变速器设计案例.docx

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变速器设计案例

机械式变速器设计1

1.1变速器设计基本参数1

1.2变速器设计基本方案1

1.2.1变速器传动机构布置方案1

1.2.2传动方案的初步确定1

2.1零部件结构形式2

2.1.1齿轮形式：

2

2.1.2换挡机构形式：

2

3.1变速器主要参数选择3

3.1.1变速器传动原理图：

3

3.1.2最大传动比：

3

3.1.3初步分配各挡传动比4

3.1.4初选中心距A5

3.1.5外形尺寸5

4.1齿轮参数：

：

6

4.1.1模数：

6

4.1.2压力角：

：

6

4.1.3螺旋角：

：

7

4.1.4齿宽b:

7

5.1各挡齿轮齿数的分配7

6.1齿轮强度校核9

7.1轴设计计算18

7.1.1轴的工艺要求18

7.1.2轴的校核计算18

8.1同步器及操纵机构设计22

8.1.1同步器的设计22

9.1轴承及平键的校核23

9.1.1轴承选择及校核23

机械式变速器设计

1.1变速器设计基本参数

满载质量20100kg;

驱动轮半径Rr=0.54m；

发动机最大功率：

240kW/2500r/min

发功机最高扭矩：

810Nm/1500r/min

主减速器传动比：

10

最大爬坡度：

0.2

1.2变速器设计基本方案

1.2.1变速器传动机构布置方案

采用中间轴式变速器传动方案。

第一轴和第二轴在同一轴线上，并且与中间轴平行。

此外还有一根倒档轴。

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。

将第一、第二轴直接连接起来传递扭矩则称为直接档。

此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、第二轴也传递转矩。

因此，直接档的传递效率高，磨损及噪音也最小，这是三轴式变速器的主要优点。

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优点。

其缺点是：

除直接档外其他各档的传动效率有所下降。

1.2.2传动方案的初步确定

1.变速器第1轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经轴承

支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经同步器将它们连接后可得直接挡。

齿轮采用常啮合齿轮传动。

2•倒档利用率不高，而且都是在停车后再挂入倒档，因此可以采用支撑滑动齿轮作为换挡方式。

2.1零部件结构形式

2.1.1齿轮形式：

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。

变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。

直齿圆柱齿轮仅用于倒挡。

常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，倒挡采用直齿圆柱齿轮。

2.1.2换挡机构形式：

换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。

直齿滑动齿轮换档的特点是结构简单、紧凑，但由于换档不轻便、换档时齿端面受到很大冲击、导致齿轮早期损坏、滑动花键磨损后易造成脱档、噪声大等原因，除一档、倒档外很少采用。

啮合套换档型式一般是配合斜齿轮传动使用的。

由于齿轮常啮合，因而减少了噪声和动载荷，提高了齿轮的强度和寿命。

啮合套有分为内齿啮合套和外齿啮合套，视结构布置而选定，若齿轮副内空间允许，采用内齿结合式，以减小轴向尺寸。

结合套换档结构简单，但还不能完全消除换档冲击，目前在要求不高的档位上常被使用。

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。

其缺点是结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸有所增加，铜质同步环的使用寿命较短。

目前，同步器广泛应用于各式变速器中。

前进挡均采用同步器，保证迅速、无冲击、无噪声换挡。

倒挡采用支

持滑动齿轮换挡。

3.1变速器主要参数选择

10

3.1.2最大传动比:

根据最大爬坡度确定:

Tin

由itmax=igli。

吶"丁二GfCOS〉maxGsin〉max

Temax-—最大转矩，Temax=810N；

r车轮半径，Rr=0.54m；

io

主减速器传动比，i0-10;

t——传动系传动效率T=0.9；

G——汽车重力，G=m・g=201009.8=196.98kN；

f――滚动阻力系数，查表，f二0.01；

:

――最大爬坡度，--11.3。

G（fCOS：

maxSin:

max）r

则ig1maxmax3.00

Ttqmaxi。

T

Tiin

根据附着条件：

％ax二曲巾0丁乞F:

r

对于后轮驱动F：

y=G2「二m2g「，%=65%m，:

取值范围在0.5~0.6，

取」=0.5

则igj65%mgRr<5.7

TtqmaxJT

则3.00空ig1乞5.709,取ig1=4.5

3.1.3初步分配各挡传动比

按等比级数分配：

公比q=n=347：

1.65:

：

1.8

则各档速比为

1档：

ig1=4.52挡：

ig2=2.72

3挡：

ig3=1.65

4挡:

ig4=1

倒挡：

ir=4.5

3.1.4初选中心距A

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距A（mm可根据对已有变速

器的统计而得出的经验公式初定：

Ka为中心距系数，货车Ka=8.6~9.6,取9.0

Temax=810N*m,igi=4.5,T=0.9

得A=133.7mm

3.1.5外形尺寸

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

六档（3.2~3.5）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Kx应取给

出系数的上限。

为检测方便，A取整。

设计变速器为四档为（2.2~2.7）A，取Lk=2.7A

Lk=2.7A=360.99mm：

361mm

4.1齿轮参数：

：

4.1.1模数：

齿轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。

而其选用的原则是，在中心距相同的条件下，选用较小的模数，就可以增加齿轮的齿数。

从货车的角度出发，减小质量比减小噪声更为重要，因此，齿轮应选用大些的模数。

变速器用齿轮模数的范围见表2-1o

表汽车变速器齿轮的法向模数m

车型

乘用车的发动机排量V/L

货车的最大总质量m/t

1.0

<1.6

2.5

fr.O14-0

>1

模数mn/mm

2.25-2.75

2.75-3.00

3.50-4.50

4.50

6.00

所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定，见表2-2.选用时

应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。

表2-2汽车变速器常用的齿轮模数（GB/T1357-1987）

（mrj）

第一系列

1.

0

1.2

5

1.

5

-

2.

0

-

2.

5

-

3.

0

-

-

-

4.

0

-

5.

0

-

6.0

第二系列

-

-

-

1.7

5

-

2.2

5

-

2.7

5

-

（3.25

）

3.

5

（3.75

）

-

4.

5

-

5.

5

-

啮合套和同步器的结合齿多采用渐开线齿形。

由于工艺上的原因，同一

变速器结合齿模数相同。

该车变速器的齿轮模数选为m=5.00mm

4.1.2压力角:

压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5。

等小些的

压力角。

对货车，为提高齿轮强度，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。

，所以普遍采用的压力角为20°。

啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30。

等，普遍采用30°压力角。

变速器齿轮采用压力角20，同步器采用30压力角。

4.1.3螺旋角：

:

齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。

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

斜齿螺旋角选用范围为货车变速器是18~26，取1=20

4.1.4齿宽b:

齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工

作时受力的均匀程度等均有影响。

选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。

但齿宽减少

使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。

选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽

方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

根据齿轮模数g大小来确定，b二K0n，Kc=6.0~8.5

贝Ub=30~42.5mm，取b=35mm

同步器接合齿的工作宽度可取2~4mm,取3mm。

5.1各挡齿轮齿数的分配

（1）确定1挡齿轮齿数

1挡传动比h二至7

斜齿Zh

砂8

2Acos:

mn

2133.7cos20

5

=50.3：

50mm

Z8取在12~17,取Z8=12，贝UZ7=38

（2）

（3）

对中心距A进行修正

mn（z7+互）

A二y133

2cosP

确定常啮合齿轮副的齿数

Z2Z8

》Z_

Z1乙测丿

mn（Z1+Z2）

2cos：

2

亠2^空=4.83

z1z81912

根据确定的齿数，精确二

r

Z2

-29

i1

（4）

i2

（5）

Z1

-19

2询ccos^A则

2A

-25.54

确定2挡齿轮齿数

tan「2=Z2（1.全）,

tan飞zi■Z2Z6

i2^

ZZ6

卜则

Amn（Z5Z6）

2cos6

=丑二沦=2.80

1918

Z1Z6

确定3挡齿轮齿数

i2

=经确定飞=16.39

乙Z6

r

Z6

Z5

=18

=33

由ta^=_z^（i"）,二仝确定==20.81

tan4乙z2z4zAz4

:

Z2Z3'

I3=f

由IZ1Z4、，则严26

mn（Z3+Z4）I日=24

2cos4

（6）确定4挡齿轮齿数

4挡为直接挡

（7）确定倒挡齿轮参数

如图，倒档轴上的倒档齿轮z11一般在21~23,取引=21,,初取乙0=11

1

中间轴与倒挡轴之间的中心距为A，mZ10-Z11=80mm

2

为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮9和10的齿顶圆之

间应保持0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径De9应为

De9=99mm

De9

Z9翌-2.5=17

m

=2.35

Z2Z11Z9

Ir二

Z1Z10Z11

列出变速器传动比如表2-1:

表2-1传动比分配表

档位

■一

~二

^三

四

倒档

传动比

4.83

2.80

1.65

1.0

2.35

6.1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。

变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：

m法岂3.5时渗碳层深度0.8〜1.2

叫-3.5时渗碳层深度0.9〜1.3

m法_5时渗碳层深度1.0〜1.3。

[9]

表面硬度HRC5〜63;心部硬度HRC3〜48。

[10]

2、计算各轴的转矩

发动机最大扭矩为Temax=810Nm转速1500r/min，齿轮传动效率99%

离合器传动效率99%轴承传动效率96%

I轴T1=Temax离承=810X99%X96%=769.824N.m

中间轴T2=T1承齿i24=769.824X0.96X0.99X29/19=1116.7N.m

倒挡轴T倒=T2承齿i10-n=1116.7X0.96X0.99X21/11=2026.14Nm

II轴

挡T31二T2承齿i7£=1116.7X0.96X0.99X38/12=3360.8N.m

二挡t32=T2承齿i5J3=1116.7X0.96X0.99X33/18=1945.7N.m

三挡T33二T2承齿i3^=1116.7X0.96X0.99X26/24=1149.8N.m

倒挡T倒二T2承齿ig4Q=1116.7X0.96X0.99X17/11=1640.2N.m

Ft7

2T31

d7

2皿8103

538

=35376.8N

Ft8

2T

d10

21116・7103

512

二37223.3N

尸订二%tan一n二35376.8tan20/cos20二13702.5NcosP7上

Fr8二Ft8tan-n=37223.3tan20/cos20-14417.7Ncos卩7丄

Fa7二Ft7tan:

7」=35376.8tan20二12876.1N

Fa8二Ft8tan：

7」=37223.3tan20二13548.2N

（2）二挡齿轮5,6的受力

2T32

Ft6二並1116.710—24815.6N

d6518

Fr5=Ft5ta门一n=23575.8tan20/cos20二9131.6NcosP

Fr6=Ft6tan-n=24815.6tan20/cos20二9611.8NcosP

Fa5=Ft5tan1；-23575.8tan20'-8580.9N

Fa6二Ft6tan：

二24815.6tan20二9032.1N

Ft3

273^^21149.81o3=17689.2N

d3

526

Ft4

2T2

Fr3

Fr4

Fa3

Fa4

d4

21116.7103=18611.7N

524

COS:

Ft4tan：

n

Ft3tan:

Ft4tan:

17689.2tan20=6851.5N

cos20

186117tan20.7208.9N

cos20

-17689.2tan20二6438.3N

二18611.7tan20二6774.1N

（4）常啮合齿轮1,2的受力

Fti

2Ti

2疋7698243

769.824103=16206.8N

di

519

Ft2

2T2

Fr1

Fr2

Fa1

d2

251673

10^15402.8N

529

Ft1tan：

n

Ft2tan：

n

16206.8tan20=6277.4N

cos20

15402.8tan20=5966N

cos20

=Ft1tan：

2=16206.8tan20二5898.8N

Fa2二Ft2tan11=15402.8tan20=5606.2N

Ft9

2T倒

d9

2TA103

517

二47673.9N

Ft10

2T

d10

21116.7

511

103

二40607.3N

2T倒

Ft11■

dn

21640.2

521

103

=31241.9N

Fr9=Ft9tan\-47673.9tan20-17351.9N

Fr10二Ft10tan：

-40607.3tan20二14779.8N

Fr11=Ft11tan：

=31241.9tan20=11371.1N

数据整理如下表:

FT

FR

FA

常啮合齿轮1

「16206.8

6277.4

5898.8

常啮合齿轮2

15402.8

5966

5606.2

一档齿轮7

35376.8

13702.5

12876.1

一档齿轮8

「37223.3

14417.7

13548.2

二档齿轮5

123575.8

9131.6

8580.9

二档齿轮6

24815.6

9611.8

9032.1

三档齿轮3

「17689.2

6851.5

6838.3

三档齿轮4

18611.7

7208.9

6774.1

倒挡齿轮9

47673.9

17351.9

0.0

倒挡齿轮10

「40607.3

14779.8

0.0

倒档齿轮11

31241.9

11371.1

0.0

4、各轴功率与转矩的计算

设轴承的传递效率为轴承0.99齿轮的传递效率为齿轮-0.97

轴传到中间轴

中间轴传到二轴P?

二P2齿轮有变速箱齿轮传动图可知一二三倒档的一轴和中间轴npT是一样的，而二轴不同

中间轴到倒档轴P?

二P2齿轮倒档轴到二轴R=P?

齿轮

转矩

功率

转速

一轴

769.824

153.00942

1500

中间轴

1116.7

145.42016

692.3077

倒挡轴

2026.14—

二轴一档

3360.8

138.20732

360

二档

1945.7

451.505

三档

1149.8

855.2036

倒档

1640.2

403.8462

5、轮齿强度计算

1）轮齿弯曲强度计算

（1）直齿轮弯曲应力

w

_2TgKf

Q=

w3

呵zKcy

（3-8）

式中：

二w—弯曲应力（MP）；

%—计算载荷（

N.mm）；

m—模数；

y—齿形系数，如图2-2。

Kf—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Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9；

K

Kc—齿宽系数，取心=7.0;

图2-2齿形系数图

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，倒挡直齿轮许

用弯曲应力在400〜850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。

计算倒挡齿轮9,10,11的弯曲应力：

2T倒KqKf

二wii3

二mznKcyn

=796.1MPa<400〜850MPa

r_2T2K^Kfw10一3~

兀m矶心丫勺。

=654.3MPa<400〜850MPa

=703.2MPa<40（〜850MPa

（2）斜齿轮弯曲应力J

（3-9）

2Tgcos%

w3

二zminyKcK.

式中：

Tg—计算载荷（Nmm）;

mn—法向模数（mr）

z—齿数；

'—斜齿轮螺旋角（°）;

K二一应力集中系数，K-=1.50；

y—齿形系数，可按当量齿数zn二zcos「在图2-2中查得;

Kc—齿宽系数Kc=7.0；

K—重合度影响系数，K-2.0

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车

180〜350MP范围，对货车为100

常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在250MP。

计算一挡齿轮7，8的弯曲应力:

2T31cosPK▽

Jw7=-3

"zymnyyKcK；=325.1MR<180〜350MP

2T2cosPK

w8__3

二MnysKcK；

=343.6MR<180〜350MP

2）轮齿接触应力（T

=0.418

TgE

bdcos：

cos

（3-10）

式中：

匚j—轮齿的接触应力（MP）;

Tg—计算载荷（nm；

d—节圆直径（mm）；

—节点处压力角（°）;

：

—齿轮螺旋角（°）;

E—齿轮材料的弹性模量（MP）;

b—齿轮接触的实际宽度（mm）；

:

?

z、:

?

b—主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）,直齿轮爲二rzSin＞、

Pb=rbsina斜齿轮Pz=（rzsina『cos?

B、Pb=hsina/cos2P.

rz、「b—主、从动齿轮节圆半径（mm）。

42

弹性模量E=20.6X10N-mm，齿宽b=Kcm=Kcmn=7X5=35mm

变速器齿轮的许用接触应力如下表：

计算二挡齿轮5,6的接触应力

T31=634.27N.mT2=319.18N.m

二mz5二165mm,d6—mz6—90mm

'b6

=1371.11MPa<1900〜2000MP

—10=0.418i—I—+—

\'bdioCOSG（PzioPb9/

=1236.20MPa<1900〜2000MP

其他档位齿轮接触应力按同样方法计算，列表如表2-4:

表2-4各档位齿轮接触应力

档位

接触应力MP

常

51:

1036.80MPa<1300〜1400MP

Gj2:

1010.75MPa<1300〜1400MP

ow7:

1365.37MPa<1900〜2000MP

oj8:

1400.54MPa<1900〜2000MP

■二

°j5:

1233.70MPa<1300〜1400MP

可6:

1265.48MPa<1300〜1400MP

-三

oj3:

1219.98MPa<1300〜1400MP

oj4:

1051.39MPa<1300〜1400MP

倒

oj11:

1327.60MPa<1900〜2000MP

oj10:

1361.80MPa<1900〜2000MP

oj9:

754.82MPa<1900〜2000MP

7.1轴设计计算

7.1.1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。

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▽80

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]

7.1.2轴的校核计算