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摘 要 本文設(shè)計研究了三軸式五擋手動變速器 首先 對于變速器的工作原理做了闡述 從傳動機構(gòu)到倒檔布置方案都一一做了詳細的說明 完成了換擋機構(gòu)形式和軸承的選 擇等 特別值得一提的是在倒檔的選擇和布置上 因為變速箱在低檔工作時作用有較 大的力 所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處 緊接著對變速器的各擋齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算 包括了檔數(shù) 傳動比 中 心距以及各檔齒輪的齒數(shù) 并且進行了強度校核 緊接著對一些標(biāo)準(zhǔn)件進行了選型 其中包括同步器 操縱機構(gòu) 固定件以及密封件等等 最后進行的是齒輪 軸以及軸承的校核 其中齒輪校核包括彎曲強度和接觸應(yīng)力 軸校核包括強度和剛度的計算 軸承校核的則是其壽命計算 并講 述 了 變 速 器 中 各 部 件 材 料 的 選 擇 關(guān)鍵字 變速器 設(shè)計 齒輪 軸 校核 I ABSTRACT This design of a three axis five speed manual transmission First the working principle of transmission are described in detail from the transmission to reverse layout programs are all doing a detailed description complete the form and bearing of shift the choice of institutions and so on is particularly worth mentioning is the reverse of the on the selection and arrangement Because the role of transmission in low grade work a greater force it is generally low grade gearbox are arranged near the support at the rear axle Then each block of the transmission gears and shafts made a detailed design calculations including the gears transmission ratio center distance and the number of teeth of the gear profile and strength check carried out followed by a number of standard parts were selected type including synchronization control mechanism fixed fittings and seals and so on Finally the gear shaft and bearing checking checking gear which includes bending strength and contact stress axial strength and rigidity checking including the calculation of the bearing checking is its life span and about each transmission component materials of choice Keywords Transmission Design Gear Axis Checking 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 第 1 章 緒 論 1 1 1 選題的背景 1 1 2 設(shè)計目的及意義 2 1 3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 2 1 3 1 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 2 1 3 2 國外研究現(xiàn)狀 3 1 4 設(shè)計主要內(nèi)容 3 第 2 章 變速器總體方案設(shè)計 5 2 1 設(shè)計初始數(shù)據(jù) 5 2 2 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 5 2 3 傳動機構(gòu)布置方案分析 6 2 3 1 兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析 6 2 3 2 倒擋布置方案 6 2 3 3 其他問題 7 2 4 各檔齒輪位置安排 7 2 5 變速器齒輪形式與自動脫檔分析 8 2 5 1 齒輪形式 8 2 5 2 變速器自動脫檔分析 9 2 6 換擋機構(gòu)形式 9 2 7 本章小結(jié) 10 第 3 章 變速器主要參數(shù)設(shè)計 12 3 1 擋數(shù)的選擇和確定 12 3 2 各檔傳動比的確定 12 3 2 1 主減速器傳動比 12 3 2 2 最低檔傳動比計算 13 3 2 3 各檔傳動比 14 3 2 4 初選中心距 14 3 2 5 變速器的外形尺寸 15 3 3 齒輪參數(shù)計算 15 3 3 1 模數(shù)的選取 15 3 3 2 齒形 壓力角及螺旋角的確定 15 3 4 各擋齒輪齒數(shù)的分配 17 3 4 1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 17 3 4 2 對中心距進行修正 18 3 4 3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 18 3 4 4 確定其他各擋的齒數(shù)及變位系數(shù) 18 3 4 5 確定倒擋齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 20 3 5 本章小結(jié) 21 第 4 章 變速器的校核 22 4 1 齒輪的損壞形式 22 4 2 齒輪強度計算 22 4 2 1 輪齒的彎曲應(yīng)力 23 4 2 2 輪齒的接觸應(yīng)力 24 4 2 3 各檔齒輪的強度校核 25 4 3 軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 32 4 4 軸的強度驗算 33 4 4 1 軸的剛度的計算 33 4 4 2 軸的強度的計算 37 4 5 軸承壽命計算 40 4 6 本章小結(jié) 43 第 5 章 同步器的選擇 44 5 1 鎖銷式同步器 44 5 2 鎖環(huán)式同步器 45 5 3 本章小結(jié) 46 第 6 章 變速器操縱機構(gòu)的選擇 47 6 1 直接操縱手動換擋變速器 47 6 1 1 變速操縱桿的布置 47 6 1 2 換檔鎖裝置 47 6 2 本章小結(jié) 49 結(jié) 論 50 參考文獻 51 致 謝 52 附 錄 53 0 第 1 章 緒 論 1 1 選題的背景 21 世紀(jì) 汽車工業(yè)成為各國經(jīng)濟發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一 汽車企業(yè)對各系統(tǒng)部件的 設(shè)計需求旺盛 其實 汽車與人一樣 也是有著整套健康系統(tǒng)的有機結(jié)合體 發(fā)動機 是心臟 車輪 底盤與懸掛是軀干與四肢 然而連接它們的 是類似于人體經(jīng)脈的變 速器系統(tǒng) 如果汽車喪失了變速器這個中心環(huán)節(jié) 心臟 四肢與軀干再好 汽車只能 如同植物人般成為廢鐵一堆 可以說 變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物 是 汽車上的必需品 在完成了最基本的傳動功能之外 我們對變速器的要求也是越來越 高 這是變速箱演變過程的首要催產(chǎn)素 由此可見 對汽車的變速器進行研究具有十 分重要的意義 隨著汽車工業(yè)的不斷發(fā)展 人們對汽車的性能要求越來越高 汽車的性能 使用 壽命 能源消耗 振動噪聲等很大程度取決于變速器的性能 因此必須重視對變速器 的設(shè)計 它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標(biāo) 變速器的結(jié)構(gòu)除了對汽車的動 力性 經(jīng)濟性有影響同時對汽車操縱的可靠性與輕便性 傳動的平穩(wěn)性與效率等都有 直接影響 變速器與主減速器及發(fā)動機的參數(shù)做優(yōu)化匹配 可得到良好的動力性與經(jīng) 濟性 采用自鎖及互鎖裝置 倒檔安全裝置 其他結(jié)構(gòu)措施 可使操縱可靠 不產(chǎn)生 跳檔 亂檔 自動脫檔和誤掛倒檔 采用同步器可使換檔輕便 無沖擊及噪聲 采用 斜齒輪 修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動平穩(wěn) 噪聲低 眾多汽車工程師在改進 汽車變速器性能的研究中傾注了大量心血 使變速器技術(shù)得到飛速的發(fā)展 目前許多變速器生產(chǎn)企業(yè)正在研發(fā)一些能大幅提高離合器 同步器壽命和行車安 全性 且保留了傳統(tǒng)有級機械變速器傳動效率高 體積小 機構(gòu)簡單 使用可靠 易 于制造 成本低 燃油消耗少和維護與使用費用低 多檔位 大速比變化范圍改善了 汽車的動力性 燃油經(jīng)濟性和換檔平順性的變速器 現(xiàn)在汽車變速器的發(fā)展趨勢是向 著可調(diào)自動變速箱或無級變速器方向發(fā)展 手動變速器即 MT 自動變速器包括傳統(tǒng) AT AMT CVT 及 DCT 如果按變速結(jié)構(gòu)可分為三類 圓柱齒輪 行星齒輪及錐盤 圓柱齒輪類包括 MT AMT DCT 行星齒輪類包括傳統(tǒng) AT 及使用了多片濕式離合 器替代液力變矩器的 AT 錐盤類包括金屬鋼帶 CVT 及半環(huán)面錐輪無級變速器等 控 制技術(shù)和電子信息技術(shù)的高速發(fā)展 使得自動變速器得到快速發(fā)展 手動變速器向自 動變速器發(fā)展的趨勢越發(fā)明顯 新技術(shù)的發(fā)展一方面仍在不斷改善現(xiàn)有變速器的性能 1 我所要設(shè)計的是手動變速器也就是 MT MT 的優(yōu)勢是傳動效率高及成本低 但換檔復(fù) 雜 AMT 傳動效率也高 且具備自動換檔功能 但換檔沖擊性有待解決 1 2 設(shè)計目的及意義 汽車變速器的設(shè)計是一個復(fù)雜的系統(tǒng)工程 其設(shè)計的成功與否決定著車輛的平順 性 動力性和燃油經(jīng)濟性等多方面的設(shè)計要求 這就對變速器設(shè)計人員提出較高的要 求 我們除了要對汽車變速器的結(jié)構(gòu)進行了合理的布置外 還運用了材料力學(xué) 機械 原理 機械設(shè)計等知識 對變速器的重要零件軸和齒輪進行受力分析 強度 剛度的 校核 以及為這些零件選擇合理的工程材料和熱處理方法 同時也為變速器選擇合理 的同步器和操縱機構(gòu) 本設(shè)計研究基本內(nèi)容是比亞迪 F3R 的機械變速器的組成 結(jié)構(gòu)與原理 弄清楚同 步器 齒輪 軸等零部件之間的配合關(guān)系 選擇標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)在總當(dāng)數(shù)和一檔傳動比 確定后 合理分配各檔位的速比 接著計算出齒輪參數(shù)和中心距 并對齒輪進行強度 驗算 確定齒輪的結(jié)構(gòu)與尺寸 繪制出所有齒輪的零件圖 根據(jù)經(jīng)驗公式初步計算出 所有軸的基本尺寸 對每個檔位下對軸的剛度和強度進行驗算 確定出軸的結(jié)構(gòu)與尺 寸 繪制出各個軸的結(jié)構(gòu)與尺寸 對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進行改進 完善 最終完 成變速器的零件圖和裝備圖的繪制 利用計算機輔助設(shè)計軟件繪制變速器的各零件的 零件圖 并完成變速器的總裝配圖 在此次設(shè)計中對變速器作了總體設(shè)計 對變速器 的傳動方案進行了選擇 變速器的齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算 對同步器和一些標(biāo) 準(zhǔn)件做了選型設(shè)計 1 3 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 3 1 國內(nèi)研究現(xiàn)狀 改革開放 30 年來 我國汽車變速器行業(yè)隨著整車行業(yè)的快速發(fā)展而不斷發(fā)展壯 大 形成了一批頗具規(guī)模的變速器企業(yè) 大多數(shù)本土變速器企業(yè)在引進消化吸收國外 先進技術(shù)方面取得了突出成績 并不斷堅持自主創(chuàng)新 在手動變速器領(lǐng)域 尤其是在 重型車用和微型車用手動變速器上 涌現(xiàn)了大量自主創(chuàng)新的產(chǎn)品 另外 一些跨國公 司獨資或合資的變速器企業(yè)開始陸續(xù)在中國設(shè)廠 為滿足持續(xù)高速增長的中國汽車市 場需求作出了非常大的貢獻 隨著中共十七屆五中全會召開 中國政府起草并通過了國家 十二五 規(guī)劃 規(guī) 劃中明確提出 中國迫切需要完成從汽車大國到汽車強國的轉(zhuǎn)變 中國要成為汽車強國 首先要克服自主技術(shù)這塊短板 而汽車的核心部分 動 力總成 仍是國內(nèi)一直沒有完全掌握的關(guān)鍵汽車零部件技術(shù)之一 2 目前 在中國乘用車手動變速器市場 國產(chǎn)品牌已占主導(dǎo)地位 隨著中國乘用車 市場的快速發(fā)展 對變速器的要求無論從數(shù)量上還是從技術(shù)水平上均不斷提高 但技 術(shù)落后嚴(yán)重阻礙著國產(chǎn)品牌變速器企業(yè)的發(fā)展 雖然現(xiàn)在越來越多的人在買車的時候 選擇了自動變速器 但是在中國 手動變速器仍然是車用變速器的主流 具體有兩個 原因 首先 目前國內(nèi)企業(yè)已經(jīng)基本掌握對手動變速器的開發(fā) 所以在一定程度上加 大了手動變速器的價格優(yōu)勢 另外 絕大多數(shù)中國駕駛者在學(xué)車時就用的是手動車 他們更加享受手動車帶來的駕駛樂趣 2006 年中國手動檔乘用車共銷售 354 54 萬輛 較 2005 年增長 20 54 2007 年 1 9 月份 手動檔乘用車共銷售 308 65 萬輛 同比增長 21 70 在中國乘用車用手 動變速器市場中 國產(chǎn)品牌占主導(dǎo)地位 進口量很小 因而隨著手動檔乘用車銷量的 快速增長 手動變速器市場也將不斷擴大 隨著全球能源及原材料價格的不斷上漲 汽車銷售價格的下降 要求汽車變速器向著體積小質(zhì)量輕 承載能力大 結(jié)構(gòu)緊湊上 發(fā)展 這就要求零件設(shè)計結(jié)構(gòu)機械性能也要相應(yīng)有所改變 向著小巧緊湊高強度 高 剛性方向改進 進而也要求有新技術(shù)新工藝來保證能夠制造出來 1 3 2 國外研究現(xiàn)狀 國外在手動變速器的研究上開始趨于自動變速器 這是為了節(jié)省燃油以及緩解駕 駛者在頻繁換擋中產(chǎn)生的疲勞感等一系列缺點 據(jù)預(yù)測 2013 年歐洲變速器市場上 配備手動變速器的汽車將占 52 配備自動手動變速器的將占 10 配備無極變速器 的將占 2 配備雙離合器變速器的將占 16 配備自動變速器的將占 20 可見手 動變速器依然占據(jù)著半壁江山 這證實了手動變速器在消費者心中的分量 國外專家 指出 新變速器產(chǎn)品還在不斷研發(fā)的過程中 因此 今后汽車市場的變速器情況可能 還會出現(xiàn)一些變化 目前許多變速器生產(chǎn)企業(yè)正在研發(fā)一些燃油經(jīng)濟性更好 換擋 性能更高的變速器 以滿足市場上的多層次需求 例如 某公司正在研制一種傳動效 率可達 92 換擋性能更好的變速器 1 4 設(shè)計主要內(nèi)容 本次設(shè)計的變速器是在原有比亞迪 F3R 的變速器的基礎(chǔ)上 在給定發(fā)動機輸 出轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速及最高車速 最大爬坡度等條件下 主要完成傳動機構(gòu)的設(shè)計 并繪制 出變速器裝配圖及主要零件的零件圖 1 對變速器傳動機構(gòu)的分析與選擇 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點 以及所設(shè)計車輛的特點 確 定傳動機構(gòu)的布置形式 3 2 變速器主要參數(shù)的選擇 檔數(shù) 傳動比 中心距 齒輪參數(shù)等 3 變速器齒輪強度校核 變速器齒輪強度的校核主要對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞 強度進行校核 4 軸的基本尺寸計算及強度校核 對于軸的強度計算則是對軸的剛度和強度分別進行校核 5 軸承的選擇與壽命計算 對變速器軸的支撐部分選用圓錐磙子軸承 壽命計算是按汽車的大修里程 來衡量 轎車的為 30 萬公里 本次設(shè)計主要是查閱近幾年來有關(guān)國內(nèi)外變速器設(shè)計的文獻資料 結(jié)合所學(xué)專 業(yè)知識 在老師的正確指導(dǎo)下進行設(shè)計 通過比較不同方案和方法選取最佳方案進行 設(shè)計 計算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對其進行校核計算 同時對同步器 換檔操縱 機構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進行分析設(shè)計 另外 對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進行改進 完善 4 第 2 章 變速器總體方案設(shè)計 2 1 設(shè)計初始數(shù)據(jù) 變速器設(shè)計所需的汽車基本參數(shù)如表2 1 表2 1 設(shè)計基本參數(shù)表 發(fā)動機型號 BYD473QB 排量 1500ml 發(fā)動機最大功率 75kw 最高車速 170km h 總質(zhì)量 1170kg 最大轉(zhuǎn)矩 135 N m 最大功率轉(zhuǎn)速 5800 r min 最大扭矩轉(zhuǎn)速 4800 r min 2 2 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 汽車傳動系是汽車的核心組成部分 其任務(wù)是調(diào)節(jié) 變換發(fā)動機的性能 將動力 有效而經(jīng)濟地傳至驅(qū)動車輪 以滿足汽車的使用要求 變速器是完成傳動系任務(wù)的重 要部件 也是決定整車性能的主要部件之一 變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力性 燃 料經(jīng)濟性 換檔操縱的可靠性與輕便性 傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響 隨著 汽車工業(yè)的發(fā)展 轎車變速器的設(shè)計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比 并要求其具 有更小的尺寸和良好的性能 在汽車變速器的設(shè)計工作開始之前 首先要根據(jù)變速器 運用的實際場合來對一些主要參數(shù)做出選擇 主要參數(shù)包括中心距 變速器軸向尺寸 軸的直徑 齒輪參數(shù) 各檔齒輪的齒數(shù)等 1 正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比 使之與發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配 以保證汽 車具有良好的動力性與經(jīng)濟性 2 設(shè)置空擋 用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸 3 設(shè)置倒擋 使汽車能倒退行駛 4 設(shè)置動力輸出裝置 需要時能進行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 5 6 工作可靠 7 變速器應(yīng)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(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小 制造成本低 拆裝容易 維修 方便等要求 2 3 傳動機構(gòu)布置方案分析 2 3 1 兩軸式變速器和中間軸式變速器的特點分析 1 兩軸式變速器 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上 其特點 是 變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體 發(fā)動機縱置時 主減速器采用弧齒 錐齒輪或準(zhǔn)雙曲面齒輪 發(fā)動機橫置時則采用斜齒圓柱齒輪 多數(shù)方案的倒檔傳動常 用滑動齒輪 其他檔位均采用常嚙合齒輪傳動 與中間軸式變速器相比 它具有軸和 軸承數(shù)少 結(jié)構(gòu)簡單 輪廓尺寸小 易布置等優(yōu)點 此外 各中間檔因只經(jīng)一對齒輪 傳遞動力 故傳動效率高 同時噪聲低 但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔 所以在高 檔工作時齒輪和軸承均承載 工作噪聲增大且易損壞 受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè) 計的很大 對于前進檔 兩軸式變速器輸入軸的傳動方向與輸出軸的傳動方向相反 2 中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機 后置后輪驅(qū)動的汽車上 其特點是 變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體 絕大多 數(shù)方案的第二軸前端經(jīng)軸承支承在第一軸后端的孔內(nèi) 且保持兩軸軸線在同一條直線 上 經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔 使用直接檔 變速器齒輪和軸承及中間軸 不承載 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出 此時變速器的傳動效率高 可達90 以上 噪聲低 齒輪和軸承的磨損減少 因為直接檔的利用率要高于其他檔 位 因而提高了變速器的使用壽命 在除直接檔以外的其他檔位工作時 中間軸式變 速器的傳動效率略有降低 這是它的缺點 2 3 2 倒擋布置方案 常見的倒檔布置方案如圖 2 2 所示 圖 2 2b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪 縮短了中間軸的長度 但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合 使換檔困難 圖 2 2c 方 案能獲得較大的倒檔傳動比 缺點是換檔程序不合理 圖 2 2d 方案對 2 2c 的缺點做 了修改 圖 2 2e 所示方案是將一 倒檔齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 2 2f 所示 方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪 換檔換更為輕便 與前進檔位比較 倒檔使用率不高 而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔 故多數(shù) 方案采用直齒滑動齒輪方式換倒檔 為實現(xiàn)倒檔傳動 有些方案利用在中間軸和第二 軸上的齒輪傳動路線中 加入一個中間傳動齒輪的方案 6 圖 2 2 倒檔的布置方案 綜合考慮以上因素 為了換檔輕便 減小噪聲 倒檔傳動采用圖 2 2f 所示方案 2 3 3 其他問題 經(jīng)常使用的擋位 其齒輪因接觸應(yīng)力過高而造成表面電蝕損壞 將高擋布置在靠 近軸的支承中部區(qū)域較為合理 在該區(qū)因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小 齒輪保 持較好的嚙合狀態(tài) 偏載減少能提高齒輪壽命 某些汽車變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋 使用傳動比小于 1 為 0 7 0 8 的超速擋 能夠充分地利用發(fā)動機功率 使汽車行駛 1km 所需發(fā)動機 曲軸的總轉(zhuǎn)速降低 因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗 但是與直接擋比較 使用超速擋會使傳動效率降低 噪聲增大 機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān) 包括傳遞動力時處于工作狀 態(tài)的齒輪對數(shù) 每分鐘轉(zhuǎn)速 傳遞的功率 潤滑系統(tǒng)的有效性 齒輪和殼體等零件的 制造精度等 2 4 各檔齒輪位置安排 各齒輪副的相對安裝位置對于整個變速器的結(jié)構(gòu)布置有很大的影響 各檔位置的 安排應(yīng)考慮以下四個方面 1 整車總布置 根據(jù)整車的總布置 對變速器輸入軸和輸出軸的相對位置和變 速器的輪廓形狀以及換檔機構(gòu)提出要求 2 駕駛員的使用習(xí)慣 人們習(xí)慣于按檔的高低順序 由左到右或由右到左排列 7 來換檔 值得注意的是倒檔 雖然他是平常換檔序列之外的一個特殊檔位 然而卻是 決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié) 按習(xí)慣 倒檔最好與序列不接合 從安全角度考慮 將倒檔與一檔放在一起較好 3 提高平均傳動效率 為提高平均傳動效率 在中間軸式變速器中 普遍采用 具有直接檔的傳動方案 并盡可能地將使用時間最多的檔位設(shè)計成直接檔 4 改善齒輪受載狀況 各檔齒輪在變速器中的位置安排 應(yīng)考慮齒輪的受載狀 況 承受載荷大的低檔齒輪 一般安置在離軸承較近的地方 以較小軸的變形 使齒 輪的重疊系數(shù)不致下降過多 變速器齒輪主要是因接觸應(yīng)力過高而造成表面點蝕損壞 因此將高檔齒輪安排在離兩支撐較遠處較好 因為變速器在一檔和倒檔工作時有較大的力 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檔 都應(yīng)當(dāng)布置在靠近軸的支承處 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檔順序布置各擋齒輪 這樣做既能使軸有足 夠大的剛性 又能保證容易裝配 2 5 變速器齒輪形式與自動脫檔分析 2 5 1 齒輪形式 變速器齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 斜齒圓柱齒輪與直齒圓柱齒輪 比較 有運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 作時噪聲低等優(yōu)點 缺點是制造時工藝復(fù)雜 工作時有軸向力 變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪 盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加 并導(dǎo) 致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大 直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔 變速器齒輪可以與軸設(shè)計為一體或與軸分開 然后用花鍵 過盈配合或者滑動支 承等方式之一與軸連接 齒輪尺寸小又與軸分開 其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 圖 2 2 影響齒輪強度 要求尺寸 應(yīng)該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度 為b b 了使齒輪裝在軸上以后 保持足夠大的穩(wěn)定性 齒輪輪轂部分的寬度尺寸 在結(jié)構(gòu)C 允許條件下應(yīng)盡可能取大些 至少滿足尺寸要求 式中 花鍵內(nèi)徑 2 4 1 dC 2d 圖 2 2 變速器齒輪尺寸控制圖 8 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低 則噪聲減少 齒面磨損速度減慢 提高了齒輪壽命 變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在 m范圍內(nèi)選用 80 4 Ra 2 5 2 變速器自動脫檔分析 自動脫檔是變速器的主要故障之一 由于接合齒磨損 變速器剛度不足以及振動 等原因 都會導(dǎo)致自動脫檔 為解決這個問題 除工藝上采取措施以外 目前在結(jié)構(gòu) 上采取措施且行之有效的方案有以下幾種 1 將兩接合齒的嚙合位置錯開 如圖 2 3a 所示 這樣在嚙合時 使接合齒端部 超過被接合齒的 1 3mm 使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時磨損 并在接合齒端部 形成凸肩 可用來阻止接合齒自動脫檔 2 將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切薄 切下 0 3 0 6mm 這樣 換檔后嚙 合套的后端面被后齒圈的前端面頂住 從而阻止自動脫檔 如圖 2 3b 所示 3 將接合齒的工作面設(shè)計并加工成斜面 形成倒錐角 一般傾斜 2 3 使 接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫檔的軸向力 如圖 2 3c 所示 這種方案比較有效 應(yīng)用較 多 將接合齒的齒側(cè)設(shè)計并加工成臺階形狀 也具有相同的阻止自動脫檔的效果 a b c 圖 2 3 防止自動脫擋的機構(gòu)措施 2 6 換擋機構(gòu)形式 變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換擋三種形式 汽車行駛時各 擋齒輪有不同的角速度 因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋 會在輪齒端面產(chǎn)生沖 擊 并伴隨有噪聲 這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞 同時使駕駛員精神緊張 而 換擋產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低 只有駕駛員用熟練的操作技術(shù) 如兩腳離合器 時齒輪換擋時無沖擊 才能克服上述缺點 但是該瞬間駕駛員注意力被分散 會影 響行駛安全性 因此 盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單 但除一擋 倒擋外已很少使用 由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài) 所以可用移動嚙合套換擋 這時 因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多 而輪齒又不參與換擋 它們都不會 9 過早損壞 但不能消除換擋沖擊 所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù) 此外 因增 設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪 使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性矩增大 因此 目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用 這 是因為重型貨車擋位間的公比較小 則換擋機構(gòu)連件之間的角速度差也小 因此采用 嚙合套換擋 并且還能降低制造成本及減小變速器長度 使用同步器能保證迅速 無沖擊 無噪聲換擋 而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān) 從而提高了汽車的加速性 燃油經(jīng)濟性和行駛安全性 同上述兩種換擋方法比較 雖 然它有機構(gòu)復(fù)雜 制造精度要求高 軸向尺寸大等缺點 但仍然得到廣泛應(yīng)用 使用同步器或嚙合套換擋 其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小 在滑動齒輪特 別寬的情況下 這種差別就更為明顯 為了操縱方便 換入不同擋位的變速桿行程要 求盡可能一樣 自動脫擋是變速器的主要故障之一 為解決這個問題 除工藝上采取措施外 目 前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時 其它變速叉軸互被鎖住 該機構(gòu)的作用是 防止同時掛入兩檔 而使掛檔出現(xiàn)重大故障 常見的互鎖機構(gòu)有 1 互鎖銷式 圖 2 4 是汽車上用得最廣泛的一種機構(gòu) 互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間 用銷 子的長度和凹槽來保證互鎖 圖 2 4 a 為空檔位置 此時任一叉軸可自由移動 圖 2 4 b c d 為某一叉軸 在工作位置 而其它叉軸被鎖住 圖 2 4 互鎖銷式互鎖機構(gòu) 2 擺動鎖塊式 圖 2 5 為擺動鎖塊式互鎖機構(gòu)工作示意圖 鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上 并 可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動 操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi) 此時 鎖塊的一個或兩個突起 部分 A 檔住其它兩個變速叉軸槽 保證換檔時不能同時掛入兩檔 2 7 本章小結(jié) 本章首先先確定了設(shè)計變速器所需的汽車主要參數(shù)以及設(shè)計變速器所應(yīng)滿足的基 10 本要求 對自己的設(shè)計也有了一定的規(guī)范 然后又對變速器的傳動機構(gòu)和檔位的布置 形式的進行了簡單的介紹 分析了各個傳動方案的優(yōu)缺點 選取了合理高效的的傳動 方案和一些在設(shè)計變速器時常遇的問題 為后面齒輪和軸的計算打下了良好的基礎(chǔ) 最后對齒輪的形式做了介紹和優(yōu)缺點的比較 通過以上比較合理的選擇齒輪形式 分 析了幾種換擋形式 和容易出現(xiàn)的問題 并提供了相關(guān)的解決方法 11 第 3 章 變速器主要參數(shù)設(shè)計 3 1 擋數(shù) 的選擇和確定 在最低擋傳動比不變的條件下 增加變速器的當(dāng)屬會是變速器相鄰的低擋與高擋 之間傳動比比值減小 是換擋工作容易進行 要求相鄰擋位之間的傳動比比值在 1 8 以下 該制約小換擋工作越容易進行 要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低 擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小 近年來為了降低油耗 變速器的擋數(shù)有增加的趨勢 目前轎車一般用 4 5 個擋位 級別高的轎車變速器多用 5 個擋 貨車變速器采用 4 5 個擋位或多擋 裝載質(zhì)量在 2 3 5T 的貨車采用 5 擋變速器 裝載質(zhì)量在 4 8T 的貨車采用 6 擋變速器 多擋變速 器多用于重型貨車和越野車 本設(shè)計為 5 擋變速器 3 2 各檔傳動比的確定 3 2 1 主減速器傳動比 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為 3 1 037 irnuga 式中 汽車行駛速度 km h au 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 r min n 車輪滾動半徑 m r 變速器傳動比 gi 主減速器傳動比0 由上文可知最高車速 170km h 最高檔為超速檔 傳動比 0 7 車maxuv 5gi 輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 19 60R15 得到 226 5 mm 發(fā)動機轉(zhuǎn)速r 4800 r min 由公式 3 1 得到主減速器傳動比計算公式 np 437 0 aguinri 12 3 2 2 最低檔傳動比計算 按最大爬坡度設(shè)計 滿足最大通過能力條件 即用一檔通過要求的最大坡道角 坡道時 驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力 加速阻力為零 空氣max 阻力忽略不計 用公式表示如下 3 2 maxmax0max sinco GfriTtge 式中 G 車輛總重量 N 滾動阻力系數(shù) 對良好路面 0 01 0 02 f 發(fā)動機最大扭矩 N m maxeT 主減速器傳動比 0i 變速器傳動比 g 為傳動效率 0 75 0 85 t R 車輪滾動半徑 最大爬坡度本設(shè)計為能爬 30 的坡 大約 max 7 16 由公式 3 2 得 3 3 tegiTrGi 0maxax1 snco 已知 m 4060 kg r 0 3775m N m 02 f 7 16 210ax eT g 9 8m s 2 把以上數(shù)據(jù)代入 3 3 式 6 40 i 9t 4816 0431565 7 sin9 cos 817 gi 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件 即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時 驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象 公 式表示如下 ntgeFriT 10max 3 4 tegii0max1 13 式中 驅(qū)動輪的地面法向反力 nFgmFn1 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù) 對混凝土或瀝青路面 可取 0 5 0 6 之間 取 0 55 把數(shù)據(jù)代入 3 4 式得 4816 04315257 9 gi 所以 一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是 1 gi 初選一檔傳動比為 4 3 2 3 各檔傳動比 變速器的 檔傳動比應(yīng)根據(jù)上述條件確定 變速器的最高檔一般為直接檔 有時 用超速擋 在本設(shè)計中最高檔即為超速擋 中間檔的傳動比理論上按公比為 其中 n 為檔位數(shù) 的幾何級數(shù)排列 實際上與理論值略有出入 max11innggiq 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)動機參數(shù)的合理匹配 qii 54321 53 1451 i1 53 69 2 3 4312 qi 3 2 4 初選中心距 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 3 5 31maxgeAiTK 式中 變速器中心距 mm A 中心距系數(shù) 8 6 9 6 KA 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為 135 N m maxeT 14 變速器一檔傳動比為 4 1i 變速器傳動效率 取 96 g 8 6 9 6 75mm A396 0521 變速器的中心距在 60 100mm 范圍內(nèi)變化 所以根據(jù)計算結(jié)果 初取 A 75m 3 2 5 變速器的外形尺寸 變速器的外形尺寸主要指變速器的軸向尺寸 其軸向尺寸與檔位數(shù) 齒輪型式 換檔機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系 設(shè)計初可根據(jù)中心距 的尺寸參照下列關(guān)系式 初選 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用 四檔 2 2 2 7 A 五檔 2 7 3 0 六檔 3 2 3 5 此變速器為五檔 故初選外形尺寸為 2 7 3 0 270 300mm A 3 3 齒輪參數(shù)計算 3 3 1 模數(shù)的選取 遵循的一般原則 為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù) 增加尺寬 為使質(zhì)量小 增加 數(shù) 同時減少尺寬 從工藝方面考慮 各擋齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù) 而從強度方面考 慮 各擋齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù) 減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義 因此齒輪 的模數(shù)應(yīng)選小 對貨車 減小質(zhì)量比噪聲更重要 故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù) 低擋齒輪應(yīng)選大些的模數(shù) 其他擋位選另一種模數(shù) 少數(shù)情況下汽車變速器各擋 齒輪均選用相同的模數(shù) 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪 由于工藝上的原應(yīng) 同一變速器 的接合齒模數(shù)相同 其取用范圍是 乘用車和總質(zhì)量 在 1 8 14 0t 的貨車為am 2 0 3 5mm 選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多 有利換擋 初選齒輪模數(shù) 2 5mm m 齒輪法向模數(shù) 2 5mmn 3 3 2 齒形 壓力角及螺旋角的確定 壓力角較小時 重合度大 傳動平穩(wěn) 噪聲低 較大時可提高輪齒的抗彎強度和 表面接觸強度 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 15 載力 取大些 變速器齒輪用 20 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用 30 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用 選斜齒輪的螺旋角 要注意它對齒輪工作噪 聲齒輪的強度和軸向力的影響 從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā) 不希望用過大的螺 旋角 而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼 應(yīng)選用較大螺旋角 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(yīng)力求中間軸上同時 工作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡 以減少軸承負荷 提高軸承壽命 因此 中間軸上 的不同檔位齒輪的螺旋角應(yīng)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 中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng) 一律取為右旋 則第一 第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋 軸向力經(jīng)軸承蓋作用到殼體 上 一檔和倒檔設(shè)計為直齒時 在這些檔位上工作 中間軸上的軸向力不能抵消 但 因為這些檔位使用得少 所以也是允許的 而此時第二軸則沒有軸向力作用 根據(jù)圖 3 2 可知 欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡 須滿足下述條件 3 12 11tan aF 22tan aF 由于 T 為使兩軸向力平衡 必須滿足r 3 13 2 1tanr 式中 為軸向力 為圓周力 為節(jié)圓半徑 為中間軸1Fa1Fn21r2T 傳遞的轉(zhuǎn)矩 圖 3 2 中間軸軸向力的平衡 最后可用調(diào)整螺旋角的方法 使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成 的中心距不等現(xiàn)象得以消除 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用 兩軸式變速器為 20 30 16 中間軸式變速器為 22 34 3 4 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可根據(jù)變速器的檔數(shù) 傳動比和傳動方 案來分配各檔齒輪的齒數(shù) 應(yīng)該注意的是 各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù) 以使齒面磨損均勻 3 4 1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 9102zi 3 9 如果 齒數(shù)確定了 則 與 的傳動比可求出 為了求 的齒數(shù) 先9z102z1 9z10 求其齒數(shù)和 h 直齒 2A m hz 3 10 斜齒 2A hz cosnm 3 11 因為一擋用的是斜齒輪 所以 2A m 55hz cos 計算后取整 然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配 中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可 能取小些 以便使 的傳動比大些 在 已定的情況下 的傳動比可分配小9z101i2z1 些 使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些 以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪軸 有足夠的厚度 考慮到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性 該齒輪齒數(shù) 又不宜取多 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù) 還受中間軸軸經(jīng)尺寸的限制 即受剛度的限制 在 選定時 對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮 商用車中間軸式變速器一擋傳動比 5 6 時 中間軸上一擋齒輪數(shù)可在 15 17 間取 貨車在 12 17 間取 1i 因為 4 取中間軸上一擋齒輪 13 輸出軸上一擋齒輪 55 13 421i 10z9zh10 17 根據(jù)確定的中心距 A 求嚙合角 0 9397 2cos109 zm cos 得 故總變位 即為高度變位 0 x 根據(jù)齒數(shù)比 u 查得 則23 1409 z 45 09 45 01 x 兩齒輪分度圓仍相切 節(jié)圓與分度圓重合 合齒高度不變 3 4 2 對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和 后 經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化 所以應(yīng)根據(jù) 和齒輪變hz hz 位系數(shù)新計算中心距 在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù) 故修正后 中心距 A 取 90mm 3 4 3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 求出傳動比 9102zi 3 12 4612 z 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等 即 A 2 21zmn cos 3 13 75 2 5 2cos242z1 求得常嚙合齒輪齒數(shù)為 25 311 核算 4 在誤差允許范圍內(nèi)10921zi 故可得齒輪 1 2 精確的螺旋角為 21 04 湊配中心距 8 75cos 21 zmAt 18 斜齒端面模數(shù)為 3 158mm 2cos ntm 嚙合角 高度變位 2095 1 cos1 Azt 0 x 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 故24 3zu 9 1 x64 2 3 4 4 確定其他各擋的齒數(shù)及變位系數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪螺旋角 與常嚙合齒輪 不同8 2 2187zi 35 3 14 3 15 87cos2 zmAn 此外 從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā) 還必須滿足下列關(guān)系式 3 16 1 tan87282zz 聯(lián)解上述三式 采用試湊法 當(dāng)螺旋角為 時 解 3 14 3 15 得 6 0 求得二擋齒輪齒數(shù)為 代入上式近似滿足軸向力平衡387 z19z 湊配中心距 正角度變位AmAn 4 5cos2 87 斜齒面模數(shù) mnt 8 嚙合角 01 2cos cs7 zn 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 87z 31 x02 x3 19 圖 3 3 選擇變位系數(shù)線路圖 同理 三擋齒輪齒數(shù) 時近似滿足軸向力平衡關(guān)系325 z46 216 湊配中心距 mAn98 7cos 6 斜齒端面模數(shù) mnt 1 36 嚙合角 9 0cos 2cos65 zAt 6 21 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 165 z 0 x 1x26 0 x 五擋齒輪齒數(shù) 時近似滿足軸向力平衡關(guān)系27394z24 湊配中心距 mAn0 5cos 4 斜齒端面模數(shù) mnt 24 嚙合角 935 0cos cos43 zAt 03 2 20 根據(jù)齒數(shù)比 查得變位系數(shù) 07 143 z 07 x18 x01 2 x 3 4 5 確定倒擋齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近 倒檔齒輪 的齒數(shù)一般在 23 之間13z 初選 計算輸入軸與倒檔軸的中心距 設(shè)231 z A2 有中心距 圓整后取mzA45 132 m45 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉 齒輪 11 和 12 的齒頂圓之間應(yīng)保持 有 0 5mm 以上的間隙 故取 滿足輸入軸與中間軸距離391z 假設(shè)當(dāng)齒輪 11 和齒輪 12 嚙合時中心距 77 5 A 且 mm A2 1zm 05 故倒檔軸與中間軸的中心距 mz 7 13 倒 3 5 本章小結(jié) 本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇 包括確定擋數(shù) 傳動比范圍 根據(jù)最大 爬坡度和驅(qū)動輪與地面的附著力確定一擋傳動比和五擋傳動比 進而確定其它各擋傳 動比 選擇中心距 外形尺寸以及齒輪參數(shù) 根據(jù)變速器的傳動示意圖確定各擋齒輪 齒數(shù) 進行各擋齒輪變位系數(shù)的分配 最后列出了各擋齒輪的幾何尺寸 這些為之后 齒輪 軸的設(shè)計計算做好了準(zhǔn)備 21 第 4 章 變速器的校核 4 1 齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞形式主要有三種 齒輪折斷 齒面點蝕 齒面膠合 1 齒輪折斷 齒輪在嚙合過程中 輪齒表面承受有集中載荷的作用 可以把輪齒看作懸臂梁 輪齒根部彎曲應(yīng)力很大 過渡圓角處又有應(yīng)力集中 故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂 齒 輪折斷有兩種情況 一種是齒輪受到足夠大的突然載荷的沖擊作用 導(dǎo)致齒輪斷裂 這種破壞的斷面為粗粒狀 另一種是受到多次重復(fù)載荷的作用 齒根受拉面的最大應(yīng) 力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫 裂縫逐漸擴展到一定深度后 齒輪突然折斷 2 齒面點蝕 齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式 因閉式齒輪傳動齒輪在潤滑 油中工作 齒面長期受到脈動的接觸應(yīng)力作用 會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂 縫 面裂縫中充滿了潤滑油 嚙合時 由于齒面互相擠壓 裂縫中油壓增高 使裂縫 繼續(xù)擴展 最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落 齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點 這就是齒面點 蝕現(xiàn)象 22 3 齒面膠合 高速重載齒輪傳動 軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動 由于齒面相 對滑動速度大 接觸壓力大 使齒面間滑動油模破壞 兩齒面間金屬材料直接接觸 局部溫度過高 互相熔焊粘聯(lián) 齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡 這種損壞形式叫膠合 增大輪齒根部齒厚 加大齒根圓角半徑 采用高齒 提高重合度 增多同時嚙合 的輪齒對數(shù) 提高輪齒柔度 采用優(yōu)質(zhì)材料等 都是提高輪齒彎曲疲勞強度的措施 合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù) 增大齒廓曲率半徑 降低接觸應(yīng)力 提高齒面強度等 可提高齒面的接觸強度 采用黏度大 耐高溫 耐高壓的潤滑油 提高油膜強度 提 高齒面強度 選擇適當(dāng)?shù)凝X面表面處理方法和鍍層等 是防止齒面膠合的措施 4 2 齒輪強度計算 汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造 采用剃齒或磨齒精加工 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 比用于通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽 車齒輪 同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果 4 2 1 輪齒的彎曲應(yīng)力 1 直齒輪彎曲應(yīng)力公式為 btyKFfw 1 式中 彎曲應(yīng)力 MPa w 圓周力 N 1FdTFg21 計算載荷 N m gT 節(jié)圓直徑 mm d 應(yīng)力集中系數(shù) 可近似取 1 65 K K 摩擦力影響系數(shù) 主 從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向?qū)?彎 曲 應(yīng) 力 的 影 響f 也 不 同 主 動 齒 輪 1 1 從動齒輪 0 9 f f 齒 寬 mm b 端 面 齒 距 mm tt 模數(shù) 齒 形 系 數(shù) y 因為齒輪節(jié)圓直徑 式中 為齒數(shù) 所以將上述有關(guān)參數(shù)代入式后得 zd 23 4 1 yzKmTcfgw32 當(dāng)計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時 倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在gTmaxeT 400 850MPa 范圍 2 斜 齒 輪 彎 曲 應(yīng) 力 公 式 為 btyKFw1 式中 圓周力 1FNdTg21 計算載荷 N m gT 節(jié)圓直徑 mm 法向模數(shù) mm 齒數(shù) 斜d coszmn nz 齒輪螺旋角 應(yīng)力集中系數(shù) K50 1 K 齒面寬 mm b 法向齒距 mm t nmt 齒形系數(shù) 可按當(dāng)量齒數(shù) 在圖 4 1 中查得 y 3cosz 重合度影響系數(shù) K0 2 K 將 上 述 有 關(guān) 參 數(shù) 代 入 公 式 后 可 得 到 斜 齒 輪 的 彎 曲 應(yīng) 力 公 式 為 4 2 yzmTCngw3cos 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 時 對常嚙合齒輪和高擋齒輪 許用maxe 應(yīng)力在 180 350MPa 范圍 4 2 2 輪齒的接觸應(yīng)力 4 3 bzjFE 1418 0 式中 輪齒的接觸應(yīng)力 MP a j 齒面上的法向力 N F cos 1 F 24 端面內(nèi)分度圓切向力 1FdTFg21 計算載荷 N m gT 節(jié)圓直徑 mm d 節(jié)點處壓力角 齒輪螺旋角 齒輪材料彈性模量 MP a 20 6 104 N mm 2 EE 齒輪接觸實際寬度 mm b 主動及被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑 mm z 其 中 斜齒輪 2cosinzr 2cosinbr 直齒輪 izib 主動及被動齒輪節(jié)圓半徑 mm zrb 其中 斜齒輪 直齒輪 coszmdn mzd 所以 斜齒輪 2inz 2sinbz 直齒輪 siz ib 斜齒輪法向模數(shù)nm 直齒輪模數(shù) 斜齒輪當(dāng)量齒數(shù)nz 直齒輪齒數(shù) 將所有參數(shù)帶入式 4 3 得 斜齒輪 4 4 bzjdbTE 1cos418 0 直齒輪 4 5 bzj 將 作 用 在 變 速 器 第 一 軸 上 的 載 荷 作 為 計 算 載 荷 時 變 速 器 齒 輪 的 許 用 接 觸 應(yīng) 力 見2maxeT 25 表 4 1 表 4 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 4 2 3 各檔齒輪的強度校核 1 計算倒檔直齒輪 11 12 13 的彎曲應(yīng)力 42 11 23 0 132 0 143 0 110 3 5mm 7 0 107z213z1y12y13ymcK倒T 9 494N m 329 340N m 654 464N mT4T131yKzmcfw 倒 33102 745 965092 613 651MPa 400 850MPa12312yKzmTcfw 3304 75 609 806 474MPa 400 850Mpa133412yKzmTcfw 330 75 96 815 248MPa 400 850MPa 2 計算一檔斜齒輪 9 10 的彎曲應(yīng)力 45 13 0 128 0 142 1083 478N m 329 340N m 29 54 9z10y1031T2T109 3mm 8 5nmcK Kymzcnw931019os2 3310 258 45478 340 640MPa 180 350MP a 26 KymzTcnw1039210os 3310 2584 323 081MPa 180 350MP a 3 計算二檔斜齒輪 7 8 的彎曲應(yīng)力 41 17 0 125 0 145 754 894N m 329 340N m 29 54 7z8y32T2T87 3mm 8 5nmcK Kymzcnw73827os 3310 251 04495 266 741MPa 180 350MP a KymzTcnw83728os 3310 2514 0 9 241 950MPa 180 350MP a 4 計算三檔斜齒輪 5 6 的彎曲應(yīng)力 36 22 0 121 0 153 512 190N m 329 340N m 29 54 5z6y3T2T65 3mm 8 5nmcK Kymzcnw5365os2 3310 281 05 49 212 932MPa 180 350MP a KymzTcnw63526os 3310 281 05 49 27 177 186MPa 180 350MP a 5 計算四檔斜齒輪 3 4 的彎曲應(yīng)力 30 28 0 113 0 158 335 362N m 329 340N m 29 54 3z4y34T2T43 3mm 8 5nmcK Kymzcnw3443os2 3310 2581 0 965 179 148MPa 180 350MP a KymzTcnw4324os 3310 2581 08 9 134 812MPa 180 350MP a 6 計算常嚙合齒輪 1 2 的彎曲應(yīng)力 24 34 0 154 0 119 244 608N m 329 340N m 29 54 1z2y21T2T21 3mm 8 5nmcK Kymzcnw1321os 3310 2584 0 96 119 850MPa 180 350MP a KymzTcnw2312os 3310 2589 04 4 147 407MPa 180 350MP a 7 計算一檔斜齒輪 9 10 的接觸應(yīng)力 45 13 155 17 44 83 1083 478N m 329 340N m 29 54 9z10d1031T2T109 8 5 3mmcKnm 28 10 13mm 210cos indz 35 06mm29 ib 9109319cos48 0bzjdET 3 4106 53 s7 5 26 21 1238 32MPa 1900 2000MP a 91010210cos48 bzjbdET 3 4106 53 3 56 9 1270 18MPa 1900 2000MP a 8 計算二檔斜齒輪 7 8 的接觸應(yīng)力 41 17 141 38 58 62 754 894N m 329 340N m 29 54 7zd32T2T87 8 5 3mmcKnm 13 24mm 28cos indz 31 94mm27 ib 78 77327 1cos418 0bzjdET 3 5 1094 2 139 40 5 6 94 992 14MPa 1300 1400MP a 78 7828cos41 0bzjbdET 3 5 1094 2 134 906 5 349 29 1017 70MPa 1300 1400MP a 9 計算三檔斜齒輪 5 6 的接觸應(yīng)力 36 22 124 14 75 86 512 190N m 329 340N m 29 54 5z6d3T2T65 8 5 3mmcKnm 17 14mm 26cos indz 28 05mm25 ib 56 5535 1cos418 0bzjdET 3105 2814 7 92s014 2 9 817 95MPa 1300 1400MP a 56 5626cos418 0bzjbdET 3105 2814 7 920 75 349 839 04MPa 1300 1400MP a 10 計算四檔斜齒輪 3 4 的接觸應(yīng)力 30 28 103 45 96 55 335 362N m 329 340N m 29 54 3z4d34T2T43 8 5 3mmcKnm 21 81mm 24cos indz 23 37mm23 ib 34 3343 1cos418 0bzjdET 3 5 107 28 1 920 5 26 704 24MPa 1300 1400MP a 30 34 3424 1cos18 0bzjbdET 3 5 107 28 1 9205 96 722 40MPa 1300 1400MP a 11 常嚙合斜齒輪 1 2 的接觸應(yīng)力 24 34 82 76 117 24 244 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