乘用车二轴式五档变速器总成设计【含CAD图纸、说明书】
译文外文翻译题 目 乘用车二轴式五档变速器总成设计学 院 专 业 学 生 学 号 指导教师 汽车变速器的振动特性H. W. LEE, S. H. PARK1, M. W. PARK和 N. G. PARK (2008年8月1日编辑; 2009年1月5日修订)摘要:考虑到传动轴,传动轴承和轮齿的灵活性以及齿轮传动转子的陀螺效应,汽车变速器的数学模型已经发展得很成熟了。变速器内部的横向,扭转和轴向的运动是由于斜齿轮传动而耦合的。作用在汽车变速器上的激励力被分类成第一、第二和第三等级,这种分级的基础是由摄动法所确定的激励力的大小。产生这种激励力的原因是由于齿轮之间大量的不平衡,轴的位置偏差,轴承之间的间隙和非线性形变,传动误差和齿轮啮合刚度的周期性变化。在装载条件下的台架试验是以三档汽车变速器而进行的。振动特性的测试结果会与那些由理论分析所得出的结果进行对比。当对比结果的误差控制在3.3%之内时即对比之后的结果具有良好的一致性。关键词:汽车变速器,传动误差,临界转速,摄动法,装载条件下的台架试验,斜齿轮传动,振动学1. 介绍最近,消费者通过关注性能和质量两者上来选择喜欢的汽车。消费者会特别地寻找提高转向系统的操纵性,舒适性,安全性,动力性能,稳定性和汽车的燃油经济性的汽车。变速器是汽车的主要部件,有待于发展满足大容量,高性能,小型化和低噪声的更严格的要求。汽车变速器包括传动轴,斜齿轮,轴承,齿轮转子系统,壳体等。Lim 和Singh通过考虑固定和壳体来着手做汽车变速器的模态分析。通过改变壳体的结构和传动轴的布局,Rondo(1990)设计了一个产生较少齿轮传动噪声的汽车变速器。本田在1990年对齿轮转动链中轴向振动的模态特性进行了研究。当直齿圆柱齿轮中的弯曲效应和扭转效应偶合在一起时,Linda等人(1985)发现了外变速器系统的动力特性不同于当系统被看作成一个简单的、非偶合的系统时所得出的结果。Schwibinger 和 Nordmann (1988)发现这种在直齿圆柱齿轮中弯曲和扭矩的耦合效应影响了齿轮轴系统的稳定性。Choy等人(1990)研发了能使弯曲效应和扭矩效应偶合在一起的动态模型,这个动态模型是一种三档直齿齿轮转子系统状态,而这个系统状态是因为质量不平衡而被迫形成的;然后他又计算了瞬态响应和稳态响应。Choy 和 Ruan (1993)建立了一个带有单速直齿齿轮副的减速齿轮箱的模型。他对齿轮-转子-轴承系统的部分和壳体部分分别使用了传递矩阵法和有限元分析法,然后他将结果与由振动光谱的实验数据所得出的结果进行了比较。Kahraman等人(1992)通过考虑到弯曲振动和扭转振动的耦合效应从而得出了单速齿轮链的临界转速,并且他们还利用有限元分析法解决了质量不平衡的强迫响应和传动误差的问题。Kahraman(1994)按强迫效应计算了具有三档斜齿齿轮减速器的变速器的稳态误差。本田等公司(1990)研发了一个轻巧的,单速的,直齿齿轮传动链去研究齿轮轴的振动效应和比较实验数据和噪声等级中的理论数据。通过考虑到汽车变速器中轮廓的制造误差和轮齿的弹性形变,Lee 等人(2007)制定了齿廓修正曲线,他对由变速器中的误差引起的激励进行了计算响应和测量响应的对比分析;他的目的在于检验对于汽车变速器的适用性。本论文主要探究了一个数字模型,这个数字模型是用来分析由多层螺旋系统组成的汽车变速器的振动特性的。该模型的轴和轴承具有灵活性,陀螺效应和力偶,此力偶起因于齿轮由于传动时引起的的横向,扭转,轴向的运动。作用在汽车变速器上的激励力被划分成第一,第二,第三等级,这种分级的依据是由摄动法所决定的激励力的大小。产生这种激励力的原因是齿轮之间大量的不平衡,轴的位置偏差,轴承之间的间隙和非线性形变,传动误差和齿轮啮合刚度的周期性变化。在装载条件下的台架试验是在三档汽车变速器的情况下进行的。然后这个实验得出的结果将会与振动特性分析得出的结果进行比较。2. 汽车变速器的数字模型前置后驱类型的汽车的手动变速器的数字模型如示图1所示,这个模型包括74个轴元素,3个盘形元素,13个齿轮元素,7个斜齿轮轮齿副和13个轴承元素。在示图3中,字母S,G,B,P和D分别表示转动轴,齿轮,轴承,斜齿齿轮副和圆盘。另外,S1,S2,S3和S4分别地表示输入齿轮轴,输出齿轮轴,反转齿轮轴和倒挡惰轮轴。同样,G1,G2,G3,G4,G5,G6分别表示的是第四档齿轮,第三档齿轮,第二档齿轮,第五档齿轮,G7-G12表示的是副轴齿轮,G13表示的是倒挡惰轮。P1,P2,P3,P4和 P5分别表示的是第四档,第一档,第二档,第三档和第五档齿轮副。P6表示的是G11和G13的倒档齿轮副,同时,P7表示的是G5和G11的倒档齿轮副。D1表示的是三档和四档的同步器齿套,D2表示的是一档和二档的同步器齿套,D3表示的是五档和倒车档的同步器齿套。同样,B1, B2, B3和B6表示的是球轴承。B4和B5表示的是圆柱滚子轴承,B7-B13表示的是滚针轴承。 第一档,第二档和第三档的变速器的输出路径分别是 S1-G1-G7-G10-G4-D2-S2,S1-G1-G7-G9-G3-D2-S2和 S1-G1-G7-G8-G2-D1-S2。此外,第四档,第五档和倒档变速器的输出路径分是S1-G1-D1-S2, S1-G1-G7-G12-G6-D3-S2和S1-G1-G7-G11-G13-G5-D3-S2。图1:前置后驱汽车手动变速器的数字模型2.1.汽车变速器系统的运动方程式 汽车变速器的齿轮转子系统由斜齿齿轮传动链,轴,转子和轴承组成。这个模型考虑到了轴和轴承的灵活性,陀螺效应和由横向和扭转运动产生的力偶,这些运动是由齿轮传动引起的。齿轮啮合刚度会考虑到有关啮合轮齿的弹性形变。关于转子,因为它是刚体,所以要考虑陀螺效应。将轴承看作是线性弹簧并且将旋转轴看作是欧拉梁;并且这个模型将弹性效应和分布质量的动量效应两者都考虑在内了。汽车变速器系统的数字模型是通过装配变速器中的各种部件用子结构综合法而研发的。汽车变速器的运动方程式基于这个模型可以写成如下形式:M w + G w + Kw = 0 ( 1 )在方程式(2)中,广义位移w包括三个位移矢量: x,y和相当于横向矢量()和旋转扭矩()矢量如下所示: w = ( 2 ) 如方程式(1)中所示的运动方程式包含了转动惯量 M,回转力G和刚度K。 以有限元模块化原理为基础,我们考虑了汽车变速器的单个部件的作用。因此,我们为齿轮转子结构的每个部分建立了振动子模型。(如图2)(1) 就旋转轴而言,节点被指定在轴直径经常变化的位置。(示图2a)(2) 就磨盘而言,节点被指定在在中心点。(3) 就磨盘所安装在的轴而言,在磨盘上的轴直径是磨盘厚度的一半来延长的。(Krmer, 1993)(4) 就配合于壳体的轴承所在的轴而言,节点被指定在轴承的中心点。(示图2d)(5) 就中间齿轮和滚针轴承所附加在的轴上而言,并列的两个节点被分别指定在齿轮和滚针轴承的中心点。(示图2e)示图2.汽车变速器的模块化方法2.2振动模型的组件2.2.1.齿轮链的振动模型汽车变速器是由一个非常复杂的多层螺旋齿轮系统组成的。轮齿接触部位的振动建模过程如下所示。(1) 通过考虑到啮合轮齿的弹性形变来计算等效啮合刚度。(2) 忽略了遍布在啮合轮齿表面的分布式输出压力的摩擦部分;通过平均耦合力和在齿轮啮合节点上的平均集中应力可以确定分布力。忽略了耦合力,只考虑齿面上的齿向修缘,我们就能够把啮合轮齿的传动力界定为齿轮啮合节点的平均集中应力,如图3所示。(3) 只考虑一个齿轮轮齿的弹性形变,不考虑所有齿轮主体的弹性形变。(4) 如图4所示,将啮合轮齿分解成两个单独的,压缩的,线性的弹簧P-G1和P-G2。在这里,弹簧的导程是与轮齿接触线垂直的。示图3.斜齿齿轮副的模型示图4.斜齿齿轮副的模型( 5 ) 等效弹簧系数K1和K2可以通过Choi (1987)曾经所用的方法来计算,这个方法是将齿轮轮齿看作是悬梁臂时的弯曲形变和剪切形变。此方法是从赫兹接触理论得到了齿轮接触变形。斜齿齿轮副的数学模型如图5所示。设驱动齿轮的中心点为坐标的原点,径向水平方向为x轴,刚性转动方向为z轴。齿面接触力的方向矢量定义如下: (3)在方程式(3)中,指的是基圆的螺旋角,指的是主动齿轮和从动齿轮的中心夹角。主动齿轮的旋转方向是如图5所示的逆时针方向,作用线的转角表示为:在上面的表达式中,表示的是横向运转压力角。斜齿轮齿的势能推导式为 (4) 示图5.斜齿齿轮副的数学模型图解在方程式(4)中表示的是比例矩阵,是从齿轮中心与齿面接触位移之间的的刚体运动来进行相关线性计算的。齿轮副的轮齿刚度系数是通过Park (1987)研发的程序计算的。两个节点间的刚度矩阵可以通过方程式(4)来计算。假设这是一个集总参数系统。此方程式则是通过关于在两个啮合齿轮之间的中心的广义位移矢量来描述势能的。10 开题报告开题报告题 目 乘用车二轴式五档变速器总成设计学 院 专 业 学 生 学 号 指导教师 一、选题目的的理论价值和现实意义随着经济和科学技术的不断的发展,汽车工业也渐渐成为我国支柱产业, 如何设计出经济实惠,工作可靠,性能优良,且符合中国国情的汽车已经是当前汽车设计者的紧迫问题。汽车变速器是传动系统中主要总成之一,也是汽车设计的一个重要环节, 变速器是汽车传动系统中关键的零部件,它用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,目的是在原地起步,爬坡,转弯,加速等各种行驶工况下使汽车获得不同的牵引力和速度,同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡,可在启动发动机、汽车滑行或停车使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有倒档,是汽车获得倒退行驶能力。需要时,变速器还有动力输出功能。由于变速器在汽车的运行中扮演着非常重要的角色。所以很多汽车常见的故障也来源于此。而技术先进的变速箱不仅能够降低汽车的故障而且还能够降低动力损失,减少燃油消耗。正因为如此,现在不少的客车用户在选择车辆的时候,变速箱都是一项重要的指标。 目前在汽车上使用的变速箱大致可以分为两类:手动变速箱和自动变速箱。其中,自动变速箱由于驾驶员操作简便,从而装备这种变速箱的车辆能够大大提高驾乘舒适性。但是自动变速箱的结构比较复杂,对技术要求和制造工艺都有较高的要求,而且造价和使用维修费用昂贵。而对于手动档来说,其优点主要有:1.结构简单,制造成本低;2.易于安装,维修方便;3.传动效率高,经济节油,能延长车辆的使用寿命。短期内,自动档变速器的市场是十分乐观的。但同时手动档变速器的节能型,经济性以及驾驶娱乐性也决定了其不可替代性。手动档变速器仍然占据主要份额。所以对于手动变速器的研究和设计依然十分重要。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置,因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%10%。本课题设计的就是与前置前驱配用的变速器是二轴式变速器,其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。二、本课题在国内外的研究现状 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。MT的节能效果最好经济性娱乐性强,但对驾驶技术要求高;AT操作简单、舒适性好、元器件可靠性高;AMT具备前两者的优点,但换挡时会有短暂的中断,舒适性差一些;CVT结构简单、效率高、功率大、车速变化平稳。但它无法承受较大的载荷;DCT具有良好的燃油经济性和舒适性,目前代表变速器的最高技术。变速器作为传递动力和改变车速的重要装置,国外对其操纵的方便性和档位等方面的要求越来越高。目前对4档特别是5档变速器的应用有日渐增多的趋势,同时,6档变速器的装车率也在上升。中国汽车变速器市场正处于高速发展期。2010年,中国汽车行业的快速发展带动了中国汽车变速器市场规模迅速扩大。2010年中国汽车变速器需求量超过1800万台,增长速度高达32.5%。中国汽车变速器市场正处于快速发展变化的时期一方面国内汽车市场巨大的潜力为变速器行业提供了增长空间另一方面,自动变速器技术的快速发展,给国内汽车变速器市场带来了新的发展机遇自动变速器的需求比例不断提高。 在乘用车领域,目前有能力生产轿车自动变速器的国内企业仅有吉利、奇瑞等少数几家,一些合资10多年的企业,还在使用进口自动变速器。自主品牌轿车自动变速器市场占有率不到10%在商用车手动变速器领域,国产品牌已占主导地位其中重型汽车变速器几乎由陕西法士特齿轮有限责任公司、綦江齿轮传动有限公司、山西大同齿轮集团有限责任公司、一汽哈尔滨变速器厂等几家包揽在但技术含量更高的自动变速器市场却是依然进口产品的天下。与此同时,国际自动变速器巨头已经完成了其在中国的战略布局只卖产品、不卖核心技术的手段使中国自动变速器对外资依赖性日益加强,年进口额已达100亿元左右随着这种局面的加剧,预计未来3-5年行业洗牌和市场整合正在来临。在短期内,手动变速器仍然占据主要份额,而自动变速器将有更大的增长空间,在中国市场上长期来看变速器不是单一式的发展趋势,从长远来看,中国本土上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。 三、主要研究内容汽车变速器是传动系统中主要总成之一,也是汽车设计的一个重要环节,由于发动机前置前驱没有纵贯车身前后的传动轴,车身底板高度可降低,汽车高速行驶时稳定性提高,并且车内空间较大。因整个传动系都在车头,因而其操纵机构比较简单,制造和维修成本也相对较低。因此前置前驱方式已广泛在普通轿车及部分微、轻型上使用。与前置前驱配用的变速器是二轴式变速器,汽车变速器设计是车辆工程专业本科学生必须掌握的专业知识之一,本设计根据给定的设计任务要求。1 确定两轴式变速器传动方案,设计变速器及同步器:(1)变速器的概述及其方案的确定变速器的功用和要求;变速器结构方案的确定;变速器主要零件结构的方案分析。(2) 变速器主要参数的选择与主要零件的设计变速器主要参数的选择(档数和传动比、中心距、轴向尺寸、齿轮参数);各档传动比及其齿轮齿数的确定;齿轮变位系数的选择。(3) 变速器齿轮的强度计算与材料的选择齿轮的损坏原因及形式;齿轮的强度计算与校核。(4) 变速器轴的强度计算与校核变速器轴的结构和尺寸; 轴的校核.。(5)变速器同步器的设计及操纵机构同步器的结构;同步环主要参数的确定;变速器的操纵机构。(6)变速器箱体设计箱体材料与毛坯种类;箱体主要结构尺寸与计算。2 拟解决的主要问题:(1)完成变速器的结构分析与型式选择;(2)计算变速器的基本参数,完成变速器齿轮的设计计算; (3)完成变速器轴与轴承的结构形式选择、强度校核计算; (4)完成同步器的结构型式选择; (5)绘制总装配图及零件图。 四、研究方法与实施方案汽车在行驶过程中,变速器不应有自动跳荡、乱档、换挡冲击等现象的发生,为减轻驾驶员的疲劳强度,提高行驶安全性,操纵轻便的要求日益显得重要,这可通过采用同步器和预选气动换挡或自动、半自动来实现。 变速器的中心距影响变速器的重量和体积,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。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。 两轴式变速器的第二轴(即输出轴)与主减速器主动齿轮做成一体,档发动机纵置时,主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮;当发动机横置时则可用圆柱齿轮,从而简化了制造工艺,降低了成本,除倒档常用滑动齿轮(直齿圆柱齿轮)外,其他档均采用常啮合斜齿传动;低档的同步器多装在第二轴上,这是因为一档的主动齿轮尺寸小,装同步器有困难;而高档的同步器也可以装在第一轴的后端。两轴式变速器没有直接挡,因此在高挡工作时,齿轮和轴承均承载受力,因而噪声比较大,也增加了磨损,另外,低挡传动比的上限也收到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同事增大主减速比来取消,贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求,遵守有关表针和法规。 参考文献 郝京顺,汽车变速器的发展 J,知识讲座,2000(6) 王望予,汽车设计M,北京:机械工业出版社出版,2004。 陈家瑞,汽车构造M,北京:机械工业出版社出版,2005。 濮良贵.纪名刚.机械设计 第七版M,北京:高等教育出版社出版 2001 余志生,汽车理论M,北京:机械工业出版社出版,2005。 吴修义,机械变速器系列化及与车辆的匹配J,现代零部件,2005(1) 张洪欣,变速器优化设计J,哈尔滨工业大学出版社,2003 浙江交通学校,汽车构造教学图册M,北京:人民交通出版社出版,19929 鲁民巧,汽车构造M,北京:机械工业出版社出版,200310 陈文才汽车变速器可靠性设计研究J. 煤炭技术,2010,(9). 12 刘博军变速器设计.长春汽车研究所.1998: 102152 13 刘惟信.汽车设计M.北京:清华大学出版社,200114 高延龄.汽车运用工程M.第二版.北京:人民交通出版社,2001 6 设计说明书题 目 乘用车二轴式五档变速器总成设计 专 业 班 级 学 生 指导教师 摘 要变速器是汽车传动系中最主要的部件之一。它的功用是改变传动比,扩大驱动轮转矩和转速的变化范围,以适应经常变化的行驶条件如起步、加速、上坡等,同时使发动机在有利的工况下工作;在发动机旋转方向不变的前提下,使汽车能倒退行驶。利用空档来中断动力传递,以使发动机能够起动、怠速,并便于发动机换档或进行动力输出。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置,因为这种布置使汽车的动力传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量减轻。二轴式变速器则方便于这种布置,而且使传动系的结构简单。采用二轴式变速器有两个突出优点:一是二轴式变速器具有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置等优点;二是其传动效率高同时噪声也低。根据设计任务要求,本设计一台用于乘用车上的手动变速器。该变速器设有五个前进档(包括一个超速档五档)和一个倒档,并通过锁环式同步器来实现换档。根据已知设计参数,确定了二轴式五档变速器设计方案,确定了变速器主要设计参数,并设计分配了变速器的各档齿轮齿数、螺旋角,压力角等主要参数。简单设计了操纵机构,同步器结构。另外,针对齿轮作用力的不同,在不同的轴上选择合适的轴承。利用软件AUTCAD完成变速器总成图、第一轴、第二轴、各个档齿轮及同步器的设计。 关键词: 汽车工程,变速器,设计,手动,齿轮,传动比ABSTRACTGearbox is the one main component of the vehicle transmission. Its function is: Changing gear ratio, expanding the torque of the driving wheel and the range of the rotational speed, to adapt the travel condition which frequently changes, like start, acceleration, climbing and so on, simultaneously causes the engine to work under the advantageous operating mode; Under the premise of the invariable rotation, enables the automobile to travel back; Using neutral, severances the power transmission, to make the engine start, idle, and is advantageous for the engine to shift gears or to carry on the dynamic output. Car usually is the Front Engine Front Drive,because this arrangement plan makes the power train compact, control function good and weight light. Double shaft type transmission is suitable for this arrangement and makes the power train simple. Using the double shaft type gearbox has two prominent merits: firstly, the biaxial-type transmission has the advantage of simple structure,small boundary dimension and easy arrangement; Secondly, it also has high transmission efficiency and low noise. According to the design task requirement,the paper design a manual transmission used in the Passenger Car, This gearbox has five (including over drivefifth gear) and a reverse gear, and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears. According to the known design parameters, I determined the design solution of double shaft type fifth speed gearbox and the main technical parameters of the transmission,I also designed and assigned the gearboxs each gear teeth qty, spiral angle, pressure angle and so on. The control mechanism and synchronizer were simply designed. In addition, based on the different gear forces, I chose the appropriate bearing in different axis. And I used of software AUTCAD to complete transmission assembly diagram, the first and second shaft axis, each block gear and synchronizer design.KEY WORDS: automotive engineering, transmission, design, manual, gear, gear ratio II 目 录摘要.IABSTRACT.II第一章 绪 论.11.1 本次设计题目的基本内容.11.2 变速器的种类及其发展.11.2.1手动变速器(MT).21.2.2自动变速器(AT).2 1.2.3手动/自动变速器(AMT).2 1.2.4无级变速器(CVT).3 1.3变速器设计的基本要求.31.4两轴式变速器的特点及其传动方案.4第二章 变速器主要参数的选择与计算.72.1变速器的原始数据.72.2变速器主要参数的选择.72.2.1档数.72.2.2初选传动比.8 2.2.3初算中心距A.8第三章 变速器齿轮的设计计算.103.1齿轮初步参数. 103.1.1模数. .103.1.2压力角 .10 3.1.3螺旋角.103.1.4齿宽b.103.2各档齿轮齿数的分配.113.2.1齿轮齿数的确定.113.2.2对中心距进行修正. .12 3.2.3修正螺旋角.123.2.4确定倒档齿轮齿数. . .123.3确定齿轮参数.13第四章 齿轮的校核.184.1 齿轮的损坏形式.184.2齿轮材料及加工方法.184.3 计算各轴转矩.184.4齿轮弯曲强度计算.194.5齿轮接触应力计算.214.6齿轮的受力分析.24第五章 轴的设计计算及校核255.1 轴的工艺要求.255.2 初选轴的直径.255.3轴的强度验算.255.3.1轴的刚度计算.255.3.2轴的强度计算. .29第六章 轴承校核.316.1初选轴承型号.,.31 6.2计算轴承的寿命.31第七章 同步器的设计.327.1同步器的结构类型.327.2 惯性同步器的工作原理.337.3惯性锁环式同步器的主要结构参数.337.3.1摩擦锥面的半锥角和摩擦系数f.337.3.2摩擦锥面的平均半径R和同步锥环的径向厚度W.347.3.3摩擦锥面的工作面宽b.347.3.4锁止角. .347.3.5同步时间t与轴向推力F.347.4同步器摩擦副的材料.35第八章 操纵机构的设计.368.1操纵机构.368.2锁止机构.368.2.1互锁装置.36 8.2.2倒档锁止装置.37致谢.38参考文献.39 41第一章 绪 论1.1 本次设计课题的基本内容汽车变速器是传动系统中主要总成之一,也是汽车设计的一个重要环节,由于发动机前置前驱没有纵贯车身前后的传动轴,车身底板高度可降低,汽车高速行驶时稳定性提高,并且车内空间较大。因整个传动系都在车头,因而其操纵机构比较简单,制造和维修成本也相对较低。因此前置前驱方式已广泛在普通轿车及部分微、轻型上使用。与前置前驱配用的变速器是二轴式变速器,汽车变速器设计是车辆工程专业本科学生必须掌握的专业知识之一,本设计根据给定的设计任务要求,确定两轴式变速器传动方案,设计变速器及同步器。1.2 变速器的种类及其发展从现在市场上不同车型所配置的变速器来看,主要分为:手动变速器(MT)、自动变速器(AT)、手动/自动变速器(AMT)、无级变速器(CVT)。1.2.1手动变速器(MT)手动变速器(Manual Transmission)采用齿轮组,每档的齿轮组的齿数是固定的,所以各档的变速比是个定值(也就是所谓的“级” )。比如,一档变速比是3.85,二档是2.55,再到五档的0.75,这些数字再乘上主减速比就是总的传动比,总共只有5个值(即有5级),所以说它是有级变速器。曾有人断言,繁琐的驾驶操作等缺点,阻碍了汽车高速发展的步伐,手动变速器会在不久“下课”,从事物发展的角度来说,这话确实有道理。但是从目前市场的需求和适用角度来看,手动变速器不会过早的离开。首先,从商用车的特性上来说,手动变速器的功用是其他变速器所不能替代的。以卡车为例,卡车用来运输,通常要装载数吨的货品,面对如此高的“压力”,除了发动机需要强劲的动力之外,还需要变速器的全力协助。我们都知道一档有“劲”,这样在起步的时候有足够的牵引力量将车带动。特别是面对爬坡路段,它的特点显露的非常明显。而对于其他新型的变速器,虽然具有操作简便等特性,但这些特点尚不具备。其次,对于老司机和大部分男士司机来说,他们的最爱还是手动变速器。从我国的具体情况来看,手动变速器几乎贯穿了整个中国的汽车发展历史,资历较深的司机都是“手动”驾车的,他们对手动变速器的认识程度是非常深刻的,如果让他们改变常规的做法,这是不现实的。虽然自动变速器以及无级变速器已非常的普遍,但是大多数年轻的司机还是崇尚手动,尤其是喜欢超车时手动变速带来的那种快感,所以一些中高档的汽车(尤其是轿车)也不敢轻易放弃手动变速器。另外,现在在我国的汽车驾驶学校中,教练车都是手动变速器的,除了经济适用之外,关键是能够让学员打好扎实的基本功以及锻炼驾驶协调性。第三,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。例如,夏利、奇瑞、吉利等国内厂家的经济型轿车都是手动变速的车,它们的各款车型基本上都是5档手动变速。1.2.2自动变速器(AT)自动变速器(Automatic Transmission),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。在中档车的市场上,自动变速器有着一片自己的天空。使用此类车型的用户希望在驾驶汽车的时候为了简便操作、降低驾驶疲劳,尽可能的享受高速驾驶时快乐的感觉。在高速公路上,这是个体现地非常完美。而且,以北京市来说,现在的交通状况不好,堵车是经常的事情,有时要不停地起步停步数次,司机如果使用手动档,则会反复地挂档摘档,操作十分烦琐,尤其对于新手来说更是苦不堪言。使用自动档,就不会这样麻烦了。在市场上,此类汽车销售状况还是不错的,尤其是对于女性朋友比较适合,通常女性朋友驾车时力求便捷。而我国要普及这种车型,关键要解决的是路况问题,现在的路况状况不均匀,难以发挥自动档汽车的优势。1.2.3手动/自动变速器(AMT)其实通过对一些车友的了解,他们并不希望摒弃传统的手动变速器,而且在某些时候也需要自动的感觉。这样手动/自动变速器便由此诞生。这种变速器在德国保时捷车厂911车型上首先推出,称为Tiptronic,它可使高性能跑车不必受限于传统的自动档束缚,让驾驶者也能享受手动换档的乐趣。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。虽然这种二合一的配置拥有较高的技术含量,但这类的汽车并不会在价格上都高不可攀。所以,手动/自动车在普及上还是具有相当的优势。而汽车厂商和配套的变速器厂家应该以此为契机,根据市场要求精心打造此类变速器。因为这类变速器是有比较广阔的市场的。1.2.4无级变速器(CVT)当今汽车产业的发展,是非常迅速的,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”。无级变速器最早由荷兰人范多尼斯(VanDoornes)发明。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。通常有些朋友将自动变速器称为无级变速器,这是错误的。虽然它们有着共同点,但是自动变速器只有换档是自动的,但它的传动比是有级的,也就是我们常说的档,一般自动变速器有27个档。而无级变速器能在一定范围内实现速比的无级变化,并选定几个常用的速比作为常用的“档”。装配该技术的发动机可在任何转速下自动获得最合适的传动比。1.3 变速器设计的基本要求变速器是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置,又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分,主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速,以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速的不同需求。此外,变速器还用于使汽车能倒退行驶和在起动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机与传动系保持分离;必要时还应有动力输出功能。为保证变速器具有良好的工作性能,对变速器应提出如下设计要求。1. 应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. 设置空档,以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离;设置倒档,使汽车可以倒退行驶。3. 工作可靠,操纵轻便。汽车在行驶过程中,变速器内不应有自动跳档、乱档、换档冲击等现象的发生。为减轻驾驶员的疲劳强度,提高行驶安全性,操纵轻便的要求日益显得重要,这可通过采用同步器和预选气动换档或自动、半自动换档来实现。4. 重量轻、体积小。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。5. 传动效率高。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。6. 噪声小。采用斜齿轮传动及选择合理的变位系数,提高制造精度和安装刚性可减小齿轮的噪声。7. 贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求,遵守有关标准和法规。8. 需要时应设计动力输出装置。1.4两轴式变速器的特点及其传动方案两轴式变速器如图1-1所示。与三轴式变速器相比,其结构简单、紧凑且除最到档外其他各档的传动效率高、噪声低。轿车多采用前置发动机前轮驱动的布置,因为这种布置使汽车的动力-传动系统紧凑、操纵性好且可使汽车质量降低6%10%。两轴式变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图所示,两轴式变速器的第二轴(即输出轴)与主减速器主动齿轮做成一体,当发动机纵置时,主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮;当发动机横置时则可用圆柱齿轮,从而简化了制造工艺,降低了成本。除倒档常用滑动齿轮(直齿圆柱齿轮)外,其他档均采用常啮合斜齿轮传动;个档的同步器多装在第二轴上,这是因为一一档的主动齿轮尺寸小,装同步器有困难;而高档的同步器也可以装在第一轴的后端,如图示。两轴式变速器没有直接档,因此在高档工作时,齿轮和轴承均承载,因而噪声比较大,也增加了磨损,这是它的缺点。另外,低档传动比取值的上限(ig=4.04.5)也受到较大限制,但这一缺点可通过减小各档传动比同时增大主减速比来取消。图1-1 发动机纵置时两轴式变速器1.第一轴;2.第二轴;3.同步器图1-1 发动机纵置时两轴式变速器1.第一轴;2.第二轴;3.同步器另外,二轴式的传动方案种类如下:图1-2为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体;多数方案的倒档传动常用滑动齿轮,其它档位均用常啮合齿轮的传动图1-2 两轴式变速器传 图1-2 两轴式变速器传动方案另外,二轴式的传动方案种类如上:图1-2为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体;多数方案的倒档传动常用滑动齿轮,其它档位均用常啮合齿轮的传动。因此,此次变速器设计的传动机构布置方案为:1采用两轴式变速器2倒档采用直齿滑动齿轮3采用同步器换档(锁环式同步器)倒档布置方案: 图1-3为常见的倒档布置方案。图1-3-b方案的优点是倒档利用了一档齿轮,缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合,使换档困难。图1-3-c方案能获得较大的倒档传动比,缺点是换档程序不合理。图1-3-d方案对1-3-c的缺点做图1-3倒档传动方案了修改。图1-3-e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体,将其齿宽加长。为了充分利用空间,缩短变速器轴向长度,有的货车倒档传动采用图1-3-g所示方案;其缺点是一、倒档齿轮须各用一根变速器拔叉轴,致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 本次设计采用图1-3-f所示方案,此方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮,换档更为轻便。轮,缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合,使换档困难。图2-c方案能获得较大的倒档传动比,缺点是换档程序不合理。图-2d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体,将其齿宽加长。图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮,档换更为轻便。图1-3倒档传动方案第二章 变速器主要参数的选择与齿轮设计计算2.1 变速器的原始设计数据 乘用车(二轴式)基本参数如下表:表2.1设计基本参数最大功率 67KW 最大功率转速 5200r/min最大转矩 145Nm最大转矩转速 3300r/min最高车速 178km/h轮胎规格 175/70HR13使用寿命90000h表1-1设计基本参数表 表2.1-2 轴荷分布车前轴后轴空车1306 kg588kg718kg整车1606 kg770kg836kg 表2.1-33 变速器变速比一档传动比 3.45五档传动比 0.75倒档传动比 3.1主减速器传动比 3.672.2变速器主要参数的选择2.2.1档数增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。档数越多,变速器的结构越复杂,并且是尺寸轮廓和质量加大。同时操纵机构复杂,而且在使用时换档频率也增高。在最低档传动比不变的条件下,增加变速器的当属会是变速器相邻的低档与高档之间传动比比值减小,是换档工作容易进行。要求相邻档位之间的传动比比值在1.8以下,该制约小换档工作越容易进行。要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。近年来为了降低油耗,变速器的档数有增加的趋势。目前轿车一般用45个档位,级别高的轿车变速器多用5个档,货车变速器采用45个档位或多档。装载质量在23.5T的货车采用5档变速器,装载质量在48T的货车采用6档变速器。多档变速器多用于重型货车和越野车。本次设计选用的是5档变速器。2.2.2初选传动比已知主减速器传动比为3.67,一档传动比为3.45,最高档五档传动比为0.75分配各档传动比:选五档 按等比级数分配 (2-1),所以 =1.46,2.2.3初算中心距A初选中心距时,可根据下述经验公式 (2-2)式中:变速器中心距(mm);中心距系数,乘用车:=8.99.3,商用车:=8.69.6,多档变速器:=9.511.0;发动机最大转矩(Nm);变速器一档传动比;变速器传动效率,取96%。=145N.m=3.45 =69.772.83(mm)初选中心距=71mm。 第三章 变速器齿轮的设计计算3.1齿轮参数3.1.1模数 表3.1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表3.2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50根据表3.1、表3.2本次设计,一、二、倒档齿轮的模数定为2.5mm,三四五档模数为2.25mm。3.1.2 压力角压力角较小时,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。变速器齿轮压力角为 20 3.1.3 螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角,要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。在齿轮选用大些的螺旋角时,使齿轮啮合的重合度增加,因而工作平稳、噪声降低。试验还证明:随着螺旋角的增大,齿的强度也相应提高。不过当螺旋角大于30时,其抗弯强度骤然下降,而接触强度仍然继续上升。因此,从提高低档齿轮的抗弯强度出发,并不希望用过大的螺旋角,以1525为宜;而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼,应选用较大螺旋角。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用:轿车两轴式变速器为 2025初选的螺旋角=233.1.4 齿宽b应注意齿宽对变速器的轴向尺寸,齿轮工作平稳性,齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸,应该选用较小的齿宽。减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱,还会使工作应力增加。使用宽些的齿宽,工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜,使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽。直齿:b=m, 为齿宽系数,取为4.58.0 斜齿:b=,取6.08.5 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数,可取大些,使接触线长度增加、接触应力降低,以提高传动平稳性和齿轮寿命。 3.2 各档齿轮齿数的分配在初选中心距,齿轮模数和螺旋角以后,可根据变速器的档数,传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。一、二、三、四、五档选用斜齿轮,倒档选用直齿轮。3.2.1齿轮齿数的确定一档: (3-1)斜齿: (3-2)= 52.28计算后取整=52,然后进行大小齿轮齿数的分配。 取=12 =40, 计算得二档: 取52 解得: 所以 三档: ,取58 解得: 所以 四档: ,取58解得: 所以 五档: 取58 取=33,=25 计算到3.2.2对中心距进行修正因为计算齿数和后,经过取整数使中心距有了变化,所以应根据和齿轮变位系数新计算中心距,在以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的依据。根据3-2式来修正中心距。修正后中心距一二档: A=mm , 三四五档 :A=mm 。圆整取为71mm。3.2.3修正螺旋角根据3-2式来修正螺旋角。修正后螺旋角一二档: 三四五档 :3.2.4确定倒档齿轮齿数倒档齿轮选用的模数往往与一档接近,取模数为2.5,倒档齿轮的齿数一般在2123之间,选=22。 (3-3) (3-4) ,= (3-5)=mm =mm3.3确定齿轮参数各档齿轮的变位系数根据变位系数线图来选取:图3-1变位系数图(1) 一档齿轮变位后参数:角度变位后的端面压力角: = (3-6)所以 端面啮合角: (3-7)解得查表得变位系数和:0.50 (3-8) 0.48 =0.02 (3-9)=0.344 (3-10)分度圆直径: ,=109.23mm (3-11)齿顶高 =2.84mm,=()=1.69mm (3-12)齿根高=(+-)=1.925mm,=(+- )=3.075mm (3-13)全齿高 =+=4.765mm,=+=4.765mm (3-14)齿顶圆直径:=38.45mm,=112.61mm (3-15)齿根圆直径:=28.92mm,=103.08mm (3-16)当量齿数 =15.64, = =52.13 (3-17)(2) 二档齿轮变位后参数:角度变位后的端面压力角: = 所以 端面啮合角: 解得查表得变位系数和:0.50 0.43 =0.07=0.344分度圆直径: =101.04mm齿顶高 =2.715mm =()=1.815mm齿根高=(+-)=2.05mm =(+-)=2.95mm全齿高 =4.765mm =4.765mm齿顶圆直径:=46.39mm =104.67mm齿根圆直径:=36.86mm =95.14mm当量齿数 = = 19.55 = =48.22(3) 三档齿轮变位后参数:角度变位后的端面压力角: = 所以 端面啮合角: 解得查表并计算得变位系数和:0.42 0.36 =0.080.049- =0.371分度圆直径: =88.14mm齿顶高 =2.225mm =()=1.595mm齿根高=(+-)=2.00mm =(+-)=2.63mm全齿高=4.227mm =4.227mm齿顶圆直径:=58.31mm =91.33mm齿根圆直径:=49.86mm =82.88mm当量齿数 = =28.35 = =46.38(4) 四档齿轮变位后参数:角度变位后的端面压力角: = 所以 端面啮合角: 解得查表得变位系数和:0.42 0.23 =0.190.049- =0.371分度圆直径: =75.9mm齿顶高 =1.933mm =()=1.843mm齿根高=(+- )=2.295mm =(+-)=2.385mm全齿高 =4.228mm =4.228mm齿顶圆直径:=69.97mm =79.59mm齿根圆直径:=61.51mm =71.13mm当量齿数 = =34.79 = =39.94(5) 五档齿轮变位后参数:角度变位后的端面压力角: = 所以 端面啮合角: 解得查表得变位系数和:0.42 0.18 =0.240.049- =0.371分度圆直径: =61.21mm齿顶高=1.82mm =()=1.96mm齿根高=(+-)=2.41mm =(+-)=2.27mm全齿高=4.23mm =4.23mm齿顶圆直径:=84.43mm =65.13mm齿根圆直径:=75.97mm =56.67mm当量齿数 = =42.52 = =32.21(6)倒档齿轮变位后参数;角度变位后的端面压力角: 查表得变位系数和:=0 =0.23 = -0.23 =0.230- =0分度圆直径: =32.50mm =55mm =100mm齿顶高 =3.075mm =()=1.925mm =3.075mm齿根高=(+-)=2.55mm =(+-)=3.70mm=(+-)=2.55mm全齿高=5.625mm =5.625mm =5.625mm齿顶圆直径:=38.65mm =58.85mm =106.15mm齿根圆直径:=27.40mm =47.60mm =94.9mm第四章 齿轮的校核4.1 齿轮的损坏形式变速器齿轮的损坏形式主要有:轮齿折断,齿面疲劳剥落,移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。4.2 齿轮加工方法及材料与其他机械行业相比,不同用途汽车的变速器齿轮使用条间仍是相似的。此外,汽车变速器齿轮用的材料,热处理方法,加工方法,精度级别,支承方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢制作,采用剃齿和磨齿精加工 ,齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺,齿轮精度不低于7级。国内汽车常用的变速器齿轮材料有20GrMnTi、20GrMn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25 MnCr5、28 MnCr5。渗碳齿轮的表面硬度为5863HRC,心部硬度为3348HRC。本次设计中齿轮的材料选用20GrMnTi,一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同,所以此次设计中轴的材料也选用20GrMnTi。4.3 计算各轴的转矩发动机最大转矩为145Nm,齿轮传动效率99%,离合器传动效率99%,轴承传动效率96%。 (4.1) 输入轴 输出轴一档=137.810.960.993.33= 436.15Nm 输出轴二档=137.810.960.992.47=323.51Nm 输出轴三档=137.810.960.991.64= 214.8Nm 输出轴四档=137.810.960.991.15= 150.62Nm 输出轴五档=137.810.960.990.76=99.54Nm 倒档轴 =137.810.960.991.69=221.35 Nm =221.350.960.991.82 =382.88Nm4.4 齿轮弯曲强度计算斜齿轮弯曲应力 (4.2)式中:计算载荷(Nmm);法向模数(mm);齿数;斜齿轮螺旋角();应力集中系数,=1.50;齿形系数,可按当量齿数在图中查得;齿宽系数,=7.0重合度影响系数,=2.0。当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时,对乘用车常啮合齿轮和高
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