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黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 五菱宏光手動變速器設(shè)計 系部名稱 汽車工程系 專業(yè)班級 車輛工程 07 6 學生姓名 王恩桐 指導教師 趙國遷 職 稱 高級實驗師 黑 龍 江 工 程 學 院 二 一一年六月 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 The Graduation Design for Bachelor s Degree WuLing HongGuang Manual Transmission Design Candidate WangEnTong Specialty Vehicle engineering Class BW07 6 Supervisor ZhaoGuoQian advanced experimental teachers Heilongjiang Institute of Technology 2011 06 Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 摘 要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 目的是在原地起步 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 同時使發(fā)動機在最 有利工況范圍內(nèi)工作 變速器設(shè)有空擋和倒擋 需要時變速器還有動力輸出功能 因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力 所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸 的后支承處 然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪 這樣做既能使軸有足夠大 的剛性 又能保證裝配容易 變速箱整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關(guān)系 一般通 過控制軸的長度即控制檔數(shù) 來保證變速箱有足夠的剛性 本文設(shè)計研究了三軸式五擋手動變速器 對變速器的工作原理做了闡述 變速器 的各擋齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算 并進行了強度校核 對一些標準件進行了選型 變速器的傳動方案設(shè)計并講 述 了 變 速 器 中 各 部 件 材 料 的 選 擇 關(guān)鍵字 變速器 設(shè)計 齒輪 軸 校核 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed is aimed at marking start climbing turning accelerate various driving conditions the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work And the trans mission in neutral gear with reverse gear Transmission also need power output function Gearbox because of the low grade work at a larger role In general the low grade gearbox layout are close to the axis after support Following from low grade to high grade order of the layout of stalls gear This will not only allow axis are large enough for a rigid but also ensures easy assembly Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid This paper describes the design of three axis five block manual tran mission the transmission principle of work elaborated Transmission of the gear shaft and do a detailed design and the intensity of a school For some standard parts for the selection Transmission Trans mission program design A brief description of the trans mission of all components of the material choice Keywords Transmission Design Gear Axis Checking 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第 1 章 緒論 1 1 1 選題的背景 1 1 2 目的及意義 2 第 2 章 總體方案設(shè)計 3 2 1 汽車參數(shù)的選擇 3 2 2 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 3 2 3 傳動機構(gòu)布置方案分析 3 2 3 1 固定軸式變速器 3 2 3 2 倒檔布置方案 4 2 3 3 其它問題 6 2 4 齒輪形式 7 2 5 換擋機構(gòu)形式 7 2 6 變速器軸承 8 2 7 本章小結(jié) 9 第 3 章 變速器設(shè)計和計算 10 3 1 檔數(shù) 11 3 2 傳動比范圍 11 3 3 各檔傳動比的確定 11 3 3 1 主減速器傳動比的確定 11 3 3 2 最低檔傳動比的確定 12 3 3 3 各檔傳動比的確定 13 3 3 4 中心距的選定 13 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 3 3 5 變速器的外形尺寸 14 3 4 齒輪參數(shù) 14 3 4 1 模數(shù)的選取 14 3 4 2 壓力角 15 3 4 3 螺旋角 15 3 4 4 齒寬 16 3 4 5 齒頂高系數(shù) 17 3 4 6 變位系數(shù)的選擇原則 17 3 5 各檔齒數(shù)的分配 18 3 5 1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 18 3 5 2 對中心距進行修正 20 3 5 3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 20 3 5 4 確定其他各檔齒數(shù)及變位系數(shù) 21 3 5 5 確定倒檔齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 26 3 6 本章小結(jié) 28 第 4 章 變速器的校核 29 4 1 齒輪的損壞形式 29 4 2 齒輪強度計算 28 4 2 1 齒輪彎曲強度計算 28 4 2 2 齒輪接觸應(yīng)力計算 30 4 3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 32 4 4 軸的強度驗算 33 4 4 1 軸的剛度的計算 33 4 4 2 軸的強度的計算 38 4 5 軸承壽命計算 41 4 6 本章小結(jié) 44 第 5 章 同步器的設(shè)計 45 5 1 鎖銷式同步器 45 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 5 1 1 鎖銷式同步器結(jié)構(gòu) 45 5 1 2 鎖銷式同步器工作原理 45 5 2 鎖環(huán)式同步器 46 5 2 1 鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu) 46 5 2 2 鎖環(huán)式同步器的工作原理 46 5 2 3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 47 5 3 本章小結(jié) 49 第 6 章 變速器操縱機構(gòu) 50 6 1 直接操縱手動換擋變速器 50 6 2 遠距離操縱手動換擋變速器 50 6 3 本章小結(jié) 51 結(jié)論 52 參考文獻 53 致謝 54 附錄 55 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 0 第 1 章 緒 論 1 1 選題的背景 近幾年國內(nèi)外汽車工業(yè)迅猛發(fā)展 車型的多樣化和個性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨 勢 但變速器設(shè)計一直是汽車設(shè)計中最重要的環(huán)節(jié)之一 它是用來改變發(fā)動機傳到驅(qū) 動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標 特別是對輕 型商用車而言 其設(shè)計意義更為明顯 在對汽車性能要求越來越高的今天 車輛的舒 適性也是評價汽車的一個重要指標 而變速器的設(shè)計如果不合理 將會使汽車的舒適 性下降 使汽車的運行噪聲增大 國產(chǎn)商用車所裝配的變速器主要以國產(chǎn)手動檔變速 器為主 變速器是由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成 根據(jù)前進擋數(shù)的不同 變速箱有 三 四 五和多擋幾種 根據(jù)軸的不同類型 分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類 而前 者又分為兩軸式 中間軸式和多中間軸式變速箱 汽車變速器是影響整車動力性 經(jīng) 濟性 舒適性的重要總成 國內(nèi)外的汽車制造與銷售數(shù)據(jù)顯示 人們對汽車駕乘的舒 適性越來越重視 國內(nèi)商用車市場的快速發(fā)展 2008 年全國載貨汽車保有量為 10 465 404 輛 與 2007 年相比 增加 722 181 輛 增長 7 41 其中輕型載貨汽 車 5 863 787 輛 貢獻度最大的車型是輕型貨車 輕型貨車對商用車銷量的貢獻度 為 44 16 其次是重型貨車和微型貨車 其貢獻度分別為 19 89 和 12 93 汽車變 速器的使用壽命與整車基本相當 售后維修市場對變速器總成的需求僅占少數(shù) 故此 可將輕型商用車市場近似為它的變速器配套市場空間 隨著全球能源及原材料價格的 不斷上漲 汽車銷售價格的下降 要求汽車變速器向著體積小質(zhì)量輕 承載能力大 結(jié)構(gòu)緊湊上發(fā)展 這就要求零件設(shè)計結(jié)構(gòu)機械性能也要相應(yīng)有所改變 向著小巧緊湊 高強度 高剛性方向改進 進而也要求有新技術(shù)新工藝來保證能夠制造出來 目前許 多變速器生產(chǎn)企業(yè)正在研發(fā)一些能大幅提高離合器 同步器壽命和行車安全性 且保 留了傳統(tǒng)有級機械變速器傳動效率高 體積小 機構(gòu)簡單 使用可靠 易于制造 成 本低 燃油消耗少和維護與使用費用低 多檔位 大速比變化范圍改善了汽車的動力 性 燃油經(jīng)濟性和換檔平順性的變速器 現(xiàn)在汽車變速器的發(fā)展趨勢是向著可調(diào)自動 變速箱或無級變速器方向發(fā)展 無級變速機構(gòu)由兩組錐形輪組成 包括一對主動錐形 輪 錐形輪組 1 和一對被動錐形輪 錐形輪組 2 同時有一根鏈條運行在兩對錐形 輪 V 形溝槽中間 鏈條的運動如同動力傳遞單元 錐形輪組 1 由發(fā)動機的輔助減速機 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 1 構(gòu)驅(qū)動 發(fā)動機的動力通過鏈條傳遞給錐形輪組 2 直至終端驅(qū)動 在每組錐形輪中有 一個錐形輪可以在軸向移動 調(diào)整鏈條在錐形輪的工作直徑并傳遞速比 兩組錐形輪 必須保持相同的調(diào)整 以保證鏈條始終處與漲緊狀態(tài) 使傳遞扭矩時錐形輪接觸充分 的壓力 采用無級變速器可以節(jié)約燃料 使汽車單位油耗的行駛里程提高 30 通過 選擇最佳傳動比 獲得最有利的功率輸出 它的傳動比比傳統(tǒng)的變速器輕 結(jié)構(gòu)更簡 單而緊湊 世界各大汽車制造商正競相開發(fā)無級變速器 專家預(yù)計 2008 至 2009 年間 無級變速器將成為世界各大汽車制造商的技術(shù)開發(fā)重點 1 2 目的及意義 通過一步步的計算和校核來改善變速器的工作狀態(tài) 使其達到理想的舒適性并減 小工作時的噪聲 傳統(tǒng)的變速器設(shè)計設(shè)計方法一般是根據(jù)性能要求利用經(jīng)驗公式取初 值 然后計算其強度 傳動質(zhì)量指標等 如不符合要求根據(jù)經(jīng)驗公式改變某些參數(shù) 繼續(xù)計算直至符合所有的條件與要求 通過本題目的設(shè)計 可綜合運用所學知識對輕 型商用車的手動變速器進行設(shè)計 由于本題目模擬工程一線實際情況 通過畢業(yè)設(shè)計 可與工程實踐直接接觸 從而可以提高解決實際問題的能力 綜合提高自身的設(shè)計和 制造水平 本設(shè)計研究基本內(nèi)容是研究輕型商用車的機械變速器的組成 結(jié)構(gòu)與原理 弄清 楚同步器 齒輪 軸等零部件之間的配合關(guān)系 選擇標準齒輪模數(shù)在總當數(shù)和一檔傳 動比確定后 合理分配各檔位的速比 接著計算出齒輪參數(shù)和中心距 并對齒輪進行 強度驗算 確定齒輪的結(jié)構(gòu)與尺寸 繪制出所有齒輪的零件圖 根據(jù)經(jīng)驗公式初步計 算出所有軸的基本尺寸 對每個檔位下對軸的剛度和強度進行驗算 確定出軸的結(jié)構(gòu) 與尺寸 繪制出各個軸的結(jié)構(gòu)與尺寸 對現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進行改進 完善 最 終完成變速器的零件圖和裝備圖的繪制 利用計算機輔助設(shè)計軟件繪制變速器的各零 件的零件圖 并完成變速器的總裝配圖 在此次設(shè)計中對變速器作了總體設(shè)計 對變 速器的傳動方案進行了選擇 變速器的齒輪和軸做了詳細的設(shè)計計算 對同步器和一 些標準件做了選型設(shè)計 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 2 第 2 章 總體方案設(shè)計 2 1 汽車參數(shù)的選擇 變速器設(shè)計所需的汽車基本參數(shù)如下表 表2 1 設(shè)計基本參數(shù)表 發(fā)動機最大功率 63kw 最高車速 140km h 總質(zhì)量 2880kg 最大轉(zhuǎn)矩 108N m 2 2 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 對變速器如下基本要求 1 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性 2 設(shè)置空擋 用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸 3 設(shè)置倒檔 使汽車能倒退行駛 4 設(shè)置動力輸出裝置 需要時能進行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 6 工作可靠 汽車行駛過程中 變速器不得有跳擋 亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象 發(fā)生 7 變速器應(yīng)當有高的工作效率 除此以外 變速器還應(yīng)當滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小 制造成本低 維修方便等要求 滿足汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性指標 這與變速器的檔數(shù) 傳動比范圍和各擋傳動 比有關(guān) 汽車工作的道路條件越復雜 比功率越小 變速器的傳動比范圍越大 2 3 傳動機構(gòu)布置方案分析 2 3 1 固定軸式變速器 固定軸式又分為兩軸式 中間軸式 雙中間軸式變速器 固定軸式應(yīng)用廣泛 其 中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上 中間軸式變速器多用于發(fā)動機 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 3 前置后輪驅(qū)動的汽車上 與中間軸式變速器比較 兩軸式變速器有結(jié)構(gòu)簡單 輪廓尺 寸小 布置方便 中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點 因兩軸式變速器不能設(shè)置直 接擋 所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載 不僅工作噪聲增大 且易損壞 此外 受結(jié)構(gòu)限制 兩軸式變速器的一擋速比不可能設(shè)計得很大 所以我選擇的是中間軸式 的變速器 圖 2 1 分別示出了幾種中間軸式五擋變速器傳動方案 它們的共同特點是 變 速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上 經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接擋 使用直 接擋 變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載 發(fā)動機轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸 直接輸出 此時變速器的傳動效率高 可達 90 以上 噪聲低 齒輪和軸承的磨損減 少 因為直接擋的利用率高于其它擋位 因而提高了變速器的使用壽命 在其它前進 擋位工作時 變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設(shè)置在第一軸 中間軸和第二軸上的兩對齒 輪傳遞 因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離 中心距 不大的條件下 一擋仍 然有較大的傳動比 擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動 擋位低的齒輪 一擋 可以 采用或不采用常嚙合齒輪傳動 多數(shù)傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構(gòu) 均采用同步器或嚙合套換擋 少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋 還有各擋 同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上 再除直接擋以外的其他擋位工作時 中間 軸式變速器的傳動效率略有降低 這是它的缺點 在擋數(shù)相同的條件下 各種中間軸 式變速器主要在常嚙合齒輪對數(shù) 換擋方式和到檔傳動方案上有差別 圖2 1a所示方案 除一檔和倒擋用直齒滑動齒輪換擋外 其余各擋為常嚙合齒輪 傳動 圖2 1b c d所示方案的各前進擋 均用常嚙合齒輪傳動 圖3 1d所示方案中 的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi) 這樣布置除可以提高軸的剛度 減少齒輪磨損和降低工作噪聲外 還可以在不需要超速擋的條件下 很容易形成一個 只有四個前進擋的變速器 以上各種方案中 凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位 其換擋 方式可以用同步器或嚙合套來實現(xiàn) 同一變速器中 有的擋位用同步器換擋 有的擋 位用嚙合套換擋 那么一定是擋位高的用同步器換擋 擋位低的用嚙合套換擋 發(fā)動機前置后輪驅(qū)動的貨車采用中間軸式變速器 為加強傳動軸剛度 可將變速 器后端加中間支撐 中間軸和第二軸都有三個支承 如果在殼體內(nèi) 布置倒擋傳動 齒輪和換擋機構(gòu) 還能減少變速器主體部分的外形尺寸 2 3 2 倒擋布置方案 與前進擋位比較 倒擋使用率不高 而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒擋 故多數(shù) 方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋 為實現(xiàn)倒擋傳動 有些方案利用在中間軸和第二 軸上的齒輪傳動路線中 加入一個中間傳動齒輪的方案 前者雖然結(jié)構(gòu)簡單 但是中 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 4 圖2 1 中間軸式五擋變速器傳動方案 間傳動齒輪的輪齒 是在最不利的正 負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作 而后 者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作 并使倒擋傳動比略有增加 圖 2 2 為常見的倒擋布置方案 圖 2 2b 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 圖 2 2c 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 2d 所示方案針對前者的缺點做了修改 因而取代了圖 2 2c 所示方案 圖 2 2e 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 2f 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 2g 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(gòu)復雜一些 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力 所以無論是兩軸式變速器還是中間 軸式變速器的低檔與倒擋 都應(yīng)當布置在在靠近軸的支承處 以減少軸的變形 保證 齒輪重合度下降不多 然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪 這樣做既能使軸有 足夠大的剛性 又能保證容易裝配 倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近 但因為 使用倒擋的時間非常短 從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處 然后再 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 5 圖2 2 倒擋布置方案 圖 2 3 倒擋軸位置與受力分析 布置倒擋 此時在倒擋工作時 齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加 與此同時在一 擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少 除此以外 倒擋的中間齒輪位于變速器的左側(cè)或右側(cè)對倒擋軸的受力狀況有影響 如圖 2 3 所示 2 3 3 其他問題 經(jīng)常使用的擋位 其齒輪因接觸應(yīng)力過高而造成表面電蝕損壞 將高擋布置在靠 近軸的支承中部區(qū)域較為合理 在該區(qū)因軸的變形而引起的齒輪偏轉(zhuǎn)角較小 齒輪保 持較好的嚙合狀態(tài) 偏載減少能提高齒輪壽命 某些汽車變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋 使用傳動比小于 1 為 0 7 0 8 的超速擋 能夠充分地利用發(fā)動機功率 使汽車行駛 1km 所需發(fā)動機 曲軸的總轉(zhuǎn)速降低 因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗 但是與直接擋比較 使用超速擋會使傳動效率降低 噪聲增大 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 6 機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關(guān) 包括傳遞動力時處于工作狀 態(tài)的齒輪對數(shù) 每分鐘轉(zhuǎn)速 傳遞的功率 潤滑系統(tǒng)的有效性 齒輪和殼體等零件的 制造精度等 2 4 齒輪形式 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(zhuǎn)動慣量增大 直齒圓柱齒輪僅用于 低檔和倒擋 我的設(shè)計中一擋和倒擋用的是直齒輪 其他擋都是斜齒輪 2 5 換擋機構(gòu)形式 變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換擋三種形式 汽車行駛時各 擋齒輪有不同的角速度 因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋 會在輪齒端面產(chǎn)生沖 擊 并伴隨有噪聲 這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞 同時使駕駛員精神緊張 而 換擋產(chǎn)生的噪聲又使乘坐舒適性降低 只有駕駛員用熟練的操作技術(shù) 如兩腳離合器 時齒輪換擋時無沖擊 才能克服上述缺點 但是該瞬間駕駛員注意力被分散 會影 響行駛安全性 因此 盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡單 但除一擋 倒擋外已很少使用 由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài) 所以可用移動嚙合套換擋 這時 因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多 而輪齒又不參與換擋 它們都不會 過早損壞 但不能消除換擋沖擊 所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術(shù) 此外 因增 設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪 使變速器旋轉(zhuǎn)部分的總慣性矩增大 因此 目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用 這 是因為重型貨車擋位間的公比較小 則換擋機構(gòu)連件之間的角速度差也小 因此采用 嚙合套換擋 并且還能降低制造成本及減小變速器長度 使用同步器能保證迅速 無沖擊 無噪聲換擋 而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān) 從而提高了汽車的加速性 燃油經(jīng)濟性和行駛安全性 同上述兩種換擋方法比較 雖 然它有機構(gòu)復雜 制造精度要求高 軸向尺寸大等缺點 但仍然得到廣泛應(yīng)用 使用同步器或嚙合套換擋 其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小 在滑動齒輪特 別寬的情況下 這種差別就更為明顯 為了操縱方便 換入不同擋位的變速桿行程要 求盡可能一樣 自動脫擋是變速器的主要故障之一 為解決這個問題 除工藝上采取措施外 目 前在結(jié)構(gòu)上采取措施比較有效的方案有以下幾種 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時 其它變速叉軸互被鎖住 該機構(gòu)的作用是 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 7 防止同時掛入兩檔 而使掛檔出現(xiàn)重大故障 常見的互鎖機構(gòu)有 1 互鎖銷式 圖 2 4 是汽車上用得最廣泛的一種機構(gòu) 互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間 用銷 子的長度和凹槽來保證互鎖 圖 2 4 a 為空檔位置 此時任一叉軸可自由移動 圖 2 4 b c d 為某一叉軸 在工作位置 而其它叉軸被鎖住 圖 2 4 互鎖銷式互鎖機構(gòu) 2 擺動鎖塊式 圖 2 5 為擺動鎖塊式互鎖機構(gòu)工作示意圖 鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上 并 可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動 操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi) 此時 鎖塊的一個或兩個突起 部分 A 檔住其它兩個變速叉軸槽 保證換檔時不能同時掛入兩檔 3 轉(zhuǎn)動鉗口式 圖 2 6 為與上述鎖塊機構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖裝置 操縱桿撥頭置于鉗口 中 鉗形板可繞 A 軸轉(zhuǎn)動 選檔時操縱桿轉(zhuǎn)動鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi) 此時 鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉 保證互鎖作用 操縱機構(gòu)還應(yīng)設(shè)有保證不能誤掛倒檔的機構(gòu) 通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機構(gòu) 使司機在換檔時因有彈簧力作用 產(chǎn)生明顯的手感 鎖止機構(gòu)還包括自鎖 倒檔鎖兩個機構(gòu) 自鎖機構(gòu)的作用是將滑桿鎖定在一定位置 保證齒輪全齒長參加嚙合 并防止自 動脫檔和掛檔 自鎖機構(gòu)有球形鎖定機構(gòu)與桿形鎖定機構(gòu)兩種類型 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力 方能掛入倒檔 起到提醒 注意的作用 以防誤掛倒檔 造成安全事故 本次設(shè)計鎖定機構(gòu)采用自鎖 互鎖 倒檔鎖裝置 采用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖 通 過互鎖銷實現(xiàn)互鎖 倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn) 使駕駛員有感覺 防止誤掛倒檔 2 6 變速器軸承 變速器軸承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(yīng)當采用何種軸承 是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 8 圖 2 5 擺動鎖塊式互鎖機構(gòu) 圖 2 6 轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構(gòu) 汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊 尺寸小 采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制 常在布置上有 困難 如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中 內(nèi)腔尺寸足夠時可 布置圓柱滾子軸承 若空間不足則采用滾針軸承 變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi) 腔里 因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力 作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸 向力 經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體 此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承 第二 軸后端常采用球軸承 以軸向力和徑向力 中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力 原則 上由前或后軸承來承受都可以 但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候 必須由 后端軸承承受軸向力 前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小 寬度較寬因而容量大 可承受高負荷 等優(yōu)點 但也有需要調(diào)整預(yù)緊 裝配麻煩 磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺 點 變速器第一軸 第二軸的后部軸承以及中間軸前 后軸承 按直徑系列一般選用 中系列球軸承或圓柱滾子軸承 軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定 并要保證殼體后 壁兩軸承孔之間的距離不小于 6 20mm 下限適用于輕型車和轎車 滾針軸承 滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接 并要求兩者有相對運動的 地方 滾針軸承有滾動摩擦損失小 傳動效率高 徑向配合間隙小 定位及運轉(zhuǎn)精度 高 有利于齒輪嚙合等優(yōu)點 滑動軸套的徑向配合間隙大 易磨損 間隙增大后影響 齒輪的定位和運轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加 滑動軸套的優(yōu)點是制造容易 成本低 在本次設(shè)計中由于工作條件的需要主要選用了圓錐滾子軸承 深溝球軸承和滾針 軸承 2 7 本章小結(jié) 本章首先先確定了設(shè)計變速器所需的汽車主要參數(shù)以及設(shè)計變速器所應(yīng)滿足的基 本要求 對自己的設(shè)計也有了一定的規(guī)范 然后又對變速器的傳動機構(gòu)和檔位的布置 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 9 形式的進行了簡單的介紹 分析了各個傳動方案的優(yōu)缺點 選取了合理高效的的傳動 方案和一些在設(shè)計變速器時常遇的問題 為后面齒輪和軸的計算打下了良好的基礎(chǔ) 最后對齒輪的形式做了介紹和優(yōu)缺點的比較 通過以上比較合理的選擇齒輪形式 分 析了幾種換擋形式 和容易出現(xiàn)的問題 并提供了相關(guān)的解決方法 最后很據(jù)軸的工 作條件和工作狀態(tài) 對軸承也形式也做了選擇 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 10 第 3 章 變速器設(shè)計和計算 3 1 擋數(shù) 增加變速器的擋數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性 擋數(shù)越多 變速器的結(jié)構(gòu)越復 雜 并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大 同時操縱機構(gòu)復雜 而且在使用時換擋頻率也增高 在最低擋傳動比不變的條件下 增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋 之間傳動比比值減小 是換擋工作容易進行 要求相鄰擋位之間的傳動比比值在 1 8 以下 該制約小換擋工作越容易進行 要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低 擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小 近年來為了降低油耗 變速器的擋數(shù)有增加的趨勢 目前轎車一般用 4 5 個擋位 級別高的轎車變速器多用 5 個擋 貨車變速器采用 4 5 個擋位或多擋 裝載質(zhì)量在 2 3 5T 的貨車采用 5 擋變速器 裝載質(zhì)量在 4 8T 的貨車采用 6 擋變速器 多擋變速 器多用于重型貨車和越野車 本設(shè)計為 5 擋變速器 3 2 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋轉(zhuǎn)動比的比值 傳動比范 圍的確定與選定的發(fā)動機參數(shù) 汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān) 目前轎車的 傳動比范圍在 3 4 之間 輕型貨車在 5 6 之間 其他貨車則更大 3 3 各檔傳動比的確定 3 3 1 主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為 3 1 037 irnuga 式中 汽車行駛速度 km h au 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 r min n 車輪滾動半徑 m r 變速器傳動比 gi 主減速器傳動比 0 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 11 由上文可知最高車速 140km h 最高檔為超速檔 傳動比 1 車maxuv 5gi 輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 170 70R14 得到 296 8 mm 發(fā)動機轉(zhuǎn)速r 6684 5 r min 由公式 3 1 得到主減速器傳動比計算公式 np 34 57 0 aguinri 3 3 2 最低檔傳動比計算 按最大爬坡度設(shè)計 滿足最大通過能力條件 即用一檔通過要求的最大坡道角 坡道時 驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力 加速阻力為零 空氣max 阻力忽略不計 用公式表示如下 3 2 maxmax0max sinco GfriTtge 式中 G 車輛總重量 N 滾動阻力系數(shù) 對良好路面 0 01 0 02 f 發(fā)動機最大扭矩 N m maxeT 主減速器傳動比 0i 變速器傳動比 g 為傳動效率 0 85 0 9 t R 車輪滾動半徑 最大爬坡度本設(shè)計為能爬 30 的坡 大約 max 7 16 由公式 3 2 得 3 3 tegiTrGi 0maxax1 snco 已知 m 2880 kg r 0 2968m N m 02 f 7 16 108ax eT g 9 8m s 2 把以上數(shù)據(jù)代入 3 3 式 34 50 i 9t 82 49 03451896 7 1sin8 cos 80 1 gi 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 12 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件 即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時 驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象 公 式表示如下 ntgeFriT 10max 3 4 tegii0max1 式中 驅(qū)動輪的地面法向反力 nFgFn1 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù) 對混凝土或瀝青路面 可取 0 5 0 6 之間 取 0 55 把數(shù)據(jù)代入 3 4 式得 876 9 0345182 21 gi 所以 一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是 1 gi 初選一檔傳動比為 5 1 3 3 3 各檔傳動比的選定 變速器的 檔傳動比應(yīng)根據(jù)上述條件確定 變速器的最高檔一般為直接檔 有時 用超速擋 在本設(shè)計中最高檔即為超速擋 中間檔的傳動比理論上按公比為 其中 n 為檔位數(shù) 的幾何級數(shù)排列 實際上與理論值略有出入 max11innggiq 因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些 另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配 qii 54321 5 1451 i5 126 4 3 3412 qi 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 13 3 3 4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 3 5 31maxgeAiTK 式中 變速器中心距 mm A 中心距系數(shù) 商用車 8 6 9 6 KA 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為 210 N m maxeT 變速器一檔傳動比為 5 1 1i 變速器傳動效率 取 96 g 9 0 72 78mm A396 0158 商用車變速器的中心距在 80 170mm 范圍內(nèi)變化 所以根據(jù)計算結(jié)果 初取 A 72mm 3 3 5 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸 可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置 初步確定 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù) 換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用 8 316 27 4 0 4 0 AL mm 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時 中心距系數(shù) K 應(yīng)取給出系數(shù)的上 限 為檢測方便 A 取整 設(shè)計的是五擋變速器 初定軸向殼體尺寸為 300mm 3 4 齒輪參數(shù) 3 4 1 模數(shù)的選取 遵循的一般原則 為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù) 增加尺寬 為使質(zhì)量小 增加 數(shù) 同時減少尺寬 從工藝方面考慮 各擋齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù) 而從強度方面考 慮 各擋齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù) 減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義 因此齒輪 的模數(shù)應(yīng)選小 對貨車 減小質(zhì)量比噪聲更重要 故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù) 低擋齒輪應(yīng)選大些的模數(shù) 其他擋位選另一種模數(shù) 少數(shù)情況下汽車變速器各擋 齒輪均選用相同的模數(shù) 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒輪 由于工藝上的原應(yīng) 同一變速器 的接合齒模數(shù)相同 其取用范圍是 乘用車和總質(zhì)量 在 1 8 14 0t 的貨車為am 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 14 2 0 3 5mm 選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多 有利換擋 初選齒輪模數(shù) 3 0mm m 齒輪法向模數(shù) 3 0mmn 3 4 2 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 對商用車 為加大重合度已降低噪聲 取小些 變速器齒輪壓力角為 20 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用 30 3 4 3 螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用 選斜齒輪的螺旋角 要注意他對齒輪工作噪 聲齒輪的強度和軸向力的影響 在齒輪選用大些的螺旋角時 使齒輪嚙合的重合度增 加 因而工作平穩(wěn) 噪聲降低 試驗還證明 隨著螺旋角的增大 齒的強度也相應(yīng)提 高 不過當螺旋角大于 30 時 其抗彎強度驟然下降 而接觸強度仍然繼續(xù)上升 因 此 從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā) 并不希望用過大的螺旋角 以 15 25 為宜 而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼 應(yīng)選用較大螺旋角 斜 齒 輪 傳 遞 轉(zhuǎn) 矩 時 要 產(chǎn) 生 軸 向 力 并 作 用 到 軸 承 上 設(shè) 計 時 應(yīng) 力 求 中 間 軸 上 同 時 工 作 的 兩 對 齒 輪 產(chǎn) 生 軸 向 力 平 衡 以 減 少 軸 承 負 荷 提 高 軸 承 壽 命 因 此 中 間 軸 上 的 不 同 擋 位 齒 輪 的 螺 旋 角 應(yīng) 該 是 不 一 樣 的 為 使 工 藝 簡 便 在 中 間 軸 軸 向 力 不 大 時 可 將 螺 旋 角 設(shè) 計 成 一 樣 的 或 者 僅 取 為 兩 種 螺 旋 角 中 間 軸 上 全 部 齒 輪 的 螺 旋 方 向 應(yīng) 一 律 取 為 右 旋 則 第 一 第 二 軸 上 的 斜 齒 輪 應(yīng) 取 為 左 旋 軸 向 力 經(jīng) 軸 承 蓋 作 用 到 殼 體 上 一 擋 和 倒 擋 設(shè) 計 為 直 齒 時 在 這 些 擋 位 上 工 作 中 間 軸 上 的 軸 向 力 不 能 抵 消 但 因 為 這 些 擋 位 使 用 得 少 所 以 也 是 允 許 的 而 此 時 第 二 軸 則 沒 有 軸 向 力 作 用 根 據(jù) 圖 3 1可 知 欲 使 中 間 軸 上 兩 個 斜 齒 輪 的 軸 向 力 平 衡 需 滿 足 下 述 條 件 11tan aF 3 6 22tan aF 3 7 由 于 T 為 使 兩 軸 向 力 平 衡 必 須 滿 足21rFn 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 15 21tanr 3 8 式中 F a1 F a2 為作用在中間軸齒輪 1 2 上的軸向力 F n1 F n2 為作用在中間軸齒輪 1 2 上的圓周力 r 1 r 2 為齒輪 1 2 的節(jié)圓半徑 T 為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 最后可用調(diào)整螺旋角的方法 使各對嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成 的中心距不等現(xiàn)象得以消除 圖3 1 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用 商用車中間軸式變速器為 20 30 初選的螺旋角 25 3 4 4 齒寬 b 應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸 齒輪工作平穩(wěn)性 齒輪強度和齒輪工作時受力 的均勻程度均有影響 考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸 應(yīng)該選用較小的齒寬 減少 齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱 還會使工作應(yīng)力增加 使用寬些的齒寬 工 作時會因軸的變形導致齒輪傾斜 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的大小來選定齒寬 直齒 b m 為齒寬系數(shù) 取為 4 5 8 0 取 6CKCK 斜齒 b 取 6 0 8 5 取 6n C 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 16 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù) 可取大些 使接觸線長度增加 接觸應(yīng)力CK 降低 以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命 直齒 b 6 3 18mmmKC 斜齒 b 6 3 18mm 3 4 5 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對重合度 輪齒強度 工作噪聲 輪齒相對滑動速度 輪齒根切和齒 頂厚度等有影響 若齒頂高系數(shù)小 則齒輪重合度小 工作噪聲大 但因輪齒受到的 彎矩減小 輪齒的彎曲應(yīng)力也減少 因此 從前因齒輪加工精度不高 并認為輪齒上 受到的載荷集中齒頂上 所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0 75 0 80 的短齒制齒輪 在齒輪加工精度提高以后 包括我國在內(nèi) 規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1 00 為了增加 齒輪嚙合的重合度 降低噪聲和提高齒根強度 有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1 00 的細高齒 3 4 6 變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié) 采用變位齒輪 除為了避免齒輪 產(chǎn)生根切和配湊中心距以外 它還影響齒輪的強度 使用平穩(wěn)性 耐磨性 抗膠合能 力及齒輪的嚙合噪聲 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 角度變位既具有高度變位的優(yōu)點 有避免 了其缺點 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器 會因保證各檔傳動比 的需要 使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同 為保證各對齒輪有相同的中心距 此時 應(yīng)對齒輪進行變位 當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時 則對齒數(shù) 和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位 由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量 指標 故采用的較多 對斜齒輪傳動 還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同 的要求 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作 有時還承受沖擊負荷 對于高檔齒 輪 其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落 因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損 最有利的原則選擇變位系數(shù) 為提高接觸強度 應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些 這 樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠 以增大齒廓曲率半徑 減小接觸應(yīng)力 對于低擋 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 17 齒輪 由于小齒輪的齒根強度較低 加之傳遞載荷較大 小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷 裂的現(xiàn)象 總變位系數(shù)越小 一對齒輪齒更總厚度越薄 齒根越弱 抗彎強度越低 但是由 于輪齒的剛度較小 易于吸收沖擊振動 故噪聲要小些 更據(jù)上述理由 為降低噪聲 對于變速器中除去一檔 二擋和倒擋以外的其他各 擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值 以便獲得低噪聲傳動 3 5 各擋齒輪齒數(shù)的分配 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可更據(jù)變速器的擋數(shù) 傳動比和傳動方 案來分配各擋齒輪的齒數(shù) 圖3 2 五擋變速器傳動方案 3 5 1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 一擋傳動比 9102zi 3 9 如果 齒數(shù)確定了 則 與 的傳動比可求出 為了求 的齒數(shù) 先9z102z1 9z10 求其齒數(shù)和 h 直齒 2A m hz 3 10 斜齒 2A hz cosnm 3 11 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 18 因為一擋用的是直齒輪 所以 2A m 2 72 3 48hz 計算后取整 然后進行大小齒輪齒數(shù)的分配 中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可 能取小些 以便使 的傳動比大些 在 已定的情況下 的傳動比可分配小9z101i2z1 些 使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些 以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承并保證輪軸 有足夠的厚度 考慮到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性 該齒輪齒數(shù) 又不宜取多 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù) 還受中間軸軸經(jīng)尺寸的限制 即受剛度的限制 在 選定時 對軸的尺寸及齒輪齒數(shù)都要統(tǒng)一考慮 商用車中間軸式變速器一擋傳動比 5 6 時 中間軸上一擋齒輪數(shù)可在 15 17 間取 貨車在 12 17 間取 1i 因為 5 1 取中間軸上一擋齒輪 17 輸出軸上一擋齒輪 48 17 311i 10z9zh10 根據(jù)確定的中心距 A 求嚙合角 0 9397 2cos109 zm cos 根據(jù)齒數(shù)比 u 82 7310 z 參數(shù)9z 分度圓直徑 d zm 31 3 93mm 齒頂高 m m 3mm 1 ah ah 齒根高 m 1 25m 3 75mmfc 齒頂圓直徑 d 2 z 2 m 99mmada 齒根圓直徑 d 2 z 2 5 m 85 5mmffh 中心距 A 72mm2 109109mz 參數(shù)10z 分度圓直徑 d zm 17 3 51mm 齒頂高 m m 3mm 1 ah ah 齒根高 m 1 25m 3 75mmfc 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 19 齒頂圓直徑 d 2 z 2 m 57mmadah 齒根圓直徑 d 2 z 2 5 m 43 5mmff 中心距 A 72mm2 109109mz 兩齒輪分度圓仍相切 節(jié)圓與分度圓重合 合齒高度不變 3 5 2 對中心距進行修正 因為計算齒數(shù)和 后 經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化 所以應(yīng)根據(jù) 和齒輪變hz hz 位系數(shù)新計算中心距 在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù) 故修正后 中心距 A 取 72mm 3 5 3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數(shù)及變位系數(shù) 求出傳動比 9102zi 3 12 317 512 z 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等 即 A 2 21zmn cos 3 13 72 3 2cos252z1 求得常嚙合齒輪齒數(shù)為 12 321 參數(shù)1z 分度圓直徑 d z z 39 72mmtmn cos 齒頂高 3mm 1 ah ah 齒根高 m 1 25 3 75mm 0 25 fncn nc 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 20 齒頂圓直徑 d 2 45 72mmadah 齒根圓直徑 d 2 33 72mmff 中心距 A 72 82mm cos2 11nmz 參數(shù)2z 分度圓直徑 d z z 105 92mmtncs 齒頂高 3mm 1 ah m ah 齒根高 m 1 25 3 75mm 0 25 fncn nc 齒頂圓直徑 d 2 111 92mmada 齒根圓直徑 d 2 99 92mmffh 中心距 A 72 82mm cos2 11nmz 核算 4 86 在誤差允許范圍內(nèi)10921zi 3 5 4 確定其他各擋的齒數(shù)及變位系數(shù) 二擋齒輪是斜齒輪螺旋角 與常嚙合齒輪 不同8 2 3 14 2187zi 34 3 15 87cos mAn 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 16 1 tan87282zz 聯(lián)解上述三式 采用試湊法 當螺旋角為 時 解 3 14 3 15 得 5 求得二擋齒輪齒數(shù)為 代入上式近似滿足軸向力平衡7 z18z 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 21 湊配中心距 mzAn6cos2 87 所以需變位 367 nmay 20 costant 64 20 t 857 726csos tta t 4 30 387 tan2 87 ttnivazx 1 2 x 0 387ny 參數(shù)7z 分度圓直徑 77 65mm cos7nmzd 節(jié)圓直徑 60 25mm u 1 39 1 2 ua87z 齒頂高 1 793mmnnamyxh 齒根高 0 21mmfc 全齒高 5 607mmnnay 2 齒頂圓直徑 88 408mmmxhd 齒根圓直徑 77 23mmnnaf c 參數(shù)8z 分度圓直徑 55 90mm cos8nzd 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 22 節(jié)圓直徑 u 83 75 u 1 39 2d 187z 齒頂高 5 466mmnnamyxh 齒根高 0 15mmfc 全齒高 5 607mmnnay 2 齒頂圓直徑 66 778mmmxhd 齒根圓直徑 55 6mm nnaf c 圖 3 3 選擇變位系數(shù)線路圖 同理 三擋齒輪齒數(shù) 時近似滿足軸向力平衡關(guān)系205 z36 196 湊配中心距 mAn8cos 6 所以需變位 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 23 3 16872 nmay 0 costant 05 21 t 84 7268csos tta t 15 28 1 5923 tan 6ttnivazx 79 01 796 02 x 0 2923nyx 參數(shù)5z 分度圓直徑 63 457mm cos5nmzd 節(jié)圓直徑 77mm u 0 87 1 2 ua65z 齒頂高 4 51mmnnamyxh 齒根高 1 362mmfc 全齒高 5 87mmnnay 2 齒頂圓直徑 69 20mmmxhd 齒根圓直徑 60 733mmnnaf c 參數(shù)6z 分度圓直徑 72 98mm cos6nzd 節(jié)圓直徑 u 66 99mm u 0 87 2 165z 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 24 齒頂高 4 51mmnnamyxh 齒根高 1 362mmfc 全齒高 5 87mmnnay 2 齒頂圓直徑 82 00mmmxhd 齒根圓直徑 70 256mmnnaf c 四擋齒輪齒數(shù) 時近似滿足軸向力平衡關(guān)系153 z284 6 24 湊配中心距 mAn9cos 4 所以需變位 136972 nmay 0 costant 52 1 t 89 0 2769csos tta t 93 26 1 157 tan 4ttnivazx 57 01 57 02 x 0 157ny 參數(shù)3z 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 25 分度圓直徑 48 76mm cos3nmzd 節(jié)圓直徑 93 51mm u 0 54 1 2 ua43z 齒頂高 4 239mmnnamyxh 齒根高 2 04mmfc 全齒高 6 279mmnnay 2 齒頂圓直徑 57 238mmmxhd 齒根圓直徑 44 68mmnnaf c 參數(shù)4z 分度圓直徑 91 03mm cos4nzd 節(jié)圓直徑 50 49mm u 0 54 1 2u43z 齒頂高 4 239mmnnamyxh 齒根高 2 04mmfc 全齒高 6 279mmnnay 2 齒頂圓直徑 99 51mmmxhd 齒根圓直徑 86 95mmnnaf c 3 5 5 確定倒擋齒輪齒數(shù)及變位系數(shù) 倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近 倒檔齒輪 的齒數(shù)一般在 23 之間13z21 初選 計算中間軸與倒檔軸的中心距 設(shè)231 z A52 有中心距 圓整后取mzA5 47 132 m 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉 齒輪 11 和 12 的齒頂圓之間應(yīng)保持 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 26 有 0 5mm 以上的間隙 故取 滿足輸入軸與中間軸距離321 z 假設(shè)當齒輪 11 和齒輪 12 嚙合時中心距 70 A 且 mm A2 1zm 05 湊配中心距 zn702 1 所以需變位 6 037 nmay 20 9135 02cos7scos tna ta 9 3 0 0128 tn2 1ttnivazx 0 1028 2 x 0 6472ny 參數(shù)1z 分度圓直徑 d m 96mm1z 節(jié)圓直徑 98 03 mm u 0 469 1d 2 ua12z 齒頂高 4 97mmnnamyxh 齒根高 3 72mmfc 全齒高 8 69mmnnay 2 齒頂圓直徑 105 94mmmxhd 齒根圓直徑 88 56mmnnaf c 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 27 參數(shù)12z 分度圓直徑 d m 45mm12z 節(jié)圓直徑 45 98 mm u 0 469 d u12z 齒頂高 4 95mmnnamyxh 齒根高 3 74mmfc 全齒高 8 69mmnnay 2 齒頂圓直徑 54 9mmmxhd 齒根圓直徑 37 52mmnnaf c 3 6 本章小結(jié) 本章對變速器的檔數(shù) 傳動比的范圍進行了介紹并根據(jù)自身設(shè)計選擇了所涉及變 速器的檔數(shù) 結(jié)合相應(yīng)的汽車參數(shù)計算出傳動比的范圍 對變速器齒輪的參數(shù)也做了 合理的選擇 并計算了各檔的齒數(shù)分配情況 對中心距也做了重新的修正 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 28 第 4 章 變速器的校核 4 1 齒輪的損壞形式 齒輪的損壞形式分三種 輪齒折斷 齒面疲勞剝落 移動換擋齒輪端部破壞 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(chǎn)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 這時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(chǎn)生動載荷 導致輪齒折斷 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪 由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪 存在角速度差 換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷 并造成損壞 4 2 齒輪強度計算 與其他機械行業(yè)相比 不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的 此外 汽車變速器齒輪用的材料 熱處理方法 加工方法 精度級別 支承方式也基本一致 如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作 采用剃齒和磨齒精加工 齒輪表面采用滲碳 淬火熱處理工藝 齒輪精度為 JB179 83 6 級 和 7 級 因此 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(jié)果 下 面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 29 4 2 1 齒輪彎曲強度計算 1 直齒輪彎曲應(yīng)力 4 1 btyKFfw 1 式中 為彎曲應(yīng)力 為圓周力 為計算載荷 d 為節(jié)