轎車FR式的手動變速器設計說明書.doc

摘 要 本設計的任務是設計一臺用于轎車上的 FR 式的手動變速器 本設計采用 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 根據轎車的外形 輪距 軸距 最小離地間隙 最小轉彎半徑 車輛重量 滿載重量以及最高車速等參數(shù)結合自己選擇的適合于該轎車的發(fā)動機型號可以 得出發(fā)動機的最大功率 最大扭矩 排量等重要的參數(shù) 再結合某些轎車的基 本參數(shù) 選擇適當?shù)闹鳒p速比 根據上述參數(shù) 再結合汽車設計 汽車理論 機械設計等相關知識 計算出相關的變速器參數(shù)并論證設計的合理性 它功用是 改變傳動比 擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍 以適應經 常變化的行駛條件 如起步 加速 上坡等 同時使發(fā)動機在有利的工況下工 作 在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下 使汽車能倒退行駛 利用空檔 中 斷動力傳遞 以使發(fā)動機能夠起動 怠速 并便于發(fā)動機換檔或進行動力輸出 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 關鍵詞 變速器 鎖環(huán)式同步器 傳動比 中間軸 第二軸 齒輪 Abstract The duty of this design is to design a FR type manual transmission used in the saloon It s the countershaft type transmission gearbox This transmission has two prominent merits Firstly the transmission efficiency of the direct drive keeps off high the attrition and the noise are also slightest Secondly it s allowed to obtain in the biger gear ratio of the first gear when the center distance is smaller According to the contour track wheel base the smallest ground clearance the smallest turning radium the vehicles weight the all up weight as well as the highest speed and so on union the choosing engine model we can obtain the important parameters of the max power the max torque the displacement and so on According to the basic parameters of the certain saloon choose the suitable final drive ratio According to the above parameters combining the knowledge of automobile design automobile theory machine design and so on calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design Its function is Changing gear ratio expanding the torque of the driving wheel and the range of the rotational speed to adapt the travel condition which frequently changes like start acceleration climbing and so on simultaneously causes the engine to work under the advantageous operating mode Under the premise of the invariable rotation enables the automobile to travel back Using neutral severances the power transmission to make the engine start idle and is advantageous for the engine to shift gears or to carry on the dynamic output This gearbox has five including over drive fifth gear and a reverse gear and through the inertial type of synchronizer to realize shift gears Key word transmission inertial type of synchronizer gear ratio countershaft second axis gear 目 錄 第 1 章 變速器的概述 1 1 1 變速器功用及設計要求 1 1 1 1 汽車變速器的功用 1 1 1 2 變速器的設計要求 1 1 2 設計任務及主要數(shù)據 2 第 2 章 變速器的選擇及主要零件設計 3 2 1 變速器的選擇 3 2 1 1 兩軸式變速器與三軸式變速器 3 2 2 倒檔傳遞方案 5 2 3 變速器主要零件的分析 6 2 3 1 齒輪型式 6 2 3 2 換擋結構形式 7 2 4 軸承形式 7 2 5 傳動方案的最終設計 8 第 3 章 變速器傳動機構的計算 9 3 1 變速器主要參數(shù)的選擇 9 3 1 1 檔位數(shù)的確定及傳動比初選 9 3 1 2 中心距的確定 9 3 1 3 傳動零件的設計 9 3 1 4 齒輪材料 壓力角 螺旋角 和齒寬 b 10 3 1 5 各檔齒輪參數(shù)的確定 11 3 2 變速器齒輪的強度計算 14 3 2 1 齒輪的損壞原因及形式 14 3 2 2 齒輪的強度計算與校核 14 3 2 3 齒輪接觸強度的校核 16 第 4 章 變速器軸的強度計算與校核 18 4 1 變速器軸的結構和尺 18 4 1 1 軸的結構 18 4 1 2 確定軸的尺寸 19 4 2 軸的校核 19 4 2 1 第一軸的強度與剛度校核 19 4 2 2 第二軸的校核計算 20 第 5 章 變速器同步器與操縱機構的設計 23 5 1 同步器的設計 23 5 1 1 同步器的結構 23 5 1 2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 24 5 2 變速器的操縱機構 26 5 2 1 變速器操縱機構的功用 26 5 2 2 設計變速器操縱機構時 應滿足的條件 26 參考文獻 28 結論 29 致 謝 30 第 1 章 變速器的概述 現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內燃機作為動力源 其轉矩和轉速變化范圍較 小 而復雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化 為了解決這一矛盾 在傳動系統(tǒng)中設置了變速器 1 1 變速器功用及設計要求 1 1 1 汽車變速器的功用 1 變速器的功用是根據汽車在不同的行駛條件下提出的要求 改變發(fā)動機 的扭矩和轉速 使汽車具有適合的牽引力和速度 并同時保持發(fā)動機在最有利 的工況范圍內工作 2 為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離 變速器具有倒檔和空 檔 3 利用空擋 中斷動力的傳遞 以使發(fā)動機能夠發(fā)動 怠速 以便于變速 器進行換擋和動力輸出 1 1 2 變速器的設計要求 1 保證汽車具有較高的動力性和經濟性指標 在汽車整體設計時 根據汽 車在重量 發(fā)動機參數(shù)及汽車使用要求 選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動比 來 滿足這一要求 2 設置空擋 以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系統(tǒng)長時間分離 設 置倒檔 使汽車可以倒退行駛 3 工作可靠 操縱輕便 汽車在行駛過程中 變速器內應有自動跳檔 亂 檔 換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生 為減輕駕駛員的疲勞強度 提高行駛安全性 操 縱輕便的要求日益顯得重要 這可以通過采用同步器和預選氣動換擋或自動 半自動換擋來實現(xiàn) 4 重量輕 體積小 影響這一指標的主要參數(shù)是變速器的中心距 選用優(yōu) 質鋼材 采用合理的熱處理 設計合適的齒形 提高齒輪精度以及選用圓錐滾 柱軸承可以減小中心距 5 傳動率高 為減小齒輪的嚙合損失 應有直接擋 提高零件的制造精度 和安裝質量 采用適當?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃有?6 噪音小 采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數(shù) 提高制造精度和安裝 剛性可以減小齒輪的噪音 7 貫徹零件標準化 部件通用化和變速器總成系列化等設計要求 遵守有 關設計法規(guī) 8 需要時應設計動力輸出裝置 除此之外 變速器應滿足制造成本低 維修方便等要求 1 2 設計任務及主要數(shù)據 題目名稱 某貨車五檔手動變速器傳動機構的設計 設計參數(shù) 發(fā)動機最大轉矩 191 5N m 發(fā)動機最大功率 47 5kw 最高車速 91 5km h 最大轉矩時轉速 2100r min 最大功率時轉速 3000r min 車輪滾動半徑 335mm 總質量 4063kg 最高檔傳動比 1 第 2 章 變速器的選擇及主要零件設計 2 1 變速器的選擇 目前 汽車上采用的變速器結構形式是多種多樣的 這是由于各國汽車的 使用 制造及修理等條件不同 也是由各種類型汽車的使用條件不同所決定的 變速器按千金當屬不同 有三 四 五和多檔變速器 根據軸的形式不同 又 分為 固定軸式 旋轉軸式和綜合式三類 究竟采用何種方式 除了汽車總布 置要求外 主要考慮一下三方面 1 變速器的徑向尺寸 兩軸式尺寸大 三軸式尺寸小 2 變速器的使用壽命 兩軸式齒輪壽命短 三軸式壽命長 3 變速器的效率 其中固定軸式應用廣泛 有兩軸式和三軸式 中間軸式 之分 前者多用 于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上 后者多用于發(fā)動機后置后輪驅動的汽車上 2 1 1 兩軸式變速器與三軸式變速器 1 兩軸式變速器的特點如下 兩軸式變速器如圖 2 1 所示 與三軸式變速器相比 其結構簡單 緊湊且 除最到檔外其他各檔的傳動效率高 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 降低 6 10 兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單 如圖所 示 兩軸式變速器的第二軸 即輸出軸 與主減速器主動齒輪做成一體 當發(fā) 動機縱置時 主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪 當發(fā)動機橫置時則可用圓 柱齒輪 從而簡化了制造工藝 降低了成本 除倒檔常用滑動齒輪 直齒圓柱 齒輪 外 其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動 個檔的同步器多裝在第二軸上 這是因為一檔的主動齒輪尺寸小 裝同步器有困難 而高檔的同步器也可以裝 在第一軸的后端 如圖示 兩軸式變速器沒有直接檔 因此在高檔工作時 齒輪和軸承均承載 因而 噪聲比較大 也增加了磨損 這是它的缺點 另外 低檔傳動比取值的上限 i g 4 0 4 5 也受到較大限制 但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主 減速比來取消 圖 2 1 兩軸式變速器 1 第一軸 2 第二軸 3 同步器 2 三軸式變速器 三軸式變速器如圖 2 2 所示 從結構外形看 三軸式變速器 中間軸式變 速器 具有三根軸 變速器的第一軸和第二軸在一條直線上 經嚙合套或者同 步器將它們連接得到直接檔 使用直接檔 變速器的齒輪和軸承及中間軸均不 承受載荷 發(fā)動機轉矩經第一軸和第二軸直接輸出 此時變速器的傳動效率高 可達 90 以上 噪音低 齒輪和軸承磨損減少 因為直接當?shù)睦寐矢哂谄渌?檔位 因此提高了變速器的使用壽命 在其他檔位工作時 變速器傳遞的動力 需要經過第一軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞 因此 在變速器的中間軸和第二 軸之間的距離 中心距 不大的條件下 一檔仍有較大的傳動比 檔位高的齒 輪采用常嚙合齒輪傳動 檔位低的齒輪 一檔 可以采用或者不采用常嚙合齒 輪傳動 多數(shù)傳動方案中除一檔外的其他檔位的換擋機構 均采用同步器或者 嚙合套換擋 少數(shù)及其機構的一檔也采用同步換擋 中間軸式變速器廣泛用于 前置后輪驅動的各類汽車上 圖 2 2 轎車三軸式四檔變速器 1 第一軸 2 第二軸 3 中間軸 綜上所述 本設計是設計一臺適合轎車的變速器 采用前置后輪驅動 基 于三軸式變速器各種優(yōu)點 因此本設計采用三軸式變速器 2 2 倒檔傳遞方案 常見的倒檔結構方案有以下幾種 圖 2 3a 為常見的倒擋布置方案 在前進檔的傳動路線中 加入一個傳動 使結構簡單 但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作 此方案廣 泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中 圖 2 3b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪 因而縮短 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 某些輕型 貨車四檔變速器采用此方案 圖 2 3c 所示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 所示方案針對前者的缺點做了修改 因而經常在貨車變速器中使用 圖 2 3e 所示方案是將中間軸上的一 倒擋齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 2 3f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪 換擋更為輕便 為了充分利用空間 縮短變速器軸向長度 有的貨車倒擋傳動采用圖 2 4g 所示方案 其缺點是一 倒擋須各用一根變速器撥叉軸 致使變速器上蓋中的 操縱機構復雜一些 綜合考慮 本次設計采用圖 2 3f 所示方案的倒檔換檔方式 圖 2 3 幾種倒檔傳動方案 2 3 變速器主要零件的分析 變速器的設計方案必需滿足使用性能 制造條件 維護方便及三化等要求 在確定變速器結構方案時 也要考慮齒輪型式 換檔結構型式 軸承型式 潤 滑和密封等因素 2 3 1 齒輪型式 變速器中的齒輪一般無外乎兩種 直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪 直齒圓 柱齒輪多用于滑動式 故使用在一檔和倒檔的較多 他們結構簡單 制造容易 但是在換擋時會在齒輪斷面產生沖擊 并且伴隨有噪音 這使齒輪端部磨損加 劇并且過早損壞 同時使駕駛員的精神緊張 而換擋時產生的噪音又使乘坐舒 適性降低 只有駕駛員用熟練的操作技術 使齒輪換擋時無沖擊 才能克服上 述缺點 但是該瞬間駕駛員的注意力被分散 會影響行駛安全性 與直齒圓柱齒輪比較 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長 工作時噪聲低等優(yōu)點 缺點是制造時稍復雜 工作時有軸向力 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 并導致變速器的轉動慣量增大 通過比較上述兩種形式的齒輪的優(yōu)缺點 得知直齒圓柱齒輪僅用于低檔和 倒擋 但是 在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案 因此倒檔也采用斜齒 輪傳動方案 即除一檔外 均采用斜齒輪傳動 2 3 2 換擋結構形式 換檔結構分為直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器三種 1 直齒滑動齒輪換擋 該方式機構簡單 制造容易 但是缺點過多 換擋時由于沖擊存在 所以 端部磨損快 壽命低 噪音大 從而造成汽車的行駛安全性合舒適性降低 影 響汽車行駛 2 嚙合套換擋 采用嚙合套換擋時 同時承受換擋沖擊載荷的結合齒輪的齒數(shù)多 而齒輪 又不參與換擋 它們都不會過早損壞 但卻不能消除換擋沖擊 此外 因增設 了嚙合套和常嚙合齒輪 使變速器旋轉部分的轉動慣量增大 3 同步器換擋 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器大都采用同步器換檔 這種換擋形式能消除沖擊 噪音低 而且換擋迅速 操作輕便 對駕駛員要求不高 從而提高了汽車的加 速性 經濟性和行駛安全性 此外 該種型式還有利于實現(xiàn)操縱自動化 其缺 點是結構復雜 制造精度要求高 軸向尺寸有所增加 銅質同步環(huán)的使用壽命 較短 但是他仍然被廣泛使用 在本設計中所采用的是鎖環(huán)式同步器 該同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步 的 但它可以從結構上保證結合套與待嚙合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能 接觸 以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲 其結構及工作原理將在后面章節(jié)重點講解 2 4 軸承形式 變速器要求增加傳遞的功率和質量的比值肖 而且要求軸承的可靠性好 容量大 壽命長 故軸承的選用比較重要 變速器軸承通常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動軸套等 至于何處應該采用何種軸承形式 是受機構的限制并隨軸承的載 荷特點不同而不同 汽車變速器的結構緊湊 尺寸小 采用尺寸大的軸承受結構的限制 常在 布置上有困難 如變速器的輸出軸輸出端支撐在殼體內腔中 內腔尺寸足夠時 可布置圓柱滾子軸承 若空間不夠則采用滾針軸承 作用在輸入軸常嚙合齒輪 上的軸向力 經輸入后部球軸承傳遞給變速器殼體 此處采用角接觸球軸承 輸出軸輸出端常采用圓錐滾子軸承 以承受徑向力和軸向力 變速器輸出軸輸 出端軸承按直徑系列圓錐滾子軸承 軸承的直徑根據變速器的中心距來確定 并且要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6 20mm 下限根據適用于輕 型車和轎車 滾針軸承 滑動軸套主要用于在齒輪與軸不是固定連接 并且要求兩者有 相對運動的地方 滾針軸承有滾動摩擦小 傳動率高 徑向配合間隙小 定位 及運轉精度高 有利于齒輪嚙合等優(yōu)點 滑動齒套的徑向配合尺寸大 易磨損 間隙增大后影響齒輪的定位和運轉精度并使工作噪音增大 優(yōu)點是制造容易 成本低 因此在本設計中 第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內腔尺寸較小 所以采用滾針軸承 變速器第一軸 第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球 軸承或圓柱滾子軸承 中間軸前 后軸承采用圓錐滾子軸承 2 5 傳動方案的最終設計 通過對變速器型式 傳動機構方案及主 要零件結構方案的分析與選擇 并根據設計 任務與要求 最終確定的傳動方案如圖 2 4 所示 其傳動路線 1 檔 一軸 1 2 中間軸 10 9 9 11 間同步器 二軸 輸出 2 檔 一軸 1 2 中間軸 8 7 5 7 間同步器 二軸 輸出 3 檔 一軸 1 2 中間軸 6 5 5 7 間同步器 二軸 輸出 4 檔 為直接檔 即一軸 1 1 3 間同步器 二軸 輸出 5 檔 一軸 1 2 中間軸 4 3 1 3 間同步器 二軸 輸出 倒檔 一軸 1 2 中間軸 12 13 11 9 11 間同步器 二軸 輸出 第 3 章 變速器傳動機構的計算 3 1 變速器主要參數(shù)的選擇 3 1 1 檔位數(shù)的確定及傳動比初選 選擇五個前進擋及一個倒檔 初選傳動比為 i1 3 455 i2 1 944 i3 1 370 i4 1 302 i5 0 850 iR 3 170 3 1 2 中心距的確定 中心距對變速器的尺寸 質量和體積都有直接影響 所選的中心距應能保 證齒輪的強度 初選中心距可以由發(fā)動機的最大轉矩按照下式直接求出 A 2 1 31maxgeAiTK 式中 按發(fā)動機最大扭矩 直接求 A 時的中心距系數(shù) 對轎車取 axeT 8 9 9 3 對貨車取 8 6 9 6 其中 121N m 3 455 0 96 axeT1ig 則 A 8 6 9 6 m6 8 49 56 04 32 對 A 進行修正 初選 A 為 66mm 3 1 3 傳動零件的設計 齒輪參數(shù)的初步選擇 1 初選齒輪模數(shù) m 齒輪模數(shù)選取的一般原則 1 為了減少噪聲應合理減小模數(shù) 同時增加齒寬 2 為使質量小些 應該增加模數(shù) 同時減少齒寬 3 從工藝方面考慮 各擋齒輪應該選用一種模數(shù) 4 從強度方面考慮 各擋齒輪應有不同的模數(shù) 對于轎車 減少工作噪聲較為重要 因此模數(shù)應選得小些 對于貨車 減 小質量比減小噪聲更重要 因此模數(shù)應選得大些 所選模數(shù)值應符合國家標準 的規(guī)定 建議用下列各式選取齒輪模數(shù) 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 2 2 3max 0lT 其中 121N m 可得出 mn 2 3 取 mn 2 5axeT 則一檔直齒輪的模數(shù) m mm 2 3 3ax 0lT 其中 通過計算得 m 2 4 取 m 2 5 1maxIiTex 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形 變速器中齒輪上的花鍵和結 合套模數(shù)取 2 5 或 2 3 1 4 齒輪材料 壓力角 螺旋角 和齒寬 b 1 初選齒輪材料 由于變速器齒輪的轉速高 功率大 結構緊湊 故大都采用滲碳合金結構 鋼 表面的高硬度和齒心的高韌度相結合 能大大提高齒輪的耐磨性和抗彎曲 疲勞解除疲勞強度的能力 因此 本次設計采用 40Cr 材料 2 齒輪的壓力角 壓力角較小時 重合度大 傳動平穩(wěn) 噪聲低 較大時可提高輪齒的抗彎 強度和表面接觸強度 對轎車 為加大重合度已降低噪聲 取小些 對貨車 為提高齒輪承載力 取大些 根據國家標準 本設計中變速器齒輪壓力角 取 20 嚙合套或同步器 壓力角 取 30 3 初選斜齒輪的螺旋角 為減輕工作噪音和提高強度 汽車變速器齒輪多采用斜齒輪 因為它們傳 動平穩(wěn) 在選取斜齒輪的螺旋角時 應注意下面問題 增大 時 齒輪的嚙合系數(shù) 增大 是傳動平穩(wěn) 噪音低 而且隨著 角的增加 齒輪的強度也隨之增大 但是 當 角大于 30 時 彎曲疲勞強度驟然下降 而解除疲勞強度繼續(xù)上升 因此 從提高齒輪的彎曲疲勞強度方面考慮 不宜過大 從提高齒輪的解除 疲勞強度方面考慮 不宜過小 所以去 30 應當注意的是 斜齒輪傳遞轉矩時 要產生軸向力 為使軸向力平衡 AF 本設計采取的方法是第一軸和第二軸的齒輪全部左旋 中間軸上的齒輪全部右 旋 這樣軸向力經軸承傳遞給殼體承受 4 初選齒寬 b 齒寬的選取應滿足既能減輕變速器的質量 同時又能保證齒輪工作平穩(wěn)的 要求 齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力 b 加大 齒的承載能力 增高 但試驗表明 在齒寬增大到一定數(shù)值后 由于載荷分配不均勻 反而使 齒輪的承載能力降低 所以 在保證齒輪的強度條件下 盡量選取較小的齒寬 以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸 根據 汽車設計 直齒 b 取 4 5 8 0mKcc 斜齒 b 取 6 0 8 5n 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些 使接觸線長度增加 接觸 應力降低 以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命 3 1 5 各檔齒輪參數(shù)的確定 在初選了中心距 齒輪的模數(shù)和螺旋角后 可根據預先確定的變速器檔數(shù) 傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù) 下面結合本設計來說明分配各檔齒 數(shù)的方法 1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔采用直齒輪傳動 所以不能與其他檔位傳動的斜齒輪傳動計算方法混 淆 一檔傳動比 2 4 10921Zi 為了確定 和 的齒數(shù) 先求其齒數(shù)和 9Z10 2 5 m2A 其中 A 66mm m 2 5 故有 52 8 取 53 Z 當轎車三軸式變速器 時 可在 15 17 范圍內選擇 此處選9 3 51 i10Z 擇 15 則 38 10Z9 上面根據初選的 A 及 m 計算出的 可能不是整數(shù) 將其調整為整數(shù)后 Z 從式 2 5 看出中心距有了變化 這時應從 及齒輪變位系數(shù)反過來計算中 心距 A 再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據 根據式 2 5 反推出 A 66 25 2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式 2 4 求出常嚙合齒輪的傳動比 2 6 91012Zi 1 36 12 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 則 A 2 7 2cos 1Zmn 由此可得 2 8 nAZ21 根據已知數(shù)據可得 45 89 21 取 46 與 聯(lián)立可求得 20 26 根據公式 2 7 可算出此時一檔的傳動比 3 4451i 傳動比校核有 0 3 145 3 101 理 理i 其變化范圍小于 5 故合格 3 其他檔位的齒數(shù) 二檔傳動比 2 9 8712Zi 而 故有 94 12 i 429 87 對于斜齒輪 2 10 nmAZ cos2 故有 4687 聯(lián)立求得 27 198Z 同理 可計算出三檔到五檔得齒輪齒數(shù) 如下表所示 檔數(shù) 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 齒數(shù) 從動輪齒 數(shù) 主動輪 齒數(shù) 38 15 27 19 23 23 20 26 18 28 4 倒檔齒輪齒數(shù)的確定 由已知條件 倒檔傳動比已經確定 為 iR 3 170 中間軸上倒檔傳動齒輪 的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小 取 而通常情況下 倒檔軸齒輪132 Z 取 21 23 此處取13Z31 Z 由 2 11 1213iR 可計算出 30 3 取 30Z 因本設計倒檔齒輪也是斜齒輪 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 2 12 mZmAn96 51cos2 31 而倒檔軸與第二軸的中心 2 13 n5 76cos2 13 5 變位系數(shù) 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嚙合 齒輪的變位系數(shù)的和為零 高度變位可增加小齒輪的齒根強度 使它達到和大 齒輪強度想接近的程度 高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強 度 也很難降低噪聲 角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零 角度變位可 獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標 故采用得較多 變位系數(shù)的選擇原則 1 對于高檔齒輪 應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則 選擇變位系數(shù) 2 對于低檔齒輪 為提高小齒輪的齒根強度 應根據危險斷面齒厚相等的 條件來選擇大 小齒輪的變位系數(shù) 3 總變位系數(shù)越小 齒輪齒根抗彎強度越低 但易于吸收沖擊振動 噪聲 要小一些 為了降低噪聲 對于變速器中除去一 二檔以外的其它各檔齒輪的總變位 系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值 一般情況下 隨著檔位的降低 總變位系數(shù)應該 逐檔增大 一 二檔和倒檔齒輪 應該選用較大的值 3 2 變速器齒輪的強度計算 3 2 1 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種 輪齒折斷 齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破 壞 輪齒折斷分兩種 輪齒受足夠大的沖擊載荷作用 造成輪齒彎曲折斷 輪 齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋 裂紋擴展深度逐漸加大 然后出現(xiàn)彎 曲折斷 前者在變速器中出現(xiàn)的很少 后者出現(xiàn)的多 齒輪工作時 一對相互嚙合 齒面相互擠壓 這是存在齒面細小裂縫中的 潤滑油油壓升高 并導致裂縫擴展 然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕 他使齒形誤差加大 產生動載荷 導致輪齒折斷 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪 由于換檔時兩個進入嚙合 的齒輪存在角速度茶 換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷 并造成損壞 3 2 2 齒輪的強度計算與校核 與其他機械設備使用的變速器比較 不同用途汽車的變速器齒輪使用條件 仍是相似的 此外 汽車變速器齒輪所用的材料 熱處理方法 加工方法 精 度等級 支撐方式也基本一致 如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造 采用剃 齒或齒輪精加工 齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝 齒輪精度不低于 7 級 因此 比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪 同樣 可以獲得較為準確的結果 在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr 1 齒輪彎曲強度校核 1 直齒輪彎曲應力 2 14 btyKFfw 10 式中 彎曲應力 MPa w 一檔齒輪 10 的圓周力 N 計算載荷10tF dTFg210g N mm 取 gTmax d 節(jié)圓半徑 mm cos zdn 為應力集中系數(shù) 取 1 65 K K 摩擦力影響系數(shù) 其中主動齒輪f 1 1 從動齒輪 0 9 f f t 端面齒距 mm t m b 齒寬 mm y 齒形系數(shù) 當處于一檔時 中間軸上的扭矩為 121 1000 38 15gT1209maxZe 1 36 416885Nmm 故 由 可以得出 再將dTFg210 10tF 所得的數(shù)據代入式 2 14 中可得 621 7Mpa10w 462 4Mpa 圖 3 1 齒形系數(shù)圖9w 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時 一檔直齒輪的彎maxeT 曲應力在 400 850MPa 之間 2 斜齒輪彎曲應力 2 15 btyKFw1 式中 為重合度影響系數(shù) 取 2 0 為應力集中系數(shù) 取 1 65 K K 為圓周力 N 為計算載荷 N m y 為齒形系數(shù) 1F1FdTg2 d 為節(jié)圓直徑 mm b 為齒寬 mm t 為法面齒距 nmt 則二檔齒輪圓周力 dgtt287 計算得 8527N 8tF 齒輪 8 的當量齒數(shù) 29 3 可查圖 3 2 得 3cos zn 139 08 y 故 293Mpa 219 054 3207 同理可以計算其他檔位齒輪彎曲應力 206 2Mpa7 三檔 175 4 Mpa 175 4Mpa 56 四檔 157Mpa 111 1Mpa 1 2 五檔 151 9Mpa 87 3Mpa 34 3 2 3 齒輪接觸強度的校核 齒輪的接觸應力可按以下公式計算 bzjEF 1418 0 式中 齒輪的接觸應力 MPa j F 齒面上的法向力 N cos tF 斷面內分度圓切向力即圓周力 N tFtFdTg2 計算載荷 N mm gT 節(jié)點處的壓力角 齒輪螺旋角 d 節(jié)圓直徑 mm b 齒輪接觸的實際寬度 20mm E 齒輪材料的彈性模量 MPa 查資料可取 Mpa510 2 主 從動齒輪節(jié)點處的齒廓曲率半徑 mm z b 直齒輪 z sin r b 斜齒輪 2cosiz 2inbr 式中 為主 從動齒輪的節(jié)圓半徑 mm zb 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時 變速器齒輪的許用maxeT 接觸應力 見下表 j 表 3 1 變速器齒輪的許用接觸應力 j MPa 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔 1300 1400 650 700 表 3 1 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力分別如下 一檔 1831 9Mpa 二檔 1353Mpa 三檔 1226Mpa 四檔 1076 5Mpa 五檔 937 1Mpa 倒檔 1779Mpa 對照上表可知 所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求 第 4 章 變速器軸的強度計算與校核 4 1 變速器軸的結構和尺 4 1 1 軸的結構 第一軸通常和齒輪做成一體 前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上 其軸徑 根據前軸承內徑確定 該軸承不承受軸向力 軸的軸向定位一般由后軸承用卡 環(huán)和軸承蓋實現(xiàn) 第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定 而花鍵尺寸應與離合 器從動盤轂的 內花鍵統(tǒng)一考慮 第一軸如圖 4 1 所示 圖 4 1 變速器第一軸 中間軸分為旋轉軸式和固定軸式 本設計采用的是旋轉軸式傳動方案 由 于一檔和倒檔齒輪較小 通常和中間軸做成一體 而高檔齒輪則分別用鍵固定 在軸上 以便齒輪磨損后更換 其結構如下圖所示 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖 4 2 變速器中間軸 4 1 2 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸 主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝 配工藝要求而定 在草圖設計時 由齒輪 換檔部件的工作位置和尺寸可初步 確定軸的長度 而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定 也可由下列 經驗公式初步選定 第一軸和中間軸 mm 4 1 Ad 5 0 4 第二軸 mm 4 2 3max7 1eT 式中 發(fā)動機的最大扭矩 N m 為保證設計的合理性 軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系 因此 軸的 直徑 d 與軸的長度 L 的關系可按下式選取 第一軸和中間軸 d L 0 16 0 18 第二軸 d L 0 18 0 21 4 2 軸的校核 由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸 一般來說強度是 足夠的 僅對其危險斷面進行驗算即可 對于本設計的變速器來說 在設計的 過程中 軸的強度和剛度都留有一定的余量 所以 在進行校核時只需要校核 一檔處即可 因為車輛在行進的過程中 一檔所傳動的扭矩最大 即軸所承受 的扭矩也最大 由于第二軸結構比較復雜 故作為重點的校核對象 下面對第 一軸和第二軸進行校核 4 2 1 第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中 所受的彎矩很小 可以忽略 可以認為其只 受扭矩 此中情況下 軸的扭矩強度條件公式為 4 3 TTt dn pW 32 095 式中 扭轉切應力 MPa T T 軸所受的扭矩 N mm 軸的抗扭截面系數(shù) 3m TW P 軸傳遞的功率 kw d 計算截面處軸的直徑 mm 許用扭轉切應力 MPa T 其中 P 53kw n 5200r min d 28mm 代入上式得 21 T Mpa 由查表可知 55MPa 故 T 符合強度要求 T 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角 來表示 其計算公式為 4 4 pGI41073 5 式中 T 軸所受的扭矩 N mm 軸的材料的剪切彈性模量 MPa 對于鋼材 MPa 410 8 G PI 軸截面的極慣性矩 4m324dIP 將已知數(shù)據代入上式可得 13284 10 873 54 對于一般傳動軸可取 故也符合剛度要求 m 5 4 2 2 第二軸的校核計算 1 軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力 徑向力 及軸向力 可按下式求出 tFraF 4 5 diTFet max2 4 6 costnaxier 4 7 diTFeat2max 式中 i 至計算齒輪的傳動比 此處為三檔傳動比 1 370 d 計算齒輪的節(jié)圓直徑 為 52mm 節(jié)點處的壓力角 為 16 螺旋角 為 30 maxeT 發(fā)動機最大轉矩 為 121000N mm 代入上式可得 14752NtF 4885Nr 8517Na 危險截面的受力圖為 圖 4 3 危險截面受力分析 水平面 160 75 75 求得 1559N AFrFAF 水平面內所受力矩 249 4N 3106AcM 垂直面 4 8 75102 taAd 9101 6N 垂直面所受力矩 1456N m 4 9 3106AsF 該軸所受扭矩為 N 67 2jT 故危險截面所受的合成彎矩為 22jscTM 222 10610456104 9 1486500N 則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力 MPa 4 10 32dM 將 代入上式可得 399 4Mpa 在低檔工作時 400Mpa 因此有 M 符合要求 2 軸的剛度校核 第二軸在垂直面內的撓度 和在水平面內的撓度 可分別按下式計算 cf sf 4 11 EILbaFfc321 4 12 Ifs2 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N 這里等于 1F tF 齒輪齒寬中間平面上的圓周力 N 這里等于 2 r E 彈性模量 MPa MPa 510 2 E I 慣性矩 4m d 為軸的直徑 mm 64 L a b 為齒輪坐上的作用力距支座 A B 的距離 mm L 支座之間的距離 mm 將數(shù)值代入式 4 11 和 4 12 得 0 13 cf 0 15s 故軸的全撓度為 0 198 mm 0 2 mm 符合剛度要求 2scff 第 5 章 變速器同步器與操縱機構的設計 5 1 同步器的設計 5 1 1 同步器的結構 在前面已經說明 本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器 其結構如 下圖所示 圖 5 1 鎖環(huán)式同步器 1 9 變速器齒輪 2 滾針軸承 3 8 結合齒圈 4 7 鎖環(huán) 同步環(huán) 5 彈簧 6 定位銷 10 花鍵轂 11 結合套 如圖 5 1 此類同步器的工作原理是 換檔時 沿軸向作用在嚙合套上 的換檔力 推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動 直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上 的錐面接觸為止 之后 因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差 致使在錐面上作用有摩擦力矩 它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角 度 并滑塊予以定位 接下來 嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸 圖 5 2b 使嚙合套的移動受阻 同步器在鎖止狀態(tài) 換檔的第一階段結束 換檔力 將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上 并使摩擦力矩增大 與此同時在鎖止面處作用有與 之方向相反的撥環(huán)力矩 齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近 在角速度相等的瞬間 同步過程結束 完成換檔過程的第二階段工作 之后 摩擦力矩隨之消失 而 撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位 兩鎖止面分開 同步器解除鎖止狀態(tài) 接合套上的接合 齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合 圖 5 2d 完成同步換 檔 圖 5 2 鎖環(huán)同步器工作原理 5 1 2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 1 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些 則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效 果好 但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強 使磨損加快 試驗還證明 螺紋的 齒頂寬對摩擦因數(shù)的影響很大 摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低 換擋費力 故 齒頂寬不易過大 螺紋槽設計得大些 可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙 中 但螺距增大又會使接觸面減少 增加磨損速度 圖 5 3a 中給出的尺寸適用 于輕 中型汽車 圖 5 3b 則適用于重型汽車 通常軸向泄油槽為 6 12 個 槽 寬 3 4mm 圖 5 3 同步器螺紋槽形式 2 錐面半錐角 摩擦錐面半錐角 越小 摩擦力矩越大 但 過小則摩擦錐面將產生自 鎖現(xiàn)象 避免自鎖的條件是 tan f 一般 6 8 6 時 摩擦力 矩較大 但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時 則有粘著和咬住的傾向 在 7 時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象 本次設計中采用的錐角均為取 7 3 摩擦錐面平均半徑 R R 設計得越大 則摩擦力矩越大 R 往往受結構限制 包括變速器中心距 及相關零件的尺寸和布置的限制 以及 R 取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度 尺寸要取小的約束 故不能取大 原則上是在可能的條件下 盡可能將 R 取大 些 本次設計中采用的 R 為 50 60mm 4 錐面工作長度 b 縮短錐面工作長度 便使變速器的軸向長度縮短 但同時也減少了錐面的 工作面積 增加了單位壓力并使磨損加速 設計時可根據下式計算確定 2pfRMbm 設計中考慮到降低成本取相同的 b 取 5mm 5 同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣 同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制 包 括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制 不宜取很厚 但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度 轎車同步環(huán)厚度比貨車小些 應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成 可提 高材料的屈服強度和疲勞壽命 貨車同步環(huán)可用壓鑄加工 段造時選用錳黃銅 等材料 有的變速器用高強度 高耐磨性的鋼配合的摩擦副 即在鋼質或球墨 鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬 厚約 0 3 0 5mm 使其摩擦因數(shù)在鋼與銅 合金摩擦副范圍內 而耐磨性和強度有顯著提高 也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體 的錐空表面噴上厚 0 07 0 12mm 的鉬制成 噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的 2 3 倍 以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅 還可以提高同步環(huán)的強度 本設計中同步器徑向寬度取 10 5mm 6 鎖止角 鎖止角 選取的正確 可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到 零值才能進行換檔 影響鎖止角 選取的因素 主要有摩擦因數(shù) f 擦錐面的 平均半徑 R 鎖止面平均半徑和錐面半錐角 已有結構的鎖止角在 26 46 范圍內變化 本次設計鎖止角 取 30 7 同步時間 t 同步器工作時 要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好 除去同步器 的結構尺寸 轉動慣量對同步時間有影響以外 變速器輸入軸 輸出軸的角速 度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力 均對同步時間有影響 軸向力大 同步時間減少 而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關 不同車型要求作用 到手柄上的力也不相同 為此 同步時間與車型有關 計算時可在下屬范圍內 選取 對轎車變速器高檔取 0 15 0 30s 低檔取 0 50 0 80s 對貨車變速器高 檔取 0 30 0 80s 低檔取 1 00 1 50s 5 2 變速器的操縱機構 5 2 1 變速器操縱機構的功用 變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪 嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離 以獲得要求的檔位 而且又不允許同時掛兩個檔位 5 2 2 設計變速器操縱機構時 應滿足的條件 1 要有鎖止裝置 包括自鎖 互鎖和倒檔鎖 1 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時 其他變速桿叉軸互被鎖止 互鎖 裝置的結構主要有以下幾種 互鎖銷式 擺動鎖塊式 轉動鎖止式 三向鎖銷 式 此次設計中互鎖裝置選擇第一種 其結構型式如圖 5 4 所示 2 自鎖裝置的作用是定位 防止因汽車振動或有小的軸向力作用而致脫檔 保證嚙合齒輪以全齒長進行嚙合 并使駕駛員有換檔的感覺 定位作用是通過 自鎖裝置中的彈簧將鋼球 或鎖銷 推入叉軸的凹臼中實現(xiàn)的 變速叉軸的凹 臼間距是由掛檔齒輪移動的距離來決定的 其結構型式如圖 5 4 所示 3 在汽車行駛過程中 為了防止誤掛倒檔 以致造成安全事故和損壞傳動 系 在操縱機構中都設有倒檔鎖或倒檔安全裝置 倒檔鎖能在駕駛員掛倒檔時 給駕駛員明顯手感 以起到提醒作用 防止誤掛倒檔 2 在掛檔的過程中 若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時 齒輪 將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命 即使達到完全齒寬嚙合 也可能 由于汽車震動等原因 齒輪產生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度 甚至完全 脫離嚙合 為了防止這種情況的發(fā)生 應設置自鎖裝置 如圖 5 4 所示 1 要使換檔動作輕便 省力 以減輕駕駛員的疲勞強度 圖 5 4 變速器自鎖與互鎖結構 1 自鎖鋼球 2 自鎖彈簧 3 變速器蓋 4 互鎖鋼球 5 互鎖銷 6 撥叉軸 結論 經歷一個星期的緊張忙碌 專項實習已經接近尾聲 這次設計是對我大學 四年來的學習的一次最綜合的檢驗 也更是一次綜合的學習過程 不僅使我學 習和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關專業(yè)的知識 個人能力得到很大提 高 同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神 為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎 對于本次設計的變速箱來說 其特點是 扭矩變化范圍大可以滿足不同的 工況要求 結構簡單 易于生產 使用和維修 價格低廉 而且采用結合套掛 擋 可以使變速器掛擋平穩(wěn) 噪聲降低 輪齒不易損壞 在設計中采用了 5 1 檔手動變速器 通過較大的變速器傳動比變化范圍 可以滿足汽車在不同的工 況下的要求 從而達到其經濟性和動力性的要求 變速器掛檔時用結合套 雖 然增加了成本 但是使汽車變速器操縱舒適度增加 齒輪傳動更平穩(wěn) 本著實 用性和經濟性的原則 在各部件的設計要求上都采用比較開放的標準 因此 安全系數(shù)不高 這一點是本次設計的不理想之處 但是 在以后的工作和學習 中 我會繼續(xù)學習和研究變速器技術 以求其設計更加合理和經濟 通過本次設計 我認識到在實際設計中 好多設計都很巧妙的解決了所遇 到的問題 有些獨一無二 比如捷達變速器離合器分離推桿在輸入軸中間穿過 還有中國的汽車行業(yè)還比較落后 有些軸承還缺少相應的國家標準 參考文獻 1 劉惟信 汽車設計 M 北京 清華大學出版社 2001 2 張洪欣 汽車設計 M 北京 機械工業(yè)出版社 1981 3 陳家瑞 汽車構造 M 第二版 北京 機械工業(yè)出版社 2005 4 張文春 汽車理論 M 北京 機械工業(yè)出版社 2005 5 彭文生 張志明 黃華梁 機械設計 M 北京 高等教育出版社 2002 6 董寶承 汽車底盤 北京 機械工業(yè)出版社 M 2004 7 陳煥江 徐雙應 交通運輸專業(yè)英語 M 北京 機械工業(yè)出版社 2002 8 劉鴻文 簡明材料力學 M 北京 高等教育出版社 1997 9 周一明 毛恩榮 車輛人機工程學 M 北京 北京理工大學出版社 2003 10 U S J El Jiawei Ke vehicle speed manual transmission and drive axle M Beijing China Machine Press 1998 11 陳殿云 張淑芬 楊民獻 工程力學 M 蘭州 蘭州大學出版設 2003 12 成大先 機械設計手冊 單行本 機械傳動 M 北京 化學工業(yè)出版社 2004 13 濮良貴 紀名剛 機械設計 M 第七版 北京 高等教育出版社 2001 14 侯洪生 王秀英 機械工程圖學 M 北京 科學出版社 2001 15 Hans Hermann Braess Ulrich Seiffert Handbook of Automotive Engineering M SAE International 2004 16 James D Halderman Chase D Mitchell Automotive technology principle diagnosis and service M Pearson Education lnc 2004 致 謝 時間過得真快 一個星期的時間幾乎在眨眼之間就過去了 在這次專項實 習中 我不但鞏固了以前所學的知識 并從中學到了很多新的東西 對汽車知 識有了進一步的了解 在這里 我向那些在這四年里給于過我巨大幫助的老師 和同學們表示衷心的感謝 正是他們的幫忙才讓我得以圓滿的完成四年的學業(yè) 和最后的專項實習 最后 再次感謝我的老師和同學們 謝謝你們對我的幫助 謝謝你們