变速器课程设计

1、目录一、机械式变速器的概述及其方案的确定21 、变速器的功用和要求22、变速器传动方案及简图23、倒档的布置方案3二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计41、变速器的主要参数选择42、齿轮参数53、各档传动比及其齿轮齿数的确定64、轮的受力和强度校核8三、轴和轴承的设计与校核121 、轴的工艺要求122 、轴的设计123 、轴的校核134 、轴承的选择和校核17一. 机械式变速器的概述及其方案的确定（一） 变速器的功用和要求 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

2、倒车以及使发动机和传动系能够分离， 变速器具有倒档 和空档。在有动力输出需要时，还应有功率输出装置。对变速器的主要要求是：1. 应保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时，根据汽 车载重量、 发动机参数及汽车使用要求， 选择合理的变速器档数及传动比， 来满 足这一要求。2. 工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳档、 乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度，提高行驶安全性，操 纵轻便的要求日益显得重要， 这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、 半自 动换档来实现。3. 重量轻、体积小。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优 质钢材，采用合理

3、的热处理， 设计合适的齿形， 提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱 轴承可以减小中心距。4. 传动效率高。为减小齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造精 度和安装质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率。 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数， 提高制造精度和安装刚性可减 小齿轮的噪声。（二）变速器传动方案及简图下图 a 所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合 齿轮传动。下图 b、c、d 所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；下图 d 所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内， 这样布置除可以 提高轴的刚度， 减少齿轮磨损和降低工作噪声外， 还可以在不需要

4、超速档的条件 下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。中间轴式五档变速器传动方案（三）、倒档的布置方案下图为常见的倒挡布置方案。下图 b所示方案的优点是换倒挡时利用了中 间轴上的一挡齿轮，因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，使换挡困难下图c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合 理。下图d所示方案针对前者的缺点做了修改， 因而取代了下图c所示方案。图 下图e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。下图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮， 换挡更为轻便。为了充分利用空间， 缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用下图g所示方案。其缺点是

5、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。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是 中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当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，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮， 这样 做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传 动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠 近轴的支承处。本设计选用下图f的布置方案n.fjtl变速器倒档传动方案二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计（一）变速器主要参数考虑到车的最高车速只有75km/h,所以本

6、变速器选择6档设计。设计要求的数据有：载货量：6t最大总质量：11t最高车速：75km/h比功率：10kw- t-1比转矩：33Nm- t-1根据以上数据可求得：最大功率：=Pemax=i20kW最大转矩：Te max =380 N. m发动机的转速n 3800 r / min最咼档一般为直接档i6 =1，取车轮半径选用r =509mm 取主减速器的传动比为：i0 =9变速器的各挡传动比为：123456倒档112 3.8013 2.4314 1.56、中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距、应能保证齿轮的强度。根据经验公式初定：A Ka3 TemaJl g式中K A-中心距系

7、数。对轿车，K A =；对货车，K A = ；Temax为发动机最大转矩；h为变速器一档传动比g为变速器传动效率，取96%取KA 9.0代入数据求得：A 100.52mm三、轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。轿车四档变速器壳体的轴向尺寸。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档A五档A 六档A当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数&应取给出系数的上限。为方便A取整，得壳体的轴向尺寸是3 55 165mm变速器壳体的最终轴向 尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。（二八齿轮参数（1 ）齿轮模数根据最大质量在14t的货车变速器齿

8、轮的法向模数为选取mn 4.0（2）压力角a、螺旋角B和齿宽b压力角选取国家规定的标准压力角200螺旋角根据货车变速器的可选范围为180260选取200齿轮的b kcmn根据斜齿轮的kc 6.0 8.5 取& 7.0贝Ub 7 4 28mm1. 确定一档齿轮的齿数一档传动比igi乙Z9(2-1 )Z1 Z10为了确定Z9和Z10的齿数,先求其齿数和Zh:(2-2)五档变速器示意图Z 込J h mn其中A =、mn 4 ；故有 Zh 50.26 。中间轴上一档的齿轮的齿数可在1217之间选用，现选用召0 15则z 36 上面根据初选的A及mn计算出的Zh不是整数，将其调整为整数后，这时应

9、从Z及齿轮变位系数反过来计算中心距 A,再以这个修正后的中心距作为以 后计算的依据。这里Zh修正为51则由式（2-2）反推得A=102mm2、确定常啮合齿轮副的齿数由式（2-1 ）求出常啮合齿轮的传动比互i1旦 （2-3）ZZ9代入数据得:Z2Z2.5而常啮合齿轮传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即:mn(Z Z2)(2-4)2 cos解方程（2-3 ）和（2-4 ）并取整得z, 14z2 353、确定其他挡位齿轮的齿数二挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数，故有：(2-5)(2-6)mn(Z7Z8)2 cos由式（2-5）和式（2-6）代入数据解方程并取整得：z8 20、z7 29用同上

10、面的方法可以算出：三挡：Z5 24 Z6 25四挡：z 11z4 18五档：z 244 、确定倒档齿轮的齿数一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比ir取。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取Z12 13。而通常情况下，倒档轴齿轮 Z13取2123，此处取Z13=23。Z11Z13 Z2irZ13Z12Z1可计算出乙119 o故可得出中间轴与倒档轴的中心距1Amn（z12 乙3） 72mm而倒档轴与第二轴的中心距:A1尹（ «） 84mm5 、齿轮变位为计算方便一档、二档和倒档的主从动齿轮变位系数统一选和，其他档位统一选和六、各档齿轮的参数设计

11、（下列各式中：齿形角为200、f0齿顶高系数为、c径向间隙系数为、r齿顶圆半径为、为变位系数、d分度圆直径、ha齿顶高、hf齿根高、h齿全高、da齿顶圆直径、df齿根圆直径、db基圆直径，其中右上角 标有如“ a ”“ a ”分别表示主动轮和从动轮）由公式：d zm、 ha （ f0 ）m、 hf （fo c ）m、 h （2 f0 c）m、 da d 2ha、df d 2hf db d cos分别代入数据可以求得各档齿轮主、从动齿 轮参数如下（单位mm）一档：d1 60d1 144 da1 76 da1 160 df1 52 df1 136db156.4db1 135.3二档：d280d2

12、116d a2 96da 2 132d f 272df2 108db275.2db2 109三档：d3100d396da3 109.6da3 105.6d f 385.6d f 381.6db394db3 90.2四档：d4106.3d4 102da4115.9da4 111.6df 491.9d f 487.6db4 100db4 95.8五档：d5102d5102da5 111.6da5 111.6d f 587.6d f 587.6db5 95.8db5 95.8倒档：dr52dr 92dar 68dar108dfr44dfr 84dbr48.9dbr 86.5齿轮的受力和强度校核(四)

13、、对于斜齿轮:1 、各档齿轮受力:(1) 对于直齿轮:圆周力：Ft2T圆周力:d径向力：FrFt tan径向力:法向力：FnFt法向力:cos为螺旋角d为分度圆直径，为压力角，FtFrFn式中T为转矩,2TdFt tanCOSFt tan故对于一档主动齿轮:圆周力：匸2Temax3 i1八1丿IJ丿J t1d1径向力：Fr1Ft1 tan2.934310 N法向力：Fn1Ft1 tan3.12210 Ncos一档从动齿轮:圆周力：F-2Temax3.36 103Ntidi径向力：Ft2Ft1 tan31.22 10 N法向力：Fn1Fti1.30 10 Ncos二档主动齿轮：圆周力：Ft22T

14、emaxd236.05 10 N径向力：Fr2Ft2 tan9m Ncos厶.OH-1 U lx法向力：Fn2Ft2 tan2.2 10 N二档从动齿轮：圆周力：Ft22Te maxd24.17 103N径向力：Fr2Ft 2 tan161 103 ncos1.6110 N法向力：Fn2Ft2 tan31.52 10 N三档主动齿轮：圆周力：Ft32Temax4.84 1 03Nd3径向力：Fr3Ft3 tan3-1.87 10 Ncos法向力：Fn3Ft3 tan1.76 10 N三档从动齿轮：圆周力：Ft32T emaxd35.05 10 N径向力：Fr3Ft3 tan-1.95 103N

15、cos法向力：Fn3Ft3 tan1.84 10 N四档主动齿轮：圆周力：Ft42Te maxd44.55 10 N径向力：F r4Ft4 tan-1.76 103Ncos法向力：Fn4Ft4 tan1.66 10 N圆周力：Ft42T e maxd44.75 10)3n径向力：Fr4Ft4 tan1 83103Ncos法向力：Fn4Ft4 tan1.73103N五档主动齿轮：圆周力：Ft52T e max4.75 10)3nd5径向力：Fr5Ft5 tan1.73103Ncos法向力：Fn5Ft5 tan1.84103N五档从动齿轮：圆周力：Ft52Te maxd54.75 10)3n径向力

16、：F r5Ft5 tanA 7Q103Ncos1. 7 3法向力：Fn5Ft5 tan1.84103N倒档主动齿轮：圆周力：匚2Temax9.10 103nF trdr径向力：FrrFtr tan3 52103Ncos3.52法向力：F nrFtr tan3.32103N倒档从动齿轮：圆周力：Ftr2Temaxdr5.14 103n径向力：FrrFtr tan4 QQ103Ncos1.99法向力：F nrFtr tan1.88103N四档从动齿轮:2 、强度校核选取一档直齿轮来进行校核:(1)、弯曲应力n r -II 兰直齿轮的弯曲应力F1K Kf2TgK Kfbtybdty（式中Tg为作用在

17、变速器第一轴上的转矩，K为应力集中系数，Kf为摩擦影响系数，b为齿宽，t m，y为齿形系数可由右图查）对于主动轮取：K 1.65Kf 1.1 Tg Temax 241.89N m b2Tg. K K f代入 w g -得 w 632.02MPa bdty对于从动轮取：K 1.65 Kf 0.9d 144mm t m y 0.142Tg K K f代入 w g -得 w 510.95MPabdty28mmd60mm tm y 0.21TgTemax241.89N mb 28mm对于一档直齿轮许用弯曲应力在 400 850MPa内,而主、从动齿轮的最大弯曲应 力都小于此范围，故弯曲强度适合。（2）

18、、接触应力直齿轮的接触应力：j 0.418FbE(1z 1b)式中F为齿面上的法向力，F F/cos ； F1为圆周力；F1 2Tg /d ； Tg为计算载荷；d为节圆直径； 为节点处压力角；E为齿轮材料的弹性模量；b为齿轮接 触的实际宽度； z、 b为主、从动轮的节点处的曲率半径；z rzsin 、b rbsin ； rz、£为主、从动轮节圆半径。此处 Tg Temax 241.89N m、d 60mm、E 2.6 105、b 28mm、200、b 28mm、rz 30、圧 72代入 j 0.418FE （丄解得 jj b ' z b）j对于渗碳的变速器齿轮一档齿轮其许用接

19、触应力在19002000MPa本设计中一档齿轮最大应力小于此范围，故接触强度适合。三、轴和轴承的设计与校核（一）轴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14。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HRC5&63,表面光洁度不低于 815。对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于 7,并定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度16。对于采用高频或渗碳钢的轴，

20、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17。（二）轴的设计已知中间轴式变速器中心距 A 102m m，第二轴和中间轴中部直径d 0.45 0.60 A，轴的最大直径d和支承距离L的比值：对中间轴，d/L=；对第二轴，d/L。第一轴花键部分直径d （mm可按下式初选d K3Temax（）式中：K 经验系数，K=；Temax发动机最大转矩（）。第一轴花键部分直径 d1 4.04.6 3 241.89 24.92 28.66mm 取d! 25mrp第二轴直径 d20.450.60 102 45.9 61.2mm 取 d? 50mm ;中 间轴直径第二

21、轴：d2 0.180.21 ；第一轴及中间轴：dl 0.160.18L2L1第二轴支承之间的长度 L2 238.1 277.78MM 取L2 250MM ;中间轴支承之间的长度L 277.783125mm取L 300 ,第一轴支承之间的长度L 14444 162.5mm取 J 150mm-r 严0轴的尺寸图（三）轴的校核取中间轴来校核1.轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为S,可分别用下式、计算Fa2b23EIL64Fra2b23 ELd 4Fta2b64Fta2b23EIL43 ELd式中：Fr齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；Ft 齿轮齿宽中间平面上的圆周力（

22、N）;5E 弹性模量（MR）, E=X 10 MP;I 惯性矩（m）,对于实心轴，1 d4/64 ； d 轴的直径（mr）花键处3 ELd4Frab b a3EIL64Fra b b a按平均直径计算；a、b 齿轮上的作用力距支座 A、B的距离（mr）L 支座间的距离（mr）轴的全挠度为f . fc2 fs2 0.2 mm轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc二，fs =。齿轮所在平面的转角不应超过。一档时：FM 2930N、Fti 8060N、d50mm、a1201mm、0 99mmL 300mm将以上数据分别代入、式算得:fc1 0.014 0.05 0.10mmfs1 0.037 0.1

23、0 0.15mmf1. fc12fs120.040 0.2mm10.00047 0.002rad50mm、a3181mm、b3119mm三档时：Fr3 1870N、Ft3 4840 N、dL 300mmfc3 0.009 0.05 0.10mm将以上数据分别代入、式算得:0.024 0.10 0.15mm0.025 0.2mm30.00007 0.002rad五档时：Fr5 1730N、Ft54750N、d 50mm、a5 77mm、b5 223mmL 300mm0.005 0.05 0.10mm将以上数据分别代入、式算得:0.016 0.2mmJ 0.015 0.10 0.15mm50.00

24、005 0.002rad倒档时：Frr3500N、Ftr9100N、d50mm、ar 223mm、br 77mmL 300mmfc5 0.013 0.05 0.10mm将以上数据分别代入、式算得:*0.034 0.10 0.15mm22f5. fc5 fs5 0.022 0.2mm50.00026 0.002rad所以轴的刚度适合要求2、轴的强度计算因为一档的挠度高大，所以校核一档时的强度F'r5F'rlLiL2Lb鼻L Hh-1、求水平面内支反力Rha、Rhb和弯矩MhcHDFt5 L1RHB LFti(LiL2)由以上两式可得：Rha285.24N、Rhb 3595.24NM HC 19111.08N mm、M HD 240881.08N mm2、求垂直面内支反力FVa、Rvb和弯矩Mvc、MvdR/a + Rvb = Fr 5 + Fr1L2RVBL1Fr5 L1Fa5d5Fr12由以上两式可得:Rva 4141.24N、R/b 8668.76NMVC 75784692N mm Mvd 580806.92N mmMcM 2hc2 2 M vcT5MdM HDM2 t2VD532MC32794.66cd30.253D32MD32672.37d30.253按第三强度理论得:794.66N m672.37N m51.13MPa