變速箱設(shè)計(jì)專業(yè)知識

汽車變速器設(shè)計(jì)動力院變速箱部目錄第一節(jié)：摩擦離合器的滑磨及其熱工況.2 第二節(jié)：變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇.6 2.1齒輪損壞的原因及形式. 2.2圓柱齒輪強(qiáng)度的簡化計(jì)算方法. 2.3根據(jù)GB3480-83編制的汽車變速器圓柱齒輪強(qiáng)度的計(jì)算方法 2.4變速器齒輪的材料及熱處理第三節(jié)：變速器軸.13 3.1變速器軸.3.2變速器軸承.第一節(jié)：摩擦離合器的滑磨及其熱工況離合器除了要傳遞發(fā)動機(jī)的最大扭矩和變速器換檔時通過它來切斷動力傳遞外，還要保證汽車能平穩(wěn)起步和防止傳動系過載。后兩條功能是通過離合器主、從動部分的滑磨來實(shí)現(xiàn)的。因此，滑磨是離合器工作中的一項(xiàng)重要的特征。離合器滑磨的結(jié)果，不僅會使摩擦片磨損，而且會引起壓盤、飛輪等零件升溫。而摩擦表面溫度的過分升高將加劇摩擦片的磨損，降低摩擦系數(shù)及離合器的使用壽命。試驗(yàn)證明，摩擦表面的溫度由20升至100時，摩擦片的磨損將增加一倍。離合器在起步過程中的滑磨過程長、比換檔時嚴(yán)重的多。而在汽車使用中，在交通頻繁的城市內(nèi)，起步次數(shù)相當(dāng)頻繁，如果再加上換檔時對離合器的使用，則離合器的接合次數(shù)相當(dāng)頻繁，滑磨相當(dāng)嚴(yán)重。離合器滑磨的嚴(yán)重程度常用滑磨功來衡量。離合器的滑磨功是指離合器在接合過程中有多少機(jī)械能轉(zhuǎn)換成熱能。離合器的滑磨功愈大，則零件的溫升和磨損也會愈嚴(yán)重。滑磨功的大小表征了離合器摩擦表面磨損的嚴(yán)重程度。而滑磨功的大小除與離合器本身的結(jié)構(gòu)及參數(shù)有關(guān)外，還與其使用情況有關(guān)。例如汽車起步時離合器的滑磨功較大，在壞路面起步時滑磨功則更大，而在行駛時滑磨功則較小。在汽車起步前，首先要踩下離合器踏板使主、從動部分分離，再掛變速器低檔。這時，離合器主動部分的角速度與發(fā)動機(jī)一致，為點(diǎn)，從動部分經(jīng)傳動系與車輪相連，其角速度為0，起步時司機(jī)逐漸放松離合器踏板并逐漸踩下油門踏板。這時，可將離合器的接合過程分成兩個階段：第一階段：由于作用在從動盤上的主動力矩小于阻力矩，所以從動部分的角速度仍然為0，汽車仍靜止不動，但離合器開始滑磨。第二階段：由于離合器踏板繼續(xù)放松，主從動盤之間的壓力增大，從動盤的主動力矩大于阻力矩，而發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)度上升至一峰值后迅速下降，通過一段時間后主、從動盤的角速度達(dá)到一致。所以整個時間就是第一、第二階段的時間之和。換算到離合器從動部分的汽車阻力矩為汽車總質(zhì)量掛車總質(zhì)量車輪的滾動半徑汽車行駛阻力系數(shù)，取傳動系的傳動比傳動系的傳遞效率重力加速度在離合器最開始接合的一段時間內(nèi)，從動盤的主動力矩與時間幾乎成正比增長， 即，系數(shù)表征離合器的結(jié)合速度。研究汽車起步時離合器接合過程的力學(xué)模型。其中為發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)部分（主要是飛輪）和離合器主動部分的總轉(zhuǎn)動慣量，為汽車及掛車的總平移質(zhì)量換算動離合器從動軸上的轉(zhuǎn)動慣量。為了確定滑磨功，先建立力學(xué)模型的系統(tǒng)質(zhì)量運(yùn)動的微分方程：其中，可由下式確定：而離合器從動部分的角速度為所以得式E 滑磨功為： 式中 離合器滑磨角，而故有 相對于和求解這些方程的困難在于，和都是隨時間變化的、非線性的。例如發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)矩與其轉(zhuǎn)速有關(guān)，離合器摩擦力矩與接合速度、摩擦系數(shù)、摩擦表面的溫度等有關(guān)。為了相對地評價離合器結(jié)構(gòu)，先不考慮司機(jī)的駕駛技能的影響，并假設(shè)離合器為瞬間接合及起步時離合器的摩擦力矩為常量。為了簡化問題并求解式、所組成的微分方程，也假設(shè)在離合器滑磨過程中及亦為常量。則由式、得出系統(tǒng)的主、從動部分的角速度及隨時間變化而變化的表達(dá)式。即對于式、，先求主動部分（式A）對于從動部分（式B）當(dāng)與的值達(dá)到完全一致時滑磨功過程完畢，因此，當(dāng)式A中的等于式B中，則可求出滑磨時間為（式C）在上述假設(shè)條件下，系統(tǒng)主、從動部分角速度將與時間成線性關(guān)系。依次滑磨功可表達(dá)為：式中：離合器的滑磨時間；汽車開始起步時離合器主動部分的初始的初始角速度。其中為對應(yīng)于的發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速，。將的表達(dá)式及式C代入上式，則得：由上式及E，在發(fā)動機(jī)的高轉(zhuǎn)速及變速器的高檔位下起步，滑磨功會急劇增大。因?yàn)椋ㄟ^上式計(jì)算的滑磨功是其最小可能值，它與接合是否平順無關(guān)，可用于對各種型號的汽車的離合器工作狀況的比較計(jì)算。離合器的滑磨功L與其從動盤摩擦面積之比：當(dāng)一檔起步且時，單離合器q值為196245J/cm，雙離合器為147167 J/cm。熱平衡方程式為壓盤溫升為許用齒根彎曲應(yīng)力的上限wmax及下限wmin：對滲碳淬火表面硬化合金鋼：wmax=， MPa (4-3-29)wmin=， MPa式中：彎曲強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，取1.3； 試驗(yàn)齒輪的英里修正系數(shù)，可取=2； 彎曲強(qiáng)度計(jì)算惡毒壽命系數(shù)，貨車I檔齒輪取=1.05，其他各檔齒輪及轎車各檔齒輪均取=1； 相對齒根圓角敏感系數(shù)， = 相對齒根表面狀況系數(shù)，=若齒根表面粗糙度為，則Rz=20，這時，=0.957。 齒根彎曲強(qiáng)度的檢驗(yàn)：按式（4-3-28）計(jì)算所得的齒根彎曲應(yīng)力w，應(yīng)在許用齒根彎曲應(yīng)力的上限wmax與下限wmin之間，若高于上限，則齒根彎曲強(qiáng)度不夠；若低于下限，在齒根過于安全。與接觸強(qiáng)度的檢驗(yàn)相類似，齒根彎曲強(qiáng)度也可利用強(qiáng)度系數(shù)STF來檢驗(yàn)。彎曲強(qiáng)度系數(shù)STF可表達(dá)為： STF= （4-3-30） STF=值應(yīng)在0與1之間，其中，接近于1，說明齒根彎曲強(qiáng)度儲備大；接近于0，說明齒根強(qiáng)度儲備??；STF1則說明齒根過于安全；STF 0則說明彎曲強(qiáng)度不夠，必須修改設(shè)計(jì)。 4.變速器齒輪的材料及熱處理現(xiàn)代汽車變速器輪齒大部分大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合，以大大提高其接觸強(qiáng)度、彎曲強(qiáng)度及耐磨性。在選擇齒輪的詞阿廖及熱處理時 也應(yīng)考慮到其機(jī)械加工性能及制造成本。 國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi（過去的鋼號是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的，對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMo，20CrNiMo，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶粒。為消除 內(nèi)應(yīng)力，還要進(jìn)行回火。 變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下： 3.5 滲碳層深度0.81.2mm 3.55 滲碳層深度0.81.3mm 5 滲碳層深度1.01.6mm 滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒表面硬度為HRC5863，心部硬度為HRC3348。 某些輕型以下的載貨汽車和轎車等變速器的小模數(shù)（ 1則過于安全； STH 則需要修改設(shè)計(jì)。（2）齒根彎曲應(yīng)力W 計(jì)算 W =（ Ft/bmn）YFYSYKAKVKFKF （4-3-28）式中 KA-使用系數(shù)，轎車的檔齒輪取0.7，檔齒輪取0.8，第一軸常嚙合齒輪取0.85，貨車的至檔齒輪分別取0.9，1，1.05，1.15，1.25及1.35，第一軸常嚙合齒輪取1.35； KV-與接觸應(yīng)力計(jì)算的KV同值； KF-齒向載荷分布系數(shù)，KF=（KF）N ； N-冪指數(shù)，N= 2/1+2 ； 上界點(diǎn)處的齒厚半角 端面載荷作用角，； 彎曲力臂與模數(shù)之比： 法向載荷作用角： 載荷作用于單對齒嚙合區(qū)上界點(diǎn)時的應(yīng)力修正系數(shù)：，分別為主、從動齒輪齒根危險(xiǎn)斷面與彎曲力臂之比值，齒根圓角參數(shù)，30度切線切點(diǎn)處曲率半徑與模數(shù)之比。第三節(jié) 變速器軸與軸承一、 變速器軸變速器軸在工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生 過大的噪聲，降低齒輪的俄強(qiáng)度、耐磨性及壽命。 軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)。變速器的最大直徑d與支承間的距離l可按下列關(guān)系式初選： 對第一軸及中間軸：=0.160.18 （4-3-31） 對第二軸：=0.180.21三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A（mm）按下式初選： d（0.450.60）A （4-3-32） 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temax（Nm）按下式初選： d=（44.6） （4-3-33） 初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性檔圈等標(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正。 在進(jìn)行軸的剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算時，欲求三軸式變速器第一軸的支承反力，必須先求出第二軸的支承反力。應(yīng)當(dāng)對每個檔位下的軸的剛度和強(qiáng)度都進(jìn)行驗(yàn)算，因?yàn)闄n位不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點(diǎn)也有變化。驗(yàn)算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temax。計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力FT、徑向力Fr及軸向力Fa可按下式求出：FT= Fr= （4-3-34）Fa= 式中 i至計(jì)算齒輪的傳動比； d計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； 節(jié)點(diǎn)處壓力角； 螺旋角；Temax發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，也是第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nmm。 應(yīng)校核在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的變速器的強(qiáng)度。作用在齒輪上的徑向力Ft和軸向力Fa使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度fc；而圓周力Ft使軸在水平面內(nèi)的彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度fs。在求得個支點(diǎn)的垂向反力和水平反力后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩Me和水平彎矩Ms。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）為 = （4-3-35）式中 M= （4-3-36）Ti計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nmm； d軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處去內(nèi)徑，mm； Ww彎矩截面系數(shù) ，mm； Mc在計(jì)算斷面處軸的垂直彎矩，Nmm； Ms在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，Nmm； 許用應(yīng)力，在低檔工作時取=400MPa。 在實(shí)際運(yùn)行中尚未發(fā)現(xiàn)過變速器軸的疲勞破壞情況。因?yàn)闉榱说玫阶銐虻膭偠?，軸都設(shè)計(jì)得有足夠的強(qiáng)度儲備。 對齒輪工作影響最大的是軸的垂直撓度fc和軸斷面在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)交，前者改變的齒輪的中心矩并破壞了齒輪的正確嚙合；后者使大小齒輪相互歪斜導(dǎo)致齒長方向壓力分布不均勻。 變速器在工作中產(chǎn)生的齒輪嚙合力、軸支承反力以及軸的撓度和斷面轉(zhuǎn)角等。 在垂直面內(nèi)第一軸的撓度f1及斷面轉(zhuǎn)角分別為f1= （4-3-37）在垂直面內(nèi)第二軸的撓度f4及斷面轉(zhuǎn)角分別為f4= (4-3-38) 式中 r01、r04相應(yīng)齒輪的節(jié)圓半徑； J1、J4相應(yīng)處軸斷面的慣性矩。 在上述計(jì)算中，花鍵軸的計(jì)算直徑可取為其花鍵內(nèi)徑的1.1倍。軸斷面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)大于0.002rad（弧度）。軸的垂向撓度的容許值fc=0.0050.10mm；軸的水平撓度的容許值fs=0.100.15mm。 軸的合成撓度長的軸應(yīng)進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度的驗(yàn)算，使周的扭轉(zhuǎn)角不超過許用值。每米長軸扭轉(zhuǎn)角的許用值為。在轉(zhuǎn)矩T的作用下，長為L的軸的扭轉(zhuǎn)角為 （4-3-39）則單位長度的轉(zhuǎn)角（/m）為 （4-3-40）式中 T轉(zhuǎn)矩，Nmm； L軸長，mm JP軸橫截面的極慣性矩，mm4： 對實(shí)心軸；對空心軸； G軸材料的剪切彈性模量，對于鋼材。與中間軸齒輪長嚙合的第二軸齒輪，通常裝在青銅襯套或滾針軸承上，而現(xiàn)代汽車變速器的這些齒輪則直接裝在軸上，以增大軸的直徑和剛度。為了保證工作可靠，對摩擦表面應(yīng)可靠潤滑。軸表面為了避免其咬住、擦傷和保證能良好跑合，可進(jìn)行磷化處理和硫化處理。在軸的支承處急驟與齒輪支承間的摩擦表面處應(yīng)有沿軸孔或油槽自由暢通的潤滑油不斷供應(yīng)。重型汽車變速器第二軸上的長嚙合齒輪的軸承或軸套多進(jìn)行強(qiáng)制潤滑。二變速器軸承一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并參考同類車型的相應(yīng)軸承以后，按國家規(guī)定的軸承標(biāo)準(zhǔn)選定，在進(jìn)行其使用的驗(yàn)算。對汽車變速器滾動軸承耐久性的評價是以軸承滾動體與滾道表面的接觸疲勞為依據(jù)，承受動載荷是其工作的基本特征。變速器軸承是在由傳動系轉(zhuǎn)矩變化曲線所決定的非穩(wěn)定工況下工作，因此也像齒輪計(jì)算那樣，作為變速器第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tj，應(yīng)取發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩TeMAX和驅(qū)動車輪與地面的最大附著力矩的換算值兩者中的較小者。計(jì)算載荷與軸承實(shí)際載荷之差異可由以軸承的當(dāng)量轉(zhuǎn)速代替實(shí)際轉(zhuǎn)速來補(bǔ)償。即 （4-3-41） 式中 按汽車平均車速計(jì)算的軸承實(shí)際轉(zhuǎn)速，取；行駛狀況系數(shù)，它是軸承在以轉(zhuǎn)矩分布曲線為特征非穩(wěn)定工況下工作的壽命與在計(jì)算轉(zhuǎn)矩下工作的壽命之比。軸承的名義壽命L（以106轉(zhuǎn)為單位）： （4-3-42） 式中 C軸承的額定動載荷或承載容量，N，根據(jù)選定的軸承型號查軸承手冊； P軸承的當(dāng)量動載荷，N； 軸承壽命指數(shù)，對球軸承取，對圓錐滾子、圓柱滾子軸承取。軸承的使用壽命亦可按汽車以平均車速行駛至大修前的總行駛里程S來計(jì)算： ，h （4-3-43）式中 軸承的轉(zhuǎn)數(shù)，r/min。徑向和徑向止推球軸承的當(dāng)量動載荷，可按下式對每個檔位進(jìn)行計(jì)算： （4-3-45）式中 X，Y徑向系數(shù)和軸向系數(shù)，按軸承標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定由軸承手冊查出；V考慮軸承內(nèi)圈或外圈旋轉(zhuǎn)的系數(shù)，內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)取V=1.0，外圈旋轉(zhuǎn)取V=1.2；Fr，F(xiàn)a徑向和軸向載荷，N，根據(jù)計(jì)算轉(zhuǎn)矩計(jì)算各檔的支承反力后求得；考慮路面不平度引起的動載荷的影響系數(shù)，對于變速器軸承可取；溫度系數(shù)；軸向加載參數(shù)，由軸承手冊查得。應(yīng)對每個檔計(jì)算軸承的當(dāng)量循環(huán)次數(shù)，第i檔的為： （4-3-46）軸承的實(shí)際循環(huán)次數(shù)為： （4-3-47）式中 第i檔的軸承旋轉(zhuǎn)次數(shù)，為第一軸的旋轉(zhuǎn)次數(shù)（以汽車的平均速度計(jì)算），為由第一軸至計(jì)算軸的傳動比； 變速器處于第i檔是的相對工作時間，即變速器第i檔的使用率（%），見表4-3-9； 第i檔的行駛狀況系數(shù)。在軸承的整個運(yùn)行期間有： （4-3-48）考慮到變速器各檔工作時軸承的當(dāng)量動載荷及相應(yīng)的當(dāng)量循環(huán)次數(shù)，則軸承的總當(dāng)量動載荷為：（4-3-49）則要求的軸承額定動載荷C為 （4-3-50）算出軸承的額定動載荷C后則可由軸承樣本或手冊選擇軸承。對汽車軸承壽命的要求是轎車30萬km，貨車和大客車25萬km。第一軸前軸承僅在離合器分離時期內(nèi)外圈才有相對運(yùn)動，因此