载货汽车变速器设计

摘 要货车作为一种常用的商用车，已在现代的社会中占有举足轻重的地位。人们的衣食住行的便利，都有货车运输方面的功劳。社会经济的发展，人们生活水平的提高更需要货车的运输，货车已成为一个国家乃至整个世界不可缺少的一样运输工具。变速器是汽车传动系统结构中最重要的部分之一，汽车的前进、后退，增速、减速都要靠变速器传动来实现。而且变速器在汽车的动力性和燃油经济性上也有很重要的影响。本设计主要是齿轮的尺寸计算及校核，轴的尺寸计算和位置的确定，选择设计满足其承载能力的同步器。另外，针对齿轮作用力的不同，在不同的轴上选择合适的轴承。利用软件一轴、第二轴、中间轴、各个挡齿轮及同步器的设计。随着我国汽车行业的迅猛发展，人们对汽车的需求也越来越高。通过对载货车变速器的设计，我了解到变速器在汽车结构中具有着重要的作用，因此变速器结构的改进对汽车行业的发展与进步具有着深远的意义。关键词：汽车；变速器；齿轮；a by in of s to of an of in a he is of in s on to in is s s in of s on to by to s to is in so is to 摘 要.论.速器的概述及其方案的确定. 变速器的功用和要求. 变速器结构方案的确定.速器传动机构的结构分析与型式选择.挡传动方案. 变速器主要零件结构的方案分析.轮型式.挡结构型式.速器轴承.速器主要参数的选择. 挡数和传动比.数.动比范围. 中心距A. 外形尺寸. 齿轮参数.速器主要零件的设计及校核. 各挡齿轮齿数的分配.定一挡的齿数.定常啮合传动齿轮副的齿数.定其他各挡齿数：. 齿轮的损坏形式. 齿轮强度验算.齿轮弯曲应力.齿轮弯曲应力.齿的接触应力. 轴的设计及强度计算.的设计.定轴的尺寸.二轴校核.间轴的校核：.步器的设计及校核. 同步器的结构. 同步环主要参数的确定.步环锥面上的螺纹槽.面半锥角.擦锥面平均半径R.面工作长度b.步环径向厚度. 同步器的尺寸计算及校核.步环结构参数及尺寸的确定：.倒挡，二三挡同步器校核.速器的操纵机构.论改革开放以来,中国汽车工业的发展驶入了快车道，汽车产量不断飙升,1971年、1988年、1992年和 2000年分别突破10万辆、50万辆、100万辆和 500万辆，己成功跻身世界汽车四强之列。随着汽车工业的飞速发展，人民生活水平的提高，高速公路高等级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活的一部分。19802001年，我国汽车消费量年均增长高达18，特别是进入九十年代以后，国内汽车产量以l2年递增10万辆的速度高速增长，目前在汽车市场的比重己超过30，成为我国汽车需求增长的重要拉动力量。大力发展公共交通，“鼓励汽车进入家庭”己经被党中央写入“十五计划”。载货车更是必须发展的项目之一。国家经贸委提出，“十五”期末我国汽车产量要达320万辆左右，力争到2010年使之成为国民经济的支柱产业。规划预计到2010年，轿车产量为 110万辆左右；汽车工业增加值为 1300亿元，占国内生产总值 1左右，汽车产品基本满足国内市场需求。载货车市场的运行情况，既是反映国民经济走势的一面镜子，又是判断市场需求变迁的重要依据。近年以来载货车在市场上表现出强劲的开拓力，尤其以重卡最为亮点，深层原因得益于中央扩大内需的拉动。中央政府为确保国民经济持续快速发展，采取了一系列财政、货币政策，并加大对基础设施建设的投资力度，为载货车创造了趁势而上的市场环境，提供了难得的发展机遇。我国货车工业发展始于50年代。1950年，济南汽车制造厂仿捷克“斯柯达”生产出第一辆“黄河”牌8 吨货车；1965年后，基于国防建设的需要，国家先后投资4 亿元在四川和陕西建设了两个军用越野车生产基地。各地在仿制黄河车的基础上，也生产了许多种不同型号的重卡产品。70年代，我国重型汽车产量徘徊在数千辆的基础上，而且产品性能落后、质量低、可靠性差，无法满足国民经济发展建设的需要。70年代，我国共进口重型汽车 9万多辆，辆。90年代初，东风集团引进日本产驾驶室、美国康明斯发动机等先进总成，开发出8 吨平头货车；一汽集团引进德国道依茨发动机开发了9 吨平头货车，其生产能力和规模都在1 万辆左右。1993年，前，我国民用重型汽车总保有量约80万辆（进口和国产大约各占一半）；我国重卡市场年需求量约10万辆，其中重汽集团、东风集团、一汽集团和北方公司的产品占绝大多数；进口车中日本车居多。随着我国各大港口集装箱吞吐大幅度上升，国家在“九五”期间兴建的9条集装箱运输通道，交通部门为提高运输业的效率和效益规划在全国建设45个货运中心，无疑都是载货车辆在集装箱和零散货物运输中发挥作用的大好机会。最新数据统计，2008年11卡市场呈现“高速”增长态势，重卡前七甲市场增长相对较快；重卡市场“新军”也是积极开疆扩土，销量迅速提升；1国中型货车市场累计完成销售80395辆，我国轻型货车市场累计完成销售593465辆，我国微型货车市场累计完成销售172625辆，可见随着国民经济的发展，货车的需求量越来越大，发展前景相当乐观。随着社会经济发展速度越来越快，世界石油的越来越紧张，全球不可再生资源逐渐减少。今后载货车发展的主要趋势是：大吨位、高功率、低污染、专业化运输，并在经济性、动力性、安全性、舒适性、可靠性方面有所提高，特别要适应未来的交通法规，满足未来更加严格的环保要求。现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源,其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。所以，在汽车传动系中设置了变速器。汽车变速性能也直接影响汽车燃油经济性，所以要设计一个运输生产效率高、燃油经济性好，具有明显的社会效益和经济效益的变速传动系统。本论文将根据汽车变速性能的特点以及实际的需求设计一个手动式载货车变速器。第二章 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，变速器具有倒挡和空挡。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的基本设计要求：1、保证汽车有必要的动力性和经济性。2、设置空挡，用来切断发动机的动力传输。3、设置倒挡，使汽车能倒退行驶。4、设置动力输出装置。5、换挡迅速、省力、方便。6、工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7、变速器应有高的工作效率。8、变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求1。速器结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。速器传动机构的结构分析与型式选择有级变速器与无级变速器相比，其结构简单、制造低廉，具有高的传动效率（=因此在各类汽车上均得到广泛的应用。设计时首先应根据汽车的使用条件及要求确定变速器的传动比范围、挡位数及各挡的传动比，因为它们对汽车的动力性与燃料经济性都有重要的直接影响。在本次设计中，已经给出传动比的相关参数： 265.5 1，本次设计中有5个前进挡，1个倒挡。优点实现迅速、无声换挡。采用仅在好路和空载行驶时才使用的超速挡。以更充分地利用发动机功率，降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数，因而会减少发动机的磨损，降低燃料消耗。本设计采用的中间轴变速器，直接挡的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是中间轴式变速器的主要优点。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挡传动比，这是中间轴轴式变速器的另一优点。其缺点是：除直接挡外其他各挡的传动效率有所下降。挡更为轻便。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。点是换挡程序不合理。挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，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。速器倒挡传动方案因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，变速器的低挡与倒挡，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，然后按照从低挡到高挡顺序布置各挡齿轮2。速器主要零件结构的方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换挡结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。轮型式本设计即除倒挡外，均采用斜齿轮传动。因为与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点。挡结构型式换挡结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。在本设计中所采用的是锁环式同步器，该同步器是依靠摩擦作用实现同步的。但它可以从结构上保证结合套与待啮合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，以免齿间冲击和发生噪声。速器轴承变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。在本设计中第一轴后轴承采用球轴承。变速器第二轴后轴承按直径系列采用圆柱滚子轴承。中间轴前轴承采用圆锥滚子轴承。中间轴后轴承也采用圆锥滚子轴承。圆锥滚子轴承具有直径较小、宽度较宽因而容量大可承受高负荷等优点2。第三章 数本次变速器设计为5个前进挡，1个倒挡。5个挡多适用于商用车变速器。增加变速器的挡数，能够改善汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。动比范围本设计任务书中已给的传动比为： 265.5车的最高车速和使用条件等因素有关。心距间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、轮齿的接触强度有影响。中心距越小，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定2。初选中心距根据下述经验公式计算3 A e T i （中，用车：用车：挡变速器：设计中取发动机最大转矩（Nm）；任务书中已给出 3501i 为变速器一挡传动比； 96%。 3 1 轿车变速器的中心距在6580货车的变速器中心距在80170设计是轻型载货汽车的变速器，经过计算在所要求的范围内。形尺寸轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为（。货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，可参考下列数据选用：四挡 （五挡 （六挡 （所以本设计壳体的轴向尺寸为: 数的选取“模数”是指相邻两轮齿同侧齿廓间的齿距mt/)，以毫米为单位。模数是模数制轮齿的一个最基本参数。应该指出，选取模数的时候要遵守的原则是：在变速器中心距相同的条件下，要选取较小的模数，因为可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减小齿轮噪声，所以为了减小噪声应合理减小模数同时增加齿宽，从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑各挡齿轮应该选用不同的模数，对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。变速器齿轮模数范围大致如下：微型、普通级轿车 挡 75.3挡 75.3.3挡 5.35.3挡 75.3力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。理论上对于乘用车，15、16、小些的压力角。对于商用车，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。本设计中压力角选为 20 ，同步器的压力角选为30。旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、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。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以1525为宜；从而提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡，以减少负荷提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。中间轴上的齿轮螺旋方向一律取为右旋，则第一轴、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承盖作用到壳体上。倒挡设计为直齿时，在这个挡位上工作时，中间轴上的轴向力不能抵消（但因为挡位使用的少，所以也是允许的），而此时第二轴上没有轴向力作用。使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，须满足下述条件：于，为使两轴向力平衡，必须满足234 221 式中，上的轴向力；上的圆周力；r1、的节圆半径；齿轮螺旋角选用范围：轿车变速器：两轴式为2025中间轴式为2234货车变速器：1626所以选各挡螺旋角：宽在选择齿宽时，应该注意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齿宽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。通常根据齿轮模数m（大小来选定齿宽b：直齿：b=b=4）一轴常啮合齿轮副的齿宽系数接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。本设计各挡齿宽为：倒挡 取值为26 取值为26 取值为26 值为23 值为23 顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为齿轮上受到的载荷集中作用到齿顶上，齿轮加工精度提高以后，短齿制齿轮不再被采用，包括我国在内， nh 第四章 挡齿轮齿数的分配在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和结构方案来分配各挡齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各挡齿数的方法。定一挡的齿数一挡传动比： 受中间轴轴径尺寸的影响，即受刚度的限制。在选定时，对轴的尺寸和齿轮齿数都要统一考虑。因本设计是轻型载货汽车中间轴一挡齿轮齿数选为14，螺旋角选为22。一挡为斜齿451459109 定常啮合传动齿轮副的齿数常啮合齿轮传动比: g 0 11z 382 定其他各挡齿数：1、 二挡 75.3 (24 得出 02 n 387 77 Z 228 87 、 三挡 521 234 得出 据 65 95 Z 316 、 五挡m n= 82138)1(321 254 得出 02n 543 95 Z 434 、 倒挡倒挡选用直齿圆柱齿轮。取中间轴倒挡齿轮 1512 113 z 21112g 411 312 第二轴与倒挡轴的中心距 311 轮的损坏形式齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落和移动换挡齿轮端部破坏。轮齿折断分以下两种情况：轮齿受足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的很少，后者出现的多。齿轮工作时，一对相互啮合，齿面相互挤压，这是存在齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状脱落形成齿面点蚀。他使齿形误差加大，产生动载荷，导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的抵挡和倒挡齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度茶，换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷，并造成损坏3。10t K 10 2 /t d齿轮弯曲应力1、 直齿轮弯曲应力 W （中： W 10）， ；其中 计算载荷（N动齿轮取0.9；取20形系数图因为齿轮节圆直径d=中以将上述有关参数带入（得1 z c3 （、 倒挡轴齿轮弯曲应力（从动齿轮） 103502 3c3 齿轮弯曲应力 （中， 1）, 1F =2 d； 计算载荷（d=（ nm z）/ 法向模数；为斜齿轮螺旋角； K 为应力集中系数， K =t= ；按当量齿数 3n K 为重合度影响系数， K =上述有关参数代入（整理后得到斜齿轮弯曲应力为 （计算载荷 作用到变速器第一轴的最大转矩 ，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，需用应力在180350货车为100250挡： 10Z (主动齿轮) 32 依据计算最低挡齿轮的弯曲应力，符合要求，因此，上述计算结果均符合弯曲强度要求。齿的接触应力 （4.4）j式中， ）， 1 /(F F ；1）， 1 2 d5）；）；查资料可取 3190 10E ；0z b 动齿轮节点处的曲率半径（直齿轮： （4.5） （齿轮： 2 （ 2 （中， z br r、 分别为主从动齿轮节圆半径（将作用在变速器第一轴上的载荷 为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力j 见下表： 速器齿轮的许用接触应力齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡 19002000 9501000常啮合齿轮和高挡 13001400 6507001、 齿轮接触应力因为常啮合齿轮的接触应力是最大的，若常啮合齿轮满足需用接触应力的话，其他档齿轮接触应力均满足：所以四档齿轮接触应力为： g 1300过计算得出的接触应力在变速器齿轮的许用接触应力范围内，所以都满足要求。所以其他各档位均满足。的设计第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的