商用汽車變速器設計,商用,汽車,變速器,設計 機械式變速器設計 一、 傳動方案和零部件方案的確定 根據(jù)題目給定的參數(shù)和總體設計結果可以確定，作為一輛前置后輪驅動的貨車，毫無疑問應該選用中間軸式多擋位機械式變速器。 （一）、傳動方案初步確定 1)、變速器第1軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第2軸前端經軸承支撐在第1軸后端的孔內，且保持兩軸軸線在同一條直線上，經嚙合套將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的（1擋）采用滑動直齒齒輪傳動。 2）、倒擋利用率不高，而且都是在停車后再掛入倒擋，因此可以采用直齒滑動齒輪作為換擋方式。 （二）、零部件結構方案 1、 齒輪形式 齒輪形式為直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。變速器的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。 2、 換擋機構形式 此變速器換擋機構有直齒滑動齒輪和同步器換擋兩種形式。 此變速器1擋、倒擋采用軸向滑動直齒齒輪換擋。2擋以上都采用同步器換擋，能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應用。 3、 變速器軸承 變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。 中間軸上齒輪工作時產生軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以；但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力。 滾動軸承、滑動軸套用于齒輪與軸不固定連接，有相對轉動的地方，比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪與第2軸的連接，由于滾針滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配合間隙小，定位配合間隙小，定位及運轉精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結構的情況下，應盡量使用滾針軸承。 （二） 主要參數(shù)的選擇和計算 計算需要的相關數(shù)據(jù)： 最高車速：=100Km/h； 發(fā)動機最大功率轉速=2200r/min 發(fā)動機最大轉矩轉速=1278r/min 車輪滾動半徑r=0.4628m 發(fā)動機最大輸出轉矩=754 Nm 變速器的傳動效率=95% 貨車的最大質量=8930kg 1、 先確定最小傳動比 = 汽車最高車速時變速器的傳動比最小，則根據(jù)公式 式中： —最高車速 —發(fā)動機最大功率轉速 —車輪半徑 —變速器最小傳動比 —主減速器傳動比 發(fā)動機最大功率轉速=2200r/min 車輪滾動半徑r=0.4628m 最高車速：=100Km/h； 代入數(shù)據(jù)，得到 =3.818 為了滿足足夠的動力性能，還需要校核最高擋動力因數(shù) 一般中型貨車最高擋動力因數(shù)取值范圍為0.04~0.08 G（n） A(㎡) （km/h） 8930kg*9.8 0.95 0.9 4.49 100 代入數(shù)值，得到=0.04541 滿足最高擋動力因數(shù)兼顧燃油經濟性要求。此變速器最高擋為直接擋=1，則=3.818，該車采用單級主減速器，主減速器傳動比<7,滿足要求。 2） 確定最大傳動比 確定最大傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因數(shù)、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。 1、傳動系出最大傳動比通常是變速器1擋傳動與主減速器傳動比的乘積，即 當汽車爬坡時車速很低，可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅動力應為 各表達式展開 則 其中爬坡度為30%，即 f r(m) （Nm） 0.9 0.02 3.818 0.4628 754 代入數(shù)據(jù)得到 4.539 2）、1擋傳動比還應滿足附著條件 對于后輪驅動汽車，最大附著力有如下公式 式中：為后軸質量，670%。 將以上兩式聯(lián)立，得到 代入數(shù)據(jù)，得到 8.3287 取=5.00 傳動系的最大傳動比==19.09 3）驗證貨車的最低穩(wěn)定速度 發(fā)動機的最低轉速n=700r/min 得到貸車的最低穩(wěn)定速度=6.4kmh 符合要求； （一） 擋位數(shù)確定 在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋位數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，換擋容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應該確定中間各擋的傳動比。實上上，汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照等比級數(shù)分配的。因此，各擋傳動比的大致關系為 式中：q為各擋之間的公比。 當擋位數(shù)為n時，有 對于本變速器，擋位數(shù)暫定為4，則 ==1.71<1.8 一般擋數(shù)的選擇要求如下： 1） 為了減小換擋難度，相鄰擋位之間的傳動比比值在1.8以下。 2） 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。 所以，變速器各擋位的傳動比可以確定如下： =5.00 =2.92 =1.71 =1 單級主減速器傳動比=3.818 經初步驗證，滿足題目要求。 （二） 中心距A 對于中間軸式變速器，中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質量大小、輪齒的接觸強度有影響。 中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當保證輪齒有必要的接觸強度來確定。 初選中心距A時，可根據(jù)下面的經驗公式計算 式中：為中心距系數(shù)，貨車為=8.6-9.6,取=9.0 為變速器傳動效率，取95%。 =754 Nm =5.100 =137.699mm 貨車的變速器中心距在80-170mm范圍內變化,滿足要求。 （三） 外形尺寸 4擋變速器殼體的軸向尺寸取2.7A，取整得L=372mm （四） 齒輪參數(shù) 1、 模數(shù)的選取 對于貨車，減少質量比減少噪聲更重要，因此模數(shù)應選得大些，同時減小齒寬。另外，低擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他擋位選用另一種模數(shù)。 中型貨車 ，接合齒模數(shù)取值范圍3.5-4.5 遵照以上原則，本變速器1擋直齒齒輪m=6.00mm,其余擋位斜齒輪=5.00mm 嚙合套和同步器的結合齒多數(shù)采用漸開線齒開，由于工藝上的原因，同一變速器的接合齒模數(shù)相同。 其取值范圍如下表： 接合齒模數(shù)取值 乘用車 中型貨車 重型貨車 2.0~3.5 2.0~3.5 3.5~5.0 選取較小的模數(shù)可以使齒數(shù)增加，有利于換擋。在此取m’=3mm。 2、壓力角 遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為，嚙合套或同步器的壓力角為。 3、螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。從提高高擋齒輪的接觸強度和重合度出發(fā)，應當選用大一些的螺旋角。 斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是18°~26° 初選螺旋角26°。 4、 齒寬 1擋第1軸常嚙合直齒齒輪寬度取=86=48mm 1擋第2軸常嚙合直齒齒輪寬度取=75=35mm 其余斜齒輪寬度取mm 5、 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 ①對于高擋齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。 ②對于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的條件來選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。 ③總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低。但易于吸收沖擊振動，噪聲要小一些。 6、 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)取值為1.0 7、 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距A、齒輪模數(shù)m和螺旋角β以后，可以根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪齒數(shù)。下面以4擋變速器圖示來進行齒數(shù)分配。 4擋變速器示意圖 擋位 傳動比 5.00 2.92 1.71 1 （1） 確定1擋齒輪的齒數(shù) 1擋傳動比 和齒數(shù)和： 直齒取整得46 取=13，則1擋大齒輪齒數(shù)為= （2） 對中心距A修正 因為一般計算齒數(shù)和后，經過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應根據(jù)取定的和齒輪變化系數(shù)重新計算中心距A，再以修正后的中心距A為各擋齒輪分配的依據(jù)。修正后得 （3） 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)。 根據(jù)式得 ……………………（1） 常嚙合傳動齒輪、中心距和1擋齒輪的中心距相等，即 解得=62.017………………………………（2） 聯(lián)立（1）、（2）兩式解得 =16.7 取整得=17 =33 核算傳動比 則齒數(shù)分配合適。 由，得到 = （2）確定其他各擋齒輪的齒數(shù) ①2擋齒輪齒數(shù)。2擋齒輪為斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪不同。 ，即=，…………（3） ，………………（4） 另外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下式 解得 暫取=18° 最小只能取到18° 把代入（4），聯(lián)立（3）式，得到 =1.504 解得=28.75，取=20.96 取整為20 =31.53 取整為31 核算傳動比= 取=31時， 與2.92相差不大，滿足要求。 算出精確的螺旋角 滿足要求 ②3擋齒輪齒數(shù)計算 ，即， ， 另外，從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，還必須滿足下式 =20.65° 所以， = 得到=27.46 取整 27 ，則=25 核算傳動比 = ，滿足要求，故齒數(shù)合理。 求精確： ，符合要求。 ③4擋為直接擋。 （4） 確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距 倒擋選用的模數(shù)與1擋齒輪相同，中間軸上倒擋齒輪的齒數(shù)已確定為13，倒擋軸上的倒擋一般在21~23之間，先初選=26，再調整?？捎嬎愠鲋虚g軸到倒擋軸的中心距mm， 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪9的齒頂圓直徑應為 =2×117－6×(13+2)－1 =143mm =－2 =21.8333 為了保證齒輪8和9的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，取=21 倒擋齒輪10與1擋齒輪7嚙合，初選，則可計算倒擋軸與第2軸的中心距 可知，，所以 變速器各齒輪齒數(shù)： 17 33 25 27 31 20 33 13 21 23 第三節(jié) 主要零部件的設計和計算 （一）齒輪彎曲強度計算 ①直齒輪彎曲應力 式中，為彎曲應力（MPa），為計算載荷（N·mm），為應力集中系數(shù)，可近似取為1.65，為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，彎曲應力的影響也不同，主動齒輪，從動齒輪，m為模數(shù)（mm），y為齒形系數(shù)，如右圖。 齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂） 取作用在變速器第1軸上的最大轉矩根據(jù)傳動比換算到1擋的值，知 1擋和倒擋齒輪相同，齒寬系數(shù)取8.0，齒形系數(shù)帶入可得， 1擋= 彎曲應力略大于400MPa小于850MPa，因此在許用應力400~850MPa,滿足要求。 ②斜齒輪彎曲應力 當計算載荷取作用到變速器1軸上的最大轉矩時，對貨車常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用應力為100250Mpa。 式中：重合度影響系數(shù)，取。為應力集中系數(shù)，取。取齒寬系數(shù)。 2擋齒輪=20 =19.6° = 滿足彎曲應力要求。 （二）齒輪接觸強度計算 式中，為齒輪的接觸應力（MPa）；為齒面上的法向力（N），；為圓周力（N），；為計算載荷（N·mm）；d為節(jié)圓直徑（mm）；為節(jié)圓壓力角；為齒輪螺旋角；E為齒輪材料的彈性模量（），；b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），直齒輪，，斜齒輪，；為主，從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 變速器齒輪許用接觸應力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮滲齒輪 1擋和倒擋 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高擋 1300~1400 650~700 ①計算第1軸常嚙合齒輪接觸應力。 860MPa 滿足設計要求。 （2）計算高擋（第3擋）常嚙合齒輪接觸應力 919.91MPa,可選用液體碳氮共滲齒輪,滿足設計要求。 （3）計算1擋和倒檔直齒齒輪接觸應力 515.7MPa,可選用液體碳氮共滲齒輪,滿足設計要求。 二、軸的強度計算 （一）初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距A時，第2軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑d和支承間距L的比值： 對于第1軸和中間軸，d/L=0.16~0.18；對于第2軸，d/L=0.18~0.21。 第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選： 其中，K為經驗系數(shù)，K=4.0~4.6；為發(fā)動機最大轉矩（N·m）。 在此，取K=4.4，計算得第一軸花鍵部分直徑， 第2軸和中間軸中間部分直徑=62.1~82.8mm間， 取d=0.45A=62.1mm≈62mm 核算軸的最大直徑d和支承間距離L的比值： 對于貨車的4擋變速器，殼體的軸向尺寸在（2.2~2.7）A間， 中間軸支承間的距離略小于軸向尺寸L，可取L’=370mm計算， 中間軸，滿足設計要求。 第2軸支承間的距離通常由經驗公式確定 第2軸 在0.18~0.21的范圍內，滿足設計要求。 （二）軸的強度驗算 ①軸剛度的驗算 對于齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 在驗算時，由于擋位不同、不僅圓周力、徑向力不同，而且力到支點的距離也有變化，所以應當對每個擋位都進行驗算。驗算時將軸看成鉸接支承的梁。計算時僅計算齒輪所在位置處的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近、負荷小，通常撓度不大，故可不必計算。垂直平面內的撓度，水平面內的撓度，以及轉角的計算方法如下： 軸的全撓度為 式中：為齒輪齒寬中間平面上的圓周力，N；為齒輪齒寬中間平面上的徑向力，N；為彈性模量，MPa，；為慣性矩，，對于實心軸；d為軸的直徑，mm；花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上作用力距支座A、B的距離；L為支座間距離。 按要求全撓度，軸在垂直面和水平面內的撓度許用值為,。齒輪所在平面的轉角不應該超過0.002rad。 本例中，由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗算中間軸上常嚙合齒輪處的強度和剛度即可。 變速器中間軸兩支點長L=372mm，取, 代入 滿足設計要求。 （2）軸的強度計算 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，計算相應的彎矩、。 得出 滿足設計要求。