轻型客车四档中间轴式变速器设计

1、汽车设计课程设计计算说明书题目：轻型客车四档中间轴式变速器设计院别：xxxxxx专业：xxxxx班级：xxxxxxxx姓 名： xxxxxxxxxxx学 号： xxxxxxxxxxxxxxxxx指导教师： xxxxxxxxxxxxxx二零一五年一月十九日、变速器的功用与组成4 -1 .变速器的组成4 -二、变速器的设计要求与任务 4-2 .变速器的设计要求 4-3 .变速器的设计任务 4-三、变速器齿轮的设计 4-1 .确定挡传动比 4 -2 .各挡传动比的确定 4 -3 .确定中心距6-4 .初选齿轮参数 6-5 .各挡齿数分配 9-错误!未定义书签错误!未定义书签四、变速器的设计计算 -1

2、4 -1.轮齿强度的计算2中间轴的强度校核五、结论 -25 -参考文献-26 -现代汽车除了装有性能优良的发动机外还应该有性能优异的传动系与之匹 配才能将汽车的性能淋漓尽致的发挥出来，因此汽车变速器的设计显得尤为重 要。变速器在发动机和汽车之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比， 可以使发动机在最有利的工况范围内工作。本次设计的是轻型客车变速器设计。 它的布置方案采用四档中间轴式、同步 器换挡，并对倒挡齿轮和拨叉进行合理布置， 前进挡采用圆柱斜齿轮、倒档采用 圆柱直齿轮。两轴式布置形式缩短了变速器轴向尺寸，在保证挡数不变的情况下， 减少齿轮数目，从而使变速器结构更加紧凑。首先利用已知参数

3、确定变速器各挡传动比、中心矩，然后确定齿轮的模数、 压力角、齿宽等参数。由中心矩确定箱体的长度、高度和中间轴及二轴的轴径， 然后对中间轴和各挡齿轮进行校核， 验证各部件选取的可靠性。最后绘制装配图 及零件图。设计结论表明，变速器齿轮及各轴尺寸确定，各轴强度的校核满足设计要求， 设计结构合理。关键词：轻型客车、四档变速器、中间轴式、同步器变速器的组成1.变速器的组成速器通常设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空档，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输 出。手动变速器基本上是由齿轮、轴、轴承、同步器等动力传动部件组成。变速器能使汽车以非常低的稳定车

4、速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最 低稳定转速是难以达到的。变速器的倒档使汽车可以倒退行驶； 其空档使汽车在 启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离。变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。 根据需要，还可以加装动力输出 器。按传动比变化方式，变速器可以分为有级式、无级式和综合式三种。变速器二、变速器设计要求与任务1 .变速器的设计要求 正确地选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比作优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。 设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；使汽车可以倒退行驶。 体积小、质量小、承载能力强、使用寿命长、工作可靠。

5、 操纵简单、准确、轻便、迅速。 传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。 制造工艺性好、造价低廉、维修方便。 贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。 需要时应设置动力输出装置。2 .变速器的设计任务1）同步器换挡，进行所有齿轮参数的设计和计算2）对一挡齿轮的接触强度和弯曲应力进行校核，以及中间轴的强度校核；3）绘制常啮合齿轮和中间轴的 cad图。发动机取大转矩（nm）160最高车速（km/h）100汽车思质量（kg）2270额定转速（r/min）3800爬坡度（%）30车轮滚动半径（m）0.33主减速比5.1驱动轮上法向作用力（n）10810道路最大阻力系数

6、0.278汽车传动系的传动效率0.9三、变速器齿轮的设计1.确定一挡传动比本设计最高档位是四档，传动比为1.0。考虑到汽车在平坦硬路面上行驶时 的燃油经济性，变速器的最高档位多为直接档（传动比为1）或超速档（传动比小于1）。这时汽车的动力性及燃油经济性由发动机及驱动桥减速比决定。变速 器低档（一档，有时还有爬坡档）的传动比则决定了汽车的最大爬坡度。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。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，查文献1, 4-1可

7、知：temaxig1 i0 tmg fcosmax sinmax mgmax（3.1）rr式中：m 一汽车总质量；g 一重力加速度；max一道路最大阻力系数；r r 驱动车轮的滚动半径；temax 一发动机最大转矩；i0 一主减速比；t 一汽车传动系的传动效率；max 一最大爬坡度；f 一滚动阻力系数；ig1变速器一档传动比。 g则由最大爬坡度要求的变速器一档传动比查文献1, 4-4可知：ig1 mg maxrr（3.2）temaxi0 t2270 9.8 0.278 0.33160 5.1 0.9=2.7789根据驱动车轮与路面的附着条件有:temaxi g1 i0 t式中：g2一汽车满载静

8、止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，计算时取70%mg;一道路的附着系数，计算时取0.5 0.6。求得的变速器一档传动比查文献1, 4-4可知：g2 rrte max i 070% 22709.80.6 0.33160 5.1 0.9=4.1984变速器一档传动比的范围为:2.7789 ia1 4.1984g i根据本设计要求的具体情况和上述条件可以初选一档传动比i g1 3.825。g2 .各挡传动比的确定变速器最高档的传动比ign与最低档的传动比ig1确定以后，中间各档的传动比理论上是按公比查文献1, 4-4可知：g1q n 1q ign的几何级数排列，式中n为档位数(n 4),四档传动比i

9、gn1.00g1gn13.8251 1.00=1.5639ig2ig1ig3ig 4qigi-2 q1.003.8252.44581.56393.825 2 1.5639 1.5639实际上各档传动比之间的排列与几何级数排列略有出入，因齿数为整数且常 用档位间的公比应小些，以便于换档。另外还要考虑与发动机参数的合理配合。因此初选各档传动比: 一档传动比ig1 3.825二档传动比ig2 2.732三档传动比ig3 1.397四档传动比ig4 1.003 .确定中心距对中间轴式四档变速器而言，其中心距系指第一、第二中心线与中间轴中心线之间的距离。变速器的中心距对其尺寸及质量的大小有直接影响，它也

10、代表着变(3.6)速器的承载能力。三轴式变速器的中心距a,可根据对已有变速器的统计数据而 得出经验公式进行初选，查文献1, 4-4可知：a k3temaxig1 g式中：k中心距系数，轿车取 k=8.99.3,货车取k=8.69.6,多档变速器取k=9.511;temax一发动机最大转矩，n - m；ig1变速器一档传动比;g变速器的传动效率，取 ga 0.96。g本设计变速器的中心距为:k i temax i g1 g9.13 160 3.825 0.96=76mm符合乘用车变速器的中心距变化范围6580mm。初选：a=76mm变速器的横向外型尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间(过度)齿轮和换

11、档 机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为(3.03.4)a。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用：四档(2.2 2.7)a五档(2.7 3.0)a六档(3.2 3.5) a当变速器选用的档数和同步器时，上述中心距应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距a最好为正数。轴向尺寸处取 2.6a 2.6 76 198 mm4 .初选齿轮参数(1)模数：对轻型客车，对舒适性和操纵稳定性要求较高， 故齿轮模数大小要适合；从 工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。选取齿轮模数时一般遵守的原则是在变速器中心距相同的条件下，

12、选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加， 并 减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数， 同时增加齿宽；为使质量小 些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模 数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数；变速器低档齿轮应选用大些 的模数，其它档位选用另一种模数。变速器用齿轮模数的范围见表：汽车变速器齿轮的法向模数 mn车型轻型客车发动机排量v/l货车的最大总质量mg/t1.0 v1.61.6v2.56.0 ma14.0 g模数mn /mm2.252.752.753.003.504.504.506.0所选模数值应符合国家标准

13、gb/t1357-1987的规定，一档齿轮初选m=2.75mm；其它档位初选mn 2.5 mm(2)压力角理论上对于轻型客车，为加大重合度降低噪声应取用 14.5、15、16、 16.5。等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5或25。等 大些的压力角。国家规定的标准压力角为20。，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。(3)螺旋角随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮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，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的 轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴

14、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。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设 计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。从提高低档齿轮的抗弯强度出发，以 15 25 ,宜取 25o(4)齿顶高系数：在齿轮加工精度提高以后，在我国齿顶高系数为1.00。(5)根据模数的大小选定齿宽：通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽：直齿b km,(为齿宽系数，取为4.58.0,=6.0b 6.5 2.75 18mm斜齿 b hmn, kc取为 6.08.5, kc=8.0b 8.0 2.5 20mm5.各挡齿数分配图3.7四档变速器传动方案简图一档传动比:iiz2z7z1z8(3

15、.8)先求其齿数合zh,再求z7和z8的齿数，就可以确定一档传动比。2a直齿斜齿zh m2acoszhmn计算后取zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小z7三齿轮的齿数尽可能取少些，以便使 z8的传动比大些，在ii一定的条件下，zi的 传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴 的前轴承保证轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴承孔的限制和装配的可能性，该齿轮齿数又不易取多。乘用车中间轴式变速器一档传动比ii=3.53.8时，中间轴上一档齿数可在z8=1517之间选取，货车可在1217之间选用 档大齿轮齿数用z7 zh z8计算求得由公式（3.

16、9）得：2azh m2 762.75初选 z8=17,则 z7 zh对中心距进行修正：56z8 =56 - 17 = 39a曳m256 2.752=77 mm常啮合传动齿轮副的齿数由公式（3.9）求出常啮合传动齿轮的传动比红 1 电（3.10）4z7而常啮合传动齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，查文献2, 3-3可知:(3.11)amn(z z2)a2 cos解方程式（3.10）和式（3.11）求zi与z2,乙、z2都应取整数；然后核算一档传动比，最后根据所确定的齿数，按式（3.11）算出精确的螺旋角。z2z1联立公式（3.10）和公式（3.11）得:.z811 z7mn(z1z2)2 co

17、sz2解方程组4773.82517392.5(4 z2)2cos25至 1.6673 zizi z2 55.8286解得:乙 21z2 35由公式（3.11）算出精确的螺旋角:mn(z1 z2)2 cosarccosmn (乙 z2)2a2.5 56=arccos 2 77= 24.62=24 37 12确定其它各档的齿数二档齿轮是斜齿轮，螺旋角6与常啮合齿轮的2不同时，查文献2,知:z5.4i2 -z6z2emn(z5 z6)而an_l_5叱初选620 ,由公式（3.12）和公式（3.13）得:3-3可(3.(12)(3.(13)2cos 6z5. zi一 i2 一z6z2mn(z5 z6)

18、a2 cos 6至 2.73221解方程组3577 2.5忆 4) 2cos20马 1.6392z6z5 z 58解得：z5 36z6 22三档齿轮是斜齿轮，螺旋角4与常啮合齿轮的2个同时，亘 ig3 亘（3.15）z4z2而a mn(z5 z6)(3.16)2cos 6查义献2, 3-3可知：4 26 ,由公式(3.15)和式(3.16)得：三i二 ig3 z4z2mn(z3 z4) a2 cos 4至 1.39721解方程组z43577 2.5(z3 z4) 2cos26亘 0.8382 z4z3 z456解得：z3 25z4 31确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档相近。倒档齿轮

19、z10的齿数，一般在2128之问，初选zio=26,计算出中间轴与倒档轴的中心距 a,查文献2, 3-3可知：1 a m(z8 zio)(3.18)2由公式(3.18)得：-1 ，a - m(z8 z10)1-2.75 (17 26)=59.125 mm为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间保持有de82de90.5mm以上的间隙，查文献2, 3-3可知，齿轮9的齿顶圆直径de9应为：de90.5e9a(3.19)22a de8 1齿轮8的齿顶圆直径de8d8 z8m =17x2.75 =46.75mmha(f0 )m (1.0 0)2.75 2.75 mmde8 d8

20、2ha 46.75 2 2.75 52.25 mm由公式(3.19)得de9 2a de8 1=2x59.125-52.25-1=65mm由de9 d9 2ha可得：d9de9 2ha65 2 2.75 59.5 mm59.52.7522.6z9齿轮圆整至z9 23变速器倒档传动比：. z2 z10 z7 irzl z8 z935 26 39 4.32221 17 233-3可知：，计算倒档轴与第二轴的中心距 a查文献2,a*72 1z9)-2.75 (39 23)=85 mm确定各档齿数后重新计算各档传动比一档 ii 卫 z735-9 3.824zi z821 17二档 i2 马马 35w

21、2.727zi z621 22三档 i3 卫刍 35 25 1.344zi z421 31四档i41.00倒档ir卫包亘 3526个4.322z1 z8 z921 17 23四、齿轮校核1.轮齿强度的计算变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落(点蚀)、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。变速器在工作时，齿轮受到较大的冲击载荷作用； 一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压造成齿面点蚀；换档瞬间在齿轮端部产生冲击 载荷。所以需要对齿轮进行计算和校荷。4.1齿轮弯曲强度计算（1） 一档直齿轮弯曲应力w,查文献2, 3-4可知:(4.1)fik kfbty式中:w一弯曲应力（mpa）;2tft圆周力

22、（n）, fi ;tg为计算载荷（n-mm）; d为节圆直径（mm）; dk 应力集中系数，k =1.65;kf摩擦力影响系数，主动齿轮 kf =1.1,从动齿轮kf=0.9;b一齿宽（mm）;t一端面齿距，t m；一齿形系数，=0.46因为齿轮节圆直径d mz,式中z为齿数，所以将上述有关参数带入式（4.1） 后得2tgk kfw g 3 -（4.2）m zkcc当计算载荷tg取作用到变速器第一轴上的最大转距temax时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400800mpa,查文献2, 3-4可知，w=600 mpa。由公式（4.2）得：2tgk kfw一 3-m zkc2 160 103 1.6

23、5 0.9=32.7543 2 0.46=183.85mpa w满足设计要求。（2）二档斜齿轮弯曲应力 w,查文献2, 3-4可知：f1kwbt kw一弯曲应力（mpa）;一2t ft圆周力（n）, fi ;tg为计算载荷（n-mm）; d为节圆直径（mm）; dd mn z/cos ;一斜齿轮螺旋角（ ）,二20。；k 应力集中系数，k =1.50;b一齿宽（mm）;t一法向齿距，tmn ;一齿形系数，=0.47k 一重合度影响系数，k=2.0。将上述有关参数带入公式（4.3）,整理后得到斜齿轮弯曲应力为:2tq cos kgw3z mn k当计算载荷tg取作用到变速器第一轴上的最大转距te

24、max时，斜齿轮许用弯g曲应力在 180350mpa,查文献2, 3-4可知，w=320 mpa。由公式（4.4）得：2tg cos k w3z mn k一 一一 一 3一一2 160 103 cos20 1.50=340 2.5 0.47 2.0=244.38mpa w满足设计要求。4.2轮齿接触应力j 0.418jfe （4.5）,b zb式中：j一轮齿的接触应力（mpa）;表4.1变速器齿轮的许用接触应力j(mpa)齿 轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿一档和倒档齿轮19002000轮9501000常啮合齿轮和高档齿轮13001400650700f一齿面上的法向力(n), ffjcos cos;f

25、i为圆周力;斜齿轮螺旋角( );e 一齿轮材料的弹性模量(mpa) , e 2.1 105mpab 一齿轮接触的实际宽度(mm);z一主动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮rz sin,斜齿轮rz sin/ cos2;b 一从动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮rb sin,将作用在变速器第一轴上的载荷用接触应力斜齿轮rb sinc cos2；temax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许j查文献2, 3-4可知,见表4.1计算二轴一档直齿轮接触应力jfi2tgd-32 0.5 160 101353.1n118.25f1 cos1353.1 cos201439.94 nrz sin24.75

26、sin 208.465 mm% sin59.125sin 2020.223 mm由公式(4.5)得:j 0.418fe 11b z b51763.87 2.1 1051188.465 20.2230.418=145.73 mpa j满足设计要求。本设计变速器齿轮材料采用 20crmnti ,并进行渗碳处理，大大提高齿轮的 耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。2.中间轴的强度校核变速器在工作时，由于齿轮上的圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。 因为刚度不足会产生 弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均 有不利影

27、响。因此，在设计变速器时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合 为前提条件。(1)初选轴的直径在已知中间轴式变速器的中心距 a时，第二轴和中间轴中部直径d 0.45a, 三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径 d可根据中心距a按下式初选。d (0.45 0.60)a (mm)初选二轴中部直径d 0.45 81.125 36.506mm,圆整至d 39mm。(2)按弯扭合成强度条件计算计算二轴一档齿轮啮合的圆周力 ft、径向力fr和轴向力fa。查文献2, 3-4 可知：ft2temax i(4.6)fr2temax i tand cos(4.(7)(4.(8)d2temax tan d式中：i

28、至计算齿轮的传动比;d一计算齿轮的节圆直径，mm； 一节点处压力角；一螺旋角图4.1二轴结构简图因为二轴一档齿轮是直齿轮，所以0,轴向力fa 0图4.1为变速器二轴结构简图fnvfnh1fnv1 i2fnh2产a)b) 1liftfrl2l3fnhifnh2ftmh | 11 ltmhe）如图4.2所示，由公式（4.6）由公式（4.7）垂直力计算:fnv1fnv2frmvwui1uiiiiii皿皿1m,-hllllllyttc)d)图4,2轴的载荷分析图i截面为危险截面算二轴一档齿轮所受圆周力 ft为：d mz 2.75 39 107.25 mm2temax it d32 160 103.82

29、4115.5=10594.63n算二轴一档齿轮所受径向力 fr为：fr2t e max i tand cos_3_=2 160 10 tan 20115.5 1=1008.40 nfr l2 fnv1 (l1l2) 0 1008.40 28 fnv1 (168 28) 01008.40 28f nv1z168 28=144.06n864.34nfnv2 fr fnv1 1008.40 144.06水平力计算:fal2f nh1 ( l1l2)10594.6328 fnhi(16828) 0f nh 110594.63168 2828弯矩计算:=1513.52nfa f 10594.63 151

30、3.52 9081.11 n a nh 1mvmhfnv1 l1 144.06 168 24202.08 n mmfnh1 l1 1513.52 168 254271.36 n mm计算转矩：tjtemax i1160e max 1103 3.824 611840 n - mm作用在齿轮上的fr和fa使轴在铅垂面内弯曲变形并产生垂向挠度fc；而ft使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度fs。在求得各支点的铅垂反力和水平反力后，计算相应的垂向弯矩 mc和水平弯矩ms。则在弯矩和转矩联合作用下的轴向应力查文献2, 3-4可知:(mpa)(4.8)m 32 mwwd3式中：m ms2m2 tj2tj计

31、算转矩，n - mm;d一轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；ww弯曲截面系数，mm3;m s在计算断面处轴的水平弯矩，n - mm；mc在计算断面出轴的垂向弯矩，n mm；一许用应力，在低档工作时查文献2, 3-4可知400 mpa.m jm： m2 tj2 v24202.082254271.362 6118402 663014.2 n - mm 由公式（4.8）得：m 32m 3- wwd32 663014.2 393=113.85mpa.对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度fc和轴断面在水平面内的转角。前者改变了齿轮中心距并破坏了其正确啮合；后者使大、小齿轮相互歪斜，如图（4 所示，

32、易导致沿齿长方向压力分布不均匀。一“f41y1s 、3,4sa）b）a）轴在垂直面内的变形b）轴在水平面内的变形图4.3变速器轴的变形简图变速器齿轮在轴上的位置如图（4.4）所示时，若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为，查文献2, 3-4可知：式中:fcfs2.2fa b3eil2. 2f2a b3eil(4.(10)f1ab(b a)3eil(4.(11)f1一齿轮齿宽中间平面上的径向力（n）;f2一齿轮齿宽中间平面上的圆周力（n;）e一弹性模量(mpa) ,e 2,1 105 mpa;i 一惯性矩（mm4）,对于实心轴，i d4 / 64 ;d一轴的直径，花键处按平均直径

33、计算;a、b一为齿轮上的作用力距支座 a、b的距离（mm）;l一支座间的距离（mm）。图4.4变速器轴的挠度和转角查文献2, 3-4可知，轴的合成挠度为:fs2f 0.20 mm(4.计算惯性矩i :d464393- 113503.2 mm464计算垂直面内挠度fc c由公式（4.9）得:f1a2b2 fc 3eil_ _ 22二 1008.40 202263 2.1 105 113503.2 228=0.00171mm计算水平面内挠度fs由公式（4.10）得： 一 2 2 f2a b f s3eil10594.63 2022 262=53 2.1 10 113503.2 228=0.0179mm计算轴的转角，由