黑豹HB1027变速器设计VIP

- I - 摘要 变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。其 设计任务是设计一台用于微型商用车上的手动变速器。采用中间轴式变速器设计方案，其有两个突出优点：一是其直接挡传动效率高，磨损及噪声小；二是在齿轮中心距较小的情况下任然可以获得较大的一档传动比。 设计中根据汽车的外形、轮距、轴距、车辆重量、满载重量以及最高车速等参数结合该汽车的发动机型号可以得出发动机的最大功率、最大扭矩、排量等重要参数，再结合某些轿车的基本参数选择适当的主减速比。根据上述参数，再结合汽车设计、汽车理论、机械设计等相关知识，计算出相关的变速器 参数并论证设计的合理性。 设计中给出了机械式变速器设计方案，经过严谨设计过程完成了一款手动变速器设计，并经过校验和 限元优化，证明设计的变速器能够符合现实功用要求，设计方案具有比较强的可借鉴性。 关键词 汽车工程 ； 变速器；设计； 手动； - is of of is to a in it is of it is to in of in to as as so we of so to of to of so of of a of a of to be 目 录 摘要 . I . 1 章 绪论 . 1 课题研究的目的和意义 . 1 课题研究现状和发展 . 1 第 2 章 机械式变速器设计 . 3 速器设计基本方案 . 3 速器传动机构布置方案 . 3 速器主要参数选择 . 3 轮设计计算 . 7 挡齿轮齿数的分配 . 7 轮强度校核 . 10 设计计算 . 19 的工艺要求 . 19 的校核计算 . 19 步器及操纵机构设计 . 29 步器的设计 . 29 速器的操纵机构 . 31 承及平键的校核 . 32 承选择及校核 . 32 键选择及强度计算 . 34 速器箱体设计 . 34 体材料与毛坯种类 . 34 体的主要结构尺寸的计算 . 35 - 章小结 . 35 第 3 章 有限元优化分析 . 36 轮 限元分析 . 36 档主动直齿轮 限元分析 . 36 档从动齿轮 限元分析 . 37 速器轴 限元分析 . 37 间轴 限元分析 . 37 二轴 限元分析 . 38 章小结 . 38 结 论 . 39 参考文献 . 40 致 谢 . 41 - 1 - 第 1 章 绪论 课题研究的目的和意义 随着汽车工业的迅猛发展 ,车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。 尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很大冲击，但 手动变速器已应用了很长一个时期 ,经过反复改进 ,成为现在的形式 ,制造技术趋于成熟化，与其它种类变速器相比较，具有以下优点： 造技术更加成熟， 长期处于主导变速器市场的地位，各方面技术经过长期市场考验，通过逐步积累，技 术已经相当成熟。 论上比自动变速器更省油。 造工艺成熟，市场需求大，能够产生生产规模效益，生产成本低廉。 修成本便宜。 1 在市场经济形势下 寻求引进更先进的汽车变速器 ,改进现有的变速器 ,从市场广度开发转变为深度开发 ,使产品系列化 ,通用化 ,标准化 降低成本 ,提高 产品 质量 ,才能逐步缩短同世界先进技术水平的差距。 课题研究现状和发展 从现代汽车变速器的市场状况和发展来看 , 全世界的各大广商都对提高性能及研制无级变速器 现积极 , 汽车业界非常重视 汽车上的实用化进程。然而 ,因无级变速器技术难度很大 , 发展相对较慢 , 从而成为世界范围内尚未解决的难题之一。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种 , 并具有各自优势 , 但其中金属带式无级变速器前景看好。 扭器中的自动变速器油在高速运 动中 , 由于油液分子间的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生 - 2 - 油液温度升高造成功率损失 , 存在传动效率低油耗较大的不足 , 另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克变速箱公司开发的电控机械自动变速器则克服了 率低等缺点 , 与 比 , 具有更大的发展优势。可是 , 旧需要复杂的电控系统来控制。据该公司预测 , 到 2008 年 , 欧洲的 50的 会被 替 , 同时部分市场也将会被占领。 2 总之 , 变速器是汽车除发 动机外的主要装置之一 , 伴随着汽车技术更新换代和市场需求，在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成就。变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展 , 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。 - 3 - 第 2章 机械式变速器设计 速器设计基本方案 速器传动机构布置方案 1、变速器类型的选择 本设计是黑豹 型商用车机械式变速器设计，发动机为前置后驱形式，故变速器设计将采用五档中间轴式变速器形式。 2、倒档形式选择 与前进挡比较 ，倒档使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒档，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒档。 3、齿轮型式选择 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 4、轴的结构分析 第一轴通常与齿轮做成一体，其长度决定于离合器总成的轴向尺寸。第一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑，目前一般都采用齿侧定心的矩形花健，键齿之间为动配合。 第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装，从受力及合理利用材料来看，也是需要的。各截面尺寸不应相差悬殊，轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力集中会引起轴断裂。 4 5、轴承型式 变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承、向心短圆柱滚子轴承、滚针轴承以及圆锥滚子轴承。 至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 5 6、换挡机构形式 使用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。 速器主要参数选 择 1、变速器挡数的选择 - 4 - 本设计是针对黑豹 速器设计，为五档手动中间轴式机械式变速器，因此，初步选取传动比范围为 高档为超速档，次高档为直接挡， 传动比为 2、变速器各挡传动比的确定 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 （ 1）根据汽车最大爬坡度确定 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有根据汽车行驶方程式 20e m a 2 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 )s o s( m a xm a a x （ 2 即 01s s 则由最大爬坡度要求的变速器 1 档传动比为 g 0m a xm a xm a s s( 代入数据可得g 0m a xm a xm a s s( = （ 2 （ 2）根据驱动车轮与路面的附着条件确定 iT 0式中 2G 汽 车满载静止于水平路面时后驱动桥给地面的载荷；2G =60%。 道路的附着系数，在沥青混凝土干路面， = = 则iT 0= （ 2 由（ 2 2 1 - 5 - 所以，取 1 变速器 的 1 档传动比应根据上述条件确定。变速器的次高档为直接档，最高档为超速档，本设计变速器次高档四挡为直接挡 , 46 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 6554433221 （即 1 1 则 q= 1 2 2q = 3q = 4 最高档位为超速档，超速档传动比一般为 设计取 = 列出变速器传动比如表 2 表 2动比分配表 档位 一 二 三 四 五 倒档 传动比 、变速器中心距 三轴式变速器的中心距 A（ 根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： 3 = 3 1 式中 中心距系数 ,对货车 - 6 - 变速器处于 1 档时的输出转矩，1m ； 发动机最大转矩， Nm； 1 变速器的 1 档传动比； g 变速器的传动效率，取 7 则 3 1m ax = 初选中心距 A=75 4、变速器的轴向尺寸 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 （ A 五挡 （ A 六挡 （ A 当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。为检测方便， A 取整。 5、齿轮参数 （ 1）模数 齿轮的模数定 为 (2)压力角 国家规定的标准压力角为 20，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的接合齿压力角有 20、 25、 30等，但普遍采用 30压力角。 （ 3）螺旋角 货车变速器螺旋角选取范围为： 18 26。 初选常啮合齿轮螺旋角为 24。 （ 4）齿宽 b 直齿 为 - 7 - 斜齿 （ 5）齿顶高系数 一般齿轮的齿顶高系数 0f 一般汽车变速器齿轮所采用。 变速器基本参数列入表 2 表 2速器参数 参数 模数 压力角 螺旋角 齿宽系数 齿顶高系数 值 4 20 24 7 1 轮设计计算 挡齿轮齿数的分配 本设计变速器结构示意图如图 2 图 2速器结构图 一挡齿轮的齿数： 一档传动比为 101921 （ 3 为了求 11Z ， 12Z 的齿数，先求其齿数和挡齿轮为斜齿齿轮， - 8 - h 整为 34。 取10Z=13，9Z=1。 对中心距 A 进行修正： 109n0 整为 A=75 确定常啮合传动齿轮副的齿数： 由式（ 3出常啮合传动齿轮的传动比 910112 （ 3 =啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 1 n c o （ 3 =式（ 3（ 3 1Z =2Z =整为 1Z =11， 2Z =23，则： 101921 =定其他各挡的齿数： 二挡齿轮为斜齿轮 21287 =1.1 c =7Z=Z=整得7Z=18，8Z=16。 - 9 - 81722 =挡齿轮为斜齿轮： 21365 （ 3 = 6565n （ 3 5Z+6Z=式（ 3、（ 3 5Z =6Z = 取整 5Z =14， 6Z =20。 61523 =挡采用超速档，齿轮为斜齿轮。 21443 （ 3 =Z+ 4Z =2 A （ 3 =（ 3 3 3Z =4Z = 取整 3Z =9， 4Z =25。 5 41 324 =定倒挡齿轮齿数 ： - 10 - 倒挡齿轮采用直齿滑动齿轮，选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 13Z 的齿数一般在 21 23 之间，初选 12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距，A 。初选 13Z =21， 12Z =14，则： 131221 =70保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮 12 和 11 的齿顶圆之间应保持有 上的间隙，则齿轮 11 的齿顶圆直径 11为 112 12 1211 =8511n e = 取 11Z =19 计算倒挡轴和第二轴的中心距 A 2 1113, =80算倒挡传动比 1311121312 倒= 齿轮强度校核 1、满足工作条件的要求 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。 - 11 - 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： m 时渗碳层深度 m 时渗碳层深度 5法m 时渗碳层深度 9 表面硬度 63；心部硬度 48。 10 2、计算各轴的转矩 发动机最大扭矩为 速 2100r/轮传动效率 99%，离合器传动效率 99%，轴承传动效率 96%。 轴 1T =承离 6999%96%= 间轴 2T =121 承 =23/11= 轴 一挡 109231 承 =21/13=挡 87232 承 =18/16=挡 65233 承 =14/20=挡 53235 承 =9/25=挡 12112 承倒 =19/14=、轮齿强度计算 1）轮齿弯曲强度计算 （ 1）直齿轮弯曲应力 w - 12 - （ 3 式中： w 弯曲应力（ 计算载荷（ K 应力集中系数，可近似取 K = 齿形系数如图 2以查得： 图 2形系数图 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；主动齿轮动齿轮 b 齿宽（ m 模数； y 齿形系数 ，如图 2 当计算载荷挡直齿轮许用弯曲应力在 400 850车可取下限，承受双向交变载荷作用的 - 13 - 倒挡齿轮的许用应力应取下限。 计算倒挡齿轮 11,12,13 的弯曲应力： 11113112 倒 =00 8502123212 2 =00 8503133132 倒 =00 850 2）斜齿轮弯曲应力 w （ 3 式中：计算载荷（ 法向模数（ z 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； K 应力集中系数， K = y 齿形系数，可按当量齿数 3n 在图 2查得； 齿宽系数 K 重合度影响系数， K = 当计算载荷 乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350围，对货车为 100 - 14 - 250 计算一挡齿轮 9， 10 的弯曲应力： 39319 c o 00 250 0310210 c 00 250它各挡齿轮弯曲应力按同样方法计算，列表如表 2 表 2轮弯曲应力 档位 弯曲应力 1w :00 250w :00 250 9w :00 2500w :00 250 7w :00 250w :00 250 5w :00 250w :00 250 3w :00 250w :00 250 11w :00 8502w :00 8503w :00 8502）轮齿接触应力 11c o sc o 3 式中：j 轮齿的接触应力（ 计算载荷（ N d 节圆直径 ( 节点处压力角（）； - 15 - 齿轮螺旋角（）； E 齿轮材料的弹性模量（ b 齿轮接触的实际宽度 ( z 、 b 主、从动齿轮节点处的曲率半径 (直齿轮 r 、 r ，斜齿轮 2c o ss r 、 2c o ss r ； 主、从动齿轮节圆半径 ( 弹性模量 E =0 4 N2，齿宽=7 4=28 变速器齿轮的许用接触应力如下表： 计算一挡齿轮 9， 10 的接触应力 31T =2T =4 21010 8 . 8 9 m i i i 1 4 . 3 6 m i i s i 9109 319 11co T =900 2000 91010 210 11co 8.0 T =900 2000他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表 2 表 2档位齿轮接触应力 - 16 - 档位 接触应力 1j :300 1400j :300 1400 9w :900 20000j :900 2000 7j :300 1400j :1037300 1400 5j : 300 1400j ： 300 1400 3j :300 1400j :300 1400 11j :900 20002j :900 20003j :900 2000、计算各挡齿轮的受力 （ 1） 一挡齿轮 9， 10 的受力 6 9 3 4 . 2 722 39319 1 3 1 9 . 1 822 310210 d TF 9 co 01 3 6 9 1 . 7 1 t a co s t F 9 52/ c o 01 1 1 3 0 . 9 5 t a c o s t a F 7 0t 4 . 9 6 9 1t 099 F - 17 - 7 8t 4 . 9 1 3 0t 09t 1001a F （ 2）二挡齿轮 7， 8 的受力 9 4 1 . 2 722 37327 t 4 1 9 . 1 822 3828 t 5 co st 9 5co s t F c o 4 3 . 2 1 t a n c o s t a F 9 8t 4 . 9 9 5t 7 F 0 7t 4 . 9 4 3t F （ 3） 三挡齿轮 5， 6 的受力 7 1 2 . 3 422 35335 3 1 9 . 1 822 3626 4. 95 20687 6. 30 t a n c os t a 4. 95 20723 4. 36 t a n c os t a 9 7 6t 555 F - 18 - 6 3 4t 66 F （ 4） 五挡齿轮 3， 4 的受力 0 0 9 . 2 122 33343 t 8 1 9 . 1 822 3424 4. 95 20550 0. 38 t a n c os t a o s 2 4 . 95 205 7 8 8 . 0 1 t a n c o s t a 5 0 0t 333 F 9 8 8t 344 F （ 5） 常啮合齿轮 1， 2 的受力 1 6 0 . 6 222 3111 9 13 1 9 . 1 822 3222 4. 95 20661 9. 4 1t a n c os t a 4. 95 20629 1. 12 t a n c os t a 7 1 9t 111 2 9 1t 122 （ 6） 倒挡齿轮 11， 12 的受力 - 19 - 9 91076 1111 t 倒 3 9 91056 922 312212 d TF 5 703 9 9 . 4 7 t a n 28 t a 1 4 9t a n 2 911 t a 2 设计计算 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 63，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。 11 的校核计算 1、初选轴的直径 已知中间轴式变速器中心距 A =75二轴和中间轴中部直径 Ad ，轴的最大直径 d 和支承距离 L 的比值： 对中间轴， =第二轴， 第一轴花键部分直径 d （ 按式（ 4选 : 3 （ 4 式中： K 经验系数， K = 发动机最大转矩（ - 20 - 第一轴花键部分直径 31 1 6 d =二轴最大直径 a d= 中 间 轴 最 大 直 径 a x d =第二轴： a ；第一轴及中间轴： a 。 第二轴支承之间的长度 2L =中间轴支承之间的长度L =一轴支承之间的长度 1L = 2、轴的刚度验算 若轴在垂直面内挠度为 在水平面内挠度为 转角为 ，可分别用式（ 4（ 4（ 4算 422 Ld c （ 4 422223 L d （ 4 43 L d L （ 4 轴的全挠度为 sc 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 轮所在平面的转角不应超过 二轴受力弯曲示意图 2 - 21 - 图 2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。 （ 2）二轴的刚度 一档时 4322929 Ld bf c = = sc 43299999 =档时 4332727 Ld bf c = a b L - 22 - = sc 4337777773 =档时 4342525 Ld bf c = = sc 0 2 r 0 0 0 2 7 r 55555 E L 五档时 4352323 Ld bf c = = sc - 23 - 0 . 0 0 2 r 0 0 0 4 8 r 33333 E L 倒档时 43121121111 3 a Ld bf c = 3 = sc 4311111111