变速器课程设计.docx
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变速器课程设计
一、机械式变速器的概述及其方案的确定···········2
1、变速器的功用和要求·······················2
2、变速器传动方案及简图·····················2
3、倒档的布置方案···························3
二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计·······4
1、变速器的主要参数选择·····················4
2、齿轮参数·································5
3、各档传动比及其齿轮齿数的确定·············6
4、轮的受力和强度校核·······················8
三、轴和轴承的设计与校核······················12
1、轴的工艺要求····························12
2、轴的设计································12
3、轴的校核································13
4、轴承的选择和校核························17
一.机械式变速器的概述及其方案的确定
(一)变速器的功用和要求
变速器的功用是根据汽车在不同的行驶条件下提出的要求,改变发动机的扭
矩和转速,使汽车具有适合的牵引力和速度,并同时保持发动机在最有利的工况
范围内工作。
为保证汽车倒车以及使发动机和传动系能够分离,变速器具有倒档
和空档。
在有动力输出需要时,还应有功率输出装置。
对变速器的主要要求是:
1.应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。
在汽车整体设计时,根据汽
车载重量、发动机参数及汽车使用要求,选择合理的变速器档数及传动比,来满足这一要求。
2.工作可靠,操纵轻便。
汽车在行驶过程中,变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。
为减轻驾驶员的疲劳强度,提高行驶安全性,操
纵轻便的要求日益显得重要,这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。
3.重量轻、体积小。
影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。
选用优质钢材,采用合理的热处理,设计合适的齿形,提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。
4.传动效率高。
为减小齿轮的啮合损失,应有直接档。
提高零件的制造精度和安装质量,采用适当的润滑油都可以提高传动效率。
噪声小。
采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数,提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。
(二)变速器传动方案及简图
下图a所示方案,除一,倒档用直齿滑动齿轮换档外,其余各档为常啮合
齿轮传动。
下图b、c、d所示方案的各前进档,均用常啮合齿轮传动;下图d
所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内,这样布置除可以
提高轴的刚度,减少齿轮磨损和降低工作噪声外,还可以在不需要超速档的条件
下,很容易形成一个只有四个前进档的变速器。
中间轴式五档变速器传动方案
(三)、倒档的布置方案
下图为常见的倒挡布置方案。
下图b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮,因而缩短了中间轴的长度。
但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难下图c所示方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理。
下图d所示方案针对前者的缺点做了修改,因而取代了下图c所示方案。
图
下图e所示方案是将中间轴上的一,倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。
下图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮,换挡更为轻便。
为了充分利用空间,缩短变速器轴向长度,有的货车倒挡传动采用下图g所示方案。
其缺点是一,倒挡须各用一根变速器拨叉轴,致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力,所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡,都应当布置在在靠近轴的支承处,以减少轴的变形,保证齿轮重合度下降不多,然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮,这样做既能使轴有足够大的刚性,又能保证容易装配。
倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近,但因为使用倒挡的时间非常短,从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。
本设计选用下图f的布置方案
变速器倒档传动方案
二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计
(一)变速器主要参数
考虑到车的最高车速只有75km/h,所以本变速器选择6档设计。
设计要求的数据有:
载货量:
6t最大总质量:
11t最高车速:
75km/h
比功率:
10kw·t-1比转矩:
33N·m·t-1
根据以上数据可求得:
最大功率:
=Pemax=120kW
最大转矩:
Temax=380N.m
发动机的转速n3800r/min
最高档一般为直接档i6=1,取车轮半径选用r=509mm
取主减速器的传动比为:
i0=9
变速器的各挡传动比为:
1
2
3
4
5
6
倒档
8.795
5.566
3.29
2.108
1.54
1
8.18
i23.80
i32.43
i41.56
二、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。
根据经验公式初定:
AKA3Temaxi1g
式中
KA----
中心距系数。
对轿车,
KA=8.9~9.3
;对货车,
KA=8.6~9.6
;
Temax为发动机最大转矩;
i1为变速器一档传动比
g为变速器传动效率,
取
96%
取KA
9.0代入数据求得:
A
100.52mm
三、轴向尺寸
变速器的横向外形尺寸,可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的
布置初步确定。
轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0~3.4A。
货车变速器壳体的轴向尺寸与
档数有关:
四档(2.2~2.7)A
五档(2.7~3.0)A
六档(3.2~3.5)A
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时,中心距系数KA应取给出系数
的上限。
为方便A取整,得壳体的轴向尺寸是355165mm变速器壳体的最终轴向
尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。
(二)、齿轮参数
(1)齿轮模数
根据最大质量在6.0~14t的货车变速器齿轮的法向模数为
3.5~4.5选取
mn4.0
(2)压力角α、螺旋角β和齿宽b
压力角选取国家规定的标准压力角
200
螺旋角根据货车变速器的可选范围为
180~260选取
200
齿轮的bkcmn
根据斜齿轮的kc
6.0~8.5取kc
7.0则
b7428mm
(三)、各档传动比及其齿轮齿数的确定
在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后,可根据预先确定的变速器档数、
传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。
下面结
合本设计来说明分配各档齿数的方法。
1.确定一档齿轮的齿数
一档传动比
igI
Z2
Z9
(2-1)
Z1
Z10
为了确定Z9和Z10的齿数,
先求其齿数和Zh:
2A
Zh
(2-2)
mn
其中
A
=100.52mm
n
4
;故
五档变速器示意图
、m
有Zh50.26。
中间轴上一档的齿轮的齿数可在12~17之间选用,现选用z1015则z936上面根据初选的A及mn计算出的Zh不是整数,将其调整为整数后,这时应
从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距A,再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。
这里Zh修正为51则由式(2-2)反推得A=102mm。
2、确定常啮合齿轮副的齿数
由式(2-1)求出常啮合齿轮的传动比
z2
z10
z
i1z
(2-3)
1
9
代入数据得:
z2
2.5
z1
而常啮合齿轮传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等,即:
mn(z1
z2)
A
(2-4)
2cos
解方程(2-3)和(2-4)并取整得z114z235
3、确定其他挡位齿轮的齿数
二挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数,故有:
z2
z8
(2-5
)
z1
i2z7
A
mn(z7
z8)
(2-6
)
2cos
由式(2-5)和式(2-6)代入数据解方程并取整得:
z820、z729
用同上面的方法可以算出:
三挡:
z524z625
四挡:
z311z418
五档:
z224
4、确定倒档齿轮的齿数
一般情况下,倒档传动比与一档传动比较为接近,在本设计中倒档传动比ir取
3.7。
中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮
10略小,取Z1213。
而通常情况下,倒档轴齿轮
Z13取21~23,此处取Z13=23。
由
Z11
Z13
Z2
ir
Z12
Z1
Z13
可计算出Z1119。
故可得出中间轴与倒档轴的中心距
A
1mn(z12
z13)72mm
2
而倒档轴与第二轴的中心距:
A
1mn(z11z13)
84mm
2
5、齿轮变位
为计算方便一档、二档和倒档的主从动齿轮变位系数统一选
1.0和-1.0,其
他档位统一选0.2和-0.2
六、各档齿轮的参数设计(下列各式中:
齿形角为200、f0齿顶高系数为
1.0、c径向间隙系数为0.25m、r齿顶圆半径为0.38m、为变位系数、d分度圆
直径、ha齿顶高、hf齿根高、h齿全高、da齿顶圆直径、df齿根圆直径、db基圆直径,其中右上角标有如“a”“a”分别表示主动轮和从动轮)
由公式:
d
zm、ha
(f0
)m、hf
(fo
c)m、h
(2f0
c)m、
dad2ha、df
d2hf
db
dcos
分别代入数据可以求得各档齿轮主、从动齿
轮参数如下(单位
mm):
一档:
d1
60
d1
144
da1
76
da1
160
df1
52
df1
136
db1
56.4
db1
135.3
二档:
d2
80
d2
116
da2
96
da2
132
df2
72
df2
108
db2
75.2
db2
109
三档:
d3
100
d3
96
da3
109.6
da3
105.6
df3
85.6
df3
81.6
db3
94
db390.2
四档:
d4
106.3
d4
102
da4
115.9
da4
111.6
df491.9
df4
87.6
db4
100
db4
95.8
五档:
d5
102
d5
102
da5
111.6
da5
111.6
df5
87.6
df5
87.6
db5
95.8
db5
95.8
倒档:
dr
52
dr
92
dar
68
dar
108
dfr
44
dfr
84
dbr
48.9
dbr
86.5
(四)、齿轮的受力和强度校核
1
、各档齿轮受力:
(1)
对于直齿轮:
对于斜齿轮:
2T
圆周力:
Ft
2T
圆周力:
F
d
t
d
Ft
tan
径向力:
FrFttan
径向力:
Fr
cos
Ft
法向力:
法向力:
F
Fn
Ft
tan
n
cos
式中T为转矩,d为分度圆直径,
为压力角,
为螺旋角
故对于一档主动齿轮:
圆周力:
Ft1
2Temax
8.063
103N
d1
径向力:
Fr1
Ft1tan
2.934
103N
法向力:
Fn1
Ft1tan
3.122
103N
cos
一档从动齿轮:
圆周力:
Ft1
2Temax
3.36
103N
d1
径向力:
Ft2
Ft1tan
1.22103N
法向力:
Fn1
Ft1
1.30
103N
cos
二档主动齿轮:
圆周力:
Ft2
2Temax
6.05
103N
d2
径向力:
Fr2
Ft2tan
2.34
103N
cos
法向力:
Fn2
Ft2tan
2.2103N
二档从动齿轮:
圆周力:
Ft2
2Temax
4.17
103N
d2
径向力:
Fr2
Ft2tan
1.61
103N
cos
法向力:
Fn2
Ft2tan
1.52
103N
三档主动齿轮:
圆周力:
Ft3
2Temax
4.84
103N
d3
径向力:
Fr3
Ft3tan
1.87
103N
cos
法向力:
Fn3
Ft3tan
1.76
103N
三档从动齿轮:
圆周力:
Ft3
2Temax
5.05
103N
d3
径向力:
Fr3
Ft3tan
1.95
103N
cos
法向力:
Fn3
Ft3tan
1.84
103N
四档主动齿轮:
圆周力:
Ft4
2Temax
4.55
103N
d4
径向力:
Fr4
Ft4tan
1.76
103N
cos
法向力:
Fn4
Ft4tan
1.66
103N
四档从动齿轮:
圆周力:
Ft4
2Temax
4.75
103N
d4
径向力:
Fr4
Ft4tan
1.83
103N
cos
法向力:
Fn4
Ft4tan
1.73
103N
五档主动齿轮:
圆周力:
Ft5
2Temax
4.75
103N
d5
径向力:
Fr5
Ft5tan
1.
73
103N
cos
法向力:
Fn5
Ft5tan
1.84
103N
五档从动齿轮:
圆周力:
Ft5
2Temax
4.75
103N
d5
径向力:
Fr5
Ft5tan
1.
73
103N
cos
法向力:
Fn5
Ft5tan
1.84
103N
倒档主动齿轮:
圆周力:
Ftr
2Temax
9.10
10
3N
dr
径向力:
Frr
Ftrtan
3.52
103N
cos
法向力:
Fnr
Ftrtan
3.32
103N
倒档从动齿轮:
圆周力:
Ftr
2Temax
5.14
103N
dr
径向力:
Frr
Ftrtan
1.
99
103N
cos
法向力:
Fnr
Ftrtan
1.88
103N
2、强度校核
选取一档直齿轮来进行校核:
(1)、弯曲应力
直
齿
轮
的
弯
曲
应
力
w
F1KKf
2TgKKf
(式中Tg为作用在
bty
bdty
变速器第一轴上的转矩,K为应力集中系
数,Kf为摩擦影响系数,b为齿宽,tm,
y为齿形系数可由右图查)对于主动轮取:
K1.65
Kf1.1TgTemax241.89Nm
b28mm
d
60mm
t
m
y
0.21
代入w
2TgKKf
得w
632.02MPa
bdty
对于从动轮取:
K
1.65
Kf
0.9
TgTemax241.89Nmb28mm
d144mmt
m
y
0.14
代入w
2TgK
Kf
得w
510.95MPa
bdty
对于一档直齿轮许用弯曲应力在400—850MPa内,而主、从动齿轮的最大弯曲应
力都小于此范围,故弯曲强度适合。
(2)、接触应力
直齿轮的接触应力:
j
0.418FE(1
1
bz
b)
式中F为齿面上的法向力,FF1/cos;F1为圆周力;F
2T/d;Tg为计算
1
g
载荷;d为节圆直径;
为节点处压力角;E为齿轮材料的弹性模量;b为齿轮接
触的实际宽度;
z、
b为主、从动轮的节点处的曲率半径;
zrzsin、
brbsin;rz、rb为主、从动轮节圆半径。
此处Tg
Temax
241.89Nm、d
60mm、E2.6
105、b
28mm、
200、
b28mm、rz
30、rb
72
代入j
0.418
FE(1
1解得
j1315.62MPa
bz
b)
对于渗碳的变速器齿轮一档齿轮其许用接触应力在1900—2000MPa,本设计中一
档齿轮最大应力小于此范围,故接触强度适合。
三、轴和轴承的设计与校核
(一)轴的工艺要求
倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。
变速器第二轴视结构不同,可采用渗
碳、高频、氰化等热处理方法。
对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理,但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理[14]。
第二轴上的轴颈常用
做滚针的滚道,要求有相当高的硬度和表面光洁度,硬度应在HRC58~63,表面光洁
度不低于▽8[15]。
对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面,光洁度不应低于▽7,并定其端面摆差。
一根轴上的同心直径应可控制其不同心度[16]。
对于采用高频或渗碳钢的轴,螺纹部分不应淬硬,以免产生裂纹。
对于阶梯轴来说,设计上应尽量保证工艺简单,阶梯应尽可能少[17]。
(二)轴的设计
已知中间轴式变速器中心距A102mm,第二轴和中间轴中部直径
d0.45~0.60A,
轴的最大直径d和支承距离L的比值:
对中间轴,d/L=0.16~0.18;对第二轴,d/L
0.18~0.21。
第一轴花键部分直径d(mm)可按下式初选
dK3Temax
(5.1)
式中:
K—经验系数,K=4.0~4.6;
Temax—发动机最大转矩(N.m)。
第一轴花键部分直径d1
4.0~4.63241.8924.92~28.66mm取d125mm;第二
轴直径d2
0.45~0.60
10245.9~61.2mm取d2
50mm;中间轴直径
d
0.45~0.6010245.9~61.2mm取d=50mm
d2
~
d1
~
第二轴:
0.180.21;第一轴及中间轴:
L1
0.160.18
L2
第二轴支承之间的长度L2
238.1~277.78MM
取L2
250MM;中间轴支承之
间的长度L
277.78~312.5mm取L300
,第一轴支承之间的长度
L1
144.44~162.5mm取L1
150mm
轴的尺寸图
(三)轴的校核
取中间轴来校核
1.轴的刚度验算
若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为δ,可分别用下式①、
②、③计算
Fa2b2
64Fa2b2
fc
r
r
①
3EIL
3EL
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