ZF自動(dòng)變速器傳動(dòng)系統(tǒng)分析

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I 動(dòng)變速器傳動(dòng)系統(tǒng)分析 摘要： 變速器是汽車的重要組成部分之一，它是發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞動(dòng)力的橋梁，變速器的好壞直接影響到汽車的燃油性能、汽車行駛過程中換擋的平順性，更是汽車穩(wěn)定性的重要保障之一。傳統(tǒng)的變速器一般為手動(dòng)變速器，它是機(jī)械操作的，隨著科技的進(jìn)步，自動(dòng)變速器的出現(xiàn)，像現(xiàn)在比較普及的 們的出現(xiàn)解決的駕駛汽車時(shí)換擋的操作步驟，換擋的操作步驟被自動(dòng)變速器所取代，大大減少了駕駛汽車時(shí)的工作。同時(shí)變速器的好壞也決定了汽車行駛平順性、燃油經(jīng)濟(jì)性、整車穩(wěn)定性等多方面，所以變速器成為汽車研究除發(fā)動(dòng)機(jī)外最重要的構(gòu)件 ，現(xiàn)代計(jì)算機(jī)技術(shù)的普及與發(fā)展，使得我們?cè)谘芯孔兯倨鞣矫娓幽芎侠韮?yōu)化，運(yùn)用現(xiàn)代的計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)，合理的優(yōu)化變速器結(jié)構(gòu)，使其達(dá)到我們理想要求，并在未來的汽車上我們將安裝更加高效穩(wěn)定的變速器。 關(guān)鍵詞 :變速器 ； 傳動(dòng)效率 of F is of of it is a to of is of of a it is of as it is T, to is by of At so in of us to of in of so as to of in of we of . 錄 摘要 ....................................................................Ⅰ ...............................................................Ⅱ 目錄 .....................................................................Ⅲ 1 緒論 ...................................................................究目的及意義 ............................................... 自動(dòng)變速器發(fā)展的歷程 ................................................ 自動(dòng)變速器類型 ...................................................... 研究的內(nèi)容 .......................................................... 動(dòng)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析 ..........................................動(dòng)變速器工作原理分析 .......................................... 變速器方案的確定 ......................................................速器結(jié)構(gòu)方案的確定 .................................................速器主要參數(shù)的選擇 ................................................. 擋數(shù)和傳動(dòng)比 ....................................................... 中心距 ............................................................. 軸向尺寸 ........................................................... 齒輪參數(shù) ........................................................... 主要零件的選擇 ........................................................擋傳動(dòng)比機(jī)器齒輪數(shù)的確定 ........................................... 確定各擋齒輪的齒數(shù) ................................................. 齒輪變位系數(shù)的選擇 .......................................................................................齒輪的損壞原因及形式 ...............................................齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 ...........................................................................................變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 ..... ..........................................V ..............................................................................................................軸承選擇 ...........................................................軸承的校核 ......................................................... 總結(jié) ................................................................... 29 參考文獻(xiàn) ........................................................謝 .................................................................... 1 究目的及意義 動(dòng)變速器發(fā)展歷程 世界上第一臺(tái)量產(chǎn)的自動(dòng)變速器是 是由三排行星齒輪和液力耦合器組成，此變速器提供了四個(gè)前進(jìn)擋位和一個(gè)倒擋，這是世界上第一臺(tái)量產(chǎn)的自動(dòng)變速器也是第一臺(tái)大批量安裝在汽車上的自動(dòng)變速器；自動(dòng)變速器的關(guān)鍵改進(jìn)是二戰(zhàn)期間別克公司為作戰(zhàn)坦克所研發(fā)的，它主要部件是液力變矩器，其與其他組件結(jié)合成了液力變速器，這也是自動(dòng)變速器最初的原型；在后來自動(dòng)變速器上應(yīng)用了電子元件，使的自動(dòng)變速器更加智能化、高效化，目前自動(dòng)變速器也越來越多的在車輛上普及 [1]。 動(dòng)變速器類型 目前我們所普及的自動(dòng)變速器包括了 們分別是：液力自動(dòng)變速器、電控機(jī)械自動(dòng)變速器、機(jī)械無極自動(dòng)變速器、雙離合變速器；這兩種 自動(dòng)變速器 不僅有點(diǎn)各有不同而且他們 的組成也各不相同，例如 還能自主的調(diào)節(jié)運(yùn)行的檔位，使其適應(yīng)在不同的路況行駛； 由于它本身結(jié)構(gòu)的獨(dú)特性，它是由傳動(dòng)帶傳遞動(dòng)力，避免了其他變速器換擋時(shí)產(chǎn)生的頓挫感，有良好的平順性； 由兩套離合器組成，分別嚙合奇數(shù)檔位和偶 數(shù)檔位，能提供較快的換擋速度，縮短換擋時(shí)間。 究的內(nèi)容 本文先對(duì)采埃孚公司的 對(duì) 面我們確定了所涉及變速器的布置方案，采用了六個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒擋的結(jié)構(gòu)，詳細(xì)布置了內(nèi)部齒輪和傳動(dòng)軸，整體布局上還布置了換擋機(jī)構(gòu)和檔位的布置形式；我們還就變速箱所匹配的發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)來確定了齒輪的參數(shù)，確定了整體的傳動(dòng)比，在保證變速箱和整車平順性的前提下還要保證整車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，計(jì)算出自動(dòng)變速器內(nèi)零件的相關(guān)參數(shù)，并對(duì)這些零件 的主要參數(shù)進(jìn)行了分析，確保了變速器和整車工作時(shí)對(duì)這些零部件的要求。 2 動(dòng)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析 動(dòng)變速器工作原理分析 德國采埃孚 (團(tuán)，簡稱 業(yè)生產(chǎn)傳動(dòng)系統(tǒng)產(chǎn)品，其中 6速自動(dòng)變速器，是寶馬 7系和奧迪 本次我們研究的是其公司生產(chǎn)的 動(dòng)變速器，它有 6個(gè)前進(jìn)擋位和 1個(gè)后退擋位，內(nèi)部組成有1組太陽輪固定的行星齒輪機(jī)構(gòu)，下面我們稱其為 1號(hào)機(jī)構(gòu)， 1組拉維娜式行星齒輪機(jī)構(gòu)，下面我們稱其為 2號(hào)機(jī)構(gòu)。具體的零部件如下表所示 ： 表 1 6自動(dòng)變速器執(zhí)行元件的功能 離合器 名稱 功能 A 1/2/3擋離合器 主要負(fù)責(zé)前行星齒輪機(jī)構(gòu)行星架與后拉維娜式行星齒輪機(jī)構(gòu)小太陽輪的連接與釋放，當(dāng) 1/2/3擋才可能實(shí)現(xiàn)。 B 3/5擋和倒擋離合器 主要負(fù)責(zé)前行星齒輪機(jī)構(gòu)行星架與后拉維娜式行星齒輪機(jī)構(gòu)大太陽輪的連接與釋放，當(dāng) 3/5擋和倒擋才可能實(shí)現(xiàn)。 C 2/6擋制動(dòng)器 主要負(fù)責(zé)后拉維娜式行星齒輪機(jī)構(gòu)大太陽輪與自動(dòng)變速器殼體的連接與釋放，當(dāng) 太陽輪被制動(dòng)， 2/6擋才可能實(shí)現(xiàn)。 D 1擋和倒擋制動(dòng)器 主要負(fù)責(zé)后拉維娜式行星齒輪機(jī)構(gòu)共用行星架與自動(dòng)變速器殼體的連接與釋放，當(dāng) 用行星架被制動(dòng)， 1擋和倒擋才可能實(shí)現(xiàn)。 E 4/5/6擋離合器 主要負(fù)責(zé)輸入軸與后拉維娜式行星齒輪機(jī)構(gòu)共用行星架的連接與釋放，當(dāng) E 離合器結(jié)合時(shí)， 4/5/6擋才可能實(shí)現(xiàn)。 ① 1擋動(dòng)力傳遞路線分析 如圖 1所示， 當(dāng)整車處于工作狀態(tài)時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞動(dòng)力到變速器，變速器開始工作，這是離合器 部 1號(hào)行星齒輪機(jī)構(gòu)和 2號(hào)行星齒輪機(jī)構(gòu)運(yùn)行，這時(shí)制動(dòng)器 是輸出的轉(zhuǎn)速最低，扭矩最大。 3 圖 1 1 擋動(dòng)力傳遞路線 ② 2擋動(dòng)力傳遞路線分析 如圖 2所示， 當(dāng)變速器處于 2擋時(shí)， 制動(dòng)器分離開， 2號(hào)機(jī)構(gòu)里的大太陽輪處于制動(dòng)狀態(tài)，與 1擋的動(dòng)力輸出相比，機(jī)構(gòu)內(nèi)部齒輪的轉(zhuǎn)速更高，內(nèi)部機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)速相比高 1擋的輸出轉(zhuǎn)速。 圖 2 2 擋動(dòng)力傳遞路線 ③ ３擋動(dòng)力傳遞路線分析 如圖 3所示， 當(dāng)變速器處于 3擋時(shí)，離合器處于閉合狀態(tài)的是離合器是 ，動(dòng)力的輸出經(jīng)過減速器的減速后，傳遞到 2機(jī)構(gòu)的大小太陽輪上，動(dòng)力的具體輸出如下圖所示。 4 圖 3 ３擋動(dòng)力傳遞路線 圖 4 ３擋動(dòng)力傳遞情況 當(dāng)變速器處于 3 擋的狀態(tài)時(shí)，行星齒輪機(jī)構(gòu)內(nèi)的大行星齒輪和小行星齒輪之間由于相互力的作用，會(huì)產(chǎn)生阻力趨勢，形成運(yùn)動(dòng)干涉，這樣會(huì)是的 2號(hào)機(jī)構(gòu)非正常工作，要想解決這類問題，在變速器工作時(shí)，我們要加速內(nèi)部零部件的自轉(zhuǎn)速度，避免引起運(yùn)動(dòng)干涉，使得整體的輸出轉(zhuǎn)速應(yīng)該高于 2擋的轉(zhuǎn)速。 ④ ４擋動(dòng)力傳遞路線分析 如圖 5所示， 離合器 都處于結(jié)合狀態(tài)時(shí)，變速器處于 4擋工作狀態(tài)，動(dòng)力由內(nèi)部行星齒輪機(jī)構(gòu)傳遞，這時(shí)整體的輸出轉(zhuǎn)速要高于 3擋的輸出轉(zhuǎn)速。 5 圖 5 ４擋動(dòng)力傳遞路線 ⑤ ５擋動(dòng)力傳遞路線分析 如圖 6所示， 當(dāng) 變速器處于 5擋時(shí)，離合器 處于結(jié)合狀態(tài)，在動(dòng)力的輸出上，與 4擋時(shí)的動(dòng)力輸出有所相同，輸出的轉(zhuǎn)速也較 4擋輸出的轉(zhuǎn)速有所提高。 圖 6 ５擋動(dòng)力傳遞路線 ⑥ ６擋動(dòng)力傳遞路線分析 如圖 7所示， 當(dāng)變速器處于 6擋時(shí)，離合器 動(dòng)器 時(shí)變速器處于最高擋位，變速器輸出轉(zhuǎn)速最高，大行星齒輪進(jìn)入了超速運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)。 6 圖 7 ６擋動(dòng)力傳遞路線 ⑦倒擋動(dòng)力傳遞分析 圖 8 倒擋動(dòng)力傳遞路線 如圖 8所示， 當(dāng)變速器處于倒擋時(shí)，離合器 動(dòng)器 力傳遞機(jī)構(gòu)使得輸出軸的旋轉(zhuǎn)方向變?yōu)槟鏁r(shí)針旋轉(zhuǎn)。 7 第 3 章變速器方案的確定 速器結(jié)構(gòu)方案的確定 傳 動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)是變速器的主要部件。此次自動(dòng)變速器我們?cè)O(shè)置六個(gè)前進(jìn)擋位和一個(gè)倒擋，我們將采用中間軸式的動(dòng)力傳遞方案，所有的前進(jìn)擋位均采用常嚙合齒輪，而倒擋結(jié)構(gòu)則采用直齒滑動(dòng)齒輪來進(jìn)行換擋，具體的布置方案如下圖所示： 圖 a) 中間軸式六擋變速器傳動(dòng)方案 倒擋的傳動(dòng)方案如下圖所示，它的齒輪全部采用了常嚙合齒輪，這樣的設(shè)計(jì)有其換擋輕便的優(yōu)點(diǎn)。 圖 b)變速 器倒擋傳動(dòng)方案 速器主要參數(shù)的選擇 表 2 相關(guān)參數(shù) 主減速比 最高時(shí)速 最大功率 最高轉(zhuǎn)速 15km/h 115400500r/ 8 數(shù)和傳動(dòng)比 資源的匱乏倒逼設(shè)計(jì)降低油耗，這時(shí)變速器的擋數(shù)就必須增加，現(xiàn)在市場上的乘用車一般用 4~6 個(gè)擋位的變速器。所以本設(shè)計(jì)也采用 6 個(gè)擋位。 汽車的設(shè)計(jì)除了對(duì)汽車外形的設(shè)計(jì)、汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)、輪胎與地面的附著力，更為重要的是與動(dòng)力傳遞所匹配的變速器的設(shè)計(jì)，變速器的運(yùn)行參數(shù)將會(huì)影響到汽車的最大爬坡度、汽車的最低穩(wěn)定車速、汽車的最高車速、汽車整體的平均油耗這些相關(guān)聯(lián)的數(shù)據(jù)等。 當(dāng)汽車行駛在有坡度的路面上，車速保持在低速合理的范圍內(nèi)，汽車行駛所受到的空氣阻力就可以忽略不記，這是汽車的驅(qū)動(dòng)力就是在行駛中所需克服汽車爬坡阻力和汽車輪胎對(duì)路面見的滾動(dòng)阻力。所以則有： 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ擋傳動(dòng)比為 （ 3 式中， m/； ψ m)； N· m)； η 根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件： 求得的變速器 I 擋傳動(dòng)比為： （ 3 上式中， 2G 為當(dāng)汽車滿載負(fù)荷時(shí)，但其靜止在公路上，汽車驅(qū)動(dòng)橋?qū)β访嫠a(chǎn)生的載荷。 m a x 0 m a x m a x m a x( c o s s i n )e g I i i m g f m ? ? ?? ? ?m g i? ??m a x 2e g I r? ??2m i? ?? 9 在計(jì)算時(shí) ? 一般取值為 間，它是路面的附著系數(shù)。 由已知條件：滿載質(zhì)量 1800 07 Te 00N· m； η= 由 3算可得： 本設(shè)計(jì)取六擋傳動(dòng)比為 1， 中間擋的傳動(dòng)比理論上按公比為： （ 3 由此可知計(jì)算出來的為等比數(shù)列，由于實(shí)際的操作的理論上的計(jì)算會(huì)有略微的差異，實(shí)際中齒數(shù)都為整數(shù)，并且與檔位的公比要小一點(diǎn)，此外我們還需考慮變速器參數(shù) 與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)以上公式可得： 314.1?q 。故有： 心距 變速器的設(shè)計(jì) 離不開 中心距，中心距的設(shè)計(jì)直接影響到變速器的大小與整體 的 質(zhì)量 。我們根據(jù)已有的參考資料，可得出三軸式變速器中心距 A（ 計(jì)算公式： A = 31 (3式中， 轎車， 貨車， 多擋變速器 :1； TI TI e =m 10 故可得出初始中心距 A= 向尺寸 變速器內(nèi)部齒輪的尺寸和換擋機(jī)構(gòu)的布置形式?jīng)Q定著變速器外形的大小，影響最重要的是變速器橫向尺寸。 轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸 車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)： 五擋 ( 六擋 ( 變速器采用的齒輪對(duì)數(shù)與同步器多時(shí)，我們?cè)谟?jì)算 時(shí)應(yīng)該 把中心距系數(shù) 整數(shù)。 輪參數(shù) 我們此次設(shè)計(jì)的變速器 他擁有 六個(gè)前進(jìn)擋位和一個(gè)倒擋，變速器外形的軸向尺寸 （ 1）齒輪模數(shù) 我們根據(jù) 標(biāo)準(zhǔn)來選取所采用齒輪的模數(shù)大小。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) m a 4 7 m m? (3其中 170m =170后得出 749.2? 一擋直齒輪的模數(shù) m 3 1 m 3 3 (3通過計(jì)算 m= 3。 同步器的制造我們將選用和變速器中集合套一樣的模數(shù)，制造工藝我們都 應(yīng)該使用 漸開線齒輪 。 （ 2）齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b 變速器齒輪的制造按下表所示的規(guī)格來制造，包括齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角如下表選?。? 11 表 3 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 15°， 16° 25° ~45° 變速器工作時(shí)產(chǎn)生噪聲的大小與起壓力角的大小有關(guān)，但壓力角的大小卻影響著傳動(dòng)性能，當(dāng)壓力角相對(duì)較大時(shí)，在工作時(shí)，我們需要提高齒輪的整體強(qiáng)度，防止齒輪疲勞，提高整體工作性能的可靠性，當(dāng)壓力角較小時(shí)，重合度增大，整體的工作相對(duì)比較平穩(wěn)，噪聲相對(duì)較小，目前來說，我們?cè)谥圃爝^程中會(huì)采用較小的壓力角，這樣就使得在工作時(shí)能有較小的噪聲。 本次我們所設(shè)計(jì)的變速器嚙合套取 30 度，齒輪壓力角ɑ取 20 度；斜齒輪螺旋角β 取 30°。 在齒輪的選取上，我們首先考慮的是齒輪工作性能，就是齒輪的承載能力和工作壽命，而齒輪的整體性能與其齒輪的寬度 b 有著一定的聯(lián)系，齒輪越寬，其承載能力就越高，齒輪的工作壽命就越高，但這個(gè)也是在一定的范圍內(nèi)，當(dāng)起到達(dá)某一峰值時(shí)，其性能反而會(huì)隨著增大而下降，所以我們?cè)谶x取是應(yīng)該選取合適的齒寬，在保證最大承載能力和使用壽命的同時(shí)，還能減輕整體質(zhì)量和整體尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(.0)m， 斜齒 b=(.5)m， 實(shí)際的參數(shù)選取中，為了能是的齒輪的壽命有所提高以及提高其工作的可靠性，我們通常選取齒輪副齒寬的系數(shù)值較大些。 12 擋傳動(dòng)比機(jī)器齒輪齒數(shù)的確定 各擋齒輪齒數(shù)的分配需要結(jié)合變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案設(shè)計(jì)等因素來綜合確定，而且這些都是建立在選定了中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角之后。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各擋齒數(shù)的方法。 定各擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動(dòng)比 1 1 112 1 2（ 3 確定 齒數(shù)的前提必須是計(jì)算得出齒數(shù)和 ?Z : 2 3 其中 A=m=3，故有 ?Z = 54 如果轎車的三軸式變速器 .3?時(shí)的 范圍內(nèi)選擇可在 17~1512Z ，本設(shè)計(jì)確定 12Z =17，通過計(jì)算就可以得出 11Z =37。 經(jīng)過計(jì)算 ?Z 的數(shù)值可能不是整數(shù)，如果將其數(shù)值調(diào)整為整數(shù)后，中心距就會(huì)發(fā)生變化，所以應(yīng)該 ?Z 及齒輪變位系數(shù)反推中心距 A，這個(gè)反推后的 如果將 ?Z 修正為 54，根據(jù)計(jì)算式就會(huì)（ 3會(huì)反推出 A=81 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 3出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （ 3 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 （ 3 選取與一擋齒輪中心距數(shù)值相同的 常嚙合齒輪中心距 101212 ? 13 （ 3 由此可得： (3而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 5221 ?? 。 （ 3 （ 3（ 3聯(lián)立可得： 1Z =19、 2Z =33。 則通過公式（ 3計(jì)算得到一擋的實(shí)際傳動(dòng)比：1 。 確定其他擋位的齒數(shù) 二擋傳動(dòng)比 而 ，故有 （ 3 對(duì)于斜齒輪， （ 3 故有： 52109 ?? 3 （ 3聯(lián)立 （ 3得： 2131109 ?? 。 按同樣的方法可分別計(jì)算出：三擋齒輪 232987 ?? ；四擋齒輪 2725 65 ?? ， 2923 43 ?? 。 確定倒擋齒輪的齒數(shù) 一般倒擋傳動(dòng)比與一擋傳動(dòng)比數(shù)值上會(huì)很相近，因此本設(shè)計(jì)中取倒擋傳動(dòng)比中間軸上的倒擋傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)會(huì)比一擋主動(dòng)齒輪 10稍微小一點(diǎn)，所以會(huì)取 1414 ?Z 。 而通常情況下，倒擋軸齒輪151~23，此處取15Z=23。 由 （ 3 可計(jì)算出 2913 ?Z。 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 ?( 21 n ??co ?10912 g ???1214151513 ?? 14 (3=58 而倒擋軸與第二軸的中心 : (3= 輪變位系數(shù)的選擇 本次設(shè)計(jì)，我們要是的設(shè)計(jì)出來的產(chǎn)品有平穩(wěn)、低噪、抗磨損等優(yōu)點(diǎn)，所以在本次設(shè)計(jì)中對(duì)于齒輪的設(shè)計(jì)我們采用變位齒輪的設(shè)，這樣不僅可以增強(qiáng)其強(qiáng)度，還可以使其擁有以上工 作有點(diǎn)。 變位齒輪一般分為高度變位和角度變位兩種， 兩者有著相同的優(yōu)點(diǎn)就是可以增強(qiáng)小齒輪的齒根強(qiáng)度，從而提高小齒輪的整體強(qiáng)度，不能同時(shí)提高一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，且在工作時(shí)產(chǎn)生的噪聲也較大，相比來說角度變位出了能達(dá)到以上優(yōu)點(diǎn)外還能避免高度變位所產(chǎn)生的缺點(diǎn)。 第二軸上的齒輪與中間軸上的齒輪構(gòu)成了變速器，工作時(shí)傳動(dòng)比的大小與嚙合的齒輪齒數(shù)有關(guān)，我們?cè)谠O(shè)計(jì)中要保證所選用的齒輪都有相同的中心距，我們一般在齒輪的選取上較多選用斜齒齒輪，并選擇合適的螺旋角，這樣在保證良好嚙合性能的同事還能有擁有相同的中心距。 變速器工作 時(shí)，變速器的齒輪承受著較大的工作壓力，它需要有高強(qiáng)度的抗壓能力，我們就需要在保證質(zhì)量的同時(shí)來提高其抗壓能力，想選擇變位系數(shù)來提高接觸強(qiáng)度，添加材料的抗耐磨劑避免出現(xiàn)齒面疲勞脫落。當(dāng)變位系數(shù)變小時(shí)，齒寬減小，齒輪抗彎曲能力下降，齒輪的剛度也會(huì)減小，這樣就能有效的吸收在工作時(shí)所產(chǎn)生的沖擊的噪聲。 總結(jié)上面分析可得，在我們實(shí)際的選取中，我們應(yīng)該在選取總變位系數(shù)時(shí)，選取較小的值，這樣就會(huì)減小變速器齒輪工作是摩擦力的大小，從而達(dá)到降低噪聲的效果。 動(dòng) 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇 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)換擋齒輪端部破壞 [2]。 )(21 1514' n ???co ( 1513 n ???? 15 10 K Kb ?10 2/ d? 1 2m a 1Z? ? ?122 齒折斷分兩種： 一是齒輪輪齒受到較大沖擊力造成輪齒的斷裂； 二是當(dāng)齒輪長時(shí)間高強(qiáng)度工作時(shí)，輪齒產(chǎn)生較高的疲勞強(qiáng)度，造成輪齒的斷裂。在實(shí)際變速器工作中第二種出現(xiàn)的齒數(shù)要高于第一種情況，因?yàn)樽兯倨鞯拈L時(shí)、高強(qiáng)度的工作特性。 當(dāng)齒輪進(jìn)入工作狀態(tài)后，它們間相互擠壓，相互作用，在齒輪表面上存在較小的裂紋，工作摩擦擠壓會(huì)產(chǎn)生高溫，從而加劇了齒輪的損傷，造成齒面的脫落，受力不均勻，惡性循環(huán)，最終產(chǎn)生輪齒的損壞。 變速器的換擋是 通過齒輪的移動(dòng)來完成的，且在換擋時(shí)兩齒輪間會(huì)有速度差，這樣就會(huì)造成齒輪間的沖擊，縮短了齒輪的壽命，造成齒輪輪齒的損壞。 輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 雖然不同用途的汽車上，變速器的齒輪有所不同，但與在其他用途的齒輪相比，它們之間還是有較多的相識(shí)之處。如它們?cè)诩庸ど希芏嗉庸すに嚨南嗤?，制作密度與精度相同，具有相同嚴(yán)格的要求 。 在這里所選擇的齒輪材料為 40 （ 1）齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 直齒輪彎曲應(yīng)力W?（ 3 式中，W? 100的圓周力 (N)， ；其中 為載荷 (N· 近似取 取 20 當(dāng)處于一擋時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為： （ 3 =200? 1000? 659668 16 1w ? ?1 0 982 10 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a? ???? ? ?故由 可以得出12將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 3得 12 6 5 1 P a? ?11 5 3 3 . 0 1w M P a? ?當(dāng) 計(jì)算 第一軸上的最大扭矩?fù)醯?齒輪的 彎曲應(yīng)力取在 400~850間。 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （ 3 式中 K?為重合度影響系數(shù)，取 他參數(shù)均與式（ 3釋相同， ?， 我們?cè)谶x擇齒形系數(shù) 根據(jù)當(dāng)量 3/ co ?模數(shù)在圖（ 3 查得。 二擋齒輪圓周力： （ 3 依據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式，我們可得出：10 9輪 10的當(dāng)量齒數(shù) 3/ co ?=查表（ 3：10 。 故 同理可得： 9 2 3 1 . 9 9w M P a? ?。 按上面 計(jì)算二擋齒輪的方法，我們可以得出其他擋位齒輪的彎曲應(yīng)力，算結(jié)果如下： 表 3 其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力 三檔 σ 檔 σ 檔 σ 擋 σ 計(jì)算第一軸載荷所作用的最大扭矩時(shí)， 并在 滿 足 其內(nèi)部常嚙合齒輪和高擋齒輪的要求 下 ，我們對(duì)許用應(yīng)力的選取因選取 180~250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 17 110 . 4 1 8??????????j???? ?? ?22s i n / c o ss i n c o ? ?? ? ???（ 3 式中， N)，1 / ( c o s c o s )??； 1(N)， ； ? ? 資料可取 31 9 0 1 0E M P a?? ； 20 、齒輪節(jié)點(diǎn)和 從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 直齒輪： （ 3 （ 3 斜齒輪： （ 3 （ 3 其中，別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（ 當(dāng) 載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力j?見下表： 齒輪 j? / 18 整理可得： 直齒： )s i i n1(c o sc o ?? ??斜齒： )s i nc o ss i nc o s(c o sc o 2??????? ? 我們通過計(jì)算得出各擋齒輪的接觸應(yīng)力，具體結(jié)果列表如下： 表 4 各檔齒輪的接觸應(yīng)力 一檔 σ檔 σ檔 σ檔 σ檔 σ擋 σ檔 σ看表可知 ，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。 速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核 速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 （ 1）軸的結(jié)構(gòu) 在實(shí)際的應(yīng)用中，我們通常會(huì)把一擋齒輪和一軸做成一體的，它的形狀結(jié)構(gòu)是前端較大，這樣就好能卡在飛輪內(nèi)部的軸承上， 后軸承用卡環(huán)和軸承蓋能實(shí)現(xiàn)軸的軸向定位。具體效果如下圖所示： 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高擋 1300~1400 650~700 19 圖 a) 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。由于一擋和倒擋的傳動(dòng)比較大，它們的齒輪較小，我們?cè)谠O(shè)計(jì)中可把它們與軸做成一體的，相對(duì)高級(jí)的齒輪則用鍵固定在軸上，方面在以后的維護(hù)更換。 （ 2）軸的尺寸 我們?cè)谧兯倨鞯脑O(shè)計(jì)中，對(duì)于變速器軸的確定和尺寸除了考慮設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)外，還需要考慮其布置的位置、變速器的外形、變速器的加工工藝與裝配工藝等，我們?cè)趫D紙?jiān)O(shè)計(jì)時(shí)，可根據(jù)如齒輪等零部件的大小來確定選軸的大小，還可參考在同類設(shè)計(jì)中其軸的大小， 也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定： 第一軸和中間軸： ( 0 . 4 ~ 0 . 5 ) ,d A m m? （ 3 第一軸花鍵部分直徑 d(選 d=K ? 3 （ 3 式中： K—— 經(jīng)驗(yàn)系數(shù) ， K＝ K＝ — 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N?m； d=取 d＝ 32 在設(shè)計(jì)中我們要協(xié)調(diào)軸的強(qiáng)度和剛度，確保設(shè)計(jì)的合理性。 所以 軸的直徑 第一軸和中間軸： d/L= 第二軸： d/L= 以下是軸的計(jì)算尺寸 ： 第二軸： 311 （ C 是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù) ） （ 3 20 ? ?395500000 . 2? ? ?T=1610 T=i×g?設(shè)計(jì)中由于發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩較小，所以我們?cè)谠O(shè)計(jì)中選取 00 整理可得： 36m a xm ?ge (代入數(shù)據(jù)可得各擋位齒輪處的軸徑為： 表 5 各擋位齒輪處的軸徑 d d d d d d 處還應(yīng)根據(jù)階梯軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與標(biāo)準(zhǔn)件要求進(jìn)行軸徑調(diào)整。 的校核 確定了變速器期的布置方案和外面尺寸外，我們還要考慮其工作的可靠性，如能承受多大的工作強(qiáng)度。 。當(dāng)變速器工作時(shí)，其一擋所收到的扭矩最大，一擋時(shí)對(duì)軸的承受的載荷也最大，所以我們?cè)隍?yàn)證時(shí)只要看一擋是否滿足工作所需的強(qiáng)度和剛度；同時(shí)變速器的二軸的結(jié)構(gòu)相對(duì)比較復(fù)雜，下面我們將對(duì)一軸和二軸進(jìn)行分析研究。 （ 1）第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 當(dāng)變速器工作時(shí)，第一軸在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中，受到彎矩和扭矩的作用，但是彎矩很小，所以我們以及對(duì)彎矩忽略不計(jì)，在計(jì)算中只考慮扭矩，那么可根據(jù)軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 （ 3 式中：T? N· 3 21 311595500006500 5 0 . 50 . 2 2 5T M P a?????45 . 7 3 1 0??4442 0 0 1 0 0 05 . 7 3 1 0 0 . 93 . 1 4 2 58 . 1 1 032? ?? ? ????m a xm a xm a t a nc o s2 t a ???? [T?] 其中 P =115n =6400r/d =24入上式得： 根據(jù)查表可知 [T?]=55T? ?[T?]，符合強(qiáng)度要求。 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： （ 3 式中， T N· G 于鋼材， G =10? 4 32/4?； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取 [ ] 0 1 ( ) / m? ??；故也符合剛度要求。 （ 2） 第二軸的校核計(jì)算 軸的強(qiáng)度校核 下面我們將計(jì)算、，它們分別代表著齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （ 3 （ 3 （ 3 22 1 2 4 6 6 2 7 9 7 ?16021 6 0 7 5? ??? ?2 2 22 2 25( 2 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) (1 1 0 . 7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 . 5 1 0 0 0 )6 . 9 1 0c s M TN m m? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ?在上式中 i 時(shí)求得三擋傳動(dòng)比 d 90 ? 16°； ? 30°； 200000N· 代入上式可得： ， ， 。 危險(xiǎn)截面的受力圖為： 圖 4.3(b) 危險(xiǎn)截面受力分析 水平面：160+75） = 水平面內(nèi)所受力矩： 31 6 0 1 0 2 1 0 . 7 8 N m?? ? ? ? ?垂直面： = （ 3 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 . 7 8 N m?? ? ? ? ?該軸所受扭矩為： 1 7 0 3 . 8 5 6 5 4 . 5? ?故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為： （ 3 23 ? ?332 ???2213c F a 223sF a 5則我們可求得 在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用 時(shí)所產(chǎn)生 的軸應(yīng)力 ? ,（ 3 然后將 M 代入上式可求得： 1 3 6 M P a? ? ，在其低擋工作時(shí) [? ]=400此有： ? ? [? ]； 符合要求。 軸的剛度校核 我們可以總結(jié)第二軸在垂直面內(nèi)的撓度按照下式計(jì)算： （ 3 （ 3 式中 , 1N） ,這里等于 2N），這里等于 0E ??（ E = 0? 4， 4 / 64 ， ； a、 、 ； 。 將數(shù)值代入式（ 3（ 3： 故軸的全撓度為 22 0 . 1 9 8 0 . 2f f m m m m? ? ? ?， 符合剛度要求。 承的選擇與校核 承選擇 軸承類型的選擇 在設(shè)計(jì)中我們對(duì)軸的選取參考我國對(duì)軸承的分類標(biāo)準(zhǔn)，共分為九類，下面是我們?cè)谶x取時(shí)主要考慮的幾大因素： 24 軸承的載荷 在選取軸承時(shí) ， 我們主要從軸承所受載荷的大小、方向和性質(zhì)這幾個(gè)方面 進(jìn)行考慮 。 再選取時(shí) 除了載荷大小對(duì)軸承選取的影響外 我們還應(yīng)該注意 對(duì)軸承軸向載荷的大小 。 軸承的轉(zhuǎn)速 通常情況下，軸承是否適合，但其承載較高的載荷或者在較高的轉(zhuǎn)速下工作才能給你明顯的區(qū)分，看其對(duì)整體工作的影響。 球軸承相比滾子軸承更適合告訴工作。 球軸承與滾子軸承相比，球軸承能承受相比較高的轉(zhuǎn)速，所以在高速工作的環(huán)境中我們一般選用球軸承。 當(dāng)工作時(shí)，要獲得較小的離心慣性力則需滾動(dòng)體的外形越小、質(zhì)量較輕，這樣它們的外徑小、質(zhì)量輕，在內(nèi)經(jīng)相同的條件下，外徑越小、質(zhì)量輕的越適合在更高的轉(zhuǎn)速下工作，所以高速時(shí)，宜選用超輕、特輕及輕系列的軸承。質(zhì)量相對(duì)較重的軸承則適合用在一些轉(zhuǎn)速較低、載重較大的場合。如達(dá)不到承載能力的要求，我們還可以多個(gè)較輕的軸承并裝使用。 保持架的材料與結(jié)構(gòu)對(duì)軸承的轉(zhuǎn)速影響極大。 推力軸承的極限轉(zhuǎn)速均很低。 在變速器工作中，當(dāng)它超過了我們?cè)O(shè)計(jì)合理的范疇時(shí)，我們可以通過提高軸承的公差等級(jí)、適當(dāng)加大軸承的徑向游隙，還可以增加零件之間的潤 滑，加強(qiáng)對(duì)整體的冷卻等措施來改善軸承的高速性能。如平時(shí)較多的處于高強(qiáng)度工作狀態(tài)，我們?cè)谥谱鲿r(shí)應(yīng)選取將高強(qiáng)度的零部件。 在我們選擇軸承的類型時(shí)，便于拆裝也是我們?cè)谶x取軸承時(shí)需要考慮的重要因素之一。在考慮完便于拆裝的問題后，我們還要充分考慮其對(duì)整體裝置的影響，如軸承的配置使用要求、游動(dòng)要求等。 我們綜合上述條件以及設(shè)計(jì)中所需考慮的因素，在設(shè)計(jì)中第一周后軸承將采用外座圈上帶有止動(dòng)槽的深溝球軸承；此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷 ； 變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承，在第二軸穿過殼體處采用圓柱滾子 軸承以承受徑向力，第二軸后部采用深溝球軸承支撐在軸承蓋內(nèi)。 25 承的校核 初選軸承，代號(hào) 7206（ 46206） α=25 o A/R≤e 時(shí)， x=1 y=0 A/R＞ e 時(shí)， x=