車輛工程畢業設計-輕型貨車變速器設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 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。 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。為實現倒檔傳動，有些方案利用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；也有利用兩個聯體齒輪方案的。前者雖然結構簡單，但是中間傳動齒輪的輪齒是在最不利的正、負交替變化的彎曲應力狀態下工作；而后者是在較為有利的單向循環彎曲應力狀態下工作，并使倒檔傳動比略有增加。也有少數變速器采用結構復雜和使成本增加的嚙合套或同步器方 案換入倒檔。 9 （ a） （ b） （ c） （ d） 圖 倒檔布置方案 圖 為常見的倒檔布置方案。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。圖 (b)所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。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 （ 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。 綜上所述，方案 (c)較為適合本設計 變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上作用的力增大，并導致變速器軸產生較大的撓度和轉角，使工作齒輪嚙合狀態變壞，最終表現出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。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。倒檔的傳動比雖然與一檔的傳動比接近，但因為使用倒檔的時間非常短，從這 點出發有些方案將一檔布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒檔。此時在倒檔工作時，輪齒磨損與噪聲在短時間內略有增加，而在一檔工作時輪齒的磨損與噪聲有所減少。 4 傳動機構布置的其他問題 常用 擋 位的齒輪因接觸應力過高而易造成表面點蝕損壞。將高 擋 布置在靠近軸的兩端支承中部區域較為合理，在該區域因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小，齒輪可保持較好的嚙合狀態，以減少偏載并提高齒輪壽命 [7]。 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 。 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。但是與直接 擋 比較， 使 用超速擋 會 使 傳動效率降低、工作噪聲增加。 機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關，包括傳遞動力時處于工作狀態的齒輪對數、每分鐘轉速、傳遞的功率、潤滑系統的有效性、齒輪和殼體等零件的制造精度等。 10 零 部件結構方案分析 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、運轉平穩、工作噪聲低等優點；缺點是制造時稍復雜，工作時有軸向力，這對軸承不利。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。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔，本設計為一檔和倒檔采用直齒圓柱齒輪，二、三、四檔常嚙合齒輪采用斜齒圓柱齒輪。 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。 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。這不僅 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（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。除此之外，采用直齒換 擋 時，換 擋 行程長也是它的缺點。因此，盡管這種換 擋 方式結構簡單，制造、拆裝與維修工作皆容易，并能減小變速器旋轉部分的慣性力矩，但除一 擋 、倒 擋 已很少 使 用。 當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態時，可以用移動嚙合套換擋 。這時，不僅換 擋 行程短，同時因承受換 擋 沖擊載荷的接合齒數多，而輪齒又不參與換 擋 ，所以它們都不會過早損壞；但因不能消除換 擋 沖擊，仍然要求駕 駛 員有熟練的操作技術 。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。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。這是因為重型貨車 擋 位間的公比較小，則換 擋 機構連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換 擋 ，并且與同步器比較還有結構簡單、制造容易、能夠減低制造成本及減小變速器長度等優點。 使 用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換 擋 ，而與操作技術的熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、燃油經濟性和行 駛 安全性。同上述兩種換 擋 方法比較，雖然它有結構復雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點，但仍然得 到廣泛應用。利用同步器換 擋 ，其換 擋 行程要比滑動齒輪換 擋 行程短。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便發，要求換入不同 擋 位的變速桿行程應盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換 擋 ，就很容易實現這一點。 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。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。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結構上采取措施行之有效的方案有：將兩接合齒的嚙合齒位置錯開 。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。 變速器軸承 作旋轉運動的變速器軸支承在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置軸承。變速器軸承常采用圓柱輥子軸承、球軸承、滾針軸承圓錐輥子軸承、滑動軸套等。至于何處應當采用何種類型的軸承，是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同的。 汽車變速器結構緊湊、尺寸小的特點，采用尺寸大些的軸承受限制，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。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。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處用軸承外圈有擋圈的球軸承。中間軸上齒輪工作時產生的軸向力，原則上由前或后軸承來承受都可以，但在殼體前端面布置軸承蓋有困難，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱輥子軸承來承受徑向力，而后端采用外圈有擋圈的球軸承或圓柱輥子軸承，本設計兩端均采用有擋圈的球軸承。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按之直徑系列一般選用中 系列球軸承或圓柱輥子軸承。軸承的直徑根據變速器中心距確定，并要保證后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6～ 20mm。 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。滾針軸承有滾動摩擦損失小、傳動效率高、徑向配合間隙小、定位及運轉精度高、有利于齒輪嚙合等優點。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精度并使工作噪聲增加。滑動軸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。 本設計所采用的傳動機構布置方案 在本次設計中 采用 5+1 擋 中間軸式變速器 。 采用如圖 所示的傳動機構布置方案。其中齒輪結構形式斜齒圓柱齒輪；換 擋 機構形式為環式同步器的方案。 12 圖 變速器傳動機構布置方案 本章小結 本章主要依據變速器幾種常見的傳動機構布置方案，對兩軸式和中間軸式的變速器的結構特點作了簡要說明，分析了各種方案的優缺點，同時介紹了幾種常見的倒 擋機構布置方案，并比較了各個方案的優缺點。在零部件的選擇部分，對變速器齒輪、換 擋 機構的形式和變速器防止自動脫 擋 的結構進行了分析和說明。最后結合本次設計所依據車輛的主要技術參數，選擇了 本設計的傳動機構布置方案和零、部件的結構形式，作為以后各章節設計的基礎。 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。 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]。故有 ? ? m a xm a xm a x01m a x s i nc os ???? mgfmgr iiT r Tge ??? 則由最大爬坡度要求的變速器 1 擋傳動比為 Terg iT rfmgi ? ??0m a xm a xm a x1 )s i nc os( ?? () 式中： m －汽車總質量， m=2795 Kg； g －重力加速度， ?g m/s2； f －道路附著系數， ?f ； r －驅動車輪的滾動半徑， r =342 mm； maxeT －發動機最大轉矩， maxeT =260 NM 0i －主減速比， 0i =； T? －汽車傳動系的傳動效率， ?T? 。 將各數據代入式 ()中得 ) i o ()s i nc o s(0m a xm a xm a x1?????????????Terg iTrfmgi??? 根據驅動車輪與路面的附著條件 ?? 201m ax Gr iiT r Tge ? 可求得變速器一擋傳動比為 14 Terg iT rGi ??0max21 ? () 式中： 2G －汽車滿載靜止與水平路面時驅動橋給地面的載荷， 18952 ?G Kg； ? －道路的附著系數，計算時取 ?? ～ ； 其他參數同式 ()。 將各數據代入式 ()得 8 9 50m a x21????????Terg iTrGi?? 通過以上計算可得到 ＜ 1gi ＜ ，在本設計中，取 ?gi 。 變速器其他各擋傳動比的確定 變速器的四擋為直接擋，其傳動比為 ，中間擋的傳動比理論上按公比1 11m inm a x ?? ?? ngngngg iiiiq (其中 n 為擋位數 )的幾何級數排列，實際上與理論值略有出入。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 。它是一個基本參數，其大小不僅對變速器的外 形尺寸、體積和質量大小有影響，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，輪齒的接觸應力越大，齒輪壽命越短。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。變速器軸經軸承安裝在殼體上，從布置變速器的可能與方便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。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]。 中間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 15 初選，經驗公式為 31m a x ggeA iTKA ?? () 式中： AK －中心距系數，乘用車： ～KA ? ，商用車： ～KA ? ； maxeT －發動機的最大轉矩 (Nm)； 1gi －變速器一擋傳動比； g? －變速器的傳動效率，取 96%。 將各數代入式 ()中得 33 1m a x 6 ????～　iTKA ggeA ? =~ 故可初選中心距 90?A mm。 變速器外形尺寸的初選 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間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有變速器的擋數、換擋機構形式以及齒輪形式。實際初可根據中心距離 A 的尺寸參照下列關系初選。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸為 ? ?A～　 。 商用車變速器的軸向尺寸為