畢業設計-某型轎車變速器設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 （41） 則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為 （42）式中m——汽車的總質量； g——重力加速度； f——道路阻力系數； αmax——最大爬坡度； rr——驅動車輪的滾動半徑； Temax——發動機最大轉矩； i0——主減速比；ηt——汽車傳動系的傳動效率。根據驅動輪與路面的附著條件 （43）求得變速器1擋傳動比為： （44）式中G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給地面的載荷； φ——道路的附著系數，計算時φ取=。根據已知條件，G2=mg=18228N，rr=340mm，Temax=185Nm,i0=, ηt=,可得ig1=。本車型最高擋為直接擋，其傳動比ig5=。中間擋的傳動比理論上按公比為： （45）的等比數列，實際上與理論上略有出入，因齒數為整數且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發動機參數的合理匹配。根據上式得q=。所以，各擋傳動比分別為：ig1=，ig2=，ig3=，ig4=，ig5=（）。 中心距對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器中心距。其大小不僅對變速器的外形尺寸、體積和質量大小有影響，而且A對輪齒的接觸強度有影響。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。從布置軸承的可能性和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪不能過少的限制，要求中心距也要取大些。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據對已有變速器的統計而得出的經驗公式初定： （46）式中，A為中心距（mm）；KA為中心距系數，乘用車：KA =~；Temax為發動機最大轉矩（Nm）；i0為變速器一擋傳動比；ηg為變速器傳動效率。乘用車變速器的中心距一般在60~80mm范圍內變化。 外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間（過渡）齒輪和換擋機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數、換擋機構形式以及齒輪形式。乘用車四擋變速器殼體的軸向尺寸為（~）A。當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數K應取給出系數的上限。為檢測方便，A取整。變速器殼體的軸向尺寸最后應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。初定為變速器殼體軸向尺寸為265mm。 齒輪參數 模數選取齒輪模數時要遵循的一般原則是：在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數，就可以增加齒輪的齒數,同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數，同時減小齒寬；從工藝方面講，各擋齒輪應該選用一種模數，而從強度方面考慮，各擋齒輪應有不同的模數；對轎車而言，減少工作噪聲具有更重要的意義，故齒輪應該選用大些的模數，所以本設計除了一擋和倒擋齒輪外，其他齒輪都選用同一種模數。變速器用齒輪模數的范圍見表41。表41 汽車變速器齒輪的法向模數mn車 型乘用車的發動機排量V/L貨車的最大總質量ma/tVV≤ma≤Ma模數mn/mm~~~~所選模數要符合國家標準GB/T1357—1987的規定，見表42。選擇齒輪模數時要優先選用第一系列，括號內的模數盡可能不用。 表42 汽車變速器常用的齒輪模數第一系列———第二系列——————第一系列—————第二系列（）（）———根據已知汽車基本參數表21。 壓力角α齒輪壓力角較小時，重合度較大并降低了輪齒剛度，為此能減少進入嚙合和退出嚙合時的動載荷，使傳動平穩，有利于降低噪聲；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。實際上，國家規定的標準壓力角為20。，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。同步器采用的接合齒壓力角普遍為30。本設計變速器齒輪采用20。壓力角。 螺旋角β根據圖41可知汽車變速器都采用漸開線齒形。斜齒齒輪的螺旋角選擇應使中間軸上的軸向力相互抵消，應滿足條件： （47） （48）由于T=Fn1r1=Fn2r1，為使兩軸向力平衡，必須滿足 （49）式中，Fa1，Fa2為作用在中間軸齒輪2上的軸向力，Fn1，Fn2為作用在中間軸齒輪2上的圓周力；r1，r2為齒輪2的節圓半徑；T為中間軸傳遞的轉矩。圖41 中間軸向力的平衡最后可用調整螺旋角的方法，使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中心距不等的現象消除。一般來說，斜齒輪的螺旋角可在下面提供的范圍內選用：乘用車變速器：兩軸式變速器為20。~25。中間軸式變速器為22。~34。本設計采用的是中間軸式，所以初選變速器斜齒輪螺旋角25。同時為了抵消軸向力，規定中間軸斜齒輪為右旋，第一軸和第二軸斜齒輪均為左旋。 齒寬b齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪強度和工作平穩性。考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質量，應該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動平穩的優點被削弱，軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬過窄又會使齒輪的工作應力增加。使用較寬的齒寬，工作時會因軸的變形導致齒輪歪斜，使齒輪偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據齒輪模數m（mn）的大小來選定齒寬：直齒b=kcm，kc為齒寬系數，~。 斜齒b=kcmn，~。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數kc可取大些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動平穩性和齒輪壽命。對于模數相同的各擋齒輪，擋位低的齒輪的齒寬系數要稍大一些。由上可得，一擋和倒擋直齒的齒寬b=kcm=3=21mm，其余各擋斜齒b=kcmn==18mm 齒輪變位系數的選擇原則采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩性，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相接近的程度。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之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優點，又避免了其缺點。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各擋傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。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負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高擋齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，因此應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。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，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，減小接觸應力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象。總變位系數越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，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。 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有影響。若齒頂高系數小，則齒輪重合度小、工作噪聲大：但因齒輪受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應力也減少。現在包括我國在內。 各擋齒輪齒數的分配在初選中心距，齒輪模數和螺旋角以后，可根據變速器的擋數，傳動比和傳動方案來分配各擋齒輪的齒數。要注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。本次設計選定的方案如圖42。圖42 中間軸式五擋變速器傳動方案 確定一擋齒輪的齒數一擋傳動比為 （410）為了求各齒輪的齒數，先求其齒數和zh 直齒zh=2A/m=（278）/=52 （411）中間軸上的一擋小齒輪的齒數盡可能取少些，以便使z9/z10的傳動比大些，在i1已定的條件下，z2/z1的傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數多些，以便在其內腔設置第二軸的前軸的前軸承并保證輪輻有足夠的厚度。考慮到殼體上的第一軸軸承孔尺寸的限制和裝配的可能性，該齒輪又不宜取多。中間軸上小齒輪的最少齒數，還受中間軸軸徑尺寸的限制，既受剛度的限制。乘用車中間軸式變速器一擋傳動比i1=~，中間軸上一擋小齒輪可在z10=15~17之間選取，由i1==17，一擋大齒輪齒數z9=zhz10=52－17=35。 對中心距A進行修正由于zh恰好為整數，所以對中心距A沒有影響，不需要修正。如果為小數，則需要根據取定的zh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。 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數 （412） （413） 由上可得z1=18，z2=33（經取整后），于是一擋傳動比i1=（3335）／（1817）=，與原來的一擋傳動比相差不大，所以不需要調整齒數。 確定其他各擋的齒數二擋斜齒輪： （414） （415）求得z7=30，z8=21。三擋斜齒輪： （416）