变速器课程设计Word下载.doc

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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:

==120

最大转矩：

=380

发动机的转速3800

最高档一般为直接档=1，取车轮半径选用=509mm

取主减速器的传动比为：

=9

变速器的各挡传动比为：

1

倒档

8.795

5.566

3.29

2.108

1.54

8.18

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：

式中KA----中心距系数。

对轿车，KA=8.9~9.3；

对货车，KA=8.6~9.6；

为发动机最大转矩；

为变速器一档传动比为变速器传动效率，

取96%

取代入数据求得：

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

（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

螺旋角根据货车变速器的可选范围为选取

齿轮的根据斜齿轮的取则

（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:

（2-2）

其中A=100.52mm、；

故五档变速器示意图

有。

中间轴上一档的齿轮的齿数可在12~17之间选用，现选用则

上面根据初选的A及计算出的不是整数，将其调整为整数后，这时应

从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（2-3）

代入数据得：

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：

（2-4）

解方程（2-3）和（2-4）并取整得

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：

（2-5）

（2-6）

由式（2-5）和式（2-6）代入数据解方程并取整得：

用同上面的方法可以算出：

三挡：

四挡：

五档：

4、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。

而通常情况下，倒档轴齿轮取21~23，此处取=23。

由

可计算出。

故可得出中间轴与倒档轴的中心距

而倒档轴与第二轴的中心距:

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、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、齿顶高、齿根高、齿全高、齿顶圆直径、齿根圆直径、基圆直径，其中右上角标有如“”“”分别表示主动轮和从动轮）

由公式：

、、、、、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：

二档：

三档：

四档：

五档：

倒档：

（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：

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：

一档从动齿轮：

二档主动齿轮：

二档从动齿轮：

三档主动齿轮：

三档从动齿轮：

四档主动齿轮：

四档从动齿轮：

五档主动齿轮：

五档从动齿轮：

倒档主动齿轮：

倒档从动齿轮：

2、强度校核

选取一档直齿轮来进行校核：

（1）、弯曲应力

直齿轮的弯曲应力（式中为作用在变速器第一轴上的转矩，为应力集中系数，为摩擦影响系数，b为齿宽，，y为齿形系数可由右图查）

对于主动轮取：

代入得

对于从动轮取：

代入得

对于一档直齿轮许用弯曲应力在400—850MPa内，而主、从动齿轮的最大弯曲应力都小于此范围，故弯曲强度适合。

（2）、接触应力

直齿轮的接触应力：

式中F为齿面上的法向力，；

为圆周力；

；

为计算载荷；

d为节圆直径；

为节点处压力角；

E为齿轮材料的弹性模量；

b为齿轮接触的实际宽度；

为主、从动轮的节点处的曲率半径；

、；

、为主、从动轮节圆半径。

此处、、、、、、、

代入解得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HRC58～63，表面光洁

度不低于▽8[15]。

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，并定其

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，第二轴和中间轴中部直径

，

轴的最大直径和支承距离的比值：

对中间轴，=0.16～0.18；

对第二轴，0.18～0.21。

第一轴花键部分直径（mm）可按下式初选

（5.1）

式中：

—经验系数，=4.0～4.6；

—发动机最大转矩（N.m）。

第一轴花键部分直径取25mm；

第二轴直径取；

中间轴直径取=50mm

第二轴：

第一轴及中间轴：

第二轴支承之间的长度取；

中间轴支承之间的长度取，第一轴支承之间的长度取

轴的尺寸图

（三）轴的校核

取中间轴来校核

1.轴的刚度验算

若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为δ，可分别用下式①、

②、③计算

①

②

③

式中：

—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）；

—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；

—弹性模量（MPa），=2.06×

105MPa；

—惯性矩（mm4），对于实心轴，；

—轴的直径（mm），花键处

按平均直径计算；

、—齿轮上的作用力距支座、的距离（mm）；

—支座间的距离（mm）。

轴的全挠度为mm。

轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。

齿

轮所在平面的转角不应超过0.002rad。

一档时：

将以上数据分别代入①、②、③式算得：

三档时：

五档时：

倒档时：

所以轴的刚度适合要求。

2、轴的强度计算

因为一档的挠度高大，所以校核一档时的强度

F'

r5

r1

RHA

t5

RHB

L2

L1

L

RVB

RVA

a5

Ft2

t1

Ft12

C

D

M

L3

240881.08Nmm

19111.08Nmm

580806.92Nmm

141806.97Nmm

757846.92Nmm

1330N.m

1、求水平面内支反力、和弯矩、

由以上两式可得:

2、求垂直面内支反力、和弯矩、

+=+

由以上两式可得：

按第三强度理论得：

故轴的强度也符合要求

（四）轴承的选择与校核

1、第一轴选圆锥滚子轴承31305，第二轴和中间轴选用圆锥滚子轴承33010

2、选第一轴轴承来进行校核

（1）强度校核

①、

②求水平面支反力、和弯矩

由以上两式解得：

、

③求垂直面支反力：

T和弯矩

同以上两式解得：

按第三强度理论得：

因此轴承符合强度要求

（2）轴承的寿命校核

①由

（1）求得、

②求内附力，由机械设计手册查得

故

由

故轴承2被放松，轴承1被压紧

③求当量动载荷

查机械设计课程设计指导书得：

故

则当量动载荷为：

预期寿命：

故轴承寿命符合要求。

参考资料：

汽车设计

机械设计基础

机械设计基础课程设计指导书