汽车变速器设计课程设计文档格式.docx
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现代汽车上宽泛采纳活塞式内燃机作为动力源,其转矩和转速变化范围较小,而复
杂的使用条件则要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化。
为认识决这一矛盾,在传动系中设置了变速器。
依据汽车在不一样的行驶条件下提出的要求,改变发动机的扭矩和转速,使汽车拥有适合的牵引力和速度,并同时保持发动机在最有益的工况范围内工作。
别的,为保证汽车倒车及使发动机和传动系能够分别,变速器应拥有倒档和空档。
一般的,变速器设有倒档和空档,以使在不改变发动机旋转方向的状况下,汽车
能够倒退行驶和空档滑行、或泊车时发动机和传动系能保持分别。
在有动力输出需要时,还应有功率输出装置。
为保证变速器拥有优秀的工作性能,达到使用要求,所以变速器的设计一定要知足以下的使用条件:
(一)应当合理的选择变速器的档数和传动比,使汽车拥有优秀的动力性和经济性;
(二)工作靠谱,操控轻巧。
汽车行驶过程中,变速器内不该有跳档、乱档、换档等冲击等现象发生。
别的,为减少驾驶员劳动强度,提升行驶安全性操控轻巧性的要求日趋突出。
——可经过同步器或气动换档,自动、半自动换档来实现;
(三)传动效劳高;
(四)结构紧凑,尽量做到质量轻、体积小、制造成本底。
(五)噪音小、为了减少齿轮的啮合损失,应设有直接档,别的,还有合理的齿轮型式以及结构参数,提升其制造和安装精度;
它的功用:
(一)改变传动比,扩大驱动轮转矩和转速的变化范围,以适应常常变化的行驶条件,如起步、加快、上坡等,同时使发动机在有益的工况下工作;
(二)在发动机旋转方向不变的前提下,使汽车能倒退行驶;
(三)利用空挡,中止动力传达,以使发动机能够起动、怠速,并便于变速器换档或进行动力输出
第二章变速器的方案论证
第一节变速器种类选择及传动方案设计
变速器的种类好多,按其传动比的改变方式能够分为有级、无级和综合式的。
有
级变速器依据行进档数量的不一样,能够分为三、四、五档和多档变速器;
而按其轴中心
线的地点又分为固定轴线式、螺旋轴线(行星齿轮)式和综合式的。
此中,固定式变速
器应用较宽泛,又可分为两轴式,三轴式和多轴式变速器。
现代汽车大多都采纳三轴式变速器。
以下是两轴式和三轴式变速器的传动方案。
要
采纳哪一种方案,除了汽车总部署的要求外,主要考虑以下四个方面:
一、结构工艺性
两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体,当发动机纵置时,主减速可
用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮,而发动机横置时用圆柱齿轮,因此简化了制造工艺。
二、变速器的径向尺寸
两轴式变速器的行进档均为一对齿轮副,而三轴式变速器则有两对齿轮副。
所以,关于同样的传动比要求,三轴式变速器的径向尺寸能够比两轴式变速器小得多。
三、变速器齿轮的寿命
两轴式变速器的低档齿轮副大小相差悬殊,小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得
多,所以,小齿轮工作寿命比大齿轮要短。
三轴式变速器的各行进档均为常啮合齿轮传动,大小齿轮的径向尺寸相差较小,所以寿命比较凑近。
在直接档时,齿轮不过空转,不影响齿轮寿命。
四、变速器的传动效率
两轴式变速器,固然能够有等于1的传动比,可是仍要有一对齿轮传动,因此有功
率损失。
而三轴式变速器,能够将输入轴和输出轴直接相连,获取直接档,因此传动效率高,磨损小,噪声也小。
而此次设计的变速器是轻型客车使用,所以采纳三轴式变速器。
第二节变速器传动机构的剖析
依据第一节所述,采纳中间轴式变速器,在各档数同样的条件下,各变速器的差异主要在常啮合齿轮对数,换档方案和倒档传动方案。
一、换档结构形式的选择
当前,汽车上的机械式变速器的换档结构形式有直齿滑动齿轮,啮合套和同步器换档三种。
(一)滑动齿轮换档
往常是采纳滑动直齿轮换档,但也有采纳滑动斜齿轮换档的。
滑动直齿轮换档的长处是结构简单、紧凑、简单制造。
弊端是换档时齿端面蒙受很大的冲击会以致齿轮过早破坏,并且直齿轮工作噪声大,所以这类换档方式一般仅用在一档和倒档上。
(二)啮合套换档
用啮合套换档,能够将结构为某传动比的一对齿轮制造成常啮合斜齿轮。
用啮合套换档,因同时蒙受换档冲击载荷的接合齿齿数多,而齿轮又不参加换档,它们都不会过早破坏,可是不可以除去换档冲击,所以仍要求驾驶员有娴熟的操作技术。
别的,因增设
了啮合套和是、常啮合齿轮,是变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。
所以,
这类换档方法当前只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上使用。
这是因为重型货车档位间的公比较小,要求换档手感强,并且在这类车型上又不宜使用同步器(寿命短,维修不便)。
(三)同步器换档
此刻大部分汽车的变速器都采纳同步器换档。
使用同步器能保证快速、无冲击、无噪声换档,而与操作技术娴熟程度没关,进而提升了汽车的加快性、经济性和行驶安全性。
一般倒档和一档采纳结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式,关于常用的高档位则采纳同步器或啮合套,而该方案采纳同步器换档,仅倒档使用直齿轮换档。
二、倒档的形式及部署方案
倒档使用率不高,常采纳直齿滑动齿轮方案换入倒档。
为实现传动有些利用在行进档的传动路线中,加入一此中间传动齿轮的方案,也有益用两个联体齿轮的方案。
常有的倒档结构方案有以下几种:
图
图)在行进档的传动路线中,加入一个传动,使结构简单,但齿轮处于正负交
替对称变化的曲折应力状态下工作。
此方案宽泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。
图2.1b)所示方案的长处是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿轮,因此缩短了中间轴的长度。
但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难。
图2.1c)所示方案能获取较大的倒挡传动比,弊端是换挡程序不合理。
图2.1d)所示方案针对前者的弊端做了改正,因此代替了图1-2c所示方案。
图2.1e)所示方案是将中间轴上的一,倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。
图2.1f)所示方案合用于所有齿轮副均为常啮合齿轮,换挡更为轻巧。
为了充足利用空间,缩短变速器轴向长度,有的货车倒挡传动采纳图2.1g所示方案。
其弊端是一,倒挡须各用一根变速器拨叉轴,以致变速器上盖中的操控机构复杂一些。
综上所述选择第种倒挡部署方案。
因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力,所以不论是两轴式变速器仍是中间轴式变速器的低档与倒挡,都应当部署在在凑近轴的支承处,以减少轴的变形,保证齿轮重合度降落不多,而后依照从低挡到高挡次序部署各挡齿轮,这样做既能使轴有足够大的刚性,又能保证简单装置。
倒挡的传动比固然与一挡的传动比凑近,但因为使用倒挡的时间特别短,从这点出发有些方案将一挡部署在凑近轴的支承处,而后再部署倒挡。
此时在倒挡工作时,齿轮磨损与噪声在短时间内略有增添,与此同时在一挡工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。
倒挡轴地点与受力剖析
除此之外,倒挡的中间齿轮位于变速器的左边或右边对倒挡轴的受力状况有影响(如图)
第三节变速器操控机构方案剖析
一、变速器操控机构的功用
变速器操控机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器挪动规定的距离,以获取要求的档位,并且又不一样意同时挂入两个档位。
二、设计变速器操控机构时,应当知足以下基本要求
(一)要有锁止装置,包含自锁、互锁和倒档锁;
(二)要使换档动作轻巧、省力,以减少驾驶员的疲惫强度;
(三)应使驾驶员获取必需的手感。
三、换档地点
设计操控机构第一要确立换档地点。
换档地点确实定主要从换档方便考虑。
为此应当注意以下三点:
(一)按换档序次来摆列;
(二)将常用档放在中间地点,其余档放在两边;
(三)为了防止误挂倒档,常常将倒档安排在最靠边的地点,有时于1档构成一排。
依据以上三点,本次设计变速器的换档地点以以下图所示:
传动方案的设计
(本次设计传动方案如图2.3所示)传动路线:
Ⅰ档:
一轴→1→2→中间轴→10→9→5、9齿轮间的同步器→二轴→输出
Ⅱ档:
一轴→1→2→中间轴→6→5→5、9齿轮间的同步器→二轴→输出
Ⅲ档:
一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3齿轮间同步器→二轴→输出
Ⅳ档:
一轴→1→1、3齿轮间同步器→二轴→输出
R档:
一轴→1→2→中间轴→8→11→7→二轴→输出
第三章变速器设计计算
第一节变速器主要参数的选择
一、轴的直径
第一轴花键部分直径d(mm)初选
emax
1/3
(
)
d=K×
(M)
K——经验系数,K=4.0~4.6,取K=4.4;
Memax——发动机最大转矩()
d=19.75mm,取d=20mm
二.传动比的选择
汽车在最大爬坡路面上履行时,最大驱动力应能战胜轮胎与路面间转动阻力及上坡阻力。
因为汽车上坡履行时,速度较慢,故能够忽视空气阻力,这时:
FtmaxFfFimax
式中:
Ftmax——最大驱动力;
Ff———转动阻力;
Fimax——最大上坡阻力。
依据最大爬坡度确立一档传动比
i
1
≥m×
g×
(f×
cosα+sinα)R
/(Temaxi0η)
max
max0
——(《汽车现代设计制造》P36)
Ttmax——发动机最大扭矩;
为
i1——变速器一档传动比;
i0——主传动器传动比,i0;
m——汽车总质量=1960kg;
f——道路转动阻力系数取0.02;
η——传动系机械效率,取0.85;
g——重力加快度取9.8;
R0——驱动轮转动半径,取;
αmax——汽车最大爬坡度为32%,即αmax=17.740
i1≥3.10,取i1=3.84。
由i1/i2
i2/i3
q
—(《汽车理论》第3版P5-9)
式中,q为常数,也就是各档之间的公比,一般以为
q不宜大于
。
由中等比性质;
得:
im=i
(n-m)/(n-1)
m——档位数,取m=2,3,4,
n——档数,n=4;
=2.452;
3
=1.566;
i=1.0(直接档);
2
4
i1/i2=1.566;
i
2/i3;
i3/i4;
切合q的要求。
∴i1=3.840,
2=2.452,i
3=1.566,i4。
三、中心矩A
关于中间轴式变速器,是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距
A
初选中心矩A时,可依据经验公式计算
A=K×
(T×
i×
η)
(3.2)
a
g
--(《汽车设计》第
4版P90)
Ka——中心矩系数:
Ka=8.6~9.6,取9.0;
i1——变速器一档传动比;
g——变速器传动效率:
取ηg=97%;
Memax——发动机的最大输出转矩,单位为(Nm);
∴A=9.0*(173*3.840*0.97)=
四、齿轮参数选择
(一)模数的选择
影响齿轮模数的选用要素好多,如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。
选用齿轮
模数时一般依照的原则是:
为了减少噪声应合理减少模数,同时增添齿宽;
为使质量小些,应增添模数,同时减小齿宽;
从工艺方面考虑,各档齿轮应采纳同一种模数,而从强度方面考虑,各档齿轮应当有不一样的模数,对客车,减小噪声比减少质量更重要,故
齿轮应采纳小些的模数。
该设计采纳同一模数进行,关于排量1.6<
V≤的乘用车的采纳范围为2.75—3.0。
故斜齿轮法向模数mn=2.75;
直齿轮模数取。
--(《汽车设计》第4版P91)
(二)压力角α的选择
压力角较小时,重合度较大,传动安稳,噪声较低;
压力角较大时,可提升轮齿的
抗弯强度和表面接触强度。
关于轿车,为重合度以降低噪声,应采纳14.5°
,15°
,16°
,
16.5°
等小些的压力角;
对货车,为提升齿轮的承载能力,应采纳22.5°
或25°
等大些的压力角,实质上,因国家规定的标准压力角为20°
,所以变速器齿轮广泛采纳的压力角为20°
(三)螺旋角β
选用斜齿轮的螺旋角,应注意到它对齿轮工作噪声,轮齿的强度和轴向力有影响。
在齿轮选用大的螺旋角时,齿合重合度增添,工作安稳,噪声低。
跟着β增大,齿的强度也相应提升,可是,当螺旋角大于30°
时,抗弯强度急剧降落。
乘用车中间轴式变速器斜齿螺旋角的选择范围:
22-34°
初选
27°
24
°
24°
12
34
56
910
(四)齿宽b
齿宽的选择,应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作安稳性、齿强度和齿轮工作时受力的均匀程度。
往常依据模数m(mn)来选择齿宽:
直齿:
b=Kcm,Kc为齿宽系数,取4.5~8
斜齿:
b=Kcmn,Kc取为6.0~8.5;
--
(《变速器》第
1版
P15)
*直齿
b=(4.5~8)×
2.75=12.375~22(mm)
b7=20mm,b8=22mm,b11=20mm
*斜齿
b=(6.0~8.5)×
2.75=16.5~23.375(mm)
b1=20mm,b2=18mm,b3=20mm,b4=18mm
b5=18mm,b6=20mm,b9=18mm,b10=20mm;
(五)各档齿数Z
齿数确立原则:
各档齿轮齿数比应尽可能不是整数。
*一档齿轮齿数
1)斜齿
Zh=2×
A×
cosβ/mn,选用β=24°
(3.3)
78×
cos24°
/
取Zn
=52(圆整)
由Zh
Z9
Z10
进行大小齿轮齿数分派,为使
Z9
/Z10的传动比更大些,
取Z9=34,Z10=18;
2)A=m×
(Z+Z)/(2×
cosβ
(3.4)
n910
=2.75×
(34+18)/(2×
取A=78;
3)Z2/Z1=i1Z10/Z9=3.840×
18/34=2.0329;
(3.5)
4)由A=mn×
(Z1+Z2)/(2
×
cos
1,2)得
Z1+Z2=2×
78×
cos27°
/2.75=50.54,取Z1+Z2=51;
取Z1=17,Z2=34(圆整);
5)修正i1
i1=Z2×
Z9/(Z1×
Z10)
(3.6)
=34×
34/(17×
18)
i%=(|3.840-3.7778|/3.7778)×
100%
=1.6%<
5%(合格);
6)修正β
n21
β
得
由A=m(Z+Z)/2*cos
β1.2=arccos[mn×
(Z1+Z2)/2*A]°
(3.7)
同理
β9.10=arccos[mn×
(Z9+Z10)/2*A]°
确立Ⅱ档齿轮齿数(取β5.6=24°
1)Z5/Z6=i2×
Z1/Z2=2.452×
17/34=1.2599;
2)Z5+Z6=2×
cosβ/mn
=2×
取Z5+Z6=52(圆整)Z5=29,Z6=23;
3)修正i2
i2=Z2×
Z5/(Z1×
Z6)
=34×
29/(17×
23)
=
i2%=(
)×
100%
=0.3%<
4)修正β
β5.6=arccos[mn(Z5+Z6)/A*2]°
5)tgβ/tg
Z2/(Z1+Z2)×
(1+Z5/Z6
二者相差不大,近似以为轴向力均衡。
确立Ⅲ档齿轮齿数(β=20°
1)Z3/Z4=i3×
Z1/Z2
=1.566×
17/34
2)由A=mn×
(Z3+Z4)/2*cosβ,取cosβ=24°
得
Z3+Z4=2×
cosβ/mn
取Z3=23,Z4=29(圆整);
3)修正i3
i3=Z2×
Z3/(Z1×
Z4)
23/(17×
29)
i3%=(
=1.3%<
5%
β3.4=arccos[mn×
(Z3+Z4)/2*A]
°
5)tgβ/tgβ
Z2/(Z1+Z2)×
(1+Z3/Z4
二者相差不大,近似知足轴向力的均衡条件。
确立倒档传动比
倒档齿轮的模数常常与一档同样,为保证中间轴倒档齿轮不发生根切,初选Z8=18,倒档齿轮一般在21~23之间选择。
初选Z11=22。
——(《汽车设计》第
4版
P96)
依据中间轴和输出轴的中心距A=78mm
那么78=mn×
(Z7+Z8)/2+2*ha
代入数字整圆后可求得Z7
为了保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干预,齿轮7和齿轮8的齿顶圆之间应保
持0.5以上的空隙。
假定取Z7=32,空隙=34.7273-32=2.73>0.5,齿轮能正常啮合且不发生运动干预,所以取Z7=32。
修正倒档传动比:
ir=Z2×
Z7/(Z1×
Z8)=34×
32/(18×
18)=3.55561)中间轴与倒档轴之间的中心矩A′
A′=mn×
(Z11+Z8)/2
(3.10)
×
(22+18)/2
2)第二轴与倒档轴之间的中心矩AA′′=mn×
(Z7+Z8)/2
A′+A′′=123.75>
A=78
3)由A=m(Z7+Z8+4ha)/2.0+空隙得
空隙=A-m×
(Z7+Z8+4ha
=78-2.75×
(32+18+4×
=1.625>
齿轮能正常啮合且不发生运动干预。
(六)齿轮精度的选择
依据介绍,提升高档位齿轮的性能,取Z1~Z4为6级,Z5~Z11为7级。
(七)螺旋方向
因为斜齿轮传达扭矩时要产生轴向力,故设计时应要求中间轴上的轴向力均衡。
故中间轴上所有齿轮螺旋方向一律做齿轮取左旋,其轴向力经轴承盖由壳体蒙受。
(八)齿轮变位系数的计算
选择变位系数第一要考虑到齿轮传动的使用处合和齿轮的资料和热办理等,使变位后的齿轮性能达到预期的要求,如提升承载能力,防止根切等。
因为齿轮的变位影响齿轮的加工和齿轮的尺寸,所以,齿轮变位系数的选择遇到必定条件的限制:
外齿轮要保证加工时不根切和不顶切,保证必需的齿顶厚,保证必需的重合度以及啮合时不干预。
合理的选择是既要知足齿轮使用性能方面的要求,又知足变位的限制条件。
变位系数的计算:
已知实质中心距A’,β,mn,Z
1)依据中心距求啮合角αtcosαt=mn(Zk+Zk+1)cosα/(2*A)此中:
9≥k≥1
则分别求出αt°
,°
,20°
2)在图中,分别求出αt后,由o点按做射线,与Z=Zk+Zk+1处向上引垂线订交
于一点,在该点的纵坐标值即为所求的变位系数和X,该点在线图的许用区内,故可用。
由也可按无侧隙啮合方程式求得X=0
3)依据齿数比u=Zk+1/Zk,故应按线图左边的斜线分派
X,自该点做水平线与斜
线交于C点,C点横坐标即为X1;
(3.11)
X=X-X
查关闭图可得:
表
Zi
Z1
Z2
Z3
Z4
Z5
Z6
Z7
XI
Z8
Z11
(《渐开线齿轮变位系数的选择》
P28)
(九)计算所得齿轮参数:
Z2
Z3
Z6
Z
17
34
23
29
32
18
22
b
20
26.37°
23.56°
0°
0°
mt
mn
at
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