1383-轎車變速箱設(shè)計(jì)
1383-轎車變速箱設(shè)計(jì),轎車,變速箱,設(shè)計(jì)
車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 1 -符 號 說 明汽車總質(zhì)量 kgm重力加速度 N/kgg道路最大阻力系數(shù)ax?驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑 mmr發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 N·mmaxeT主減速比0i汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率?一檔傳動(dòng)比gIi汽車滿載載荷 N2G路面附著系數(shù)?第一軸與中間軸的中心距 mmA中間軸與倒檔軸的中心距 mm?第二軸與中間軸的中心距 mm中心距系數(shù)AK直齒輪模數(shù)m斜齒輪法向模數(shù)n齒輪壓力角 °?斜齒輪螺旋角 °?齒輪寬度 mmb齒輪齒數(shù)xZ齒輪變位系數(shù)?齒輪彎曲應(yīng)力 MPaW?齒輪接觸應(yīng)力 MPaj齒輪所受圓周力 NtF軸向力 N a徑向力 Nr計(jì)算載荷 N·mgT應(yīng)力集中系數(shù)?K車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 2 -摩擦力影響系數(shù)fK齒輪材料的彈性模量 MPaE重合度影響系數(shù) ?主動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 mmzr從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 mm b主動(dòng)齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mmz?從動(dòng)齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mmb扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPaT?軸的抗扭截面系數(shù) W3m軸的材料的剪切彈性模量 MPaG軸截面的極慣性矩 PI 4垂直面內(nèi)的撓度 mmcf水平面內(nèi)的撓度 mms車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 3 -前 言現(xiàn)在,每當(dāng)人們觀看 F1 大賽,總會(huì)被那種極速的感覺所折服。此刻,大家似乎談?wù)摰米疃嗟木褪前l(fā)動(dòng)機(jī)的性能以及車手的駕駛技術(shù)。而且,不忘在自己駕車的時(shí)候體會(huì)一下極速感覺或是在買車的時(shí)候關(guān)注一下發(fā)動(dòng)機(jī)的性能,這似乎成為了橫量汽車品質(zhì)優(yōu)劣的一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)。的確,擁有一顆“健康的心”是非常重要的,因?yàn)樗莿?dòng)力的締造者。但是,掌控速度快慢的,卻是它身后的變速器。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看,主要分為:手動(dòng)變速器(MT) 、自動(dòng)變速器(AT) 、手動(dòng)/自動(dòng)變速器(AMT) 、無級變速器(CVT) 。一、手動(dòng)變速器(MT)手動(dòng)變速器(Manual Transmission)采用齒輪組,每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的,所以各檔的變速比是個(gè)定值(也就是所謂的“級” )。比如,一檔變速比是 3.85,二檔是 2.55,再到五檔的 0.75,這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動(dòng)比,總共只有 5個(gè)值( 即有 5 級 ),所以說它是有級變速器。曾有人斷言,繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn),阻礙了汽車高速發(fā)展的步伐,手動(dòng)變速器會(huì)在不久“下課” ,從事物發(fā)展的角度來說,這話確實(shí)有道理。但是從目前市場的需求和適用角度來看,筆者認(rèn)為手動(dòng)變速器不會(huì)過早的離開。首先,從商用車的特性上來說,手動(dòng)變速器的功用是其他變速器所不能替代的。以卡車為例,卡車用來運(yùn)輸,通常要裝載數(shù)噸的貨品,面對如此高的“壓力” ,除了發(fā)動(dòng)機(jī)需要強(qiáng)勁的動(dòng)力之外,還需要變速器的全力協(xié)助。我們都知道一檔有“勁” ,這樣在起步的時(shí)候有足夠的牽引力量將車帶動(dòng)。特別是面對爬坡路段,它的特點(diǎn)顯露的非常明顯。而對于其他新型的變速器,雖然具有操作簡便等特性,但這些特點(diǎn)尚不具備。其次,對于老司機(jī)和大部分男士司機(jī)來說,他們的最愛還是手動(dòng)變速器。從我國的具體情況來看,手動(dòng)變速器幾乎貫穿了整個(gè)中國的汽車發(fā)展歷史,資歷郊深的司機(jī)都是“手動(dòng)”駕車的,他們對手動(dòng)變速器的認(rèn)識程度是非常深刻的,如果讓他們改變常規(guī)的做法,這是不現(xiàn)實(shí)的。雖然自動(dòng)變速器以及無級變速器已非常的普遍,但是大多數(shù)年輕的司機(jī)還是崇尚手動(dòng),尤其是喜歡超車時(shí)手動(dòng)變速帶來的那種快感,所以一些中高檔的汽車(尤其是轎車)也不敢輕易放棄手動(dòng)變速器。另外,現(xiàn)在在我國的汽車駕駛學(xué)校中,教練車都是手動(dòng)變速器的,除了經(jīng)濟(jì)適用之外,關(guān)鍵是能夠讓學(xué)員打好扎實(shí)的基本功以及鍛煉駕駛協(xié)調(diào)性。車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 4 -第三,隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了家庭,對于普通工薪階級的老百姓來說,經(jīng)濟(jì)型轎車最為合適,手動(dòng)變速器以其自身的性價(jià)比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家,而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。例如,夏利、奇瑞、吉利等國內(nèi)廠家的經(jīng)濟(jì)型轎車都是手動(dòng)變速的車,它們的各款車型基本上都是 5 檔手動(dòng)變速。二、自動(dòng)變速器(AT)自動(dòng)變速器(AutomaticTransmission) ,利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速,它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化,自動(dòng)地進(jìn)行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。雖說自動(dòng)變速汽車沒有離合器,但自動(dòng)變速器中有很多離合器,這些離合器能隨車速變化而自動(dòng)分離或合閉,從而達(dá)到自動(dòng)變速的目的。在中檔車的市場上,自動(dòng)變速器有著一片自己的天空。使用此類車型的用戶希望在駕駛汽車的時(shí)候?yàn)榱撕啽悴僮?、降低駕駛疲勞,盡可能的享受高速駕駛時(shí)快樂的感覺。在高速公路上,這是個(gè)體現(xiàn)地非常完美。而且,以北京市來說,現(xiàn)在的交通狀況不好,堵車是經(jīng)常的事情,有時(shí)要不停地起步停步數(shù)次,司機(jī)如果使用手動(dòng)檔,則會(huì)反復(fù)地掛檔摘檔,操作十分煩瑣,尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動(dòng)檔,就不會(huì)這樣麻煩了。在市場上,此類汽車銷售狀況還是不錯(cuò)的,尤其是對于女性朋友比較適合,通常女性朋友駕車時(shí)力求便捷。而我國要普及這種車型,關(guān)鍵要解決的是路況問題,現(xiàn)在的路況狀況不均勻,難以發(fā)揮自動(dòng)檔汽車的優(yōu)勢。三、手動(dòng)/自動(dòng)變速器(AMT)其實(shí)通過對一些車友的了解,他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器,而且在某些時(shí)候也需要自動(dòng)的感覺。這樣手動(dòng)/自動(dòng)變速器便由此誕生。這種變速器在德國保時(shí)捷車廠 911 車型上首先推出,稱為 Tiptronic,它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動(dòng)檔束縛,讓駕駛者也能享受手動(dòng)換檔的樂趣。此型車在其檔位上設(shè)有“+”、 “-”選擇檔位。在 D 檔時(shí),可自由變換降檔(-)或加檔(+),如同手動(dòng)檔一樣。自動(dòng)—手動(dòng)變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動(dòng)檔,而在交通擁擠時(shí)使用自動(dòng)檔,這樣的變速方式對于我國的現(xiàn)狀還是非常適合的。筆者曾在上面提到,手動(dòng)變速器有著很大的使用群體,而自動(dòng)變速器也能適應(yīng)女士群體以及解決交通堵塞帶來的麻煩,這樣對于一些夫妻雙方均會(huì)駕車的家庭來說,可謂是兼顧了雙方,體現(xiàn)了“夫妻檔” 。雖然這種二合一的配置擁有較高的技術(shù)含車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 5 -量,但這類的汽車并不會(huì)在價(jià)格上都高不可攀,比如廣州本田飛度 1.3L CVT 兩廂、南京菲亞特 2004 派力奧 1.3 HL Speedgear、南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些“二合一”的車型價(jià)格均在 10 萬元左右,這個(gè)價(jià)格層面還比較低的。 所以,手動(dòng)/自動(dòng)車在普及上還是具有相當(dāng)?shù)膬?yōu)勢。而汽車廠商和配套的變速器廠家應(yīng)該以此為契機(jī),根據(jù)市場要求精心打造此類變速器。因?yàn)檫@類變速器是有比較廣闊的市場的。四、無級變速器當(dāng)今汽車產(chǎn)業(yè)的發(fā)展,是非常迅速的,用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此,無級變速器便是人們追求的“最高境界” 。無級變速器最早由荷蘭人范·多尼斯(VanDoorne’s )發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速,而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來變速,其傳動(dòng)比可以隨意變化,沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動(dòng)變速器“突然換檔” 、油門反應(yīng)慢、油耗高等缺點(diǎn)。通常有些朋友將自動(dòng)變速器稱為無級變速器,這是錯(cuò)誤的。雖然它們有著共同點(diǎn),但是自動(dòng)變速器只有換檔是自動(dòng)的,但它的傳動(dòng)比是有級的,也就是我們常說的檔,一般自動(dòng)變速器有 2~7 個(gè)檔。而無級變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)速比的無級變化,并選定幾個(gè)常用的速比作為常用的“檔” 。裝配該技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動(dòng)獲得最合適的傳動(dòng)比。從市場走向來看,雖然無級變速器是一個(gè)技術(shù)分量比較高的部件,但是也已經(jīng)走進(jìn)了普通轎車的“身體” 之中,廣本兩廂飛度每個(gè)排量都有一款配置了 CVT無級變速器,既方便又省油,且售價(jià)也僅在 9.68~11.68 萬元。而且奇瑞汽車銷售公司表示 QQ 無級變速器型年底上市??磥頍o級變速器在中檔車中的運(yùn)用將越為廣泛。本設(shè)計(jì)是根據(jù)東方之子 1.8L 手動(dòng)豪華車型而開展的,設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車型:主減速比:4.782最高時(shí)速:190km/h輪胎型號:205/65R15發(fā)動(dòng)機(jī)型號:SQR481FC最大扭矩:170Nm/4500最大功率:95kw/5750最高轉(zhuǎn)速:6000r/min 奇瑞東方之子 1.8L 豪華型車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 6 -第一章 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定§1.1 變速器的功用和要求變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求,改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速,使汽車具有適合的牽引力和速度,并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離,變速器具有倒檔和空檔。在有動(dòng)力輸出需要時(shí),還應(yīng)有功率輸出裝置。對變速器的主要要求是:1. 應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí),根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求,選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比,來滿足這一要求。2. 工作可靠,操縱輕便。汽車在行駛過程中,變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度,提高行駛安全性,操縱輕便的要求日益顯得重要,這可通過采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來實(shí)現(xiàn)。3. 重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材,采用合理的熱處理,設(shè)計(jì)合適的齒形,提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。4. 傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失,應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量,采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃?dòng)效率。5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù),提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲?!?.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定變速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 7 -1.變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇有級變速器與無級變速器相比,其結(jié)構(gòu)簡單、制造低廉,具有高的傳動(dòng)效率(η=0.96~0.98 ) ,因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動(dòng)比,因?yàn)樗鼈儗ζ嚨膭?dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。傳動(dòng)比范圍是變速器低檔傳動(dòng)比與高檔傳動(dòng)比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣,發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小,則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。目前,轎車變速器的傳動(dòng)比范圍為 3.0~4.5;一般用途的貨車和輕型以上的客車為5.0~8.0;越野車與牽引車為 10.0~20.0。通常,有級變速器具有 3、4、5 個(gè)前進(jìn)檔;重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器,其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá) 6~16 個(gè)甚至 20 個(gè)。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速,從而可提高汽車的運(yùn)輸效率,降低運(yùn)輸成本。但采用手動(dòng)的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí),要實(shí)現(xiàn)迅速、無聲換檔,對于多于 5 個(gè)前進(jìn)檔的變速器來說是困難的。因此,直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化,或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器,后者僅用于一定行駛工況。某些轎車和貨車的變速器,采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速檔。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),因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損,降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為 1 的直接檔比較,采用超速檔會(huì)降低傳動(dòng)效率。有級變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān),包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。三軸式變速器如圖 1-1 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。將第一、第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔。此時(shí),齒輪、軸承及中間軸均不承載,而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此,直接檔的傳遞效率高,磨損及噪音也最小,這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(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優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是:處直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 8 -下降。 圖 1-1 轎車中間軸式四檔變速器1— 第一軸;2—第二軸;3—中間軸兩軸式變速器如圖 1-2 所示。與三軸式變速器相比,其結(jié)構(gòu)簡單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置,因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車質(zhì)量降低6%~10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡單。如圖所示,兩軸式變速器的第二軸(即輸出軸)與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體,當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí),主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪;當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪,從而簡化了制造工藝,降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪(直齒圓柱齒輪)外,其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng);個(gè)檔的同步器多裝在第二軸上,這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小,裝同步器有困難;而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端,如圖示。兩軸式變速器沒有直接檔,因此在高檔工作時(shí),齒輪和軸承均承載,因而噪車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 9 -聲比較大,也增加了磨損,這是它的缺點(diǎn)。另外,低檔傳動(dòng)比取值的上限(i gⅠ =4.0~4.5)也受到較大限制 ,但這一缺點(diǎn)可通過減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來取消。圖 1-2 兩軸式變速器1— 第一軸;2—第二軸;3—同步器有級變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目,從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長的壽命、更低的噪聲,雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此,在變速器中,除低檔及倒檔外,直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計(jì)中,由于倒檔齒輪采用的是常嚙式,因此也采用斜齒輪。由于所設(shè)計(jì)的汽車是發(fā)動(dòng)機(jī)前置,后輪驅(qū)動(dòng),因此采用中間軸式變速器。圖 1-3、圖 1-4、圖 1-5 分別示出了幾種中間軸式四,五,六檔變速器傳動(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)是:變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上,經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔,變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出,此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高,可達(dá)90%以上,噪聲低,齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訖n的利用率高于其它檔位,因而提高了變速器的使用壽命;在其它前進(jìn)檔位工作時(shí),變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸,中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞,因此在變速器中間軸與第車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 10 -二軸之間的距離(中心距)不大的條件下,一檔仍然有較大的傳動(dòng)比;檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng),檔位低的齒輪(一檔)可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng);多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu),均采用同步器或嚙合套換檔,少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔,還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí),中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低,這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下,各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù),換檔方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別。圖 1-3 中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案如圖 1-3 中的中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別:圖 1-3a、b 所示方案有四對常嚙合齒輪,倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔;圖 1-3c 所示傳動(dòng)方案的二,三,四檔用常嚙合齒輪傳動(dòng),而一檔和倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔。圖 1-4a 所示方案,除一,倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外,其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖 1-4b、c、d 所示方案的各前進(jìn)檔,均用常嚙合齒輪傳動(dòng);圖 1-4d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi),這樣布置除可以提高軸的剛度,減少齒輪磨損和降低工作噪聲外,還可以在不需要超速檔的條件下,很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 11 -圖 1-4 中間軸式五檔變速器傳動(dòng) 方案圖 1-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖 b 所示方案中的倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔,其余各檔均用常嚙合齒輪。圖 1-5 中間軸式六檔變速器傳動(dòng)方案以上各種方案中,凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位,其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。同一變速器中,有的檔位用同步器換檔,有的檔位用嚙合套換檔,那么一定是檔位高的用同步器換檔,檔位低的用嚙合套換檔。發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轎車采用中間軸式變速器,為縮短傳動(dòng)軸長度,可將變速器后端加長,如圖 1-3a、b 所示。伸長后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支承上,其最后一個(gè)支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi),布置倒檔傳動(dòng)齒輪和換檔機(jī)構(gòu),還能減少變速器主體部分的外形尺寸。變速器用圖 1-4c 所示的多支承結(jié)構(gòu)方案,能提高軸的剛度。這時(shí),如用在軸平面上可分開的殼體,就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問題。圖 1-4c 所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài),同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里,而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。2.倒檔傳動(dòng)方案圖 1-6 為常見的倒擋布置方案。圖 1-6b 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度。但換擋時(shí)有兩對齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合,使換擋困難。圖 1-6c 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 1-6d 所示方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改,因而取代了圖 1-6c 所示方案。車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 12 -圖 1-6e 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。圖 1-6f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,縮短變速器軸向長度,有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖 1-6g 所示方案。其缺點(diǎn)是一,倒擋須各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 1-6f 所示的傳動(dòng)方案。圖 1-6 變速器倒檔傳動(dòng)方案因?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,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,但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短,從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處?!?.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)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。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、潤滑和密封等因素。1.齒輪型式車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 13 -與直齒圓柱齒輪比較,斜齒圓柱齒輪有使用壽命長,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。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪,盡管這樣會(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。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是,在本設(shè)計(jì)中由于倒檔采用的是常嚙合方案,因此倒檔也采用斜齒輪傳動(dòng)方案,即除一檔外,均采用斜齒輪傳動(dòng)。2.換檔結(jié)構(gòu)型式換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動(dòng)齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊,但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因,初一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合,因而減少了噪聲和動(dòng)載荷,提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套,視結(jié)構(gòu)布置而選定,若齒輪副內(nèi)空間允許,采用內(nèi)齒結(jié)合式,以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡單,但還不能完全消除換檔沖擊,目前在要求不高的檔位上常被使用。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。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜,制造精度要求高,軸向尺寸有所增加,銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前,同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。自動(dòng)脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個(gè)問題,除工藝上采取措施外,在結(jié)構(gòu)上,目前比較有效的方案有以下幾種:1) 將嚙合套做得長一些(如圖 1-7a)或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(圖 1-7b) ,這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過被接合齒約 1~3mm。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損,因而在接合齒端部形成凸肩,以阻止自動(dòng)脫檔。2)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄(0.3~0.6mm ) ,這樣,換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住,車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 14 -從而減少自動(dòng)脫檔(圖 1-8) 。3)將接合齒的工作面加工成斜齒面,形成倒錐角(一般傾斜 20~30) ,使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫檔的軸向力 a b(圖 1-9) 。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效, 圖 1-7 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅰ采用較多。 此段切薄圖 1-8 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施 Ⅱ加工成斜面圖 1-9 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施Ⅲ在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器,該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸,以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖 1-10 所示:車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 15 -max0maxaxmax(cosin)egITrif g??????圖 1-10 鎖環(huán)式同步器l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6—滑塊;7-止動(dòng)球;8- 卡環(huán);9—輸出軸;10、11-齒輪第二章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)§2.1 變速器主要參數(shù)的選擇一、檔數(shù)和傳動(dòng)比近年來,為了降低油耗,變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。目前,乘用車一般用4~5 個(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用 5 個(gè)檔位。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。故有車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 16 -max0rgeiTi???max2egITriG???2max0rgIeTii?max1ingq??2.5169.()gIgIVii?修 正 為則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為(2-1)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)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:(2-2)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 1800kg;rr=337.25mm;Te max=170Nm;i0=4.782;η=0.95。根據(jù)公式(2-2)可得:i gI =3.85。超速檔的的傳動(dòng)比一般為 0.7~0.8,本設(shè)計(jì)去五檔傳動(dòng)比 igⅤ =0.75。中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為:(2-3)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)上式可的出: =1.51。q故有:車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 17 -3IAmaxKT?二、中心距中心距對變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響,所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心局 A(mm)可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定: (2-4)式中 K A----中心距系數(shù)。對轎車,K A =8.9~9.3;對貨車, K A =8.6~9.6;對多檔主變速器,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 igI η =628.3N﹒ m故可得出初始中心距 A=77.08mm。三、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六檔(3.2~3.5) A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時(shí),中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測方便, A 取整。本次設(shè)計(jì)采用 5+1 手動(dòng)擋變速器,其殼體的軸向尺寸是3 77.08mm=231.24mm,?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。 四、齒輪參數(shù)(1)齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù),所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 JB111-60 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 18 -(2-5)3max0.47neT?其中 =170Nm,可得出 mn=2.5。maxeT一檔直齒輪的模數(shù) mmm (2-6)31max0.通過計(jì)算 m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因,同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同,轎車和輕型貨車取 2~3.5。本設(shè)計(jì)取 2.5。(2)齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 2-1 選取。表 2-1 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 α 螺旋角 β轎車 高齒并修形的齒形 14.5°,15°,16°16.5° 25°~45°一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20° 20°~30°重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5°,25° 小螺旋角壓力角較小時(shí),重合度大,傳動(dòng)平穩(wěn),噪聲低;較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對轎車,為加大重合度已降低噪聲,取小些;對貨車,為提高齒輪承載力,取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角 α 取 20°,嚙合套或同步器取 30°;斜齒輪螺旋角 β取 30°。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此,中間軸上的全部齒輪一律去右旋,而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋,其軸向力經(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。但試驗(yàn)表明,在齒寬增大到一定數(shù)值后,由于載荷分配不均勻,反而使齒輪的承載能力降低。所以,在保證齒輪的強(qiáng)度條件下,盡量選取較小的齒寬,以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。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斜齒 b=(6.0~8.5)m,mm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。車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 19 -1092ZigI??mAZ2??§2.2 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。 1.確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔傳動(dòng)比 (2-7) 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù),先求其齒數(shù)和 :(2-8) 其中 A =77.08mm、 m =3;故有 。4.51??Z圖 2-1 五檔變速器示意圖當(dāng)轎車三軸式的變速器 時(shí),則 ,此處取9.3~5?gIi 范 圍 內(nèi) 選 擇可 在 17~510Z=16,則可得出 =35。10Z9Z上面根據(jù)初選的 A 及 m 計(jì)算出的 可能不是整數(shù),將其調(diào)整為整數(shù)后,從式?(2-8)看出中心距有了變化,這時(shí)應(yīng)從 及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距 A,再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 20 -91012ZigI??76.12Z?cos2)(21ZmAn??n21 91.3?gIi8712Zig???45.87nmAZ?cos2??5.2??gi這里 修正為 51,則根據(jù)式(2-8)反推出 A=76.5mm。?Z2.確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式(2-7 )求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比(2-9)由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ①而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等(2-10)由此可得: (2-11)而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出: 。 ②5?Z① 與②聯(lián)立可得: =19、 =34。12則根據(jù)式(2-7)可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為: 。 3.確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動(dòng)比(2-12)而 ,故有:③對于斜齒輪, (2-13)故有: ④5387?Z③ 聯(lián)立④得: 。2187、按同樣的方法可分別計(jì)算出:三檔齒輪 ;四檔齒輪 2765?Z、。31643?、4.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 取gri3.7。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪 10 略小,取 。132?Z而通常情況下,倒檔軸齒輪 取 21~23,此處取 =23。13Z13車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 21 -1231Zigr??)(2132Zmn?)(2113ZA???由 (2-14)可計(jì)算出 。271Z故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A′ = (2-15)=50mm 而倒檔軸與第二軸的中心:(2-16)=72.5mm?!?.3 齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪,除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外,它還影響齒輪的強(qiáng)度,使用平穩(wěn)性,耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類:高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度,使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對齒輪的強(qiáng)度,也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn),有避免了其缺點(diǎn)。有幾對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。為保證各對齒輪有相同的中心距,此時(shí)應(yīng)對齒輪進(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。對于高檔齒輪,其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落,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,減小接觸車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 22 -17Z???應(yīng)力。對于低檔齒輪,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。 總變位系數(shù)越小,一對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,一檔主動(dòng)齒輪 10 的齒數(shù) Z10〈17,因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) (2-17)式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。第三章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇§3.1 齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種:輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種:輪齒受足夠大的沖擊載荷作用,造成輪齒彎曲折斷;輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋,裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大,然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少,后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時(shí),一對相互嚙合,齒面相互擠壓,這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高,并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展,然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大,產(chǎn)生動(dòng)載荷,導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪,由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶,換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷,并造成損壞?!?.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較,不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外,汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 23 -10tfWFKby??102/tgTdK?102/gFTd?92max10geZT??102gTFd?g支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造,采用剃齒或齒輪精加工,齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝,齒輪精度不低于 7 級。因此,比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計(jì)算公式來計(jì)算汽車齒輪,同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。1. 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算(1) 直齒輪彎曲應(yīng)力 ? (3-1)式中, ----彎曲應(yīng)力(MPa) ;W? ----一檔齒輪 10 的圓周力t(N), ;其中 為計(jì)算載荷(N·mm) , d 為節(jié)圓直徑。----應(yīng)力集中系數(shù),可近似取 1.65;----摩擦力影響系數(shù),主f動(dòng)齒輪取 1.1,從動(dòng)齒輪取 0.9;b----齒寬(mm) ,取 20t----端面齒距(mm) ;y----齒形系數(shù),如圖 3-1 所示。圖 3-1 齒形系數(shù)圖 當(dāng)處于一檔時(shí),中間軸上的計(jì)算扭矩為:(3-2)=170 1000 2.18 1.78?=659668Nm故由 可以得出 ;再將所得出的數(shù)據(jù)代入式(3-1)可得10tF65.3wMPa??9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)maxeT車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 24 -1wFKbty???8782gttTFd?8679.152.8203w MPa????5627.4wMPa??12.97wa348.6PM??j?10.48j zbFE?????????j?力在 400~850MPa 之間。(2) 斜齒輪彎曲應(yīng)力 (3-3)式中 為重合度影響系數(shù),取 2.0;其他參數(shù)均與式(3-1)注釋相同,K?,1.50??選擇齒形系數(shù) y 時(shí),按當(dāng)量模數(shù) 在圖(3-1)中查得。3/cosnz?二檔齒輪圓周力: (3-4)根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出: =6798.8N7ttF齒輪 8 的當(dāng)量齒數(shù) =47.7,可查表(3-1)得: 。3/cosnz?80.153y?故 同理可得: 。7.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,上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。2. 齒輪接觸應(yīng)力 (3-5)式中, ----齒輪的接觸應(yīng)力(MPa) ;F----齒面上的法向力(N) , ;1/(cos)??車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 25 -12/gFTd?sinzbr?????2sin/coszzbr????1234598.657.081.792jjjjjjRMPaaPM????----圓周力在(N) , ;1F----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) ,查資料可取 ;3190EMPa??b----齒輪接觸的實(shí)際寬度,20mm;----主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm) ;z?、直齒輪: (3-6)(3-7)斜齒輪: (3-8)(3-9)其中, 分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm) 。zbr、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maxeT應(yīng)力 見下表:j?表 3-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力/MPaj?齒輪滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔 1900~2000 950~1000常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700通過計(jì)算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下:一檔: 二檔: 三檔: 四檔: 五檔: 倒檔: 對照上表可知,所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 26 -第四章 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核§4.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸1. 軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體,前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上,其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力,軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定,而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 4-1 所示:圖 4-1 變速器第一軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小,通常和中間軸做成一體,而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上,以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示:一檔齒輪 倒檔齒輪圖 4-2 變速器中間軸2. 確定軸的尺寸車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 27 -??3950.2TTPnWd?????變速器軸的確定和尺寸,主要依據(jù)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。在草圖設(shè)計(jì)時(shí),由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定,也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定:第一軸和中間軸: (4-(0.4~5),dAm?1)第二軸: (4-3max1.07,edT2)式中 ----發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩,N·mmaxeT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: d/L=0.16 0.18;~第二軸: d/L=0.18 0.21?!?.2 軸的校核由變速器結(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余量,所以,在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可;因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過程中,一檔所傳動(dòng)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. 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)度條件公式為(4-3)式中: ----扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,MPa;T?車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 28 -395070..2T MPa????45.7310PTGI???4441705.730.93.258.?????maxaxmax2tncos2tetereaTiFdiTiFd????T----軸所受的扭矩,N·mm;----軸的抗扭截面系數(shù), ;W3mP----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。T?其中 P =95kw, n =5750r/min,d =24mm;代入上式得:由查表可知[ ]=55MPa,故 [ ],符合強(qiáng)度要求。T??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:(4-4)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 =8.1 MPa;410----軸截面的極慣性矩, , ;PI 4m/4dIp?將已知數(shù)據(jù)代入上式可得: 。對于一般傳動(dòng)軸可取 ;故也符合剛度要求。[]0.~1()/?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:traF(4-5)(4-6)(4-7)式中 ----至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比,此處為三檔傳動(dòng)比 3.85;id ----計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑,mm,為 105mm;----節(jié)點(diǎn)處的壓力角,為 16°;?車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 29 -1246.789.traFN?160275atAdF?????22225(10.78)(10.78)(654.10)69csjMTNm?????????32d????----螺旋角,為 30°;?----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,為 170000N·mm。maxeT代入上式可得: ,,。危險(xiǎn)截面的受力圖為:圖 4-1 危險(xiǎn)截面受力分析水平面: (160+75)= 75 =1317.4N;Ar AF水平面內(nèi)所受力矩: 32.78cAMNm????垂直面:(4-8)=6879.9N垂直面所受力矩: 。316010.8sAFNm???該軸所受扭矩為: 。7.564jT故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為:(4-9)則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 (MPa):(4-10)將 代入上式可得: ,在低檔工作時(shí)[ ]=400MPa,因此有:M16.MPa?[ ];符合要求。車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 30 -23sFabfEIL?21cfI0.135csf?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:cf sf(4-11)(4-12)式中, ----齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N),這里等于 ;1F tF----齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N) ,這里等于 ;2 rE----彈性模量(MPa) , (MPa) , E = MPa;52.10E??52.10?I----慣性矩( ) , , d 為軸的直徑( ) ;4m4/6I?ma、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(4-11)和(4-12)得: 故軸的全撓度為 2.98.2csffm???,符合剛度要求。第五章 變速器同步器的設(shè)計(jì)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:車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 31 -圖 5-1 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)合套如圖(5-1) ,此類同步器的工作原理是:換檔時(shí),沿軸向作用在嚙合套上的換檔力,推嚙合套并帶動(dòng)定位銷和鎖環(huán)移動(dòng),直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后,因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差 ,致??使在錐面上作用有摩擦力矩,它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)角度,并滑塊予以定位。接下來,嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸(圖 5-2b) ,使嚙合套的移動(dòng)受阻,同步器在鎖止?fàn)顟B(tài),換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上,并使摩擦力矩增大,與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近,在角速度相等的瞬間,同步過程結(jié)束,完成換檔過程的第二階段工作。之后,摩擦力矩隨之消失,而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位,兩鎖止面分開,同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài),接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合(圖 5-2d) ,完成同步換檔。圖 5-2 鎖環(huán)同步器工作原理車輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書- 32 -2.同步環(huán)主要參數(shù)的確定 (1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)得窄些,則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng),使磨損加快。試驗(yàn)還證明:螺紋的齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大,摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低,換擋費(fèi)力,故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些,可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中,但螺距增大又會(huì)使接觸面減少,增加磨損速度。圖 5-3a 中給
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轎車
變速箱
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1383-轎車變速箱設(shè)計(jì),轎車,變速箱,設(shè)計(jì)
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