商用車三軸變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算案例目錄TOC\o"1-3"\h\u20686商用車三軸變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)計(jì)算案例 190311.1擋數(shù)的選擇 1266661.2各擋位傳動比的確定 1160081.2.1主減速器傳動比的確定 1323951.2.2最低檔傳動比的計(jì)算 278391.2.3各檔傳動比的選定 3250201.2.4中心距的選擇 390341.2.5變速器的外形尺寸 3130271.3齒輪參數(shù) 3327291.1.1模數(shù)的選取 3246031.1.2壓力角 4111591.1.3螺旋角 4325881.1.4齒寬b 4125121.1.5齒頂高系數(shù) 4267491.1.6各擋齒輪齒數(shù)的分配 495441.1.7確定各擋齒輪的尺寸 6107411.4齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 9309641.4.1齒輪的損壞原因及形式 926421.4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 9232541.5變速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核 1372711.5.1軸的工藝要求 13152431.5.2軸的強(qiáng)度計(jì)算 13314961.5.3初選軸的尺寸 13195881.5.4軸的剛度驗(yàn)算 14133521.5.5軸承壽命計(jì)算 1713141.6變速器同步器的設(shè)計(jì)及操縱機(jī)構(gòu) 20261011.6.1同步器的結(jié)構(gòu) 20178891.6.2變速器的操縱機(jī)構(gòu) 211.1擋數(shù)的選擇本設(shè)計(jì)為5擋變速器。1.2各擋位傳動比的確定1.2.1主減速器傳動比的確定由論文的已給出的該車技術(shù)指標(biāo)可知：該車的主減速器傳動比=4.5。1.2.2最低檔傳動比的計(jì)算汽車在使用最低擋爬坡時(shí)，由于風(fēng)阻很小，忽略不計(jì)，所以汽車的驅(qū)動力應(yīng)大于或等于在爬坡時(shí)的滾動阻力和汽車重量在斜面上的分量，用公式表示如下。用公式表示如下： （1.1）式中：G——車輛總重量，N；——滾動阻力系數(shù)，對良好路面μ取0.01~0.02；——發(fā)動機(jī)最大扭矩,N·m；——主減速器傳動比；——變速器傳動比；——為傳動效率（0.9）；R——車輪滾動半徑；——最大爬坡度本設(shè)計(jì)為能爬30%的坡，大約。由公式（1.2）得： （1.2）已知：m=1100kg；；；r=0.28m；N·m；；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（1.3）式： 要滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用最低檔發(fā)出最大驅(qū)動力時(shí)，驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑移轉(zhuǎn)動現(xiàn)象。公式表示如下： （1.3）式中：——驅(qū)動輪的地面法向反力，；——驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對混凝土或?yàn)r青路面可取0.5~0.6之間。取0.55，把數(shù)據(jù)代入（1.3）式得： 所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是： 初選一檔的傳動比為1.86。1.2.3各檔傳動比的選定由中等比性質(zhì)，得 （1.4）其中m—檔位數(shù)，取m=2,3,4,5n—檔數(shù)，取5經(jīng)計(jì)算得出=2.045=1.419=1=0.808Ir=4.1281.2.4中心距的選擇一個(gè)主要的中心距，可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算： （1.5）式中，A為變速器中心距;為中心距系數(shù)，取9.1，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，乘用車取8.9~9.3，商用車取8.6~9.6；是發(fā)動機(jī)一檔傳動比;為變速器的傳動效率，取。所以： （1.6）所以中心距初選為65mm。1.2.5變速器的外形尺寸變速器設(shè)計(jì)還要考慮換擋機(jī)構(gòu)的布置形式。由以上的因素來初步選定。商用車變速器殼體：四檔（2.2～2.7）A五檔（2.7～1.0）A六檔（1.2～1.5）A由于本次設(shè)計(jì)選用的是5+1檔變速器，所以初選殼體軸向距離是：1.565=227.5，為方便計(jì)算取整為228mm。但結(jié)構(gòu)尺寸鏈傳動設(shè)計(jì)，確定變速器殼體的軸向尺寸，實(shí)際設(shè)計(jì)最終。1.3齒輪參數(shù)1.1.1模數(shù)的選取齒輪模數(shù)是齒輪的一個(gè)重要參數(shù)。齒輪的剛度、強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等因素都會影響系數(shù)的選取。綜合考慮，在本次變速器設(shè)計(jì)中，所有檔位均采用鎖環(huán)同步器換擋?？紤]到制造工藝的簡單性，所有齒輪應(yīng)選擇相同的模數(shù)。資料顯示，市面上的乘用車排量在1.0V1.6之間的模數(shù)一般為2.25～2.75，由于本設(shè)計(jì)中，給定的發(fā)動機(jī)排量為1.3L，所以最終確定直齒輪為2.5，斜齒輪為2.5。1.1.2壓力角乘用車變速器齒輪在選擇壓力角時(shí)，主要考慮壓力角對噪音的影響，應(yīng)盡量選擇較小的壓力角，本文采用國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角，確定齒輪采用的壓力角。1.1.3螺旋角齒輪的螺旋角對輪齒的工作噪音等均有影響，一般為15°~25°，螺旋角越大，齒輪的強(qiáng)度越大，本設(shè)計(jì)螺旋角初取20°。1.1.4齒寬b按照經(jīng)驗(yàn)而言，齒寬的大小通常根據(jù)齒輪的模數(shù)m（）的大小來選定。直齒b=m,為齒寬系數(shù)，取為4.5～8斜齒b=m,取為6.0～8.5b為齒寬（mm)。在本次設(shè)計(jì)當(dāng)中，各檔位齒輪均選用相同的齒寬，b取15mm。1.1.5齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。在齒輪加工精度提高以后，包括我國在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。1.1.6各擋齒輪齒數(shù)的分配在初選中心距，齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可更據(jù)變速器的擋數(shù)，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。圖3-1中間軸式五擋變速器傳動方案（1）確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔的傳動比為 (1.7)根據(jù)以上公式可知如果和Z2的齒數(shù)已經(jīng)確定，則和的傳動比就可以求出。為了求和的齒數(shù)，可先求其齒數(shù)和直齒 (1.8)斜齒 (1.9)因?yàn)橐粰n和倒擋均設(shè)計(jì)成直齒輪，所以一檔大齒輪齒數(shù)用公式 (1.10)則初選Z8=16,大齒輪為Z7=52-16=36。（2）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式子1.7可以求出常嚙合齒輪傳動比為 (1.11)而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，則有 (1.12)則 (1.13)則可算得，（3）確定其他擋齒輪的齒數(shù)二檔的傳動比為 (1.14)由 (1.15)可以得出 (1.16)對于斜齒輪有 (1.17) (1.18)則，同理可得三檔齒輪Z3=42，Z4=56四檔齒輪Z1=17，Z2=32五檔齒輪Z9=69,Z10=29（4）確定倒檔齒輪的齒數(shù)一在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動比取4.128。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪8小，取Z12為14。而通常情況下，倒檔軸齒輪齒數(shù)取21~23，此處取=23。 (1.19)則則有中間軸與倒檔軸的中心距 (1.20)則有A1=46.25而倒檔軸與第二軸的中心: (1.21)則A2=261.1.7確定各擋齒輪的尺寸分度圓直徑：d=mz，；齒頂高：，；齒根高：，；全齒高：；齒頂圓直徑：；齒根圓直徑：；根據(jù)以上齒輪尺寸計(jì)算公式，計(jì)算個(gè)檔位齒輪的參數(shù)，結(jié)果如表3-1所示。表3-1齒輪主要參數(shù)主要參數(shù)齒數(shù)模數(shù)(mm)螺旋角分度圓直徑(mm)齒根圓直徑(mm)齒頂圓直徑(mm)齒寬(mm)一檔Z8162.50°40344515Z73690839515二檔Z6262.520°6558.757015Z52357.551.262.515三檔Z4562.520°140131.7514515Z34210598.7511015五檔Z10292.520°72.566.277.515Z969172.5166.2177.515常嚙Z2322.520°8071.758515Z11742.536.247.515倒檔Z11302.50°7568.758015Z12143528.754015Z132357.551.262.5151.4齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇1.4.1齒輪的損壞原因及形式齒輪損壞有三種類型：斷齒、齒面疲勞剝落和換檔齒輪端部損壞。輪齒斷裂有兩種：輪齒受到足夠的沖擊載荷，導(dǎo)致輪齒彎曲斷裂；在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸增大，出現(xiàn)彎曲斷裂。前者很少出現(xiàn)在傳播中，后者出現(xiàn)的頻率更高。齒輪工作時(shí)，一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓。此時(shí)齒面上有一條小裂紋，裂紋中的潤滑油壓力增大，導(dǎo)致裂紋擴(kuò)展，然后齒面表面出現(xiàn)塊脫落，形成齒面點(diǎn)蝕。它使齒形誤差增大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致齒折斷。由于兩個(gè)嚙合齒輪的角速度不同，在換檔瞬間在齒輪末端產(chǎn)生沖擊載荷，造成齒輪損壞。1.4.2齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核汽車變速器齒輪采用低碳合金鋼，采用剃齒或齒輪精加工，齒面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。經(jīng)過上網(wǎng)查詢資料，在國內(nèi)變速器的齒輪材料的選擇上主要有：20CrMnTi、20Mn2TiB等，綜合考慮本次設(shè)計(jì)各齒輪材料選用20CrMnTi,滲碳淬火。齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力 （4.1）式中，為彎曲應(yīng)力；為圓周力，；為計(jì)算載荷；d為節(jié)圓直徑；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；為摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；b為齒寬；t為端面齒距，，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)，如圖3-2所示。圖3-2齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂ɑ=，=1）當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： (4.2)求得175440MPa故由可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(shí)，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 (4.3)式中表示重合度影響系數(shù)，取2.0；其余參數(shù)均與式（4-1）注釋相同，，齒形系數(shù)y按當(dāng)量模數(shù)在圖（3-3）中查得。二檔齒輪圓周力： (4.4)根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出：=12149N齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)=31.9，可查圖（3-2）得：。故可求得： 同理可得： 。依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三檔： ；四檔： ；五檔： ；當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi)。因此，上述對直齒輪和斜齒輪的計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。齒輪接觸應(yīng)力 （4.5）式中——齒輪的接觸應(yīng)力（MPa）；F——齒面上的法向力（N），；——圓周力在（N）；——節(jié)點(diǎn)處的壓力角（°）；——齒輪螺旋角（°）；E——齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可??；B——齒輪接觸的實(shí)際寬度，20mm；——主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）；直齒輪： （4.6） （4.7）斜齒輪： （4.8） （4.9）其中，分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表：表3-2變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900~2000950~1000常嚙合齒輪和高檔1300~1400650~7001）對于本此設(shè)計(jì)，計(jì)算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力 N mm mm MPab=20mm代入式（4-5）得：

MPa

采用滲碳齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。2）計(jì)算高檔——五檔常嚙合齒輪接觸應(yīng)力： N mm mm MPa代入式（3-4）得：

MPa

采用液體碳氮共滲齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。3）計(jì)算一檔和倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力 N mm mm代入式（3-4）得：

采用滲碳處理齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。1.5變速器軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核1.5.1軸的工藝要求軸的材料選擇滲碳合金鋼20CrMiTi，經(jīng)滲碳淬火，回火熱處理，硬度為56~62HRC。注意：螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。在結(jié)構(gòu)形式上采用階梯軸的形式設(shè)計(jì)。對于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。1.5.2軸的強(qiáng)度計(jì)算由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對于本設(shè)計(jì)的變速器來說，在設(shè)計(jì)的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的預(yù)留空間，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只用校核一檔處就行；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對象。下面對第一軸和第二軸進(jìn)行校核。1.5.3初選軸的尺寸中間軸式變速器的中心距A前面已經(jīng)進(jìn)行了選擇。傳動軸的確定和尺寸主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置的要求和加工工藝、裝配工藝的要求。在草圖設(shè)計(jì)中，軸的長度可根據(jù)齒輪和換檔部件的工作位置和尺寸初步確定。軸的直徑可參照同類汽車傳動軸的尺寸來選擇，也可采用以下經(jīng)驗(yàn)公式：第一軸和中間軸： =33mm，系數(shù)取0.4 （5.1）第二軸： =65mm （5.2）式中——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6；——發(fā)動機(jī)的最大扭矩，N·m。為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： =0.160.18；L中=194mm，L1=185mm第二軸： =0.180.21。L2=226mm1.5.4軸的剛度驗(yàn)算（1）第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度[8]條件公式為 （5.3）式中：——扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；T——軸所受的扭矩，N·mm；——軸的抗扭截面系數(shù)，；P——軸傳遞的功率，kw；d——計(jì)算截面處軸的直徑，mm；[]——許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。其中P=135kw，n=6000r/min,d=24mm；代入上式得：=71MPa由查表可知[]=75MPa，故[]，符合強(qiáng)度要求。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。其計(jì)算公式為： （5.4）式中，T——軸所受的扭矩，N·mm；G——軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G=8.1MPa；——軸截面的極慣性矩，，；將已知數(shù)據(jù)代入上式可得：=0.9對于一般傳動軸可?。还室卜蟿偠纫?。（2）第二軸的校核計(jì)算1）軸的強(qiáng)度校核計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （5.5） （5.6） （5.7）式中——至計(jì)算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比1.419；d——計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為75mm；——節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為20°；——螺旋角，為20°；——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。代入上式可得： Ft=9761.3N Fr=4101.4N Fa=5636.8N危險(xiǎn)截面的受力圖為：圖3-3危險(xiǎn)截面受力分析水平面： （175+34.5）=34.5 =675.7N；水平面內(nèi)所受力矩： Mc=175FA10-3=118.25N垂直面： （5.8）垂直面所受力矩： 該軸所受扭矩為： Tj=2261.85=870.1N。故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為： (5.9)則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）: (5.10)將代入上式可得：=309.9MPa，在低檔工作時(shí)[]=400MPa，因此有：[]；符合要求。2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計(jì)算： （5.11） （5.12）式中,——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于；——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于；E——彈性模量（MPa），（MPa）;I——慣性矩（），，d為軸的直徑（）；a、b——為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）；L——支座之間的距離（）。將數(shù)值代入式（5-11）和（5-12）得： 故軸的全撓度為，符合剛度要求。1.5.5軸承壽命計(jì)算軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來計(jì)算，對于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬公里，貨車和大客車25萬公里。 （5.13）其中，，h。初選軸承型號根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊選擇30305型號軸承KN，KN；30306型號軸承KN，KN1、變速器一檔工作時(shí)N，N軸承的徑向載荷=1066N；N查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得，Y=1.6。 所以軸承內(nèi)部軸向力 計(jì)算軸承當(dāng)量動載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得到 ， 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得到 ， 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得到。當(dāng)量動載荷 式中 ——支反力。 N N查表3-3可得到該檔的使用率，所以 所以軸承壽命滿足要求。 2、變速器四檔工作時(shí) 表3-3變速器各檔的相對工作時(shí)間或使用率車型檔位數(shù)最高檔傳動比變速器檔位ⅠⅡⅢⅣⅤ貨車411375411460511316755136420612815706<12870158<10.510.51015 軸承的徑向載荷：=198N；N軸承內(nèi)部軸向力：查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得：Y=2 所以 計(jì)算軸承當(dāng)量動載荷，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊得到。 當(dāng)量動載荷 查表3-3可得到該檔的使用率，于是 所以軸承壽命滿足要求。1.6變速器同步器的設(shè)計(jì)及操縱機(jī)構(gòu)1.6.1同步器的結(jié)構(gòu)在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計(jì)所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖3-4鎖環(huán)式同步器1、9-變速器齒輪2-滾針軸承3、8-結(jié)合齒圈4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）5-彈簧6-定位銷10-花鍵轂11-結(jié)合