變速箱設計專業(yè)知識

1、汽車變速器設計目錄第一節(jié):第二節(jié):第三節(jié): _7動力院變速箱部摩擦離合器的滑磨及其熱工況 變速器齒輪的強度計算與材料選擇2.1齒輪損壞的原因及形式 2.2圓柱齒輪強度的簡化計算方法 2.3根據(jù)GB3480-83編制的汽車變速器 圓柱齒輪強度的計算方法2.4變速器齒輪的材料及熱處理變速器軸3.1變速器軸3.2變速器軸承.2.6.131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現(xiàn)的。因此， 滑磨是離合器工作中的一項重要的特征。離合器滑磨的結果，不 僅

2、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。試驗證明，摩擦表面的溫度由20C升至100C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、 比換檔時嚴重的多。而在汽車使用中，在交通頻繁的城市內，起 步次數(shù)相當頻繁，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)相當頻繁，滑磨相當嚴重。離合器滑磨的嚴重程度常 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 少機械能轉換成熱能。離合器的滑磨功愈大，則零件的溫升和磨 損也會愈嚴重。滑磨功的大小表征了離合器摩擦表面磨損的嚴重 程度。而滑磨功的

3、大小除與離合器本身的結構及參數(shù)有關外，還 與其使用情況有關。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)動機一致， 為0點，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Tc小于阻力矩T ,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

4、動力矩大于阻力矩，而發(fā)動機的轉度上升至一 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T (ma mt)g & /(h t )ma 汽車總質量mt掛車總質量#r,車輪的滾動半徑汽車行駛阻力系數(shù)，取0.01It傳動系的傳動比T傳動系的傳遞效率 g重力加速度在離合器最開始接合的一段時間內，從動盤的主動力矩a滑磨功為： LTcda0a離合器滑磨角,式中時間幾乎成正比增長，即Tc kt，系數(shù)k表征離合器的結合速度。研究汽車起步時離合器接合過程的力學模型。其中Je為發(fā)動7而da(e c)dt機旋轉部分(主要是飛輪)

5、和離合器主動部分的總轉動慣量,Ja為汽車及掛車的總平移質量換算動離合器從動軸上的轉動慣量。 為了確定滑磨功，先建立力學模型的系統(tǒng)質量運動的微分方 程：故有相對于TeJedtJa TdtTe時間變化的、其中,Ja可由下式確定:ts0 Tc( e c)dte和c求解這些方程的困難在于Te，Tc和T都是隨非線性的。例如發(fā)動機轉矩 Te與其轉速有關，離合器摩擦力矩Tc與接合速度、摩擦系數(shù)、摩擦表面的溫度等有關。為了相對地評價離合器結構，先不考慮司機的駕駛技能的影響， 并假設離合器為瞬間接合及起步時離合器的摩擦力矩 Tc為常量。Ja c222(ma咗為了簡化問題并求解式、所組成的微分方程，也假設在離合

6、器滑磨過程中Te及T亦為常量。則由式、得出系統(tǒng)的主、從而離合器從動部分的角速度 c為動部分的角速度e及c隨時間變化而變化的表達式。即對于式Va .c Itrr2所以得式E Ja (ma mt)-77iT、，先求主動部分t 0 (Te Tc)dt(Te Tc)tJe(式A)eJede eo)對于從動部分（式B） t其中ne0為對應于e0的發(fā)動機轉速，r/rain。將e。的表達式 0(Tc T )dteJad(TeT )t Ja c及式C代入上式，則得：2 2L ?1800（1 L）蟲（丄 1）T/ JeJaTcTtJa由上式及E,在發(fā)動機的咼轉速neO及變速器的高檔位下起步,e與c的值達到完全一

7、致時滑磨功過程完畢， 因此，當式A中的e等于式B中c，則可求出滑磨時間為（式 C）滑磨功會急劇增大。因為，通過上式計算的滑磨功是其最小可能 值，它與接合是否平順無關，可用于對各種型號的汽車的離合器 工作狀況的比較計算。離合器的滑磨功L與其從動盤摩擦面積Af 之比：tsJa J e e0Je（Tc T ） Ja（Te Tc）在上述假設條件下，系統(tǒng)主、從動部分角速度將與時間t成線 性關系。依次滑磨功可表達為：q L/Af當一檔起步且 0.1時，單離合器q值為196245J/cm2，雙L Tc e0t s / 2離合器為 147167 J/cm2。式中:ts 離合器的滑磨時間;e0 汽車開始起步時離

8、合器主動部分的初始的初始角速熱平衡方程式為rL mc壓盤溫升為rL / mc許用齒根彎曲應力的上限（T wmax及下限（T wmin： 對滲碳淬火表面硬化合金鋼：YRre1T =1.674 0.529(Rz 1)0.1 若齒根表面粗糙度為:則 Rz=20,C wmax=52SYsTYNT Yre1TYRre1T ,SF minMPa這時， YRre1T =0.957。(4-3-29)C wmin=3Yre1TYRre1T，SF minMPa式中：SFmin 彎曲強度計算的最小安全系數(shù)，取1.3；齒根彎曲強度的檢驗：按式（4-3-28）計算所得的齒根彎曲應力C w，應在許用齒根彎曲 應力的上限（

9、T w max與下限CT wmin之間，若高于上限，則齒根彎 曲強度不夠；若低于下限，在齒根過于安全。與接觸強度的檢驗 相類似，齒根彎曲強度也可利用強度系數(shù) 系數(shù)Stf可表達為：Stf來檢驗。彎曲強度Y NT試驗齒輪的英里修正系數(shù)，可取Y st =2；Stf= w max w w max w min(4-3-30)彎曲強度計算惡毒壽命系數(shù)，貨車I檔齒輪取Ynt =1.05,其他各檔齒輪及轎車各檔齒輪均取 Ynt =1 ；Y re1T相對齒根圓角敏感系數(shù),Y re 仃1 = 0.9434 0.02311J1 2qs1Y re仃2 = 0.9434 0.0231/1 2qs2YRre1T相對齒根表

10、面狀況系數(shù),Stf=值應在0與1之間，其中，接近于 儲備大；接近于0，說明齒根強度儲備??； 安全；Stf 1則說明齒根過于變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下:Rin 5滲碳層深度1.0 -1.6mm3.5滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒表面硬度為HRC5&63,心部硬度為HRC3$48。某些輕型以下的載貨汽車和轎車等變速器的小模數(shù)(mn 1則過于安全；Sth 則需要修改設計。(2)齒根彎曲應力c W計算c W = ( Ft/b m) YFYsYb KaKKb K： a(4-3-28 )式中Ka-使用系數(shù)，轎車的I檔齒輪取0.7,n,m,w檔 齒輪取0.8，第一軸常嚙合齒輪取 0.85，

11、貨車的I 至 W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 ； 與接觸應力計算的Kv同值；齒向載荷分布系數(shù)，Kfb = ( Kfb) N ；幕指數(shù)，N= (b/h)71+ (b/m+W/h)2；K VKFBZr-粗糙度系數(shù)，Zr =1.02 ( 3jA/ R Z1+FZ2) 0.08rrt上界點處的齒厚半角A 中心距，mm,艮1 , FZ2 -主，被動齒輪的齒面平均粗糙度, 糙度為 0.8 時，Zr =0.85*A0.0267，當為 1.6卩m，當齒面粗 時，Zr =0.8*A 0.267 ;1ret1 U 2 1 tan J

12、inv t inv 出z1 2齒面接觸強度的檢驗： 按式(4-3-25)計算所得的齒面接觸應力C 力上限(T jmax與下限(T jmin之間，高于上限則接觸強度不夠，低j ，應在許用接觸應1ret222 2 ta nJ inV tmV et2Fet 端面載荷作用角，F(xiàn)et1et1Vet1;Fet2et2 vet2 ；彎曲力臂與模數(shù)之比:mnYF2h Fe26(上)COS Fen2mn(邑)2cosmnhF1mvzcos(cos 1cos Fet11)Znl 1COS(31)Gcos 1aOYs 載荷作用于單對齒嚙合區(qū)上界點時的應力修正系數(shù):*2miZ2cos(cos 1cos Fet21)Z

13、n2 11)Gcos 1a0Ys1(1.2 O.13L1)qS12F)Fe1Fe2Fendb1arcta n(d1 costa nFet1arcta n(tand2cos Fet2法向載荷作用角:Fen1arcta n(ta n Fet1 cos Fe1)Fen2 arcta n(ta nFet 2 cos Fe2)Yf16(嗎cos mn(SFn1 2()cosmnFen1Ys2(1.2 O.13L2 L1，L2 分別為主、從動齒輪齒根危險斷面與彎曲力臂之比值，L1如hFe1,L2hFe2qs齒根圓角參數(shù),qs1SFn12 f 1qs2SFn22 f230度切線切點處曲率半徑與模數(shù)之比。Ft

14、=2Te maxid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。岡寸度不足會產(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，且軸長與軸徑應協(xié)調。變速器的最大直徑d與支承間的距離I可按下列關系式初選:對第一軸及中間軸： -=0.160.18、l輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點也有變化。 驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉矩為發(fā) 動機的最大轉矩Temaxo計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：(4-

15、3-31 )對第二軸：-=0.18 0.21 .Fr=2Temax i tand cos(4-3-34 )三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 心距A (mm按下式初選：d(0.45 0.60 ) A第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機的最大轉矩 按下式初選：d可根據(jù)中(4-3-32 )Temax ( N * IT)Fa=2Te maxi tand式中idd= ( 44.6 ) (Temax(4-3-33 )至計算齒輪的傳動比；計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm -節(jié)點處壓力角；初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結構布置和軸承與花鍵、 彈性檔圈等標準以及軸的剛度與強度驗算結果進行修正。在進行軸的剛度和強度驗算時，欲

16、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。應當對每個 檔位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為檔位不同不僅齒螺旋角；Temax發(fā)動機最大轉矩，也是第一軸的計算轉矩，N - mm。應校核在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的變速器的強度。作用在 齒輪上的徑向力Ft和軸向力Fa使軸在垂直面內彎曲變形并產(chǎn) 生垂向撓度fc；而圓周力Ft使軸在水平面內的彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度fs。在求得個支點的垂向反力和水平反力后，計 算相應的彎矩Me和水平彎矩Ms。則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用 下的軸應力6（ MPa）為f1= Fr1 Bb2 a1 br1c3EJiro1 ?b1 2a13卜a16EJ1式中M32M 一

17、 ,(T = c Ww d3(4-3-35)1 Fr1 Bcb2 2ai 3b6EJ1ro1 ?b1 a1b1Fa13EJ,(4-3-37)M=Jm； M： Tj2（4-3-36）Ti計算轉矩，N - mm；d軸在計算斷面處的直徑，花鍵處去內徑，mm;Ww彎矩截面系數(shù)，mm；Mc 在計算斷面處軸的垂直彎矩，Ms 在計算斷面處軸的水平彎矩，c 許用應力，在低檔工作時取在垂直面內第二軸的撓度f4及斷面轉角4分別為a2?b：f4= Fr43 a4 bq EJ 4Fa4a4 ?b4 b4 a4 r043 a4b4 EJ4N mm ；N mm；c =400MPa。7 (4-3-38)F a4 ?b4 b

18、4a44 F r4在實際運行中尚未發(fā)現(xiàn)過變速器軸的疲勞破壞情況。因 為為了得到足夠的剛度，軸都設計得有足夠的強度儲備。對齒輪工作影響最大的是軸的垂直撓度 fc和軸斷面在水 平面內的轉交，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 的撓度和斷面轉角等。3 a4 b4 EJ42Faa4b4 b：r04在垂直面內第一軸的撓度fi及斷面轉角1分別為3 a4 b4 EJ4相應齒輪的節(jié)圓半徑；J4相應處軸斷面的慣性矩。在上述計算中，花鍵軸的計算直徑可取為其花鍵內徑的 1.1倍。軸斷面的轉角不應大于0.

19、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=0.10 0.15mm軸的合成撓度式中ro1、 ro4J1、fa20.20mm長的軸應進行扭轉剛度的驗算，使周的扭轉角不超過許用值。每米長軸扭轉角的許用值為0.25 0.35。在轉矩T的作用下，長為L的軸的扭轉角為57.3rLGJP(4-3-39)則單位長度的轉角（/m)57300 GJP(4-3-40)二.變速器軸承一般是根據(jù)結構布置并參考同類車型的相應軸承以后，按國 家規(guī)定的軸承標準選定，在進行其使用的驗算。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

20、動載荷是其工作的基本特征。變速器軸承是在由傳動系 轉矩變化曲線所決定的非穩(wěn)定工況下工作，因此也像齒輪計算那 樣，作為變速器第一軸的計算轉矩 Tj,應取發(fā)動機最大轉矩TeMAX 和驅動車輪與地面的最大附著力矩T max的換算值T max/igi。T兩者中的較小者。計算載荷與軸承實際載荷之差異可由以軸承的當-mm ；mm式中T轉矩，NL軸長，JP軸橫截面的極慣性矩，mm4:量轉速代替實際轉速來補償。即對實心軸JP存4 ；對空心軸JP4did 132dndTjTj Tmf tdt n minTjm(4-3-41)4G 8 10 MPa。式中 n按汽車平均車速Vam計算的軸承實際轉速，取(4-3-42

21、)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有沿軸孔或油槽 自由暢通的潤滑油不斷供應。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行強制潤滑。vam0.6va max ；Kxj 行駛狀況系數(shù)，它是軸承在以轉矩分布曲線為特征非穩(wěn)定工況下工作的壽命與在計算轉矩下工作的 壽命之比。軸承的名義壽命L （以106轉為單位）：

22、L (C/P)式中 C軸承的額定動載荷或承載容量,承型號查軸承手冊；P軸承的當量動載荷，N ;軸承壽命指數(shù)，對球軸承取柱滾子軸承取10/3。N，根據(jù)選定的軸3，對圓錐滾子、圓軸承的使用壽命亦可按汽車以平均車速Vam行駛至大修前的總行駛里程S來計算:Lh 空，hVam(4-3-43)式中 n軸承的轉數(shù)，r/min。徑向和徑向止推球軸承的當量動載荷，可按下式對每個檔位進行 計算：FaP (XVFr Y Fa)kkT, e YFrFaP VFrk kT,亠 eYFr(4-3-45)檔的支承反力后求得；k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k 1.0 ；kT溫度系數(shù);e軸向加載參數(shù)，由軸承手冊查得。 應對每個檔計算軸承的當量循環(huán)次數(shù)，第60 Lh fgi K刈i Li106軸承的實際循環(huán)次數(shù)為:60 Lh f gi niLi式中 ni第i檔的軸承旋轉次數(shù)，nii檔的為:(4-3