变速器课程设计61433培训讲学

变速器课程设计61433PAGE20录21功用和要求 22传动简图 23倒档布置方···························3二主要参数选择与主要零件设计 41主要参数选择 42齿轮参数·································53各档传动比齿轮齿数64轮受力和强度校核 8121工艺要求 122································123································134选择17一.机械式变速器概述及其方案确定（一）功用要求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及汽车使要求，合的变速器档及传动，来要求。工作，。汽车在，变速器内应有动档、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。重量体。指标的主要是变速器的。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。传动率高。为的合，应有档。高的度和安装质量，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。（二）变速器传动方案及简图a，，倒档动档，档为合传动。b、c、d档，传动d的倒档和速档装在变速器的体内，置可度，工作，还以在需要速档的，有档的变速器。PAGEPAGE5中间轴式五档变速器传动方案（三）档方案下图为常见的倒挡布置方案下图 b方案的倒挡的挡的挡挡下图 c方案的倒挡挡下图 d方案的下图 c方案图下图 e方案的倒挡下图 f方案为常挡为为了的倒挡下图 g方齿将挡布置的下图 f的布置方案PAGE6变速器倒档传动方案、变速器主要参数的选择与主要零件的设计（一）变速器主要参数考虑到车的最高车速只有 75km/h,所以本变速器选择 6档设计。设计要求的数据有：载货量： 6t最大总质量：11t 最高车速：75km/h比功率：10kw·t-1比转矩 ：33N·m·t-1根 据以上 数据可 求得 ：最大功率:=最大转矩 ： N.m发动机 的转 速 n3800r/最高档一般为直接

i，取 车轮半径 选用 r618.79525.56633.2942.10851.5461倒 档8.18取主减 速器的传18.79525.56633.2942.10851.5461倒 档8.18

i=90i 3.802i 2.433i 1.564、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3T iemax1 g强度。根据经验公式3T iemax1 gA式中 KA中心距系数。对轿车 ，KA=8.9~9.；对货车 ， KA=8.6~9.；T 为发动机最大转矩； i为变速器一档传动 比 为变速器传动效率， emax 1 g取 96%取 K 9.0代入数据求得： AA三、轴向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 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。 （ 1）齿轮模数 根据最大质量在 的货车变速器齿轮的法向模数为 选取 m 4.0n（ 2）压力角 、螺旋角 β和齿宽 b压力角选取国家规定的标准压力角

200螺旋角根据货车变速器的可选范围为180

~260

0齿轮的

bkmc

根据斜齿轮的

k 6.0~8.5 c

k 7.0则cb74、各档传动比及其齿轮齿数的确定、模数和后，预先确定档数、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。确定一档齿轮的齿数一档传动比i

Z9gI Z Z1 109 为了确定Z和Z 的齿9 先求其齿数和Z:hA2AZhm （2-2）n其中 A=100.52mm、mn意图

4；故 五档变速器示有Z 。h中的齿轮的齿可在 选选

z 1510

z369根据初选的 A及mn

Z为h从Z 齿轮变中心距 的中心距为以后计算的依据。里Z为 则（2-2）反推得A=102mm。h2、确定常啮合齿轮副的齿数由式（2-1）求出常啮合

z izz 1 21 92

（2-3）代入数

22.5zzz1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：(m zz)(2A n 1 22cos （2-）解方程（2-）和（2-）并取整得z1

z3523、确定其他挡位齿轮的齿数二挡传动比由于各挡齿轮选取同样的模数，故有：28z iz 2 281 7

（）827Amn(zz827

（2-）由式（2-）和式（2-）代入数据解方程并取整得z8

z7

29方： 5z

z256z184

3 4z242ir取轮

Z 。12而通常情况下，倒档轴齿轮Z 取 21~此处13

Z =23。13由 Zi r Z13

Z12

Z2Z1可计算出Z11

19。故可得出中间轴与倒档轴的中心距1m(z z)72mm2 n 12 13距:1m(z z)84mm2 n 11 135、齿轮变位为计算方便一档二档和倒档的主从动齿轮变位系数统一选 0和0，其他档位统一选 0.2和-0.2六、各档齿轮的参数设计（下列各式中： 齿形角为 200

f齿顶高系数为01.0、c径向间隙系数为 0.25m、r齿顶圆半径为 0.38m、为变位系数d分度圆直径、h齿顶高、h齿根高、h齿全高、d齿顶圆直径、d 齿根圆直径、d基a f a f b圆直径，其中右上角标有如a”“a分别表示 主动轮和从动轮）由公 式： d、ha

(f0

)m、hf

(fo

c)m、h(2f0

c)m、d d2h、da a

d2hf

d db

分别代入 数据可以求得 各档齿轮主、从动齿轮参数如下（单 位 mm：一档： d1

d1

d a1

d a1

d f1

d f1d 56.4b1

d .3b1二档： d2

d2

d a2

d a2

d f2

d f2d 75.2b2

d b2三 档：

d3

d3

d a3

d a3

d f3d f3

d b3

d 90.2b3四 档： d4d

.3

d4d

d a4d 95.8

d a4

d f4f4 b4 b4五 档： d5

d5

d a5

d a5

d f5d f5

d b5

d 95.8b5倒档：

dr

dr

d ar

d ar

d fr

d frd 48.9br

d 86.5br（四） 、齿轮的受力 和强 度校核 1、各档齿轮受力：对于直齿轮： 对于斜齿轮：2T圆周力：Ft d

圆周力：Ft

2TdtFtant径向力：Fr

Ftant

径向力：Fr

cos法向力：Fn

Ftcost

法向力：Fn

Ftant式中T为转矩，d为分度圆直径，为压力角，为螺旋角故对于一档主动齿轮：圆周力：Ft1

2Temaxd1

8.063103N径向力：FFtan2.934103Nr1法向力：n1

t1Ftant1cos

3.122103N一档从动齿轮：圆周力：Ft1

2Temaxd1

3.36103N径向力：Ft2

Fnt1F

1.22103N法向力：n1

t1cos

1.30103N二档主动齿轮：圆周力：Ft2

2Temaxd2

6.05103N径向力：r2

Fnt2cos

2.34103N法向力：FFtan2.2103N二档从动齿轮：

n2 t22T圆周力：t2

emaxd2

4.17103N径向力：r2

Fnt2cos

1.61103N法向力：FFtan1.52103Nn2 t2三档主动齿轮：Ft3

2Temaxd3

4.84103NF

F

tan

103Nr3 cosFn3

F

tan

103N三档从动齿轮：Ft3

2Temaxd3

103NFr3

Ftant3cos

1.95103NFn3

Ftant3

103N四档主动齿轮：圆周力：t4

2T emaxd4

4.55103N径向力：

F

tan

1.76103Nr4 cos法向力：n4

Ft4

tan

1.66103N四档从动齿轮：圆周力：t4

2Temaxd4

4.75103N径向力：r4

Ftant4cos

1.83103N法向力：n4

Ftant4

1.73103N五档主动齿轮：F

2T emaxd5

4.75103NF

F

tan

1.73103Nr5 cosFn5

F

tan

103N五档从动齿轮：PAGEPAGE13Ft5

2Temaxed5

4.75103NFFFFtan103Nn5t5倒档主动齿轮：圆周力：trdemax9.10103N径向力：F F tanr3.5210N3rrcos法向力：Ftan3.32103Nnr 倒档从动齿轮：圆周力：trdemax5.14103N径向力：F F tanr1.9910N3rrcos法向力：Ftan1.88103Nnr 、强度校核

Ftant 5t cos

1.73103N选取一档直齿轮来进行校核：、弯曲应力直

FK K 1

K Kg

（式中T为作用在变速器第一轴上w bty bdty g的转矩，K 为应力集中系数，K

为摩擦影响系数，宽，t

，y齿形系数可由右图查）对于取

K K f

T Tg e

19N

b

d60mm

t

y0.21代入

KKg f得

632.02MPaw bdty w对于从动轮取：K

K f

T Tg e

241.89N

b28mmd

t

y0.14代入

KKg f得

510.95MPaw bdty w对于一档直齿轮许用弯曲应力在 从动齿轮弯曲应力于弯曲应力直齿轮应力：

0.418FE(FE(1 1bzb式中F为齿面上的法向力F/cos；F为圆周力；F/d；T为计算1 1 1 g g载荷；d直径；为节点处压力角；E齿轮材料的弹性模量；b齿轮接z b

为主、的节点处的z

r、z rsinr、r为主、从动轮节圆半径。b b z b此处Tg

Te

241.89Nm、

2.6105、b28mm、

200、b、rz

、rb

72代入j

解得FE(FE(1 1bzb

1315.62MPa对于渗碳的变速器齿轮一档齿轮其许用接触应力在1900—2000MPa，本设计中一档齿轮最大应力小于此范围，故接触强度适合。三 、轴和轴承的设计与校核(一）轴的工艺要求倒挡轴为压壳体孔中并固定不的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采渗碳、高频、氰化等热处理方法。只有滑工作的第二轴可以采氰化处理，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[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 8～3，表面光洁度不低于▽ [15]。8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▽ ，并定其7端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度 [16]。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 [17]。（二)轴的设计已知中间轴式变速器中心距

A102mm，第二轴和中间轴中部直径d，轴的最大直径 d和支承距离 L的比值：对中间轴，

d/L～；对第二轴，

d/L～。第一轴花键部分直径 d（m）可按下式初选3Temaxd3Temax

（5.）式中： K—经验系数，K=4.～4.；T —发动机最大转矩（N.m）。emax第一轴花键部分直径d1

4.～4.6

~mm

取d ；第1二轴直径

d 2

.9

.2mm

取d mm2

；中间轴直径d

45.9

取d第二轴：

dL20.～0.1；第一轴中间轴：L2

d10.16～0.18L1第二轴支承之间的长度

L .12

取L 2

；中间轴支承之间的长度

L8~mmL0，第一轴支承间的度L1

~162.5mmL1

150mm轴的尺寸图 （三）轴的校核取中间轴来校核轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为

f ，在水平面内挠度为c

f 和转角为，可分别用下式 ①、s②、③计算Fa2b2f r

Fa2b2 r ①c

4Fa2b2f t

Fa2b2 t ②s

3ELd4Fabba r

Fr

bba③3EIL

3ELd4式中：F—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；rF—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；tE—弹性模量（MP），E=2.015MPaI—惯性矩（m4），对于实心轴，处

a

4；d轴的直（ m），平直计算；a、b的用座 A、B的（m）；L间的（ m）。f2f2c s轴的全挠度为 ff2f2c s轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为fc轮所在平面的转角不应超过 0.002rad。

5～m，fs

0～m。齿一档时：Fr1

NFt1

N

a1

b1

L300mmf 2f 2fc12s1

f 0.0140.05~c1f 0.0370.10s1

0.10mm0.15mmf 0.0400.2mm1 0.000470.002rad1三Fr3

NF

N

a3

b3

L300mmf 2f 2fc32s3

f 0.0090.05c3f 0.0240.10s3

0.10mm0.15mmf 0.0250.2mm3 0.000070.002rad3五Fr5

NF

N

a5

b5

223mmL300mmf 2f 2fc52s5

f 0.0050.05~c5f 0.0150.10s5

0.10mm0.15mmf 0.0160.2mm5 0.000050.002rad5倒档时：F

NF

N

ar

br

L300mmf 2f 2fc52s5

f 0.0130.05~c5f 0.0340.10s5

0.10mm0.15mmf 0.0220.2mm5所以轴的刚度适合要求。2、轴的强度计算

0.000260.002rad5因为一档的挠度高大，所以校核一档时的强度F' F'r5 r1F' F'a5FRHARVAC

RHBFt12D

RVBRRHA F'RHBL L L1 2 3LMF' F'Mr5 r1R RVA VB240881.08Nmm19111.08Nmm580806.92Nmm141806.97Nmm

757846.92Nmm1330N.m1、求水平面内支反力R 、R 和弯矩M 、MHA HB HC HDR RHA HB

F5

F1FLR LF(LL)5 1 HB 1 1 2由以上两式可得RHA

285.24NRHB

3595

.24NM 19111HC

.08NmMHD

240881

.08N2、求垂直面内支反力

R 、 R 和弯矩 M 、 MVA VB VC VDR +R =F+FA B r5 r1FL

1F

FLR L由以上两式可得：

r5

2 a5

r1 1 2 VBR 414124RVA

866876NM 75784692NMVC

58080692N按第三强度理论得：M2HCM2VCT25Mc 794M2HCM2VCT25M2MM2M2HDT2VD 5D 32M

32794.66CC

672.37NmC 3D 32MDD 3

0.25332672.370253

5113MPa400MPa4383MPa400MPa故轴的强度也符合要求