變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算[分享借鑒]

1、變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算一 確定變速器的主要參數(shù)一、各擋傳動(dòng)比的確定不同類型的變速器，其擋位數(shù)也不盡相同，本設(shè)計(jì)為五擋變速器。傳動(dòng)比為已知：i1=6.02，i2=3.57， i3=2.14，i4=1.35，i5=1.00， iR=5.49. 二、中心距A的選取初選中心距A時(shí)，可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式初選：式中，A為變速器中心距(mm)；為中心距系數(shù)，貨車：=8.6-9.6；為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（=165 Nm）；為變速器一擋傳動(dòng)比(i1 =6.02)；為變速器傳動(dòng)效率，取96%。本設(shè)計(jì)中，取=9.0。將數(shù)值代入公式，算得A=88.5849mm，故初取A=89mm。三、變速器的軸向尺寸影響變速器殼體軸向尺寸的因素

2、有擋數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)中心距A的尺寸參照下列經(jīng)驗(yàn)關(guān)系初選：五擋貨車變速器殼體軸向尺寸：(2.73.0) A=239.18mm265.75mm。選用殼體軸向尺寸為260mm。四、齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)變速器齒輪模數(shù)：貨車最大總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm。齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷下的靜強(qiáng)度所決定。當(dāng)增大尺寬而減小模數(shù)時(shí)將降低變速器的噪聲，增大模數(shù)并減小尺寬和中心距將減小變速器的質(zhì)量。對(duì)于斜齒輪m=K式中 m齒輪模數(shù) mmK為模數(shù)系數(shù)，一般K=0.280.37。本設(shè)計(jì)中取K=0.35。 將數(shù)值代入計(jì)算得 m=1.919 mm,取m=2。對(duì)于直

3、齒輪m=K式中 m一擋齒輪模數(shù) mm K一擋齒輪模數(shù)系數(shù)，一般K=0.280.37。本設(shè)計(jì)中取 K=0.30 T一擋輸出轉(zhuǎn)矩，T=T*i i一擋傳動(dòng)比當(dāng)數(shù)值代入計(jì)算得m=2.993 mm,取m=3參考國(guó)標(biāo)（GB1357-87）規(guī)定的第一系列模數(shù)：一檔和倒擋的模數(shù): m3mm；二，三，四，五擋的模數(shù)：m2mm; （2）壓力角齒輪壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于降低噪聲；壓力角增大時(shí)，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。本設(shè)計(jì)中采用標(biāo)準(zhǔn)壓力角=20。（3）螺旋角選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響

4、。選用大些的螺旋角時(shí)，會(huì)使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)，噪聲降低，齒輪的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。因此從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，不宜過大，以1525為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼，應(yīng)選用較大的螺旋角。螺旋方向的選擇：斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用在軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪的軸向力相互抵消，以減少軸荷，提高壽命。為此，中間軸上的全部齒輪一律采用右旋，而一、二軸上的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。為使工藝簡(jiǎn)便，中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角僅取為三種。二、三、四擋齒輪螺旋角22；常嚙合齒輪螺旋角25.28。（4）齒寬考慮到縮短變速器的軸向尺寸

5、和減小質(zhì)量，應(yīng)選用較小的尺寬。另一方面，尺寬的減小將使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒寬窄還會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用寬的尺寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿尺寬方向受力不均并在尺寬方向上產(chǎn)生磨損不均勻。通常通過齒輪的模數(shù)確定尺寬：直齒：b=Km K為尺寬系數(shù)，一般K=4.58.0斜齒：b=Km 一般K=6.58.5本設(shè)計(jì)中，一檔，倒檔： b=73=21 mm二檔，三檔沒，四檔，五檔： b=72=14mm （5）齒輪變位系數(shù)的選擇原則為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一，二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的數(shù)值，以便獲得低噪聲運(yùn)動(dòng)。一般情況下，最高檔和一軸齒輪副的x可以選

6、為-0.20.2。隨著檔位的降低，x值逐漸增大。一，二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的x值，以便獲得高強(qiáng)度齒輪副。一檔齒輪的x值可以選用1.0以上的。五、各擋齒輪齒數(shù)的分配 1.確定一擋齒輪齒數(shù)已知 A=89mm ，m=3mm +=2A/m Z=60對(duì)于貨車，中間軸一擋齒輪可在12-17之間，選取=16，由于一擋選用直齒輪。故有=2A/m-16=442.修正中心距A=90mm3.確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)已知 =6.02 =2mm =25.28+=81.381 = =2.19=81=26， =554.確定其它擋位齒輪齒數(shù) （1）確定二擋齒輪齒數(shù)已知 =3.57 =2mm =22 1.687636

7、聯(lián)立求解 取=52，=32（2）確定三擋齒輪齒數(shù)已知=2.14 =2mm =22 聯(lián)立求解Z=41,Z=43（3）確定四擋齒輪齒數(shù)已知 =1.35， =2mm ，=22 聯(lián)立求解 取Z=32, Z=52（5）確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋采用直齒輪，mm。已知選=44，=16，=2.19,=5.49由得=41 ,=44A1=m (+)/2=3*(44+16)/2=90mmA2=m (+)/2=3*(41+44)/2=127.5mm經(jīng)驗(yàn)算，不會(huì)產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉。六、變速器齒輪幾何參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算1.一擋齒輪幾何參數(shù) =3mm，=44，=16，=20 ，=0，=90mm，(1) =0.37，=-0.37(2) 嚙合

8、角 =21.68(3) 理論中心距 A=89mm(4) 中心距變動(dòng)系數(shù) =0.33(5) 變位系數(shù)之和 =0.90(6) 齒頂降低系數(shù) =0.90-0.33=0.57(7) 分度圓直徑 =m=132mm，m=48mm (8) 齒頂高 =3.33mm，=2.58mm(9) 齒根高 =4.86mm，=2.64mm(10)齒全高 =5.22mm(11)齒頂圓直徑 =138.66mm，=53.16mm(12)齒根圓直徑 =122.28mm，=42.72mm(13)周節(jié) p=m=9.424mm(14)基節(jié) =8.856mm 2.常嚙合齒輪幾何參數(shù)=2mm，=26，=55， =20，=25.28，=90m

9、m(1) 端面模數(shù) =2.21mm(2) =0.37，=-0.37(3)端面壓力角 =21.926(4)端面嚙合角 =23.457(5)分度圓直徑 =57.51mm，=121.65mm(6)齒頂高 )=2.46mm 1.54mm(7)齒根高 2.04mm 1.28mm(8)齒全高 4.50mm(9)齒頂圓直徑 =62.43mm 124.73mm(10)齒根圓直徑 =53.43mm 119.09mm(11)中心距 A=90.505mm(12)法向基節(jié) =5.904mm(13)基圓直徑 =53.35mm 112.85mm(14)法面分度圓弧齒厚 =3.14mm3.二擋齒輪幾何參數(shù)=2mm，=52，

10、=32， =20，=22，=90mm(1)變位系數(shù) =0.25，=0.43(2)端面模數(shù) =2.157mm(3)端面壓力角 =21.433(4)端面嚙合角 =23.00 (5)分度圓直徑 =88.98mm，=48.53mm(6)齒頂高 =1.335mm 1.785mm(7)齒根高 2.5mm 2.05mm(8)齒全高 3.835mm(9)齒頂圓直徑 =91.65mm 52.10mm(10)齒根圓直徑 =83.98mm 44.43mm(11)法向基節(jié) =5.904mm(12)基圓直徑 =82.83mm 45.17mm4.三擋齒輪幾何參數(shù)=2mm，=41，=43， =20，=22，=90mm(1)

11、端面模數(shù) =2.157mm(2)端面壓力角 =21.433(3)端面嚙合角 =23.00(4)分度圓直徑 =88.44mm，=92.75mm(5)齒頂高 =1.188mm 1.308mm(6)齒根高 1.88mm 1.76mm(7)齒全高 3.068mm(8)齒頂圓直徑 =90.82mm 95.37mm(9)齒根圓直徑 =84.68mm 89.23mm(10)法向基節(jié) =5.904mm(11)基圓直徑 =82.32mm 86.34mm5.四擋齒輪幾何參數(shù)=2mm，=32，=52， =20，=22，=90mm(1)端面模數(shù) =2.157mm(2)端面壓力角 =21.433(3)端面嚙合角 =23

12、.00(4)理論中心距 A=89mm(5)分度圓直徑 =48.53mm，=88.98mm(6)齒頂高 =1.785mm 1.335mm(7)齒根高 2.05mm 2.5mm(8)齒全高 3.835mm(9)齒頂圓直徑 =52.10mm 91.65mm(10)齒根圓直徑 =44.43mm 83.98mm(11)法向基節(jié) =5.904mm(12)基圓直徑 =45.17mm 82.83mm6.倒擋齒輪幾何參數(shù) =3mm; =41; =44；=44； =20（1）分度圓直徑 d9=m=123mm d10=m=132mm d11=m=132mm(2)齒頂高 3mm 3mm 3mm(3)齒根高 3.75m

13、m 3.75mm 3.75mm(4)齒頂圓直徑 129mm 138mm 138mm(5)齒根圓直徑 115.3mm 124.3mm124.3mm七、同步器及尺寸的計(jì)算 同步器使變速器換檔輕便、迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲，且可以延長(zhǎng)齒輪的壽命，提高汽車的加速性能并節(jié)省燃油，故而多數(shù)汽車變速器除一檔和倒檔外，其他檔位多裝用。要求其轉(zhuǎn)矩容量大，性能穩(wěn)定、耐用。在本設(shè)計(jì)中，主減速器全部采用鎖銷式同步器。因?yàn)殒i銷式同步器多用于最大總質(zhì)量大于6.0t 的貨車變速器中。.鎖銷式同步器及其接合尺寸的確定 (1) 錐面直徑及傾斜角當(dāng)齒輪上裝有錐盤時(shí)，錐面大端直徑可根據(jù)下式選定： 式中錐面大端直徑，mm 齒頂圓直徑，m

14、m 錐盤壁厚，mm在本設(shè)計(jì)中，取=4mm，代入上式可計(jì)算得到=120mm(2) 花鍵接合齒參數(shù)花鍵接合齒采用漸開線花鍵，對(duì)于中型變速器，模數(shù)取2.5mm左右，齒數(shù)由直徑?jīng)Q定?；ㄦI的直徑根據(jù)齒輪的尺寸選取，使齒輪內(nèi)孔與花鍵小徑之間的壁厚與齒輪緣厚度相近。(3) 鎖銷在本設(shè)計(jì)中每個(gè)同步器采用三個(gè)鎖銷。鎖銷桿部直徑為9mm，兩大端的直徑為13mm。 (4) 定位銷定位與滑動(dòng)齒套的孔滑動(dòng)配合，它的直徑可與鎖銷大端的直徑相同，中部精車出一個(gè)夾角為90的槽與定位鋼球接觸。定位銷長(zhǎng)度應(yīng)等于或大于滑動(dòng)齒套安裝定位銷處的寬度二倍換檔過程。 (5) 換檔行程 鎖銷式同步器的換檔行程根據(jù)軸向間隙、后備行程和接合齒嚙

15、合長(zhǎng)度確定。本設(shè)計(jì)中采用8mm。 3. 同步器摩擦副的材料同步錐環(huán)多用銅合金制造，貨車及大型客車的同步器較厚可采用壓鑄工藝加工，也可采用鍛或擠壓工藝加工。選用材料時(shí)既要考慮其摩擦系數(shù)又要考慮其耐磨性以及強(qiáng)度、加工性能等。本設(shè)計(jì)中采用鋁青銅（含鋁8.5%11.0%），因?yàn)槠鋸?qiáng)度高、耐用性好、摩擦系數(shù)較大而錐面自鎖傾向較小。五、軸和花鍵尺寸1.第一軸的設(shè)計(jì)軸材料選為20CrMnTi。 第一軸花鍵部分直徑d(mm)可按下式初步確定： 式中，k為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，一般k=44.6 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩()取k=4.5代入公式并計(jì)算得d=24.68mm，取d=30mm 由機(jī)械設(shè)計(jì)中軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)要求，定位軸肩的高度h

16、=(0.070.1)*d，d為與零件裝配處的軸徑尺寸。非定位軸肩是為了加工和裝配方便而設(shè)置的，其高度沒有嚴(yán)格要求，一般為12mm。對(duì)于第一軸d/l=0.160.18，則經(jīng)計(jì)算得l=187.5166.67mm 初選l=170mm。可初步確定一軸的結(jié)構(gòu)2. 中間軸的設(shè)計(jì) 由汽車設(shè)計(jì)中有關(guān)中間軸中部直徑d=(0.450.6)A,得 d=0.4590=40.5mm,取d=45mm 對(duì)于中間軸d/l=0.160.18 則經(jīng)計(jì)算得l=281.25250mm 初選l=270mm。3. 第二軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由汽車設(shè)計(jì)中有關(guān)第二軸中部直徑d=(0.450.6)A，得 d=0.4590=40.5mm，取d=45mm

17、對(duì)于第二軸d/l=0.180.21則經(jīng)計(jì)算得l=281.25250mm初選l=270mm。 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如零件圖。二 變速器傳動(dòng)件的剛度、強(qiáng)度計(jì)算及校核一、齒輪的強(qiáng)度校核變速器齒輪的損壞形式有三種：輪齒折斷、齒面點(diǎn)蝕和移動(dòng)換擋時(shí)齒輪端部破壞。1 齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算齒輪的接觸應(yīng)力按下式計(jì)算： 式中， F為齒面上的法向力（N），；為圓周力（N），；為計(jì)算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)點(diǎn)處壓力角（）；為齒輪螺旋角（）；E為齒輪材料的彈性模量（N/mm），本設(shè)計(jì)中E=20.6Mpa；b為齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm

18、）。將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計(jì)算載荷時(shí)，一擋和倒擋齒輪的許用接觸應(yīng)力為19002000 N/mm，常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用接觸應(yīng)力為13001400 N/mm。將有關(guān)參數(shù)帶入可得 。變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力（/MP）齒輪滲碳齒輪氰化齒輪一擋及倒擋1900-2000950-1000常嚙合及高擋1300-1400650-700122848 743.88343525 821.87564445 888.75785679 1045.979102248 607.7311127656 1432.6912137656 811.95由以上兩表可知，變速器所有齒輪的齒面接觸強(qiáng)度均滿足要求。2.齒輪彎

19、曲強(qiáng)度計(jì)算(1) 直齒輪彎曲應(yīng)力 式中，為彎曲應(yīng)力（MPa）；為圓周力（N），；為計(jì)算載荷（）；d為節(jié)圓直徑 （mm）；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；b為尺寬（mm）；t為端面齒距（mm），t=，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，可由汽車設(shè)計(jì)中圖3-19查得。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850 MPa，貨車可取下限850MPa。由于d=mZ,所以有。(2) 斜齒輪彎曲應(yīng)力 式中，為圓周力（N），；為計(jì)算載荷（）；d為節(jié)圓直徑（mm），,為法面模數(shù)；為斜齒輪螺旋角（）；z為齒數(shù);為應(yīng)力集中系數(shù)

20、，可近似取=1.5；b為齒面寬（mm）;t為法面齒距（mm），t=；y為齒形系數(shù)，可按在汽車設(shè)計(jì)中圖3-14上查得;為重合度影響系數(shù)，=2；當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時(shí)，各擋斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100250 MPa。整理后可得 。 計(jì)算結(jié)果如下表所示：直齒的彎曲強(qiáng)度：bmy91.650.91830.147147.32101.651.12030.138174.37111.650.91230.115641.36121.651.13030.143557.49131.650.91830.123299.8斜齒輪的彎曲應(yīng)力如下表：Zby11.52162.5180.147105.7721.

21、52352.5200.14111.0631.52222.5180.172111.8941.52292.5200.167115.2451.52282.5200.166146.1961.52232.5200.165147.0971.52332.5180.163190.2181.52182.5200.166186.77由上兩表可知，變速器的所有齒輪的彎曲強(qiáng)度都滿足要求。二、軸的強(qiáng)度校核由軸的布置而確定的尺寸，一般來(lái)說強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)截面進(jìn)行校核。嚴(yán)格來(lái)說，擋位不同，不僅圓周力、徑向力及軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，應(yīng)該對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算，但是一擋受力比其他擋位大的多，故對(duì)二軸和中

22、間軸一擋工作時(shí)進(jìn)行強(qiáng)度校核。二軸和中間軸的受力分析如下圖所示：圖4-4 受力分析本計(jì)算過程由程序進(jìn)行。經(jīng)程序校核，二軸和中間軸在一擋工作時(shí)強(qiáng)度合格。三、軸的剛度校核變速器的軸在工作時(shí)，軸承要受轉(zhuǎn)矩和彎矩。剛度不足的軸會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。故需要校核軸的剛度。因二軸比較重要，剛度校核很復(fù)雜，故本設(shè)計(jì)只針對(duì)二軸做剛度校核。本計(jì)算由程序計(jì)算，經(jīng)程序校核，二軸在一擋工作時(shí)剛度合格。四、軸承的壽命的計(jì)算軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S計(jì)算：；汽車平均速度：0.60.69355.8，S取大修前行駛的里程數(shù)：15萬(wàn)公里，即1.5Km：150000/55.82688.17h；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速取最大扭矩時(shí)轉(zhuǎn)速2200的60即1320；速比取最常用的i0.6時(shí)計(jì)算，于是：1500；2500根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)和計(jì)算，得下表相關(guān)參數(shù)： 軸承代號(hào)（KN）（KN）eXY6209AC28.222.50.68106212AC42.835.50.68106212AC42.835.50.68106213AC51.243.20.6810