變速箱設(shè)計(jì)專業(yè)知識(shí)

1、汽車變速器設(shè)計(jì)目錄第一節(jié):第二節(jié):第三節(jié): _7動(dòng)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(qiáng)度計(jì)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(qiáng)度的簡(jiǎn)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(dòng)機(jī)的最大扭矩和變速器換檔時(shí)通過它 來切斷動(dòng)力傳遞外，還要保證汽車能平穩(wěn)起步和防止傳動(dòng)系過載。 后兩條功能是通過離合器主、從動(dòng)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

2、會(huì)使摩擦片磨損，而且會(huì)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20C升至100C時(shí), 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(shí)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(shí)對(duì)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(huì)愈嚴(yán)重?；スΦ拇笮”碚髁穗x合器摩擦表面磨損的嚴(yán)重 程度。而滑磨功的

3、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(shí)離合器的滑磨功較大，在壞 路面起步時(shí)滑磨功則更大，而在行駛時(shí)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(dòng)部分分離， 再掛變速器低檔。這時(shí)，離合器主動(dòng)部分的角速度與發(fā)動(dòng)機(jī)一致， 為0點(diǎn)，從動(dòng)部分經(jīng)傳動(dòng)系與車輪相連，其角速度為 0,起步時(shí)司機(jī)逐漸放松離合器踏板并逐漸踩下油門踏板。這時(shí)，可將離合 器的接合過程分成兩個(gè)階段：第一階段：由于作用在從動(dòng)盤上的主動(dòng)力矩Tc小于阻力矩T ,所以從動(dòng)部分的角速度仍然為 0,汽車仍靜止不動(dòng)，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(dòng)盤之間的壓力 增大，從動(dòng)盤的主

4、動(dòng)力矩大于阻力矩，而發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)度上升至一 峰值后迅速下降，通過一段時(shí)間后主、從動(dòng)盤的角速度達(dá)到一致。所以整個(gè)時(shí)間就是第一、第二階段的時(shí)間之和。換算到離合器從動(dòng)部分的汽車阻力矩為T (ma mt)g & /(h t )ma 汽車總質(zhì)量mt掛車總質(zhì)量#r,車輪的滾動(dòng)半徑汽車行駛阻力系數(shù)，取0.01It傳動(dòng)系的傳動(dòng)比T傳動(dòng)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(shí)間內(nèi)，從動(dòng)盤的主動(dòng)力矩a滑磨功為： LTcda0a離合器滑磨角,式中時(shí)間幾乎成正比增長，即Tc kt，系數(shù)k表征離合器的結(jié)合速度。研究汽車起步時(shí)離合器接合過程的力學(xué)模型。其中Je為發(fā)動(dòng)7而da(e c)dt機(jī)旋轉(zhuǎn)部分(主要是飛輪)

5、和離合器主動(dòng)部分的總轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,Ja為汽車及掛車的總平移質(zhì)量換算動(dòng)離合器從動(dòng)軸上的轉(zhuǎn)動(dòng)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(dòng)的微分方 程：故有相對(duì)于TeJedtJa TdtTe時(shí)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(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩 Te與其轉(zhuǎn)速有關(guān)，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(guān)。為了相對(duì)地評(píng)價(jià)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(shí)離合器的摩擦力矩 Tc為常量。Ja c222(ma咗為了簡(jiǎn)化問題并求解式、所組成的微分方程，也假設(shè)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(dòng)部分的角速度 c為動(dòng)部分的角速度e及c隨時(shí)間變化而變化的表達(dá)式。即對(duì)于式Va .c Itrr2所以得式E Ja (ma mt)-77iT、，先求主動(dòng)部分t 0 (Te Tc)dt(Te Tc)tJe(式A)eJede eo)對(duì)于從動(dòng)部分（式B） t其中ne0為對(duì)應(yīng)于e0的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，r/rain。將e。的表達(dá)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(dòng)機(jī)的咼轉(zhuǎn)速neO及變速器的高檔位下起步,e與c的值達(dá)到完全一

7、致時(shí)滑磨功過程完畢， 因此，當(dāng)式A中的e等于式B中c，則可求出滑磨時(shí)間為（式 C）滑磨功會(huì)急劇增大。因?yàn)?，通過上式計(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(duì)各種型號(hào)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(dòng)盤摩擦面積Af 之比：tsJa J e e0Je（Tc T ） Ja（Te Tc）在上述假設(shè)條件下，系統(tǒng)主、從動(dòng)部分角速度將與時(shí)間t成線 性關(guān)系。依次滑磨功可表達(dá)為：q L/Af當(dāng)一檔起步且 0.1時(shí)，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(shí)間;e0 汽車開始起步時(shí)離

8、合器主動(dòng)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(yīng)力的上限（T wmax及下限（T wmin： 對(duì)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(shí)， YRre1T =0.957。(4-3-29)C wmin=3Yre1TYRre1T，SF minMPa式中：SFmin 彎曲強(qiáng)度計(jì)算的最小安全系數(shù)，取1.3；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C w，應(yīng)在許用齒根彎曲 應(yīng)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(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) 系數(shù)Stf可表達(dá)為：Stf來檢驗(yàn)。彎曲強(qiáng)度Y NT試驗(yàn)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(qiáng)度計(jì)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(duì)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(duì)齒根表

10、面狀況系數(shù),Stf=值應(yīng)在0與1之間，其中，接近于 儲(chǔ)備大；接近于0，說明齒根強(qiáng)度儲(chǔ)備小； 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(shè)計(jì)。(2)齒根彎曲應(yīng)力c W計(jì)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(yīng)力計(jì)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(diǎn)處的齒厚半角A 中心距，mm,艮1 , FZ2 -主，被動(dòng)齒輪的齒面平均粗糙度, 糙度為 0.8 時(shí)，Zr =0.85*A0.0267，當(dāng)為 1.6卩m，當(dāng)齒面粗 時(shí)，Zr =0.8*A 0.267 ;1ret1 U 2 1 tan J

12、inv t inv 出z1 2齒面接觸強(qiáng)度的檢驗(yàn)： 按式(4-3-25)計(jì)算所得的齒面接觸應(yīng)力C 力上限(T jmax與下限(T jmin之間，高于上限則接觸強(qiáng)度不夠，低j ，應(yīng)在許用接觸應(yīng)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(duì)齒嚙合區(qū)上界點(diǎn)時(shí)的應(yīng)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(dòng)齒輪齒根危險(xiǎn)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(diǎn)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(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。岡寸度不足會(huì)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(duì)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I可按下列關(guān)系式初選:對(duì)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(diǎn)也有變化。 驗(yàn)算時(shí)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(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temaxo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：(4-

15、3-31 )對(duì)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(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)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(jì)算齒輪的傳動(dòng)比；計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm -節(jié)點(diǎn)處壓力角；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(shí)，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(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè) 檔位下的軸的剛度和強(qiáng)度都進(jìn)行驗(yàn)算，因?yàn)闄n位不同不僅齒螺旋角；Temax發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，也是第一軸的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，N - mm。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(gè)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(jì)算轉(zhuǎn)矩，N - mm；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，Ms 在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，c 許用應(yīng)力，在低檔工作時(shí)取在垂直面內(nèi)第二軸的撓度f4及斷面轉(zhuǎn)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(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 為為了得到足夠的剛度，軸都設(shè)計(jì)得有足夠的強(qiáng)度儲(chǔ)備。對(duì)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。3 a4 b4 EJ42Faa4b4 b：r04在垂直面內(nèi)第一軸的撓度fi及斷面轉(zhuǎn)角1分別為3 a4 b4 EJ4相應(yīng)齒輪的節(jié)圓半徑；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.

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(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0.25 0.35。在轉(zhuǎn)矩T的作用下，長為L的軸的扭轉(zhuǎn)角為57.3rLGJP(4-3-39)則單位長度的轉(zhuǎn)角（/m)57300 GJP(4-3-40)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(duì)汽車變速器滾 動(dòng)軸承耐久性的評(píng)價(jià)是以軸承滾動(dòng)體與滾道表面的接觸疲勞為依 據(jù)，承受

20、動(dòng)載荷是其工作的基本特征。變速器軸承是在由傳動(dòng)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(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩TeMAX 和驅(qū)動(dòng)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(jì)算載荷與軸承實(shí)際載荷之差異可由以軸承的當(dāng)-mm ；mm式中T轉(zhuǎn)矩，NL軸長，JP軸橫截面的極慣性矩，mm4:量轉(zhuǎn)速代替實(shí)際轉(zhuǎn)速來補(bǔ)償。即對(duì)實(shí)心軸JP存4 ；對(duì)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(jì)算的軸承實(shí)際轉(zhuǎn)速，取(4-3-42

21、)G軸材料的剪切彈性模量，對(duì)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(duì)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。vam0.6va max ；Kxj 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）：

22、L (C/P)式中 C軸承的額定動(dòng)載荷或承載容量,承型號(hào)查軸承手冊(cè)；P軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷，N ;軸承壽命指數(shù)，對(duì)球軸承取柱滾子軸承取10/3。N，根據(jù)選定的軸3，對(duì)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(jì)算:Lh 空，hVam(4-3-43)式中 n軸承的轉(zhuǎn)數(shù)，r/min。徑向和徑向止推球軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷，可按下式對(duì)每個(gè)檔位進(jìn)行 計(jì)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(dòng)載荷的影響系數(shù),對(duì)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(cè)查得。 應(yīng)對(duì)每個(gè)檔計(jì)算軸承的當(dāng)量循環(huán)次數(shù)，第60 Lh fgi K刈i Li106軸承的實(shí)際循環(huán)次數(shù)為:60 Lh f gi niLi式中 ni第i檔的軸承旋轉(zhuǎn)次數(shù)，nii檔的為:(4-3