心軸，；軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。圖4.4 變速器軸的撓度和轉角查文獻2，3-4可知，軸的合成撓度為： mm （4.12）計算慣性矩： mm計算垂直面內撓度由公式（4.9）得：=0.00171mm計算水平面內撓度由公式（4.10）得：=0.0179mm計算軸的轉角，由式（4.11）得：=0.000058rad計算軸的合成撓度由公式（4.12）得：=0.01798mm軸的垂向撓度的容許值=0.050.10mm；軸的水平撓度=0.100.15mm;軸斷面的角不應大于0.002rad。經(jīng)過驗算，變速器二軸滿足設計要求。五、結論本次課程設計是四檔中間軸式變速器，變速器作為是車輛不可或缺的一部分，是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，其中機械式變速箱設計發(fā)展到今天，其技術已經(jīng)成