車輛工程畢業設計-輕型貨車變速器設計(完整版)

　　

【正文】 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。為宜；而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼，應當選用較大的螺旋角。 表 汽車變速器齒輪的法向模數 nm 車 型 乘用車的發動機排量 V/L 貨車的最大總質量 am /t ＞ V≤ ＜ V≤ ＜ am ≤ am ≥ 模數 nm /mm ～ ～ ～ ～ 齒形、壓力角及螺旋角 汽車變速器的齒形、壓力角及螺旋角按表 選取。 變速器用齒輪模數的范圍如表 。 影響變速器殼體軸向尺寸的有變速器的擋數、換擋機構形式以及齒輪形式。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。 13 第 3章 變速器主要參數的選擇和齒數分配 變速器各擋傳動比的確定 變速器最低擋傳動比的確定 在選擇最低擋傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩定車速以及主減速比和驅動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定?；瑒虞S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精度并使工作噪聲增加。如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內腔中，內腔尺寸足夠時可布置圓柱輥子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。 防止自動脫 擋 的結構 11 自動脫檔是變速器的主要故障之一。此外，因增設了嚙合套和常嚙合齒輪， 使 變速器旋轉部分的總慣性力矩增大。 換 擋 機構形式 變速器換 擋 機構有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換 擋 三種形式。 某些汽車的變速器有僅在好路或空車行 駛 時才 使 用的超速 擋 。圖 (c)所示方案是將中間軸上的一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。 圖 中間軸式變速器傳動方案 在除直接 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。圖 中的倒 擋 齒輪為常嚙合齒輪，并用同步器換 擋 ；圖 22a 所示方案的變速器有輔助支承，用來提高軸的剛度。根據軸的不同類型， 分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。 設計的主要內容 本次設計主要是依據 長城風駿皮卡 的有關參數，通過變速器各部分參數的選擇 和計算，設計出一種基本符合要求的手動變速器。將第一、第二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接 擋 。載質量在 的貨車采用五 擋 變速器，載質量在 的貨車采用六 擋 變速器。其不足之處在于價格昂貴、維修費用很高，而且 使 用起來比手 動 擋 車費油，尤其是低 4 速行 駛 或堵車中走走停停時，更會增大油耗 [7]。 汽車變速器的發展趨勢 回顧汽車變速器的發展可以清楚的知道，變速器作為汽車傳動系統的重要組成部分，其技術的發展，是衡量汽車技術水平的一個重要依據。自動變速器與手動變速器的共同點，就是二者都屬于有級式變速器，只不過自動變速器可以根據車速的快慢來自動實現換 擋 ，可以消除手動變速器 “頓挫 ”的換 擋 感覺。雷納 變速器設計的目的就是為了滿足上述的要求， 使 汽車在特定的工況下穩定的工作。變速器與主減速器及發動機的參數做優化匹配，可得到良好的動力性與經濟性；采用自鎖及互鎖裝置，倒 擋 安全裝置，對接合齒采取倒錐齒側措施以及其他結構措施，可 使 操縱可靠，不跳 擋 、亂 擋 、自動脫 擋 和誤掛倒 擋 ；采用同步器可 使 換 擋 輕便，無沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數優化等措施可 使 齒輪傳動平穩、噪 聲低，降低噪聲水平已成為提高變速器質量和設計、工藝水平的關鍵。用變速器轉變發動機轉矩、轉速的必要性在于內燃機轉矩 轉速變化特性的特點是具有相對小的對外部載荷改變的適應性 [1]。 the engine crankshaft without changing the direction of rotation so that cars can travel backwards。 I 摘 要 本次設計的題目是 輕型貨車 變速器設計 ，采用車型為長城風駿皮卡。 the use of neutral interrupt power transmission to the engine to start, idle, and to facilitate the transmission shift or power output. The use of intermediate shaft transmission, the transmission has two significant advantages: First, the direct file transmission efficiency, wear and noise are minimal。 變速器能 使 汽車以非常低的穩定車速行 駛 ，而這種低的車速只靠內燃機的最低穩定車速是難以達到的。隨著汽車技術的發展，增力式同步器，雙 、 中間軸變速器，后置常嚙合傳動齒輪、短第二軸的變速器，各種自動、半自動以及電子控制的自動換 擋 機構等新結構也相繼問世。 [9] 變速器除了要能滿足一定的 使 用要求外，還要保證 使 其和汽車能有很好的匹配性，可以提高汽車的動力性和經濟性，保證發動機在有利的工況范圍內工作提高汽車的 使用壽命、降低能源消耗、減少汽車的 使 用噪聲等。本哈特和艾米爾 自動變速器是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱機構組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達到變速變矩 的目的?，F代汽車變速器的發展趨勢，是向著可調自動變速器或無級變速器的方向發展。 當今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活躍。多 擋 變速器多用于總質量大些的貨車和越野車上 [6]。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也僅傳遞轉矩。本文主要完成 下面一些主要工作： 參數計算。而前者又分為兩軸式、三軸式和多中間軸式變速器。 圖 兩軸式變速器傳動方案 中間軸式變速器特點分析 中間軸式變速器多用于發動機前置后輪驅動汽車和發動機后置后輪驅動的客車上。 倒 擋 布置方案分析 與前進檔位比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態下實現倒檔，故多次數方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。圖 （ d） 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔更為輕便。 使 用傳動比小于 1的超速 擋 ，能夠更充分的利用發動機的功率， 使 汽車行 駛 1Km 所需 發動機曲軸的總轉數減少，因而有助于減少發動機磨損和降低燃料消耗。 汽車行 駛 時，因變速器內各轉動齒輪有不同的角度，所以用軸向滑動直齒齒輪方式換 擋 ，會在輪齒端面產生沖擊，并伴隨噪聲。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用。由于接合齒磨損、變速器軸剛度不足以及振動等原因都會導致自動脫檔。本設計主 要針對的是輕型汽車，故內腔空間比較狹小，只能采用滾針軸承，而第二軸后端采用球軸承，用來承受軸向力和徑向力?；瑒虞S套的優點是制造容易、成本低，但為了設計的整體質量，在設計中只采用滾針軸承。 汽車爬坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力 [10]。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。實際初可根據中心距離 A 的尺寸參照下列關系初選。 所選模數應符合國家標準 GB/T1357—1987 的規定，在本設計中所有齒輪模數選擇 。 表 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項目 車型 齒形 壓力角 α 螺旋角 β 轎車 高齒并修形的齒形 ? ， ?15 ， ?16 ， ? ?25 ～ ?45 一般貨車 GB135678 規定的標準齒形 ?20 ?18 ～ ?26 重型車 GB135678 規定的標準齒形 低擋、倒擋齒輪 ? ， ?25 小 螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛應用。 斜齒輪傳遞轉矩時，要產生軸向力并作用到軸承上。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。為避免根切、增加強度，一擋小齒輪應為變位齒輪。 根據所確定的齒 數，常嚙合齒輪精確的螺旋角的值為 ?????????)]902/(3)3521a r c c o s [ ()2/()a r c c o s [ ( 2121 Amzz n? 確定其他各擋齒輪的齒數 確定二擋齒輪的齒數 二擋齒輪為斜齒輪，則有 ????? zzizz g 24c os902c os2 6565 ?????? ??nmAzz ? 聯立求解，并對齒數取整后得 325?z ， 236?z 由平衡中間軸上兩工作齒輪的軸向力的要求出發，要平衡軸向力 ???????? ?????652126521 1t a nt a n zzzz z?? 中心距為 ? ? ? ? 24c os2 32332c os2 6565 ?? ????? ??? nmzzAmm 由于調整后中心距發生了變化，所以需對 二 擋齒輪進行角度變位。中心距變動系數為 ????? m AAy 嚙合角為 os90 osc os ????? ??? AA ??? ? 23 查變位系數線圖得 變位系數之和為 ??x 而齒輪齒數比為 ??u 故可以分配變位系數得 ??x ， ?x 。漸開線齒輪的正確嚙合條件是：兩齒輪的模數、分度圓壓力角必須分別相等，兩斜齒輪的螺旋角必須相等而方向相反。m 4 137/179 6 08723 ???? ?inn r/min （ 2）掛 2 擋 時 ????????? ?iTT 齒承 ?? N變速器低 擋 小齒輪由于載荷大而齒數少、齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。在一般汽車變速器中，產生膠合損壞的情況較少。 (3)考慮加工工藝及熱處理工藝 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。為消除內應力，還要進行回火。因此，比用于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。 將作用在變速器第一軸上的載荷 2maxeT 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表 。由圖 得 ?y ， ?y 。m)； 28 d － 節圓直徑 (mm)； ?K － 應力集中系數，可近似取 ?K =； fK － 摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同，主動齒輪 fK =，從動齒輪 fK =； b － 齒寬 (mm)； t － 端面齒距 (mm)， mt ?? ； m － 模數； y － 齒形系數，如圖 所示。 某些輕型以下的載貨汽車和轎車等變速器的小 模數（ ～mn ? ）齒輪，采用了 40Cr 或 35Cr 鋼并進行表面氰化處理。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經正火或調質處理后，再進行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度 350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒 后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。合理選擇齒輪參數及變位系數，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高齒面強度等，可提高齒面的接觸強度。齒面長期在脈動的接觸應 26 力作用下，會逐漸產生大量與齒面成尖角的小裂縫。m 0 3 127/ ???? ?inn r/min （ 4）掛 4 擋 時 ?T N 表 變速器齒輪的主要幾何尺寸 項目 齒輪 齒數 （ mm） 螺 旋角（ ? ） 端 面 模 數（ tm ） 端 面 壓力 角 （ ? ） 分 度 圓直徑 齒 頂 圓直徑 齒 根 圓直徑 齒寬 (mm) 1z 21 20 2z 35 20 3z 27 20 4z 29 20 5z 32 20 6z 23 20 7z 37 20 8z 17 20 9z 14 20 10z 39 20 11z 38 30 114 120 20 12z 18 30 54 60 20 13z 23 30 69 75 20 計算變速器各軸的扭矩和轉速 已知發動機的最的轉矩為 260N取倒擋中間齒輪 13 的齒數取 2313?z .中間軸倒擋齒輪的齒數取為 1812?z ，倒擋時的傳動比為?Ri 。 確定三擋齒輪的齒數 三擋齒輪為斜齒輪，當其螺旋角與常嚙合齒輪不同時，則有 ??? zzizz