商用车变速器设计3(课程设计)
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本科课程设计说明书商用车变速器设计学 院 机械与汽车工程 专 业 车辆工程 学生姓名 林伟锋 学生学号 200930083122 指导教师 赵克刚 提交日期 2012 年 月 日附录车辆工程专业课程设计设计任务书机械与汽车学院 班级 姓名一设计任务:商用汽车变速器设计(I)二基本参数:协助同组总体设计同学完成车辆性能计算后确定三设计内容主要进行变速器总成设计,设计的内容包括:1查阅资料、调查研究、制定设计原则2根据给定的设计参数(发动机最大力矩,传动系传动比,驱动轮类型与规格,汽车总质量和使用工况),选择变速器总成的传动方案及零部件方案,协同设计完成一套完整的变速器装置,设计过程中要进行必要的计算。3变速器结构设计和主要技术参数的确定(1)主要参数的选择和计算中心距,外形尺寸,档位数(不少于5挡),各挡齿数等(2)输入轴(一轴)及输出轴(二轴)主要零部件的设计与计算齿轮强度计算,轴的强度计算,3结合同组“商用汽车变速器设计(II)”设计结果,绘制变速器装配图及主要零部件的零件图四设计要求 1变速器总成的装配图,1号图纸一张。装配图要求表达清楚各部件之间的装配关系,标注出总体尺寸,配合关系及其它需要标注的尺寸,在技术要求部分应写出总成的调整方法和装配要求。2主要零部件的零件图,3号图纸4张。要求零件形状表达清楚、尺寸标注完整,有必要的尺寸公差和形位公差。在技术要求应标明对零件毛胚的要求,材料的热处理方法、标明处理方法及其它特殊要求。3 编写设计说明书。五设计进度与时间安排(本课程设计为3周) 明确任务,分析有关原始资料,复习有关讲课内容及熟悉参考资料0.5周。 设计计算 1.0周 绘图 1.0周编写说明书、答辩 0.5周六、主要参考文献1成大先 机械设计手册(第三版)2汽车工程手册 机械工业出版社3陈家瑞 汽车构造(下册) 人民交通出版社4王望予 汽车设计机械工业出版社5余志生 汽车理论 机械工业出版社七注意事项(1)为保证设计进度及质量,设计方案的确定、设计计算的结果等必须取得指导教师的认可,尤其在绘制装配图前,设计方案应由指导教师审阅。图面要清晰干净;尺寸标注正确。(2)编写设计说明书时,必须条理清楚,语言通达,图表、公式及其标注要清晰明确,对重点部分,应有分析论证,要能反应出学生独立工作和解决问题的能力。(3)独立完成图纸的设计和设计说明书的编写,若发现抄袭或雷同按不及格处理。八成绩评定出勤情况(20%)设计方案与性能计算(40%)图纸质量(20%)说明书质量(20%)评 语总 成 绩指导教师注意:此任务书要妥善保管,最后要装订在设计说明书的第一页。 目录附录1一、基本数据选择41.1 传动方案和零部件方案的确定4 1.1.1传动方案初步确定4 1.1.2零部件结构方案41.2 主要参数的选择和计算4 1.2.1 确定最小传动比5 1.2.2确定最大传动比5 1.2.3 挡位数确定6 1.2.4初选中心距A6 1.2.5 外形尺寸(初选)7 1.2.6 齿轮参数71.3 各挡齿轮齿数的分配及齿轮变位7 1.3.1 确定1挡齿轮的齿数8 1.3.2 确定其他各挡的齿数9二、齿轮校核132.1 轮齿弯曲强度计算132.2轮齿接触应力j15三、轴及轴上支承的校核173.1 轴的工艺要求173.2 轴的强度与刚度计算17 3.2.1 初选轴的直径17 3.2.2轴的强度校核18四 同步器的选择214.1 选用惯性式同步器中的锁环式同步器21五、操纵机构215.1 直接操纵式22六、变速器箱体226.1变速箱结构226.2 箱体轴向尺寸22一、基本数据选择1.1 传动方案和零部件方案的确定 根据题目给定参数和总体设计结果可以确定,作为一辆前置后驱的货车,毫无疑问应该选用中间轴式多挡位机械式变速器。其特点是:(1)设有直接挡(2)1挡有较大的传动比(3)挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,挡位低的齿轮可以采用或不采用常啮合齿轮传动(4)除1挡以外,其他挡位采用同步器或啮合套换挡(5)除直接挡以外,其他挡位工作时,传动效率略低(6)适用于前置后驱的汽车。1.1.1 传动方案初步确定(1)变速器第1轴后端与常啮合主动齿轮做成一体,第2轴前端经轴承支承在第1轴后端的孔内,且保持两轴轴线在同一条直线上,经啮合套将它们连接后可得到直接挡。挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,1挡采用滑动直齿齿轮传动。(2)倒挡利用率不高,而且都是在停车后在挂入倒挡,因此可以采用支持滑动齿轮作为换挡方式。(3)传动方案采用的2、3、5挡用常啮合齿轮传动,4挡为直接挡,而1、倒挡用直齿滑动齿轮换挡。1.1.2 零部件结构方案(1)齿轮形式 齿轮形式为直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于1挡和倒挡。(2)换挡机构形式 此变速器换挡机构有直齿滑动齿轮和同步器换挡两种形式。1挡和倒挡采用结构简单的直齿滑动齿轮换挡,使用率高的其他挡位采用同步器换挡。(3)变速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。变速器第1轴、第2轴的后部轴承以及中间轴前、后轴承,按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。中间轴上齿轮工作时产生的轴向力,原则上由前或后轴承来承受都可以;但当在壳体前端面布置轴承盖有困难的时候,必须由后端轴承承受轴向力,前端采用圆柱滚子轴承承受径向力。滚针轴承、滑动轴套用于齿轮与轴不固定连接,有相对转动的地方,比如高挡区域同步器换挡的第2轴齿轮和第2轴的连接,由于滚针轴承滚动摩擦损失小,传动效率高,径向配合间隙小,定位及运转精度高,有利于齿轮啮合,在不影响齿轮结构的情况下,应尽量使用滚针轴承。1.2 主要参数的选择和计算由给定主要参数额定装载质量(Kg)最大总质量(Kg)最大车速(Km/h)纵梁尺寸背角与臀角组号30006000120180*6=15=956及总体设计中设计参数,有最大转矩: 发动机最大功率:Pmax=127.8Kw最大转矩转速:车轮:后轮选择7.50R16LT ; 前轮选择8.25R16LT传动系机械效率1.2.1 确定最小传动比为了满足足够的动力性能,需要校核最高挡动力因数。由于我们选定设计的是中型货车,因此最高挡动力因数取值范围为,此处我们取,最小传动比与最高挡动力因数有如下关系式中:为最高挡时,发动机发出最大扭矩时的最大车速,。其他参数如下表。最大总质量(Kg)空气阻力系数迎风面积A()0.90418.860000.853.5根据式子可得,。由主减速器传动比得,1.2.2确定最大传动比传动系最大传动比,需要满足满载最大爬坡度及满足附着条件。(1)满足最大爬坡度。 其中,取一般货车最大爬坡度16.7(2)满足附着条件。即 取因此,变速器传动比范围是0.885.14,传动系最大传动比1.2.3 挡位数确定经计算按照等比级数分配,对3挡、4挡间速比根据情况调整。按等比级数原则,一般汽车各挡传动比大致符合如下关系:式中:常数,也就是各挡之间的公比;因此,各挡的传动比为:, 则各挡速比为 , (注意,本方案并不是严格按照等比分配传动比)1.2.4初选中心距A初选中心距时,可根据下述经验公式 式中:变速器中心距(mm);中心距系数,货车:=8.69.6,取8.6 ;发动机最大转矩(N.m);变速器1挡传动比, ;变速器传动效率,取96% ;发动机最大转矩,。 则,1.2.5 外形尺寸(初选)货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关,5挡为(2.73.0)A,在此取3A。轴向尺寸,取整数为325mm。1.2.6 齿轮参数(1)模数。一般同一变速器齿轮模数不相等,对于货车减小质量比减小噪声更重要,故齿轮应选用大些的模数,变速器低挡齿轮应选用大些的模数,其他挡位选用另一种模数。根据国家规定,GB/T 13571987渐开线圆柱齿轮模数的规定,考虑货车的最大质量为, 而小于14t。因此1挡直齿齿轮,其他挡位为4mm()。啮合套和同步器的结合齿多数采用渐开线齿形,由于工艺上的原因,同一变速器中的结合齿模数相同。总质量在(1.814)t的货车模数为2.03.5mm,选取较小的模数可使齿数增多,有利于换挡。在此取2.5mm。(2)压力角遵照国家规定取标准压力角为20,啮合套或同步器的压力角为30。(3)螺旋角斜齿轮螺旋角选用范围为货车变速器:1826,初选24。(4)齿宽直齿,为齿宽系数,取为4.58.0,取8.0;斜齿,取为6.08.5,取8.5。采用啮合套或同步器换挡时,其接合齿的工作宽度初选时可取为24mm,取3mm。 斜齿轮宽度取,滑动直齿齿轮宽度取。(5)齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后,包括我国在内,规定齿顶高系数取为1.0。1.3 各挡齿轮齿数的分配及齿轮变位在初选中心距A、齿轮模数和螺旋角以后,可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。5挡变速器传动方案如右图所示。1.3. 1 确定1挡齿轮的齿数1挡传动比1挡采用常啮合斜齿轮传动,取螺旋角为11.7.模数m为4,中心距,代入计算后得,取为整数52,然后进行大、小齿轮齿数的分配。经验算,中间轴上的1挡齿轮取 ,因此1挡大齿轮齿数为 2)对中心距A进行修正通过选用正角度变位系数,可以凑出新的中心距为。3)确定常啮合齿轮副的齿数 由式子求出常啮合传动齿轮的传动比而常啮合传动齿轮的中心距与1挡齿轮的中心距相等,即其中,常啮合齿轮、采用斜齿圆柱齿轮,模数,初选螺旋角,代入上两式子,求得 ,取整为49 ,求得并取整 , 。核算1挡传动,齿数分配合理。根据所确定的齿数,由式子,根据圆整后的齿数,精算出螺旋角=24。变位:理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 因= 1.3.2 确定其他各挡的齿数2挡齿轮齿数。由于2挡为斜齿轮,模数与1挡齿轮相同。 此外,从抵消或减小中间轴上的轴向力出发,还必须满足下列关系式取,进行试凑取已是极限,代入式子,联立,可求出,和三个参数。求得取整为24,取整为27,验证传动比,齿数分配合适。根据所确定的齿数,按式子算出精确的螺旋角值为19.2。对2挡齿轮进行角度变位:理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 =03挡齿轮齿数。3挡齿轮为斜齿轮,模数大小和2挡一样。 由,得此外,从抵消或减小中间轴上的轴向力出发,还必须满足下列关系式进行试凑,求得2=20.7,代入得Z5=19.93,圆整为20;Z6=30.58,圆整为31。验证传动比,传动比变化不大,齿数分配合适。根据所确定的齿数,按式子算出精确的螺旋角值为19.2。 对3挡齿轮进行角度变位:理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 4挡为直接挡 5挡齿轮齿数5挡齿轮为斜齿轮,模数大小和3挡一样。 ,此外,从抵消或减小中间轴上的轴向力出发,还必须满足下列关系式进行试凑,求得 ,代入式子,联立,可求出,和三个参数。求得取整为36,取整为13,验证传动比,齿数分配合适。根据所确定的齿数,按式子算出精确的螺旋角值为24.85。对5挡齿轮进行角度变位:理论中心距 端面压力角 端面啮合角 变位系数之和 05)确定倒挡齿轮齿数倒挡齿轮有直齿轮副、和。初选、后,螺旋角选,可计算出中间轴与倒挡轴的中心距。初选,则:由可求出。 确定倒挡轴与第二轴的中心距二、齿轮校核变速器齿轮的损坏形式主要有:轮齿折断、齿面疲劳剥落(点蚀)、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。变速器在工作时,齿轮受到较大的冲击载荷作用;一对齿轮相互啮合,齿面相互挤压造成齿面点蚀;换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷。 所以需要对齿轮进行计算和校荷。 注:本课程设计只进行低挡位的齿轮弯曲强度校核与高挡位的齿轮疲劳接触强度校核以及常啮合齿轮的弯曲强度与接触疲劳强度校核。2.1 轮齿弯曲强度计算(1)直齿轮弯曲应力 齿形系数图式中:弯曲应力(MPa);计算载荷(N.mm);应力集中系数,可近似取=1.65;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=1.1,从动齿轮=0.9;齿宽(mm);模数;齿形系数,如上图。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时,1、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa,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1挡主动齿轮10的弯曲应力 计算倒挡齿轮12的弯曲应力 (2)斜齿轮弯曲应力 (2.2)式中:计算载荷(Nmm);法向模数(mm);齿数;斜齿轮螺旋角();应力集中系数,=1.50;齿形系数,可按当量齿数在图中查得;齿宽系数=8.0重合度影响系数,=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时,对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮,对货车为100250MPa。1)计算2挡齿轮8的弯曲应力 2)计算常啮合齿轮1的弯曲应力 2.2轮齿接触应力j 式中:轮齿的接触应力(MPa); 齿面上的法向力(N),;为圆周力; 斜齿轮螺旋角( ); 齿轮材料的弹性模量(MPa), 齿轮接触的实际宽度(mm) ,齿宽; 主动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮,斜齿轮;从动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮,斜齿轮 ; 、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触应力见下表。变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡130014006507001)计算第5挡的齿轮4的接触应力 2)计算常啮合齿轮的接触应力 3)计算3档直齿齿轮接触应力 3)计算2档直齿齿轮接触应力4)计算1档直齿齿轮接触应力4)计算倒档直齿齿轮接触应力因此,本设计变速器齿轮材料采用20CrMnTi,并进行渗碳处理,大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。三、轴及轴上支承的校核3.1 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HRC5863,表面光洁度不低于815。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。3.2 轴的强度与刚度计算3.2.1 初选轴的直径已知中间轴式变速器中心距=108mm,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,=0.160.18;对第二轴,0.180.21。第一轴花键部分直径(mm)可按下式初选式中:经验系数,=4.04.6;发动机最大转矩(N.m)。第一轴花键部分直径;第二轴和中间轴最大直径最大轴支承之间的长度,第二轴支承之间的长度;中间轴支承之间长度,取,代入上述设计公式,均符合要求。第二轴:;中间轴: 均符合要求。3.2.2轴的强度校核(1)轴的刚度验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。初步确定轴的尺寸以后,可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反作用力,必须先求第二轴的支反力。挡位不同,不仅圆周力、径向力和轴向力不同,而且力到支点的距离也有变化,所以应当对每个挡位都进行验算。验算时将轴看做链接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取。轴的挠度和转角可按材料力学有关公式计算。计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副,因距离支承点近、负荷又小,通常挠度不大,故可不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图2所示时,若轴在垂直面内挠度为,在水平面内挠度为和转角为,则可分别用下式计算 全挠度 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),惯性矩(mm),对于实心轴,;轴的直径,花键处按平均直径计算;、为齿轮上的作用力距支座、的距离(mm);支座间的距离(mm)。由于中间轴上常啮合齿轮上的圆周力最大,因此只需要验算常啮合齿轮的强度和刚度即可,变速器轴向尺寸L=325mm,取a=35mm,则b=L-a=290mm取该处d=54,代入上式得:满足设计要求。(2)轴的强度验算作用在齿轮上的径向力和轴向力,使轴在垂直面内弯曲变形,而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力Fc和Fs之后,计算相应的弯矩Mc,Ms。轴在转矩Tn和弯矩的共同作用下,其应力为:式中:计算转矩,Nmm; 轴在计算断面处的直径,花键处取内径,mm;弯曲截面系数,mm;在计算断面处轴的水平弯矩,Nmm;在计算断面处轴的垂向弯矩,Nmm;许用应力。变速器轴采用与齿轮相同的材料制作。对于本例支点A的水平面内和垂直面内支反力为:强度满足设计要求。四 同步器的选择4.1 选用惯性式同步器中的锁环式同步器锁环式同步器的结构如图五(A)所示。变速时,换挡机构通过拨叉推动啮合套,由于同步器推块一起移动,当同步器推块与同步环接触时遍推动同步环向齿轮上的齿环移动,使两锥面相接触见图五(C)。由于啮合套上有推力,两锥面间存在正压力,且二者存在转速差,故二者一经接触便产生摩擦力矩,此力矩带动同步环相对于啮合套转动,直至同步环推块槽靠在推块的一侧为止见图五(D),此时啮合套与同步环同步旋转,啮合套齿端倒角与同步环齿端倒角正好相抵触(设计上使推块槽比推块宽半个齿距),而不能进入接合,起到了锁止作用。同步环齿端倒角上的正压力分解为轴向力和切向力两个分力,轴向力使两锥面间存在正压力,而产生摩擦力矩,切向力产生拨环力矩,拨环力矩力图使同步环反转,而同步环上的摩擦力矩又阻止同步环反转,只要设计上保证摩擦力矩大于拨环力矩,不管换挡力有多大,啮合套与同步环齿端倒角总是相抵触而不能接合,起到了锁止作用见图五(E)。由于换挡力的继续作用和增大,摩擦力矩增大,使齿轮的速度降低或升高,当摩擦力矩等于惯性力矩时,齿轮、同步环和啮合套三者达到了同步运转。这样,齿轮和同步环间无相对运动,惯性力矩消失,拨环力矩将使同步环相对啮合套反向转过一个角度,花键齿不再相抵触,使啮合套越过同步环与齿轮上的齿环啮合,而完成换挡见图五(B)。4.2同步器主要尺寸的确定详细见负责同步器设计的林伟锋同学。五、操纵机构5.1 直接操纵式这种形式的变速器布置在驾驶员座椅附近,变速杆由驾驶室底板伸出,驾驶员可以直接操纵。如图所示,多用于发动机前置后轮驱动的车辆。拨叉轴7、8、9和10的两端均支承于变速器盖的相应孔中,可以轴向滑动。所有的拨叉和拨块都以弹性销固定于相应的拨叉轴上。三、四挡拨叉2的上端具有拨块。拨叉2和拨块3、4、14的顶部制有凹槽。变速器处于空挡时,各凹槽在横向平面内对齐,叉形拨杆13下端的球头即伸入这些凹槽中。选挡时可使变速杆绕其中部球形支点横向摆动,则其下端推动叉形拨杆13绕换挡轴11的轴线摆动,从而使叉形拨杆下端球头对准与所选挡位对应的拨块凹槽,然后使变速杆纵向摆动,带动拨叉轴及拨叉向前或向后移动,即可实现挂挡。例如,横向摆动变速杆使叉形拨杆下端球头深入拨块3顶部凹槽中,拨块3连同拨叉轴9和拨叉5即沿纵向向前移动一定距离,便可挂入二挡;若向后移动一段距离,则挂入一挡。当使叉形拨杆下端球头深入拨块14的凹槽中,并使其向前移动一段距离时,便挂入倒挡。各种变速器由于挡位数及挡位排列位置不同,其拨叉和拨叉轴的数量及排列位置也不相同。例如,上述的变速器的前进挡用了三根拨叉轴,倒挡独立使用了一根拨叉轴,共有四根拨叉轴。六、变速器箱体6.1变速箱结构五挡系列变速箱为三轴式。单中间轴定轴传动,有五个前进挡,一个倒挡,二到五挡齿轮为斜齿轮,一倒挡为直齿轮。二轴上的各挡齿轮均装在双列滚针轴承上,二、三挡装有锁销式惯性同步器,四、五挡装有锁环式惯性同步器,一、倒挡为直齿滑动齿轮传动。可实现远距离双杆或单杆手动操作,变速箱壳体是整体式箱型,呈“立式”安装,与发动机离合器总成直接连接。变速箱的润滑采用“飞溅式”。6.2 箱体轴向尺寸 箱体轴向尺寸初选为325mm,最终确定330.5mm第 I 条 参考文献【1】 陈家瑞主编 汽车构造(第三版)北京:机械工业出版社2009.2【2】 朱文坚 黄平 刘小康主编 机械设计(第二版)北京:高等教育出版社 2008.10【3】 王望予主编 汽车设计(第四版)北京:机械工业出版社 2004.8【4】 余志生主编 汽车理论(第五版)北京:机械工业出版社2009.3【5】 林学东主编 发动机原理 北京:机械工业出版社 2008.524
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