三轴五档金龙客车变速器设计说明书.docx

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三轴五档金龙客车变速器设计说明书

1设计任务

本设计要求设计变速器型号为金龙客车XMQ6931G，该型号客车已经有了成品，在金龙客车的官网上可以查出，该型号客车所采用的发动机为广西玉柴机器集团有限公司所设计生产的型号为YC6J220-30的发动机，成品车采用的变速器为綦江齿轮传动有限公司设计生产的五档变速箱，根据成品车的相关数据，决定本设计中拟设计的客车为6档（5+1）,金龙汽车所用轮胎配件多为佳通品牌型号为255/70R22.5的轮胎，轮胎外径为938mm。

图1金龙XMQ6931G客车效果图

在本设计中，由相关的成品尺寸，得出设计参数如下：

金龙牌XMQ6931G客车变速器设计（5＋1）档

发动机:

Memax=800N·m；

最大输出功率：

162Kw

车速：

Vmax=90Km/h；

额定转速：

n=2500r/min；

车轮滚动半径：

R0=0.469m；

汽车总质量：

9000Kg；

主减速比：

i0=3.33；

设计要求：

采用中间轴式，全同步器换档，要进行齿轮参数设计计算，对一档齿轮的接触强度、弯曲应力进行校核计算。

2变速器方案选择

对于某些轿车和货车的变速器，在较好的路面状况和空载行驶时使用超速档。

采用传动比小于1（0.7~0.8）的超速档，可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。

但在本例中鉴于所设计的车辆为载客型客车，因此最高档设为传动比为1的直接档进行工作。

本设计中采用轴式变速器设计，三轴式变速器如图2所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、第二轴同心。

在传递动力过程中将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩称为直接档，在这种情况下，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴直接传递转矩。

直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器优势所在，易于在良好的路况下节约燃油。

其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩。

因此，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档传动比，这是三轴式变速器的另一主要优势。

三轴式变速器存在的最大缺点是除直接档以外其他各档的传动效率有所下降。

图2中间轴式汽车变速器

1-第一轴；2-第二轴；3-中间轴

本例中，设计的档位示意图如下图3所示：

图3变速器档位示意图

变速器拟采用图4所示的多支承结构方案，这样的结构方案能提高轴的刚度，方案中的倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，此方案布置不仅可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声，有效减少变速器的体积，而且可以在不需要超速挡的条件下，形成一个只有五个前进挡的变速器。

图4中间轴式五档变速器

在上述的设计方案中，图5为常见的倒挡布置方案。

图5b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。

图5c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。

图5d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了图5c所示方案。

图5e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。

图5f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图5g所示方案。

其缺点是倒挡须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。

本设计采用图5f所示的传动方案。

同时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，但考虑到变速器在使用过程中或者说汽车的行驶过程中使用倒挡的时间非常短，从这点出发进行设计不妨将一挡布置在靠近轴的支承处。

图5倒挡方案的选择

3变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在使用性能、制造条件、维护方便等方面的要求。

在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。

在齿轮型式上，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；缺点是制造时稍复杂，工作时有轴向力，并会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。

但因其优点显著，因此变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。

而倒挡一般使用时间都很少，速度又低，可以不必使用斜齿啮合，且因为倒档挂档时车都是完全处于静止状态，因而没有必要使用同步器，而倒档采用直齿啮合恰好可以适合直接挂挡。

因此倒挡处采用直齿圆柱齿轮，此时一档因需与倒挡齿轮啮合因此也采用直齿圆柱齿轮。

在换档结构型式上，采用同步器换档可保证齿轮在换档时不受冲击，使齿轮强度得以充分发挥，同时操纵轻便，缩短了换档时间，从而提高了汽车的加速性、经济性和行驶安全性，此外，该种型式还有利于实现操纵自动化。

目前，同步器广泛应用于各式变速器中，因此在本课题设计中采用同步器换挡结构设计。

在变速器轴承选用上，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。

第一轴常啮合齿轮的内腔尺寸足够时，可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承，在本设计中采用圆柱滚子轴承。

变速器第一轴、第二轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承本设计中采用球轴承。

滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。

在本设计中，变速器采用圆锥滚子轴承虽然直径较小、宽度较宽并因而可承受高负荷、容量，但由于在使用过程中需要调整预紧、而且磨损后承载的轴易受到影响歪斜而影响齿轮正确啮合，在本设计中不考虑采用圆锥滚子轴承。

4变速器主要参数的选择

4.1档数与传动比选择

选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、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

则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为

式中m—汽车总质量；

g—重力加速度；

ψmax—道路最大阻力系数；

rr—驱动轮的滚动半径；

Temax—发动机最大转矩；

i0—主减速比；

η—汽车传动系的传动效率。

根据驱动车轮与路面的附着条件

求得的变速器Ⅰ档传动比为：

式中G2—汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷；

φ—路面的附着系数，计算时取φ=0.5~0.6。

由已知条件：

满载质量9000kg；

rr=469mm；

Temax=800Nm；

i0=3.33；

η=0.95。

根据公式可得：

igI=6.11。

直接档的的传动比一般为1，本设计中五档即为直接档。

中间档的传动比理论上按公比为：

的等比数列，实际上与理论上略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。

根据上式可得出公比：

=1.57。

在换档的程中，由于空气阻力和路阻力的作用，空档的一瞬间车速下降较车速高时速度下降的更多。

为了使发动机在各档时都在相同的转速范围内工作，靠近于高档的邻档公比应比靠近低档的小。

因此将变速器档位分配为：

4.2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。

三轴式变速器的中心局A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初定：

式中KA—中心距系数。

对轿车，KA=8.9-9.3；对货车，KA=8.6-9.6；对多档主变速器，KA=9.5-11；

TImax—变速器处于一档时的输出扭矩：

TImax=Temax

η=4643.6N﹒m

由以上结果取初始中心距A=150mm。

4.3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3.0-3.4A；货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：

四档（2.2-2.7）A

五档（2.7-3.0）A

本次设计采用手动5档变速器，综合以上选择，初步确定其壳体的轴向尺寸是：

3

150mm=450mm，

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。

4.4齿轮参数

齿轮模数

根据经验公式，建议用下列各式选取齿轮模数，而且所选取的模数大小应符合JB111-60规定的标准值。

对于第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn：

其中

=800Nm，可得出mn=4.36，取m=5，为保证安全，直齿齿轮模数也取做5。

同步器的接合大都采用渐开线齿形。

因为制造工艺的缘由，同一变速器中的同步器结合套模数都取相同。

在本设计中取结合套模数为5。

齿形、压力角α、螺旋角β和齿宽b

汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表1选取。

表1汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角

项目

车型

齿形

压力角

轿车

高齿并修形的齿形

14.5°，15°，16°16.5°

一般货车

GB1356-78规定的标准齿形

20°

重型车

GB1356-78规定的标准齿形

低档、倒档齿轮22.5°，25°

压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低,这种设计可以有效提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

在本设计中对变速器齿轮压力角

取20°,对啮合套或同步器压力角则取30°，斜齿轮螺旋角

取30°。

设计时应注意选择选择斜齿轮的螺旋角使得中间轴上的轴向力相互抵消。

为此，可以将中间轴齿轮设计为右旋，而第一轴和第二轴齿轮设计为左旋，则变速器齿轮的轴向力经轴承盖由壳体承受。

齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。

但齿宽增大到一定数值后，载荷分配不均匀反而会导致齿轮的承载能力降低。

所以，在保证齿轮的强度条件下，应该尽量选取较小的齿宽，以减轻变速器的重量并缩短轴向尺寸。

通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：

直齿b=（4.5-8.0）m，mm，在本设计中取5

斜齿b=（6.0-8.5）m，mm，在本设计中取6

第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。

5.各档传动比及其齿轮齿数的确定

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档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。

下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。

5.1确定一档齿轮的齿数

图6中间轴式五档变速器示意简图

一档传动比

为了确定Z9和Z10的齿数，可以求其齿数和

，由以下计算公式：

在上式中A=150mm、m=5；故有

。

在本设计中选取此处取

=12，则可得出

=48。

以上初选设计的数据选定后，重新计算中心距仍为A=150mm。

5.2确定常啮合齿轮副的齿数

首先可以确定

而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，取

，

。

由此可得：

取

=24、

=38。

则可计算出一档实际传动比为：

5.3确定其他啮合齿轮副的齿数

对于二档齿轮副，取

，

取

=19、

=46。

对于三档齿轮副：

，

取

=27、

=42。

对于四档齿轮副：

，

取

=36、

=36。

5.3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中

。

依据一般的倒挡齿轮选取原则,倒档轴齿轮

取21-23，此处取

=23；且取

=19。

故可得出中间轴与倒档轴的中心距

而倒档轴与第二轴的中心:

5.4确定倒档齿轮的齿数

齿轮加工中通常采用展成法加工，在展成法加工渐开线齿轮的过程中，刀具齿顶有可能会吧被加工齿轮根部的渐开线齿廓窃取一部分，即发生了跟切现象。

跟切将削弱齿根强度，甚至可能降低传动的重合度，影响传动质量，因此在设计中应尽量避免跟切现象的发生。

产生跟切的根本原因是刀具的齿顶线超过了极限啮合点，为此可以此采用移距变位的方法来避免跟切。

有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器，会因保证各档传动比的需要，使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。

为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。

当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。

由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。

对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。

变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。

对于高档齿轮，其主要损坏形势是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合剂耐磨损最有利的原则选择变位系数。

为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，减小接触应力。

对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。

总变位系数越小，一对齿轮齿更总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。

但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。

根据上述理由，为降低噪声，变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。

其中，倒档惰轮13的齿数Z10〈17，因此一档齿轮需要变位。

变位系数

（3-7）

式中Z为要变位的齿轮齿数。

6.确定轴的尺寸

变速器轴尺寸的确定，主要依据于结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定，既可参考已有汽车变速器轴的尺寸来进行选定，也可由经验公式初步计算,一般而言中间轴和第二轴的中部直径应满足：

。

轴的最大直径d和支承间距离L的比值选取也有经验公式如下：

对中间轴，d/L≈0.16～0.18，

对第二轴，d/L≈0.18～0.21。

第一轴花键直径d（mm）可按下式初选

式中：

K为经验系数，K=4.0～4.6；Temax为发动机最大转矩（N·m）。

计算后得到：

，取60mm；

，取40mm

最终结果以装配图计算为准。