車輛工程-桑塔納2000機械式變速器結構設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 （ 23） 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檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發動機參數的合理匹配。根據上式可的出：q =。 故有 ： 1gi =； 2gi =； 3gi =； 4gi =(修正為 1)； 5gi = 二、中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心 距、應能保證齒輪的強度。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： (24) 式中 K A中心距系數。對轎車， K A =~；對貨車， K A =~； 第 19 頁 共 42 頁 對多檔 ,主變速器， K A =~11； TI max 變速器處于一檔時的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =﹒ m 故可得出初始 中心距 A=。 三、軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 ~。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關： 四檔 (~)A 五檔 (~)A 六檔 (~)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 KA應取給出系數的上限。為檢測方便， A 取整。 本次設計采用 5+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3?=， 變速 器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 四、齒輪參數 （ 1）齒輪模數 建議用下列各式選取齒輪模數，所選取的模數大小應符合 JB11160 規定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數 mn 3 m T mm? (25) 其中 maxeT =155Nm，可得出 mn=。 一檔直齒輪的模數 m 3 ? mm (26) 通過計算 m=。 桑塔納 2021 機械式變速器結構設計 第 20 頁 共 42 頁 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都去相同，轎車和輕型貨車取 2~。本設計取 。 （ 2）齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 21選取。 表 21 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角 α 取20176。 ,嚙合套或同步器取 30176。；斜齒輪螺旋角 β 取 30176。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺 旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度 b的大小直接影響著齒輪的承載能力， b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 直齒 b=(~)m， mm 斜齒 b=(~)m， mm 項目 車型 齒形 壓力角 α 螺旋 角 β 轎車 高齒并修形的齒形 176。， 15176。， 16176。 176。 25176。 ~45176。 一般貨車 GB135678 規定的標準齒形 20176。 20176。 ~30176。 重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 176。， 25176。 小螺旋角 第 21 頁 共 42 頁 mAZ 2??第一軸常嚙 合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩性和齒輪壽命。 各檔傳動比及其齒輪齒數的確定 在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。 一檔傳動 （ 27） 圖 21 五檔變速器示意圖 為了確定 Z9和 Z10的齒數，先求其齒數和 ?Z : （ 28） 其中 A =、 m =；故有 ??Z 。 當轎車三軸式的變速器 ~ ?gi 時，則 范圍內選擇可在 17~1510Z ，此處取 10Z =16，則可得出 9Z = 43。 上面根據初選的 A 及 m 計算出的 ?Z 可能不是整數，將其調整為整數后，從式（ 28）看出中心距有了變化，這時應從 ?Z 及齒輪變位系數反過來計算中心距 A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 這里 ?Z 修正為 59，則根據式（ 28）反推出 A=。 109121 .zzzzig ? 桑塔納 2021 機械式變速器結構設計 第 22 頁 共 42 頁 910112 ZZiZZ g ?? ?ZZ?cos2 )( 21 ZZmA n ??nmAZZ ?c os221 ???gIi87122 ZZZZig ?? ?ZZnmAZ ?cos2????gi 由式（ 27）求出常嚙合齒輪的傳動比 （ 29） 由已經得出的數據可確定 ① 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ 210） 由此可得： (211) 而根據已求得的數據可計算出： 5221 ??ZZ 。 ② ① 與②聯立可得： 1Z =2 2Z =30。 則根據式（ 27）可計算出一檔實際傳動比為： 。 二檔傳動比 （ 212） 而 , ?gi 故有： ③ 對于斜齒輪， （ 213） 故有： 5287 ??ZZ ④ ③ 聯立④得： 1933 87 ?? ZZ 、 。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 2725 65 ?? ZZ 、 ；四檔齒輪 109121 .zzzzig ? 第 23 頁 共 42 頁 1212131311 ZZZZZZigr ???)(21 1312 ZZmn ?)(21 1311 ZZmA n ????3121 43 ?? ZZ 、 。 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比gri 取 。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪 10 略小，取1312?Z 。 而通常情況下，倒檔軸齒輪 13Z 取 2123，此處取 13Z =23。 由 （ 214） 可計算出 3411?Z 。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A′ = =45mm (215) 而倒檔軸與第 二軸的中心 : (216) =。 齒輪變位系數的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環節。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想接近的程度。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，有避免了其缺點。 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 桑塔納 2021 機械式變速器結構設計 第 24 頁 共 42 頁 1717Z? ??檔傳動比的需要，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。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，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。對于低檔齒 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，一對齒輪齒更總厚度越薄，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。 根據上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪 10 的齒數 Z10〈 17，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數 （ 217） 式中 Z為要變位的齒輪齒數。 第 3 章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 齒輪的損壞原因及形式 第 25 頁 共 42 頁 10tfW F K Kbty?? ?齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現 的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 齒輪的強度計算與校核