变速器的设计计算

1、变速器的设计计算一确定变速器的主要参数一、各挡传动比的确定不同类型的变速器，其挡位数也不尽相同，本设计为五挡变速器。传动比为已知：i 仁6.02， i 2=3.57， i 3=2.14， i 4=1.35， i 5=1.00， i r=5.49.二、中心距A的选取初选中心距A时，可根据下述经验公式初选：A=K a TemaX1 n式中，A为变速器中心距(mm); KA为中心距系数，货车：Ka ; Temax为 发动机最大转矩(Temax=165 n m) ； ii为变速器一挡传动比(i1 =6.02) ; n为变速 器传动效率，取96%本设计中，取KA =9.0。将数值代入公式，算得A=88.

2、5849mm故初取A=89mm三、变速器的轴向尺寸影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。设计时可根据中心距A的尺寸参照下列经验关系初选：五挡货车变速器壳体轴向尺寸：(2.73.0) A=239.18mm265.75mm选用壳体轴向尺寸为260mm四、齿轮参数(1 )齿轮模数变速器齿轮模数：货车最大总质量在 1.814.0t的货车为2.03.5mm齿 轮模数由齿轮的弯曲疲劳强度或最大载荷下的静强度所决定。当增大尺宽而减小模数时将降低变速器的噪声，增大模数并减小尺宽和中心距将减小变速器的质 量。对于斜齿轮g=Km 3 Temax式中mn齿轮模数mmKm为模数系数，一般 Km

3、=0.280.37。本设计中取Km=0.35。将数值代入计算得 mn =1.919 mm,取g =2。对于直齿轮m=Kn 3 J式中m挡齿轮模数mmK m1 一挡齿轮模数系数，一般 Km1 =0.280.37。本设计中取K m1 =0.30T 1 一挡输出转矩，T1=Temax*i 1i 1 一挡传动比当数值代入计算得m=2.993 mm取m=3参考国标(GB1357-87规定的第一系列模数：一档和倒挡的模数：m = 3mm二，三，四，五挡的模数：叫=2mm;(2) 压力角齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合 和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角

4、增大时，可提高 齿轮的抗弯强度和表面接触强度。本设计中采用标准压力角=20。(3) 螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有 影响。选用大些的螺旋角时，会使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳，噪声 降低，齿轮的强度也相应提高。因此从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，不宜过大，以15。一25。为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和增加重合度着眼，应选 用较大的螺旋角。螺旋方向的选择：斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用在轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消，以减少轴荷，提高寿命。为此，中间轴上的全部齿轮一律采用右旋，而一、二轴上的斜齿轮取左旋， 其

5、轴向力经轴承盖由壳体承受。为使工艺简便，中间轴轴向力不大时，可将螺旋角仅取为三种。二、三、四挡齿轮螺旋角22;常啮合齿轮螺旋角25.28 。(4) 齿宽考虑到缩短变速器的轴向尺寸和减小质量， 应选用较小的尺宽。另一方面, 尺宽的减小将使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增 加。选用宽的尺宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜， 使齿轮沿尺宽方向受力 不均并在尺宽方向上产生磨损不均匀。通常通过齿轮的模数确定尺宽：直齿：b=Km Kc为尺宽系数，一般 心=4.58.0斜齿：b=Kc叫般 Kc=6.58.5本设计中，一档，倒档： b=7 3=21 mm二档，三档没，四档，五档：b=7

6、 2=14mm(5) 齿轮变位系数的选择原则为了降低噪声，对于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数值，以便获得低噪声运动。一般情况下，最高档和一轴 齿轮副的x可以选为-0.20.2。随着档位的降低，x值逐渐增大。一，二档和倒 档齿轮，应该选用较大的x值，以便获得高强度齿轮副。一档齿轮的x值可以选 用1.0以上的。五、各挡齿轮齿数的分配1. 确定一挡齿轮齿数已知 A=89mm，m=3mmZii+Z12=2A/mZh=60对于货车，中间轴一挡齿轮可在 12-17之间，选取z12=16，由于一挡选用 直齿轮。故有 z11=2A/m-16=442. 修正中心距A=Z

7、hm =90mm23. 确定常啮合传动齿轮副的齿数已知 h=6.02 mn=2mm =25.28 乙 + Z2 =2Acos=81.381Zi=ii1mnZ12Z11=2.19Zh=2A81乙=26, Z2=554. 确定其它挡位齿轮齿数(1) 确定二挡齿轮齿数已知 i 2 =3.57 mn =2mm =22.Z2 Z712二一-乙Z81.687636CDZ7 +Z8 =2Acos Bmn联立C求解 取Z7 =52, Z8=32(2) 确定三挡齿轮齿数已知 i3=2.14 mn =2mm =22.Z2 Z5i3=-乙Z6Z5+Z6=2AC0SBmn联立C C求解 Z5 =41,Z6=43(3)

8、 确定四挡齿轮齿数已知 i4 =1.35 , mn =2mm,=22i4=乙Z4Z3+Z4=2mn联立C C求解 取Z3 =32, Z 4 =52(5)确定倒挡齿轮齿数倒挡采用直齿轮， m=3mm已知选 Z11=44,乙伐二代，玉=2.19,取=5.49得 Z9=41 ,乙0=44A =90mm)m =2.58mm2)m =2.64mmA1=m ( z 11 + Zi2 )/2=3*(44+16)/2=90mmA2=m (Z9+Zio)/2=3*(41+44)/2=127.5mm经验算，不会产生运动干涉。六、变速器齿轮几何参数设计计算1. 一挡齿轮几何参数m=3mm Zn=44，Z 12=16

9、，n=20 ，=0，(1) 1 =0.37，2 =-0.37(2) 啮合角 a =arccosAcos a =21.68 A(3) 理论中心距 A= m(Z13召=89mm2A A(4) 中心距变动系数=0.33mI(5) 变位系数之和=(乙3 Z12)(inv山=0.902tag(6) 齿顶降低系数=0.90-0.33=0.57(7) 分度圆直径 d1 = Z1 m=132mmd2= mz2 =48mm(8) 齿顶高 ha1=(ha+ 1 )m =3.33mm ha2=(ha+ 2* * * *(9) 齿根高hf1=(ha+c1)m=4.86mm hf2 =(h a+c(10) 齿全高h1

10、=h 2=ha +hf =5.22mm(11) 齿顶圆直径dai=d!+2hai=.66mn, da2=d2 +2ha2=53.16mm(12) 齿根圆直径df1 =d1 2hf1=122.28mm df2 =d2 2hf2 =42.72mm(13) 周节 p= m=9.424mm(14) 基节 pb m cos =8.856mm2. 常啮合齿轮几何参数mn =2mn, Z1 =26， Z2 =55，n=20，=25.28 ， A =90mm(1) 端面模数 口七=2.21口口cos(2) 1=0.37,2 =-0.37 端面压力角t arctan(tan)=21.926 端面啮合角 a =a

11、rccosAcSaa =23.457 A分度圆直径d1=mn(Zcosp) =57.51mm d2=mn(Z2osp)=121.65mm(6) 齿顶高 ha=mn (f01)=2.46mm 1.54mm 齿根高 hf (f c 1)m n 2.04mm 1.28mm(8) 齿全高 h ha+hf 4.50mm(9) 齿顶圆直径 da d 2ha=62.43mm 124.73mm(10) 齿根圆直径df d 2hf =53.43mm 119.09mm(11) 中心距 A=A = Z Z2mt=90.505mm2(12) 法向基节Pbn mn cos n=5.904mm(13) 基圆直径 db d

12、1 cos t =53.35mm 112.85mm、 1(14) 法面分度圆弧齿厚 smn =3.14mm23. 二挡齿轮几何参数mn =2mm, Z7 =52, Z8 =32,n =20 ,=22 , A =90mm变位系数2=0.25 , ! =0.43(2)端面模数mt = mn =2.157mmcos(3) 端面压力角(4) 端面啮合角(5) 分度圆直径arcta n(tanAcos a at =arccosA=23.00di=mn()=88.98mm=48.53mm(6)齿顶高 ha =mn(f 0n) =1.335mm 1.785mm齿根高 hf (f0 c)mn 2.5mm 2.

13、05mm(8) 齿全高 h ha+hf 3.835mm(9)齿顶圆直径da d 2ha=91.65mm 52.10mm(10)齿根圆直径df d 2hf =83.98mm 44.43mm(11)法向基节Pbn mn cos n=5.904mm(12)基圆直径 db d cos t =82.83mm 45.17mm4. 三挡齿轮几何参数mn =2mm Z5 =41, Z6 =43,n=20,=22, A =90mm(1) 端面模数mt=2.157mmcos 端面压力角t arctan(tan)=21.433 端面啮合角 at =arccosAcos a =23.00 A分度圆直径d1=mn(%s

14、B)=88.44mm d2=mn(%sB)=9275mm 齿顶高ha =mn(f0n) =1.188mm 1.308mm 齿根高 hf (fo c)mn 1.88mm1.76mm齿全高 h ha+hf 3.068mm(8) 齿顶圆直径da d 2ha=90.82mm95.37mm(9) 齿根圆直径df d 2hf=84.68mm89.23mm(10) 法向基节Pbnmn cos n=5.904mm(11) 基圆直径 db d cos t =82.32mm86.34mm5. 四挡齿轮几何参数mn =2mm Z3=32,乙=52, n=20,=22, A =90mm(1)端面模数mt=2.157m

15、mcos(2) 端面压力角arcta n(tan)=21.433 端面啮合角 at =arccosAcos a =23.00 A 理论中心距A= _ mt =89mm2分度圆直径 d1=mn(Zy/osp) =48.53mmd2=mn(Zj 仪)=88.98mmcos p(6) 齿顶高 ha =mn(f0n)=1.785mm 1.335mm齿根高 hf (f c)mn 2.05mm2.5mm(8)齿全高 h ha+hf 3.835mm(9)齿顶圆直径da d 2ha=52.10mm 91.65mm(10)齿根圆直径df d 2hf =44.43mm 83.98mm(11)法向基节Pbn mn

16、cos n=5.904mm(12) 基圆直径 db d cos t =45.17mm 82.83mm6. 倒挡齿轮几何参数m =3mm; Z9 =41; Z10 =44; Z11 =44；n =20(1)分度圆直径 d9=mz9=123mmd10=mZ10 =132mmd11=m=132mm齿顶高珞1 =(杠+羽) = 3mm虬n =(為.+吃= 3mm虬B =叽十邑)珞=3mm(3)齿根高加 二輒 +匸可)阿=575mm讪=+f- 临=3.75mm- l： i 匚3.75mm(4)齿顶圆直径 盘*11二盘11+2 129mm日胡=沧+2剋垃=138mm= % + 013 = 138mm齿根圆

17、直径1115.3mm叭竝=心厂禺垃=124.3mm124.3mm七、同步器及尺寸的计算同步器使变速器换档轻便、迅速、无冲击、无噪声，且可以延长齿轮的寿命， 提高汽车的加速性能并节省燃油，故而多数汽车变速器除一档和倒档外， 其他档 位多装用。要求其转矩容量大，性能稳定、耐用。在本设计中，主减速器全部采用锁销式同步器。因为锁销式同步器多用于最 大总质量大于6.0t的货车变速器中。.锁销式同步器及其接合尺寸的确定(1)锥面直径及倾斜角当齿轮上装有锥盘时，锥面大端直径可根据下式选定：de da 2tc式中de 锥面大端直径，mmd a齿顶圆直径，mmtc锥盘壁厚，mm在本设计中，取tc =4mm代入上

18、式可计算得到dc=120mm(2) 花键接合齿参数花键接合齿采用渐开线花键，对于中型变速器，模数取2.5mm左右，齿数由直径决定。花键的直径根据齿轮的尺寸选取，使齿轮孔与花键小径之间的壁厚 与齿轮缘厚度相近。(3) 锁销在本设计中每个同步器采用三个锁销。锁销杆部直径为9mm两大端的直径为13mm 定位销定位与滑动齿套的孔滑动配合，它的直径可与锁销大端的直径相同，中部 精车出一个夹角为90的槽与定位钢球接触。定位销长度应等于或大于滑动齿 套安装定位销处的宽度二倍换档过程。(5)换档行程锁销式同步器的换档行程根据轴向间隙、后备行程和接合齿啮合长度确定。本设计中采用8mm3.同步器摩擦副的材料同步锥

19、环多用铜合金制造，货车及大型客车的同步器较厚可采用压铸工艺加 工，也可采用锻或挤压工艺加工。选用材料时既要考虑其摩擦系数又要考虑其耐 磨性以及强度、加工性能等。本设计中采用铝青铜(含铝8.5%11.0%),因为其强度高、耐用性好、摩擦系数较大而锥面自锁倾向较小。五、轴和花键尺寸1. 第一轴的设计轴材料选为20CrMnTi。第一轴花键部分直径d(mm)可按下式初步确定：式中，k为经验系数，一般k=44.6Temax为发动机最大转矩（N m）取k=4.5代入公式并计算得 d=24.68mn,取d=30mm由机械设计中轴的结构设计要求，定位轴肩的高度 h=（0.070.1）*d ，d 为与零件装配处

20、的轴径尺寸。非定位轴肩是为了加工和装配方便而设置的，其高 度没有严格要求，一般为 12mm对于第一轴 d/l=0.160.18，则经计算得 l=187.5166.67mm 初选 l=170mm可初步确定一轴的结构2. 中间轴的设计由汽车设计中有关中间轴中部直径 d=（0.450.6）A,得d=0.4590=40.5mm取 d=45mm对于中间轴d/l=0.160.18 则经计算得l=281.25250mm初选l=270mm3. 第二轴结构设计由汽车设计中有关第二轴中部直径 d=（0.450.6）A，得d=0.4590=40.5mm 取 d=45mm对于第二轴d/l=0.180.21 则经计算得

21、l=281.25250mm初选l=270mm结构设计如零件图。二 变速器传动件的刚度、强度计算及校核、齿轮的强度校核变速器齿轮的损坏形式有三种：轮齿折断、齿面点蚀和移动换挡时齿轮端部 破坏。1齿轮接触应力计算齿轮的接触应力按下式计算：zb式中，F为齿面上的法向力（N）, F f/（cos cos ） ； F为圆周力（N），F1=2Tg/d ； Tg为计算载荷（N mm ）;d为节圆直径（mr） 为节点处压力角（）;为齿轮螺旋角（ ） ; E为齿轮材料的弹性模量（N/mmf ）,本设计中E=20.6 104Mpa b为齿轮接触的实际宽度（mr） z、 b为主、从动齿轮节点 处的曲率半径（mm）,

22、直齿轮 z rzsin ， b rbsin ，斜齿轮z（rzSin）/cos2， b（fsin）/ cos2, rz、心为主、从动齿轮节圆半径（mr）将作用在变速器第一轴上的载荷Temax/2作为计算载荷时，一挡和倒挡齿轮的许 用接触应力为19002000 N/mm2，常啮合齿轮和高挡齿轮的许用接触应力为 13001400 N/mm。将有关参数带入可得j 0.418.2Tg E( cos2cos cos rzSin2 cos“si n)0 mZb(变速器齿轮的许用接触应力(j/MP)齿轮渗碳齿轮氰化齿轮一挡及倒挡1900-2000950-1000常啮合及高挡1300-1400650-700Fj

23、128481 9.25320025.280743.882220.24335251 31.11200220821.87221.2854445112.34200220888.756215.027567919.6532002201045.978217.7092248111.3220000607.7310215.9011765616.156200001432.6912211.80127656116.9220000811.9513949.34由以上两表可知，变速器所有齿轮的齿面接触强度均满足要求。2. 齿轮弯曲强度计算(1)直齿轮弯曲应力wFK Kbty式中，w为弯曲应力(MPa； F为圆周力(N),

24、R=2Tg/d ； Tg为计算载荷(N mm)； d为节圆直径(mrh； K为应力集中系数，可近似取K =1.65 ; Kf为摩擦力影响系数，主动齿轮 Kf =1.1，从动齿轮Kf =0.9 ; b为尺宽(mr； t为 端面齿距(mm, t= nr，m为模数；y为齿形系数，可由汽车设计中图 3-19 查得。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400850 MPa货车可取下限850MPa由于d=mZ所以有2TgK KfmZKcy（2）斜齿轮弯曲应力FiKbtyK 式中，F1为圆周力（N）, F,=2Tg/d ； Tg为计算载荷（N mm）;

25、 d为节圆直径（mr） d二mnz/cosp, 为法面模数； 为斜齿轮螺旋角（） ; z为齿数；K 0 为应力集中系数，可近似取K o=1.5 ;b为齿面宽（mr）t为法面齿距（mrj）,t= mnn ;y为齿形系数，可按在汽车设计中图 3-14上查得；K为重合度影响系数，K =2；当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩 Temax时，各挡斜齿 轮许用弯曲应力在100250 MPs。整理后可得2Tg cos KZ 0wZmnKcK计算结果如下表所示：直齿的弯曲强度：KKfbmyw91.650.91830.147147.32101.651.12030.174.37111.650.9123

26、0.115641.36121.651.13030.143557.49131.650.91830.123299.8斜齿轮的弯曲应力如下表:KKZmnbyw11.52162.525.2818.14715.7721.52352.525.282.14111.631.52222.52218.172111.8941.52292.5222.167115.2451.52282.5222.166146.1961.52232.5222.165147.0971.52332.52218.16319.2181.52182.5222.166.77由上两表可知，变速器的所有齿轮的弯曲强度都满足要求。二、轴的强度校核由轴的布

27、置而确定的尺寸，一般来说强度是足够的，仅对其危险截面进行校 核。严格来说，挡位不同，不仅圆周力、径向力及轴向力不同，而且力到支点的 距离也有变化，应该对每个挡位都进行验算，但是一挡受力比其他挡位大的多， 故对二轴和中间轴一挡工作时进行强度校核。二轴和中间轴的受力分析如下图所示：图4-4受力分析本计算过程由程序进行。经程序校核，二轴和中间轴在一挡工作时强度合格、轴的刚度校核变速器的轴在工作时，轴承要受转矩和弯矩。刚度不足的轴会产生弯曲变形， 破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。 故 需要校核轴的刚度。因二轴比较重要，刚度校核很复杂，故本设计只针对二轴做 刚度校核。

28、本计算由程序计算，经程序校核，二轴在一挡工作时刚度合格。四、轴承的寿命的计算轴承的使用寿命可按汽车以平均速度 Vam行驶至大修前的总行驶里程 S计 算：Lh h ;Vam汽车平均速度：Vam = 0.6 Vmax = 06 X 93= 55.8 km h，S取大修前行驶的里程数：15万公里，即1.5 x io5Km=150000/55.8=2688.17h;发动机转速取最大扭矩时转速2200r min的60%即1320rmin ;速比取最常用的i = 0.6时计算，于是：nD = 1500r . ; nN = 2500r .D/mi nN/min根据机械设计手册和计算，得下表相关参数：轴承代号

29、Cr(KNCor(KNeXY620928.222.50.6810AC621242.835.50.6810AC621242.835.50.6810AC621351.243.20.6810AC106 c根据前面所计算的支反力和轴向力，通过公式Lh 亠（C）x对每个轴承进60 n P10行校核：（球轴承x取3,滚子轴承x取一）;载荷系数fp取1.2。31 .对于轴承1PA = fP（XR YA）=4891.8NLh (C)x = 3242.2h 60 n P2.对于轴承2Pa = fP(XR YA) = 5504.2NLh益自=7957h3. 对于轴承3PA = fP(XR YA) = 4352.6N106 C60 n(P=7837.2h4. 对于轴承4PA = fP(