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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 摘 要 本次設計的題目是日產(chǎn)銳騏皮卡三軸式變速器設計 變速器由變速器傳動機構和 操縱機構組成 其基本功用是改變傳動比 擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍 以適 應經(jīng)常變化的行駛條件 同時使發(fā)動機在有利的工況下工作 在發(fā)動機曲軸旋轉方向 不變的前提下使汽車能倒退行駛 利用空擋中斷動力傳遞 以使發(fā)動機能夠起動 怠速 并便于變速器換擋或進行動力輸出 采用中間軸式變速器 該變速器具有兩個突出的優(yōu)點 一是其直接檔的傳動效率 高 磨損及噪聲也最小 二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳 動比 這臺變速器具有五個前進檔 包括一個超速檔五檔 和一個倒檔 并通過鎖環(huán) 式同步器來實現(xiàn)換檔 本設計論述了變速器的總體結構 在設計中完成了各擋齒輪和 軸的計算和校核及 CAD 繪圖等工作 關鍵詞 變速器 鎖環(huán)式同步器 傳動比 中間軸 第二軸 齒輪 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II ABSTRACT The design of the subject is Nissan Pick up thestrals sharpness triaxial type transmission design Transmission of transmission mechanism and manipulate the transmission mechanism its basic function is changed expand the rotation drive transmission torque and speed range in order to adapt to the changing conditions also make the engine driving in the favorable conditions work In the engine crankshaft direction invariable under the premise of driving the car can reverse Use neutral interrupt power to make the engine can start idle and facilitate transmission shift or power output Using the transmission of transmission oart has two outstanding advantages one is the direct transmission efficiency the wear and tear of noise and minimum The center distance of small gear cases can still get larger gear transmission The transmission has five forward including a overdrive five files and one reverse and through the lock ring type synchronizer to realize the shift This design is discussed in the overall structure design of the gear and finish the checking and calculating and axial CAD drawing etc KEY WORDS Transmission Locking ring type synchronizer Gear ratio Countershaft Second axis Gear 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 III 目 錄 摘要 I Abstract II 第 1 章 緒論 1 1 1 汽車變速器概述 1 1 2 汽車變速器設計的目的和意義 1 1 3 汽車變速器國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 2 1 3 1 變速器國內(nèi)外的現(xiàn)狀 2 1 3 2 汽車變速器的發(fā)展趨勢 3 1 4 手動變速器的特點和設計要求及內(nèi)容 3 1 4 1 手動變速器的特點 3 1 4 2 手動變速器的設計要求 4 1 4 3 設計的主要內(nèi)容 4 第 2 章 變速器傳動機構布置方案確定 6 2 1 設計所依據(jù)的主要技術參數(shù) 6 2 2 變速器傳動機構的結構分析和形式選擇 6 2 2 1 兩軸式變速器的特點分析 7 2 2 2 中間軸式變速器特點分析 7 2 2 3 倒擋布置方案分析 8 2 2 4 傳動機構布置的其他問題 9 2 3 零部件結構方案分析 10 2 3 1 齒輪形式 10 2 3 2 換擋機構形式 10 2 3 3 防止自動脫擋的結構 11 2 3 4 變速器軸承 11 2 4 本設計所采用的傳動機構布置方案 11 2 5 本章小結 12 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇和齒數(shù)分配 13 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 IV 3 1 變速器各擋傳動比的確定 13 3 1 1 變速器最低擋傳動比的確定 13 3 1 2 變速器其他各擋傳動比的確定 14 3 2 中心距的確定 14 3 3 變速器外形尺寸的初選 15 3 4 變速器齒輪參數(shù)的選擇 15 3 4 1 模數(shù) 15 3 4 2 齒形 壓力角及螺旋角 16 3 4 3 齒寬 16 3 4 4 齒頂高系數(shù) 17 3 5 變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配 17 3 5 1 確定一擋齒輪的 齒數(shù) 17 3 5 2 對中心距進行修正 18 3 5 3 確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 19 3 5 4 確定其他各擋齒輪的齒數(shù) 20 3 6 本章小結 23 第 4 章 變速器齒輪的設計計算 24 4 1 變速器齒輪的幾何尺寸計算 24 4 2 計算變速器各軸的扭矩和轉速 24 4 3 齒輪的強度計算和材料選擇 25 4 3 1 齒輪損壞的原因和形式 25 4 3 2 齒輪的材料選擇 26 4 3 3 齒輪的強度計算 27 4 4 本章小結 38 第 5 章 變速器軸和軸承的設計計算 39 5 1 初選變速器軸的軸徑和軸長 39 5 2 軸的結構設計 39 5 3 變速器軸的強度計算 40 5 3 1 齒輪和軸上的受力計算 40 5 3 2 軸的強度計算 41 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 V 5 3 3 軸的剛度計算 46 5 4 變速器軸承的選擇和校核 49 5 4 1 第一軸軸承的選擇和校核 49 5 4 2 第二軸軸承的選擇和校核 50 5 4 3 中間軸軸承的選擇和校核 51 5 5 本章小結 51 第 6 章 同步器和操縱機構的設計選用 52 6 1 同步器的設計選用 52 6 1 1 鎖環(huán)式同步器 52 6 1 2 鎖銷式同步器 53 6 1 3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 54 6 1 4 同步器主要參數(shù)的確定 55 6 2 變速器操縱機構的設計選用 57 6 2 1 變速器操縱機構的分類 57 6 2 2 變速器常用操縱機構分析 58 6 3 變速器箱體的設計 59 6 4 本章小結 60 結論 61 參考文獻 62 致謝 63 附錄 A 64 附錄 B 66 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 1 1 汽車變速器概述 變速器用于轉變發(fā)動機曲軸的轉矩和轉速 以適應汽車在起步 加速 行駛以及 克服各種道路障礙等不同行駛條件下 對驅動車輪牽引力及車速不同要求的需要 用 變速器轉變發(fā)動機轉矩 轉速的必要性在于內(nèi)燃機轉矩 轉速變化特性的特點是具有 相對小的對外部載荷改變的適應性 1 變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛 而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最低穩(wěn) 定車速是難以達到的 變速器的倒擋使汽車能倒退行駛 其空擋使汽車在啟動發(fā)動機 停車和滑行時能長時間將發(fā)動機和傳動系分離 變速器按其傳動比的改變方式可分為有級 無級和綜合式的 有級變速器按其前 進擋的擋位數(shù)分為三 四 五擋和多擋的 而按其軸中心線的位置又可分為固定軸線 式 旋轉軸線式和綜合式的 固定軸式變速器又分為兩軸式 三軸式和多軸式的 變 速器按其操縱方式又可分為自動式 半自動式 預選式 指令式 直接操縱式和遠距 離操縱式 2 變速器的結構對汽車的動力性 經(jīng)濟性 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 倒擋安全裝置 對接合齒采取倒錐齒側措 施以及其他結構措施 可使操縱可靠 不跳擋 亂擋 自動脫擋和誤掛倒擋 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量和設計 工藝水平的關鍵 隨著 汽車技術的發(fā)展 增力式同步器 雙 中間軸變速器 后置常嚙合傳動齒輪 短第二 軸的變速器 各種自動 半自動以及電子控制的自動換擋機構等新結構也相繼問世 變速器多采用飛濺潤滑 重型汽車有時強制潤滑第一 二軸軸承等 變速器都裝有單向的通氣閥以防殼內(nèi)空氣熱脹而漏油及潤滑油氧化 殼底放油塞 多放置磁鐵以吸附油內(nèi)鐵屑 1 2 汽車變速器設計的目的和意義 現(xiàn)代汽車上廣泛采用內(nèi)燃機作為動力源 其轉矩和轉速的變化范圍很小 而復雜 的使用條件要求汽車的驅動力和車速能在相當大的范圍內(nèi)變化 為解決這一矛盾 在 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 傳動系統(tǒng)中設置了變速器 用來改變傳動比 擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍 以 適應經(jīng)常變化的行駛條件 如起步 加速 上坡等 同時使發(fā)動機在最有利的工況范 圍下工作 在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下 使汽車能倒退行駛 利用空擋 中斷動 力傳遞 以使發(fā)動機能夠起動 怠速 并便于變速器換擋或進行動力輸出 變速器設 計的目的就是為了滿足上述的要求 使汽車在特定的工況下穩(wěn)定的工作 9 變速器除了要能滿足一定的使用要求外 還要保證使其和汽車能有很好的匹配性 可以提高汽車的動力性和經(jīng)濟性 保證發(fā)動機在有利的工況范圍內(nèi)工作提高汽車的使 用壽命 降低能源消耗 減少汽車的使用噪聲等 這就要求設計人員依據(jù)汽車的技術 參數(shù) 合理的選擇變速器的參數(shù) 使所設計的變速器能和整車具有很好的匹配性 1 3 汽車變速器國內(nèi)外現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢 1 3 1 變速器國內(nèi)外的現(xiàn)狀 早期的汽車傳動系 從發(fā)動機到車輪之間的動力傳動形式是很簡單的 1892 年 法國制造出第一輛帶有變速器的汽車 1921 年英國人赫伯特 福魯特采用耐用的摩擦 材料進一步完善了變速器的性能 現(xiàn)代汽車變速器是 1894 年由法國人路易斯 雷 納 本哈特和艾米爾 拉瓦索爾推廣使用的 目前為止 變速器經(jīng)歷了幾個發(fā)展階段 主要為 1 手動變速器 手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理 變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副 而汽車行駛時的換擋工作 也就是通過操縱機構使變速器內(nèi)的不同的齒輪副工作 手 動變速器又稱手動齒輪式變速器 含有可以在軸向滑動的齒輪 通過不同齒輪的嚙合 達到變速變矩的目的 3 手動變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志 且結構 簡單 故障率相對較低 價廉物美 2 自動變速器 自動變速器是根據(jù)車速和負荷 油門踏板的行程 來進行雙參數(shù)控制 擋位根據(jù) 上面的兩個參數(shù)來自動升降 自動變速器與手動變速器的共同點 就是二者都屬于有 級式變速器 只不過自動變速器可以根據(jù)車速的快慢來自動實現(xiàn)換擋 可以消除手動 變速器 頓挫 的換擋感覺 自動變速器是由液力變矩器 行星齒輪和液壓操縱機構組成 通過液力傳遞和齒 輪組合的方式來達到變速變矩的目的 3 無級變速器 無級變速器又稱為連續(xù)變速式無級變速器 這種變速器與一般齒輪式自動變速器 的最大區(qū)別 是它省去了復雜而又笨重的齒輪組合變速傳動 而只用了兩組帶輪進行 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 變速傳動 無級變速器結構比傳統(tǒng)變速器簡單 體積更小 它既沒有手動變速器的眾 多齒輪副 也沒有自動變速器復雜的行星齒輪組 主要靠主動輪 從動輪和傳動帶來 實現(xiàn)速比的無級變化 3 4 無限變速式機械無級變速器 IVT 無限變速式機械無級變速器與其它自動變速器的差別之一是不使用變矩器 變矩 器的作用是通過油液介質將發(fā)動機動力傳遞給變速器 它的傳遞效率通常只有 80 IVT 由于不使用變矩器 與其它變矩器比較 IVT 具有效率高 不易打滑 油 耗低 不需要工藝復雜造價高昂的金屬傳送帶 結構簡單 成本低等一系列優(yōu)點 加 上傳遞扭矩大 長時間使用也不會過度發(fā)熱 不但使用于轎車 也使用于越野車 是 一種新型變速器 1 3 2 汽車變速器的發(fā)展趨勢 回顧汽車變速器的發(fā)展可以清楚的知道 變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的重要組成部 分 其技術的發(fā)展 是衡量汽車技術水平的一個重要依據(jù) 現(xiàn)代汽車變速器的發(fā)展趨 勢 是向著可調自動變速器或無級變速器的方向發(fā)展 自動變速器多擋化雖能擴大自動變速的范圍 但它并非安全迅速 理想的無級變 速器是在整個傳動范圍內(nèi)能連續(xù)的 無擋比的切換變速比 是變速器始終按最佳換擋 規(guī)律自動變速 無級化是對自動變速器的理想追求 現(xiàn)代無級變速器傳動效率提高 變速反應快 油耗低 隨著電子技術的發(fā)展 變 速器的自動控制進一步完善 在各種使用工況下能實現(xiàn)發(fā)動機與傳動系的最佳匹配 控制更加精確 有效 性能價格比大大提高 無級變速器裝有自動控制裝置 行車中 可以根據(jù)車速自動調整擋位 無需人工操作 省去了換擋及踩踏離合器踏板的操作 其不足之處在于價格昂貴 維修費用很高 而且使用起來比手動擋車費油 尤其是低 速行駛或堵車中走走停停時 更會增大油耗 7 當今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活躍 不久的將來 隨著電子 控制技術的進一步完善 電子控制式的無級變速器可望得到廣泛的發(fā)展和應用 1 4 手動變速器的特點和設計要求及內(nèi)容 1 4 1 手動變速器的特點 手動變速器的擋數(shù)通常在 6 擋以下 當擋數(shù)超過 6 擋時 可以在 6 擋以下的主變 速器的基礎上 再行配置副變速器 通過兩者的組合獲得多擋變速器 近年來 為了降低油耗 變速器的擋數(shù)有增加的趨勢 目前 乘用車一般采用 4 5 個擋位的變速器 發(fā)動機排量大的乘用車多用 5 個擋 商用車變速器采用 4 5 個擋 或多擋 載質量在 2 0 3 5t 的貨車采用五擋變速器 載質量在 4 0 8 0t 的貨車采用六 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 擋變速器 多擋變速器多用于總質量大些的貨車和越野車上 6 某些汽車的變速器 設置有用在良好的路面上輕載或空車駕駛的場合的超速擋 超速擋的傳動比小于 1 采用超速擋 可以提高汽車的燃油經(jīng)濟性 但是如果發(fā)動機 功率不高 則超速擋使用頻率很低 節(jié)油效果不顯著 甚至影響汽車的動力性 從傳動機構布置上來說 目前 兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用 其 中 兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上 三軸式變速器的第一軸的常 嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合 且第一 第二軸同心 將第一 第二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接擋 此時 齒輪 軸承及中間軸均 不承載 而第一 第二軸也僅傳遞轉矩 因此 直接擋的傳動效率高 磨損及噪聲也 最小 因為直接擋的利用率要高于其它擋位 因此提高了變速器的使用壽命 在其它 前進擋位工作時 變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸 中間軸和第二軸上的兩 對齒輪傳遞 因此在變速器中間軸和第二軸之間的距離 中心距 不大的情況下 一 擋仍有較大的傳動比 擋位高的齒輪采用長嚙合齒輪傳動 擋位低的齒輪可以采用或 不采用長嚙合齒輪傳動 多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其它擋位的換擋機構 均采用 同步器或嚙合套換擋 少數(shù)結構的一擋也用同步器或嚙合套換擋 還有各擋同步器或 嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上 手動變速器的發(fā)展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目 從而可采用斜齒圓柱齒輪 斜齒圓柱齒輪比直齒圓柱齒輪有更長的壽命 更低的噪聲 雖然其制造稍微復雜且在 工作時有軸向力 因此 在變速器中 除低擋及倒擋齒輪外 直齒圓柱齒輪已被斜齒 圓柱齒輪所取代 當然 常嚙合齒輪副的增多將導致旋轉部分總慣性力矩的增大 1 4 2 手動變速器的設計要求 1 正確選擇變速器的擋位數(shù)和傳動比 使其和發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配 以保證 汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性 2 設置空擋以保證汽車在必要時能將發(fā)動機和傳動系長時間分離 設置倒擋 使汽車能倒退行駛 3 操縱簡單 方便 迅速 省力 4 傳動效率高 工作平穩(wěn) 無噪聲 5 體積小 質量輕 承載能力強 工作可靠 6 制造容易 成本低廉 維修方便 使用壽命長 7 貫徹零件標準化 部件通用化及總成系列化等設計要求 遵守有關標準規(guī) 定 8 需要時應設置動力輸出裝置 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 1 4 3 設計的主要內(nèi)容 本次設計主要是依據(jù)日產(chǎn)銳騏皮卡的有關參數(shù) 通過變速器各部分參數(shù)的選擇和 計算 設計出一種基本符合要求的手動變速器 本文主要完成下面一些主要工作 1 參數(shù)計算 包括變速器傳動比計算 中心距計算 齒輪參數(shù)計算 各擋齒輪 齒數(shù)的分配 2 變速器齒輪設計計算 變速器齒輪幾何尺寸計算 變速器齒輪的強度計算及 材料選擇 計算各軸的扭矩和轉速 齒輪強度計算及檢驗 3 變速器軸設計計算 包括各軸直徑及長度計算 軸的結構設計 軸的強度計 算 軸的加工工藝分析 4 變速器軸承的選擇及校核 5 同步器的設計選用和參數(shù)選擇 6 變速器操縱機構的設計選用 7 變速器箱體的設計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 第 2 章 變速器傳動機構布置方案確定 2 1 設計所依據(jù)的主要技術參數(shù) 本設計是根據(jù)日產(chǎn)銳騏皮卡的技術參數(shù)來設計一種輕型貨汽車變速器 其具體參 數(shù)如表 2 1 表 2 1 日產(chǎn)銳騏皮卡的主要技術參數(shù) 發(fā)動機最大功率 80kw 車輪型號 215 75 R15 發(fā)動機最大轉矩 260Nm 最大功率時轉速 3800 r min 最大轉矩時轉速 1600 1800r min 最高車速 140km h 總質量 2595kg 整備質量 1780kg 2 2 變速器傳動機構的結構分析和形式選擇 有級變速器與無級的相比 其結構簡單 造價低廉 具有高的傳動效率 0 96 0 98 因此在各種類型的汽車上均得到了廣泛的應用 通常 有級變速器具有三個 四個 五個前進擋 重型載貨汽車和重型越野車則 采用多擋變速器 其前進擋位數(shù)多大 6 16 個甚至 20 個 變速器擋位的增多可提高 發(fā)動機的功率利用率 汽車的燃料經(jīng)濟性和平均車速 從而可提高汽車的運輸效率 降低運輸成本 但擋位數(shù)的增多也使變速器的尺寸及質量增大 結構復雜 制造成本 提高 操縱也復雜 某些轎車和貨車的變速器 采用僅在良好的路面和空載行駛時才使用的超速擋 采用傳動比小于 1 約為 0 7 0 8 的超速擋 可充分地利用發(fā)動機功率 降低單位 行駛里程的發(fā)動機曲軸總轉數(shù) 因而會減少發(fā)動機的磨損 降低燃料消耗 但與傳動 比為 1 的直接擋比較 采用超速擋會降低傳動效率 有級變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關 包括傳遞動力的齒輪副數(shù)目 轉速 傳遞的功率 潤滑系統(tǒng)的有效性 齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度 剛度 等 兩軸式和三軸式變速器都得到了廣泛的應用 2 2 1 兩軸式變速器的特點分析 與中間軸式變速器相比較 兩軸式變速器結構簡單 緊湊且除最高擋外其他各擋 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 的傳動效率高 噪聲低 轎車多采用前置發(fā)動機前輪驅動的布置 因為這種布置使汽 車的動力 傳動系統(tǒng)緊湊 操縱性好且可使汽車質量減少 6 10 兩軸式變速器則 方便于這種布置且使傳動系的結構簡單 兩軸式變速器沒有直接擋 因此在高擋工作 時 齒輪和軸承均承載 因而噪聲較大 也增加了磨損 這是它的缺點 如圖 2 1a c 所示為發(fā)動機前置前輪驅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)方案的倒擋傳動常用滑動齒輪 其它擋位均用常嚙合齒輪傳動 圖 2 1c 中的倒擋齒輪為常嚙合齒輪 并用同步器換 擋 圖 2 1a 所示方案的變速器有輔助支承 用來提高軸的剛度 圖 2 1 兩軸式變速器傳動方案 2 2 2 中間軸式變速器特點分析 中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上 變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機的飛輪上 第一軸上的花鍵用來裝設離合器 的從動盤 而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接 如圖 2 2a d 所示為中間軸式變速器的傳動方案 其中 a b 為中間軸式五擋變 速器 c d 為中間軸式六擋變速器的傳動方案 中間軸式變速器的共同特點為 變 速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體 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) 且保證兩軸軸線在同一直線上 經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到 直接擋 使用直接擋 變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載 發(fā)動機轉矩經(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 可達到 90 以上 噪聲低 齒 輪和軸承的磨損減少 因為直接擋的利用率要高于其他擋位 因而提高了變速器的使 用壽 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 圖 2 2 中間軸式變速器傳動方案 命 在其他前進擋位工作時 變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸 中間軸和第 二軸上的兩對齒輪傳遞 因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離 中心距 不大的 條件下 一擋仍然有較大的傳動比 擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動 擋位低的齒 輪可以不采用常嚙合齒輪傳動 多數(shù)傳動方案件中除一擋以外的其他擋位的換擋機構 均采用同步器或接合套換擋 少數(shù)結構的一擋也采用同步器或接合套換擋 各擋同步 器或接合套多數(shù)情況下裝在第二軸上 在除直接擋以外的其他擋位工作時 中間軸式變速器的傳動效率略有降低 這是 它的缺點 以上各方案中 凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位 其換擋形式可以用同步器或嚙合 套來實現(xiàn) 同一變速器中 有的擋位用同步器換擋 有的擋位用嚙合套換擋 那么一 定是擋位高的用同步器換擋 擋位低的用嚙合套換擋 2 2 3 倒擋布置方案分析 如圖 2 3 所示為常見的倒擋布置方案 圖 2 3b 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 3c 方 案能獲得較大的倒擋傳動比 缺點是換擋程序不合理 圖 2 3d 方案對 2 3c 的缺點做 了修改 圖 2 3e 所示方案是將一 倒擋齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 2 3f 的方 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 案適用 圖 2 3 倒擋布置方案 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 有的貨車倒擋傳動采用圖 2 3g 所示方案 其缺點是 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復雜一些 變速器的一擋或倒擋因傳動比大 工作時在齒輪上作用的力也增大 并導致變速 器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉角 使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞 最終表現(xiàn)出輪齒磨損加快和 工作噪聲增加 為此 無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一擋與倒擋 都應 當布置在靠近軸的支撐處 以便改善上述不良情況 然后按照從低擋到高擋的順序布 置各擋齒輪 這樣做既能使軸具有足夠大的剛性 又能保證容易裝配 倒擋的傳動比 雖然與一擋的傳動比接近 但因為使用倒擋的時間非常短 從這點出發(fā)有些方案將一 擋布置在靠近軸的支承處 然后再布置倒擋 為防止意外掛入倒擋 一般在掛倒擋時設有一個掛倒擋時需克服彈簧所產(chǎn)生的力 用來提醒駕駛員注意 2 2 4 傳動機構布置的其他問題 常用擋位的齒輪因接觸應力過高而易造成表面點蝕損壞 將高擋布置在靠近軸的 兩端支承中部區(qū)域較為合理 在該區(qū)域因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小 齒輪可 保持較好的嚙合狀態(tài) 以減少偏載并提高齒輪壽命 7 某些汽車的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 的超速擋 能夠更充分的利用發(fā)動機的功率 使汽車行駛 1Km 所需發(fā)動機曲軸的總 轉數(shù)減少 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 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 速擋會使傳動效率降低 工作噪聲增加 機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關 包括傳遞動力時處于工作狀 態(tài)的齒輪對數(shù) 每分鐘轉速 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 8 2 3 零部件結構方案分析 2 3 1 齒輪形式 與直齒圓柱齒輪比較 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長 運轉平穩(wěn) 工作噪聲低等優(yōu) 點 缺點是制造時稍有復雜 工作時有軸向力 這對軸承不利 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 并導致變速器的質量和轉 動慣量增大 直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 2 3 2 換擋機構形式 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換擋三種形式 汽車行駛時 因變速器內(nèi)各轉動齒輪有不同的角度 所以用軸向滑動直齒齒輪方 式換擋 會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊 并伴隨噪聲 這不僅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 如兩腳離合器 才能使換擋時齒輪無沖擊 并克服上述缺點 但換 擋瞬間駕駛員注意力被分散 又影響行駛安全 除此之外 采用直齒換擋時 換擋行 程長也是它的缺點 因此 盡管這種換擋方式結構簡單 制造 拆裝與維修工作皆容 易 并能減小變速器旋轉部分的慣性力矩 但除一擋 倒擋已很少使用 當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時 可以用移動嚙合套換 擋 這時 不僅換擋行程短 同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒數(shù)多 而輪齒又不參 與換擋 所以它們都不會過早損壞 但因不能消除換擋沖擊 仍然要求駕駛員有熟練 的操作技術 此外 因增設了嚙合套和常嚙合齒輪 使變速器旋轉部分的總慣性力矩 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用 這是因為重型貨車擋位間的公比較小 則換擋機構連接件之間的角速度差也小 因此 采用嚙合套換擋 并且與同步器比較還有結構簡單 制造容易 能夠減低制造成本及 減小變速器長度等優(yōu)點 使用同步器能保證迅速 無沖擊 無噪聲換擋 而與操作技術的熟練程度無關 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 然它有結構復雜 制造精度要求高 軸向尺寸大等缺點 但仍然得到廣泛應用 利用 同步器換擋 其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程短 在滑動齒輪特別寬的情況下 這 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 種差別就更為明顯 為了操縱方便發(fā) 要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣 如利用同步器或嚙合套換擋 就很容易實現(xiàn)這一點 2 3 3 防止自動脫擋的結構 圖 2 4 防止自動脫擋的結構措施 自動脫擋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 都會導致自動脫擋 為解決這個問題 除工藝上采取措施以外 目前在結構 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 4a 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擋 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 換擋后嚙 合套的后端面被后齒圈的前端面頂住 從而阻止自動脫擋 如圖 2 4b 所示 3 將接合齒的工作面設計并加工成斜面 形成倒錐角 一般傾斜 2 3 使 接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫擋的軸向力 如圖 2 4c 所示 這種方案比較有效 應用較 多 將接合齒的齒側設計并加工成臺階形狀 也具有相同的阻止自動脫擋的效果 2 3 4 變速器軸承 變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中 內(nèi)腔尺寸足夠時可布置 圓柱滾子軸承 若空間不足則采用滾針軸承 第二軸后端常采用球軸承 用來承受軸 向力和徑向力 變速器第一軸 第二軸的后部軸承 以及中間軸前 后軸承 按直徑 系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承 軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定 并 要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6 20mm 9 2 4 本設計所采用的傳動機構布置方案 在本次設計中采用 5 1 擋中間軸式變速器 采用如圖 2 5 所示的傳動機構布置方 案 其中齒輪結構形式斜齒圓柱齒輪 換擋機構形式為環(huán)式同步器的方案 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 圖 2 5 變速器傳動機構布置方案 2 5 本章小結 本章主要依據(jù)變速器幾種常見的傳動機構布置方案 對兩軸式和中間軸式的變速 器的結構特點作了簡要說明 分析了各種方案的優(yōu)缺點 同時介紹了幾種常見的倒擋 機構布置方案 并比較了各個方案的優(yōu)缺點 在零部件的選擇部分 對變速器齒輪 換擋機構的形式和變速器防止自動脫擋的結構進行了分析和說明 最后結合本次設計 所依據(jù)車輛的主要技術參數(shù) 選擇了本設計的傳動機構布置方案和零 部件的結構形 式 作為以后各章節(jié)設計的基礎 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇和齒數(shù)分配 3 1 變速器各擋傳動比的確定 3 1 1 變速器最低擋傳動比的確定 在選擇最低擋傳動比時 應根據(jù)汽車最大爬坡度 驅動車輪和地面的附著力 汽 車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮 確定 汽車爬坡時車速不高 空氣阻力可忽略 則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的 滾動阻力及爬坡阻力 10 故有 maxaxmax01max sinco gfgriTTge 則由最大爬坡度要求的變速器 1 擋傳動比為 3 1 Tergifi 0maxax s 式中 汽車總質量 m 2595 Kg m 重力加速度 m s2 g8 9 道路附著系數(shù) f 150f 驅動車輪的滾動半徑 342 mm r r 發(fā)動機最大轉矩 260 NMmaxeTmaxeT 主減速比 3 684 0i0i 汽車傳動系的傳動效率 T 85 0 T 將各數(shù)據(jù)代入式 3 1 中得 973 185 064 32342 0 7 1sinco015 825 simaxax1 Tergfi 根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件 201maxGriTTge 可求得變速器一擋傳動比為 3 2 Tergii 0max21 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 式中 汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷 Kg 2G 17602 G 道路的附著系數(shù) 計算時取 5 0 6 其他參數(shù)同式 3 1 將各數(shù)據(jù)代入式 3 2 得 89 385 064 23217max2 TergiGi 通過以上計算可得到 1 973 3 89 在本設計中 取 1gi 8 31 gi 3 1 2 變速器其他各擋傳動比的確定 變速器的四擋為直接擋 其傳動比為 1 0 中間擋的傳動比理論上按公比 其中 n 為擋位數(shù) 的幾何級數(shù)排列 實際上與理論值略有出入 11minax gngiq 將各數(shù)代入式中得 56 1834 q 則變速器其他各擋的傳動比為 642 05 183 41522312 qiigg 3 2 中心距的確定 對中間軸式變速器 是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 對兩A 軸式變速器 將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 它是 一個基本參數(shù) 其大小不僅對變速器的外形尺寸 體積和質量大小有影響 而且對輪 齒的接觸強度有影響 中心距越小 輪齒的接觸應力越大 齒輪壽命越短 因此 最 小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定 變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體 上 從布置變速器的可能與方便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影 響殼體的強度考慮 要求中心距取大些 還有 變速器中心取得過小 會使變速器長 度增加 并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞 11 中間軸式變速器的中心距 mm 可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式A 初選 經(jīng)驗公式為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 3 3 31maxgeAiTK 式中 中心距系數(shù) 乘用車 商用車 AK 98 6 98 KA 發(fā)動機的最大轉矩 N m maxeT 變速器一擋傳動比 1gi 變速器的傳動效率 取 96 將各數(shù)代入式 3 3 中得 31max96 0826 98 iTKAge 87 44 94 32mm 故可初選中心距 mm 90 3 3 變速器外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸 可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布置初 步確定 影響變速器殼體軸向尺寸的有變速器的擋數(shù) 換擋機構形式以及齒輪形式 實際 初可根據(jù)中心距離 的尺寸參照下列關系初選 A 乘用車變速器殼體的軸向尺寸為 A 4 30 商用車變速器的軸向尺寸為 四擋 五擋 六擋 7 2 A 0 372 5 32 所以本設計變速器的軸向尺寸可初選為 mm 取整6 0 4 3 4 3 mm 90 A 變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定 3 4 變速器齒輪參數(shù)的選擇 3 4 1 模數(shù) 齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強度或最大載荷作用下的靜強度所確定 選擇模數(shù)時 應考慮到當增大齒寬而減小模數(shù)時將降低變速器的噪聲 而為了減小變速器的質量 則應增大模數(shù)并減小齒寬和中心距 降低噪聲水平對乘用車很重要 而對商用車則更 應重視減小其質量 變速器用齒輪模數(shù)的范圍如表 3 1 所選模數(shù)應符合國家標準 GB T1357 1987 的規(guī)定 在本設計中所有齒輪模數(shù)選 擇 2 25 同步器的接合齒和嚙合套多采用漸開線齒形 由于工藝上的考慮 同一變速 器中的結合齒采用同一模數(shù) 其選取的范圍是 轎車及輕 中型貨車為 2 3 5 重型 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 貨車為 3 5 5 選取較小模數(shù)并增多齒數(shù)有利于換擋 所選模數(shù)應符合國家標準 12 此處取 2 25mm 表 3 1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) nm 乘用車的發(fā)動機排量 V L 貨車的最大總質量 ta 車 型 1 0 V 1 6 1 6 V 2 5 6 0 14 0a 14 0 模數(shù) mmnm2 25 2 75 2 75 3 00 3 50 4 50 4 50 6 00 3 4 2 齒形 壓力角及螺旋角 汽車變速器的齒形 壓力角及螺旋角按表 3 2 選取 表 3 2 汽車變速器齒輪的齒形 壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 5 14 16 5 245 一般貨車 GB1356 78 規(guī)定的標準齒形 20 186 重型車 GB1356 78 規(guī)定的標準齒形 低擋 倒擋齒輪 2 5小螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛應用 選取斜齒輪的螺旋角 應該注意它對齒輪工作 噪聲 齒輪的強度和軸向力有影響 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 實驗還證明 隨著螺旋角的增大 齒的強度也相 應提高 不過當螺旋角大于 時 其抗彎強度驟然下降 而接觸強度仍繼續(xù)上升 因 此 從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā) 并不希望用過大的螺旋角 以 15 25 為宜 而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼 應當選用較大的螺旋角 斜齒輪傳遞轉矩時 要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上 設計時 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 可將螺旋角設計成一樣的 或者僅取為兩種螺旋角 壓力角初選 20 3 4 3 齒寬 齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小 軸向尺寸緊湊 又要保證輪齒的強度及工 作平穩(wěn)性的要求 通?？梢愿鶕?jù)齒輪模數(shù)來選擇齒寬 b ncmkb 式中 齒寬系數(shù) 直齒輪取 斜齒輪取 ck 0 74 c 6 807 kc 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 法面模數(shù) nm 3 4 4 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度 輪齒強度 工作噪聲 輪齒相對滑動速度 輪齒根切和齒 頂厚度等有影響 若齒頂高系數(shù)小 則齒輪重合度小 工作噪聲大 但因輪齒受到的 彎矩減小 輪齒的彎曲應力也減少 因此 從前因齒輪加工精度不高 并認為輪齒上 受到的載荷集中齒頂上 所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0 75 0 80 的短齒制齒輪 我國 規(guī)定 齒頂高系數(shù)取為 1 00 3 5 變速器各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選了變速器的擋位數(shù) 傳動比 中心距 軸向尺寸及齒輪模數(shù)和螺旋角并繪 出變速器的結構方案簡圖后 即可對各擋齒輪的齒數(shù)進行分配 所設計的變速器的傳 動簡圖如圖 3 1 所示 3 5 1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 初選一擋螺旋角 3587 已知一擋傳動比 且 1gi 8712zig 為了確定 的齒數(shù) 先求齒數(shù)和7z8 直齒輪 3 4 mA 斜齒輪 3 5 nz87cos2 由于一擋齒輪為斜齒輪 故可用式 3 5 計算 代入數(shù)據(jù)后得 5296 5130cs9cs87 nmAz 計算后應取 為整數(shù) 然后再進行大 小齒輪齒數(shù)的分配 中間軸上小齒輪的 最小齒數(shù) 還受中間軸軸徑尺寸的限制 即受剛度的限制 在選定時 對軸的尺寸和 齒 輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮 為避免根切 增加強度 一擋小齒輪應為變位齒輪 貨車中間軸 式變速器一擋傳動比 時 中間軸上一擋齒輪的齒數(shù)可在 之間8 351 ig 17512 z 選取 貨車可在 12 17 之間選用 13 則可取 52 z 取一擋小齒輪齒數(shù) 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 178 z357 1 第一軸常嚙合齒輪 2 中間軸常嚙合齒輪 3 第二軸三擋齒輪 4 中間軸三擋齒輪 5 第二軸 二擋齒輪 6 中間軸二擋齒輪 7 第二軸一擋齒輪 8 中間軸一擋齒輪 9 第二軸五擋齒輪 10 中間軸五擋齒輪 11 第二軸倒擋齒輪 12 中間軸倒擋齒輪 13 倒擋中間齒輪 圖 3 1 變速器傳動簡圖 3 5 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 所以應根據(jù)取定的 和 z z 齒輪變位系數(shù)重新計算中心距 再以修正后的中心距 作為各擋齒輪齒數(shù)分配的AA 依據(jù) 故中心距變?yōu)?mm 06 93cos25cos287 nmz 對中心距進行取整 取中心距 mm 0 A 由于調整后中心距發(fā)生了變化 所以需對一擋齒輪進行變位 中心距變動系數(shù)為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 02 mAy 嚙合角為 93 cos6 9coss 120 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 x 而齒輪齒數(shù)比為 06 21735u 故可以分配變位系數(shù)得 07 x8x 根據(jù)所確定的齒數(shù) 一擋齒輪精確的螺旋角的值為 93 290251arcos8787 Amzn 3 5 3 確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 由式 得8712zig 7812zig 因常嚙合齒輪副與 1 擋齒輪副以及其它各擋齒輪副的中心距相同 故由式 3 5 可 得 nmAz2121cos 63 532cos90cos2746 58 321172ngzi 聯(lián)立求解并將 取整數(shù)后得2 01z62z71 35872 ig 1gi 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 故齒輪齒數(shù)不需調整 mm 6 902cos35cos221 nmzA 由于調整后中心距發(fā)生了變化 所以需對常嚙合齒輪進行角度變位 中心距變動 系數(shù)為 2 0 mAy 嚙合角為 93 cos6 9csos 021 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 3 x 而齒輪齒數(shù)比為 52 1u 故可以分配變位系數(shù)得 3 01 x0 x 根據(jù)所確定的齒數(shù) 常嚙合齒輪精確的螺旋角的值為 04 21926arcos1Amzn 3 5 4 確定其他各擋齒輪的齒數(shù) 1 確定二擋齒輪的齒數(shù) 二擋齒輪為斜齒輪 則有 35 16204 2165 zig 8 4cos9cos655 nmAz 聯(lián)立求解 并對齒數(shù)取整后得 325 z6z 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā) 要平衡軸向力 6521652tanzz 中心距為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 mm 3 9024cos3cos265 nmzA 由于調整后中心距發(fā)生了變化 所以需對二擋齒輪進行角度變位 中心距變動系 數(shù)為 1 039 nmy 嚙合角為 936 2cos 90csos A 5 齒輪總變位系數(shù)為 19 020tan5 34 65 ivizx 齒輪齒數(shù)比為 6 u 變位系數(shù)可分配為 2 5x56x 2 確定三擋齒輪的齒數(shù) 三擋齒輪為斜齒輪 當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時 則有 2134zig nmAz433cos 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā) 要平衡軸向力 要求滿足下式 4321432tanzz 求解上述三式 取整得 6z0 0 3 5643123 zig 3gi 故齒輪齒數(shù)不需調整 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 mm 62 894 0cos2356cos243 nmzA 由于調整后中心距發(fā)生了變化 所以需對三擋齒輪進行角度變位 中心距變動系 數(shù)為 126 0 mAy 嚙合角為 936 0cos 89coss 6520 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 x 而齒輪齒數(shù)比為 154 2630u 故可以分配變位系數(shù)得 3 x74x 3 確定五擋齒輪的齒數(shù) 五擋齒輪為斜齒輪 當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時 則有 215109zizg nmA1099cos 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發(fā) 要平衡軸向力 要求滿足下式 10921092tanzz 求解上述三式 取整得 4z3 49 3 610925 zig 5gi 故齒輪齒數(shù)不需調整 mm 2 894cos23cos2109 nmzA 由于調整后中心距發(fā)生了變化 所以需對五擋齒輪進行角度變位 中心距變動系 數(shù)為 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 258 0 mAy 嚙合角為 932 0cos9coss 3 21 查變位系數(shù)線圖得 變位系數(shù)之和為 0 x 而齒輪齒數(shù)比為 79 2143u 故可以分配變位系數(shù)得 5 09 x0 x 4 倒擋齒輪的設計和齒數(shù)確定 通常 1 擋與倒擋齒輪選用同一模數(shù) 故倒擋齒輪的模數(shù)可以取為 2 25 取倒擋中 間齒輪 13 的齒數(shù)取 中間軸倒擋齒輪的齒數(shù)取為 倒擋時的傳動比31z 182 z 為 5 3 Ri 5 31231 ziR 第二軸倒擋齒輪的齒數(shù)為 41 4 取 41 倒擋軸與中間軸的中心距為 mm 6023182132 nmzA 倒擋軸與第二軸的中心距為 mm5 84513 n 3 6 本章小結 本章主要任務是對齒輪齒數(shù)進行分配 確定中心距 在確定完傳動方案后 開始 進行齒輪各參數(shù)的選擇以及齒輪齒形和齒數(shù)的計算 為后續(xù)設計打下基礎 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 第 4 章 變速器齒輪的設計計算 4 1 變速器齒輪的幾何尺寸計算 汽車變速器均為漸開線齒輪 漸開線齒輪除了能滿足傳動平穩(wěn) 傳動比恒定不變 等基本要求外 還有互換性好 中心距具有可分性及切齒刀具制造容易等優(yōu)點 漸開 線齒輪的正確嚙合條件是 兩齒輪的模數(shù) 分度圓壓力角必須分別相等 兩斜齒輪的 螺旋角必須相等而方向相反 根據(jù)以上計算所得到的變速器齒輪的齒數(shù) 模數(shù) 齒頂 高系數(shù) 齒寬系數(shù)等條件 可計算得出變速器齒輪的幾何尺寸如表 4 1 所示 表 4 1 變速器齒輪的主要幾何尺寸 mm 項目 齒輪 齒數(shù) 螺旋角 端面模數(shù) tm 端面壓 力角 分度圓 直徑 齒頂圓 直徑 齒根圓 直徑 齒寬1z 20 21 04 2 427 21 02 64 29 70 29 58 29 202 36 21 04 2 427 21 02 115 71 121 71 109 71 203 26 20 7 2 33 20 7 83 38 89 38 77 38 224z 30 20 7 2 33 20 7 96 21 102 21 90 21 225 32 24 2 462 20 5 105 09 111 09 99 09 206 23 24 2 462 20 5 75 53 81 53 60 53 207z 37 29 93 2 747 20 1 128 08 134 08 122 08 208 17 29 93 2 747 20 1 58 85 114 85 52 85 209 14 27 2 463 21 3 47 14 53 14 41 14 2010z 39 27 2 463 21 3 131 31 137 31 125 31 20 38 30 2 747 20 1 131 64 137 64 125 64 2012 18 30 2 747 20 1 62 35 68 35 56 35 203z 33 30 2 747 20 1 114 32 120 32 108 32 20 4 2 計算變速器各軸的扭矩和轉速 已知發(fā)動機的最的轉矩為 260N m 轉速為 1600 2400r min 離合器的傳動效率 為 0 99 齒輪傳動效率為 0 99 軸承的傳動效率為 0 96 通過計算可得到各軸的轉矩 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 和轉速 一軸 N m4 2579 06max1 離 eT r min1n 中間軸 N m34 02 369 04 257112 i齒承 r min836 02 in 二軸 1 掛 1 擋時 N m85 9107 39 04 8723 iT齒承 r min183 19 87 in 2 掛 2 擋時 N m26 583 9 064 6523 i齒承 r min832 9 65 in 3 掛 3 擋時 N m7 3620 9 604 4323 iT齒承 r min125 89 43 in 4 掛 4 擋時 N m 573 r min160 n 5 掛 5 擋時 N m23 1509 4 09634 10923 iT齒承 r min127 8 109 in 4 3 齒輪的強度計算和材料選擇 4 3 1 齒輪損壞的原因和形式 齒輪在嚙合過程中 輪齒根部產(chǎn)生彎曲應力 過渡轉角處又有應力集中 故當齒 輪受到足夠大的載荷作用 其根部的彎曲應力超過材料的許用應力時 輪齒就會斷裂 這種由于強度不夠而產(chǎn)生的斷裂 其斷面為一次性斷裂所呈現(xiàn)的粗狀顆粒面 在汽車 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 變速器中這種情況很少發(fā)生 而最常見的斷裂則是由于在重復載荷作用下使齒根受拉 面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而逐漸擴展到一定深度后所產(chǎn)生的折斷 其疲勞斷面在 疲勞裂縫部分呈光滑表面 而突然斷裂部分呈粗粒狀表面 14 變速器低擋小齒輪由 于載荷大而齒數(shù)少 齒根較弱 其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞強度的形式 齒面長期在脈動的接觸應 力作用下 會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫 嚙合時由于齒面的相互擠壓 使 充滿了潤滑油的裂縫處油壓增高 導致裂縫的擴展 最后產(chǎn)生剝落 使齒面上產(chǎn)生大 量的扇形小麻點 即是所謂點蝕 點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷 甚至可能引起 輪齒折斷 通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面出的點蝕嚴重 主 動小齒輪較被動大齒輪嚴重 對于高速重載齒輪 由于齒面相對滑動速度高 接觸壓力大且接觸區(qū)產(chǎn)生高溫而 使齒面間的潤滑油膜破壞 使齒面直接接觸 在局部高溫 高壓下齒面互相熔焊粘連 齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式成為齒面膠合 在一般汽車變速器中 產(chǎn)生 膠合損壞的情況較少 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?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 3 2 齒輪的材料選擇 1 齒輪材料的選擇原則 1 滿足工作條件的要求 不同的工作條件 對齒輪傳動有不同的要求 故對齒輪材料亦有不同的要求 但 是對于一般動力傳輸齒輪 要求其材料具有足夠的強度和耐磨性 而且齒面硬 齒芯 軟 2 合理選擇材料配對 如對硬度 350HBS 的軟齒面齒輪 為使兩輪壽命接近 小齒輪材料硬度應略高 于大齒輪 且使兩輪硬度差在 30 50HBS 左右 為提高抗膠合性能 大 小輪應采 用不同鋼號材料 3 考慮加工工藝及熱處理工藝 大尺寸的