fr手動五檔汽車變速器設計說明(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 保證齒輪的強度三軸式變速器的中心局 A 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 8993 對貨車 K A 8696 對多檔 主變速器 K A 9511 TI 變速器處于一檔時的輸出扭矩 T Tiη 89558 Nm 轎車變速器的中心距在 65～ 80mm范圍內變化而貨車的變速器中心距在 80～170mm 范圍內變化 對于越野車本設計中取 K 90 按照已有參數計算式 24 可得 A 8681mm 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 3034A 貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關 四檔 2227 A 五檔 2730 A 六檔 3235 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 本次設計的 5 檔變速器殼體的軸向尺寸取 28A 則殼體的軸向尺寸為 243mm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 齒輪模數選取的一般原則 ⑴為了減少噪聲應合理減小模數同時增加齒寬 ⑵為使質量小些應該增加模數同時減少齒寬 ⑶從工藝方面考慮各檔齒輪應該選用一種模數 ⑷從強度方面考慮各檔齒輪應有不同的模數 ⑸對于轎 車減少工作噪聲較為重要因此模數應選得小些 ⑹對于貨車減小質量比減小噪聲更重要因此模數應選得大些 ⑺低檔齒輪選用大一些的模數其它檔位選用另一種模數 變速器用齒輪模數范圍大致如下微型和輕型轎車為 225～ 275 中級轎車為275～ 30 重型貨車為 425～ 60 所選取的模數大小應符合 JB11160 規定的標準值建議用下列各式選取齒輪模數 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數 mn 25 其 中 190Nm 可得出 mn 27 據 JB11160 第一系列的標準值選取 mn 25 一檔直齒輪的模數 m mm 26 通過計算 m 3 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 235 本設計取 25 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 項目 車型 齒 形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 145176。 15176。 16176。 165176。 25～ 45176。 一般貨車 GB135678 規定的齒形 20176。 20～ 30176。 重型車 同上 低檔倒檔齒輪 225176。 25176。 小螺旋角 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 4580 mmm 斜齒 b 6085 mmm 嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可取為 2～ 4mm 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本設計中取第一軸一檔齒輪的齒寬為 21mm其余齒輪的齒寬都取 20mm 第二節 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 確定一檔齒輪的齒數 一檔齒輪 9 和 10 選用直齒圓柱齒輪 一檔傳動比 27 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數 先求其齒數和 28 其中 A 8681mmm 3 故 有圓整為 58 圖 21 五檔變速器示意圖 轎車中間軸式變速器一擋齒輪齒數可在 15～ 17 之間選取貨車可在 12～ 17之間選取一擋大齒輪齒數用 Z 計算求得取 16 則可得出 42 上面根據初選的 A 及 m 計算出的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 這里修正為 58 則根據式 28 反推出 A 87mm 二 確定常嚙合齒輪副的齒數 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圓整為 60 ② 與②聯立可得 21 39 則根據式 27 可計算出一檔實際傳動比為 三 確定其他檔位的齒數 二檔傳動比 212 而 故有 ③ 對于斜齒輪 213 故有 圓整為 56 ④ 聯立③與④得 則根據式 212 可計算出二檔實際傳動比為 按同樣的方法可分別計算出三檔齒輪齒數實際傳動比為四檔齒輪實際傳動比為五檔齒輪齒數 實際傳動比為 四 確定倒檔齒輪的齒數 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取 45中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪 10 略小取 而通常情況下倒檔軸齒輪取 2123 此處取 23 由 214 可計算出取整為 32 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 A′ 215 54mm 而倒檔軸與第二軸的中心 216 825mm10的齒數 Z10〈 17 因此一檔齒輪需要變位 變位系數 217 式中 Z7 級因此比用于計算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在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr 一 齒輪彎曲強度計算 直齒輪彎曲應力 31 式中 彎曲應力 MPa a 檔齒輪 b 的圓周力 N 其中 為計算載荷 N mmd 為節圓直徑 應力集中系數可近似取 165 摩擦力影響系數主動齒輪取 11 從動齒輪取 09 b齒寬 mm t端面齒距 mm t m m 為模數 mm 圖 31 齒形系數圖 y齒形系數如 圖 31 所示 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時一檔倒檔直齒輪許用彎曲應力在 400～ 850MPa 貨車可取下限承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應力應取下限 對于本例 Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 Te根據傳動比換算到一檔的值已知 Te 1900000Nmm 代入下式 32 得 Tg 352857 Nmm 一檔直齒圓柱齒輪齒寬 b 20mm 代入式 31 解得 彎曲應力在 400～ 850MPa 之間可 以滿足要求倒檔軸上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪基本相同且不承受交變載荷同樣適用 2 斜齒輪彎曲應力 33 式中 Tg為計算載荷 Nmm 為法面模數 mm z為齒數β為斜齒輪螺旋角 176。 Kσ為應力集中系數 Kσ 15y為齒形系數可按當量齒數在圖 31中查得 Kε為重合度影響系數 Kε 2 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時對轎車常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應力在 180～ 350MPa 范圍對貨車為 100～ 250MPa 對于本例常嚙合齒輪計算載荷 Tg 取 作用到變速器第一軸上的最大轉矩 Te已知 Te 190000Nmm 齒寬為 b 20 代入式 431 解得 滿足彎曲應力要求 二 齒輪接觸應力 34 式中 齒輪的接觸應力 MPa F齒面上的法向力 N 圓周力在 N 為計算載荷 Nmm d 為節圓直徑 mm 節點處的壓力角176