商用车机械式变速器设计.docx
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商用车机械式变速器设计
1、机械式变速器的概述及其方案的确定2
2、变速器主要参数的选择与主要零件的设计3
2」、传动比的确定3
2」」、驱动桥主减速器传动比'。
的选择3
2」.2、变速器头档传动比口的选择4
2.2、中心距4
2.3、轴向尺寸4
2.4、齿轮参数4
241、齿轮模数4
242、各档传动比及其齿轮齿数的确定4
2.5、齿轮材料的选择4
2.5」、满足工作条件的要求4
2.5.2、合理选择材料配对4
2.5.3、考虑加工工艺及热处理工艺4
3、校核轴和齿轮4
3.1、计算各轴的转矩4
3.2、齿轮强度计算4
3.3、轴及轴上支撑校核4
3.3」轴的工艺要求4
3.3.2轴的强度计算4
3.3.3轴的刚度计算4
4、轴承的选择和校核4
5、建模4
6、总结4
参考文献4
1、机械式变速器的概述及其方案的确定
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,还应有功率输出装責。
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—要求。
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。
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。
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。
2、变速器主要参数的选择与主要零件的设计
表2“发动机参数表
发动机位責
前責
发动机型号
DA465Q
排量(升)
1.0L
进气形式
自然吸气
汽缸数
4个
最大功率
35kW
最大转速
2100r/min(rpm)
最大扭矩
74N.m
燃料类型
汽油
环保标准
国4
考虑到车的最高车速只有80km/hz所以本变速器选择4档设计。
设计要求的数据有:
载货量:
0.75t最大总质量:
1.68t最高车速:
80km/h
比功率:
16kw•t-1比转矩:
30N•m•t-1
2.1、传动比的确定
2」.1、驱动桥主减速器传动比%的选择
在选择驱动桥主减速器传动比几时,首先可根据汽车的最高车速、发动机参
数、车轮参数来确定,其值可按下式计算:
.0.377"
5=:
"amax^j?
5
(3-1)
式中:
叫唤——汽车最高车速,km/h;
心——最高车速时发动机的转速,一般心二(0.9〜1.1)np,其中®
为发动机最大功率时对应的转速,"min;
这里取®•为1,贝ij/\.=1X耳=1X2800=2800
/•——车轮半径,mo
取/?
5=1;
根据公式(3-1)可得:
.0・377厂从
=
^/max^e5
=0.377x0.329x2800=289
120x1
2」.2、变速器头档传动比口的选择
(1)在确定变速器头档传动比□时,需考虑驱动条件和附着条件。
为了满足驱动条件,其值应符合下式要求:
;^G(/cosamax+sinamax)rg
—:
_2445x(0.016xcosl6.7°+sin167)x0.329x9.8
392x2.89x0.9
=2.34
式中:
^n.ax——汽车的最大爬坡度,初选为16.7。
。
为了满足附着条件,其大小应符合下式规定:
F陀1711.5x9.8x0.8x0.329
Q<—:
==4.33
Tem.MJT392x2.89x0.9
式中:
——驱动车轮所承受的质量,kg;由于第一章中后轴轴荷分配暂
定为70%,故=2445x70%=1711.5kg
(P——附着系数。
0.708之间,取°二0.8。
(2)各扌当传动比确定:
由于口在2.35〜4.33取J=3.7,且二1
按等比数级分配各挡传动比,
则q=^r=】・54」z=3・7,b=qJ2・39,b=qgl・54,二1
参考《中国汽车零配件大全》,选取变速箱,型号为MSGSE,确定各档传动
比如下
表2・2变速器档位参数参数
品牌
系列
型号
1-4挡传动比
倒档
江铃
TFR54
MSGSE
38kg
心二3.7
&二2.39
^=1.54
ig4=l
3.27
22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:
A=KA*Tg』m
式中Ka—中心距系数。
对轿车,Ka二8.9~9.3;对货车,KA二8.6〜9.6;
:
nax为发动机最大转矩;A为变速器一档传动比久为变速器传动效率,取96%
取心=9.0代入数据求得:
A二56.42mm
2・3、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責初步确定。
轿车四档变速器壳体的轴向尺寸3.0〜3.4S。
货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关:
四档(2.2〜2.7)S
五档(2.7〜3.0)力
六档(3.2-3.51
当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时,中心距系数忌应取给岀系数的上限。
为方便川取整,得壳体的轴向尺寸是3x60=180如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。
2.4、齿轮参数
2.4」、齿轮模数
选取mn=3.0
压力角O、螺旋角P和齿宽b
压力角选取国家规定的标准压力角a=20°
螺旋角根据货车变速器的可选范围为18°~26°选取0=20°
齿轮的b=kcmn根据斜齿轮的kc=6.0~&5取kc=7.0则
6=7x3=21mm
2.4.2、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
—档传动比
ig产Z2Z7/Z1Z8
先求其齿数和Z"
Zh=2A/mn
其中A=56.42、mn=3;
故有Zh二37.61。
中间轴上一档的齿轮的齿数可在12〜17之间选用,
现选用Z8=14则Z?
=24
上面根据初选的4及叫计算出的乙不是整数,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力,再以这个修正后的中心距作为
后计算的依据。
这里乙修正为38
反推得A二57mm。
(2)确定常啮合齿轮副的齿数
求出常啮合齿轮的传动比色=厶•至
乙勺
代入数据得:
色=1.75
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:
_心可+可)
_2cosp
解方程并取整得Z]=13可=23
(3)确定其他扌当位齿轮的齿
二挡传动比由于各扌当齿轮选取同样的模数,故有:
A=Ug+彳)
2cosp
由式(2-5)和式(2-6)代入数据解方程并取整得:
乙=16、z5=21
三扌当传动比由于各扌当齿轮选取同样的模数,故有:
_仏(长+可)
2cosp
由式(2-5)和式(2-6)代入数据解方程并取整得:
可=19、可=17
(4)确定倒档齿轮的齿数
—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3.2而通常情况下,倒档轴齿轮久取21〜23,此处取久二23。
计算中间轴与倒档轴的中心距
A?
=
计算得A'二55.5mm
为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉,齿轮8和齿轮9的齿顶圆之间应
保持有0.5mm以上的间隙,则齿轮9的齿顶圆直径5应为
也+0.5+也=川
22
。
辭二2A'-De8-1
计算得Dc9=62mm
则重新计算A」=55.5mm
表2-3齿轮参数表
齿数
齿宽b
齿轮形式
Z1
14
21
正齿轮
Z2
23
18
正齿轮
Z3
17
21
右旋螺旋齿轮
Z4
19
18
左旋螺旋齿轮
Z5
20
21
右旋螺旋齿轮
Z6
15
18
左旋螺旋齿轮
Z7
23
21
正齿轮
Z8
14
18
正齿轮
Z9
18
18
正齿轮
Z10
24
18
正齿轮
其他
模数
压力角
a
螺旋角P
3
20°
20°
2・5、齿轮材料的选择
2.5.1、满足工作条件的要求
不同的工作条件,对齿轮传动有不同的要求,故对齿轮材料亦有不同的要求。
但是对于一般动力传输齿轮,要求其材料具有足够的强度和耐磨性,而且齿面硬,齿芯软。
2.5.2、合理选择材料配对
如对硬度W350HBS的软齿面齿轮,为使两轮寿命接近,小齿轮材料硬度应略高于大齿轮,且使两轮硬度差在30〜50HBS左右。
为提高抗胶合性能,大、小轮应采用不同钢号材料。
2.5.3、考虑加工工艺及热处理工艺
变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值:
时渗碳层深度0.8〜1.2
时渗碳层深度0.9〜1.3
时渗碳层深度1.0〜1.3
表面硬度HRC58〜63;心部硬度HRC33〜48
对于気化齿轮,気化层深度不应小于0.2;表面硬度HRC48〜53[12]0
对于大模数的重型汽车变速器齿轮,可采用25CrMnMO,20CrNiMO,12Cr3A等钢材,这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理,以提高表面硬度,细化材料晶面粒。
3、校核轴和齿轮
3.1、计算各轴的转矩
发动机最大转矩为74N-m齿轮传动效率99%,离合器传动效率99%,
轴承传动效率96%0
1轴
Ti=Temaxnmn承二74x0.99x0.96=70.33N•m
中间轴
T2=T〕n齿n』2“=70.33x0.96x0.99x23/13=118.26N•m
II轴
—挡T31=T2n齿n爭i?
七二118.26x0.99x0.96x24/14二192.67N•m二挡T32=T2n齿n承i5.6=118.26x0.99x0.96x21/16二147.52N・m
三挡T33=丁2门齿n承i3.4=118.26x0.99x0.96x17/20=95.53N•m
四扌当T34=T]n齿n承二70.33x0.99x0.96=66.84N•m
倒扌当T倒二L(n齿nQ$i10_8=i18.26x(0.99x0.96)
2x23/14=175.49N•m
3.2、齿轮强度计算
(1)倒档直齿轮弯曲应力6,.
2TsKaKf
"7nnyzKcy
式中:
—弯曲应力(MPa);
匚一计算载荷(Nmm);
K°—应力集中系数,可近似取心二1.65;
K/-摩擦力影响系数,主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同,对弯曲应力的影响也不同;主动齿轮心二1」,从动齿轮Kf=0.9;
b—齿宽(mm);
加—模数;
y—齿形系数。
当计算载荷匚取作用到变速器第一轴上的最大转矩Omax时,一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400〜850MP。
,货车可取下限,承受双向交变载荷作用的倒
挡齿轮的许用应力应取下限。
计算倒挡齿轮&10的弯曲应力,arl0
Z8=14Z10=23G=175.49Nm,T2=]18.26Nm
2T?
K°K壬
7nnzzKcyz
2门18・%X16x1.1%103二371.53MPCK400〜
兀3‘x14x7.0x0.139
850MPO
rlO
A1冷.・19)<1血><0・9%诃二256.14MPOV400〜
龙3°x23x7.0x0.149
850MPO
斜齿轮弯曲应力6,
=27;cos0心一如严乩
(2.2)
式中:
厶一计算载荷(N•mm);
加“一法向模数(mm);
Z—齿数;
0—斜齿轮螺旋角(°);
K。
一应力集中系数,心=1.50;
y—齿形系数,可按当量齿数=z/cos3p在图中查得;
心—齿宽系数K<.=7.0
K&—重合度影响系数,K,二2.0。
(1)计算一挡齿轮7、8的弯曲应力ar7rarS
2x192.67x1•阪0.9x诃二]64.57MP°v4兀24x33x0.122x7.0x2.0
2叭
7tzzmyzKcKe
00〜800MPa
一2%口8・%*1一x103=160.38MPa<40
兀14x33x0.161x7.0x2.0
0〜800MP。
(2)计算二挡齿轮5、
6的弯曲应力
r5
2^32COS03-6“cr
7rz^y5KcK£
:
2xll7・Kxcos20•兀X12°xio‘=129.98MPa<100
^21x3Vx0.128x7.0x2.0
〜250MP。
込cos05-6鶴一2*11S.26*cos20.36况1・aO%=90.24MPa 龙16x3°x0.194x7.0x2.0 7tz^nyzKcK€ 250MP。 (3)计算三挡齿轮3. 4的弯曲应力 2x9x3xcos20・: 36x—0x1q3=105.63MPa<250兀17x33x0.126x7.0x2.0 2T: c°? 卩二2汉118・%xcos20・36x1.°0x103=118.68MPa<100 兀z、in;y£兀20x33x0.118x7.0x2.0 〜250MP。 轮齿接触应力5 j=0.418 bd;cosapzZ 11 —+—— Pb3 =0.418 192.67X20.6X10’ 28x72cos20° 11 + [7.1812.31丿 x103 T・E ■ =898.45MPa<1900〜2000MPa 11 —+ 帆cosa5pbl) (118.26x20.6x101 "11 + X103 J28x42cos20" 、7・1812.31J =0.418 =921.61MPa 计算二挡齿轮5,6的接触应力 16x3=48d51=21x3=63 2 fsina/cos: 23-84° sina/cos: 23.84°=12.87mm 17 11 -4- ibd: cosacos23・84° l06Pb5; =0.418 =0.418 I147.52x20,6x101\I28x63cos20ecos23.84° =793.15MPa<1300〜1400MPa 1t2e 1j 1bd: cosacos23・84° =0.418 =0.418 I118.26x20.6x104]28x48cos20°cos23.84° 1+9.81 =9.81mm =829.27MPa 计算三挡齿轮3,4的接触应力 p注=—sincr/cos223.84° =12.26mm ptD=sin/cos223.84°=10.42mm j=0.418 T^E1i1 bd;cosacos23・84°\p詁pbZ W4⑹95.53x20.6x2 \l28x51cos20°cos23.84° 11 + v12.2610.42 =705.23MPo T.E J cr.4=0.418 bd;cosacos23.84°p: 4 11 +—— Pb3> 118.26x20.6x10 =0.418 28x60cos2(Tcos23・84° 11 + \12.2610.42丿 x103 =723.42MPa 常啮合齿轮1,2的接触应力 dj=23x3二69 J 13x3=39 =14・10mm p: 、=牛sina/cos'23.84。 二7.97mmpbl=-^-sintz/cos223.84 1"E rii] J. W,cosacos23.84° cr.j=0.418 170.33x20.6x101 (1 1] 124x39cos20°cos23.84° <7.79 14.10J =0.418 =791・88MP°v1300〜1400MP。 X103 「E ■ (1 1) u bd;cosacos23.84° Pbl> b亡=0.418 =0.418 118.26x20.6x10" 24x69cos20°cos23.84° J.79*14.10JX10 =771・99MP°v1300〜1400MPa 计算各挡齿轮的受力 (1)一挡齿轮乙8的受力 =5351.94N 玉=%m3=5631.43N 良42 F十刁na 一J會S9.65N 仏tan% COS0J8 =5631.43tar20°/cos23.84°=2240.87N =Ft7tan/7S=5351.94tan23.84°=2364.95N F壷=Ft3tan^s=5631.43tan23.84°=2488.45N (2)二挡齿轮5,6的受力 63 2x1们・52x103=4683.17N 1計呼xg4927.5.N =空叱=4683.17ton20: =疏彳54N •cos05-6COS23.84° J==°927・E”=196Q? 6N COS% ■ccos23.84° F丈=斥5tan05.6=4683.17tan23.84°=2069.43N 巧6=F八an虫=4927.51tan23.847。 =2177.40N (3)三挡齿轮3,4的受力 百=2〔9x3%103 dz51 =3746.27N 2T. =2x118.26x1()3=3942N 60 斥3如an COS037 3746.27tai20° cos23.84° =1490.72N COS037 3942tan20° cos23.84° =1568.6IN F品=FzZtan/? 3-4=3746.27tan23.56°=1633.59N tan03“=3942tan23.56c=1718.94N (4)倒扌当齿轮10的受力 di。 二23x3二697}讨二175.49Nm,r2=l18.26Nm 丝=2x175.49x103=508667N F<0=Ftl0tana=5086.67tan20°=1851.40N 3.3、轴及轴上支撐校核 3.3」轴的工艺要求 倒扌当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、氟化等热处理方法。 对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用気化处理,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曲。 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 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▽? ,并规定其端面摆差。 一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。 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。 3.3.2轴的强度计算 初选轴的直径 已知中间轴式变速器中心距A二57mm,第二轴和中间轴中部直径d〜(0.45〜0.60)A,轴的最大直径d和支承距离L的比值: 对中间轴,〃/厶二0」6〜0」8;对第二轴,d/SO.18〜0.21。 第一轴花键部分直径d(mm)可按式(5.1)初选 式中: K—经验系数,K二4.0〜4.6; 动机最大转矩(Nm)o 第一轴花键部分直径2=(4.0〜4.6胁=16.79~19.31mm取 =20mm;第二轴最大直径2(0.45〜0.60)X57二25.65〜34.2mm取 30mm;中间轴最大直径«(0.45〜0.60)X57=25.65〜34.2mm取^max=30mm 第二轴: 如竺=0」8〜0.21;第一轴及中间轴: 如竺=0.16〜0.18 第二轴取厶二250mm;中间轴支承之间的长度取厶二225mm,第一轴支承之间的长度厶,L=100mm 表3-1轴的尺寸 长度mm 最大轴径mm 输入轴 100 20 中间轴 225 30 输岀轴 250 30 3.3.3轴的刚度计算 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。 前者使齿轮中心距发生变化,破坏了齿轮的正确啮合;后者使齿轮相互歪斜,致使沿齿长方向的压力分布不均匀。 初步确定轴的尺寸以后,可对轴进行刚度和强度验算。 轴的全挠度为f=<02mmo 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为[/」=0.05〜0.10mm,[/.<]二0.10〜 0.15mm。 齿轮所在平面的转角不应超过0.002「od。 变速器输入轴和输岀轴的刚度校核 —档工作时轴上受力分析 27 =2x7°-33=3607N 39 Fr=tan=1313N /\rl=tan=1313N 输岀轴的挠度和转角的计算: 已知: 。 二70
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