重型卡車變速器設計與計算過程案例綜述1.1變速器主要參數(shù)的選擇本次設計的重型汽車（J6L）的技術(shù)參數(shù)如下表所示：表1.1一汽解放J6L重型汽車參數(shù)發(fā)動機功率上限139（kw）功率時轉(zhuǎn)速上限2300（r/min）發(fā)動機轉(zhuǎn)矩上限720（N·m）主減速器速比4.875總質(zhì)量15.685t最高車速96（km/h）1.1.1傳動比范圍變速器傳動比定義是最高值與最低值兩者的比。最高傳動比一般指直接檔位，即動力由輸入軸通過齒數(shù)相同的齒輪直接傳遞到輸出軸，此時傳動比為1。相對于最高傳動比的固定，最低傳動比的設計較為復雜，要綜合考慮各方面，如汽車設計之初要求所具有的爬坡能力、車輪與地面間的摩擦力、發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩等因素。1.1.2變速器各擋傳動比的確定（1）主減速比的確定發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速與汽車車輪實際轉(zhuǎn)速的關系如公式（3·1）所示：=（3·1） ——汽車速度（km/h）； ——傳動比； ——車輪滾動半徑（m）；——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）； ——主減速器傳動比。其中車速上限值==96km/h；最高擋為直接擋，即傳動比為1；汽車滾動半徑的大小取決于車輪，本次車輪滾動半徑=0.53m；發(fā)動機轉(zhuǎn)速==2300（r/min）；帶入公式（1.1）得主減速器傳動比，如公式（3·2）：==（3·2）（2）最低擋傳動比的確定如前面1.1.1所述，最低檔傳動比的確定需要考慮多種因素，本文最低檔傳動比的設計，選取最大爬坡度作為計算標準，即讓汽車通過所要求的最大坡度角αmax時，汽車產(chǎn)生的驅(qū)動力大于阻力之和，此時阻力僅包括滾動和上坡時的阻力。具體計算如公式（3·3）所示：（3·3）——發(fā)動機扭矩的上限值(N·m)；G——車輛總重量(N)；f——路況阻力系數(shù) ——主減速器傳動比；R ——車輪滾動半徑；——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）；——最大爬坡角度（一般汽車大約）。由公式（3·3）得：（3·4）已知：m=15.685t；0.015；16.7o；r=0.53m；=720N·m；4.875；g=9.8m/s2；0.85，把以上數(shù)據(jù)代入公式（3·4）：≥(39285×9.8×0.015×cos16.7°+39285×9.8×sin16.7°)720×4.875×0.85=11.5（3·5）滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即汽車爬坡所產(chǎn)生的的驅(qū)動力大于所受阻力之和。公式如下：（3·6）（3·7） ——車輪法向反力，； ——驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；（瀝青路面取0.6~0.8之間）已知：前輪軸荷23570kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3·7）式：（3·8）綜上所述，設計汽車變速器的爬行檔傳動比范圍如下：初選爬行擋傳動比為12.5。1.1.3變速器各擋傳動比分配生活中見到的汽車各種各樣，工作環(huán)境千差萬別，導致汽車具有不同的傳動比。傳動比的設計與將汽車的動力性能、燃油經(jīng)濟性能息息相關。汽車檔位數(shù)量越多，則汽車在低燃油情況下工作的機會越大，油耗相對降低；同時汽車發(fā)揮最大功率的機會增加，檔位數(shù)的增加對于改善汽車的動力性能和降低油耗起到積極的作用。汽車變速箱內(nèi)擋與檔之間傳動比比值按照等級分配如下所示：（3·9）（3·10）（3·18）（3·17（3·18）（3·17）（3·16）（3·15）（3·14）（3·13）（3·12）（3·11）1.1.4中心距A的確定中心距作為變速器箱內(nèi)的基本參數(shù)，中心距越大，變速器外形尺寸越大，變速器質(zhì)量相應增大，變速器中齒輪所受疲勞強度較小，故齒輪壽命較強；反之，中心軸長度越小，變速器外形尺寸越小，變速器質(zhì)量減小，，變速器中齒輪所受疲勞強度較大，齒輪壽命較低；綜上所述，中心距的長度不易過小小，否則導致一檔小齒輪的齒數(shù)過少，增加齒輪加工難度。在變速器設計之初，中心距的選取參照經(jīng)驗公式如下：（3·19） ——發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)距的上限值720（N·m）； ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)。多擋變速器：=9.5~11.0； ——一擋傳動比取12.5； ——傳動效率，取95%。（9.5~11.0）3720×12.5×0.96=（9.5~11.0）26.2=248.9~290.82mm綜上討論與計算，本次變速器設計采用雙中間軸的結(jié)構(gòu)形式，中心距數(shù)值取150mm。1.1.5變速器外形尺寸的確定變速器空間尺寸盡量小，影響空間尺寸的因素有換擋機構(gòu)、齒輪直降的大小、倒擋中間齒輪大小等，變速器外殼體的軸向尺寸的決定因素為檔位數(shù)量、換擋機構(gòu)及齒輪的布置形式。本次設計變速器軸向尺寸的確定依據(jù)公式（3·20）：mm（3·20）初步選取長度為375mm。1.1.6齒輪參數(shù)的確定（1）模數(shù)齒輪的模數(shù)小，齒數(shù)、輪齒寬度增加，噪聲分貝值??；假設要求齒輪質(zhì)量減小，采取模數(shù)增加、齒寬減小。為了方便加工齒輪，不同檔位的齒輪原則上選用同一個模數(shù)；假設單獨考慮齒輪強度，各檔齒輪原則上應有不同模數(shù)；在重型汽車變速器的設計當中，質(zhì)量是設計時優(yōu)先考慮的因素，故在重型汽車變速器的檔位齒輪中的齒輪模數(shù)選擇較大，選取依據(jù)按照國家標準GB/T1357—1987。總質(zhì)量大于14.0t的貨車模數(shù)取用范圍1.5~5.0mm。在本文的設計中二檔至四擋模數(shù)選取4.5mm,對于一檔和爬行檔的齒輪模數(shù)選取稍微較大，選取5mm，副變速器中齒輪選取模數(shù)數(shù)值為5mm，倒擋齒輪選取的較其他檔位小些，數(shù)值選取4mm。（2）壓力角α在齒輪當中，壓力角的大小不容忽視，其值較小，齒輪傳動平穩(wěn)，噪聲分貝值低，重合度大；反之，重合度小，但其接觸疲勞強度及抗彎強度提高。生活中貨車、重型汽車的壓力角原則上應取較大的值，以提高齒輪的強度，一般取22.5°或25°。除此之外，其他齒輪的壓力角的選取標準值20°。（3）螺旋角β本文設計的變速器由于采用的是雙中間軸結(jié)構(gòu)，故齒輪所受扭矩較低，噪聲較小，齒輪的形式采用均為直齒圓柱齒輪，故螺旋角為0。（4）齒寬b齒輪寬度的選取對齒輪空間尺寸、質(zhì)量、運動過程平穩(wěn)性和所受應力均勻程度等產(chǎn)生影響。在設計過程中，原則上應選取小的齒寬系數(shù)，目的是為了降低質(zhì)量和變速箱的空間幾何尺寸，弊端在于傳遞動力的過程中穩(wěn)定性較差；而齒寬較大的齒輪彌補該缺陷，且齒輪所受應力降低，但齒寬造成應力分布不均勻。齒寬的選取一般以齒輪的模數(shù)為依據(jù)：例如直齒，取為4.5～8.0本設計中齒寬均為30mm。1.1.7各擋齒輪齒數(shù)的分配圖3-1變速器動力傳遞路線圖圖3-1變速器動力傳遞路線圖（1）四擋位齒數(shù)及傳動比的確定四擋傳動比為：（3·21）（3·22）取為36，為30，得為20，為37，帶入求得為1.36，同時取副變速器箱的中心距為148.5mm。（2）爬行擋齒數(shù)及傳動比的確定爬行擋傳動比為：（3·23）（3·24）取為42，為30，求得為46，為19，帶入求得為12，同時修正主箱中心距為153mm。（3）一擋齒數(shù)及傳動比的確定一擋傳動比為：（3·25）（3·26）得出為38，為22，對ig1修正為8.26。（4）二擋齒數(shù)及傳動比的確定二擋傳動比為：（3·27）（3·28）得出為38，為30，對ig2修正為為6.08。（5）三擋齒數(shù)及傳動比的確定三擋傳動比為：（3·29）（3·30）得出為34，為36，對ig3修正為4.53。（6）五擋位齒輪傳動比的確定五擋傳動比為：（3·31）（7）六擋齒輪傳動比的確定六擋傳動比為：（3·32）（8）七擋齒輪傳動比的確定七擋傳動比為：（3·33）（9）倒擋齒數(shù)及傳動比的確定初步選取變速器倒擋的齒輪齒數(shù)=24，輸入軸的齒數(shù)為=17，在選取的同時保證倒擋軸上的嚙合齒輪16和15不發(fā)生運動干涉，即讓兩者之間間隙值最小為0.5mm，上述數(shù)值應滿足公式（3·34）：（3·34）其中：，，代入公式（1.34），齒數(shù)，得倒擋傳動比如下：（3·35）輸入軸與倒擋軸的距離：mm（3·36）輸出軸與倒擋軸的距離：mm（3·37）通過上述討論與計算，重型汽車變速器的設計中，首先確定齒輪模數(shù)、中心距和各檔位之間的傳動比，然后查找機械工業(yè)手冊和依據(jù)經(jīng)驗確定變速器的外形尺寸，確定變速箱內(nèi)的各齒輪的齒寬，同時需對變速器齒輪進行變位，根本原因在于避免齒輪加工產(chǎn)生根切現(xiàn)象及配湊齒輪軸的中心距，同時兼顧考慮齒輪的強度和運動的平穩(wěn)性、耐磨程度及噪聲大小。以下圖為設計本次設計變速器常見的幾個齒輪造型：1.2主箱中間軸二擋齒輪1.3主箱中間軸三擋齒輪1.4主箱中間軸取力齒輪1.5主箱輸出軸二擋齒輪1.2齒輪強度校核1.2.1齒輪材料（1）滿足工作狀況，齒輪材料具有較大的強度和硬度。（2）對于嚙合齒輪，硬度一般相差30-60HBS,且小齒輪的硬度大。（3）選擇合理的處理方式，例如較大的齒輪，采用鑄造的方式，如鑄鋼或者鑄鐵；一般尺寸的齒輪，采取鍛造的方式，如鍛鋼；較小的齒輪，選取圓鋼作毛坯。在加工過程中，軟齒面齒輪的材料一般用碳鋼，過程為：先正火后切削；加入齒面硬度大于360HBS，選取低碳鋼作為齒輪的材料，先進形切齒，然后經(jīng)過淬火的處理，這種方式得到的齒輪齒面和齒芯都比較軟，對于后續(xù)工作，比如進行磨齒，目的在于消加工過程齒面形狀變化；或者進行滲氮處理，這樣可以在不經(jīng)過磨齒減小齒面變形?？紤]到本次設計的變速箱中一對齒輪在工作過程中一直轉(zhuǎn)動，故磨損量較大，同時為重型汽車，故承受的沖擊載荷也比較大，兩者的綜合所用對齒輪的抗彎強度和硬度要求較高，故本次設計變速箱的齒輪采用硬齒面，硬度60HRC，材料選取20CrMnTi，處理方式：滲碳-淬火。1.2.2齒輪彎曲強度校核由于本文選取齒輪為直齒圓柱齒輪，其校核公式如下：(3·38) ——節(jié)圓直徑（mm）； ——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； ——應力集中系數(shù)，=1.50； ——摩擦力系數(shù)，主動輪取1.2，從動輪取0.8；——齒面寬（mm）； ——法向齒距，；——齒形系數(shù)，依據(jù)圖1.6查得。圖1.6齒形系數(shù)圖代入公式（3·38），計算得:(3·39)（1）爬行擋的齒輪彎曲強度校核主動輪：其中：Tg=720×0.5×2840×103N·mm；；mm；；，查圖1.6得：y=0.119，代入公式(3·39)得從動輪：其中：Tg=720×0.5×2840×1746×103N·mm；；mm；；（2）一擋齒輪彎曲強度校核主動輪：其中：Tg=720×0.5×2840×103N·mm；；mm；；，查齒形系數(shù)圖1.6得：y=0.116，代入公式(3·39)得從動輪：其中：Tg=720×0.5×2840×2238×103N·mm；；mm；（3）二擋齒輪彎曲強度校核主動輪：其中：Tg=720×0.5×2840×103N·mm；；mm；；，查圖1.從動輪：其中：Tg=720×0.5×2840×3038×103N·mm；；mm；（4）三擋齒輪彎曲強度校核主動輪：其中：Tg=720×0.5×2840×103N·mm；；mm；；，查圖1.6得：y=0.138，代入公式(3·39)得從動輪：其中：Tg=720×0.5×2840×3634×103N·mm；；mm；；（5）四擋齒輪彎曲強度校核主動輪：其中：Tg=720×0.5×103N·mm；；mm；；，查圖1.6得：y=0.136，代入公式(3·39)得MPa從動輪：其中：Tg=720×0.5×2840×10N·mm；；mm；；，查圖1.6得：y=0.146，代入公式(3·39)得MPa通過查表得知，貨車變速器的軸所受扭矩取取最大值，其許用應力為350MPa，故變速器設計合理。1.2.3齒輪接觸應力校核（3·40），——齒輪曲率半徑（mm）直齒輪，斜齒輪，； ——接觸應力（MPa）； ——法向力（N），； ——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； ——節(jié)點處壓力角，為螺旋角； ——彈性模量（MPa）； ——齒輪接觸的實際寬度（mm）；、 ——主動、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。表1.2變速器齒輪許用接觸應力齒輪/MPa滲碳液體碳氮共滲一擋、倒擋1950-2100900-1100常嚙合齒輪、高擋齒輪1250-1450600-800當作用載荷取變速器第一軸上的載荷時，齒輪的許用接觸應力[]查表1.2。（1）爬行擋齒輪接觸應力校核條件：Tg=720×0.5×28；；MPamm；mm；mmN（3·42）（3·43）（3·44）代入公式（40），得倒擋齒輪接觸應力：MPa（2）一擋齒輪接觸應力校核條件：N·mm；；；MPa；mm；mm；mm；N；；同理，得一檔齒輪接觸應力：MPa（3）二擋齒輪接觸應力校核條件：Tg=720×0.5×2840×103N·mm；；mm；mm；mm；N；；同理，得二擋齒輪的接觸應力：MPa（4）三擋齒輪接觸應力校核條件：Tg=720×0.5×2840×103N·mm；；mm；mm；mm；N；；得軸上的接觸應力：MPa（5）四擋齒輪接觸應力校核條件：Tg=720×0.5×103N·mm；；；MPa；mm；mm；mm；N；；得四擋齒輪接觸應力：MPa通過計算得出，各擋變速器齒輪的接觸應力＜[]，設計合理。1.3變速器軸的設計1.1.1初選軸的直徑本次設計為重型汽車變速器，變速器結(jié)構(gòu)采用組合兩軸式，中心距已知的前提下，輸入軸=0.13～0.18；輸出軸0.18～0.21。d為軸直徑的上限值，L為兩軸支撐距離。輸入軸花鍵直徑：（3·45）其中： ——經(jīng)驗系數(shù)，=4.0～4.6； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。輸入軸花鍵部分直徑d1：d1=輸入軸、輸出軸之間的支撐=270mm。按扭轉(zhuǎn)強度計算軸最小直徑：d=——軸的許用剪應力（MPa）；P ——發(fā)動機最大功率（kw）；N ——發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）。代入公式（3·46）求得：mm。故軸的最小直徑選取40mm。1.1.2軸的剛度校核在確定完軸的直徑后，需要對軸進行校核，校核的兩個因素撓度和轉(zhuǎn)角，即在垂直面發(fā)生的變形程度和在水平面發(fā)生的扭轉(zhuǎn)角度。撓度過大或不合適的扭轉(zhuǎn)角使齒輪嚙合發(fā)生錯誤，進而壓力在齒寬和齒長方向分布不均勻，故校核是有必要的。圖3-7變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角已知豎直面的撓度為，水平面的撓度為，扭轉(zhuǎn)角為δ，則：（3·47）（3·48）（3·49）其中a、b ——齒輪上力的作用點距離兩支座的距離（mm）F ——齒輪沿齒寬方向中間平面上的徑向力（N）D ——軸的直徑（mm）I ——慣性矩（mm4）L—支座間的距離（mm）E ——彈性模量（MPa），E=2.1×105MPa全撓度：mm。查表得知軸的撓度許用值為=0.04～0.09mm，=0.08～0.12mm。齒輪轉(zhuǎn)角許用值為0.003rad。中間軸剛度的校核：爬行擋工作時：N（3·50）N（3·51）已知：a=309mm；b=49mm；L=358mm；d=49mm，代入（3·47）、（3·48）、（3·49），求得：mm（3·52）mm（3·53）mm（3·54）rad（3·55）一擋工作時：N（3·56）