三軸五檔金龍客車變速器設(shè)計(jì)說明書

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上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XMQ6931G客車變速器設(shè)計(jì)（51）檔發(fā)動(dòng)機(jī): Me

2、max=800 N·m ；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（0.70.8）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

3、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)力過程中將第一、第二軸直接連接起來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)。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

4、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

5、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，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，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，

6、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程中或者說汽車的行駛過程中使用倒擋的時(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

7、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)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

8、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，但由于在使用過程中需要調(diào)整預(yù)緊、而且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

9、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檔傳動(dòng)比為 式中 m汽車總質(zhì)量； g重力加速度； max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)最大轉(zhuǎn)矩； i0主減速比； 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； 路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.50.6。由已知條件：滿載質(zhì)量 9000kg

10、； rr=469mm； Te max=800Nm； i0=3.33； =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、

11、應(yīng)能保證齒輪的強(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 =4643.6 Nm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(2.7-3.0)A本次設(shè)計(jì)采用手動(dòng)5

12、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、螺旋角和齒寬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

13、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°，16°16.5°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上的軸向力相互抵消。為此，可以將中間軸齒輪設(shè)計(jì)

14、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)

15、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)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(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

16、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21-23，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，在展成法加工漸開線齒輪的過程中，刀具齒頂有可能會(huì)吧被加工齒輪根部的漸開線齒廓竊取一部分，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

17、本原因是刀具的齒頂線超過了極限嚙合點(diǎn)，為此可以此采用移距變位的方法來避免跟切。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)，還可通過選擇合適的螺旋角來達(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)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象?？傋兾幌禂?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)Z1017，因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) （3-7）式