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1、精品文檔，僅供學(xué)習(xí)與交流，如有侵權(quán)請(qǐng)聯(lián)系網(wǎng)站刪除 1 設(shè)計(jì)任務(wù) 本設(shè)計(jì)要求設(shè)計(jì)變速器型號(hào)為金龍客車XMQ6931G，該型號(hào)客車已經(jīng)有了成品，在金龍客車的官網(wǎng)上可以查出，該型號(hào)客車所采用的發(fā)動(dòng)機(jī)為廣西玉柴機(jī)器集團(tuán)有限公司所設(shè)計(jì)生產(chǎn)的型號(hào)為YC6J220-30的發(fā)動(dòng)機(jī)，成品車采用的變速器為綦江齒輪傳動(dòng)有限公司設(shè)計(jì)生產(chǎn)的五檔變速箱，根據(jù)成品車的相關(guān)數(shù)據(jù)，決定本設(shè)計(jì)中擬設(shè)計(jì)的客車為6檔（5+1）,金龍汽車所用輪胎配件多為佳通品牌型號(hào)為255/70R22.5的輪胎，輪胎外徑為938mm。 圖1 金龍XMQ6931G客車效果圖 在本設(shè)計(jì)中，由相關(guān)的成品尺寸，得出設(shè)計(jì)參數(shù)如下： 金龍牌XMQ693

2、1G客車變速器設(shè)計(jì)（5＋1）檔 發(fā)動(dòng)機(jī): Memax=800 Nm ； 最大輸出功率：162Kw 車速：Vmax=90 Km/h ； 額定轉(zhuǎn)速：n=2500r/min ； 車輪滾動(dòng)半徑：R0=0.469m ； 汽車總質(zhì)量：9000 Kg ； 主減速比：i0=3.33 ； 設(shè)計(jì)要求：采用中間軸式，全同步器換檔，要進(jìn)行齒輪參數(shù)設(shè)計(jì)計(jì)算，對(duì)一檔齒輪的接觸強(qiáng)度、彎曲應(yīng)力進(jìn)行校核計(jì)算。 2 變速器方案選擇 對(duì)于某些轎車和貨車的變速器，在較好的路面狀況和空載行駛時(shí)使用超速檔。采用傳動(dòng)比小于1（0.7~0.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)。但在

3、本例中鑒于所設(shè)計(jì)的車輛為載客型客車，因此最高檔設(shè)為傳動(dòng)比為1的直接檔進(jìn)行工作。 本設(shè)計(jì)中采用軸式變速器設(shè)計(jì)，三軸式變速器如圖2所示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。在傳遞動(dòng)力過(guò)程中將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩稱為直接檔，在這種情況下，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸直接傳遞轉(zhuǎn)矩。直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器優(yōu)勢(shì)所在，易于在良好的路況下節(jié)約燃油。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一主要優(yōu)勢(shì)

4、。三軸式變速器存在的最大缺點(diǎn)是除直接檔以外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 圖2 中間軸式汽車變速器 1-第一軸；2-第二軸；3-中間軸 本例中，設(shè)計(jì)的檔位示意圖如下圖3所示： 圖3 變速器檔位示意圖 變速器擬采用圖4所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，這樣的結(jié)構(gòu)方案能提高軸的剛度，方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，此方案布置不僅可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲，有效減少變速器的體積，而且可以在不需要超速擋的條件下，形成一個(gè)只有五個(gè)前進(jìn)擋的變速器。 圖4 中間軸式五檔變速器 在上述的設(shè)計(jì)方案中，圖5為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖5b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一

5、擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖5c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖5d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖5c所示方案。圖5e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖5f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖5g所示方案。其缺點(diǎn)是倒擋須用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 本設(shè)計(jì)采用圖5f所示的傳動(dòng)方案。 同時(shí)因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與

6、倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但考慮到變速器在使用過(guò)程中或者說(shuō)汽車的行駛過(guò)程中使用倒擋的時(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)進(jìn)行設(shè)計(jì)不妨將一擋布置在靠近軸的支承處。 圖5 倒擋方案的選擇 3變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析 變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足在使用性能、制造條件、維護(hù)方便等方面的要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)滑和密封等因素。 在齒輪型式上，與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作

7、時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，并會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。但因其優(yōu)點(diǎn)顯著，因此變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。而倒擋一般使用時(shí)間都很少，速度又低，可以不必使用斜齒嚙合，且因?yàn)榈箼n掛檔時(shí)車都是完全處于靜止?fàn)顟B(tài)，因而沒(méi)有必要使用同步器，而倒檔采用直齒嚙合恰好可以適合直接掛擋。因此倒擋處采用直齒圓柱齒輪，此時(shí)一檔因需與倒擋齒輪嚙合因此也采用直齒圓柱齒輪。 在換檔結(jié)構(gòu)型式上，采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)

8、化。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中，因此在本課題設(shè)計(jì)中采用同步器換擋結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。 在變速器軸承選用上，變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承，在本設(shè)計(jì)中采用圓柱滾子軸承。變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承本設(shè)計(jì)中采用球軸承。滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。在本設(shè)計(jì)中，變速器采用圓錐滾子軸承雖然直徑較小、寬度較寬并因而可承受高負(fù)荷、容量，但由于在使用過(guò)程中需要調(diào)整預(yù)緊、而且

9、磨損后承載的軸易受到影響歪斜而影響齒輪正確嚙合，在本設(shè)計(jì)中不考慮采用圓錐滾子軸承。 4 變速器主要參數(shù)的選擇 4.1檔數(shù)與傳動(dòng)比選擇 選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為 式中 m—汽車總質(zhì)量； g—重力加速度； ψmax—道路最大阻力系數(shù)； rr—驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑； Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)

10、最大轉(zhuǎn)矩； i0—主減速比； η—汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件 求得的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為： 式中 G2—汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷； φ—路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=0.5~0.6。 由已知條件：滿載質(zhì)量 9000kg； rr=469mm； Te max=800Nm； i0=3.33；

11、 η=0.95。 根據(jù)公式可得：igI =6.11。 直接檔的的傳動(dòng)比一般為1，本設(shè)計(jì)中五檔即為直接檔。 中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為： 的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可得出公比：=1.57。在換檔的程中，由于空氣阻力和路阻力的作用，空檔的一瞬間車速下降較車速高時(shí)速度下降的更多。為了使發(fā)動(dòng)機(jī)在各檔時(shí)都在相同的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)工作，靠近于高檔的鄰檔公比應(yīng)比靠近低檔的小。 因此將變速器檔位分配為： 4.2中心距 中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保

12、證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定： 式中 K A—中心距系數(shù)。對(duì)轎車，K A =8.9-9.3；對(duì)貨車，K A =8.6-9.6；對(duì)多檔主變速器，K A =9.5-11； TI max —變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩： TI max=Te max η=4643.6 N﹒m 由以上結(jié)果取初始中心距A=150mm。 4.3軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0-3.4A；貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)： 四檔(2.2-2.7)A 五檔(

13、2.7-3.0)A 本次設(shè)計(jì)采用手動(dòng)5檔變速器，綜合以上選擇，初步確定其殼體的軸向尺寸是： 3150mm=450mm， 變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定?！? 4.4齒輪參數(shù) 齒輪模數(shù) 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式，建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，而且所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。對(duì)于第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn ： 其中=800Nm，可得出mn=4.36，取m=5，為保證安全，直齒齒輪模數(shù)也取做5。 同步器的接合大都采用漸開(kāi)線齒形。因?yàn)橹圃旃に嚨木売?，同一變速器中的同步器結(jié)合套模數(shù)都取相同。在本設(shè)計(jì)中取結(jié)合套模數(shù)為5。 齒形、壓力角α、螺旋角

14、β和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表1選取。 表1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項(xiàng)目 車型 齒形 壓力角 轎車 高齒并修形的齒形 14.5，15，1616.5 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20 重型車 GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 低檔、倒檔齒輪22.5，25 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低,這種設(shè)計(jì)可以有效提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。在本設(shè)計(jì)中對(duì)變速器齒輪壓力角取20,對(duì)嚙合套或同步器壓力角則取30，斜齒輪螺旋角取30。 設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意選擇選擇斜齒輪的螺旋角使得中間軸

15、上的軸向力相互抵消。為此，可以將中間軸齒輪設(shè)計(jì)為右旋，而第一軸和第二軸齒輪設(shè)計(jì)為左旋，則變速器齒輪的軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但齒寬增大到一定數(shù)值后，載荷分配不均勻反而會(huì)導(dǎo)致齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，應(yīng)該盡量選取較小的齒寬，以減輕變速器的重量并縮短軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬： 直齒b=(4.5-8.0)m，mm，在本設(shè)計(jì)中取5 斜齒b=(6.0-8.5)m，mm，在本設(shè)計(jì)中取6 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒

16、輪壽命。 5.各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定 在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各檔齒數(shù)的方法。 5.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 圖6 中間軸式五檔變速器示意簡(jiǎn)圖 一檔傳動(dòng)比 為了確定Z9和Z10的齒數(shù)，可以求其齒數(shù)和，由以下計(jì)算公式： 在上式中 A =150mm、m =5；故有。 在本設(shè)計(jì)中選取此處取=12，則可得出=48。以上初選設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)選定后，重新計(jì)算中心距仍為A=150mm。 5.2 確定常嚙合齒輪副

17、的齒數(shù) 首先可以確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，取，。 由此可得： 取=24、=38。 則可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 5.3 確定其他嚙合齒輪副的齒數(shù) 對(duì)于二檔齒輪副，取， 取=19、=46。 對(duì)于三檔齒輪副：， 取=27、=42。 對(duì)于四檔齒輪副：， 取=36、=36。 5.3確定倒檔齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比中。依據(jù)一般的倒擋齒輪選取原則,倒檔軸齒輪取2

18、1-23，此處取=23；且取=19。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 而倒檔軸與第二軸的中心: 5.4確定倒檔齒輪的齒數(shù) 齒輪加工中通常采用展成法加工，在展成法加工漸開(kāi)線齒輪的過(guò)程中，刀具齒頂有可能會(huì)吧被加工齒輪根部的漸開(kāi)線齒廓竊取一部分，即發(fā)生了跟切現(xiàn)象。跟切將削弱齒根強(qiáng)度，甚至可能降低傳動(dòng)的重合度，影響傳動(dòng)質(zhì)量，因此在設(shè)計(jì)中應(yīng)盡量避免跟切現(xiàn)象的發(fā)生。產(chǎn)生跟切的根本原因是刀具的齒頂線超過(guò)了極限嚙合點(diǎn)，為此可以此采用移距變位的方法來(lái)避免跟切。 有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距，此

19、時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲

20、斷裂的現(xiàn)象。 總變位系數(shù)越小，一對(duì)齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中，倒檔惰輪13的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數(shù) （3-7） 式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。 6.確定軸的尺寸 變速器軸尺寸的確定，主要依據(jù)于結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定，既可參考已有汽車變速器軸的尺寸來(lái)進(jìn)行選定，也可由經(jīng)驗(yàn)公式初步計(jì)算,一般而言中間軸和第二軸的中部直徑應(yīng)滿足：。軸的最大直徑d和支承間距離L的比值選取也有經(jīng)驗(yàn)公式如下： 對(duì)中間軸，d/L≈ 0.16～0.18， 對(duì)第二軸，d/L≈ 0.18～0.21。 第一軸花鍵直徑d（mm）可按下式初選 式中：K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0～4.6；Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（Nm）。 計(jì)算后得到：，取60mm； ，取40mm 最終結(jié)果以裝配圖計(jì)算為準(zhǔn)。 【精品文檔】第 7 頁(yè)