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1 輕型載貨汽車變速箱設計 學生姓名 學 號 年級專業(yè)及班級 指導老師及職稱 學 院 提交日期 2018 年 11 月 2 目錄 第一章 前言 3 1 1 變速器的發(fā)展環(huán)繞現狀 3 1 2 本次設計目的和意義 4 第二章 傳動機構布置方案分析及設計 5 2 1 傳動機構結構分析與類型選擇 5 2 2 變速器主傳動方案的選擇 5 2 3 倒檔傳動方案 6 2 4 變速器零 部件結構方案設計 6 2 4 1 齒輪形式 6 2 4 2 換檔機構形式 6 2 4 3 防脫檔措施 7 2 4 4 變速器軸承設計 8 2 5 傳動方案的最終確定 8 第三章 齒輪設計及計算校核 9 3 1 傳動比范圍 9 3 2 齒輪參數 10 3 3 各檔齒輪齒數的分配和各檔傳動比 12 3 3 1 確定一檔齒輪的齒數 12 3 3 2 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 13 3 3 3 確定其他各檔的齒數 13 3 3 4 確定倒檔齒輪齒數 14 3 3 5 變速器齒輪的變位 15 3 3 6 齒輪主要參數 16 3 4 齒輪強度計算及校核 17 3 4 1 各軸的轉矩計算 17 3 4 2 斜齒齒輪彎曲強度校核 18 3 4 3 斜齒齒輪接觸應力校核 19 第四章 軸和軸承的設計計算 21 4 1 軸的功用及設計要求 21 4 2 初選軸的尺寸 21 4 3 軸的剛度與強度計算 22 4 3 1 軸的剛度校核 22 4 3 2 軸的強度校核 23 4 4 鍵的設計與校核 24 結 論 25 參考文獻 26 3 第一章 前言 變速器是輕型載貨汽車動力系統中的重要部件 它直接影響著駕駛的操控感覺和 乘坐的舒適性 曾有人斷言 繁瑣的駕駛操作等缺點 阻礙了輕型載貨汽車高速發(fā)展 的步伐 手動變速器會在不久的將來被淘汰 從事物發(fā)展的角度來說 這話確實有道 理 但是從目前市場的需求和適用角度來看 手動變速器仍然占有一定的比例 可以 看出手動變速器不會過早的離開 2 首先 從商用車的特性上來說 手動變速器的功用是其他變速器所不能替代的 以卡車為例 卡車用來運輸 通常要裝載數噸的貨品 面對如此重的載荷 除了發(fā)動 機需要強勁的動力之外 還需要變速器的全力協助 我們都知道一檔有 勁 這樣在 起步的時候有足夠的牽引力量將車帶動 特別是面對爬坡路段 它的特點顯露的非常 明顯 而對于其他新型的變速器 雖然具有操作簡便等特性 但這些特點尚不具備 其次 對于老司機和大部分男士司機來說 他們的最愛還是手動變速器 從我國 的具體情況來看 手動變速器幾乎貫穿了整個中國的輕型載貨汽車發(fā)展歷史 資歷較 深的司機都是 手動 駕車的 他們對手動變速器的認識程度是非常深刻的 如果讓 他們改變常規(guī)的做法 這是不現實的 雖然自動變速器以及無級變速器已非常的普遍 但是大多數年輕的司機還是崇尚手動 尤其是喜歡超車時手動變速帶來的那種快感 所以一些中高檔的輕型載貨汽車 尤其是轎車 也不敢輕易放棄手動變速器 另外 現在在我國的輕型載貨汽車駕駛學校中 教練車都是手動變速器的 除了經濟適用之 外 關鍵是能夠讓學員打好扎實的基本功以及鍛煉駕駛協調性 最后 隨著生活水平的不斷提高現在轎車已經進入了家庭 對于普通工薪階級的 老百姓來說 經濟型轎車最為合適 手動變速器以其自身的性價比配套于經濟型轎車 廠家 而且經濟適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅 例如 夏利 奇瑞 吉利等 國內廠家的經濟型轎車都是手動變速的車 它們的各款車型基本上都是 5 檔手動變速 所以 我相信變速器永遠不會被淘汰 那么設計一款具有防后溜的手動變速箱具 有明顯的社會效益和經濟效益 本論文將根據輕型載貨汽車變速性能的特點以及實際 的需求設計一個輕型載貨變速器 1 1 變速器的發(fā)展環(huán)繞現狀 從現代輕型載貨汽車變速器的市場狀況和發(fā)展來看 全世界的各大廣商都對提高 AT 的性能及研制無級變速器 CVT 表現積極 輕型載貨汽車業(yè)界非常重視 CVT 在輕型 4 載貨汽車上的實用化進程 然而 因無級變速器技術難度很大 發(fā)展相對較慢 從而成 為世界范圍內尚未解決的難題之一 目前世界上裝車較多的輕型載貨汽車變速器是手 動變速器 電控液力自動變速器 金屬帶鏈式無級變速器 電控機械式自動變速器 雙離合器變速器及環(huán)形錐盤滾輪牽引式無級變速器等數種 并具有各自優(yōu)勢 但其中金 屬帶式無級變速器前景看好 ECT 變扭器中的自動變速器油在高速運動中 由于油液 分子間的內摩擦和油液分子與各工作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪 渦輪窄隙處油液剪切等原因會產生油液溫度升高造成功率損失 存在傳動效率低油耗 較大的不足 另外還存在結構復雜 成本高及維修難度大等較明顯缺點 歐洲格特拉 克變速箱公司開發(fā)的電控機械自動變速器則克服了 AT 效率低等缺點 與 AT 相比 具 有更大的發(fā)展優(yōu)勢 可是 AMT 依舊需要復雜的電控系統來控制 據該公司預測 到 2008 年 歐洲的 50 的 MT 將會被 AMT 代替 同時部分市場也將會被占領 總之 變速器是輕型載貨汽車除發(fā)動機外的主要裝置之一 伴隨著輕型載貨汽車技 術更新換代和市場需求 在向實現理想變速器發(fā)展過程中將會取得更加巨大的成就 變速器會應對市場要求朝操縱舒適 輕柔 傳動效率高 低油耗 環(huán)保與低噪聲方向 發(fā)展 輕型載貨汽車變速器市場的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長 1 2 本次設計目的和意義 隨著輕型載貨汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展 車型的多樣化 個性化已經成為輕型載貨汽車 發(fā)展的趨勢 而變速器設計是輕型載貨汽車設計中重要的環(huán)節(jié)之一 盡管近年來 自 動變速器和無級變速器技術迅猛發(fā)展 對長期以來主導市場地位的手動變速器產生很 大沖擊 但手動變速器已應用了很長一個時期 經過反復改進 成為現在的形式 制造技 術趨于成熟化 與其它種類變速器相比較 具有以下優(yōu)點 1 手動變速器技術已經發(fā)展了幾十年 制造技術更加成熟 長期處于主導變速 器市場的地位 各方面技術經過長期市場考驗 通過逐步積累 技術已經相當成熟 2 手動變速器傳動效率較高 理論上比自動變速器更省油 3 手動變速器結構簡單 制造工藝成熟 市場需求大 能夠產生生產規(guī)模效益 生產成本低廉 4 維修方便 維修成本便宜 5 可以給輕型載貨汽車駕駛愛好者帶來更多的操控快感 但是手動變速箱由于換檔結構的特點在安全性上有一定的不足 所以本次設計具 有防后溜裝置的手動變速箱 在市場經濟的形勢下 既可以取得足夠的社會經濟效益 同時還能提高廣大駕駛者的安全性 5 第二章 傳動機構布置方案分析及設計 2 1 傳動機構結構分析與類型選擇 1 兩軸式變速器 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動輕型載貨汽車上 變速器傳動比較小 兩軸式變速器的特點是 變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體 發(fā)動機縱 置時 主減速器采用弧齒錐齒輪或準雙曲面齒輪 發(fā)動機橫置時則采用齒輪圓柱齒輪 多數方案的倒檔傳動常用滑動齒輪 其他檔位均采用常嚙合齒輪傳動 與中間軸式變速器相比較 兩軸式變速器因軸和軸承數少 所以有結構簡單 輪 廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點 此外 各中間檔位因只經過一對齒輪傳遞動力 故傳動 效率高同時噪聲也低 可是兩軸式變速器不能設置直接檔 所以在高檔工作時齒輪和 軸承均承載 不僅工作噪聲增大 且易損壞 2 中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動輕型載貨汽車 和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上 變速器第一軸的前端經軸承支承在發(fā)動機飛輪上 第一軸上的花鍵用來裝設離合器的從動盤 而第二周的末端經花鍵與萬向軸連接 3 三軸式變速器如圖 1 所示 其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別 與中間軸的相應齒輪相嚙合 且第一 第二軸同心 將第一 第二軸直接連接起來傳 遞扭矩則稱為直接檔 此時 齒輪 軸承及中間軸均不承載 而第一 第二軸也傳遞 轉矩 因此 直接檔的傳遞效率高 磨損及噪音也最小 這是三軸式變速器的主要優(yōu) 點 其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩 因此 在齒輪中心距 影響變速器尺 寸的重要參數 較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比 這是三軸式變速器的另 一優(yōu)點 其缺點是 處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降 由于本設計的輕型載貨汽車是發(fā)動機前置 后輪驅動 因此采用中間軸式變速器 2 2 變速器主傳動方案的選擇 中間軸式五檔變速器傳動方案示例 所示方案中 除一 倒檔用直齒滑動齒輪換 檔外 其余各檔為常嚙合齒輪傳動 b c d 所示方案的各前進檔均采用常嚙合齒輪 傳動 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內 這樣布置可以 提高軸的剛度 減少齒輪磨損和降低工作噪聲外 還可以在不需要超速檔的條件下 很容易形成一個只有四個前進檔的變速器 6 以下列各種方案中 凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位 其換檔方式可以用同步器或 嚙合套來實現 同一變速器中 有的檔位用同步器換檔 有的檔位用嚙合套換檔 那 么一定是檔位高的用同步器換檔 檔位低的用嚙合套換檔 變速器用的多支承結構方案 能提高軸的剛度 這時 如用在軸平面上可分開的 殼體 就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題 高檔從動齒輪處于懸臂狀 態(tài) 同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里 而中間檔的同步器布置在 中間軸上是這個方案的特點 2 3 倒檔傳動方案 為常見的倒檔布置方案 本設計采用的傳動方案 因為方案適用于全部齒輪副均 為常嚙合齒輪 換檔更為輕便 方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪 因而縮短了中間軸的長度 但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合 使換檔困難 方案能獲得較大的倒檔傳動比 缺 點是換檔程序不合理 方案針對前者的缺點做了修改 因而取代了所示方案 所示方 案是將中間軸上的一 倒檔齒輪做成一體 將其齒寬加長 為了充分利用空間 縮短 變速器軸向長度 有的貨車倒檔傳動采用方案 其缺點是一 倒檔須各用一根變速器 撥叉軸 致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些 因為變速器在一檔和倒檔工作時有較大的力 變速器的低檔與倒檔 布置在在靠 近軸的支承處 以減少軸的變形 保證齒輪重合度下降不多 然后按照從低檔到高檔 順序布置各檔齒輪 2 4 變速器零 部件結構方案設計 變速器的設計方案必需滿足使用性能 制造條件 維護方便及三化等要求 在確 定變速器結構方案時 也要考慮齒輪型式 換檔結構型式 軸承型式 潤滑和密封等 因素 2 4 1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 直齒圓柱齒輪僅用于低檔和 倒檔 與直齒圓柱齒輪相比 斜齒圓柱齒輪具有使用壽命長 運轉平穩(wěn) 工作噪音低 等優(yōu)點 缺點是制造復雜 工作時有軸向力 這對軸承不利 變速器中的常嚙合齒輪 均采用斜齒圓柱齒輪 2 4 2 換檔機構形式 變速器換檔結構形式有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換檔三種形式 7 直齒滑動齒輪換檔方式一般僅用于一檔和倒檔上 其優(yōu)點是結構簡單 緊湊 制 造 拆裝和維修工作容易 缺點是因變速器內各傳動齒輪有不同的角速度 所以用軸 向滑動直齒圓柱齒輪換檔會在齒輪端面產生沖擊 并伴隨噪音 這不僅使齒輪端部磨 損加劇并過早損壞 同時使駕駛員精神緊張 用嚙合套換檔方式換檔不僅換檔行程短 同時因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數 多 而輪齒又不參與換檔 所以它們都不會過早損壞 但因不能消除換檔沖擊 仍然 要求駕駛員有熟練的操作技術 此外 因增設了嚙合套和常嚙合齒輪 使變速器旋轉 部分的總轉動慣量增大 重型貨車檔位間的公比較小 換檔機構連接件之間的角速度 差也小 而且要求換檔手感強 因此可采用嚙合套換檔 與同步器換檔比較 嚙合套 換檔具有結構簡單 壽命長 維修方便 能夠降低制造成本及減小變速器長度等優(yōu)點 同上述兩種換檔方法比較 同步器結構復雜 制造精度要求高 軸向尺寸大 同 步環(huán) 摩擦件 使用壽命短 但使用同步器能保證換檔迅速 無沖擊 無噪音 且與 駕駛員的操作技術的熟練程度無關 從而提高了輕型載貨汽車的加速性 燃油經濟性 和行駛安全性 現在大多數輕型載貨汽車的變速器都采用同步器換檔 凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位 其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現 但必 須遵循檔位高的用同步器換檔 檔位低的用嚙合套換檔的原則 8 9 10 2 4 3 防脫檔措施 自動脫檔是變速器的主要故障之一 由于接合齒磨損 變速器軸剛度不足以及振 動等原因 都可能導致自動脫檔 為解決這個問題 除工藝上采取措施之外 目前在 結構上采取的有效措施有將兩接合齒輪的嚙合位置錯開 將嚙合套做的較長 將嚙合 套齒座上前齒圈的齒厚切薄 將接合齒的工作面加工成斜面 形成倒錐角 使嚙合齒 面產生阻止自動脫檔的軸向力這幾種方案 1 將兩接合齒輪的嚙合位置錯開 在嚙合時 使接合齒輪端超過被接合齒約 1 3mm 使用中糧齒接觸部分受到擠壓同時磨損 并在接合齒端部形成凸肩 利于阻 止接合齒自動脫檔 2 將嚙合套做的較長 在嚙合時 是接合齒 主動 超過被接合齒 被動 在 傳動過程中 利用研磨成形成凸肩 以阻止接合齒自動脫開 3 將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄 切除 0 3 0 6mm 這樣 換檔后嚙合套 的后端面被后齒圈的前端面頂住 從而阻止自動脫檔 4 將嚙合齒的工作面加工成斜面 形成倒錐角 一般傾斜 2 3 使接合齒 8 面產生阻止自動脫檔的軸向力 這種方案應用較多 將接合吃的齒側設計并加工成臺 階狀 也具有相同的阻止自動脫檔的效果 11 2 4 4 變速器軸承設計 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動軸套 等 變速器應結構緊湊 大尺寸的軸承布置困難 第二軸上前端支承在第一軸常嚙合 齒輪的內腔中 由于內腔尺寸較小 所以采用滾針軸承 變速器第一軸 第二軸的后 部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承 中間軸前 后軸承采用圓錐滾子 軸承 2 5 傳動方案的最終確定 通過對變速器型式 傳動機構方案及主要零件結構方案的分析與選擇 并根據設 計任務與要求 最終確定的傳動方案如圖 4 所示 其傳動路線 1 檔 一軸 1 2 中間軸 10 9 9 11 間同步器 二軸 輸出 2 檔 一軸 1 2 中間軸 8 7 5 7 間同步器 二軸 輸出 3 檔 一軸 1 2 中間軸 6 5 5 7 間同步器 二軸 輸出 4 檔 為直接檔 即一軸 1 1 3 間同步器 二軸 輸出 5 檔 加速時 一軸 1 2 中間軸 14 4 3 1 3 間同步器 二軸 輸出 倒檔 一軸 1 2 中間軸 12 13 11 9 11 間同步器 二軸 輸出 9 第三章 齒輪設計及計算校核 本次設計主要是針對輕型載貨汽車市場的絕大部分輕型載貨汽車 所以相關參數 接近最常見的車型 具體數據如表 1 表 1 主要參數 基本參數 參數值 主減速比 6 142 最高時速 km h 98 km h 輪胎型號 7 00R15 發(fā)動機型號 HR16DE 最大扭矩 N m rpm 206 1700 N m rpm 最大功率 kw rpm 70 3400 kw rpm 最高轉速 r min 6500 r min 輕型載貨汽車自重 kg 1490 kg 承載質量 kg 2400 kg 3 1 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值 取決于輕 型載貨汽車行駛的道路條件和發(fā)動機的功率與輕型載貨汽車的質量之比 比功率 4 目前載貨車的傳動比范圍在 3 0 4 5 之間 總質量輕些的商用車在 5 0 8 0 之間 選擇最低檔傳動比 6 時 應根據輕型載貨汽車最大爬坡度 驅動輪與路面的附著 力 輕型載貨汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮 確定 對于經常在城市和良好公路上行駛的輕型載貨汽車 最大爬坡度在 10 左右 在 瀝青路面上車輪的滾動阻力系數 為 0 02 f 輕型載貨汽車爬陡坡時車速不高 空氣阻力可忽略 則最大驅動力用于克服輪胎 與路面間的滾動阻力及爬坡阻力 故有 6 maxaxmax0max sinco gfgriTTgIe 則由最大爬坡度要求的變速器 檔傳動比 1 0maxiTrieg 10 式中 m 輕型載貨汽車總質量 g 重力加速度 max 道路最大阻力系數 驅動輪的滾動半徑 r Temax 發(fā)動機最大轉矩 i0 主減速比 輕型載貨汽車傳動系的傳動效率 根據驅動車輪與路面的附著條件 2 2maxGriTgIe 求得的變速器 I 檔傳動比為 3 0max2iTriegI 式中 G2 輕型載貨汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷 路面的附著系數 計算時取 0 5 0 6 由已知條件 滿載質量為 3890kg 311mm Te r max 153N m i0 6 142 0 96 根據公式 3 1 可得 igI 2 31 根據公式 3 2 可得 igI 4 23 故取 igI 3 8 超速檔的傳動比一般為 0 7 0 8 本設計取五檔傳動比 ig 0 75 輕型載貨汽車變速器各檔的傳動比應該按等比級數分配 4gIVIgIiiq 式中 q 常數 各檔之間的公比 可得 1minax gq 5 的等比數列 實際上與理論上略有出入 因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些 另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配 根據上式可得出 1 5 q 故有 2 53 1 67 1 13 修正為 1 gIi gIigIVi 11 3 2 齒輪參數 1 齒輪模數 m 齒輪模數是一個重要的參數 并且影響它的選取因素又很多 如齒輪的強度 質量 噪聲 工藝要求等 選取齒輪模數 要保證齒輪有足夠的強度 同時兼顧對噪音和質 量的影響 減小模數 會增加齒寬 會使噪音減小 反之 則能減輕變速器質量 對 載貨車 降低噪音意義較大 一般采用小模數 大齒寬的齒輪 其模數一般為 2 25 3 0 對商用車 減小變速器質量意義較大 一般采用較大模數的齒輪 其模數一 般為 3 50 6 0 另外 所選模數應符合國家標準 GB T 1357 1987 漸開線圓柱齒輪 模數 的規(guī)定 優(yōu)先選用第一系列模數 盡量不選括號內的模數 本設計一檔齒輪模 數取 3 其他取 2 5 表 2 輕型載貨汽車變速器常用的齒輪模數 摘自 GB1357 1987 mm Table2 Automobile transmission gear modulus from the GB1357 1987 mm 第一系列 1 00 1 25 1 5 2 00 2 50 3 00 4 00 第二系列 1 75 2 25 2 75 3 25 3 50 3 75 2 壓力角 力角較小時 重合度較大 傳動平穩(wěn) 噪音較低 壓力角較大時 可提高輪齒的 抗彎強度和表面接觸強度 對于載貨車 為了降低噪音 應選用 14 5 15 16 16 5 等小些的壓力角 對于商用車 為提高齒輪強度 應選用 22 5 或 25 等大 些的壓力角 嚙合套或同步器的壓力角有 20 25 30 等 國家規(guī)定的齒輪標準 壓力角為 20 嚙合套或同步器為 30 所以本設計中選取齒輪壓力角為 20 嚙 合套或同步器的壓力角 為 30 3 螺旋角 隨著齒輪的螺旋角增大 齒輪嚙合的重合度增加 齒的強度也相應提高 不過當 螺旋角大于 30 時 其抗彎強度驟然下降 而接觸強度仍繼續(xù)上升 因此 從提高低 檔齒輪的抗彎強度出發(fā) 以 15 25 為宜 而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重 合度來說 應當選擇較大的螺旋角 中間軸上的齒輪螺旋方向應一律右旋 則第一 第二軸上的斜齒輪取為左旋 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用 對載貨車 中間軸式變速器為 22 34 本設計初選取一檔 二檔 倒檔齒輪螺旋角為 23 三檔 四檔 五檔 齒輪螺旋角為 27 4 齒寬 b 12 在選擇齒寬時 應注意齒寬對變速器的軸向尺寸 質量 齒輪工作平穩(wěn)性 齒輪 強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響 通常根據齒輪模數 n m的大小來選定齒寬 2 對直齒 mkbc c為齒寬系數 取 4 5 8 0 對斜齒 ckb c取 6 0 8 5 本設計取齒寬系數為 7 0 5 齒輪變位系數和齒頂高系數 變位齒輪主要有兩類 高度變位和角度變位 高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的 變位系數的和為零 高度變位可增加小齒輪的齒根強度 使它達到和大齒輪強度相接 近的程度 高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度 也很難降低噪聲 角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零 且可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標 故采用得較多 為了降低噪聲 對于變速器中除去一 二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數要 選用較小一些的數值 一般情況下 最高檔和一軸齒輪副的 c 可取 0 2 0 2 隨著 檔位的降低 總變位系數 c 應該逐檔增大 一 二檔和倒檔齒輪 應該選用較大的c 值 一檔齒輪的 c值可以選用 1 0 以上 規(guī)定齒頂高系數 ha 1 徑向間隙系數 c 0 25 6 齒輪材料的選取 為提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力 現代輕型載貨汽車變速器 齒輪大都采用滲碳合金鋼 其表面的硬度高 而心部具有較高韌性 在選用鋼材及熱 處理時 對切削加工性能及成本也應考慮 值得指出的是 對齒輪進行強力拋丸處理 后 齒輪彎曲疲勞壽命和接觸疲勞壽命都能提高 國內輕型載貨汽車變速器齒輪材料主要采用 20CrMnTi 20Mn2TiB 15MnCr5 20MnCr5 25MnCr5 28MnCr5 滲碳齒輪表面硬度為 58 63HRC 心部硬度為 33 48HRC 國外輕型載貨汽車變速器齒輪大都選用鉻鎳合金鋼 3 3 各檔齒輪齒數的分配和各檔傳動比 在初選中心距 齒輪模數和螺旋角以后 可根據變速器的檔數 傳動比和傳動方 案來分配各檔齒輪的齒數 應該注意的是 各檔齒輪的齒數比應該盡可能不是整數 以使齒面磨損均勻 13 3 3 1 確定一檔齒輪的齒數 已知一檔傳動比 6 1092zigI 為了確定 Z9和 Z10的齒數 先求其齒數和 Z 7 nmAz cos2 其中 A 77mm m 3 故有 取整得 47 當載貨車中間軸式的變速器5 47Z 時 則 此處取 16 則可得出 31 8 3 5 gIi 范 圍 內 選 擇可 在 1 510 10Z9Z 上面根據初選的 A 及 m 計算出的 可能不是整數 將其調整為整數后 從式 7 看 出中心距有了變化 這時應從 及齒輪變位系數反過來計算中心距 A 再以這個修正 后的中心距作為以后計算的依據 因為計算齒數和 后 經過取整數使中心距有了變化 所以應根據取定的 和 Z Z 齒輪變位系數重新計算中心距 再以修正后的中心距 作為各檔齒輪齒數分配的依A 據 76 59mm cos2n0 Z 2347 取整為 A 78mm 3 3 2 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 由式 6 求出常嚙合齒輪的傳動比 8 91012zigI 由已知數據可得 6 12 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 且斜齒輪中心距 9 cos2 1zmAn 由此可得 10nz21 根據已知數據可計算出 59 21 Z 14 聯立方程式可得 18 37 則根據式 6 可計算出一檔實際傳動比為 igI 1Z2 3 98 3 3 3 確定其他各檔的齒數 二檔傳動比 11 8712zigI 而 故有 對于斜齒輪 53 2 gIi 3 87z 12 nmA cos2 故有 4 5787 Z 聯立方程式得 根據式 11 可計算出二檔實際傳動比為 2387 Z 2 83 gIi 從減少或消除中間軸上的軸向力出發(fā) 齒輪還須滿足下列關系 13 zIV82sin 發(fā)現上述數據剛好滿足 按同樣的方法可分別計算出 三檔齒輪 2 29 五檔齒輪 2965 Z gIi 0 84 391643 Z gVi 綜上所得修正后的各檔傳動比如表 3 表 3 修正后的各檔傳動比 Table1 Revised each block transmission 檔位 傳動比 一檔 3 98 二檔 2 53 三檔 2 29 四檔 1 五檔 0 84 倒檔 5 07 15 3 3 4 確定倒檔齒輪齒數 一般情況下 中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪 10 略小 取 152 Z 而通常情況下 倒檔軸齒輪 取 21 23 此處取 23 13Z13Z 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉 齒輪 12 和 11 的齒頂圓之間應保持有 0 5mm 以上的間隙 則齒輪 11 的齒頂圓直徑 應為1eDAe 25 012 即 2 82 2 5 15 1 125 5mm2121 eeDA 可得 2 48 2 取 48 21 mZe5 1Z 本設計取 371 Z 由 141231zigr 可計算出 07 5 gri 因本設計倒檔齒輪也是斜齒輪 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 取 mzmAn6 1cos2 31 mA53 而倒檔軸與第二軸的中心距 取 zn 82cs 13 84 3 3 5 變速器齒輪的變位 1 一檔齒輪的變位 端面嚙合角 t 得 21 57 15 10 9cos ant t t 端面嚙合角 t 得 24 05 ttA coscs0 t 16 16 變位系數之和 0 42 17 nttc iviz a2 109 齒輪 10 不根切的最小變位系數為 058 716mi10 938 zu10 查變位系數表得 5 07 1c9 計算精確值 得 25 33 10 9 109cos2mA Zn 10 9 2 二檔齒輪的變位 端面嚙合角 得 21 57 t 8 7 ta n t 嚙合角 得 24 05 t ttAcoscs0 t 變位系數之和 0 53 18nttc iviz a2 87 375 1zu8 查變位系數表得 4 08 12 08c7 計算精確值 得 24 01 10 9 87cos2mA Zn 8 7 3 其它各檔位齒輪的變位系數 根據以上方法可得 三檔參數 28 19 6 1 05 6 5 四檔參數 28 19 180 8221 五檔參數 28 19 4 34 3 倒檔參數 24 01 12 01 01 r 3 3 6 齒輪主要參數 表 4 為漸開線斜齒輪圓柱齒輪的計算公式 8 表 4 漸開線斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸計算 17 Table4 The geometry size calculation of inclined gear 名稱 代號 計算公式 端面模數 tm cos ntm 分度圓直徑 dzd 齒頂高 ah nanyh 齒根高 f fc 齒全高 fa 齒頂圓直徑 adhd2 齒根圓直徑 f ff 當量齒數 vz 3vcos z 節(jié)圓直徑 d Ad2 注 表中長度單位均為 mm 角度單位均為 式中 ncny nmA 0 由表 4 可以得出齒輪參數 歸納如下表 5 表 5 齒輪主要參數 Table5 Gear main parameters 齒輪 齒數 模數 mm 分度圓直徑 mm 齒頂圓直徑 mm 齒跟圓直徑 mm 16 3 53 12 60 15 47 7210z 31 3 102 89 108 22 95 819 24 2 5 65 68 71 25 61 488 33 2 5 90 31 94 43 84 667z 29 2 5 82 26 87 58 77 016 26 2 5 73 75 78 67 68 355 39 2 5 110 62 115 79 105 174z 16 2 5 45 38 50 80 40 183 37 2 5 104 95 107 32 99 632 18 2 5 51 05 56 32 48 391z 15 2 5 41 05 48 37 36 552 23 2 5 62 95 69 02 57 3513 40 2 5 101 26 108 43 97 01z 18 3 4 齒輪強度計算及校核 3 4 1 各軸的轉矩計算 發(fā)動機最大扭矩為 153 N m 齒輪傳動效率 99 離合器傳動效率 98 軸承傳 動效率 96 第一軸 153 98 96 143 94N m1T承離 maxe 中間軸 143 94 96 99 37 18 281 20N m212 i齒承 第二軸 一檔 281 20 0 96 0 99 31 16 517 80N m1093 i齒承 二檔 281 20 0 96 0 99 33 24 367 47N m872T齒承 三檔 281 20 0 96 0 99 29 26 298 09N m653 i齒承 四檔 N m9 24 承 五檔 281 20 0 96 0 99 16 39 109 64N m4335 iT齒承 倒檔 281 20 0 96 0 99 23 15 409 79N m122r齒承 3 4 2 斜齒齒輪彎曲強度校核 19 ZtwbyK F 式中 為彎曲應力 MPa 為圓周力 N 其中 為計算載荷W t dTgt 2g N mm d 為節(jié)圓直徑 為應力集中系數 可近似取值為 1 50 為重合度影K zK 響系數 取 2 0 b 為齒寬 mm 取 18 t 為法向齒距 mm y 為z nmt 齒形系數 如圖 6 所示 將 代入式 20 可得 dTFgt 2 mt 20Zn gwyKzTc3os2 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時 對載貨車常嚙合齒輪和maxe 高檔齒輪 許用應力 2 在 180 350MP a范圍 1 計算一檔齒輪的彎曲應力 已知參數 319 z60z 3 25 42v9 z1v0z 19 N m N m 20 812 T80 5173 T 查圖 6 可知 9y164 y aKmzcnw MP5 2410758 0234 9os 3931019 yTcn 86 164 2 310310 均在許用應力范圍內 故滿足設計要求 9w 2 同理可求其余各檔齒輪的彎曲應力 二檔 awMP82 317 awMP23 78 三檔 045 916 四檔 91 0 2 五檔 aw63 aw74 均在許用應力范圍內 故滿足設計1w245w7 8w6 要求 3 4 3 斜齒齒輪接觸應力校核 21 bzgjdbET 1cos418 0 式中 為輪齒的接觸應力 MP a 為計算載荷 N mm 為節(jié)圓直徑 mm j g d 為節(jié)點處壓力角 為齒輪螺旋角 為齒輪材料的彈性模量 MP a E 為齒輪接觸的實際寬度 mm 為主 從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm 斜齒bz b 輪 為主 從動齒輪節(jié)圓半徑 mm 2cosinzr 2cosinbr zrb 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時 變速器齒輪的許用接觸 maxeT 應力 見表 6 j 彈性模量 20 6 104 N mm 2 齒寬 EncKb 表 6 變速器齒輪的許用接觸應力 Table6 Transmission gear of allowable contact stress 齒輪 滲碳齒輪 MPa 液體碳氮共滲齒輪 MPa 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 20 齒輪 滲碳齒輪 MPa 液體碳氮共滲齒輪 MPa 常嚙合齒輪和高檔 1300 1400 650 700 1 計算一檔齒輪的接觸應力 mm mm1 53 210 90 uAd 90 120 1 9 du mm mm 2cosin2 zr 53 cosin br 已知 N m N m 39z610 82 T8731T 1900 2000MP aadbETbzj MP4176cs48 931 1900 2000MP abzj 9 20o 01021 2 計算二檔齒輪的接觸應力 mm68 5 1 28 78 uAd mm3290 7 mm 47 cosin zr mm512b 已知 N m N m 37 z248z 01 0 8T47 362 T 1900 2000MP aadbETbzj MPcos1 0732 1900 2000MP abzj 06 14748 28 3 其余各齒輪的接觸應力 按照上述方法校核其余各檔齒輪的接觸應力 校核結果如下表 7 表 7 各齒輪的接觸應力 Table7 The gear contact stress 齒輪 接觸應力 MPa 1120 026z 1092 095 944 104 920 363z 938 142 21 齒輪 接觸應力 MPa 1317 941z 1368 80 1918 6512 1864 383z 由此可知 各齒輪接觸應力均小于許用接觸應力 所以設計滿足要求 22 第四章 軸和軸承的設計計算 4 1 軸的功用及設計要求 變速器軸在工作時承受轉矩和彎矩 因此應具備足夠的強度和剛度 軸的剛度不 足 在負荷作用下 軸會產生過大的變形 影響齒輪的正常嚙合 產生過大的噪聲 并會降低齒輪的使用壽命 設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題 軸的結構形狀 軸的直徑 長度 軸的強度和剛度 軸上的花鍵型式和尺寸等 軸的結構主要依據變 速器結構布置的要求 并考慮加工工藝 裝配工藝而最后確定 4 2 初選軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸 主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝 要求而定 在草圖設計時 由齒輪 換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度 而軸的直徑可參考同類輕型載貨汽車變速器軸的尺寸選定 也可由下列經驗公式初步 選定 中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大直徑 4 22Ad 60 45 則 mAd 8 46 1 3578 6 0 45 故可取第二軸的最大直徑 中間軸的最大直徑 md42ax d39ax 中 第一軸花鍵部分 23 3axeTK 式中 K 為經驗系數 K 4 0 4 6 為發(fā)動機的最大扭矩 N m m 則 mTde 60 24 9 156 4 033max 故可取第一軸花鍵部分直徑為 23mm 為保證設計的合理性 軸的強度與剛度應有一定的協調關系 因此 軸的最大直徑 與軸的長度 L 的關系可按下式選取 maxd 中間軸 L 0 16 0 18 故中間軸的長度可初選為 243mm max中d 第二軸 L 0 18 0 21 故第二軸的長度可初選為 230mm 2 第一軸的長度 L 0 16 0 18 L 取 143mm 23 4 3 軸的剛度與強度計算 4 3 1 軸的剛度校核 變速器的剛度用軸的撓度和轉角來評價 欲求中間軸式變速器第一軸的支點反作 用力 必須先求第二軸的支點反力 檔位不同 不僅齒輪上的圓周力 徑向力和軸向 力不同 而且力到支點的距離也有變化 所以應當對每個檔位都進行檢驗 作用在第 一軸上的轉矩應取 計算時 僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角 第一軸常maxeT 嚙合齒輪副 因距離支承點近 負荷又小 通常撓度不大 故可不必計算 軸在垂直 面內撓度為 在水平面內撓度為 和轉角為 可分別用下式計算 cf sf 24 EILbaFc3 21 25 Ifs 2 26 EILabF31 式中 為齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N 為齒輪齒寬中間平面上的圓周1F2 力 N 為彈性模量 MP a 2 06 105MPa 為慣性矩 mm 4 對于實心軸 EI 為軸的直徑 mm 花鍵處按平均直徑計算 為齒輪上的作用力64dI ab 距支座 的距離 mm 為支座間的距離 mm ABL 軸的全撓度為 mm 2 02 scff 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為 0 05 0 10mm 0 10 0 15mm cf sf 齒輪所在平面的轉角不應超過 0 002rad 11 軸的受力分析如圖 6 所示 中間軸已知 N N 39mm 35 1087 tF37 42610 rFdm13 2a10 mm mm 6210 b 5L 0 09944 210r103a6ELdbfc m 05 0 04Fft421010s 1 7 21010 scff 24 0 00047rad 0 002rad 41010r103aF6ELdb 其余各檔時中間軸與第二軸的剛度校核計算方法同上 可知變速器在各檔工作時 均滿足剛度要求 4 3 2 軸的強度校核 作用在齒輪上的徑向力和軸向力 使軸在垂直面內彎曲變形 而圓周力使軸在水 平面內彎曲變形 在求取支點的垂直面和水平面內的支反力 和 之后 計算相應的cFs 彎矩 和 12 軸在轉矩和彎矩的同時作用下 其應力為 cMs 27 32dMW N m 22nscT 式中 d 為計算截面處軸的直徑 mm 花鍵取內徑 W 為抗彎截面系數 mm 在 抵檔工作時 MPa40 變速器的中間軸用與齒輪相同的材料制造 二軸用 45 號鋼制造 第一軸的軸應力計算 在垂直方向的彎矩為 MPa37 1621 dFbCac 在水平方向的彎矩為 MPa 9s 則 MPa5 422 nscTM 故第一軸的軸應力為 MPa6 3 dW 所以第一軸的強度合格 第二軸的軸應力計算 在垂直方向的彎矩為 MPa10 4 99 bAaBcc 在水平方向的彎矩為 MPa6873Mss 則 MPa2 22 nscT 故第二軸的軸應力為 MPa5 3 dW 所以第二軸的強度合格 中間軸的軸應力計算 25 在垂直方向的彎矩 MPa3647 5 22210 caEdFcbFMarc 在水平方向的彎矩為 MPa1 9 ss 則 MPa 54322 nscT 故第二軸的軸應力為 MPa 3 dW 所以中間軸的強度合格 4 4 鍵的設計與校核 鍵是一種標準零件 主要用來實現軸與軸之間的周向固定以傳遞轉矩 根據各類 鍵的結構特點 使用要求或工作條件選擇鍵的類型 根據軸徑和標準來決定鍵的尺寸 在本設計中 軸與齒輪用平鍵連接 在中間軸第 5 檔齒輪與中間軸以平鍵連接 其直徑 d 25mm 齒輪寬為 20mm 所 以平鍵的尺寸 為 鍵寬 b 8mm 鍵高 h 7mm 鍵長 l 18mm 軸傳遞的力矩 281 20 0 96 0 99 16 39 109 64N m432 iT齒承 表 8 鍵聯接的許用擠壓應力和許用壓強 Mpa 許用值 輕微沖擊 Mpa 0 120 40 1 鍵的擠壓強度校核 Mpa23 102518964 2bld 2 鍵的許用壓強計算 9l 由此可知 改鍵的許用壓力和許用壓強都滿足條件 同理可求其他鍵的強度和壓力 都滿足其工作環(huán)境 26 結 論 本次設計的是輕型載貨汽車變速器部分 變速器是車輛不可缺少的一部分 其中 機械式變速箱設計發(fā)展到今天 其技術已經成熟 但是輕型載貨變速箱不僅僅是個機 械式變速箱 其中的設計理念 研究方法等仍需要我們去學習和探討 本設計通過確定變速器的結構方案 分析零 部件結構 選擇變速器的主要參數 如中心距 外形尺寸和齒輪參數等 設計變速器的齒輪 軸 等主要零件 結合元件 使用壽命的影響 正確校核相應的元件 根據齒輪作用力的不同選擇合適的軸承 對軸 承壽命進行正確的校核來完成變速器的設計 此外 運用 Autocad 軟件來完成變速器 整體結構的裝配圖和齒輪 軸 同步器等零件圖設計 在指導老師的建議下 最終確立了設計方案 基本上把大四所有的專業(yè)課復習了 一遍 緊張忙碌的畢業(yè)設計已經接近尾聲 這次設計是對我學習的一次最綜合的檢驗 也更是一次綜合的學習過程 使我對變速器有了更多的了解并鞏固了專業(yè)課知識 個 人能力得到很大提高 同時也鍛煉了與人協作的精神 持著堅持就是勝利的信念為以 后我踏入社會工作打下了良好的基礎 27 參考文獻 1 王望予主編 汽車設計 第四版 北京 機械工業(yè)出版社 2004 8 2 王豐元 馬明星主編 汽車設計課程設計指導書 北京 中國電力出版社 3 王國權等主編 汽車設計課程設計指導書 北京 機械工業(yè)出版社 4 機械設計手冊 聯合編寫組編 機械設計手冊 上冊 第二分冊 標準規(guī)范第二版 北京 化 學工業(yè)出版社 5 任秀華等主編 機械設計基礎課程設計 第二版 北京 機械工業(yè)出版社 6 濮良貴 紀明剛主編 機械設計 第八版 北京 高等教育出版社