大众轿车三轴五档变速器设计【含CAD图纸、说明书】
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Error! No text of specified style in document.摘 要本次设计的任务是设计一台用于轿车上的五档手动变速器。以三轴五档手动档汽车的一些整车参数和发动机参数为设计依据,进行手动档变速器的设计。设计的主要内容包括变速器传动机构布置方案的确定,变速器主要参数如挡数、传动比范围、中心距、各挡传动比、齿轮参数、各挡齿轮齿数的选择,齿轮、轴的设计校核,同步器、操纵机构的设计。合理的设计和布置变速器能使发动机功率得到最合理的利用,从而提高汽车动力性和经济性。变速传动机构的主要作用是改变转距和转速的数值和方向,实现汽车的前进与后退;操纵机构的主要作用是控制传动机构,实现变速器传动比的改变,即实现换挡,以达到变速变距。本文参考了国内外大量文献,首先简单地对机械式变速器的发展历史、变速器的地位和作用进行论述,讨论了它们的现状以及未来发展方向。进而对机械式变速器的基本结构和变速原理进行研究,主要研究了传动机构(主要是轴和齿轮)的基本结构、特点及工作原理,对机械式变速器各挡传动路线进行了简要分析。文章包括大量对变速器各构件的计算过程,主要内容有:变速器的布置方案分析、变速器回转件结构参数的确定、同步器的结构及工作原理、各挡齿轮的强度校核、轴的强度校核、轴承的使用寿命计算等。关键词 齿轮、同步器、变速器、操作机构、轴承AbstractThe task of this design is to design a five-speed manual transmission for cars. The design of the manual transmission is carried out on the basis of the whole vehicle parameters and engine parameters of the three-axis and five-speed manual transmission. The main content of the design including the transmission scheme of transmission mechanism transmission main parameters such as block number, the range of transmission ratio, center distance, each block transmission ratio, gear parameters and gear, the selection of number of teeth of gear design of gear, shaft, synchronizer, and the design of the operating mechanism. Reasonable design and decorate transmission can make the engine power to get the most reasonable use of, so as to improve the dynamic performance and fuel economy cars. Variable speed transmissions main function is to change the torque and speed of numerical and direction; Operation is the main purpose of control transmission mechanism, realize the transmission ratio of the gearbox change, which realize the shift, in order to achieve the change from the speed.This article refer to the domestic and foreign many papers, and first simply describes the mechanical transmission of the history, the status and effect of the transmission, and discussed its present situation and future development trend. And then we study the basic structure of the mechanical transmission and variable speed principle, which focus on the transmission mechanism (mainly shaft and gear) the basic structure, characteristic and work principle, mechanical transmission of each block transmission line are briefly analyzed. The articles included a large amount of calculation process, and the specific contents: the layout of transmission analysis, the transmission structure paramete determination of turning a synchronizer, the structure and the working principle, each block of the gear axis strength check, the intensity, the service life of the bearings calculations, etc.Keywords Gear, Shaft, Synchronizer, Three axis five gear, Operating mechanism, bearing目录摘 要- 1 -ABSTRACT- 2 -第1章 绪论- 6 -1.1 本设计的目的和意义- 6 -1.2 变速器的发展- 6 -1.3变速器的设计要求- 8 -1.4设计内容与思路- 8 -1.4.1设计内容- 8 -1.4.2设计思路- 8 -1.5本章小结- 9 -第2章 变速器的整体结构方案设计- 10 -2.1变速器传动机构的型式选择与结构分析- 10 -2.1.1变速器传动方案的比较- 10 -2.1.2倒档的布置方案- 12 -2.2本章小结- 12 -第3章 变速器主要参数的选择与齿轮设计- 14 -3.1变速器主要参数的选择- 14 -3.1.1档位数和传动比- 14 -3.1.2中心距- 15 -3.1.3齿轮模数- 16 -3.1.4压力角、螺旋角和齿宽- 17 -3.1.5齿轮的变位系数- 17 -3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定- 18 -3.2.1确定一档齿轮的齿数- 18 -3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数- 19 -3.2.3确定其他档位的齿数- 19 -3.2.4确定倒档齿轮的齿数- 20 -3.2.5确定齿轮轮齿尺寸- 20 -3.3本章小结- 20 -第4章 变速器齿轮强度计算与材料选择- 22 -4.1齿轮的主要失效形式- 22 -4.2齿轮的强度计算及材料接触应力- 23 -4.2.1齿轮弯曲强度计算- 23 -4.2.2齿轮材料接触应力- 25 -4.3本章小结- 26 -第5章 变速器轴的设计与校核- 27 -5.1变速器轴的结构和尺寸- 27 -5.1.1轴的结构- 27 -5.1.2轴的尺寸- 27 -5.2轴的校核- 28 -5.2.1第一轴的强度与刚度校核- 28 -5.2.2第二轴的强度与刚度校核- 29 -5.3本章小结- 31 -第6章 变速器同步器与操纵机构的设计- 32 -6.1同步器设计- 32 -6.1.1同步器的工作原理- 32 -6.1.2同步环主要参数的确定- 33 -6.2变速器的操纵机构- 35 -6.2.1操纵机构的功用- 35 -6.2.2操纵机构的设计要求- 35 -6.2.3变速器的换档位置- 36 -6.3本章小结- 37 -第7章 轴承的选用与寿命计算- 38 -7.1 第一轴轴承选用与计算- 38 -7.2第二轴轴承选用与计算- 38 -7.3本章小结- 39 -结 论- 40 -致 谢- 41 -参考文献- 42 -第1章 绪论1.1 本设计的目的和意义由于我国汽车工业不断的壮大,以及汽车行业持续快速的发展,如何设计出经济实惠,工作可靠,性能优良汽车已是当前汽车设计者的紧迫问题。为了发挥发动机的最佳性能,就必须有一套传动效率高,维修保养成本低,能够带来驾驶乐趣变速装置,来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。该课题针对机械专业学生,使学生了解变速器的设计与原理,通过本课题的研究使学生完成理论课程的实践总结,获得一定的工程设计工作方法,可以更好的学习并掌握现代汽车设计与机械设计的全面知识和锻炼学生利用所学知识分析问题和解决问题的能力。1.2 变速器的发展在汽车变速箱100多年的历史中,主要经历了从手动到自动的发展过程。目前世界上使用最多的汽车变速器为手动变速器(MT)、自动变速器(AT)、手自一体变速器(AMT)、无级变速器(CVT)、双离合变速器(DCT)五种型式。(1)手动变速器(MT)手动变速器(ManualTransmission,简称MT)又称机械式变速器,即必须用手拨动变速杆(俗称挡把)才能改变变速器内的齿轮啮合位置,改变传动比,从而达到变速的目的。轿车手动变速器大多为四挡或五挡有级式齿轮传动变速器,并且通常带同步器,换挡方便,噪音小。现代汽车所用的发动机转速与转矩的变化范围有限,但是汽车的行驶条件变化很大,使得汽车对驱动力和车速的要求也在很大范围内变化。比如,汽车起步时车速不需要太高,但是需要较大的驱动力;而在高速路上行驶时,驱动力不需要太大,却需要较高的车速。汽车的这种需求特点就与发动机的转速-转矩特性相矛盾,变速器恰恰可以解决这个矛盾。随着生活水平的不断提高现在轿车已经进入了家庭,对于普通工薪阶级的老百姓来说,经济型轿车最为合适,手动变速器以其自身的性价比配套于经济型轿车厂家,而且经济适用型轿车的销量一直在车市名列前茅。(2)自动变速器(AT)自动变速器(AutomaticTransmission),利用行星齿轮机构进行变速,它能根据油门踏板程度和车速变化,自动地进行变速。而驾驶者只需操纵加速踏板控制车速即可。虽说自动变速汽车没有离合器,但自动变速器中有很多离合器,这些离合器能随车速变化而自动分离或合闭,从而达到自动变速的目的。(3)手动/自动变速器(AMT)此型车在其档位上设有“+”、“-”选择档位。在D档时,可自由变换降档(-)或加档(+),如同手动档一样。自动手动变速系统向人们提供两种驾驶方式为了驾驶乐趣使用手动档,而在交通拥挤时使用自动档,这样的变速方式对于我国的现状还是非常适合的。(4)无级变速器(CVT)当今汽车产业的发展十分迅速,用户对于汽车性能的要求是越来越高的。汽车变速器的发展也并不仅限于此,无级变速器便是人们追求的“最高境界”。无级变速系统不像手动变速器或自动变速器那样用齿轮变速,而是用两个滑轮和一个钢带来变速,其传动比可以随意变化,没有换档的突跳感觉。它能克服普通自动变速器“突然换档”、油门反应慢、油耗高等缺点。(5)双离合变速器(DCT)DCT结合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性,它是从传统的手动变速器演变而来,目前代表变速器的最高技术。双离合变速器(Dual Clutch Transmission) DCT有别于一般的自动变速器系统,它基于手动变速器而又不是自动变速器,除了拥有手动变速器的灵活性及自动变速器的舒适性外,还能提供无间断的动力输出。而传统的手动变速器使用一台离合器,当换挡时,驾驶员须踩下离合器踏板,使不同挡的齿轮做出啮合动作,而动力就在换挡期间出现间断,令输出表现有所断续。 针对中国变速器市场发展趋势,Global Insight的亚洲区技术分析师段诚武博士阐述了几点自己的见解: (1)在短期内,手动档变速器仍然占据主要份额,而自动档变速器将有更大的增长空间。(2)鉴于中国市场情况的复杂性,长期来看变速器不是单一式的发展趋势,没有哪一种形式变速器会成为最后的赢家。(3)在中国市场,从技术支持、目前的市场份额以及设备提供这几个方面来看AMT与LPG、AUTOE和汽油、CVTE和混合动力以及DCT和柴油都具有相似性。(4)从长远来看,中国本土的企业应该更加关注DCT这个产品,因为它将有非常好的前景。1.3变速器的设计要求(1)保证汽车具有高的动力性和经济性指标。在汽车整体设计时,根据汽车载重量、发动机参数及汽车使用要求,选择合理的变速器档数及传动比,来满足这一要求。(2)工作可靠,操纵轻便。在行车过程中,变速器不会有跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。随着汽车进入千家万户,操纵轻便、安全、驾车劳动强度低的要求日益显得重要,同步器和预选气动换档或自动、半自动换档等的技术的引入,可以解决上述需要。(3)体积小、重量轻。影响这一指标的主要参数是变速器的中心距。选用优质钢材,采用合理的热处理,设计合适的齿形,提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可以减小中心距。(4)传动效率高。为减小齿轮的啮合损失,应有直接档。提高零件的制造精度和安装质量,采用适当的润滑油都可以提高传动效率。(5)噪声小。选择合理的变位系数和采用斜齿轮传动,提高制造精度和安装刚性,可减小齿轮的噪声。1.4设计内容与思路1.4.1设计内容1、齿轮主要参数的选择设计与校核计算2、齿轮轴的设计与校核计算3、同步器的设计计算4、轴承的选择设计与校核计算1.4.2设计思路查阅变速器相关文献,理解变速器的结构组成与工作原理,先对变速器进行整体布置,包括整体的传动方案和倒档的布置。其次次变速器中的齿轮和轴进行设计计算,只要确定了齿轮和轴的尺寸就可以用CAD进行草图的绘制,在此基础上对同步器进行设计计算,进一步完善草图。对各个部分进行校核计算,查看其尺寸是否满足使用要求,如果不正确可以对其进行修改。着重分析同步器和操纵机构的工作原理,对其进行细化处理,并出一张的操纵机构图纸。当CAD二维图纸绘制完成后,用CATIA软件进行二维建模,并仿真运动,立体结构能更直观的把变速器呈现出来,也能把内部机构的配合看的更清楚。1.5本章小结本章对变速器的发展历史和未来的方向进行了初步了解,我还是对手动变速器的未来比较乐观,因为它满足绝大多数人对于汽车变速器的要求,因而它有巨大的市场保障。本章还明确了该设计的目的和意义,设计会严格按照目的去做,保证了不会偏离方向。此外关系到变速器的安全性和舒适性的设计要求史一定要严格遵循的,没有它们会影响到后期的生产;最后还对本次设计的设计内容和设计思路进行了展开,进一步明确了设计方案。第2章 变速器的整体结构方案设计2.1变速器传动机构的型式选择与结构分析有级式变速器是目前使用最广的一种。它采用齿轮传动,具有若干个定值传动比。按所用轮系型式不同,有轴线固定式变速器(普通变速器)和轴线旋转式变速器(行星齿轮变速器)两种。目前,轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有3-5个前进档和一个倒档,在重型货车用的组合式变速器中,则有更多档位。所谓变速器档数即指其前进档位数。无级式变速器其的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化,常见的有电力式和液力式(动液式)两种。电力式无级变速器的变速传动部件为直流串激电动机,除在无轨电车上应用外,在超重型自卸车传动系中也有广泛采用的趋势。动液式无级变速器的传动部件为液力变矩器。综合式变速器 是指由液力变矩器和齿轮式有级变速器组成的液力机械式变速器,其传动比可在最大值与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化,目前应用较多。2.1.1变速器传动方案的比较图2.3是三轴式五档变速器传动方案。它们的共同特点是:变速器第一轴和第二轴的轴线在同一直线上,经啮合套将它们连接得到直接档。使用直接档,变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载,发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出,此时变速器的传动效率高,可达90%以上,噪声低,齿轮和轴承的磨损减少因为直接档的利用率高于其它档位,因而提高了变速器的使用寿命;在其它前进档位工作时,变速器传递的动力需要经过设置在第一轴,中间轴和第二轴上的两对齿轮传递,因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离(中心距)不大的条件下,一档仍然有较大的传动比;档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,档位低的齿轮(一档)可以采用或不采用常啮合齿轮传动;多数传动方案中除一档以外的其他档位的换档机构,均采用同步器或啮合套换档,少数结构的一档也采用同步器或啮合套换档,还有各档同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。再除直接档以外的其他档位工作时,三轴式变速器的传动效率略有降低,这是它的缺点。在档数相同的条件下,各种三轴式变速器主要在常啮合齿轮对数,换档方式和倒档传动方案上有差别。图2.3a所示方案,除一,倒档用直齿滑动齿轮换档外,其余各档为常啮合齿轮传动。图2.3b、c、d所示方案的各前进档,均用常啮合齿轮传动; 图2.3d所示方案中的倒档和超速档安装在位于变速器后部的副箱体内,这样布置除可以提高轴的刚度,减少齿轮磨损和降低工作噪声外,还可以在不需要超速档的条件下,形成一个只有四个前进档的变速器。图2.3三轴式五档变速器传动方案以上各种方案中,凡采用常啮合齿轮传动的档位,其换档方式可以用同步器或啮合套来实现。同一变速器中,有的档位用同步器换档,有的档位用啮合套换档,那么一定是档位高的用同步器换档,档位低的用啮合套换档。变速器用图2.3c所示的多支承结构方案,能提高轴的刚度。这时,如用在轴平面上可分开的壳体,就能较好地解决轴和齿轮等零部件装配困难的问题。图2.3c所示方案的高档从动齿轮处于悬臂状态,同时一档和倒档齿轮布置在变速器壳体的中间跨距里,而中间档的同步器布置在中间轴上是这个方案的特点。本设计采用2.3b的布置方案。2.1.2倒档的布置方案常见的倒档结构方案有以下几种:图2.4a为常见的倒挡布置方案。在前进档的传动路线中,加入一个传动,使结构简单,但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。图2.4b所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮,因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。图2.4c所示方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理。图2.4d所示方案针对前者的缺点做了修改,经常在货车变速器中使用。图2.4e所示方案是将中间轴上的一、倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。图2.4f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮,换挡更为轻便。为了充分利用空间,缩短变速器轴向长度,有的货车倒挡传动采用图图2.4倒档结构方案图2.4g所示方案。其缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨叉轴,致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。综合考虑,本次设计采用图2.4f所示方案的倒档换档方式。2.2本章小结本章分析比较了变速器传动机构形式和结构,着重分析了动力布置形式和倒档形式。经过分析和与别的结构进行对比,明确了动力传递路线,可以更合理的布置各个档位的,选取了传动更加简单可靠的倒档布置方式,为后面的设计计算打下了基础。第3章 变速器主要参数的选择与齿轮设计本设计是根据 Polo 2011 款劲取1.6MT实酷版而开展的,设计中所采用的相关参数均来源于此种车型,如表3.1所示:表3.1Polo 2011 款劲取1.6MT实酷版参数汽车主要参数主减速比3.16最大扭矩155Nm/3750rpm最高时速188km/h最大功率77kw/5000rpm轮胎型号185/60R15发动机型号EA111整备质量1155Kg3.1变速器主要参数的选择3.1.1档位数和传动比为了降低油耗,提高燃油利用率,应该适当增加变速器的档数。目前,乘用车一般用4-5个档位的变速器。本次设计也将采用5个档位。选择最低档传动比时,应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。汽车爬陡坡时车速不高,空气阻力可忽略,则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 (3-1)则由最大爬坡度要求的变速器档传动比 (3-2)式中 m汽车总质量;g 重力加速度;max 道路最大阻力系数;rr 驱动轮的滚动半径;Temax 发动机最大转矩;i0主减速比; 汽车传动系的传动效率。根据驱动车轮与路面的附着条件求得的变速器I档传动比为: (3-3)式中 G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷; 路面的附着系数,计算时取=0.5-0.6。由已知条件:满载质量 1530kg;rr=286mm;=0.95;f=0.03。根据公式(3-3)可得:igI =3.48。超速档的的传动比: (3-4) 由已知条件:中间档的传动比理论上按公比为:的等比数列,实际上与理论上略有出入,因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些,另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。根据上式可得出:=1.4。故有:、(修正为1)。3.1.2中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响,所选的中心距、应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A,可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式进行初选。 (3-6)式中K A 中心距系数,对轿车取K A =8.99.3(取9.2);TI max 变速器处于一档时,输出轴的输出扭矩:TI max=Te max igI =517.8Nm故可得出初始中心距A=73.88mm。3.1.3齿轮模数齿轮模数选取的一般原则:(1)为了减少噪声应合理减小模数,同时增加齿宽;(2)为使质量小些,应该增加模数,同时减少齿宽; (3)从工艺方面考虑,各挡齿轮应该选用一种模数;(4)从强度方面考虑,各挡齿轮应有不同的模数。 对于轿车,减少工作噪声较为重要,因此模数应选得小些;对于货车,减小质量比减小噪声更重要,因此模数应选得大些。所选模数值应符合国家标准的规定。建议用下列各式选取齿轮模数,第一轴常啮合斜齿轮的法向模数mn (3-7)其中=155N.m,可得出mn=2.52。一档直齿轮及倒档齿轮的模数mmm (3-8)通过计算m=2.6。表3.2渐开线齿轮的标准模数m (摘自GB/T1357-1987)mm系列 标准模数第一系列1 1.25 1.5 2.0 2.5 3 4 5 6 8 10 第二系列1.75 2.25 2.75(3.25)3.5(3.75)4.5 5.5(6.5) 7 9 注:优先采用第一系列,括号内的模数尽可能不用由上可得: 3.1.4压力角、螺旋角和齿宽b压力角较小时,重合度大,传动平稳,噪声低;较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车,为加大重合度已降低噪声,取小些;对货车,为提高齿轮承载力,取大些。在本设计中变速器齿轮压力角取国家规定的标准压力角20。变速器斜齿轮螺旋角一般范围是。螺旋角增大使齿轮啮合的重合度系数增加、工作平稳、噪声降低,另外齿轮的强度也有所提高。但螺旋角太大,会使轴向力及轴承载荷过大。轿车变速器齿轮转速高,又要求噪声小,故螺旋角取较大值。还应该注意,在选取斜齿轮螺旋角的时候,应该使中间轴上的轴向力平衡。第一、二轴上的轴向力经轴承盖由壳体承受,因此,中间轴上全部齿轮的螺旋方向应该一律做成右旋,第一、二轴上的齿轮做成左旋。齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力,b加大,齿的承载能力增高。但试验表明,在齿宽增大到一定数值后,由于载荷分配不均匀,反而使齿轮的承载能力降低。所以,在保证齿轮的强度条件下,尽量选取较小的齿宽,以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽:直齿 b=(4.5-7.5)m,mm斜齿 b=(6.5-8.5),mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些,使接触线长度增加,接触应力降低,以提高传动的平稳性和齿轮寿命。已知: m=2.6得:常啮合齿轮齿宽取20mm,2、3、5、档齿轮齿宽取17.5mm,倒档和一档齿轮齿宽取13mm。(注:为了保证装配后的接触宽度b,通常取小齿轮的宽度b比大齿轮的宽度b大2-10mm。强度计算时b=)3.1.5齿轮的变位系数变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度,使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度,也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标,故采用得较多。变位齿轮的作用,即为什么要对标准齿轮进行变位。原因有三个:(1)一对啮合的标准齿轮,由于小齿轮齿根厚度薄,参与啮合的次数又较多,因此强度较低,容易损坏,影响了齿轮传动的承载能力。(2)标准齿轮中心距用a表示,若实际需要的中心距(用A表示)Aa,可以安装,却产生大的侧隙,重合度也降低,都影响了传动的平稳性。(3)若滚齿切制的标准齿轮(压力角为20度)齿数小于17,则会发生根切现象,影响实际使用。变位系数的选择原则 :(1)对于高档齿轮,应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。(2)对于低档齿轮,为提高小齿轮的齿根强度,应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数。 (3)总变位系数越小,齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动,噪声要小一些。为了降低噪声,对于变速器中除去一、二档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下,随着档位的降低,总变位系数应该逐档增大。一、二档和倒档齿轮,应该选用较大的值。 3.2各档传动比及其齿轮齿数的确定3.2.1确定一档齿轮的齿数已知一档动比: (3-9)为了确定Z9和Z10的齿数,先求其齿数和: (3-10)其中 A =73.88mm,m =3;故有。选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数,以减少因大、小齿轮的齿数间有公约数的机会,否则会引起齿面的不均匀磨损。则取=57。当轿车三轴式的变速器时,则可在1517范围内选择则,此处取=18,则可得出=39。上面根据初选的A及m计算出的可能不是整数,将其调整为整数后,中心距有了变化,这时应从及齿轮变位系数反过来计算中心距A,再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。这里修正为57,则根据式(3-10)反推出A=75mm。3.2.2确定常啮合齿轮副的齿数由式(3-8)求出常啮合齿轮的传动比 (3-11)由已知数据可得: 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等,且斜齿轮中心距 (3-12)由此可得: (3-13)根据已知数据可计算出:。联立方程式可得:=20、=33。可计算出一档实际传动比为,实际螺旋角=3.2.3确定其他档位的齿数二档传动比 (3-14) (3-15)故有: 联立方程式得:。按同样的方法可分别计算出:三档齿轮 ;五档齿轮。3.2.4确定倒档齿轮的齿数取Z=22,A= (3-16)得Z+Z=58,分配Z=17,Z=40,倒挡轴与中间轴的中心距=50.7mm为了防止干涉,11、12齿轮齿顶圆保持0.5mm以上间隙则有,d=90.6mm3.2.5确定齿轮轮齿尺寸齿顶高:,斜齿轮齿顶高为2.5mm,直齿轮齿顶高为2.6mm齿根高:,斜齿轮齿根高为3.1mm,直齿轮齿根高为3.25mm3.3本章小结本章主要对变速器齿轮的主要参数进行了设计计算,确定了齿轮的模数、齿数、压力角,斜齿轮的螺旋角等。齿轮参数的确定为图纸的绘制提供了数据。第4章 变速器齿轮强度计算与材料选择4.1齿轮的主要失效形式齿轮的主要失效形式有:轮齿折断、齿面磨损、齿面点蚀、和齿面胶合。如何减慢齿轮的失效速率则要关乎齿轮的强度计算与材料的选择。(1)轮齿折断 因为轮齿受力时齿根弯曲应力最大,而且有应力集中,因此,轮齿折断一般发生在齿根部分。 若轮齿单侧工作时,根部弯曲应力一侧为拉伸,另一侧为压缩,轮齿脱离啮合后,弯曲应力为零。因此,在载荷的多次重复作用下,弯曲应力超过弯曲持久极限时,齿根部分将产生疲劳裂纹。裂纹的逐渐扩展,最终将引起断齿,这种折断称为疲劳折断。 轮齿因短时过载或冲击过载而引起的突然折断,称为过载折断。用淬火钢或铸铁等脆性材料制成的齿轮,容易发生这种断齿。 (2)齿面磨损 齿面磨损主要是由于灰砂、硬屑粒等进入齿面间而引起的磨粒性磨损;其次是因齿面互相摩擦而产生的跑合性磨损。磨损后齿廓失去正确形状,使运转中产生冲击和噪声。磨粒性磨损在开式传动中是难以避免的。采用闭式传动,提高齿面光洁度和保持良好的润滑可以防止或减轻这种磨损。 (3)齿面点蚀 轮齿工作时,其工作表面产生的接触压应力由零增加到一最大值,即齿面接触应力是按脉动循环变化的。在过高的接触应力的多次重复作用下,齿面表层就会产生细微的疲劳裂纹,裂纹的蔓延扩展使齿面的金属微粒剥落下来而形成凹坑,即疲劳点蚀,继续发展以致轮齿啮合情况恶化而报废。实践表明,疲劳点蚀首先出现在齿根表面靠近节线处。齿面抗点蚀能力主要与齿面硬度有关,齿面硬度越高,抗点蚀能力也越强。 软齿面(HBS350)的闭式齿轮传动常因齿面点蚀而失效。在开式传动中,由于齿面磨损较快,点蚀还来不及出现或扩展即被磨掉,所以一般看不到点蚀现象。 可以通过对齿面接触疲劳强度的计算,以便采取措施以避免齿面的点蚀;也可以通过提高齿面硬度和光洁度,提高润滑油粘度并加入添加剂、减小动载荷等措施提高齿面接触强度。 (4)齿面胶合 在高速重载传动中,常因啮合温度升高而引起润滑失效,致使两齿面金属直接接触并相互粘联。当两齿面相对运动时,较软的齿面沿滑动方向被撕裂出现沟纹,这种现象称为胶合。在低速重载传动中,由于齿面间不易形成润滑油膜也可能产生胶合破坏。 提高齿面硬度和光洁度能增强抗胶合能力。低速传动采用粘度较大的润滑油;高速传动采用含抗胶合添加剂的润滑油,对于抗胶合也很有效。4.2齿轮的强度计算及材料接触应力与其他机械设备使用的变速器比较,不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外,汽车变速器齿轮所用的材料、热处理方法、加工方法、精度等级、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制造,采用剃齿或齿轮精加工,齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺,齿轮精度不低于7级。因此,比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮,同样、可以获得较为准确的结果。在这里所选择的齿轮材料为40Cr。4.2.1齿轮弯曲强度计算(1)直齿轮弯曲应力 (4-1)式中 弯曲应力(MPa);一档齿轮10的圆周力 (N) ;其中为计算载荷(Nmm),d为节圆直径。应力集中系数,可近似取1.65;摩擦力影响系数,主动齿轮取1.1,从动齿轮取0.9;b 齿宽(mm),t 端面齿距(mm);y 齿形系数,如图4.1所示。图4.1 齿形系数图当处于一档时,中间轴上的计算扭矩为: (4-2)可求得=139500N故由可以得出;再将所得出的数据代入式(4-1)可得当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩时,一档直齿轮的弯曲应力在400-850MPa之间。(2)斜齿轮弯曲应力 (4-3)式中 为重合度影响系数,取2.0;其他参数均与式(4-1)注释相同,选择齿形系数y时,按模数在图(4-1)中查得。二档齿轮圆周力: (4-4)根据斜齿轮参数计算公式可得出:=5370.1N齿轮8的齿数z=22,可查表(4-1)得:。故可求得: 同理可得:依据计算二档齿轮的方法可以得出其他档位齿轮的弯曲应力,其计算结果如下:三档: ; 五档: ; 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时,对常啮合齿轮和高档齿轮,许用应力在180-350MPa范围内。因此,上述对直齿轮和斜齿轮的计算结果均符合弯曲强度要求。4.2.2齿轮材料接触应力 齿轮接触应力 (4-5)式中齿轮的接触应力(MPa);F 齿面上的法向力(N),; 圆周力在(N);节点处的压力角();齿轮螺旋角();E 齿轮材料的弹性模量(MPa),查资料可取;B 齿轮接触的实际宽度;主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm);直齿轮: (4-6) (4-7)斜齿轮: (4-8) (4-9)其中,分别为主从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触应力见表4.1:表4.1变速器齿轮许用接触应力齿轮渗碳齿轮/MPa液体碳氮共渗齿轮/MPa一档和倒档1900-2000950-1000常啮合齿轮和高档1300-1400650-700通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下:一档:=1849MPa;二档:=1206.4MPa;三档:=1191.5MPa五档:=1239.7MPa对照上表4.1可知,所设计变速器齿轮的接触应力基本符合要求。4.3本章小结本章分析了齿轮的主要失效形式,并对所设计的齿轮进行了强度和接触应力的计算,通过计算可以发现齿轮是否符合设计要求,是否能够保证使用要求。因此齿轮的校核计算时非常关键的一步,因为它是检测之前选取和计算正确与否,防止更多错误的产生。第5章 变速器轴的设计与校核5.1变速器轴的结构和尺寸5.1.1轴的结构第一轴通常和齿轮做成一体,前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上,其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力,轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定,而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴如图5.1所示:图5.1 变速器第一轴中间轴分为旋转轴式和固定轴式。本设计采用的是旋转轴式传动方案。由于一档和倒档齿轮较小,通常和中间轴做成一体,而高档齿轮则分别用键固定在轴上,以便齿轮磨损后更换。5.1.2轴的尺寸变速器轴的确定和尺寸,主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和装配工艺要求而定。在草图设计时,由齿轮、换档部件的工作位置和尺寸可初步确定轴的长度。而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定,也可由下列经验第一轴和中间轴: (5-1)第二轴: (5-2)式中发动机的最大扭矩,Nm为保证设计的合理性,轴的强度与刚度应有一定的协调关系。因此,轴的直径d与轴的长度L的关系可按下式选取:第一轴和中间轴:d/L=0.160.18;第二轴:d/L=0.180.21。5.2轴的校核由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸,一般来说强度是足够的,仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速器来说,在设计的过程中,轴的强度和刚度都留有一定的余量,所以,在进行校核时只需要校核一档处即可;因为车辆在行进的过程中,一档所传动的扭矩最大,即轴所承受的扭矩也最大。由于第二轴结构比较复杂,故作为重点的校核对象。下面对第一轴和第二轴进行校核。5.2.1第一轴的强度与刚度校核因为第一轴在运转的过程中,所受的弯矩很小,可以忽略,可以认为其只受扭矩。此中情况下,轴的扭矩强度条件公式为: (5-3)式中 扭转切应力,MPa;T 轴所受的扭矩,Nmm;轴的抗扭截面系数,;P 轴传递的功率,kw;d 计算截面处轴的直径,mm; 许用扭转切应力,MPa。其中P =77kw,n =5000r/min,d =30mm;代入上式得:由查表可知=55MPa,故,符合强度要求。轴的扭转变形用每米长的扭转角来表示。其计算公式为: (5-4)式中 T 轴所受的扭矩,Nmm;G 轴的材料的剪切弹性模量,MPa,对于钢材,G =8.1MPa;轴截面的极惯性矩,;将已知数据代入上式可得: 对于一般传动轴可取=0.51.5m;故也符合刚度要求。5.2.2第二轴的强度与刚度校核(1)轴的强度校核计算用的齿轮啮合的圆周力、径向力及轴向力可按下式求出: (5-5) (5-6) (5-7) 式中 至计算齿轮的传动比,此处为一档传动比3.48;d 计算齿轮的节圆直径为101.4mm; 节点处的压力角为20; 螺旋角为30; 发动机最大转矩为155000Nmm。代入上式可得: ; ; 。 危险截面的受力图为: 图5.3 危险截面受力分析水平面:(160+83)=83 ,可得出=1527.2N;水平面内所受力矩: 垂直面: (5-8)可求出 =5723.6N垂直面所受力矩:。该轴所受扭矩为:。故危险截面所受的合成弯矩为: (5-9)得M=则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力(MPa): (5-10)将代入上式可得:,在低档工作时=400MPa,因此有: ,符合要求。(2)轴的刚度校核第二轴在垂直面内的挠度和在水平面内的挠度可分别按下式计算: (5-11) (5-12) 式中 齿轮齿宽中间平面上的径向力(N),这里等于;齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N),这里等于;E 弹性模量(MPa),(MPa);I 惯性矩(),d为轴的直径();a、b 为齿轮坐上的作用力距支座A、B的距离();L 支座之间的距离()。将数值代入式(5-11)和(5-12)得:, 。 故轴的全挠度为,符合刚度要求。5.3本章小结本章对变速器的轴进行了设计计算,第一轴通常和齿轮做成一体,中间轴选用旋转式的,而且低档位齿轮和轴做成一体,高档齿轮用键与轴连接传递扭矩;第二比较复杂,上面有矩形花键。对选取和设计好的轴进行了校核计算,满足实际使用要求。第6章 变速器同步器与操纵机构的设计6.1同步器设计在前面已经说明,本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器,其结构如下图6.1所示:图6.1 锁环式同步器1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环(同步环) 5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套6.1.1同步器的工作原理如图6.2,此类同步器的工作原理是:换档时,沿轴向作用在啮合套上的换档力,推啮合套并带动定位销和锁环移动,直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后,因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差,致使在锥面上作用有摩擦力矩,它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度,并滑块予以定位。接下来,啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触(图6.2b),使啮合套的移动受阻,同步器在锁止状态,换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上,并使摩擦力矩增大,与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近,在角速度相等的瞬间,同步过程结束,完成换档过程的第二阶段工作。之后,摩擦力矩随之消失,而拨环力矩使锁环回位,两锁止面分开,同步器解除锁止状态,接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合(图6-2d),完成同步换档。图6.2 锁环同步器工作原理6.1.2同步环主要参数的确定(1)同步环锥面上的螺纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些,则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强,使磨损加快。试验还证明:螺纹的齿顶宽对摩擦因数的影响很大,摩擦因数随齿顶的磨损而降低,换挡费力,故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大些,可使被刮下来的油存于螺纹之间的间隙中,但螺距增大又会使接触面减少,增加磨损速度。图6.3a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车;图6.3b则适用于重型汽车。通常轴向泄油槽为612个,槽宽34mm。图6.3 同步器螺纹槽形式(2)锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小,摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象,避免自锁的条件是tan。一般=68。=6时,摩擦力矩较大,但在锥面的表面粗糙度控制不严时,则有粘着和咬住的倾向;在=时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取7。(3)摩擦锥面平均半径R R设计得越大,则摩擦力矩越大。R往往受结构限制,包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制,以及R取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束,故不能取大。原则上是在可能的条件下,尽可能将R取大些。本次设计中采用的R为5060mm。(4)锥面工作长度b (6-1)设计中考虑到降低成本取相同的b取5mm。(5)同步环径向厚度与摩擦锥面平均半径一样,同步环的径向厚度要受机构布置上的限制,包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制,不宜取很厚,但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。轿车同步环厚度比货车小些,应选用锻件或精密锻造工艺加工制成,可提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。段造时选用锰黄铜等材料。有的变速器用高强度,高耐磨性的钢配合的摩擦副,即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼(厚约0.30.5mm),使其摩擦因数在钢与铜合金摩擦副范围内,而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体的锥空表面喷上厚0.070.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的23倍。以钢质为基体的同步环不仅可以节约铜,还可以提高同步环的强度。本设计中同步器径向宽度取10.5mm。(6)锁止角锁止角选取的正确,可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素,主要有摩擦因数、擦锥面的平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在2646范围内变化。本次设计锁止角取。(7)同步时间t同步器工作时,要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸,转动惯量对同步时间有影响以外,变速器输入轴,输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力,均对同步时间有影响。轴向力大,同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关,不同车型要
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