汽車變速器設(shè)計(jì)

1、輕型汽車變速器總成設(shè)計(jì)輕型汽車變速器總成設(shè)計(jì)1.變速器的功用與設(shè)計(jì)要求2.結(jié)構(gòu)方案分析3.操縱方案分析4.主要參數(shù)計(jì)算5.齒輪參數(shù)計(jì)算6.材料選擇和熱處理7.強(qiáng)度校和8.軸的設(shè)計(jì)計(jì)算9.軸承的選擇和設(shè)計(jì)計(jì)算 1.1.變速器的功用變速器的功用 變速器是用于改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，目的是在起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪傳輸。變速器還設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。因此，變速器的性能直接影響汽車的動(dòng)力性和

2、經(jīng)濟(jì)性。 2.2.設(shè)計(jì)相關(guān)要求設(shè)計(jì)相關(guān)要求設(shè)計(jì)依據(jù)： 1.主減速傳動(dòng)比：4.52.最高車速 140km/h3.輪胎型號(hào)225/65R174.最大扭矩：190N.m/40005.最大功率：90kw/4300任務(wù)要求1 確定變速器的結(jié)構(gòu)型式2 變速器基本參數(shù)選擇。3 各擋齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算4 主要零件的強(qiáng)度校核5 設(shè)計(jì)圖面要求：總成圖，零件圖6 編寫設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書 1.變速器結(jié)構(gòu)分析與形式選擇根據(jù)軸的形式固定軸式兩軸式變速器三軸式變速器多軸式變速器固定軸式旋轉(zhuǎn)軸式種類無(wú)極式變速器有極式變速器綜合式變速器2.變速器結(jié)構(gòu)分析 轎車檔數(shù)傳動(dòng)比34 輕型貨車傳動(dòng)比58 越野車與牽引車1020有極變速器通常具有

3、3、4、5個(gè)前進(jìn)檔多檔變速器多達(dá)616個(gè)多于5個(gè)前進(jìn)檔，操縱機(jī)構(gòu)會(huì)更復(fù)雜或加獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)。選擇 5個(gè)前進(jìn)檔 一個(gè)倒檔的形式3.換擋結(jié)構(gòu)形式的選擇 滑動(dòng)齒輪換擋 嚙合套換擋 同步器換擋4.倒檔形式布置方案為常見的倒擋布置方案。圖b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖c方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖d方案對(duì)3-5c的缺點(diǎn)做了修改。圖e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。1.變速器操縱機(jī)構(gòu)的要求 根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機(jī)構(gòu)

4、完成選檔和是按換擋或推到空擋的工作。 操縱機(jī)構(gòu)滿足以下要求 （1）換擋時(shí)只能掛入一個(gè)檔位 （2）換檔后應(yīng)使齒輪在全齒上嚙合 （3）防止自動(dòng)脫檔或自動(dòng)換擋 （4）防止誤掛倒檔 （5）換擋輕便2.傳動(dòng)路線 檔：一軸12中間軸10 9 9、11同步器二軸輸出 檔：一軸12中間軸8 75、7同步器二軸輸出 檔：一軸12中間軸655、7同步器二軸輸出 檔：一軸11、3同步器二軸輸出 檔：一軸12中間軸4 3 1、3同步器二軸輸出 R 檔：一軸12中間軸12 13 9、11同步器二軸輸出44.50max1TgiTermgi1、1檔傳動(dòng)比的初步選擇 選擇1檔傳動(dòng)比為3.82、利用等比級(jí)數(shù)公式得出各檔傳動(dòng)比公

5、比，隨后初步計(jì)算出各傳動(dòng)比95. 2)sincos(maxmaxmax1ogiTerfmgi56. 14minmaxiiq3、初步計(jì)算中心距80kA3Imax3mggeAAziTKTax1模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)選取的一般原則： 1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬； 2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬； 3）從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)； 4）從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些； 對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。 所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致如下： 微型、普

6、通級(jí)轎車 中級(jí)轎車 中型貨車 重型貨車 2.252.75 2.753.00 3.54.5 4.56.0 78. 210/3maxenTKm91. 210/7 . 031maxggeiTm取斜齒輪法面模數(shù)為3 直齒輪模數(shù)為32壓力角 壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。 對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。 國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以普遍采用的壓力角為20。 嚙合套或同步器的壓力角有20、25、30等，普遍采用30壓力角。3螺旋角

7、 齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍：轎車變速器： 兩軸式為2025 中間軸式為2234 貨車變速器：1826 根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取螺旋角242, 1224, 3226, 5228 ,72210, 9齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等

8、均有影響。 選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。 選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（mn）的大小來(lái)選定齒寬b： 直齒：b=Kcm，Kc為齒寬系數(shù)，取為4.58.0 斜齒：b=Kcmn，K c取為6.0 8.5 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為（24）m m。 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些，使接觸線長(zhǎng)度增加、接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳

9、動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。已下五四擋變速器為例，說(shuō)明分配齒數(shù)的方法。 1確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動(dòng)比 如果z9和 z10的齒數(shù)確定了，則z2與 z1的傳動(dòng)比可求出。為了求z7、 z8的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh 計(jì)算后取zh為整數(shù)，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。 五擋變速器傳動(dòng)方案 101921zzzzi nhhmAZmAZcos22斜齒直齒 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和zh后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的zh和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距A，再以修正后的中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 7確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 常嚙合傳動(dòng)齒輪中心距和一擋齒輪的中心距相等，

10、即 求出Z1和Z2 進(jìn)行對(duì)傳動(dòng)比和螺旋角進(jìn)行修正 cos2)(21zzmAn81cos2)(109zzmAn910112zzizzgnmAzz2cos2)(21若二擋齒輪是直齒輪，模數(shù)與一擋齒輪相同時(shí)，則得 解兩方程式求出z5、z6。用取整數(shù)后的z5、z6計(jì)算中心距，若與中心距A有偏差，通過(guò)齒輪變位來(lái)調(diào)整。 二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合輪的不同時(shí)，得 61522zzzzi2)(65zzmA21265zzizz6, 565cos2)(zzmAn)1 (tantan6521262zzzzz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 （3-9）聯(lián)解上述三個(gè)方程式，可求出z5、z

11、6和 三個(gè)參數(shù)。但解此方程組比較麻煩，可采用比較方便的試湊法 。其它各擋齒輪的齒數(shù)用同一方法確定。對(duì)修正傳動(dòng)比與初選傳動(dòng)比進(jìn)行檢驗(yàn) 同時(shí)對(duì)螺旋角進(jìn)行修正6 , 505. 0%100)/(%111gggiiii 倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相同，為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切，初選Z12=17.倒檔齒輪一般在21-23之間選擇。初選Z13=22根據(jù)中間軸和輸出軸的中心距A=81 求得Z11=31修正倒檔傳動(dòng)比為3.9為了防止干涉，齒輪11與齒輪12的齒頂圓間應(yīng)保持0.5以上的間隙。中心軸與倒檔軸之間的中心距A1=m*（Z12+Z13）/2=58.5 取59倒檔軸與第二軸之間的中心距A2=m*（Z11

12、+Z13）/2=84A1+A2=14381 ADD25.021211采用變位齒輪的原因：1）配湊中心距；2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；3）降低齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。 變位系數(shù)的選擇原則 ：1）對(duì)于高擋齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。2）對(duì)于低擋齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。

13、3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二擋以外的其它各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著擋位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪，應(yīng)該選用較大的值。 汽車變速器工作條件比較復(fù)雜，經(jīng)常在動(dòng)載荷及過(guò)載的復(fù)雜情況下工作，齒輪的破壞形式只要是由接觸疲勞引起的點(diǎn)蝕，應(yīng)彎曲疲勞負(fù)荷和沖擊負(fù)荷造成的齒根折斷以及齒面的磨損和換擋齒輪齒段的磨損，所以對(duì)齒輪在耐磨性，疲勞強(qiáng)度沖擊韌性等方面要求較高。 參考同類車型變速器，此變速器齒輪材料選用為20CrMnTi合金鋼，經(jīng)滲碳淬火低溫回火后表面硬度HRC5862

14、，心部硬度為：HRC3045，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，大大提高齒輪的耐磨性、抗完疲勞和接觸疲勞能力，此合金鋼淬火后機(jī)械性，淬火性都較好、變形小，鍛造后再以正火來(lái)改善其切削加工性，熱處理包括滲碳、淬火。 滲碳層0.81.2mm，滲碳溫度920960度，時(shí)間5小時(shí)，滲碳后預(yù)冷至840860，再用油直接淬火，淬火后再用低于200的低溫進(jìn)行回火。 20CrMnTi合金鋼經(jīng)上述熱處理后，其接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度顯著提高，滿足變速器的工作要求。1.1.接觸強(qiáng)度計(jì)算接觸強(qiáng)度計(jì)算 用下列公式計(jì)算接觸應(yīng)力用下列公式計(jì)算接觸應(yīng)力2.2.彎曲強(qiáng)度計(jì)算彎曲強(qiáng)度計(jì)算直齒輪用下式計(jì)算彎曲應(yīng)力：直齒輪用下式

15、計(jì)算彎曲應(yīng)力：對(duì)各個(gè)齒輪進(jìn)行接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度校和1.軸的功用及設(shè)計(jì)要求變速器軸在工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強(qiáng)度和剛度。軸的剛度不足，在負(fù)荷作用下，軸會(huì)產(chǎn)生過(guò)大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過(guò)大的噪聲，并會(huì)降低齒輪的使用壽命。設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)主要考慮以下幾個(gè)問(wèn)題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長(zhǎng)度、軸的強(qiáng)度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變速器結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。2.軸尺寸初選在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長(zhǎng)度可以初步確定。軸的長(zhǎng)度對(duì)軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求，軸的長(zhǎng)度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。軸的直徑與支承跨度長(zhǎng)度之間關(guān)系可按

16、下式選?。?第一軸及中間軸：=0.160.18 第二軸： =0.180.21 軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，可按以下公式初選軸直徑：中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： d=（0.450.6）（mm）第一軸花鍵部分直徑(為mm)可按下式初選： d=（4.04.6）LdLd3maxeM3/11min)/(1nPCd6.利用公式對(duì)一軸，二軸，在每個(gè)檔位下進(jìn)行強(qiáng)度校和。 軸的材料選用40CrMnTi，處理方式是調(diào)制 軸的許用彎曲應(yīng)力為75軸的剛度許用值fc=0.05-0.1mmfs=0.01-0.15fz=0.002 =0.002rad軸的計(jì)算： 九、變速器軸承的選擇與設(shè)計(jì)計(jì)算1.軸承型號(hào)的選擇 首先進(jìn)行對(duì)軸承進(jìn)行初選，前軸承只承受中間軸的徑向力，作用在此軸上的力主要由后軸承承受，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)的需要，選用深溝球軸承30209基本額定載荷Cr=67.8KN 基本額定載荷C0=83.5KN 二軸的的前段以第一軸的內(nèi)孔為支撐，用滾針軸承9248/30 后端選用深溝球軸承6209 中間軸前后兩端選用圓錐滾子軸承332072.軸承的計(jì)算 對(duì)中間軸兩端的軸承進(jìn)行一檔齒輪受力