中间轴式变速器设计

1、汽车设计课程设计变速器设计学 院 机械与汽车工程学院 组 别 指导教师 学生姓名 Sanity Shaw 学 号 提交日期 2011年 7 月 8 日 目录1.概 述22 中间轴式变速器设计32.1传动方案和零部件方案的确定3传动方案初步确定4零部件结构方案42.2 主要参数的选择和计算52.2.1 先确定最小传动比52.2.2 确定最大传动比62.2.3 挡位数确定72.2.4 中心距A82.2.5 外形尺寸设计82.2.6 齿轮参数93 变速器的设计计算143.1轮齿设计计算143.1.1 齿轮弯曲强度计算143.1.2 轮齿接触应力173.2 轴设计计算193.2.1 轴的结构193.2

2、.2 确定轴的尺寸193.2.3 轴的校核201.概 述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

3、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。（5）.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。图1：中间轴式变速器2 中间轴式变速器设计2.1传动方案和零部件方案的确定作为一辆前置后轮驱动的货车，毫无疑问该选用中间

4、轴式多挡机械式变速器。中间轴式变速器传动方案的共同特点如下。（1） 设有直接挡；（2） 1挡有较大传动比；（3） 档位搞的齿轮采用常啮合传动，档位低的齿轮（1挡）可以采用或不采用常啮合齿轮川东南；（4） 除1挡外，其他档位采用同步器或啮合套换挡；（5） 除直接挡外，其他档位工作时的传动效率略低。传动方案初步确定（1）变速器第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体，第2轴前端经滚针轴承支撑在第1轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接挡。档位搞的齿轮采用常啮合齿轮传动，1挡采用滑动直齿轮传动。（2）倒档利用率不高，而且都是在停车后在挂入倒档，因此可以采用支持滑动齿轮作

5、为换挡方式。倒挡齿轮采用联体齿轮，避免中间齿轮在最不利的正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作，提高寿命，并使倒挡传动比有所增加，装在靠近支承出的中间轴1挡齿轮处。零部件结构方案2.1.2.1齿轮形式齿轮形式有直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。两者相比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、工作时噪声低的优点；缺点是制造工艺复杂，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。直齿圆柱齿轮仅用于抵挡和倒挡。换挡机构形式此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、移动啮合套换挡和同步器换挡三种形式。采用轴向滑动直齿齿轮换挡，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴有噪声，不宜用于高档位。为简化机构，降低

6、成本，此变速器1挡、倒挡采用此种方式。常啮合齿轮可用移动啮合套换挡。因承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换挡冲击。目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及 重型货车变速器上应用。因此不适合用于本设计中的变速器，不采用啮合套换挡。使用同步器能保证换挡迅速、无冲击、无噪声，得到广泛应用。虽然结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大，但为了降低驾驶员工作强度，降低操作难度，2挡以上都采用同步器换挡。变速器轴承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。变速器第1轴、第2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

7、承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力，原则上由前或后轴承来承受都可以；但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候，必须由后端轴承承受轴向力，前端采用圆柱滚子轴承承受径向力。滚针轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接，有相对转动的地方，比如高档区域同步器换挡的第2轴齿轮和第2轴的连接，由于滚针轴承滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合，在不影响齿轮结构的情况下，应尽量使用滚针轴承。2.2 主要参数的选择和计算目前，货车变速器采用45个挡或多挡，多挡变速器多用于重型货车和越野汽车。因此挡位数大致在45个，需要通过计算传动比范围后最后确定。 先确定最小传动比传动系最小传

8、动比可由变速器最小传动比ig和主减速器传动比i0的乘积来表示 itmin=igmini0 3-1通常变速器最小传动比igmin取决于传动系最小传动比it0和主减速器传动比i0，而根据汽车理论，汽车最高车速时变速器传动比最小，则根据公式ua=0.377rnigmini0 3-2式中：ua为汽车行驶速度，km/h; n为发动机转速，r/min; r为车轮半径，m; igmin特指为最高档传动比。可得 itmin=0.377rnuamax 3-3轻型车轮胎尺寸根据GB/T2977-1997载重汽车轮胎系列可选用7.50R20，即轮胎名义宽度7.5in，轮辋名义直径16in，轮胎扁平率为90100，在

9、此取90，则轮胎直径可以算为r=7.5x2x0.95+202x25.410000.435(m)汽车给定的最大车速为100km/h,发动机转速为2566.3r/min，代入式得itmin=4. 23另外，为了满足足够的动力行呢，还需要校核最高档动力因数D0max。一般汽车直接挡或最高档动力因数取值范围如下表所示动力因数取值中型货车微型货车轿车0.040.080.080.10.10.12本设计汽车总质量为7000t，为中型货车，可选取D0max=0.06，最小传动比与最高档动力因数D0max有如下关系D0max=TtqmaxitmintrG-CDAuat221.15G 3-4式中：uat为直接挡或

10、最高档时，发动机发出最大扭矩时的最大车速，km/h，此时可近似取uat=uamax。其它参数见下表。参数说明tTtqmax(N.m)最大转矩对应转速（r/min）空气阻力系数CD迎风面积A(m2)uamax(km/h)0.9549.72566.30.75.6100根据3-4式可得itmin=5.27>4.23。同时为了得到足够的功率储备取传动系最小传动比为itmin=4.11。若按变速器直接挡igmin=1，则i0=4.11，该车采用单级主减速器，主减速器传动比i07，满足要求。2.2.2 确定最大传动比确定传动系最大传动比，要考虑三方面问题，最大爬坡度或1挡最大动力因数D1max、附着

11、力和汽车最低稳定车速。传动系的最大传动比通常是变速器1挡传动比ig1与主减速器传动比i0的乘积，即itmax=ig1i0 3-5当汽车爬坡时车速很低，可以忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为Ftmax=Ff+Fimax 3-6各表达式展开为 Ttqmaxitmintr=Gfcosmax+Gsinmax 3-7则ig1G（fcosmax+sinmax）rTtqmaxi0t 3-8各参数见下表计算参数表tfi0r(m)ma(kg)Ttqmax(N.m)0.90.024.110.4357000549.7一般货车最大爬坡度为30%，即max16.7°。代入3-8式计算可得ig14.50。1挡传

12、动比还应满足附着条件Ftmax=Ttqmaxig1i0trF 3-9对于后轮驱动汽车，最大附着力有如下公式F=FZ2=G2=m2g 3-10式中：m2为后轴质量，查表得满载时取值范围为m2=（65%-70%）ma，选取65.3%ma，即满载时后轴质量为4571kg将式3-9代入式3-10求得ig1m2grTtqmaxi0t取=0.7，计算可得ig16.71。结合上面已经计算数值ig14.23。故c初步取ig1=4.5，即变速器传动比范围是14.5，传动系最大传动比itmax=18.495。2.2.3 挡位数确定增加变速器挡位数能够改善汽车的动力性和经济性。挡位数越多，变速器的结构越复杂，使轮廓

13、尺寸和质量加大，而且在使用时换挡频率也增高。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡位数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，换挡容易进行。在确定汽车最大和最小传动比之后，应该确定中间各挡的传动比。实上上，汽车传动系各挡传动比大体上是按照等比级数分配的。因此，各挡传动比的大致关系为式中：q为各挡之间的公比。当挡位数为n时，有对于本变速器，挡位数暂定为4，则=1.65<1.8一般挡数选择要求如下。1） 为了减小换挡难度，相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。2） 高挡区相邻档位之间的传动比比值要比抵挡相邻挡位之间的比值小。即本例满足要求，确定挡位数为4，则ig1=4.5，ig2

14、=q2=2.72，ig3=q=1.65，ig4=1.2.2.4 中心距A对于中间轴式变速器，中间轴与第2轴之间的距离称为变速器中心距A。变速器中心距是一个基本参数，对变速器的外形尺寸、体积和质量大小、齿轮的接触强度都有影响。中心距越小，齿轮的接触应力越大，齿轮的寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。初选中心距A时，可根据下面的经验公式计算A=KA3Temaxig1g 3-11式中：KA为中心距系数，货车为8.69.6;Temax为发动机最大转矩，N.m；ig1为变速器1挡传动比；g为变速器传动效率，取96%。货车的变速器中心距在80170mm范围内变化。对于本中型

15、货车，可取KA=9.0，其余取值按照已有参数计算3-11式可得A120.07mm。2.2.5 外形尺寸设计货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关，4挡为（2.22.7）A。当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器多时，应取给出范围的上限。本中型货车，4挡变速器壳体的轴向尺寸取2.7A，即324.20mm，取整得L=325mm。2.2.6 齿轮参数2.2.6.1模数的选取变速器齿轮模数选取的一般原则如下1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用同一种模数；4）从强度方面考虑，格挡齿轮应该选用不同模数；5）对于货车，减少

16、质量比减小噪声更加重要，因此模数应该选得大一些；6）抵挡齿轮选用大一些的模数，其他档位选用另一种模数。查表可知，中型货车变速器齿轮法向模数范围为3.54.5，所选模数应该符合国家标准GB/T 13571987 渐开线圆柱齿轮模数的规定。优先选用第一系列的模数，尽量不选括号内的模数。遵照以上原则，1挡直齿齿轮选用模数m=4.0mm，其余档位斜齿齿轮选mn=4.00mm。同步器与啮合套的结合齿多采用渐开线齿形，出于工艺性考虑，同一变速器中的结合齿模数相同，其取值范围如下表。接合齿模数取值乘用车中型货车重型货车2.03.52.03.53.55.0选取较小的模数可是齿数增多，有利于换挡，在此取2.0。

17、2.2.6.2 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，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。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。遵照国家规定取齿轮压力角为20°，啮合套或同步器压力角为30°。2.2.6.3 螺旋角齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、齿轮强度、轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，可使齿轮啮合的重合度增加，因而

18、平稳工作、噪声降低。从提高抵挡齿轮的抗弯强度出发，以15°25°为宜，从提高高档齿轮的接触强度和重合度出发，应当选用 大些的螺旋角。斜齿轮螺旋角选用范围为货车变速器是18°26°。2.2.6.4 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。选用较小的齿轮可以缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点削弱，齿轮工作应力增加；选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，是齿轮沿齿宽方向受力不均匀，并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数的大小来确定齿宽b。直齿为b=Kcm，Kc为齿宽系

19、数，取值范围4.58.0，。斜齿为b=Kcmn，Kc取值范围6.08.5。啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可选为24mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，是接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。因此，在此1挡第1轴常啮合直齿齿轮宽度取b1=8.0x4.0=32（mm），第2轴常啮合直齿齿轮的宽度取b2=7.0x4=28（mm），其余档位斜齿齿轮宽度取bn=7.0x4=28（mm）。同时为增加啮合强度和稳定性，相互啮合齿轮宽有12mm调整。2.2.6.5 齿轮变位系数的选择原则采用变位齿轮的原因为：配凑中心距；提高齿轮的强度和寿命；降低齿轮的啮合噪声。高度变位齿

20、轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。变位系数的选择原则如下。1）对于高档齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。2）对于低档齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大小齿轮的变位系数。3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去1、2挡以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着档位的降低，总变位系数应该逐挡

21、增大。1、2挡和倒挡齿轮应该选用较大的值。2.2.6.6 齿顶高系数齿顶高系数，选标准值1.0。2.2.6.7 各档齿轮齿数的分配（1）确定一档齿轮齿数1挡传动比ig1=z2z7z1z8 3-111挡采用直齿滑动齿轮传动z=2Am=z7+z8 3-12其中模数m=4.0,中心距A=120.7mm，代入3-12式得z=60.035，取整为60，然后进行大小齿轮数分分配。中间轴上1挡齿轮z8的齿数应该尽量少些，以便使z7z8的传动比大些，初取z8=17，则z7=43。（2）修正中心距AA=mz/2=120（mm）通过选用正角度变位系数，可以凑出新的中心距为A=120mm。（3）确定常啮合齿轮副的齿

22、数由式3-11可知z2z1=ig1z8z7 3-13常啮合传动齿轮z1、z2中心距和1挡齿轮的中心距相等，即A=mn(z1+z2)2cos2 3-14其中，常啮合齿轮z1、z2采用斜齿圆柱齿轮，模数mn=4，初选螺旋角2=26°，代入3-13和3-14，解得z119.40，取整得z1=19，则z2取整为35，此时ig1=z2z7z1z84.66，接近原传动比4.5，可认为齿轮齿数分配合理。根据所确定的齿数，按式子3-14修正螺旋角2=25.8°。（4）确定其他各档齿轮的齿数1）2挡齿轮齿数。2挡采用斜齿轮传动z5z6=ig2z1z2 3-15A=mn(z5+z6)2cos6

23、 3-16此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式tan2tan6=z2z1+z2(1+z5z6)=z1ig2+z2z1+z2 3-17其中ig2=2.72，初选螺旋角6=18°，计算式3-17左右两端得z1ig2+z2z1+z2=1.57tan2tan6=1.491.57相差不大，基本满足要求。将6=18°代入3-15和3-16可求得z6=23.04，取整23；z5=33.96，取整为34。根据所确定的齿数，核算传动比ig1=z2z5z1z62.72等于原始传动比2.72，故满足设计要求。按式3-16算出精确的螺旋角6=18.2°。2）3挡齿

24、轮齿数的计算。3挡常啮合齿轮采用斜齿轮，计算方法与2挡类似z3z4=ig3z1z2 3-18A=mn(z3+z4)2cos6 3-19tan2tan4=z1ig3+z2z1+z2 3-20其中ig3=1.65，初选螺旋角4=22°，计算式3-20左右两端得z1ig3+z2z1+z2=1.23 tan2tan4=1.191.23相差不大，基本满足要求。将4=22°代入3-18和3-19可求得z4=30.12，取整为30；z3=26.87，取整为27，为避免出现不均与接触传动，改为z4=29。根据所确定的齿数，核算传动比ig3=1.721.65，满足设计要求。按式3-16算出精

25、确的螺旋角4=21.0°。3）4挡为直接挡，（5）确定倒挡齿轮齿数及中心距倒挡选用的模数与1挡齿轮相同，中间轴上倒挡齿轮z8的齿数已经确定为19，倒挡轴上的倒挡齿轮z9一般在2133之间选取。初选z9=21，m=4,则中间轴与倒挡轴的中心距为A=m(z8+z9)2=76(mm)倒挡齿轮z10与1挡齿轮z7啮合，初选z10=23，则可计算倒挡轴与第2轴的中心距为A=m(z7+z10)2=132(mm)重新确定各档传动比：档位一档二档三档四档倒档传动比4.662.721.721.003.633 变速器的设计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

26、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。3.1轮齿设计计算与其它机械设备用变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作，采用剃齿或磨齿精加工，齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺，齿轮精度不低于7级。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。3.1.1 齿轮弯曲强度计算 （1）一档直齿轮弯曲应力

27、，查文献2可知： 3-21 式中： 弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）； 应力集中系数， =1.65； 摩擦力影响系数，主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9； 齿宽(mm)； 端面齿距，； 齿形系数，=0.19齿形系数图（假定载荷作用在齿顶=20°，f0=1）因为齿轮节圆直径，式中为齿数，所以将上述有关参数带入式3-21后得 3-22当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400850MPa, 查文献2可知，=600 MPa。取作用在变速器第1轴上的最大转矩根据传动比换算到1挡的值，知由公式3-2

28、2得： = =633.02MPa<110%满足设计要求。（2）二档斜齿轮弯曲应力，查文献2可知： 3-23弯曲应力（MPa）； 圆周力（N），；为计算载荷（N·mm）；为节圆直径（mm）； ； 斜齿轮螺旋角( °)，=20°； 应力集中系数， =1.50； 齿宽(mm)； 法向齿距，； 齿形系数，=0.18 重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数带入公式3-23，整理后得到斜齿轮弯曲应力为： 3-24当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时，斜齿轮许用弯曲应力在100250MPa, 查文献2可知， =320 MPa。由公式3-24得：=205.4MPa

29、<满足设计要求。3.1.2 轮齿接触应力 3-25式中： 轮齿的接触应力（MPa）； 齿面上的法向力（N），；为圆周力； 斜齿轮螺旋角( °)； 齿轮材料的弹性模量（MPa）, 齿轮接触的实际宽度(mm)； 主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮；从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮，斜齿轮； 将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触应力查文献2可知，见表4.1表4.1 变速器齿轮的许用接触应力(MPa)齿 轮液体碳氮共渗齿轮渗 碳 齿 轮950100019002000一档和倒档齿轮65070013001400常啮合齿轮和高档齿轮计算第一轴

30、常啮合齿轮接触应力b = Kcmn =8.0x4=32(mm)由公式3-25得：=842.83MPa< 满足设计要求。计算高档3挡常啮合齿轮接触应力b = 7.0 x 4 =28 mm由3-25式得=518.46MP，满足设计要求。计算二轴一档直齿轮接触应力N由公式3-25得：619.29MPa< 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。3.2 轴设计计算3.2.1 轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。 中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小，通常和中间轴做成一体，而高档齿轮则分别用键固定在轴上，以便齿轮磨损后更换3.2.2 确定轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸，主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时，由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定，也可由下列经验公式初步选定：第二轴和中间轴中部直径： 第一轴花键部分： 式中 -发动机的最大扭矩