变速箱设计

五挡变速器的设计

目录

一．前言

二．啮合齿轮的设计

1．齿轮接触强度校核

2．齿轮弯曲强度校核

三．第一轴强度与刚度校核及轴承工作转角的校核四．第一轴强度与刚度校核及轴承工作转角的校核五．高速端轴承的寿命设计

六．课程设计总结

七．参考文献

一．前言

变速器是车上的一个重要零部件总成，其性能包括寿命，强度，刚度，振动，操作灵活性等多种技术要求，故对整车的匹配有重要的影响。同时，它随车型配制，而派生多种型号在操纵方式上，又有手动和自动换档等方式，此次设计的是汽车轻卡五档变速箱总成。

设计要求：

通过此轮设计，要求掌握汽车各总成间的相互关系，熟练单个零部件总成的设计规范，包括方案图，传动路线，总成图以及轴类零件的选材，工艺路线，刚度计算，强度计算，齿轮间的配对，强度，刚度，寿命及其计算，轴承选形规范及其寿命计算，壳体零件的设计，材料选取，铸造过程的流动性，工艺性，加工，测量和装配基准等。

设计任务：

(1)完成一套总成图的设计，并进行分析设计。

(2)完成一，二轴的零件设计，并进行刚度，强度计算。

(3)完一组齿轮的零件设计，并进行强度，刚度，寿命设计计算。

(4)完成轴承的选型计算，壳体的零件设计。

1.1材料的选择：

机械行业中材料的选择对我们的设计尤为重要，因为不同的材料在不同的生产工艺路线去强度，伸长率都将发生变化，如45钢的屈服强度550MPa，淬火后为1000MPa，而同型号的40Cr对应数据为700MPa，淬火后为1300MPa，可见它的工艺路线和设计是紧密相关的，根据不同的零件选取材料并考虑其成本是我们设计必须考虑的。根据各个零件的受力情况及其在整个变速器里的重要性，我们对不同的零件选取不同的材料。

1.2传动简图：

传动简图是表示变速箱设计的原始构思。其中包含动力的输入和输出，功率，转速要求，配对齿轮的齿数，轴和轴承简图。这些内容大致确定了设计构思的框架，清晰地表达了我需要计算，查阅的相关资料，图(1)为汽车轻卡系列变速器的简图

通过传动简图，我们大致可以知道各档滑移齿轮的位置区间以及各轴的空间位置等重要内容。

传动图表示了各轴的转速参数，及相应的传动比，用比值的形式绘制。通常机械系统的比值一直遵循着 =1.26的比例进行，因此各组传动比的以i=1.26为基准，实行指数型变化：得i=1.26，1.58，2，2.52，3.16，4……等，由于渐开线齿轮的传动比限制，一般传动比i<4。这主要是为了压缩大齿轮的尺寸空间，以此汽车轻卡为例，我们可以大致绘制其传动简图如图（1）所示。

1.3各档传动比及各啮合齿轮的传动比的确定：

设计指标：发动机输出功率为80马力，最高转速3600 r/min，有效使用系数为η=0.5~0.6

根据相邻低档与高档间传动比的比值≤1.7~1.8,轻型货车传动比范围为5~6，确定各档传动比为i4=1; i3=1.68; i2=2.72; i1=4.49

η取0.5,则有：发动机输出功率P=80×735=58.8kw

T

1

=9550×P/n×103×η=78N·M Te=78*2=156 N·M 初选中心距：

η

g =0.96; K

A

=10.5 92

g

A

A K mm

η

==

m=4;

122

46 A

Z Z

m

+==

图（1）传动路线图

1，2输入轴传动齿轮；3，4，9，10中间轴传动齿轮；5输出轴衬套内花键；6，7输出轴一二档连齿；8输出轴衬套外花键；11输出轴常啮合齿轮；12三挡齿轮内花键；13输出轴外花键；

（附：倒档未画出，仅增加一个惰轮改变输出轴的转动方向）

图(1) 轻型载重汽车四前速变速箱传动路线图

即所有啮合齿轮的两个齿轮齿数和为46，才能保证中心距都相等，即Z

h

=46；中间轴一档齿轮齿数取Z9=17，则，Z7=46-17=29；

一挡：由i1=(Z3*Z7)/(Z1*Z9)=4.49 ;Z1+Z3=46 得Z1=13,Z3=33;

二挡: 由i2 =(Z3*Z6)/(Z1*Z4)=2.72 ;Z4+Z6=46得Z4=21,Z3=25;

三挡：由i3=(Z3*Z11)/(Z1*Z10)=1.68 ;Z11+Z10=46得Z10=27,Z11=19;

确定各齿轮转速：

输入轴转速为n1=3600r/min,则中间轴转速为

2

n= n1*( Z1/ Z3)=1418r/min 一档：n3=831r/min 二档: n3 =1300r/min

三档：n3=2015r/min 四档: n3=3600r/min

传动图如图（2）所示。

1 输入轴;

2 中间轴;

3 输出轴

二．啮合齿轮的设计校核

中间轴I档承受最大扭矩，因此只需校核该齿轮即可。

1.选择齿轮精度等级、材料及齿数

①由GB10095-88，选7级精度等级。

②由表10-1选小齿轮材料为40Gr(

调质)、硬度为280HBS；大齿轮为40Gr(调

质)、硬度为280HBS 2.按齿面接触强度计算校核

11 2.32

t

d≥*

选取载荷系数Kt=1.1,7

929 17

Z

Z

U== =1.706

小齿轮传递转矩：5

5109550*

*29.4 1.98*101418

Tn == N ·mm 3. 由《机械设计》表10-7选取Φd=1 4. 查表10-6得E Z =189.9MPa

5. 由图10-21按点面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHbim =780 MPa

大齿轮σHbim =780 MPa

9N =60·9n ·j ·Ln=60*1418*1*18*345*10=2.48*910

97 2.48 *101.706

i N N u =

==1.45*910 6. 由图10-19查得90.98N H K =，7 1.0N H K =

7. 接触疲劳应力：取失效概率为1%，安全系数为S=1，则：

[]9H σ=9lim *N H H K S σ=0.98*780/1=764.4 MPa []7H σ=7

lim *N H H K S

σ=1.0*780=780 MPa []764.4H σ= MPa

8. 校核

小齿轮分度圆直径1t d ≥

2.32

=62.4mm 而d 9=69mm,因为1t d d 9，故合格 按齿根弯曲强度校核：

《机械设计》由图10-20查97FE FE σ=620MPa,σ=620MPa 由图10-18查9FE σ=1.0，.K FN7=1.0,S=1.0

[]99

9620FN FE K MPa S =

=F σσ []77

7620FN FE K MPa S

=

=F σσ 载荷系数K=K A *K N *K F α*K F β =1.25*1.0*1.1*1.275=1.753 由表10-5查得齿形系数 Y Fa9=2.97;Y Fa7=2.53

应力校正系数Y Sa9=1.52;Y Sa7=1.62

[]

999 2.97*1.52

0.007281620Fa Sa F Y Y ==σ

[]7

77 2.53*1.620.006611

620Fa Sa F Y Y ==σ