車輛工程畢業設計-輕型貨車變速器設計(專業版)

　　

【正文】 將上述有關參數代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應力公式為 ??? ?? KyKzm KTCngw 3cos2? () 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 maxeT 時，對乘用車常嚙合齒輪和高 擋 齒輪，許用應力在 180～ 350MPa 范圍，對貨車為 100～ 250MPa 范圍。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應考慮其加工性能及制造成本。通常是靠近節圓根部齒面處的點蝕較靠近節圓頂部齒面出的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。 一軸 25 5 6 0m a x1 ????? 離?eTT N中心距變動系數為 22 ????? m AAy 嚙合角為 os 90c osc os ????? ??? AA ??? ? 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 。 確定一擋齒輪的齒數 初選一擋螺旋角 ??? 2587? 已知一擋傳動比 1gi ，且 87121 zzzzig ?? 為了確定 7z ， 8z 的齒數，先求齒數和 ?z 直齒輪 mAz 2?? () 斜齒輪 nmAz 87cos2 ?? ? ? () 由于一擋齒輪為斜齒輪，故可用式 ()計算。因此，從提高低擋齒輪的抗彎強度出發，并不希望用過大的螺旋角，以 15176。選擇模數時應考慮到當增大齒寬而減小模數時將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質量，則應增大模數并減小齒寬和中心距。將各數代入式中得 ?? ?q 則變速器其他各擋的傳動比為 4415221312?????????qiiqiiqiigggggg 中心距的確定 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A ；對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A 。 滾針軸承、滑動軸承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。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。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增加，并導變速器的質量和轉動慣量增大。圖 (a)所示方案的優點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度；但換檔時要求有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。 如圖 ～ c 所示為發動機前置前輪驅 動轎車的兩軸式變速器傳動方案。當然，常嚙合齒輪副的增多將導致旋轉部分 總慣性力矩的增大。發動機 排量大的乘用車多用 5 個 擋 。變矩器的作用是通過油液介質將發動機動力傳遞給變速器，它的傳遞 效率通常只有 80%。福魯特采用耐用的摩擦材料進一步完善了變速器的性能。變速器按其操縱方式又可分為自動式、半自動式、預選式、指令式、直接操縱式和遠距離操縱式 [2]。 本設計論述了變速器的總體結構，在設計中完成了各擋齒輪和軸的計算和校核及 CAD 繪圖等工作。隨著科學技術的日益發展，汽車的各項性能也日臻完善。 變速器都裝有單向的通氣閥以防殼內空氣熱脹而漏油及潤滑油氧化。目前為止，變速器經歷了幾個發展階段，主要為： 手動變速器 手動變速器主要采用齒輪傳動的降速原理。理想的無級變速器是在整個傳動范圍內能連續的、無 擋 比的切換變速比，是變速器始終按最佳換 擋規律自動變速。采用超速 擋 ，可以提高汽車的燃油經濟性。 變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉速；齒輪強度計算及檢驗； 變速器軸設計計算。 如圖 ～ d 所示為中間軸式變速器的傳動方案，其中 a～ b 為中間軸式五 擋 變速器， c～ d 為中間軸式六 擋 變速器的傳動方案。為此，無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的一檔與倒檔，都應當布置在靠近軸的支承處，以便改善上述不良狀況，然后按照從抵檔到高檔的順序布置各檔齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。只有駕 駛 員用熟練 的操作技術（如兩腳離合器）才能 使 換 擋 時齒輪無沖擊，并克服上述缺點；但換擋 瞬間駕 駛 員注意力被分散，又影響行 駛 安全。將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切薄；將接合齒的工作面設計并加工成斜面 ，形成倒錐角等等一些措施可以有效防止脫檔現象的發生。 采用如圖 所示的傳動機構布置方案。還有，變速器中心取得過小，會使變速器長度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態變壞 [11]。由于工藝上的考慮，同一變速器 16 中的結合齒采用同一 模數。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的。則可取 54??z 取一擋小齒輪齒數 178?z 37175187 ????? ? zzz 18 1 第一軸常嚙合齒輪； 2中間軸常嚙合齒輪； 3第二軸三擋齒輪； 4中間軸三擋齒輪； 5第二軸二擋齒輪； 6中間軸二擋齒輪； 7第二軸一擋齒輪； 8中間軸一擋齒輪； 9第二軸五擋齒輪； 10中間軸五擋齒輪； 11第二軸倒擋齒輪； 12中間軸倒擋齒輪； 13倒擋中間齒輪 圖 變速器傳動簡圖 對 中心距進行修正 因為計算齒數和 ?z 后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的 ?z 和齒輪變位系數重新計算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作為各擋齒輪齒數分配的依據，故中心距變為 mmmzzA n os2 354c os2 )( 8787 ?? ???? ? ?? mm 對中心距進行取整，取中心距 70??A mm。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 。m 0 3 127/ ???? ?inn r/min （ 4）掛 4 擋 時 ?T N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。 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。由圖 得 ?y ， ?y 。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。 (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。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。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。 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。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。 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。實際初可根據中心距離 A 的尺寸參照下列關系初選。 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]。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。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。 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。 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。而前者又分為兩軸式、三軸式和多中間軸式變速器。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。 當今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活躍。 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。 [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。 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。 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。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]。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。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。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]。將第一、第二軸直接連接起來傳遞轉矩則稱為直接 擋 。根據軸的不同類型， 分為固定軸式和旋轉軸式兩大類。 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。 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 。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。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。 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。 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。 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。 17 齒頂高系數 齒頂高系數對重合度、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。中 心距變動 20 系數為 ???? mAAy 嚙合角為 os osc os ????? ??? AA ??? ? 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 。漸開線齒輪除了