變速器設(shè)計(jì)案例

汽車(chē)專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì)PAGELXXII---PAGEII-機(jī)械式變速器設(shè)計(jì) 11.1變速器設(shè)計(jì)基本參數(shù) 11.2變速器設(shè)計(jì)基本方案 11.2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 11.2.2傳動(dòng)方案的初步確定 12.1零部件結(jié)構(gòu)形式 22.1.1齒輪形式： 22.1.2換擋機(jī)構(gòu)形式： 23.1變速器主要參數(shù)選擇 33.1.1變速器傳動(dòng)原理圖： 33.1.2最大傳動(dòng)比： 33.1.3初步分配各擋傳動(dòng)比 43.1.4初選中心距A 53.1.5外形尺寸 54.1齒輪參數(shù)：: 64.1.1模數(shù)： 64.1.2壓力角： 64.1.3螺旋角： 74.1.4齒寬： 75.1各擋齒輪齒數(shù)的分配 76.1齒輪強(qiáng)度校核 97.1軸設(shè)計(jì)計(jì)算 187.1.1軸的工藝要求 187.1.2軸的校核計(jì)算 188.1同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 228.1.1同步器的設(shè)計(jì) 229.1軸承及平鍵的校核 239.1.1軸承選擇及校核 23汽車(chē)專(zhuān)業(yè)課程設(shè)計(jì)-PAGE24-機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)1.1變速器設(shè)計(jì)基本參數(shù)滿(mǎn)載質(zhì)量20100kg；驅(qū)動(dòng)輪半徑Rr=0.54m；發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率:240kW/2500r／min發(fā)功機(jī)最高扭矩:810Nm/1500r／min主減速器傳動(dòng)比：10最大爬坡度：0.21.2變速器設(shè)計(jì)基本方案1.2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案采用中間軸式變速器傳動(dòng)方案。第一軸和第二軸在同一軸線上，并且與中間軸平行。此外還有一根倒檔軸。其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩則稱(chēng)為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。1.2.2傳動(dòng)方案的初步確定變速器第1軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體，第2軸前端經(jīng)軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經(jīng)同步器將它們連接后可得直接擋。齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)。倒檔利用率不高，而且都是在停車(chē)后再掛入倒檔，因此可以采用支撐滑動(dòng)齒輪作為換擋方式。2.1零部件結(jié)構(gòu)形式2.1.1齒輪形式：斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于倒擋。常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，倒擋采用直齒圓柱齒輪。2.1.2換擋機(jī)構(gòu)形式：換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動(dòng)齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，除一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)載荷，提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車(chē)的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。前進(jìn)擋均采用同步器，保證迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲換擋。倒擋采用支持滑動(dòng)齒輪換擋。3.1變速器主要參數(shù)選擇3.1.1變速器傳動(dòng)原理圖：3.1.2最大傳動(dòng)比：根據(jù)最大爬坡度確定：由——最大轉(zhuǎn)矩，；——車(chē)輪半徑，；——主減速器傳動(dòng)比，；——傳動(dòng)系傳動(dòng)效率；G——汽車(chē)重力，；——滾動(dòng)阻力系數(shù)，查表，；——最大爬坡度，。則根據(jù)附著條件：對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)，，取值范圍在0.5~0.6，取則則9，取3.1.3初步分配各擋傳動(dòng)比按等比級(jí)數(shù)分配：公比則各檔速比為1檔：2擋：3擋：4擋：倒擋：3.1.4初選中心距A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。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定：為中心距系數(shù)，貨車(chē)，取9.0，，得3.1.5外形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(chē)四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車(chē)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。為檢測(cè)方便，A取整。設(shè)計(jì)變速器為四檔為（2.2~2.7）A，取4.1齒輪參數(shù)：:4.1.1模數(shù)：齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定。而其選用的原則是，在中心距相同的條件下，選用較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)。從貨車(chē)的角度出發(fā)，減小質(zhì)量比減小噪聲更為重要，因此，齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)。變速器用齒輪模數(shù)的范圍見(jiàn)表2-1。表汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)mn車(chē)型乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車(chē)的最大總質(zhì)量ma/t模數(shù)mn/mm2.25-2.752.75-3.003.50-4.504.50-6.00所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987的規(guī)定，見(jiàn)表2-2.選用時(shí)應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。表2-2汽車(chē)變速器常用的齒輪模數(shù)（GB/T1357-1987）（mm）第一系列1.01.251.5-2.0-2.5-3.04.0-5.0-6.0第二系列1.75-2.25-2.75-(3.25)3.5(3.75)-4.5-5.5-嚙合套和同步器的結(jié)合齒多采用漸開(kāi)線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器結(jié)合齒模數(shù)相同。該車(chē)變速器的齒輪模數(shù)選為mn=5.00mm4.1.2壓力角：壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于轎車(chē)，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。變速器齒輪采用壓力角，同步器采用壓力角。4.1.3螺旋角：齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低斜齒螺旋角選用范圍為貨車(chē)變速器是，取4.1.4齒寬：齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。根據(jù)齒輪模數(shù)大小來(lái)確定，，則，取同步器接合齒的工作寬度可取2~4mm，取3mm。5.1各擋齒輪齒數(shù)的分配確定1擋齒輪齒數(shù)1擋傳動(dòng)比取在12~17，取，則對(duì)中心距A進(jìn)行修正確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由則根據(jù)確定的齒數(shù)，精確由則確定2擋齒輪齒數(shù)由，確定由則確定3擋齒輪齒數(shù)由，確定由，則確定4擋齒輪齒數(shù)4擋為直接擋確定倒擋齒輪參數(shù)如圖，倒檔軸上的倒檔齒輪一般在21~23，取，，初取中間軸與倒擋軸之間的中心距為=80mm為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪9和10的齒頂圓之間應(yīng)保持0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑De9應(yīng)為=99mm=17列出變速器傳動(dòng)比如表2-1：表2-1傳動(dòng)比分配表檔位一二三四倒檔傳動(dòng)比4.832.801.651.02.356.1齒輪強(qiáng)度校核1、滿(mǎn)足工作條件的要求不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：時(shí)滲碳層深度0.8～1.2。時(shí)滲碳層深度0.9～1.3。時(shí)滲碳層深度1.0～1.3。[9]表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48。[10]2、計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為=810N.m，轉(zhuǎn)速1500r/min，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。Ι軸==810×99%×96%=769.824N.m中間軸==769.824×0.96×0.99×29/19=1116.7N.m倒擋軸==1116.7×0.96×0.99×21/11=2026.14N.mⅡ軸一擋=1116.7×0.96×0.99×38/12=3360.8N.m二擋=1116.7×0.96×0.99×33/18=1945.7N.m三擋=1116.7×0.96×0.99×26/24=1149.8N.m倒擋=1116.7×0.96×0.99×17/11=1640.2N.m3、計(jì)算各擋齒輪的受力 一擋齒輪7，8的受力N（2）二擋齒輪5，6的受力三擋齒輪3，4的受力常嚙合齒輪1，2的受力倒擋齒輪9，10，11的受力數(shù)據(jù)整理如下表：FTFRFA常嚙合齒輪116206.86277.45898.8常嚙合齒輪215402.859665606.2一檔齒輪735376.813702.512876.1一檔齒輪837223.314417.713548.2二檔齒輪523575.89131.68580.9二檔齒輪624815.69611.89032.1三檔齒輪317689.26851.56838.3三檔齒輪418611.77208.96774.1倒擋齒輪947673.917351.90.0倒擋齒輪1040607.314779.80.0倒檔齒輪1131241.911371.10.04、各軸功率與轉(zhuǎn)矩的計(jì)算設(shè)軸承的傳遞效率為齒輪的傳遞效率為一軸傳到中間軸中間軸傳到二軸有變速箱齒輪傳動(dòng)圖可知一二三倒檔的一軸和中間軸是一樣的，而二軸不同。中間軸到倒檔軸倒檔軸到二軸轉(zhuǎn)矩功率轉(zhuǎn)速一軸769.824153.009421500中間軸1116.7145.42016692.3077倒擋軸2026.14二軸一檔3360.8138.20732360二檔1945.7451.505三檔1149.8855.2036倒檔1640.2403.84625、輪齒強(qiáng)度計(jì)算1）輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力（3-8）式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）；—計(jì)算載荷（N.mm）；—模數(shù)；—齒形系數(shù)，如圖2-2?！Σ亮τ绊懴禂?shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；—齒寬系數(shù)，取=7.0；齒形系數(shù)如圖2-2，可以查得：圖2-2齒形系數(shù)圖圖2-2齒形系數(shù)圖當(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)，倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車(chē)可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計(jì)算倒擋齒輪9,10,11的彎曲應(yīng)力：=796.1MPa<400～850MPa=654.3MPa<400～850MPa=703.2MPa<400～850MPa（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力（3-9）式中：—計(jì)算載荷（N.mm）；—法向模數(shù)（mm）；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（°）；—應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖2-2中查得；—齒寬系數(shù)=7.0；—重合度影響系數(shù)，=2.0。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)，對(duì)乘用車(chē)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車(chē)為100～250MPa。計(jì)算一擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力：=325.1MPa<180～350MPa=343.6MPa<180～350MPa2）輪齒接觸應(yīng)力σ（3-10）式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；—計(jì)算載荷（N.m）；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點(diǎn)處壓力角（°）；—齒輪螺旋角（°）；—齒輪材料的彈性模量（MPa）；—齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)；、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、；、—主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。彈性模量=20.6×104N·mm-2，齒寬=7×5=35mm。變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如下表：計(jì)算二擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=634.27N.m，=319.18N.m，=1371.11MPa<1900～2000MPa=1236.20MPa<1900～2000MPa其他檔位齒輪接觸應(yīng)力按同樣方法計(jì)算，列表如表2-4：表2-4各檔位齒輪接觸應(yīng)力檔位接觸應(yīng)力MPa常:1036.80MPa<1300～1400MPa:1010.75MPa<1300～1400MPa一:1365.37MPa<1900～2000MPa:1400.54MPa<1900～2000MPa二:1233.70MPa<1300～1400MPa:1265.48MPa<1300～1400MPa三:1219.98MPa<1300～1400MPa:1051.39MPa<1300～1400MPa倒:1327.60MPa<1900～2000MPa:1361.80MPa<1900～2000MPa:754.82MPa<1900～2000MPa7.1軸設(shè)計(jì)計(jì)算7.1.1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。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HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。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。[11]7.1.2軸的校核計(jì)算1、初選軸的直徑已知中間軸式變速器中心距=133.7mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對(duì)中間軸，=0.16～0.18；對(duì)第二軸，0.18～0.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（4-1）初選:（4-1）式中：—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6；—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=37.3-42.88mm；第二軸最大直徑=60.17～80.22mm；中間軸最大直徑=60.17—80.22mm.第二軸：；第一軸及中間軸：。第二軸支承之間的長(zhǎng)度=267.8～416.7mm；中間軸支承之間的長(zhǎng)度=312～468.7mm，第一軸支承之間的長(zhǎng)度=207.2～268mm。2、軸的剛度驗(yàn)算若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（4-2）、（4-3）、（4-4）計(jì)算（4-2）（4-3）（4-4）軸的全撓度為mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。二軸受力彎曲示意圖2-3：abLabLδFr第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算。fcfsf&二軸一檔0.00560.01420.01530.00020.002rad二軸二檔0.02560.06420.06910.00020.002rad二軸三檔0.01710.04280.04610.00020.002rad中間軸一檔0.00860.02160.02330.00030.002rad中間軸二檔0.03890.09770.10510.00010.002rad中間軸三檔0.03140.02310.03900.00020.002rad常齒輪20.00430.02570.02610.00010.002rad3、軸的強(qiáng)度計(jì)算輸出軸的強(qiáng)度校核輸出軸受力圖如圖：圖輸出軸受力圖一檔時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=42773.885N，=6110.555N，=1283.21N.m2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩。 +=由以上兩式可得=10236.8N，=9235.5N，=1939.45N.mm，=307.1N.mm按第三強(qiáng)度理論得：8.1同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)8.1.1同步器的設(shè)計(jì)1、同步器概述本設(shè)計(jì)所采用的同步器類(lèi)型為鎖環(huán)式同步器。此類(lèi)同步器的工作原理是：換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷(xiāo)和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。2、同步環(huán)主要參數(shù)的確定同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸的確定：（如圖2-7）φ=2R錐+B×tgα；D=φ/0.8～0.85；B=（0.25～0.40）R錐；[13]D—分度圓直徑φ—同步環(huán)大端直徑α—同步環(huán)錐面角B—同步環(huán)錐面寬3、鎖環(huán)式同步器的基本尺寸1）由于摩擦系數(shù)μs在設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)推薦采用0.