商用车机械式变速器设计

1、目录1、机械式变速器的概述及其方案的确定22、变速器主要参数的选择与主要零件的设计42.1、 传动比的确定42.1.1、 驱动桥主减速器传动比"的选择42.1.2、 变速器头档传动比ig1的选择52.2、 中心距62.3、 轴向尺寸72.4、 齿轮参数72.4.1、 齿轮模数72.4.2、 各档传动比及其齿轮齿数的确定82.5、 齿轮材料的选择122.5.1、 满足工作条件的要求122.5.2、 合理选择材料配对122.5.3、 考虑加工工艺及热处理工艺123、校核轴和齿轮133.1、 计算各轴的转矩133.2、 齿轮强度计算133.3、 轴及轴上支撑校核203.3.1 轴的工艺要求

2、203.3.2 轴的强度计算213.3.3 轴的刚度计算224、轴承的选择和校核235、建模256、总结26参考文献271、机械式变速器的概述及其方案的确定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：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。工作可靠，操纵轻便。汽车

3、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。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。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。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。2、变速器主要参数的选择与主要零件的设计表2-1发动机参数表

4、发动机位置刖置发动机型号DA465Q排量(升)1.0L进气形式自然吸气汽缸数4个最大功率35kW最大转速2100r/min(rpm)最大扭矩74N.m燃料类型汽油环保标准国4考虑到车的最高车速只有80km/h,所以本变速器选择4档设计。设计要求的数据有：载货量：0.75t最大总质量：1.68t最高车速:80km/h比功率：16kw-t-1比转矩：30N-m-t-12.1、 传动比的确定2.1.1、 驱动桥主减速器传动比，；的选择在选择驱动桥主减速器传动比i0时，首先可根据汽车的最高车速、发动机参数、车轮参数来确定，其值可按下式计算：.0.377rni;-V-amaxg5(3-1)amax式中：

5、v汽车最高车速，km/h;nv最高车速时发动机的转速，一般nv=(0.91.1),其中np为发动机最大功率时对应的转速，r/min;这里取n为1,则n=1Xn=1X2800=2800r车轮半径，m。取i5=1；根据公式(3-1)可得:i_0.377rn_0.377x0.329x2800_289。_v""厂120x1.amaxg52.1.2、 变速器头档传动比屋i的选择(1)在确定变速器头档传动比(时，需考虑驱动条件和附着条件。为了满足驱动条件，其值应符合下式要求：.G(fcosa+sina)rglgT7二3t"2445x(0.016xcos16.7。+sin16.

6、7。)x0.329x9.8392x2.89x0.9_2.34式中：amax汽车的最大爬坡度，初选为16.7。为了满足附着条件，其大小应符合下式规定：i<F*g_1711.5x9.8x0.8x0.329_433g1Ti0nt392x2.89x0.9式中：F驱动车轮所承受的质量，kg;由于第一章中后轴轴荷分配暂z定为70%,故F=2445x70%=1711.5kgz中附着系数。0.7-0.8之间，取3=0.8。(2)各挡传动比确定:由于i在2.354.33取i=3.7,且i4=1按等比数级分配各挡传动比,L=1=二iiig2g3g4贝llq=3Ji-=1.54,i1=3.7,i2=q2=2.

7、39,i3=q3=1,54,ij1参考中国汽车零配件大全，选取变速箱，型号为MSGSE,确定各档传动比如下表2-2变速器档位参数参数品牌系列型号重量1-4挡传动比倒档江铃TFR54MSGSE38kg.71g2=239ig3=1.543.272.2、 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。根据经验公式初定：A=K31Ti”式中工-中心距系数。对轿车，葭=8.99.3;对货车，葭=8.69.6;'max为发动机最大转矩；为变速器一档传动比”g为变速器传动效率，取96%取j=9-。代入数据求得：A=56.42mm2.3、 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，

8、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3.03.4A。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ka应取给出系数的上限。为方便A取整，得壳体的轴向尺寸是3义60=180mm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。2.4、 齿轮参数2.4.1、 齿轮模数选取m=3.0压力角a、螺旋角B和齿宽b压力角选取国家规定的标准压力角a=200螺旋角根据货车变速器的可选范围为180260选取B二200齿轮的b=km根据斜齿轮的kc=6.0

9、8.5取%=7.0贝b=7义3=21mm2.4.2、 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。（1）确定一档齿轮的齿数一档传动比Z1Z8先求其齿数和Z：hZh=2A/m其中A=56.42、m=3；故有Z：37.61。中间轴上一档的齿轮的齿数可在1217之间选用，现选用Z8=14则Z7=24上面根据初选的A及叱计算出的z人不是整数，将其调整为整数后，这时应从z及齿轮变位系数反过来计算中心距A，再以这个修正后的中心距作为后计算的依据。这里zj修正为38反推得A=57mm

10、。（2）确定常啮合齿轮副的齿数求出常啮合齿轮的传动比z2Z1代入数据得：z2=1.75z1而常啮合齿轮传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即:A=Wi+Q2cosp解方程并取整得Z=13Z2=23（3）确定其他挡位齿轮的齿二挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数，故有：zz2-=16Z2Z1 5A）吗一+Q2 cosp由式（2-5）和式（2-6）代入数据解方程并取整得：z=16、z=21三挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数，故有：z.z2-=1Z3Z1 3A二mJ'+”2 cosp由式（2-5）和式（2-6）代入数据解方程并取整得：z=19、z=17（4）确定倒档齿轮的齿数一般情况下，

11、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,r取3.2而通常情况下，倒档轴齿轮z取2123,此处取z=23。1010计算中间轴与倒档轴的中心距A计算得A=55.5mm为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和齿轮9的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径乜应为+0,5+-22D=2A5-D-1=Are9e8计算得De9=62mm则重新计算A''=55.5mm表2-3齿轮参数表齿数齿宽b齿轮形式Z11421正齿轮z22318正齿轮Z31721右旋螺旋齿轮Z41918左旋螺旋齿轮Z52021右旋螺旋齿轮Z61518左旋螺旋齿轮Z72321正齿轮Z

12、81418正齿轮Z91818正齿轮Z102418正齿轮其他模数压力角a螺旋角B320°20°2.5、 齿轮材料的选择2.5.1、 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。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2.5.2、 合理选择材料配对如对硬度W350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBs左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。2.5.3、 考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0

13、.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863;心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2;表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO,20CrNiMO,12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。3、校核轴和齿轮3.1、 计算各轴的转矩发动机最大转矩为74Nm齿轮传动效率99%,离合器传动效率99%,轴承传动效率96%。I轴TjTn离n承=74x0.99x0.96=70.33Nm中间轴TT1n齿n承i2i=70.33x0.96x0.99x23/13=11

14、8.26NmII轴一挡T3jT2n齿n承i78=118.26x0.99x0.96x24/14=192.67Nm二挡T3T2n齿n承i5j118.26x0.99x0.96x21/16=147.52Nm三挡T33=T2n齿n承i3118.26x0.99x0.96x17/20=95.53Nm四挡T1n齿n承=70.33x0.99x0.96=66.84Nm倒挡T倒二T2(n齿n承)2ii08=118.26x(0.99x0.96)2x23/14=175.49Nm3.2、 齿轮强度计算（1）倒档直齿轮弯曲应力oW2TKKw兀m3zKy式中：o一弯曲应力（MPa）；Tg一计算载荷（Nmm）；Ko应力集中系数

15、，可近似取Ko=1.65；,.一摩擦力影响系数，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KJ1.1，从动齿轮,=0.9；b齿宽（mm）；m一模数;y一齿形系数。当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩谈,时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MP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8、10的弯曲应力。w8,。w10Z8=14Z10=23t倒=175.49N.m,t2=118.26N.m_2TK,Kfw8兀m3zKy2*酬*L65*L1x103冗33x14x7.0x0.139=371.53MPa<40085

16、0MPaoW102T倒KKf兀m3zKy2x旦xL65x0.9*103=256.14MPa<400兀33x23x7.0x0.149850MPa（2）斜齿轮弯曲应力。w2TcosPKw兀zm3yKK式中：T一计算载荷（Nmm）;(2.2)m法向模数（mm）;nz一齿数;P一斜齿轮螺旋角（°）;K应力集中系数，K=1.50;y一齿形系数，可按当量齿数Z二ZC0S3P在图中查得;K一齿宽系数K=7.0生一重合度影响系数，K=2.0。(1)计算一挡齿轮7、8的弯曲应力o7,o8ow72TK兀zm3yKK2x192.67x1.65x0.9兀24x33x0.122x7.0x2.0x103=

17、164.57MP<400800Mpaow82T2Ko兀zm3yKK2x118.26xL65-x103=160.38MP<40兀14x33x0.161x7.0x2.00800Mpa(2)计算二挡齿轮5、6的弯曲应力o-2T32cosR6K,=2x14752xcos2Q36x1-50x10b=129,98MP<1003256Ox3w5兀zm3yKK冗21x33x0.128x7.0x2.0a5 n5cs250Mpao-巴cosB56Ko=2x11826xcos2036xL50x103=90.24MP<100w6兀zm3yKK兀16x33x0.194x7.0x2.0a6 n6c

18、250Mpa(3)计算三挡齿轮3、4的弯曲应力o-2T33cosB34Ko=2x9553xcos20-36x150x10s=105.63MP<250w3兀zm3yKK冗17x33x0.126x7.0x2.0a7 n3cMpao-2T2c0sB34Ko=2x11826xcos2036。x150x103=118.68MP<100w4兀zm3yKK兀20x33x0.118x7.0x2.0a8 n4cg250Mpa轮齿接触应力）:0.4181g-bbd'cosacosp式中：oj一轮齿的接触应力（MPa）；Tg一计算载荷（Nmm）；d'一节圆直径（mm）;a一节点处压力角（

19、°）,p齿轮螺旋角（°）；E一齿轮材料的弹性模量（MPa）；b一齿轮接触的实际宽度（mm）;Pb一主、从动齿轮节点处的曲率半径（mm）,直齿轮p二rzsina、p=rsina，斜齿轮p=(rsina)/cos2P、p=(rsina)/cos2p；Trb一主、从动齿轮节圆半径（mm）。将作用在变速器第一轴上的载荷Tmax/2作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力o.见表2-4。表2-4变速器齿轮的许用接触应力齿轮o/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700计算一挡齿轮7、8的接触应力dgi=14x3=

20、42d7i=24x3=72d'd'一pb8=方sina=7.18mmp7=-7-sina=12.31mmOj7TE=0.418jz8=0.4181192.67x20.6x104(128义72cos20。、7.18+12.31,义103=898.45MP<19002000Mpoj80.418一bd'cosa(pz8=0.418i'118.26x20.6x104(128义42cos20。+(7.1812.31)义103=921.61MP<19002000Mp计算二挡齿轮5,6的接触应力dj=16x3=48d1=21x3=635Pz6/cos223.84。

21、=9.81mmPb5d'5sina/cos223.84。=12.87mm2oj5,TE:0.4181-32bbd'cosacos23.84°+PJ147.52*20.6义104=0.418.28x63cos20ocos23.84+19.8112.87)=793.15MP<13001400Mp=0.418：bd'cosacos23.84°p6、1十Pb5118.26x20.6x104=0.4181V28x48cos20ocos23.84。+(9.8112.87)x103=829.27MP<13001400Mp计算三挡齿轮3,4的接触应力bd

22、'cosa(pd4i=20x3=60d3i=17x3=51d'.，=sina/cos223.84°2=12.26mmsina/cos223.84°=1°.42mmoj3:0.418:BT33Ebd'cosacos23.84°95.53*20.6义104=0.418:28义51cos20ocos23.84+(12.2610.42)义103=705.23MP<13001400Mp=0.4181bd4cosacos23.84。(p1十Pb3118.26*20.6义104=0.418128义60cos20ocos23.84°

23、;=723.42MP<13001400Mp+1¥42,义103常啮合齿轮1,2的接触应力d2i=23x3=69d1i=13x3=39Msina/cos223.84°=7.97mm2sina/cos223.84°=14.10mm=0.418，TE-Abd'cosacos23.84°(p1十Pb2=0.418.70.33*20.6义104:24义39cos20ocos23.84°十17.7914.10)义103=791.88MP<13001400Mpo2=0.4181bd'cosacos23.84°(p2、11

24、8.26*20.6义104-0.4181,24义69cos20ocos23.84。=771.99MP<13001400MP计算各挡齿轮的受力(1)一挡齿轮7,8的受力Ft7Ft8Fr72T2x192.6731=x103=5351.94Nd7272T2二d82x118.2642x103=5631.43N义103Ft7停叱=5351.94tan200/cos23.84。=2129.65NcosP7一8F=Ft8tT°n=5631.43tan20o/cos23.84。=2240.87Nr8cosP7-8F7=Ft7tanp8=5351.94tan23.84。=2364.95NF8=F

25、janp8=5631.43tan23.84。=2488.45N(2)二挡齿轮5,6的受力Ft5Ft6Fr5Fr62T2x147.5232=x103=4683.17Nd6352T62x118.2648x103=4927.5.NFtanacosP5-6FtanacosP5-64683.17tan20。cos23.84。4927.5tan20。cos23.84。=1863.54N=1960.76NF5=，5tanp56=4683.17tan23.84。=2069.43NF6=，6tanp6=4927.51tan23.847。=2177.40N(3)三挡齿轮3,4的受力Fr4Ft3Ft4Fr32T2x

26、95.5333=x103=3746.27Nd5132T-2-二d42x118.2660x103=3942NFt3tan匕=3746.27tan200=1490.72NcosP34cos23.84。FtanacosP3-43942tan20bcos23.84。=1568.61NF3=%tanP34=3746.27tan23.56。=1633.59NF4=1tanP34=3942tan23.56。=1718.94N(4)倒挡齿轮10的受力d:23x3=69t倒=175.49N.m，t2=118.26N.mF=2TM=2x175.49x103=5086.67Nt10d6910Fr10=Ft10tan

27、a=5086.67tan20°=1851.40N3.3、 轴及轴上支撑校核3.3.1 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汽化处理，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14。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HRC5863,表面光洁度不低于对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于7,Word资料并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。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

28、。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。3.3.2 轴的强度计算初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距a=57mm，第二轴和中间轴中部直径de(0.430.60%，轴的最大直径d和支承距离L的比值：对中间轴，d/L=0.160.18;对第二轴，d/Le0.180.21。第一轴花键部分直径d(mm)可按式(5.1)初选d=Kemax式中：K经验系数，K=4.04.6;t发动机最大转矩(N.m)。emax第一轴花键部分直径d1=4.04.6)：74=16.7919.31mm取d1=20mm;第二轴最大直径d2“Q.450.60)x57=25.6534.2mm取30mm;中间轴最大

29、直径deG450.60)x57=25.6534.2mm取d=30mmdd第二轴：2max=01葭0.21；第一轴及中间轴：一1max=0.1C0.18LL第二轴取L2=250mm;中间轴支承之间的长度取l=225mm,第一轴支承之间的长度L1,L1=100mm表3-1轴的尺寸长度mm最大轴径mm输入轴10020中间轴22530输出轴250303.3.3 轴的刚度计算对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合；后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。轴的全挠度为f=4

30、尸尸0?mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为f=0.050.10mm,f.=0.100.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。变速器输入轴和输出轴的刚度校核一档工作时轴上受力分析F=2T1=2*70.33=3607N曲d391F=F1tana=1313NFa1=FtanP=1313N输出轴的挠度和转角的计算:已知：a=70mm;b=30mm;L=100mm;=30皿皿，把有关数据代入得到：Fa2b2Fa2b2x64f=rl=-rl=c3EIL3E兀d4L0.0023<fc=0.050.10mmf=Ft1a2b2x64=0,006<f=0.10.15mms3E兀d4Lsf=(f2+f2=0.07<0.2mm5=Fr1abea)=0.000044<0.