《变速器设计案例(DOC).doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《变速器设计案例(DOC).doc（27页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
1、汽车专业课程设计机械式变速器设计11.1 变速器设计基本参数11.2变速器设计基本方案11.2.1变速器传动机构布置方案11.2.2传动方案的初步确定12.1零部件结构形式22.1.1齿轮形式：22.1.2换挡机构形式：23.1变速器主要参数选择33.1.1变速器传动原理图：33.1.2最大传动比：33.1.3初步分配各挡传动比43.1.4初选中心距A53.1.5外形尺寸54.1齿轮参数：:64.1.1模数：64.1.2压力角：64.1.3螺旋角：74.1.4齿宽：75.1各挡齿轮齿数的分配76.1齿轮强度校核97.1 轴设计计算187.1.1轴的工艺要求187.1.2 轴的校核计算188.1
2、 同步器及操纵机构设计228.1.1同步器的设计229.1 轴承及平键的校核239.1.1 轴承选择及校核23- II -汽车专业课程设计机械式变速器设计1.1 变速器设计基本参数满载质量20100 kg；驱动轮半径Rr=0.54m；发动机最大功率: 240kW/2500rmin 发功机最高扭矩: 810Nm/ 1500 rmin主减速器传动比：10最大爬坡度： 0.21.2变速器设计基本方案1.2.1变速器传动机构布置方案采用中间轴式变速器传动方案。第一轴和第二轴在同一轴线上，并且与中间轴平行。此外还有一根倒档轴。其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第
3、二轴同心。将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。因此。在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，这是三轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接档外其他各档的传动效率有所下降。1.2.2传动方案的初步确定1. 变速器第1轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经轴承支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经同步器将它们连接后可得直接挡。齿轮采用常啮合齿轮传动。2. 倒
4、档利用率不高，而且都是在停车后再挂入倒档，因此可以采用支撑滑动齿轮作为换挡方式。2.1零部件结构形式2.1.1齿轮形式：斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，倒挡采用直齿圆柱齿轮。2.1.2换挡机构形式：换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档
5、外很少采用。啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。目前，同步器广泛应用于各式变速器中。前进挡
6、均采用同步器，保证迅速、无冲击、无噪声换挡。 倒挡采用支持滑动齿轮换挡。3.1变速器主要参数选择3.1.1变速器传动原理图：3.1.2最大传动比：根据最大爬坡度确定：由最大转矩，； 车轮半径，； 主减速器传动比，； 传动系传动效率；G 汽车重力，；滚动阻力系数，查表，；最大爬坡度，。则根据附着条件：对于后轮驱动，取值范围在0.50.6，取则则9，取3.1.3初步分配各挡传动比按等比级数分配：公比则各档速比为1档：2挡：3挡：4挡：倒挡：3.1.4初选中心距A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。三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验
7、公式初定：为中心距系数，货车，取9.0，得3.1.5外形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3.03.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7)A五档(2.73.0)A六档(3.23.5)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。为检测方便，A取整。设计变速器为四档为（2.22.7）A，取4.1齿轮参数：:4.1.1模数：齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。而其选用的原则是，在中心距相同的条件下，选用较小的模数，就可以增加齿轮的齿数。从货车的角
8、度出发，减小质量比减小噪声更为重要，因此，齿轮应选用大些的模数。变速器用齿轮模数的范围见表2-1。表 汽车变速器齿轮的法向模数mn车 型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量ma/t模数 mn/mm2.25-2.752.75-3.003.50-4.504.50-6.00所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表2-2.选用时应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。表2-2 汽车变速器常用的齿轮模数（GB/T1357-1987） （mm）第一系列1.01.251.5-2.0-2.5-3.0-4.0-5.0-6.0第二系列-1.75-2.25-2.75-(3.25)3.5
9、(3.75)-4.5-5.5-啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器结合齿模数相同。该车变速器的齿轮模数选为mn=5.00mm4.1.2压力角：压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5或25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为20，所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等，普遍采用30压力角。变速器齿轮采用压力角，同步器采用压力角。4.1.3螺旋角：齿轮的螺旋角对
10、齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低斜齿螺旋角选用范围为货车变速器是，取4.1.4齿宽：齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。根据齿轮模数大小来确定，则，取同步器接合齿的工作宽度可取24mm，取3mm。5.1各挡齿轮齿数的分配（1） 确定1挡齿轮齿数1挡传动比取在1217，
11、取，则（2） 对中心距A进行修正（3） 确定常啮合齿轮副的齿数由则根据确定的齿数，精确由则（4） 确定2挡齿轮齿数由，确定由则（5） 确定3挡齿轮齿数由，确定由，则（6） 确定4挡齿轮齿数4挡为直接挡（7） 确定倒挡齿轮参数如图，倒档轴上的倒档齿轮一般在2123，取，初取中间轴与倒挡轴之间的中心距为=80mm为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮9和10的齿顶圆之间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径De9应为 =99mm=17列出变速器传动比如表2-1：表2-1传动比分配表档位一二三四倒档传动比4.832.801.651.02.356.1齿轮强度校核 1、满足工作条件的要求
12、不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2。时渗碳层深度0.91.3。时渗碳层深度1.01.3。9表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348。10 2、计算各轴的转矩发动机最大扭矩为=810N.m，转速1500r/min，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率96%。轴 =81099%96%=769.824N.m中间轴 =769.8240.960.9929/19=1116.7N.m倒挡轴 =1116.70.960.9921/11=2026.14N.m轴 一挡 =1116.70.960.99
13、38/12=3360.8N.m二挡 =1116.70.960.9933/18=1945.7N.m三挡 =1116.70.960.9926/24=1149.8N.m倒挡 =1116.70.960.9917/11=1640.2N.m 3、计算各挡齿轮的受力（1） 一挡齿轮7，8的受力N （2）二挡齿轮5，6的受力 （3） 三挡齿轮3，4的受力（4） 常啮合齿轮1，2的受力 （5） 倒挡齿轮9，10，11的受力 数据整理如下表：FTFRFA常啮合齿轮116206.86277.45898.8常啮合齿轮215402.859665606.2一档齿轮735376.813702.512876.1一档齿轮837
14、223.314417.713548.2二档齿轮523575.89131.68580.9二档齿轮624815.69611.89032.1三档齿轮317689.26851.56838.3三档齿轮418611.77208.96774.1倒挡齿轮947673.917351.90.0倒挡齿轮1040607.314779.80.0倒档齿轮1131241.911371.10.04、各轴功率与转矩的计算设轴承的传递效率为齿轮的传递效率为一轴传到中间轴中间轴传到二轴有变速箱齿轮传动图可知一二三倒档的一轴和中间轴是一样的，而二轴不同。中间轴到倒档轴倒档轴到二轴转矩功率转速一轴769.824153.00942150
15、0中间轴1116.7145.42016692.3077倒挡轴2026.14二轴一档3360.8138.20732360二档1945.7451.505三档1149.8855.2036倒档1640.2403.84625、轮齿强度计算 1）轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力 （3-8）式中：弯曲应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；模数；齿形系数，如图2-2。摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；应力集中系数，可近似取=1.65；齿宽系数，取=7.0；齿形系数如图2-2，可以查得：图2-2齿形系数图 当计算载荷取作用到
16、变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。计算倒挡齿轮9,10,11的弯曲应力：=796.1MPa400850MPa=654.3MPa400850MPa=703.2MPa400850MPa（2）斜齿轮弯曲应力 （3-9）式中：计算载荷（N.mm）；法向模数（mm）；齿数；斜齿轮螺旋角（）；应力集中系数，=1.50；齿形系数，可按当量齿数在图2-2中查得；齿宽系数=7.0；重合度影响系数，=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范
17、围，对货车为100250MPa。计算一挡齿轮7，8的弯曲应力：=325.1MPa180350MPa=343.6MPa180350MPa 2）轮齿接触应力 （3-10）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N .m）；节圆直径(mm)；节点处压力角（）；齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)； 、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。弹性模量=20.6104 Nmm-2，齿宽=75=35mm。变速器齿轮的许用接触应力如下表： 计算二挡齿轮5，6的接触应力=634.27N.m，=319.18N.m， =137
18、1.11MPa19002000MPa=1236.20MPa19002000MPa其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表2-4：表2-4 各档位齿轮接触应力档位 接触应力MPa常:1036.80MPa13001400MPa:1010.75MPa13001400MPa一:1365.37MPa19002000MPa:1400.54MPa19002000MPa二:1233.70MPa13001400MPa:1265.48MPa13001400MPa三:1219.98MPa13001400MPa:1051.39MPa13001400MPa倒:1327.60MPa19002000MPa:1361.8
19、0MPa19002000MPa:754.82MPa19002000MPa 7.1 轴设计计算7.1.1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。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HRC5863，表面光洁度不低于8。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。117.1.2 轴的校核计算 1、初选轴的直径已知中间轴式变速器中
20、心距=133.7mm，第二轴和中间轴中部直径，轴的最大直径和支承距离的比值：对中间轴，=0.160.18；对第二轴，0.180.21。第一轴花键部分直径（mm）可按式（4-1）初选: （4-1）式中：经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（N.m）。第一轴花键部分直径=37.3-42.88mm；第二轴最大直径=60.1780.22mm；中间轴最大直径=60.1780.22mm.第二轴：；第一轴及中间轴：。 第二轴支承之间的长度=267.8416.7mm；中间轴支承之间的长度=312468.7mm，第一轴支承之间的长度=207.2268mm。 2、轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠
21、度为和转角为，可分别用式（4-2）、（4-3）、（4-4）计算 （4-2） （4-3） （4-4）轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.050.10mm，=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。二轴受力弯曲示意图2-3：abLFr 图2-3 二轴受力图（1） 第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大，可以不必计算。fcfsf&二轴一档0.00560.01420.01530.00020.002rad二轴二档0.02560.06420.06910.00020.002rad二轴三档0.01710.04280.04610.00020.0
22、02rad中间轴一档0.00860.02160.02330.00030.002rad中间轴二档0.03890.09770.10510.00010.002rad中间轴三档0.03140.02310.03900.00020.002rad常齿轮20.00430.02570.02610.00010.002rad 3、轴的强度计算输出轴的强度校核输出轴受力图如图： 图输出轴受力图一档时挠度最大，最危险，因此校核。1)求水平面内支反力、和弯矩+=由以上两式可得=42773.885N，=6110.555N，=1283.21N.m2)求垂直面内支反力、和弯矩。+=由以上两式可得=10236.8N，=9235.
23、5N，=1939.45N.mm，=307.1N.mm按第三强度理论得： 8.1 同步器及操纵机构设计8.1.1同步器的设计 1、同步器概述 本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器。此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。 2、同步环主要参数的确定 同步环结构参数及尺寸的确定：（如图2-7）=2R锥+Btg；D=/0.80.85；B=（0.250.40）R锥；13D分度圆直径 同步环大端直径同步环锥面角 B同步环锥面宽 3、锁环式同步器的基本尺寸1）由于摩擦系数s在设计计算时推荐采用0.10,故锥面角
24、一般可取6730。对多锥面同步器，由于摩擦力矩有足够大，锥面角可取8或830。142）同步环的几个结构尺寸：a.摩擦锥面的平均半径R锥和同步锥环的径向厚度W：R锥和W的大小，都受到变速器齿轮中心距和相关零件结构及空间尺寸的限制。设计时应在许可范围内，R锥和W都应该越大越好。b.同步锥环的工作面宽度B：在选择B时，应考虑：B大时会影响同步器轴向尺寸加大，但B的大小也直接影响到锥环为散热和耐磨损能否提供足够大的锥面面积。一般在设计时，R锥越大则B也要相应选择大一些。有些资料推荐的一个经验公式可做参考：B（0.250.40）R锥。15 c.同步锥环内锥面上的螺纹线：一般推荐螺纹顶宽为0.0250.1
25、0。螺距及螺纹角：一般螺距推荐取0.60.75。螺纹角一般取60，螺纹深可取0.250.40。16 9.1 轴承及平键的校核9.1.1 轴承选择及校核 对于各轴轴承的选择，因为其属于重型车，其一般常采用直径较小、容量较大，可承受高负荷的并能提高轴的支撑刚度的圆锥滚子轴承。除了一轴的前轴承考虑到空间大小用滚针轴承，又考虑到圆锥滚子轴承一般是成对使用的，二轴前轴承不变，后轴承用带止动槽的单列向心球轴承。一轴前轴承采用向心球轴承，二轴用外圈带止动槽的向心球轴承。 1）输出轴轴承校核一档时传递的轴向力最大。 计算可得：=31144.03h=30000h合格。 2010年6月15仅“同等学历”的同学需要
26、写这个。什么是“同等学历”？我也不懂。L千万不要删除行尾的分节符，此行不会被打印。不要在此行和下页的注释之间填写任何内- 25 -下面的内容是参考文献，通过“插入”“引用”“脚注和尾注”，插入尾注到“文档结尾”后，word会自动生成序号。双击序号能自动定位。移动引用位置会自动重新编号。还可以插入“交叉引用”，实现对一篇文献的多次引用。因为本人能力所限，不能将其自动放入前面的“参考文献”章节内，也不能去掉接下来的这半条直线，所以就只能麻烦您这么做了：打印前，备份文档，然后将下面的内容copy & paste到“参考文献”内，并要手工修改序号。注意！copy前一定要备份！以后再做修改时，要修改备份文档。
