变速器设计案例.docx

1、变速器设计案例机械式变速器设计 11.1变速器设计基本参数 11.2变速器设计基本方案 11.2.1变速器传动机构布置方案 11.2.2传动方案的初步确定 12.1零部件结构形式 22.1.1齿轮形式： 22.1.2换挡机构形式： 23.1变速器主要参数选择 33.1.1变速器传动原理图： 33.1.2最大传动比： 33.1.3初步分配各挡传动比 43.1.4初选中心距A 53.1.5外形尺寸 54.1齿轮参数： 64.1.1模数： 64.1.2压力角： 64.1.3螺旋角： 74.1.4 齿宽 b : 75.1各挡齿轮齿数的分配 76.1齿轮强度校核 97.1轴设计计算 187.1.1轴的工

2、艺要求 187.1.2轴的校核计算 188.1同步器及操纵机构设计 228.1.1同步器的设计 229.1轴承及平键的校核 239.1.1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20100 kg ;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/ 1500 r /min主减速器传动比：10最大爬坡度：0.21.2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

3、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

4、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

5、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

6、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103.1.2最大传动比:根据最大爬坡度确定:T i n由 itmax =igli。吶丁 二Gf COSmax GsinmaxTemax -最大转矩， Temax =810 N ；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=mg =20100 9.8 =196.98kN ；f 滚动阻力系数，查表， f二0.01 ；:最大爬坡度，-11.3 。G(fCOS：

7、 max Sin : max)r则 ig1 max max 3.00Ttqmaxi。TT i i n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0.50.6，取=0.5则 igj65%mg Rr 5.7TtqmaxJT则 3.00 空 ig1 乞 5.709,取 ig1 =4.53.1.3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 =4.5 2挡：ig2 =2.723挡：ig3=1.654挡:ig4 =1倒挡：ir =4.53.1.4初选中心距A中心距对变速器的尺寸

8、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=8.69.6,取9.0Temax =810N *m , igi=4.5 , T =0.9得 A =133.7mm3.1.5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 3.03.4 A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关：四档(2.22.7) A五档(2.73.0) A六档(3.23.5) 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

9、。为检测方便， A取整。设计变速器为四档为(2.22.7)A，取Lk =2.7ALk = 2.7A = 360.99mm ： 361mm4.1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 2-1 o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/t1.0 ! 1模数mn/mm2.25-2.752.75-3.003.50-4.504.5

10、06.00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1.01.251.5-2.0-2.5-3.0-4.0-5.0-6.0第二系列-1.75-2.25-2.75-(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=5.00mm4.1.2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

11、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 =204.1.4 齿宽 b :齿宽对变速器的轴向尺寸、

12、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=6.08.5贝U b =30 42.5mm，取 b =35mm同步器接合齿的工作宽度可取 24mm ,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82Acos :mn2 133.7 cos 205=50.3 ： 50mmZ8 取在 1217,

13、取 Z8 =12，贝U Z7 =38(2)(3)对中心距A进行修正mn （z7 +互）A二 y 1332cosP确定常啮合齿轮副的齿数Z2 Z8Z_Z1乙 测丿mn（Z1 + Z2 ）2cos ：2亠2空=4.83z1z8 19 12根据确定的齿数，精确二rZ2-29i1(4)i2(5)Z1-192 询ccosA 则2A-25.54确定2挡齿轮齿数tan2= Z2 (1 .全),tan 飞 zi Z2 Z6i2ZZ6卜则A mn(Z5 Z6)2cos 6=丑二沦=2.8019 18Z1Z6确定3挡齿轮齿数i2=经确定飞=16.39乙Z6rZ6Z5=18=33由 ta=_z(i ),二仝 确定=

14、20.81tan 4 乙 z2 z4 zA z4:Z2Z3 I3 = f由I Z1Z4 、，则严26mn(Z3 +Z4) I 日=242 cos 4(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2123,取引=21,初取 乙0 =111中间轴与倒挡轴之间的中心距为 A， m Z10 - Z11 =80mm2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 =99mmDe9Z9 翌-2.5=17m= 2.35Z2 Z11Z9Ir 二Z1Z10Z11列出变速器传动比

15、如表 2-1 :表2-1传动比分配表档位 一二三四倒档传动比4.832.801.651.02.356.1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0.81.2叫-3.5时渗碳层深度0.91.3m法_ 5时渗碳层深度1.01.3。9表面硬度 HRC563;心部硬度 HRC348。102、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=810X 99%X

16、96%=769.824N.m中间轴 T2=T1 承齿i24 =769.824 X 0.96 X 0.99 X 29/19=1116.7N .m倒挡轴 T倒 =T2 承齿i10-n=1116.7 X 0.96 X 0.99 X21/11=2026.14N mII轴挡 T31 二 T2 承齿i7 =1116.7 X 0.96 X 0.99 X 38/12=3360.8N .m二挡 t32 =T2 承齿i5J3=1116.7 X 0.96 X 0.99 X 33/18=1945.7N .m三挡 T33 二T2 承齿i3 =1116.7 X 0.96 X 0.99 X 26/24=1149.8N .m

17、倒挡 T倒 二T2 承齿ig4Q=1116.7 X 0.96 X 0.99 X 17/11=1640.2N . mFt72T31d72 皿8 1035 38= 35376 .8NFt82Td102 11167 1035 12二 37223 .3 N尸订二 % tan 一 n 二 35376.8tan 20 /cos20 二 13702.5N cos P 7 上Fr8 二 Ft8tan- n =37223.3tan20 /cos20 -14417.7N cos卩7丄Fa7 二 Ft7 tan : 7=35376 .8tan20 二 12876 .1NFa8 二 Ft8 tan ： 7=37223

18、 .3tan20 二 13548 .2N(2)二挡齿轮5, 6的受力2T32Ft6 二並1116.7 10 24815.6Nd6 5 18Fr5 = Ft5ta门 一 n = 23575.8tan20 /cos20 二 9131 .6N cos PFr6 = Ft6tan - n =24815.6tan 20 /cos20 二 9611 .8N cos PFa5 = Ft5tan 1； - 23575 .8tan20 - 8580 .9NFa6 二 Ft6 tan ：二 24815 .6tan20 二 9032 . 1NFt3273 2 1149.8 1o3=17689.2Nd35 26Ft4

19、2T2Fr3Fr 4Fa3Fa 4d42 1116.7 103=18611.7N5 24COS :Ft4 tan ： nFt3 tan :Ft4 tan :17689.2tan20 = 6851 .5Ncos20186117tan 20 . 7208.9Ncos20-17689 .2tan 20 二 6438 .3N二 18611 .7 tan 20 二 6774.1N(4)常啮合齿轮1, 2的受力Fti2Ti2 疋 769 824 3769.824 103 =16206.8Ndi5 19Ft22T2F r1Fr2Fa1d22516 7 310 15402.8N5 29Ft1 tan ： nF

20、t2 tan ： n16206.8tan 20 = 6277 .4 Ncos2015402.8tan 20 = 5966 Ncos20=Ft1 tan ： 2= 16206 .8 tan 20 二 5898 .8 NFa2 二 Ft2 tan 11 = 15402 .8tan 20 = 5606 .2 NFt92T倒d92 TA 1035 17二 47673 .9NFt102Td102 1116.75 11103二 40607.3N2T倒Ft11 dn2 1640 .25 21103= 31241 .9NFr9 =Ft9tan -47673.9tan 20 -17351 .9NFr10 二 F

21、t10tan ： - 40607.3tan 20 二 14779 .8NFr11 =Ft11tan： =31241.9tan 20 = 11371 .1N数据整理如下表:FTFRFA常啮合齿轮116206.86277.45898.8常啮合齿轮215402.859665606.2一档齿轮735376.813702.512876.1一档齿轮837223.314417.713548.2二档齿轮51 23575.89131.68580.9二档齿轮624815.69611.89032.1三档齿轮317689.26851.56838.3三档齿轮418611.77208.96774.1倒挡齿轮947673.

22、917351.90.0倒挡齿轮1040607.314779.80.0倒档齿轮1131241.911371.10.04、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769.824153.009421500中间轴1116.7145.42016692.3077倒挡轴2026.14 二轴一档3360.8138.20732360二档1945.7451.505三档1149.8855

23、.2036倒档1640.2403.84625、轮齿强度计算1）轮齿弯曲强度计算（1）直齿轮弯曲应力w_ 2Tg K fQ =w 3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 ；Ki应力集中系数，可近似取 Kgi5 ；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 400850MPa，货车可取下限，承受双

24、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 KqK f二 wii 3二m znKcyn=796.1MPa400850MPar _ 2T2KKf w10 一 3兀m矶心丫勺。=654.3MPa400850MPa=703.2MPa40（850MPa(2 )斜齿轮弯曲应力 J(3-9)2Tg cos%w 3二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z cos在图2-2中查得;Kc 齿宽系数Kc=7.0 ；K 重合度影

25、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180350MP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:2T31 cos P K J w7 = - 3zymnyyKcK ； =325.1MR18 0 350MP2T2 cos P Kw8 _ _ 3二MnysKcK ；=343.6MR18 0 350MP2)轮齿接触应力(T=0.418TgEbd cos ： cos(3-10)式中：匚j 轮齿的接触应力（MP）;Tg 计算载荷（n m ；d 节圆直径（mm）；节点处压力角（）;：齿轮螺旋角（）;E

26、 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 = rb sin a 斜齿轮 Pz = （rzsin acos? B、Pb = h sina /cos2 P .rz、b 主、从动齿轮节圆半径（mm）。4 2弹性模量 E =20.6 X 10 N - mm，齿宽 b = Kcm = Kcmn =7X 5=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.m T2=319.18N.m二mz5 二 165mm , d6 mz6 90mmb6=1371.11

27、MP a19002000MP10 =0.418 i I+ bdioCOSG (Pzio Pb9 /=1236.20MPa19002000MP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51:1036.80MP a1300 1400MPGj2 :1010.75MPa13001400MPow7 :1365.37MPa19002000MPoj8:1400.54MPa1900 2000MP 二j5:1233.70MP a1300 1400MP可6 :1265.48MPa13001400MP-三oj3:1219.98MP a1300 1400MPo

28、j4:1051.39MPa1300 1400MP倒oj11:1327.60MP a19002000MPoj10:1361.80MP a19002000MPoj 9:754.82MPa1900 2000MP7.1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HRC563,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。 117.1.2轴的校核计算