变速器课程设计

目录一、机械式变速器的概述及其方案的确定···········21、变速器的功用和要求·······················22、变速器传动方案及简图·····················23、倒档的布置方案···························3二、变速器主要参数的选择与主要零件的设计·······41、变速器的主要参数选择·····················42、齿轮参数·································53、各档传动比及其齿轮齿数的确定·············64、轮的受力和强度校核·······················8三、轴和轴承的设计与校核······················121、轴的工艺要求····························122、轴的设计································123、轴的校核································134、轴承的选择和校核························17一.机械式变速器的概述及其方案的确定（一）变速器的功用和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：1.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。2.工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，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。3.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。4.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。（二）变速器传动方案及简图下图a所示方案，除一，倒档用直齿滑动齿轮换档外，其余各档为常啮合齿轮传动。下图b、c、d所示方案的各前进档，均用常啮合齿轮传动；下图d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速档的条件下，很容易形成一个只有四个前进档的变速器。中间轴式五档变速器传动方案（三）、倒档的布置方案下图为常见的倒挡布置方案。下图b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难下图c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。下图d所示方案针对前者的缺点做了修改，因而取代了下图c所示方案。图下图e所示方案是将中间轴上的一，倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。下图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用下图g所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处。本设计选用下图f的布置方案变速器倒档传动方案二、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:=maxPe=120kW最大转矩：maxTe=380.Nm发动机的转速n3800/minr最高档一般为直接档6i=1，取车轮半径选用r=509mm取主减速器的传动比为：0i=9变速器的各挡传动比为：123456倒档8.7955.5663.292.1081.5418.1856.143.280.3432iii二、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：31maxgeAiTKA式中KA----中心距系数。对轿车，KA=8.9~9.3；对货车，KA=8.6~9.6；maxeT为发动机最大转矩；1i为变速器一档传动比g为变速器传动效率，取96%取0.9AK代入数据求得：mmA52.100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mm165553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。（二）、齿轮参数（1）齿轮模数根据最大质量在6.0~14t的货车变速器齿轮的法向模数为3.5~4.5选取0.4nm（2）压力角α、螺旋角β和齿宽b压力角选取国家规定的标准压力角020螺旋角根据货车变速器的可选范围为0026~18选取020齿轮的ncmkb根据斜齿轮的5.8~0.6ck取0.7ck则10912ZZZZigInhmAZ2mmb2847（三）、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（2-1）为了确定Z9和Z10的齿数，先求其齿数和hZ:（2-2）其中A=100.52mm、4nm；故五档变速器示意图有26.50hZ。中间轴上一档的齿轮的齿数可在12~17之间选用，现选用1510z则369z上面根据初选的A及nm计算出的hZ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以后计算的依据。这里hZ修正为51则由式（2-2）反推得A=102mm。2、确定常啮合齿轮副的齿数由式（2-1）求出常啮合齿轮的传动比910112zzizz（2-3）代入数据得：5.212zz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：cos2)(21zzmAn（2-4）解方程（2-3）和（2-4）并取整得141z352z1212131311ZZZZZZir3、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：78212zzizz（2-5）cos2)(87zzmAn（2-6）由式（2-5）和式（2-6）代入数据解方程并取整得：292078zz、用同上面的方法可以算出：三挡：245z256z四挡：113z184z五档：242z4、确定倒档齿轮的齿数一般情况下，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ri取3.7。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮10略小，取1312Z。而通常情况下，倒档轴齿轮13Z取21~23，此处取13Z=23。由可计算出1911Z。故可得出中间轴与倒档轴的中心距mmzzmAn72)(211312而倒档轴与第二轴的中心距:mmzzmAn84)(2113115、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1.0和-1.0，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020、0f齿顶高系数为1.0、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、ah齿顶高、fh齿根高、h齿全高、ad齿顶圆直径、fd齿根圆直径、bd基圆直径，其中右上角标有如“a”“a”分别表示主动轮和从动轮）由公式：zmd、mfha)(0、mcfhof)(、mcfh)2(0、aahdd2、ffhdd2cosddb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：601d1441d761ad1601ad521fd1361fd4.561bd3.1351bd二档：802d1162d962ad1322ad722fd1082fd2.752bd1092bd三档：1003d963d6.1093ad6.1053ad6.853fd6.813fd943bd2.903bd四档：3.1064d1024d9.1154ad6.1114ad9.914fd6.874fd1004bd8.954bd五档：1025d1025d6.1115ad6.1115ad6.875fd6.875fd8.955bd8.955bd倒档：52rd92rd68ard108ard44frd84frd9.48brd5.86brd（四）、齿轮的受力和强度校核1、各档齿轮受力：(1)对于直齿轮：对于斜齿轮：costan2tntrtFFFFdTF法向力：径向力：圆周力：tancostan2tntrtFFFFdTF法向力：径向力：圆周力：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：NFFNFFNdTFtntret31131131max110122.3costan10934.2tan10063.82法向力：径向力：圆周力：一档从动齿轮：NFFNFFNdTFtnttet31131231max11030.1cos1022.1tan1036.32法向力：径向力：圆周力：二档主动齿轮：NFFNFFNdTFtntret32232232max2102.2tan1034.2costan1005.62法向力：径向力：圆周力：二档从动齿轮：NFFNFFNdTFtntret32232232max21052.1tan1061.1costan1017.42法向力：径向力：圆周力：三档主动齿轮：NFFNFFNdTFtntret33333333max31076.1tan1087.1costan1084.42法向力：径向力：圆周力：三档从动齿轮：NFFNFFNdTFtntret33333333max31084.1tan1095.1costan1005.52法向力：径向力：圆周力：四档主动齿轮：NFFNFFNdTFtntret34434434max41066.1tan1076.1costan1055.42法向力：径向力：圆周力：四档从动齿轮：NFFNFFNdTFtntret34434434max41073.1tan1083.1costan1075.