汽車變速器設(shè)計
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1、目 錄 第一部分:變速器的基本設(shè)計方案 -------------------------------------2 第二部分:變速器主要參數(shù)的選擇 -------------------------------------4 第三部分:變速器各檔齒輪的設(shè)計計算--------------------------------7 第四部分:變速器軸的設(shè)計計算-----------------------------------------20 第五部分:變速器齒輪的校核--------------------------------------------
2、-21 第六部分:變速器軸的校核 -------------------------------------------23 第七部分:滾動軸承的選擇和計算---------------------------------------27 第八部分:參考文獻 ---------------------------------------------------------30 第一部分 變速器的基本設(shè)計方案 變速器的結(jié)構(gòu)對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、換擋操縱的可靠性與輕便性,傳動的平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。采用優(yōu)化設(shè)計方法對變速器與主減速器,
3、以及變速器的參數(shù)做優(yōu)化匹配,可得到良好的動力性與燃油經(jīng)濟性;采用自鎖及互鎖裝置、倒檔安全裝置,對接合齒采取倒錐齒側(cè)(或越程接合、錯位接合、齒厚減薄、臺階齒側(cè))等措施,以及其他結(jié)構(gòu)措施,可使操縱可靠,不跳檔、亂檔、自行脫檔和誤掛倒檔;采用同步器可使換擋輕便、無沖擊及噪聲;采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn)、噪聲低。降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設(shè)計、工藝水平的關(guān)鍵。 變速器設(shè)計的基本要求: 1)保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。 2)設(shè)置空擋,用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。 3)設(shè)置倒擋,使汽車能變速倒退行駛。 4)設(shè)置動力輸出裝置。 5)換擋迅速、省力、方便。 6)工作
4、可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7)變速器應有高的工作效率。 8)變速器的工作噪聲低。 除此之外,變速器還應當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 固定軸式應用廣泛,其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上,中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的汽車上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機械式變速器。 兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小、布置方便、中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點。兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋,一擋速比不可能設(shè)計得很大。 圖1為發(fā)動機前置前輪驅(qū)動轎車的兩軸式變速器傳動方案。其特點是:變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體;多數(shù)
5、方案的倒擋傳動常用滑動齒輪,其它擋位均用常嚙合齒輪的傳動 倒擋布置方案 圖2為常見的倒擋布置方案。圖2-b方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪,縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合,使換擋困難。圖2-c方案能獲得較大的倒擋傳動比,缺點是換擋程序不合理。圖-2d方案對2-c的缺點做了修改。圖2-e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體,將其齒寬加長。圖2-f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪,擋換更為輕便。 為了縮短變速器軸向長度,倒擋傳動采用圖2-g所示方案。缺點是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸,使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復雜一些。 第二部分:變速器主要參數(shù)的選擇 主要參數(shù)
6、 方案一 發(fā)動機功率 74kw 最高車速 167km/h 轉(zhuǎn)矩 167N·m 總質(zhì)量 1705kg 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速 3200r/min 車輪 185/60R14S —最高車速,=167km/h r —車輪半徑,r= 0.29 n—功率轉(zhuǎn)速 ,n=5000r/min —主減速器傳動比 —最高擋傳動比 / =1.4~2.0 即=(1.4~2.0)×3200=4480~6400r/min =9549× 所以,=4654~5500r/min 柴油機的轉(zhuǎn)速在3000~7000r/min
7、 取=5000r/min 由經(jīng)濟性出發(fā)使最高檔最高車速時功率略低于發(fā)動機最高功率,即略小于3.0 初取 =0.75 =4.36 根據(jù)汽車行駛方程式 汽車以一擋在無風、干砂路面行駛,公式簡化為 式中:G—作用在汽車上的重力,,—汽車質(zhì)量,—重力加速度, =16709N; =167N.m; —傳動系效率,=0.88; —車輪半徑,=0.29m; —滾動阻力系數(shù),干砂路面(0.100~0.300)取=0.150; —坡度,=16.7°。 =2.28 滿足附著條件。 ·φ 在瀝
8、青混凝土干路面,φ=0.5~0.6,取φ=0.6 =4.54 一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系 式中:—常數(shù),也就是各擋之間的公比;因此,各擋的傳動比為: , ∴ 所以各擋傳動比與Ι擋傳動比的關(guān)系為 , , ,, (實際) 初選中心距時,可根據(jù)下述經(jīng)驗公式 式中:—變速器中心距(mm); —中心距系數(shù),商用車:=8.9~93; —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩(N.m); —變速器一擋傳動比,=3.2 ; —變速器傳動效率,取96% ; —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩,=167N.m 。 則, = =71.
9、247~74.450(mm) 初選中心距=74mm。 第三部分 變速器各檔齒輪的計算設(shè)計 1、模數(shù) 對貨車,減小質(zhì)量比減小噪聲更重要,故齒輪應該選用大些的模數(shù);從工藝方面考慮,各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。由于工藝上的原因,同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是:乘用車和總質(zhì)量在1.8~14.0t的貨車為2.0~3.5mm;總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.5~5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多,有利于換擋。 車型 乘用車的發(fā)動機排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量/t 1.0>V≤1.6 1.6<V≤2.5 6.0≤14.0
10、≥14.0 模數(shù)/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.5~6.00 表2 汽車變速器齒輪法向模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 — 表3 汽車變速器常用齒輪模數(shù) 根據(jù)表2及3,一二檔齒輪的模數(shù)定為3mm,三四五檔及倒檔的模數(shù)定為2.75mm,嚙合套和同步器的模數(shù)定為2.5mm。 2、壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為20°,所以變速器齒輪普遍采用的壓力角
11、為20° 3、螺旋角 實驗證明:隨著螺旋角的增大,齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時,使齒輪嚙合的重合度增加,因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時,要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計時,應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡,以減小軸承負荷,提高軸承壽命。因此,中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便,在中間軸軸向力不大時,可將螺旋角設(shè)計成一樣的,或者僅取為兩種螺旋角。 變速器螺旋角:23° 4、齒寬 直齒,為齒寬系數(shù),取為4.5~8.0,取7.0; 斜齒,取為6.0~8.5,取7.0。 各擋齒輪齒數(shù)的分配 1-一軸一擋齒輪 2-二軸
12、一擋齒輪 3-一軸二檔齒輪 4-二軸二擋齒輪 5-一軸軸三擋齒輪 6-二軸三擋齒輪 7-一軸四檔齒輪 8-二軸四檔齒輪9-一軸五檔齒輪 10-二軸五檔齒輪 11-一軸倒檔 12-二軸倒檔齒輪 13-倒檔齒輪 圖3變速器傳動示意圖 如圖3所示為變速器的傳動示意圖。在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后,可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數(shù)。應該注意的是,各擋齒輪的齒數(shù)比應該盡可能不是整數(shù),以使齒面磨損均勻。 變?yōu)橄禂?shù)圖 1、確定一擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=3mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7 ∴z1=11 z2=34 m
13、m 對一擋齒輪進行角度變位: 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =22.58° U===3.09 變位系數(shù)之和 查表得=0.35 分度圓直徑: =110.809mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂高 =3.819mm
14、 =2.469mm 齒根高 =2.550mm =3.900mm 全齒高 h1=ha1+hf1=6.069mm 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha1=43.488mm da2=d2+2ha2=115.747mm 齒根圓直徑 df1=d1-2hf1=30.750mm df2=d2-2hf2=103.009mm 當量齒數(shù)
15、==14.102 ==43.590 分度圓直徑 mm mm 2、確定二擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=3mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7 ∴z3=14 z2=31 mm 對二擋齒輪進行角度變位: 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =22.58° U===2.214 變位系數(shù)之和 查表得=0.35 分度圓直徑: 46.527mm =101.032mm 節(jié)圓直徑
16、 mm mm 齒頂高 =3.459mm =2.829mm 齒根高 =2.910mm =3.540mm 全齒高 h3=ha3+hf3=6.369mm 齒頂圓直徑 da3=d3+2ha3=53.445mm
17、 da4=d4+2ha4=106.690mm 齒根圓直徑 df3=d3-2hf3=40.707mm df4=d4-2hf4=93.952mm 當量齒數(shù) = =17.949 = =39.744 3、確定三擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7 ∴z5=20 z6=30 mm 對三擋齒輪進行角度變位: 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =21.707° U==
18、=1.5 變位系數(shù)之和 查表得=0.42 分度圓直徑: 59.750mm =89.625mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂高 =1.565mm =1.400mm 齒根高 =2.778mm
19、 =2.943mm 全齒高 h5=ha5+hf5=4.343mm 齒頂圓直徑 da5=d5+2ha5=62.880mm Da6=d6+2ha6=92.425 mm 齒根圓直徑 df5=d5-2hf5=54.194mm Df6=d6-2hf6=83.739mm 當量齒數(shù) = =25.461 = =38.462 4、確定四擋齒輪的齒數(shù) 取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7
20、 ∴z7=24 z8=26 mm 對四擋齒輪進行角度變位: 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =21.707° U===1.083 變位系數(shù)之和 查表得=0.42 分度圓直徑: ==77.675mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂高 =1.510mm
21、 =1.458mm 齒根高 =2.832mm =2.886mm 全齒高 h7=ha7+hf7=4.342mm 齒頂圓直徑 da7=d7+2ha7=74.720mm Da8=d8+2ha8=80.591 mm 齒根圓直徑 df7=d7-2hf7=65.956mm Df8=d8-
22、2hf8=71.907mm 當量齒數(shù) == =30.770 = ==33.333 5、確定五擋齒輪齒數(shù) 取模數(shù)=2.75mm 螺旋角=23° 齒寬系數(shù)=7 ∴z9=29 z10=21 mm 對四擋齒輪進行角度變位: 分度圓壓力角 ∴ 端面嚙合角 = =21.707° U===1.38 變位系數(shù)之和 查表得=0.42 分度圓直徑:
23、 ==62.737mm 節(jié)圓直徑 mm mm 齒頂高 =1.403mm =1.565mm 齒根高 =2.943mm =2.778mm 全齒高 h9=ha9+hf9=4.333mm 齒頂圓直
24、徑 da=d9+2ha9=89.443 mm Da10=d10+2ha10=65.867mm 齒根圓直徑 df9=d9-2hf9=80.751mm Df10=d10-2hf10=57.181mm 當量齒數(shù) == =37.179 = ==26.923 6.確定倒檔齒數(shù) 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同,倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21~23之間,初選=22 為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙 ∴ mm mm mm
25、 mm mm mm mm mm mm mm mm 第四部分:變速器軸的設(shè)計計算 在已知中間軸式變速器中心距時,軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩斎胼S=0.16~0.18:對輸出軸0.18~0.21。 輸入軸花鍵部分直徑(mm)可按式下面公式初選 式中:—經(jīng)驗系數(shù),=4.0~4.6; —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩(N.m)。 輸出軸最高檔花鍵部分直徑=22.0275~25.332mm取22mm;輸入軸最大直徑=29.6~40.8mm取35mm。輸出軸:;輸入軸:;,, 第五部分 變速器齒輪的的校核 斜齒
26、輪彎曲應力 式中:—計算載荷(N·mm); —法向模數(shù)(mm); —齒數(shù); —斜齒輪螺旋角(°); —應力集中系數(shù),=1.50; —齒形系數(shù),可按當量齒數(shù)在圖中查得; —齒寬系數(shù)=7.0 —重合度影響系數(shù),=2.0。 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時,對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪,許用應力在180~350MPa范圍,對貨車為100~250MPa。 式中,為彎曲應力;為圓周力,;為計算載荷;d為節(jié)圓直徑;為應力集中系數(shù),可近似取=1.6
27、5;為摩擦力影響系數(shù),主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同,對彎曲應力的影響也不同:主動齒輪=1.1,從動齒輪=0.9;b為齒寬;t為端面齒距,,m為模數(shù);y為齒形系數(shù),如圖5-1所示: 齒形系數(shù)圖 =209.476MPa<180~350MPa =197.974 MPa<180~350MPa 輪齒接觸應力計算 式中:—輪齒的接觸應力(MPa); —計算載荷(N.mm); —節(jié)圓直徑(mm); —節(jié)點處壓力角(°),—齒輪螺旋角(°); —齒輪材料的彈性模量(MPa); —齒輪接觸的實際寬度(mm); MPa< MPa<
28、 第六部分 變速器軸的校核 發(fā)動機最大扭矩為146N m,最高轉(zhuǎn)速5400r/min,齒輪傳動效率99%,離合器傳動效率99%,軸承傳動效率96%。 輸入軸 ==146×99%×96%=138.8N.m 1.軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同,可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對于只有滑動齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理,但對于有常嚙合齒輪工作的第二軸應采用滲碳或高頻處理[14]。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道,要求有相當高的硬度和表面光潔度,硬度應在HRC58~63, 面光潔度不低于▽8[15]。 對于做為軸向推力支承
29、或齒輪壓緊端面的軸的端面,光潔度不應低于▽7,并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應可控制其不同心度[16]。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸,螺紋部分不應淬硬,以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說,設(shè)計上應盡量保證工藝簡單,階梯應盡可能少[17]。 2.計算齒輪的受力,選擇一檔受力分析,進行軸的剛度和強度校核。 (1)一擋齒輪1, 2的圓周力、 mm, mm =158.717 N·M 2.702N·M 初選軸的直徑 (2)軸的剛度計算 若軸在垂直面內(nèi)撓度為,在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ,可分別用下列式計算 式中:—齒
30、輪齒寬中間平面上的徑向力(N); —齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N); —彈性模量(MPa),=2.1×105MPa; —慣性矩(mm4),對于實心軸,;—軸的直徑(mm),花鍵處按平均直徑計算; 、—齒輪上的作用力距支座、的距離(mm); —支座間的距離(mm)。 軸的全撓度為mm。 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05~0.10mm,=0.10~0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應超過0.002rad[18]。 (1)輸入軸的剛度 =3501.0965N=17.75mm,=196mm, =2.1×105N (3)軸的強度計算
31、 (輸入軸強度計算) =35.850N.m,=17.75mm,=25mm,=196mm =8854.505n =3501.096N =3758.415N 17.75 168.25 水平 輸入軸受力彎矩圖 17.75 168.25 豎直 8400452 水平 豎直 34344.17 19301.96 90753.96 86193.48 135.91 合成 1) 求H面內(nèi)支反力、和彎矩 N 2)求V面內(nèi)支反力、和彎矩 N 由以上兩式可得 合
32、格 第七部分 變速器軸承校核 輸入軸軸承校核 1、初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選二軸軸承型號30206,查《機械設(shè)計實踐》該軸承的=32200N,=37N,=0.37,預期壽命=30000h。 2、計算軸承當量動載荷 =0.42則查《機械設(shè)計原理與設(shè)計》,則=0.4,查《機械設(shè)計實踐》=1.4 為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù),見《機械設(shè)計原理與設(shè)計》 (1.2~1.8)取=1.2 水平 =132000N =132000N =132000N 3、計算軸承當量動載荷 =841.77N =35.83N 查《機械設(shè)計實踐書》;=
33、0.4,=1.6,,分別查《機械設(shè)計原理與設(shè)計》和《機械設(shè)計實踐》。為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù),見《機械設(shè)計原理與設(shè)計》。 (1.2~1.8)取=1.2 =1.2(0.4×2579.77+1.6×2797.7)=8262.342N 4、計算軸承的基本額定壽命 ,為壽命系數(shù),對球軸承=3;對滾子軸承=10/3 >=30000h合格 參考文獻 1. 王望予主編. 汽車設(shè)計(第四版). 北京:機械工業(yè)出版社, 2005 2. 劉維信主編. 汽車設(shè)計. 北京:清華大學出版社, 2001 3. 陳家瑞主編. 汽車構(gòu)造(下冊). 北京:機械工業(yè)出版社, 2001 4. 汽車工程手冊編輯委員會. 汽車工程手冊(設(shè)計篇). 北京:人民交通出版社, 2001 5. 劉維信編著. 機械最優(yōu)化設(shè)計(第二版). 北京:清華大學出版社, 1994 6. 汽車機械式變速器動力輸出孔連接尺寸. GB/T 13051一91 7. 汽車機械式變速器分類的術(shù)語及定義. QC/T 465—1999 8. 汽車機械式變速器臺架試驗方法. QC/T 568—1999 9. 機械工程手冊:第五卷,機械零部件設(shè)計. 第二版. 北京:機械工業(yè)出版社, 1996
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