變速器課程設(shè)計(jì)

1、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。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)

2、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，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，

3、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)效率咼。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接檔。提咼零件的制造精 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

4、速器。H i-n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)是一，倒 擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變

5、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b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

6、最大總質(zhì)量：11t 最高車速：75km/h比功率：10kw t-1 比轉(zhuǎn)矩：33N m 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：Temax =380 N.m發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速n =3800r/min最高檔一般為直接檔ie=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8.7955.5663.292.1081.5418.1812 =3.8013 二 2.4314 = 1.56二、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二Ka3 Temaxil g式中K A-

7、中心距系數(shù)。對(duì)轎車，.K A =8.99.3 ;對(duì)貨車，K A =8.69.6 ；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 3.0 3.4貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔(2.2 2.7) A五檔(2.7 3.0) A六檔(3.2 3.5) 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)Ka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

8、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6.014t的貨車變速器齒輪的法向模數(shù)為 3.54.5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1826選取：=20齒輪的b二Km.根據(jù)斜齒輪的&=6.08.5 取人=7.0貝Ub = 7 4 = 28mm（三）各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié) 合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各檔齒數(shù)的方法。1. 確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動(dòng)比乙Z9 i

9、gI乙乙0(2-1)為了確定Z9和Z10的齒數(shù), 先求其齒數(shù)和Zh :L二 Is工rJLJi：=1=:廠耳 R 2Amn其中 A=100.52mm mn =4 ；故五檔變速器示意圖(2-2)有 Zh 二 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z10 =15則=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) 從Z三及齒輪變位系數(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)比全也 （2-3）Z1Z9代入數(shù)據(jù)得：互=

10、2.5Z1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(Z1 Z2)(2-4)2cos :3、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)Z2. Zi2ZiZ7mn(Z7 Z8)2 cos :由式（2-5）和式（2-6）代入數(shù)據(jù)解方程并取整得：乙二20、z?二29用同上面的方法可以算出：三擋：乙=24 Z6 =25四擋：Z3=11Z4/8五檔：Z2=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3.7。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Zi2 =13而通常情況下，倒檔軸

11、齒輪 乙3取2123，此處取Z13=23。IrZ11Z13Z13 Z2Z12 Z1可計(jì)算出Z11 =19。1故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 Amn（Z12 -召3） = 72mm21而倒檔軸與第二軸的中心距:A J mn（Z11 N） =84mm2、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1.0和-1.0，其他檔位統(tǒng)一選0.2和-0.2六、各檔齒輪的參數(shù)設(shè)計(jì)（下列各式中： 齒形角為200、f齒頂高系數(shù)為1.0、c徑向間隙系數(shù)為0.25m、r齒頂圓半徑為0.38m、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

12、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 二 zm、 ha = (f )m、 hf = (f。 c -)m、 h = (2 f0 c)m、da =d 2ha、df =d 2hf db二dcos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：di =60d1 =144da1-76da； =160df1-52df1=136db1 =56.4db1 =135.3二檔：d2 =80d2T16da2-96da2=132df2-72df2=108db2 = 75.2db2 =109三檔：d3 =100d3 =96da3二 109.6da3 =105.6df3 =

13、85.6d/3 =81.6db3 二 94db3 =90.2四檔：d4 =106.3d4T02da4 =115.9da4 -111.6df4 =91.9df4 =87.6db4 -100db4 =95.8五檔：d5 =102d； =102da5= 111.6da5 =111.6df5 =87.6d f 5 二 87.6db5 =95.8db5 =95.8倒檔：dr =52dr 二 92dar=68dar= 108dfr-44d fr = 84dbr = 48.9db； =86.5（四）、齒輪的受力和強(qiáng)度校核1 、各檔齒輪受力:對(duì)于斜齒輪：圓周力：片二21d圓周力：尺二21d徑向力：Fr =Ft

14、ta n徑向力：FrJttancosP法向力：Fn二一法向力：Fn=Ftta n 1cos 口:為螺旋角d為分度圓直徑，為壓力角，（1） 對(duì)于直齒輪:式中T為轉(zhuǎn)矩,故對(duì)于一檔主動(dòng)齒輪:圓周力：2Temax 8.063 103N di徑向力：Fr1 =Ft1ta n： =2.934 103N法向力：F卄 Fti tan=3.122 103NCOSG一檔從動(dòng)齒輪:圓周力：ZLmax =3.36 103N d/徑向力：巳二 Ft1tan： =1.22 1 03N法向力：Fn1Ft1 =1.30 103NCOSa二檔主動(dòng)齒輪:圓周力：Ft2 /Temax =6.05 1。3 N d2徑向力：Ft； t

15、an 口3Fr22.34 103NcosP法向力：Fn2 二 Ft2 tan 1 =2.2 103N二檔從動(dòng)齒輪:圓周力：Ft2Ternax =4/710 Nd2徑向力：F+ 2 tan3 1Fr2姿1.61 10 NcosP法向力：Fn2 二 Ft2tan ： =1.52 103N三檔主動(dòng)齒輪:圓周力：2T3氐*84 10 N d3徑向力：*Ft3 ta n。3Fr31.87 10 NCOS P法向力：Fn3 =Ft3ta n 1 =1.76 10N三檔從動(dòng)齒輪:圓周力：2T e max3Ft3.=5.05 10 Nd3徑向力：Fp = F tan -=1.95103nCOS P法向力：Fn

16、3 =Ft3ta n 1 =1.84 10N四檔主動(dòng)齒輪:圓周力：耳 /Temax = 4.55 10Nd4徑向力：Fr4 = Ft4tan： =1.76 io3n cosP法向力：Fn4=Ft4ta nJl.66 103N四檔從動(dòng)齒輪:圓周力：Ft4：=2Temax =4.75 103N d4徑向力：Fr4 二 Ft4 tan： =1.83 1 03N cosP法向力：Fn4 = Ft4tan ： =1.73 1 03N五檔主動(dòng)齒輪:圓周力：Ft5 二2 =4.75 103 Nd5徑向力：Ft5 tan。3Fr51.73 10 Ncos P法向力：Fn5 =Ft5ta n 1 =1.84 1

17、03N五檔從動(dòng)齒輪:圓周力：Ft2T -4.75 103 Nd5徑向力：Fr5 Jt5tan： =1.73 103ncos P法向力：Fn5丄 Ft5 tan 2 =1.84 103N倒檔主動(dòng)齒輪:圓周力：2T3Ftr =emax =9.10 103N dr徑向力：Frr 二 Ftr tan =3.52 103N cosP法向力：Fnr 二 Ftr tan ： =3.32 103N倒檔從動(dòng)齒輪:圓周力：Ftr =-徑向力：Frr 二法向力：Fnr二Ftr tan COS :Ftr .1.99 103NI4 103n3= 1.88 10 N2 、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

18、直齒 輪 的 彎RKKf2TgK-Kfbtybdty(式中Tg為作用在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)輪取：K；：.- =1.65r -0.210.20山K)X150.14D 130.11d m17Kf =1.1Tg 二 Temax =241.89N mb =28mm d=60mm t = m y = 0.21代入二w二2TgKDKf 得仇=632.02MPabdty對(duì)于從動(dòng)輪取：K；：- = 1.65 Kf -0.9Tg=Temax =241.89N mb = 28mmd =144mm t 二my =0.1

19、4代入二w = 2TgK二Kf 得二w =510.95MPa bdty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)、接觸應(yīng)力直齒輪的接觸應(yīng)力：J -0.418 FE ( V-1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； 焉、九為主、從動(dòng)輪的節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑；zrzSin ：、:：b Fsi n： ; rz、rb為主、從動(dòng)輪節(jié)圓半徑。此處 Tg =Temax =241.89N m、d

20、=60mm、E =2.6 105、b = 28mm、一 =20、b =28mm、rz =30、圧=72代入。日418啟E右古解得。j= 1315.62MPa對(duì)于滲碳的變速器齒輪一檔齒輪其許用接觸應(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

21、&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，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=102mm，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=0.16 0.18 ;對(duì)第二軸，d /L 0.18 0.21。第一軸花鍵部分直徑d （mm可按下式初選d = K3 Temax（ 5.1 ）式中：K 經(jīng)驗(yàn)系數(shù)

22、，K=4.04.6 ;Temax 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm）。第一軸花鍵部分直徑 d 4.04.6 3 241.89 = 24.92 28.66mm 取d25mrp第二 軸 直 徑 d2 ：、0.45 0.60 102 = 45.9 61.2mm 取 d2 = 50mm ;中 間 軸 直 徑 d 0.45 0.60 102 = 45.9 61.2mm 取 d =50mm第二軸：氏=0.180.21 ；第一軸及中間軸：色=0.1* 0.18L2L1第二軸支承之間的長(zhǎng)度 L2 =238.1277.78MM 取L2 = 250MM ;中間軸支承之間的長(zhǎng)度L =277.783125mm取L=300 ,第一

23、軸支承之間的長(zhǎng)度L =14444 162.5mm取 L = 150mm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2 2 2 243 二 ELdFra b _ 64Fra b3EIL2 2 2 2_ Fta b _64Fa b3EILs43二ELd 4,Frab(ba) 64Frab(ba)43EIL3rELd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（N）;E 彈性模量（MP）, E=2.06 X 105MP;I 慣性矩（mm，對(duì)于實(shí)心軸，I =呦4/64; d 軸的直徑（m

24、r）花鍵處按平均直徑計(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 fs20.2 mm軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 fc】=0.050.10mm fs】=0.100.15mm齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò) 0.002rad。一檔時(shí)：Fr1 =2930N、Ft1 =8060N、d = 50mm、印=201mm 0 = 99mmL = 300mmfc1 =0.014三 0.05 0.10mm將以上數(shù)據(jù)分別代入、式算得:fs1 =0.037 乞 0.10 0.15mm2 2f . fc1fs1 二 0.040 乞 0.2mm=0.00

25、047 乞 0.002rad三檔時(shí)：Fr3 =1870N、Ft3 =4840N、d = 50mm、a3 = 181mm= 119mmL = 300mmfc3 =0.009乞 0.05 0.10mm = 0.024蘭0.10 0.15mm將以上數(shù)據(jù)分別代入、式算得：22 -f3 =fc3 + fs3 = 0.025 蘭 0.2mm、.3 =0.00007 乞 0.002rad五檔時(shí)：Fr5 =1730N、Ft5 =4750N、d = 50mm、a5 = 77mm、b5 = 223mmL = 300mmfc5 =0.005乞 0.05 0.10mm將以上數(shù)據(jù)分別代入、式算得:fs5 =0.015_

26、0.10 0.15mmf5 二.仁5fs5 =0.016 乞 0.2mm、5 =0.00005 _0.002rad倒檔時(shí):Frr =3500N、Ftr =9100N、d = 50mm、ar = 223mm、br = 77mmL = 300mm將以上數(shù)據(jù)分別代入、式算得:所以軸的剛度適合要求。fc5 =0.013 豈 0.05 0.10mmfs5 =0.034豈0.10 0.15mm 2 2f5 二.fc5fs5 =0.022 一 0.2mm5 二 0.00026 乞 0.002rad2、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C1RhaLiF t5L2D兒L3LwFr5 MFrlb

27、x 1 P.1、 求水平面內(nèi)支反力 RHA、Rhb和彎矩M HC、M HDRha Rhb Ft 5 = Fti船 RHBFti(Li L2)由以上兩式可得：RHA =-285.24N、RHB =3595.24NM HC = -19111.08N mm、M HD =240881.08N mm2、 求垂直面內(nèi)支反力R/a、Rvb和彎矩M VC、 M VDRA + RVB = Fr5 + Fr11Fr5L1 -Fa5d5 FM L1 L?二由以上兩式可得：Ra =4141.24N、&b =8668.76NMVC = 75784692N mm MVD =580806.92N mm按第三強(qiáng)度理論得:Me = M 2hc M 2vc T52 = 794.66N mMD = . MHD2 MVD2 T52 =672