汽车5挡手动变速器设计毕业设计.doc

0 毕业论文 设计 题 目 汽车 5 挡手动变速器设计 学 生 专 业 车辆工程 学 号 指导老师 2014 年年 6 月月 1 汽车汽车 5 5 挡手动变速器设计挡手动变速器设计 摘要摘要 变速器是连接发动机与传动系统的至关重要的部分 对它的合理设计能够保证汽车在各种不 的工况下满足需求 而且他的合理与否决定了发动机的动力能否高效发挥 本次针对前置后驱形式设计一台五档手动变速器 并且采用三轴式 这次设计主要考虑的是动 力输出平顺 传动效率高 磨损消耗小 使用寿命长 同时在设计时还会尽量考虑工艺的优化和经 济性的要求 设计采用三轴式 所以其中设计了一个直接档 提高传动效率 变速器的换挡通过锁环式同步 器实现 同时合理设计了一套与之相匹配的操作机构 在整个过程中 通过基本参数计算出变速器 的各种数据 并且严格校核 保证能够满足设计和使用要求 关键词 变速器 锁环式同步器 中间轴 2 DesignDesign onon CarCar 5 5 ManualManual TransmissionTransmission AbstractAbstract Transmission is connecting to the engine and transmission system is the important part with its reasonable design can ensure the normal order of the vehicle under various conditions and he is reasonable or not determines the power of the engine can be efficient This design for the front drive form a three shaft five file manual mechanical transmission the design main consideration is power output smooth consumption high transmission efficiency wear small long life of service At the same time also will try to consider in the design of process optimization and economy requirements Because of using three axis type so designed a direct file improve transmission efficiency Transmission shift by the lock ring synchronizer at the same time the reasonable design a set of matching operator Through the basic parameter to calculate the transmission of all kinds of data another checking strictly guaranteed to meet design use requirements KeywordsKeywords transmission synchronizer intermediate shaft 3 目录 1 绪 论 1 1 1 本次设计的目的及意义 1 1 2 变速器的发展现状 2 1 3 变速器设计面临的主要问题 2 1 4 毕业设计任务及要求 3 2 变速器的总体方案确定 4 2 1 变速器的功用及设计要求 4 2 2 变速器传动机构的型式选择 4 2 2 1 三轴式变速器与两轴式变速器传动方案 4 2 2 2 倒档布局方案 6 2 3 零部件结构方案分析 7 2 3 1 齿轮型式 7 2 3 2 变速器轴 8 2 3 3 变速器轴承的选择 8 3 变速器主要参数的选择与齿轮设计 9 3 1 变速器各档传动比的确定 9 3 1 1 主减速器传动比的确定 9 3 1 2 最低档传动比计算 9 3 1 3 变速器各档速比的配置 11 3 1 4 中心距 11 3 1 5 变速器的外形尺寸 12 3 1 6 齿轮参数的选择 12 3 1 7 各档齿轮计算 14 3 2 齿轮设计与计算 19 3 2 1 齿轮材料的选择原则 19 3 2 2 变速器齿轮强度校核 19 3 3 轴的结构和尺寸设计 30 3 3 1 轴的工艺要求 30 3 3 2 初选轴的直径 31 3 4 轴的强度校核 32 3 4 1 轴的刚度验算 33 3 4 2 轴的强度计算 41 3 5 轴承选择与寿命计算 46 3 5 1 输入轴轴承的选择与寿命计算 46 4 变速器同步器与操纵机构的设计 51 4 1 同步器设计 51 4 1 1 同步器类型的选取 51 4 1 2 接近尺寸和分度尺寸 51 4 1 3 滑块宽度 内啮合套缺口宽度 51 4 4 1 4 同步器装配间隙 52 4 2 同步锁环主要尺寸确定 53 4 3 同步器校核 54 4 3 1 同步器同步时间校核 54 4 4 变速器的操纵机构 56 4 4 1 变速器操纵机构的功用 56 4 4 2 变速器操纵机构的要求 56 4 4 3 换档位置 57 5 结 论 60 致 谢 61 参考文献 62 1 1 绪 论 1 1 本次设计的目的及意义 随着经济实力和科学技术的不断的发展 汽车工业不断发展 逐渐成为我国重要的 工业产业 汽车的使用已经遍布我国的大江南北 而随着中国加入 WTO 老百姓生活 水平和日常需求的不断增长 各类汽车及汽车用品等高级消费品已进入普通老百姓的家 庭 图 1 1 00 年到 13 年汽车生产和增长率 图 1 2 00 年到 13 年汽车销售和增长率 在我们国家 汽车算是先进行业 起步比起其他发达国家就晚了 随着我们汽车工 业不断的发展 同时各式各样的汽车行业也在持续快速的发展 现如今的汽车设计师面 临的紧迫问题 包括经济性 扎实工作 性能优良的设计 并契合我国汽车状况 2 1 2 变速器的发展现状 汽车变速箱的发展已经超过百年 其历程主要是了从单纯的手动方式成长为先进的 自动 目前世界上的各个汽车公司的汽车使用各种不同类型的变速器 它们自己独立的优点和缺点 MT 最为省油 经济实用 具有很高的操控乐趣 同 时也要求更高技术 AT 燃油消耗最多 驾驶容易 乘坐更为舒适 零部件也很可靠 AMT 融合之前二者长处 换挡时会有间歇的动力暂停 乘坐会有不舒服感 无级变速 器构造简单 高效大功率 车速稳定 传动带不耐用 不能承受较大的载荷 DCT 燃油 消耗比较低而且乘坐舒适性良好 手动变速器进化而来的先进变速器 在中国国 据调查 2007 年手动变速器占据的市场比重为 74 拥有较大的市场份 额 这些年来自动变速器的市场使用情况越快越好 用户群不断提高 而且还会继续提 高 尤其是针对乘用车用户这些年来女性驾驶员越来越多 动档变速器更是深受这类女 性群体的追捧 我们国家 自动档变速器的客户增长是还是十分可观的 但手动档变速 器的低燃油消耗 以及独特的驾驶体验和操纵快感是不容忽视的 同时中国的各大驾校 在对学员的驾驶技术教学中使用的普遍还是手动档 针对中国变速器市场发展趋势 归纳目前变速器的发展具有以下几个规律 一 在时间内 手动档变速器还是保持市场的主流 而 AT 拥有广阔的增长空间 二 中国的汽车市场情况是多样的并且具有一定的复杂因素 变速器还会保持多元 化发展 短时间内不会产生最后的唯一赢家 三 展望未来 我们的自主汽车相关企业应该更多的聚焦 DCT 它一定会有有非常 好的前景 1 3 变速器设计面临的主要问题 汽车 高速发展的产物 工业不断的的高速前进 随着世界燃油储备的下降和价格 的日渐上涨 针对汽车的各种配件和技术更加人性化和先进 变速器还要考虑许多问题 1 绿色节能 环保低排放 高效实用 多元丰富的变速器 必是变速器甚至汽车 工业发展面临着的一个重大问题 2 为什么 AT 会发展的那么迅猛 是因为有很简易的操纵 但同时也减少了驾车 时驾驶员所拥有的操纵的趣味 因此 既要保证驾驶体验和操纵快感 同时 操作起来 3 不会变的复杂 这也是一个不容忽视的问题 3 设计更简单的结构 燃油消耗更低 效率更高 至始至终都是变速器设计要达 到的目的 1 4 毕业设计任务及要求 这次毕业设计的目的是完成一台用于发动机前置后轮驱动的越野车上的五档手动变 速器的设计和修正 选用长城哈弗 H3 作为参考 所要设计的是一台用作前置后驱手动 五档机械式变速器 采用三轴式布局 对变速器设计的主要任务有 1 选择变速器类型 2 确定变速器的基本参数 3 计算变速器的齿轮参数 并校核 4 计算变速器的轴的参数 并校核 5 选择并计算同步器和换挡机构 6 变速器三维建模 4 2 变速器的总体方案确定 2 1 变速器的功用及设计要求 变速器的作用就是能变换一 二轴转矩比 归属于齿轮传动 它是汽车动力系统重 要的组成部分 主要用于改变从发动机的曲轴传出的动力 其中包括转矩和转速 目的 是为了保证平稳起步 及时根据需求加速或减速 正常行驶 适应各种行驶工况下对动 力输出的要求 另外 变速器的作用还要求能够倒车 空挡滑行 动力中断 变速器设计需要具备如下要求 1 保证汽车的动力足够 满足经济高效 在汽车统一设计时 根据汽车实际情况 发动机参数和汽车具体的使用要求 选择恰当的档数及传动比 来实行这一要求 2 设置空档 是为了能将发动机与传动系长时间分离用来满足实际要求 设置倒档 使发动机正常运转而车轮倒退 3 工作平顺 操作轻便 汽车在行驶过程中 不会发生跳档 脱档的安全隐患 4 质轻体小 主要有中心距决定 应采用各种有利措施降低中心距 5 噪声小 可选用斜齿轮 或者加以适当变位 提升制造工艺 7 零件标准化 部件通用化和变速器总成系列化等设计要求 2 2 变速器传动机构的型式选择 变速器类型丰富多样的 有不同的分类方式 大致可分为 有极 无极 不同档 两轴式 三轴式等 2 2 1 三轴式变速器与两轴式变速器传动方案 如图 2 1 所示 就是三轴式 它的输入轴为第一轴 输出轴与中间轴的对应档位齿 轮啮合 输入 输出轴同心 将一二轴直接联动 形成直接档 这个时候 齿轮 轴承 及中间轴都不承受载荷 且通过第一 第二轴传递转矩 所以 该档具有很高的传动效 率 同时噪音也非常小 三轴式变速器具有这样一个主要优点 当然它也有相应的缺点 只有直接档的效率比较高 5 图 2 1 轿车三轴式四档变速器 1 第一轴 2 第二轴 3 中间轴 如图 2 2 所示 就是二轴式 与前者来比较 它具有结构简单 布置紧凑的优点 只有最高档外传动效率较低 如图所示 每个档的同步器都装在二轴轴上 原因是这样装同步器很方便 但是高 档的同步器可装在一轴的后端 两轴式变速器在高档运转时 齿轮和轴承都会受到不同的负荷 故会产生较大噪声 也增加了磨损 这是它不好的地方 低档传动比的上限 ig 4 0 4 5 会受到很大限 制 6 图 2 2 两轴式变速器 1 第一轴 2 第二轴 3 同步器 本次考虑的汽车是将发动机放在前面 使后轮作为主动轮 所以选用三轴式变速器 图 2 3 中间轴式五档变速器传动方案 2 2 2 倒档布局方案 倒档常用结构方案采用如下方式 图 2 4a 在所以前进档的传动中 依次添加一个传动 构造就变得相对简单 但齿 轮受到相反方向的变应力作用 这种布置方式多用在轿车和轻型货车的四档变速器中 图 b 方案的好处是可以降低中间轴尺寸 但此时这样换挡也变得困难了 图 2 4c 的方案容易产生换挡错乱 图 2 4d 的方案针对前者的不足进行了优化 所以多用在在货车变速器中 图 2 4e 把中间轴上的一档和倒挡齿轮加工为一体 图 2 4f 的方案就很合适于齿轮副都采用常啮合齿轮 也让换挡变得轻便 故选用 2 4F 7 图 2 4 倒挡布置方案 2 3 零部件结构方案分析 2 3 1 齿轮型式 变速器的齿轮常用直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮 倒档常用直齿圆柱齿轮主 对于 直齿圆柱齿轮 斜齿圆柱齿轮有更长的使用寿命 平稳的运转 更低的工作噪声 故此 次设计倒档为直齿轮 其余各个档用斜齿轮 设计为一个或两个独立的齿轮和轴 通过不同的连接方式连接 过小的齿轮尺 又要求和轴分离 它的内径直径到齿根圆的厚度 b 图 2 5 就会 降低齿轮的强度 所以通常 b 大于轮齿危险面的宽度 只要轴上的齿轮运转平稳 轮毂 宽度 可以尽可能取大些 至少满足要求 2 1 式中 花键内径 质量越强越好 厚度只要满足强度 尽量设计得薄些 尺寸为 D2 的 1 25 1 40 倍 8 图 2 5 变速器齿轮尺寸控制图 齿轮表面粗糙度越低 噪声越少 齿面磨损越缓慢 延长了齿轮寿命 2 3 2 变速器轴 变速器轴大多通过轴承安置在变速器壳的相应孔内 也可以根据实际安装条件将输 出轴直接装在壳体孔上 保证牢靠 如果采用通过齿轮的移动来换档 连接就利用矩形花键 从而对中性良好并且滑动 也方便 中间轴通过平键连接二者 输出轴与齿轮则要保持一定的相对转动 同步器一 般通过矩形花键连接 倒档轴压入壳体孔 是固定不动的光轴 用螺栓固定 综上所述 设计变速器轴时要仔细考虑安装的方便 另外 还要关注工艺上的问题 2 3 3 变速器轴承的选择 轴承也是变速器设计中非常重要的一部分 他能保证其中各个部件的相对运动和 承受各种载荷 所以设计是要综合考虑轴承的使用 包括轴承的承载 安装位置 相对 运动需求等 9 3 变速器主要参数的选择与齿轮设计 表 3 1 长城哈弗 H3 基本参数 3 1 变速器各档传动比的确定 3 1 1 主减速器传动比的确定 行驶速度与转速具有如下关系 3 1 0 377 0 ii rn u g a 式中 行驶速度 km h a u 发动机转速 r min n 车轮滚动半径 m r 变速器传动比 g i 主减速器传动比 0 i 查表 1 1 该车极速 190km h 超速档就是最高档 发动机转速 maxa u maxa v 6000 r min 轮滚动半径由所选用的轮胎规格 235 70 R16 得到 n p n 235 0 7 16 25 4 2 367 7 mm r 此次设计选择五档作为超速档 传动比为 0 75 传动比计算公式转换为 83 5 19075 0 367 0 6000 377 0 377 0 0 agu i nr i 3 1 2 最低档传动比计算 主减速 比 最高时 速 轮胎型 号 发动机 型号 最大扭 矩 最大功 率 最高转 速 车长排量 整备质 量 4 782190km h35 70R16 4G63S4M 170 300090kw 6000r min 4650mm2 0L1720kg 10 选择最低档传动比时 要综合实际车型的基本参数 如爬坡度 附着系数 承 载能力和车轮半径等进行参考 设计以当时就按照汽车在最大爬坡度时的工况下进行 这个时候该车的全部动 力用来推动汽车爬坡 用公式表示如下 3 2 maxmax 0max sincos GGf r iiT tge 式中 G 汽车满载重量 N 滚动阻力系数 0 01 0 02 f 发动机最大扭矩 N m maxe T 主减速器传动比 0 i 变速器传动比 g i 传动效率 0 85 0 9 t R 车轮滚动半径 最大爬坡度 一般轿车要求能爬上 30 的坡 大约 max 7 16 由公式 3 2 得 3 3 te g iT rGG i 0max maxmax 1 sincos 已知 r 0 367m 015 0 f 7 16 max 170 max e T N m g 9 8m s2 整备质量是 1720kg 满载质量得83 5 0 i875 0 t 1720 65 5 10 5 2095kg 把以上数据代入 3 3 式 64 2 875 0 83 5 170 37 0 7 16sin8 920957 16cos015 08 92095 1 g i 一档是产生最大动力输出 保证驱动轮不会打滑 用公式表示如下 n tge F r iiT 10max 3 4 te n g iT rF i 0max 1 11 式中 驱动轮路面法向反力 n FgmFn 1 驱动轮与地面间附着系数 一般取 0 5 0 6 更具所选车型 前轴承载kg 取 0 5 代入公式 3 4 2095 1 m 38 4 875 0 83 5 170 37 0 5 08 92095 1 g i 所以 一档传动比的选择范围是 38 4 64 2 1 g i 故一档传动比为 4 38 3 1 3 变速器各档速比的配置 按等比级数分配五个档传动比 即 q i i i i i i i i 5 4 4 3 3 2 2 1 55 1 75 0 38 4 4 4 5 1 i i q 修正为118 1 55 1 83 1 83 1 55 1 83 2 83 2 55 1 38 4 3 4 2 3 1 2 q i i q i i q i i 3 1 4 中心距 三轴式变速器 中心距 A 就是输出轴与中间轴的位置差 3 1maxgeA iTKA 式中 A 变速器中心距 mm 中心距系数 A K 发动机最大扭矩 1 maxe T 一档传动比为 4 38 1 i 变速器传动效率 取 95 g 乘用车 8 9 9 3 A K 8 9 9 3 8 9 9 3 8 91 79 30 82 87mm A 3 95 0 38 4 170 通常乘用车中心距为 60 80mm 12 初取 A 80mm 3 1 5 变速器的外形尺寸 变速器的横向尺寸 有具体的齿轮布置和操作机构确定 轿车五档变速器外形轴向尺寸为 3 0 3 4 A 272 24080 4 3 0 3 4 3 0 3 ALmm 初选长度为 270mm 3 1 6 齿轮参数的选择 1 模数 选取齿轮模数时一般要遵循如下原则 为了降低噪声 则应选用小模数 大齿宽 如果减轻质量 与前者反之 从工艺方面考虑 各档齿轮应该选用同一种模数 模数的不同有利于提高强度 低挡齿轮选用大一些的模数 其他档位选用另一个相同模数 乘用车 更主要的是降低工作噪声 对于货车 主要的减轻重量 故该参数可选得 大些 乘用车模数以该车排量作为主要参考 通过 3 2 可知 选取模数为 因为乘 3 n m 用车主要是降低噪声 所以前进档所有档均采用斜齿轮 为了优化制造工艺上 变速器中的各个结合套的模数是一样的 取 2 3 5 之间 本 设计取 2 5 2 压力角 压力角越小 则重合度更高 传动平顺性更好 噪声更小 反之 轮强度更高 13 国家规定的标准压力角为 20 因此通常采用的压力角是 20 啮合套或同步器的 压力角有 20 25 30 等不同值 一般选用 30 的压力角 为了加工方便 所以全部采 用标准压力角 20 3 螺旋角 螺旋角越大 齿轮啮合的重合度越高 所以工作更加平顺 噪声更低 螺旋角在 30 以内增大时 轮齿强度相应增大 如果还持续加大 接触强度随着上升 但弯曲强 度会突降 螺旋角选用范围 乘用车变速器 两轴式变速器为 20 30 度 中间轴式变速器为 22 34 度 货车变速器 18 26 度 本次设计螺旋角初选 30 要注意选择斜齿螺旋角 目的是抵消轴上的对称轴向力 所以 中间轴上的所有齿 轮全部为右旋 其余轴的全部斜齿轮反过来 壳体就可以通过轴承盖承受它的轴向力 4 齿宽b 齿宽则是对变速器的大部分参数都有影响 齿轮宽度直接关系齿轮的承载能力 b 越大 承载能力越高 实践证明 齿宽持续 增大 达到一定值后 载荷分配会变得很不均匀 却降低齿轮承载能力 所以 只要齿 轮的强度达到要求 齿宽要适当选择小的 这样也可以让变速器的质量减轻 轴向尺寸 也相应变小 齿宽一般由齿轮模数来选定 n mm 14 斜齿 取为 6 0 8 5 本次取 6 2 ncm kb c k mm6 1832 6 ncm kb 5 齿顶高系数 齿顶高系数直接关系着齿轮的工作情况 齿顶高系数越小 齿轮重合度越小 而工 作噪声变大 轮齿受的弯矩降低 轮齿的弯曲应力同样相应的变小 由于齿轮加工精度提高 该系数一般取为 1 00 如果齿轮啮合的重合度 齿根强度 要求提高 可根据实际要去大于 1 本设计取为 1 00 3 1 7 各档齿轮计算 中心距 螺旋角 模数等参数初步确定后 依据档数 传动比和布置开始对各档齿 轮进行计算 图 3 1 五档变速器示意图 1 一档齿数及传动比的确定 一档传动比为 38 4 110 29 1 zz zz i 15 确定一档齿数 求出中间轴齿轮的传动比 首先要求齿轮和 h z 一档齿数和 h z 直齿 m A zh 2 斜齿 3 5 n h m A z 29 cos2 对于乘用车 中间轴上一挡齿数可在范围内选取 本设计取 17 15 10 z 16 10 z 初选 30 11 3 n m 代入公式 3 5 得到 2 46 3 30cos802 h z 取整得 46 则 301646 9 z 2 对中心距 A 进行修正 cos2 hnz m A 67 79 30cos2 463 A 取整得mm 为标准中心矩 80 0 A 0 A 3 常啮合齿轮传动齿轮副的齿数确定 38 4 110 29 1 zz zz i 而常啮合齿轮的中心距与一档相等 即 3 6 2 21 cos2 zzm A n 已知各参数如下 80 16 30 30 3 109 Azzmn 代入式 3 6 得到 34 32 85 13 21 zz 16 取整 32 14 21 zz 所以一档传动比为 29 4 16 30 14 32 11 10 1 2 1 z z z z i 4 二档齿数的确定 已知 80 30 3 Amn 83 2 2 i 由式 81 72 2 zz zz i 由上公式变形 3 7 24 1 32 14 83 2 2 1 2 8 7 z z i z z 3 8 cos2 87 zzm A n 21 25 87 zz 所以二档传动比为 72 2 21 25 14 32 8 7 1 2 2 z z z z i 5 三档齿数的确定 已知 83 1 80 3 3 iAmn 由式子 由上公式变形 3 9 80 0 32 14 83 1 2 1 3 6 5 z z i z z 3 10 6 65 cos2 zzm A n 解得 17 26 20 65 zz 所以三档传动比为 76 1 26 20 14 32 6 5 1 2 3 z z z z i 6 五档齿数的确定 已知 75 0 80 3 5 iAmn 由式子 由上公式变形 3 11 33 0 32 14 75 0 2 1 4 4 3 z z i z z 3 12 cos2 43 zzm A n 解得 34 12 43 zz 所以五档传动比为 81 0 34 12 14 32 4 3 1 2 5 z z z z i 7 倒档齿数的确定 通常 倒档和一档的传动比相似 在本设计中倒档传动比取 4 29 而中间轴倒档 gr i 齿轮一般略小于一档主动齿轮齿数 取 14 12 Z 一般 倒档轴齿轮齿数为 21 23 这里 23 13 Z 13 Z 由 29 4 13 11 12 13 1 2 z z z z z z iR 可计算出26 11 Z 中间轴 倒档轴的距离为 mmzzmA n 5 55 1423 3 2 1 2 1 1213 二轴与倒档轴之间的距离确定 18 mmzzmA n 75 2326 3 2 1 2 1 1311 取整 75mm 表 3 4 各档齿轮的参数 一档齿轮二档齿轮三档齿轮五档齿轮常啮合齿轮倒档齿轮 齿轮号91078563412中间 轴齿 轮 12 倒档 齿轮 13 第二 轴齿 轮 11 齿数30162521202612341432142326 分度圆 直径 103 9 2 55 4 2 111 6 72 7 4 69 2 8 90 0 6 41 5 7 117 78 48 5 0 110 8 5 426918 齿顶高3333333333333 齿根高3 753 753 753 753 753 753 753 753 753 753 753 753 75 全齿高6 756 756 756 756 756 756 756 756 756 756 756 756 75 19 3 2 齿轮设计与计算 3 2 1 齿轮材料的选择原则 1 满足工作条件的要求 不同的工作条件 齿轮传动有不同的要求 所以材料的选择也有不同的要求 对于 一般动力传输齿轮 所用材料必须保证很高的强度和耐磨性 并且齿轮表面硬度要求很 高 齿芯又比较软 2 选择材料配对 如果硬度 350HBS 要求成对齿轮使用寿命差不多 大齿轮要求比小齿轮硬度略 低 30 50HBS 大 小轮用不同材料 可以使抗胶合能力得到提升 3 加工工艺及热处理工艺 根据齿轮的大小有不同的工艺要求 大尺寸通常用铸钢 铸铁 略小尺寸 用锻钢 小尺寸 要求不高 用圆钢作毛坯 根据齿面的软硬程度不同也有不同的工艺 软齿面 一般用中碳合金钢 先热处理 后切齿 硬齿面 用低碳合金钢 先切齿 后进行表面 淬火 得到齿面硬 轮芯韧 最后需进行磨齿 一般进行过渗氮处理 齿面不容易变形 不需要磨齿 常啮合齿轮因其传递转矩大于其他轴的齿轮 且持续转动 磨损多 都选择硬齿面 小的齿轮 20 GrMnTi 渗碳处理之后再经过淬火 大的齿轮 用 40 Gr 调质后表面淬火 一档 受到的冲击载荷更大 要求抗弯强度高 一档所用齿轮与常啮合齿轮相似 其他 档位小的用 40 Gr 调质后表面淬火 大的用 45 号钢调质后表面淬火 3 2 2 变速器齿轮强度校核 各轴的转矩 一轴转距 N mm 3 g 10170 T 中间轴转距 388 57N mm 14 32 10170 3 g T 3 10 二轴各档转距 一档齿轮N mm57 72810 16 30 14 32 170 3 g T 3 10 二档齿轮N mm58 46210 21 25 14 32 170 3 g T 3 10 三档齿轮N mm 9 29810 26 20 14 32 170T 3 g 3 10 20 五档齿轮N mm14 13710 34 12 14 32 170 3 g T 3 10 1 斜齿齿轮轮齿弯曲强度计算 3 13 btyK KF w 1 式中 圆周力 N 1 F d T F g 2 1 计算载荷 N mm g T 节圆直径 mm d cos zm d n 法向模数 mm 为斜齿轮螺旋角 n m 应力集中系数 1 50 K K 齿面宽 mm b 法向齿距 t n mt 齿形系数 按当量齿数在齿形系数图 3 2 中查得 y 3 cos z zn 重合度影响系数 2 0 K K 21 图 3 2 齿型系数图 以上参数代入 3 13 得到 3 13 KyKzm KT cn g w 3 cos2 负荷计算选用发动机对应输入轴的最大转矩 通常许用应力大于 180 小于 350MPa 而用直齿的倒档齿轮为 4 00 850MPa 1 一档齿轮校核 已知参数 2 07 3 30 cn Km 2 1 16 30 109 zz K N mm 3 1057 388 g T N mm 3 1057 728 g T 查齿形系数图得 y 0 16315 46 30cos 30 cos 33 9 z zn 查齿形系数图得 y 0 15662 24 30cos 16 cos 33 10 z zn 代入公式得 22 MPa13 326 163 02733014 3 5 130cos1057 7282 3 3 9 w MPa77 340 156 02731614 3 5 130cos1057 3882 3 3 10 w 小于 350Mpa 所以合格 10w 11w 2 常啮合齿轮弯曲强度校核 已知参数 7 3 30 cn Km 1 032 14 21 zz N mm N mm 3 10170 g T 3 1057 388 g T 查齿形系数图得 y 0 13254 21 30cos 14 cos 33 1 z zn 查齿形系数图得 y 0 14623 49 30cos 32 cos 33 2 z zn 代入公式 1 2 得 MPa36 201 132 07231414 3 5 130cos101702 3 3 1 w MPa05 182 146 0 2733214 3 5 130cos1057 3882 3 3 2 w 符合 180 350Mpa 故合格 1 1w 2w 3 二档齿轮弯曲强度校核 已知参数 7 3 30 cn Km 03 1 25 21 78 zz N mm N mm 3 1058 462 g T 3 1057 388 g T 查齿形系数图得 y 0 15446 38 30cos 25 cos 33 7 z zn 查齿形系数图得 y 0 15131 32 30cos 21 cos 33 8 z zn 代入公式得 23 MPa263 154 0 7232514 3 5 130cos1058 4622 3 3 7 w MPa23 268 150 08232114 3 5 130cos1057 3882 3 3 8 w 满足 180 350Mpa 故合格 7 w 8w 4 三档齿轮弯曲强度校核 已知参数 7 3 30 cn Km 16 0 26 20 65 zz N mm N mm 3 10 9 298 g T 3 1057 388 g T 查齿形系数图得 y 0 15477 30 30cos 20 cos 33 5 z zn 查齿形系数图得 y 0 151 46 28 30cos 25 cos 33 6 z zn 代入公式得 MPa14 212 154 0 7232014 3 5 130cos10 5 2982 3 3 7 w MPa65 216 151 07232614 3 5 130cos1057 3882 3 3 8 w 满足 180 350Mpa 于是合格 5w 6w 5 四档齿轮弯曲强度校核 已知参数 7 3 30 cn Km 21 0 34 12 43 zz N mm N mm 3 1014 137 g T 3 1057 388 g T 查齿形系数图得 y 0 13146 18 30cos 12 cos 33 3 z zn 查齿形系数图得 y 0 13831 52 30cos 34 cos 33 4 z zn 24 代入公式得 51 189 132 07231214 3 5 130cos1014 1372 3 3 3 w MPa 27 181 138 0 7233414 3 5 130cos1057 3882 3 3 4 w MPa 满足 180 350Mpa 故合格 3w 4w 2 直齿齿轮轮齿弯曲强度计算 本设计中仅倒档为直齿轮传 式中 弯曲应力 w 圆周力 N 1 F d T F g 2 1 应力集中系数 为 1 5 K 计算载荷 N mm g T 节圆直径 mm d 摩擦力影响系数 f K 齿宽 mm b 端面齿数 mm 为模数 tmt m 齿形系数 y 整理得 3 14 yzKm KKT c fg w 3 2 已知参数 主动齿轮为 1 1 从动齿轮为 0 9 33 1 24 6 3 11 zKm cf K N mm36 71710 13 24 14 32 170 3 g T bty KKF f w 1 25 查齿形系数图 3 2 得 191 0 9 y 代入公式得 17 783 191 0 724314 3 65 19 01036 7172 3 3 9 w MPa 在 400 850范围内 所以合格 w MPa 3 斜齿轮齿轮接触应力 3 15 11 418 0 bz j b FE 式中 轮齿接触应力 j MPa F 齿面上的法向力 N cos cos 1 F F F1 圆周力 d T F g 2 1 Tg 计算载荷 N mm 节圆直径 mm d 节点处压力角 齿轮螺旋角 E 齿轮材料的弹性模量 5 101 2 MPa 齿轮接触宽度 mm b 曲率半径 mm z b 直齿 斜齿 sin sin bbzz rr 2 cos sin z z r 2 cos sin b b r 节圆半径 mm z r b r 作用载荷就是第一轴上的载荷 许用接触应力见下表 3 5 2 maxe T j 表 3 5 变速器的许用接触应力 j MPa 齿轮 渗碳齿轮液体渗氮共渗齿轮 一档 倒档 1900 2000950 1000 常啮合 高档 1300 1400650 700 26 1 一档齿轮接触应力校核 已知条件 7 3 30 20 cn Km 16 30 109 zz N mm N mm 3 1057 728 g T 3 29 1057 388 g T cos 2 coscos 2 zm T d T F n gg NF17230 20cos303 1057 7282 3 9 N17230 20cos163 1057 3882 3 11 F mm 25 24 30cos 37 cos ncm K b 70 23 30cos2 20sin303 cos2 sin cos2 sin cos sin 64 12 30cos2 20sin163 cos2 sin cos2 sin cos sin 33 17 23 33 29 23 zmdr zmdr nb b nz z 121 0 70 23 1 64 12 111 bz 将已知数据代入公式 3 15 得 89 1255121 0 25 242 101 217230 418 0 11 418 0 5 9 bz b FE j MPa 89 1255121 0 25 242 101 217230 418 0 11 418 0 5 10j bz b FE MPa 都小于 所以合格 10j 11j MPa1900 2 常啮合齿轮接触应力校核 已知条件 7 3 30 20 cn Km 14 32 12 zz N mm N mm 3 10170 g T 3 1057 388 g T cos 2 coscos 2 zm T d T F n gg 27 N N77 8614 20cos143 101702 3 1 F77 8614 20cos323 1057 3882 3 2 F mm25 24 30cos 37 cos ncm K b 130 0 28 25 1 06 11 111 28 25 30cos2 20sin323 cos2 sin cos2 sin cos sin 06 11 30cos2 20sin143 cos2 sin cos2 sin cos sin 33 2 23 33 1 23 bz nb b nz z zmdr zmdr 将已知数据代入公式 3 15 得到 47 920130 0 25 242 101 277 8614 418 0 11 418 0 5 1 bz j b FE MPa 47 920130 0 25 242 101 277 8614 418 0 11 418 0 5 2 bz j b FE MPa 都小于 1300MPa 所以合格 1 j 2j 3 二档齿轮 已知条件 7 7 30 20 cn Km 21 25 87 zz N mm N mm 3 1058 462 g T 3 1057 388 g T cos 2 coscos 2 zm T d T F n gg N13127 20cos213 1057 3882 5 8 F N13127 20cos253 1058 4622 3 7 F mm25 24 30cos 37 cos ncm K b 111 0 59 16 1 75 19 111 59 16 30cos2 20sin213 cos2 sin cos2 sin cos sin 75 19 30cos2 20sin253 cos2 sin cos2 sin cos sin 33 16 23 33 30 23 bz nb b nz z zmdr zmdr 将已知数据代入公式 2 2 得到 28 93 1049111 0 25 242 101 213127 418 0 11 418 0 5 7 bz j b FE MPa 93 1049111 0 25 242 101 213127 418 0 11 418 0 5 8 bz j b FE MPa 都小于 1300 1400 所以合格 7j 8j MPa 4 三档齿轮 已知条件 7 3 30 20 cn Km 26 20 65 zz N m N m 3 10 9 298 g T 3 1057 388 g T cos 2 coscos 2 zm T d T F n gg N10603 20cos203 10 9 2982 3 5 F N10603 20cos263 1057 3882 3 6 F mm25 24 30cos 37 cos ncm K b 112 0 54 20 1 80 15 111 54 20 30cos2 20sin263 cos2 sin cos2 sin cos sin 80 15 30cos2 20sin203 cos2 sin cos2 sin cos sin 33 9 23 33 31 23 bz nb b nz z zmdr zmdr 将已知数据代入公式得到 85 947112 0 25 242 101 210603 418 0 11 418 0 5 5 bz j b FE MPa 85 947112 0 25 242 101 210603 418 0 11 418 0 5 6 bz j b FE MPa 小于 1300 1400 所以合格 5j 6j MPa 5 四档齿轮 29 已知条件 7 3 30 20 cn Km 34 12 43 zz N m N m 3 1014 137 g T 3 1057 388 g T cos 2 coscos 2 zm T d T F n gg N8108 20cos123 1014 1372 3 3 F N8108 20cos343 1057 3882 3 4 F mm25 24 30cos 37 cos ncm K b 143 0 48 9 1 86 26 111 48 9 30cos2 20sin123 cos2 sin cos2 sin cos sin 86 26 30cos2 20sin343 cos2 sin cos2 sin cos sin 33 8 23 33 32 23 bz nb b nz z zmdr zmdr 将已知数据代入公式 3 15 得到 57 936143 0 25 242 101 28108 418 0 11 418 0 5 3 bz j b FE MPa 57 936143 0 25 242 101 28108 418 0 11 418 0 5 4 bz j b FE MPa 都小于 1300 1400 所以合格 3j 4j MPa 4 直齿倒档齿轮接触应力校核 已知条件 24 7 20 3 11 zKm c N m 3 1057 388 g T 将已知数据代入公式 3 15 得到 N21206 20cos133 1057 3882 cos 2 cos 2 3 12 12 12 mz T mz T F gg 30 N21206 20cos233 13 23 1057 3882 cos 2 cos 2 3 13 13 13 mz T mz T F gg N21206 20cos243 13 24 1057 3882 cos 2 cos 2 3 9 11 11 mz T mz T F gg mm213x7 mKb c 171 0 07797 01063 0 31 12 1 20 11 111 211 0 1063 0 1462 0 20 11 1 21 8 111 31 1220sin 2 243 20sin 2 sin 2 80 1120sin 2 233 20sin 2 sin 2 21 8 20sin 2 163 20sin 2 sin 2 913 1312 9 13 12 bz bz b z z mz d mz d mz d 11 1977211 0 212 101 221206 418 0 11 2 418 0 5 12 bz j b FE MPa 11 1977211 0 212 101 221206 418 0 11 2 418 0 5 13 bz j b FE MPa 87 1779171 0 212 101 221206 418 0 11 2 418 0 5 11 bz j b FE MPa 均小于 1900 2000 所以满足设计要求 12j 13j 11j MPa 3 3 轴的结构和尺寸设计 轴是用来传递扭距的关键部件 它也关系着整个变速器的使用寿命 变速器运转时 变速器的轴要承受转矩和弯矩 所以轴要具有很高的刚度和强度以满足要求 如果刚度 不足 轴会由于弯曲作用而变形 直接影响齿轮能否正确啮合 3 3 1 轴的工艺要求 输出轴轴颈一般作为轴承滚道 必须有足够的硬度 满足 HRC58 63 范围内 31 如果轴选用高频或渗碳钢 螺纹部分不要淬硬 防止过脆产生裂纹 如果轴有阶梯形式 尽量使工艺简单 阶梯少 综合考虑轴选用材料为 20 CrMnTi 3 3 2 初选轴的直径 变速器的中心距明确 输出与中间两轴中部直径为 0 45 A 最大直径 输出轴 中间轴 21 018 0 l d 18 0 16 0 l d 输入轴花键部分直径 d 3 16 3 maxe TKd 式中 K 经验系数 发动机转距 N mm maxe T 1 第二轴和中间轴中部直径 0 45 0 6 mmAd 6 0 45 0 48 3680 选取 d 40mm 的取值 l 2 中间轴长度初选 18 0 16 0 l d mm d l250 220 18 0 16 0 mml240 3 第二轴长度初选 21 0 18 0 l d mm d l220 48 190 21 0 18 0 mml210 4 第一轴长度初选 K 4 0 4 6 mmTKd e 48 2516 2254 5 6 40 4 170 6 40 4 3 3 max mmd25 mm18 0 16 0 l d 32 mm d l25 156 89 138 18 0 16 0 mml150 5 轴最小直径的确定 对实心轴 其强度条件为 3 17 2 0 109550 3 3 d n P W T T 式中 轴传递的转矩 N mm 102N m TT 轴的抗扭截面模量 mm3 T W 轴传递的功率 kw 60kw PP 轴的转速 3000 n min rn min r 许用扭转剪应力 MPa 表 3 6 轴常用集中材料的及 A 值 轴的材料Q235 A 20 Q23