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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 1 第 1 章 緒 論 1 1 選題的背景及目的意義 隨著社會的快速發(fā)展和人們生活水平的迅速提高 汽車 尤其是轎車 作為一種 必不可少的交通工具已走進千家萬戶 在發(fā)達國家里 汽車已形成了一種文化 即所 謂的 汽車文化 這種文化影響著人們的生活 改變著人們的觀念 總之 汽車工 業(yè)的發(fā)展水平直接代表著一個國家基礎(chǔ)工業(yè)和國民經(jīng)濟的實力 汽車工業(yè)在一個國家 的發(fā)展經(jīng)歷著不同的階段 據(jù)目前國家統(tǒng)計局的統(tǒng)計數(shù)字 家用經(jīng)濟型轎車的比重占 消費總數(shù)的 20 據(jù)國外同期經(jīng)濟型轎車的比重 45 測算 中國未來 10 年 經(jīng)濟型轎 車至少應(yīng)翻一番 因此設(shè)計一種適合我國國情的經(jīng)濟型轎車的變速器具有十分重要的 意義 而且也符合全球?qū)Νh(huán)境保護的要求 小排量低排放的經(jīng)濟型轎車肯定是未來汽 車的主力 變速器設(shè)計一直是汽車設(shè)計中最重要的環(huán)節(jié)之一 它是用來改變發(fā)動機傳 到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 因此它的性能影響到汽車的動力性和經(jīng)濟性指標 從汽車 誕生時起 汽車變速器在汽車傳動系中扮演者至關(guān)重要的角色 現(xiàn)在的汽車上廣泛采 用活塞式內(nèi)燃機 起轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小 而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的牽引 力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化 例如在高速路上車速贏能達到 100KM H 而在市 區(qū)內(nèi) 車速通常在 50km h 左右 空車在平直路面上行駛時 行駛的阻力很小 而當(dāng) 滿載上坡時 行駛阻力便很大 為了解決這一矛盾 在傳動系中設(shè)置了變速器 變速 器的作用表現(xiàn)位 改變汽車的傳動比 擴大驅(qū)動車輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的范圍 是車輛適應(yīng) 各種變化的工況 同時使發(fā)動機在最理想的工況 動力性教高且經(jīng)濟性較好 下工作 在發(fā)動機轉(zhuǎn)矩方向不變的情況下 實現(xiàn)汽車的倒退行駛 實現(xiàn)空擋 中斷發(fā)動機傳遞 給車輪的動力 以便發(fā)動機能夠啟動 怠速 由此可見 變速器的存在具有必然性 隨著科技的告訴發(fā)展 人們對汽車的性能要求越來越高 汽車的性能 使用壽命 能 源消耗 震動噪聲等在很大程度上取決于變速器的性能 因此必須重視對變速器的研 究 按傳動比的變化方式劃分 變速器可分為有級式 無級式 綜合式 3 種 按操縱 方式劃分 可分為強制操縱式 自動操縱式和半自動操縱式 3 種 近年來 隨著車輛 技術(shù)的進步和車輛密度的加大 對變速的性能要求也越來越高 眾多的汽車工程師在 改進汽車變速器的性能的研究中傾注了大量的心血 使變速器得到飛速的發(fā)展 隨著 城市車輛密度的加大 自動變速器已逐漸成為汽車的必備裝備 而不僅僅是豪華的標 志 因為有了自動變速器 改變車速變得輕松自如 角度變化而實現(xiàn)傳動比的連續(xù)而 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 2 且不必頻繁地踩踏板 如今 幾乎所有的現(xiàn)代汽車廠家都生產(chǎn)配備自動變速器的汽車 原因之一是自動變速器可以幫助發(fā)動機降低對環(huán)境的污染 自動變速器可實現(xiàn)最佳轉(zhuǎn) 速比 即使發(fā)動機低速運轉(zhuǎn) 也能保障車輛隨駕駛者的意愿正常行駛 油耗降低了 污染也就受到控制 雖然自動變速器不斷地演變進步 但始終有缺點 即車速的反應(yīng) 與踏板的動作之間總有一定的差距 駕駛中缺乏直覺的印象 近年 保時捷公司又發(fā) 明了一種 手控 自動變速器 憑靠一組復(fù)雜的電子裝置 可以使駕車者在自動與 手動變速之間任意選擇 例如 在市內(nèi)行駛時 由于需要頻繁地變換速度 使用自動 變速器便顯得非常方便 而一旦來到高速公路或其它開闊的地方 則又可將自動變速 的功能關(guān)掉 轉(zhuǎn)為由手控制 以此來領(lǐng)略駕車中的多種樂趣 這一點已逐漸成為高檔 車的特性 目前手動變速器依然在汽車界應(yīng)用非常廣泛 自動變速器是個趨勢 但手動變速 器確是駕駛樂趣的極大體現(xiàn)者 而本設(shè)計的目的就是以我國現(xiàn)今汽車的發(fā)展情況探討 開發(fā)一種適合我國國情 滿足家庭使用的中小型 經(jīng)濟實用 發(fā)動機前置前驅(qū)動的一 種變速器 要求設(shè)計方法簡單 可靠 實用 設(shè)計出的變速器具有較高的安全性 可 靠性 實用性 經(jīng)濟性 滿足當(dāng)前經(jīng)濟性家庭用車的消費群體 并在方案實施上具有 一定的可行性 1 2 選題的主要研究內(nèi)容 本課題的主要內(nèi)容是研制開發(fā)前輪驅(qū)動轎車變速器的方案和各系統(tǒng)的設(shè)計 計算 和校對 結(jié)合國外汽車設(shè)計的一些先進技術(shù)和國內(nèi)專家們做過的一些工作 對前驅(qū)動 轎車變速器的設(shè)計給出了詳細的方法和較為合理的理論 本文主要預(yù)計做的工作包括 以下內(nèi)容 根據(jù)所開發(fā)車型的關(guān)鍵所在 要全面考慮所有方面 包括可行性 經(jīng)濟性 安全 性 舒適性 操縱穩(wěn)定性 平順性 動力性 高速性等一系列問題 才能使你開發(fā)出 的車在市場上有競爭力 才能被人們所接受 總體方案出臺后 就要對變速器進行總體布置 確定各系統(tǒng)參數(shù) 根據(jù)各系統(tǒng)性 能的需要開始設(shè)計各系統(tǒng) 傳動系統(tǒng)的布置和組成取決于發(fā)動機的結(jié)構(gòu)形式 布置位置和車輛的驅(qū)動形式 因為該車型采用前置前驅(qū)動形式 發(fā)動機的動力通過離合器和變速器并直接帶動前橋 這樣傳動系省去了一根傳動軸 同時離合器和變速器可以與發(fā)動機制成一體 從而使 總體結(jié)構(gòu)非常緊湊 這種結(jié)構(gòu)的關(guān)鍵在于等速萬向節(jié)的設(shè)計與選取 本文對此加以探 討 給出合理的設(shè)計原則 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 3 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 目的是在原地起步 爬坡 轉(zhuǎn)彎 加速等各種行駛工況下 使汽車獲得不同的牽引力和速度 同時使發(fā)動機再最 有利工況范圍內(nèi)工作 變速器設(shè)有空擋和倒擋 需要時變速器還有動力輸出功能 變 速器由變速傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 4 第 2 章 變速器總體方案設(shè)計 2 1 變速器的設(shè)計要求 汽車傳動系是汽車的核心組成部分 其任務(wù)是調(diào)節(jié) 變換發(fā)動機的性能 將動力 有效而經(jīng)濟地傳至驅(qū)動車輪 以滿足汽車的使用要求 變速器是完成傳動系任務(wù)的重 要部件 也是決定整車性能的主要部件之一 變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力性 燃 料經(jīng)濟性 換檔操縱的可靠性與輕便性 傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響 隨著 汽車工業(yè)的發(fā)展 轎車變速器的設(shè)計趨勢是增大其傳遞功率與重量之比 并要求其具 有更小的尺寸和良好的性能 在汽車變速器的設(shè)計工作開始之前 首先要根據(jù)變速器 運用的實際場合來對一些主要參數(shù)做出選擇 主要參數(shù)包括中心距 變速器軸向尺寸 軸的直徑 齒輪參數(shù) 各檔齒輪的齒數(shù)等 1 正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比 使之與發(fā)動機參數(shù)優(yōu)化匹配 以保證汽 車具有良好的動力性與經(jīng)濟性 2 設(shè)置空擋 用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸 3 設(shè)置倒擋 使汽車能倒退行駛 4 設(shè)置動力輸出裝置 需要時能進行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 6 工作可靠 7 變速器應(yīng)有高的工作效率 8 變速器的工作噪聲低 除此之外 變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小 制造成本低 拆裝容易 維修 方便等要求 2 2 變速器的現(xiàn)狀與發(fā)展方向 變速器作為傳遞動力和改變車速的主要裝置 國內(nèi)外對其操縱的方便性和檔位數(shù) 等方面的要求愈來愈高 目前 4 檔特別是 5 檔變速器的用量已日漸增多 同時 6 檔變速器的裝車量也在上升 電子控制式自動變速器是人們關(guān)注的焦點 它是在機械 變速器的基礎(chǔ)上 通過運用電子技術(shù)實現(xiàn)自動換檔 自動控制離合器及油門動作的一 種先進的變速裝置 它能以模擬控制與數(shù)字控制兩種方式作用 能連續(xù)不斷地把車量 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 5 的實際行駛狀況與希望實現(xiàn)的狀況進行比較 如果兩者不吻合 該控制器就會命令操 縱機構(gòu) 改變變速器的檔位 離合器的分離與接合以及油門的開度 通過實現(xiàn)自動選 擇最佳檔位和最佳換檔時間 電控變速器可直接改善整車的操縱性 并使車輛在經(jīng)濟 性最佳的范圍內(nèi)行駛 隨著電子設(shè)備廣泛的應(yīng)用 電控發(fā)動機的類型也越來越多 目 前國內(nèi)外轎車的電控自動變速器 主要有三種操縱方式 即電子控制氣動操縱 電子 控制液壓操縱 電子控制馬達操縱 2 3 變速器的設(shè)計內(nèi)容 1 對變速器傳動機構(gòu)的分析與選擇 通過比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點 以及所設(shè)計車輛的特點 確定傳 動機構(gòu)的布置形式 2 變速器主要參數(shù)的選擇 變速器主要參數(shù)的選擇 檔數(shù) 傳動比 中心距 齒輪參數(shù)等 3 變速器齒輪強度的校核 變速器齒輪強度的校核主要對變速器的齒根彎曲疲勞強度和齒面接觸疲勞強度進 行校核 4 軸的基本尺寸的確定及強度計算 對于軸的強度計算則是對軸的剛度和強度分別進行校核 2 4 變速器傳動機構(gòu)的布置方案 2 4 1 變速器傳動方案分析與選擇 機械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單 傳動效率高 制造成本底和工作可靠等優(yōu)點 故在 不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用 機械式變速器傳動機構(gòu)布置方案主要有兩種 兩軸 式變速器和中間軸式變速器 其中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動的汽車上 與中間軸式變速器相比 它具有軸和軸承數(shù)少 結(jié)構(gòu)簡單 輪廓尺寸小 易布置等優(yōu)點 此外 各中間檔因只 經(jīng)一對齒輪傳遞動 故傳動效率高 同時噪聲小 但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔 所以在工作時齒輪和軸承均承載 工作噪聲增大且易損壞 受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不 能設(shè)計的很大 其特點是 變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體 發(fā)動機縱置 時直接輸出動力 而中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅(qū)動汽車和發(fā)動機后置后輪驅(qū)動的汽車 上 其特點是 變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 6 在同一條直線上 經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔 使用直接檔變速器齒輪和軸 承及中間軸不承載 此時噪聲低 齒輪 軸承的磨損減少 對不同類型的汽車 具有不同的傳動系檔位數(shù) 其原因在于它們的使用條件不同 對整車性能要求不同 汽車本身的比功率不同 5 而傳動系的檔位數(shù)與汽車的動力性 燃油經(jīng)濟性有著密切的聯(lián)系 就動力性而言 檔位數(shù)多 增加了發(fā)動機發(fā)揮最大功率 附近高功率的機會 提高了汽車的加速和爬坡能力 就燃油經(jīng)濟性而言 檔位數(shù)多 增加了發(fā)動機在低燃油消耗率區(qū)下作的能力 降低了油耗 從而能提高汽車生產(chǎn)率 降低運輸成木 不過 增加檔數(shù)會使變速器機構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加 軸向尺寸增大 成 本提高 操縱復(fù)雜 綜上所述 此次設(shè)計變速器是驅(qū)動形式屬于發(fā)動機前置前輪驅(qū)動 且可布置變速 器的空間較小 對變速器的要求較高 要求運行噪聲小 設(shè)計車速高 故選用二軸式 變速器作為傳動方案 選擇5檔變速器 并且五檔為超速檔 大體結(jié)構(gòu)可參考如圖2 1 所示的結(jié)構(gòu) 圖2 1 發(fā)動機前置前輪驅(qū)動布置示意圖 2 4 2 倒檔布置方案 常見的倒檔布置方案如圖 2 2 所示 圖 2 2b 方案的優(yōu)點是倒檔利用了一檔齒輪 縮短了中間軸的長度 但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合 使換檔困難 圖 2 2c 方 案能獲得較大的倒檔傳動比 缺點是換檔程序不合理 圖 2 2d 方案對 2 2c 的缺點做 了修改 圖 2 2e 所示方案是將一 倒檔齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 2 2f 所示 方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪 換檔換更為輕便 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 7 圖 2 2 倒檔的布置方案 綜合考慮以上因素 為了換檔輕便 減小噪聲 倒檔傳動采用圖 2 2f 所示方案 2 5 本章小結(jié) 本章對變速器傳動機構(gòu)的布置方案和零 部件結(jié)構(gòu)方案進行了系統(tǒng)的分析 并給 出了此次設(shè)計的具體方案 即設(shè)計兩軸式變速器 倒擋布置方案如圖 2 2 f 所示 前進擋皆為斜齒圓柱齒輪 倒擋為直齒圓柱齒輪 采用全同步器式換擋形式 軸承選 取深溝球軸承 圓柱滾子軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 8 第 3 章 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析 3 1 變速器齒輪 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 直齒圓柱齒輪主要用于一檔 倒檔齒輪 與直齒圓柱齒輪相比 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長 運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 工作噪聲 低等優(yōu)點 所以本設(shè)計全部選用斜齒輪 變速器齒輪可以與軸設(shè)計為一體或與軸分開 然后用花鍵 過盈配合或者滑動支 承等方式之一與軸連接 齒輪尺寸小又與軸分開 其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 圖 3 1 影響齒輪強b 度 要求尺寸 應(yīng)該大于或等于輪齒危險斷面處的厚度 為了使齒輪裝在軸上以后 b 保持足夠大的穩(wěn)定性 齒輪輪轂部分的寬度尺寸 在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大C 些 至少滿足尺寸要求 3 1 2 4 1 d 式中 花鍵內(nèi)徑 2d 為了減小質(zhì)量 輪輻處厚度 應(yīng)在滿足強度條件下設(shè)計得薄些 尺寸 可取為 1D 花鍵內(nèi)徑的 1 25 1 40 倍 圖 3 1 變速器齒輪尺寸控制圖 齒輪表面粗糙度數(shù)值降低 則噪聲減少 齒面磨損速度減慢 提高了齒輪壽命 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 9 變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在 m 范圍內(nèi)選用 要求齒輪制造精40 8 aa R 度不低于 7 級 3 2 軸 變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi) 當(dāng)變速器中心距小 在殼體 的同一端面布置兩個滾動軸承有困難時 輸出軸可以直接壓入殼體孔中 并固定不動 用移動齒輪方式實現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間 應(yīng)選用矩形花鍵連接 以保證良好的 定心和滑動靈活 而且定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開線花鍵要容易 兩軸式 變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪 通過軸與齒輪內(nèi)孔之間的過盈 配合和鍵固定在軸上 兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合 齒輪副的齒輪與軸之間 常設(shè)置有滾針軸承 滑動軸承 少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸 上 此時 軸的表面粗糙度不應(yīng)低與 m 硬度不低于 58 63HRC 因漸開線8 0aR 花鍵定位性能良好 承載能力大且漸開線花鍵的齒短 小徑相對增大能提高軸的剛度 所以軸與同步器上的軸套常用漸開線花鍵連接 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸 并由螺栓固定 由上述可知 變速器的軸上裝有軸承 齒輪 齒套等零件 有的軸上又有矩形或 漸開線花鍵 所以設(shè)計時不僅要考慮裝配上的可能 而且應(yīng)當(dāng)可以順利拆裝軸上各零 件 此外 還要注意工藝上的有關(guān)問題 3 3 軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動軸套 等 滾針軸承 滑動軸承套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 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小 寬度較大因而容量大 可承受高負 荷等優(yōu)點 但也有需要調(diào)整預(yù)緊 裝配麻煩 磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的 缺點 由于本設(shè)計的變速器為兩軸變速器 具有較大的軸向力 所以設(shè)計中變速器輸入 軸 輸出軸的前 后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 10 3 4 操縱機構(gòu)布置方案 3 4 1 概述 根據(jù)汽車使用條件的需要 駕駛員利用操縱機構(gòu)完成選檔和實現(xiàn)換檔或退到空檔 變速器操縱機構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求 9 換檔時只能掛入一個檔位 換檔后應(yīng)使齒 輪在全齒長上嚙合 防止自動脫檔或自動掛檔 防止誤掛倒檔 換檔輕便 變速器操縱機構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi) 也有少數(shù)是分開的 變速器操縱機構(gòu)操 縱第二軸上的滑動齒輪 嚙合套或同步器得到所需不同檔位 用于機械式變速器的操縱機構(gòu) 常見的是由變速桿 撥塊 撥叉 變速叉軸及互 鎖 自鎖和倒檔裝置等主要零件組成 并依靠駕駛員手力完成選檔 換檔或推到空檔 工作 稱為手動換檔變速器 直接操縱式手動換檔變速器當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時 可將變速桿直接 安裝在變速器上 并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動換檔變速 器 稱為直接操縱變速器 這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡單 已得到廣泛應(yīng)用 近年來 單軌式操縱機構(gòu)應(yīng)用較多 其優(yōu)點是減少了變速叉軸 各檔同用一組自鎖裝置 因而 使操縱機構(gòu)簡化 但它要求各檔換檔行程相等 3 4 2 典型的操縱機構(gòu)以及鎖止裝置 圖 3 2 典型的操縱機構(gòu)圖 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上 并防止自動嚙合和分離 一般 采 用彈簧和鋼球式機構(gòu) 1 換檔機構(gòu) 變速器換檔機構(gòu)有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換檔三種形式 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 11 采用軸向滑動直齒齒輪換檔 會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊 齒輪端部磨損加劇并過早 損壞 并伴隨著噪聲 因此 除一檔 倒檔外已很少使用 常嚙合齒輪可用移動嚙合套換檔 因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多 嚙合套 不會過早被損壞 但不能消除換檔沖擊 目前這種換檔方法只在某些要求不高的檔位 及重型貨車變速器上應(yīng)用 使用同步器能保證換檔迅速 無沖擊 無噪聲 而與操作技術(shù)的熟練程度無關(guān) 從而提高了汽車的加速性 燃油經(jīng)濟性和行駛安全性 同上述兩種換檔方法比較 雖 然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜 制造精度要求高 軸向尺寸大等缺點 但仍然得到廣泛應(yīng)用 利用 同步器或嚙合套換檔 其換檔行程要比滑動齒輪換檔行程小 通過比較 考慮汽車的操縱性能 本設(shè)計全部檔位均選用同步器換檔 2 防脫檔設(shè)計 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時 其它變速叉軸互被鎖住 該機構(gòu)的作用是 防止同時掛入兩檔 而使掛檔出現(xiàn)重大故障 常見的互鎖機構(gòu)有 1 互鎖銷式 圖 3 3 是汽車上用得最廣泛的一種機構(gòu) 互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間 用銷 子的長度和凹槽來保證互鎖 圖 3 3 a 為空檔位置 此時任一叉軸可自由移動 圖 3 3 b c d 為某一叉軸 在工作位置 而其它叉軸被鎖住 圖 3 3 互鎖銷式互鎖機構(gòu) 2 擺動鎖塊式 圖 3 4 為擺動鎖塊式互鎖機構(gòu)工作示意圖 鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上 并 可繞螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動 操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi) 此時 鎖塊的一個或兩個突起 部分 A 檔住其它兩個變速叉軸槽 保證換檔時不能同時掛入兩檔 3 轉(zhuǎn)動鉗口式 圖 3 5 為與上述鎖塊機構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖裝置 操縱桿撥頭置于鉗口 中 鉗形板可繞 A 軸轉(zhuǎn)動 選檔時操縱桿轉(zhuǎn)動鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi) 此時 鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉 保證互鎖作用 操縱機構(gòu)還應(yīng)設(shè)有保證不能誤掛倒檔的機構(gòu) 通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 12 機構(gòu) 使司機在換檔時因有彈簧力作用 產(chǎn)生明顯的手感 鎖止機構(gòu)還包括自鎖 倒檔鎖兩個機構(gòu) 自鎖機構(gòu)的作用是將滑桿鎖定在一定位置 保證齒輪全齒長參加嚙合 并防止 圖 3 4 擺動鎖塊式互鎖機構(gòu) 圖 3 5 轉(zhuǎn)動鉗口式互鎖機構(gòu) 脫檔和掛檔 自鎖機構(gòu)有球形鎖定機構(gòu)與桿形鎖定機構(gòu)兩種類型 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力 方能掛入倒檔 起到提醒 注意的作用 以防誤掛倒檔 造成安全事故 本次設(shè)計屬于前置前輪驅(qū)動的轎車 操 縱機構(gòu)采用直接操縱方式 鎖定機構(gòu)全部采用 即設(shè)置自鎖 互鎖 倒檔鎖裝置 采 用自鎖鋼球來實現(xiàn)自鎖 通過互鎖銷實現(xiàn)互鎖 倒檔鎖采用限位彈簧來實現(xiàn) 使駕駛 員有感覺 防止誤掛倒檔 3 5 本章小結(jié) 本章主要介紹了變速器齒輪 軸及軸承的選擇 并且對操縱機構(gòu)做了詳細的介 紹 說明了常用的鎖止機構(gòu)的結(jié)構(gòu)及原理 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 13 第 4 章 變速器主要參數(shù)的選擇 本次變速器設(shè)計的主要參數(shù)如下表所示 表 4 1 主要參數(shù) 發(fā)動機最大功率 74kw 車輪型號 195 65R15 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 145N m 最大功率時轉(zhuǎn)速 6000r min 最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速 3800r min 最高車速 189km h 總質(zhì)量 1712kg 整備質(zhì)量 1162kg 4 1 檔數(shù) 近年來 為了降低油耗 變速器的檔數(shù)有增加的趨勢 目前 乘用車一般用 4 5 個檔位的變速器 發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用 5 個檔 商用車變速器采 用 4 5 個檔或多檔 載質(zhì)量在 2 0 3 5t 的貨車采用五檔變速器 載質(zhì)量在 4 0 8 0t 的貨車采用六檔變速器 多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上 4 2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動比的比值 最高檔通常是直接 檔 傳動比為 1 0 有的變速器最高檔是超速檔 傳動比為 0 7 0 8 影響最低檔傳 動比選取的因素有 發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力 驅(qū)動輪與路面間的附著力 主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定 行駛車速等 目前乘用車的傳動比范圍在 3 0 4 5 之間 總質(zhì)量輕些的商用車在 5 0 8 0 之間 其它商用車則更大 傳動比范圍的選擇要求 1 相鄰檔位之間的傳動比比值在 1 8 以下 2 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小 因此 本次設(shè)計的轎車變速器為 5 檔變速器 最高檔傳動比初定為 0 8 左右 4 3 各檔傳動比的確定 1 主減速器傳動比的確定發(fā)動機轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 14 4 1 037 irnuga 式中 汽車行駛速度 km h au 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 r min n 車輪滾動半徑 m r 變速器傳動比 gi 主減速器傳動比 0 由上文可知最高車速 189km h 最高檔為超速檔 傳動比 0 75 maxuv 5gi 車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 195 65R15 得到 317 25 mm 發(fā)動機轉(zhuǎn)速 r n 3800 r min 由公式 4 1 得到主減速器傳動比計算公式 pn 235 437 0 aguinri 2 最低檔傳動比計算 按最大爬坡度設(shè)計 滿足最大通過能力條件 即用一檔通過要求的最大坡道角 坡道時 驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力 加速阻力為零 空氣max 阻力忽略不計 用公式表示如下 4 2 maxmax0max sinco GfriTtge 式中 G 車輛總重量 N 坡道面滾動阻力系數(shù) 對瀝青路面 0 01 0 02 f 發(fā)動機最大扭矩 N m maxeT 主減速器傳動比 0i 變速器傳動比 g 為傳動效率 0 85 0 9 t R 車輪滾動半徑 最大爬坡度 一般轎車要求能爬上 30 的坡 大約 max 7 16 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 15 由公式 4 2 得 4 3 tegiTrGi 0maxax1 snco 已知 m 1712kg r 0 31725m N m 02 f 7 16 145max eT g 9 8m s 2 把以上數(shù)據(jù)代入 4 3 式 235 40 i 8t 3 28 0235 417 0 16sin9cos 917 gi 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件 即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時 驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象 公 式表示如下 ntgeFriT 10max 4 4 tengii0max1 式中 驅(qū)動輪的地面法向反力 nFgFn1 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù) 對混凝土或瀝青路面 可取 0 5 0 6 之間 已知 kg 取 0 6 把數(shù)據(jù)代入 4 4 式得 Nm24 8901 97 38 0235 411690 gi 同時 也應(yīng)該滿足汽車最低穩(wěn)定車速 的要求 則有1gi minaU 4 5 i1in01 7regaFi mi1in01 34 2regaFiU 所以 一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是 3 21 gi 初選一檔傳動比為 3 8 3 各檔傳動比的選定 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 16 變速器的 檔傳動比應(yīng)根據(jù)上述條件確定 變速器的最高檔一般為直接檔 有時 用超速擋 在本設(shè)計中最高檔即為超速擋 中間檔的傳動比理論上按公比為 其中 n 為檔位數(shù) 的幾何級數(shù)排列 實際上與理論值略有出入 max11innggiq 因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些 另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配 qii 54321 427 183 0451 i065 142 7 2 3421 qi 4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗公式計算 1 4 6 31maxgeAiTK 式中 變速器中心距 mm A 中心距系數(shù) 乘用車 8 9 9 3 KA 發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為 145 N m maxeT 變速器一檔傳動比為 3 778 1i 變速器傳動效率 取 96 g 8 9 9 3 8 9 9 3 7 925 71 83 75 07mm A396 078 145 轎車變速器的中心距在 60 80mm 范圍內(nèi)變化 初取 A 78mm 5 變速器的外形尺寸 變速器殼體的尺寸要盡可能小 同時質(zhì)量也要小 并具有足夠的剛度 用來保證 軸和軸承工作時不會歪斜 變速器橫向斷面尺寸應(yīng)保證能布置下齒輪 而且設(shè)計時還 應(yīng)當(dāng)注意到殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動齒輪齒頂之間留有 5 8mm 的間隙 否則由于增加 了潤滑油的液壓阻力 會導(dǎo)致產(chǎn)生噪聲和使變速器過熱 齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g 要留有不小于 15mm 的間隙 為了加強變速器殼體的剛度 在殼體上應(yīng)設(shè)計有加強肋 加強肋的方向與軸支承 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 17 處的作用力方向有關(guān) 變速器殼壁不應(yīng)該有不利于吸收齒輪振動和噪聲的大平面 采 用壓鑄鋁合金殼體時 可以設(shè)計一些三角形的交叉肋條 用來增加殼體剛度和降低總 成噪聲 為了注油和放油 在變速器殼體上設(shè)計有注油孔和放油孔 注油孔位置應(yīng)設(shè)計在 潤滑油所在平面處 同時利用它作為檢查油面高度的檢查孔 放油孔應(yīng)設(shè)計在殼體的 最低處 放油鏍塞采用永久磁性鏍塞 可以吸住存留于潤滑油內(nèi)的金屬顆粒 為了使 從第一軸或第二軸后支承的軸承間隙處流出的潤滑油再流回變速器殼體內(nèi) 常在變速 器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設(shè)回油孔 為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力 在 變速器頂部裝有通氣塞 為了減小質(zhì)量 變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時 壁后取 3 5 4mm 采用鑄 鐵殼體時 壁厚取 5 6mm 增加變速器殼體壁厚 雖然能提高殼體的剛度和強度 但會使質(zhì)量加大 并使消耗的材料增加 提高了成本 變速器的橫向外形尺寸 可以 根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定 影響變速器殼體軸向尺 寸的因素有檔數(shù) 換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用 27 408 3 0 4 3 0 AL mm 初選長度為 255mm 4 4 齒輪參數(shù)的選擇 1 模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則是 為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù) 同時增加 齒寬 為使質(zhì)量小些 應(yīng)該增加模數(shù) 同時減少齒寬 從工藝方面考慮 各檔齒輪應(yīng) 該選用一種模數(shù) 從強度方面考慮 各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù) 對于轎車 減少工作 噪聲較為重要 因此模數(shù)應(yīng)選得小些 對于貨車 減小質(zhì)量比減小噪聲更重要 因此 模數(shù)應(yīng)選得大些 變速器抵擋齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù) 其它檔位的齒輪選用另一種 模數(shù) 在少數(shù)情況下 汽車變速器的各檔齒輪均選用相同模數(shù) 表 4 2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 乘用車的發(fā)動機排量 V L 貨車的最大總質(zhì)量 tam 車 型 1 0 V 1 6 1 6 V 2 5 6 0 14 模數(shù) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 18 mmnm2 25 2 75 2 75 3 00 3 50 4 50 4 50 6 00 轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù) 由表 2 2 選取各檔模數(shù)為 左右 75 2 nm 由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高 所以各檔均采用斜齒輪 2 壓力角 壓力角較小時 重合度較大 傳動平穩(wěn) 噪聲較低 壓力角較大時 可提高輪齒 的抗彎強度和表面接觸強度 對于轎車 為了降低噪聲 應(yīng)選用 14 5 15 16 16 5 等小些的壓力角 對 貨車 為提高齒輪強度 應(yīng)選用 22 5 或 25 等大些的壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為 20 所以普遍采用的壓力角為 20 嚙合套或同步器 的壓力角有 20 25 30 等 普遍采用 30 壓力角 另外還應(yīng)該指出 國外有些企業(yè)生產(chǎn)的乘用車變速器齒輪采用的壓力角不一致 即高檔齒輪采用小些的壓力角以減少噪聲 而低檔和倒檔齒輪采用較大的壓力角 以 增加強度 必須指出的是齒輪采用小壓力角和小模數(shù)時 除必須采用較大的齒頂高系 數(shù)外 還應(yīng)該采用大圓弧齒根 這樣可以提高彎曲強度在 30 以上 3 螺旋角 齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲 輪齒的強度和軸向力有影響 選用大些的螺旋角 時 使齒輪嚙合的重合度增加 因而工作平穩(wěn) 噪聲降低 試驗證明 隨著螺旋角的增大 齒的強度相應(yīng)提高 但當(dāng)螺旋角大于 30 時 其 抗彎強度驟然下降 而接觸強度仍繼續(xù)上升 因此 從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā) 并不希望用過大的螺旋角 而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼 應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋 角 4 齒寬 b 齒寬對變速器的軸向尺寸 質(zhì)量 齒輪工作平穩(wěn)性 齒輪強度和齒輪工作時的受 力均勻程度等均有影響 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量 應(yīng)該選用較小的齒寬 另一方 面 齒寬減小使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱 此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方 法給予補償 但這時軸承承受的軸向力增大 使其壽命降低 齒寬較小又會使齒輪的 工作應(yīng)力增加 選用較大的齒寬 工作中會因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜 使齒輪沿齒寬 方向受力不均勻造成偏載 導(dǎo)致承載能力降低 并在齒寬方向磨損不均勻 通常根據(jù)齒輪模數(shù) 的大小來選定齒寬 nm 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 19 斜齒 取為 6 0 8 5 ncmkb c 5 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)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 若齒頂高系數(shù)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(yīng)力也減少 因此 從前因齒輪加工精度不高 并認為輪齒上 受到的載荷集中齒頂上 所以曾采用過齒頂高系數(shù)為 0 75 0 80 的短齒制齒輪 在齒輪加工精度提高以后 包括我國在內(nèi) 規(guī)定齒頂高系數(shù)取為 1 00 為了增加 齒輪嚙合的重合度 降低噪聲和提高齒根強度 有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1 00 的細高齒 4 5 各檔齒輪齒數(shù)的分配以及傳動比的計算 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可根據(jù)變速器的檔數(shù) 傳動比和傳動方 案來分配各檔齒輪的齒數(shù) 應(yīng)該注意的是 各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù) 以使齒面磨損均勻 1 一檔齒數(shù)及傳動比的確定 一檔傳動比為 43 25 3cos782 cos2 hnnhzmAz 取整得 43 轎車 取 9 則 則一檔傳動比為 1z4278 91 zi 2 對中心距 A 進行修正 4 7 cos2hnzmA0 8543 取整得 mm 為標準中心矩 80 A0 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 20 941 08235 cos21 Azmhn 4 3 二檔齒數(shù)及傳動比的確定 342zi cos 40mAn 已知 80mm 2 147 2 75 將數(shù)據(jù)代入上兩式 齒數(shù)取0A2in 2 整得 所以二檔傳動比為 173 z364z 18 273642zi 94 05 cos43 Amhn 243 4 計算三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 563zi cos2 60mAn 已知 80mm 1 512 2 5 將數(shù)據(jù)代入上兩式 齒數(shù)取整0A3in 4 得 所以三檔傳動比為 25 z46z 36 12563zi 92 08 cos65 Amhn 5 2365 5 計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 21 784zi cos2 80zmAn 已知 80mm 1 065 2 將數(shù)據(jù)代入上兩式 齒數(shù)取整0A4in 4 7 得 所以四檔傳動比為 357 z8z 029 1345784zi 6cos87 Amhn 3 278 6 計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 9105zi cos2 100mAn 已知 80mm 0 75 1 75 將數(shù)據(jù)代入上兩式 齒數(shù)取整0A5in 得 所以五檔傳動比為 439 z61z 837 0649105zi 91 25 cos109 Amhn 6109 7 計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比 則倒檔傳動比 71 3 Ri 輸入軸與倒檔軸之間的距離 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 22 mm06 54cos2 1 zmAn 輸出軸與倒檔軸之間的距離 mm7 9 123 zn 8 計算各檔齒輪變位系數(shù) 一檔 法面模數(shù) 3 5nm 端面模數(shù) 3 83t cosn 1 2453 法面壓力角 25 n 端面壓力角 arctg 27 4 t cosntg 1 24cos5tgar 理論中心距 A 3 83 82 34 mm21z tm39 中心距變動系數(shù) 0 6109tyt 83 420 0 6109 0 0284zA t 21z 4 則總變位系數(shù) 0 6670 x 根據(jù)齒數(shù)比 3 777 按線圖分配變位系數(shù)得 0 2 則1u9341x 0 6670 0 2 0 86702x 1 二檔 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 23 法面模數(shù) 2 75 nm 端面模數(shù) 3 03mmt cosn 257 法面壓力角 20 n 端面壓力角 arctg 21 52 t cosntg 25cos0tgar 理論中心距 A 3 03 80 295mm243z tm3617 中心距變動系數(shù) 0 0973tyt 03 2958 0 0973 0 00367zA t 43z 總變位系數(shù) 0 1462 x 根據(jù)齒數(shù)比 2 118 按線圖分配變位系數(shù)得 0 2134 則2u17363x 0 1462 0 2134 0 35964x 3 按上述方法同理可算出三檔 0 0198 0 2984 四檔 56x 0 5902 0 6013 7x8x 五檔 0 9325 1 0282910 x 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 24 表 4 3 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸 mm 1z23z45z67z89z10 端面 模數(shù) 3 84 3 83 3 03 3 03 2 74 2 74 2 25 2 25 1 95 1 95 端面 壓力 角 27 1 27 1 21 8 21 8 21 7 21 7 22 3 21 8 22 0 22 0 螺旋 角 24 11 24 11 25 25 23 58 23 58 27 30 27 30 26 26 分度 圓直 徑 34 5 130 4 51 6 109 2 68 4 93 0 76 6 77 2 70 1 83 7 齒頂 高 4 045 0 311 3 330 1 754 2 529 1 733 3 008 3 789 3 042 3 209 齒根 高 3 675 7 410 2 851 4 427 3 075 3 871 1 319 0 179 0 556 0 388 齒全 高 7 72 7 72 6 181 6 181 5 604 5 604 4 327 3 968 3 598 3 598 齒頂 圓直 徑 42 6 131 1 58 2 112 7 73 4 96 5 82 7 84 8 76 1 90 1 中心 距 80 80 80 80 80 基圓 直徑 30 7 116 1 47 9 101 3 63 5 86 4 70 9 71 6 64 9 77 6 變位 系數(shù) 0 2 0 8670 0 2134 0 3596 0 0198 0 2984 0 5902 0 6013 0 932 5 1 028 2 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 25 4 6 本章小結(jié) 本章主要介紹了變速器主要參數(shù)的選擇 包括確定擋數(shù) 傳動比范圍 根據(jù)最大 爬坡度和驅(qū)動輪與地面的附著力確定一擋傳動比和五擋傳動比 進而確定其它各擋傳 動比 選擇中心距 外形尺寸以及齒輪參數(shù) 根據(jù)變速器的傳動示意圖確定各擋齒輪 齒數(shù) 進行各擋齒輪變位系數(shù)的分配 最后列出了各擋齒輪的幾何尺寸 這些為之后 齒輪 軸的設(shè)計計算做好了準備 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 26 第 5 章 變速器齒輪及軸的強度校核 5 1 齒輪材料的選擇原則 1 滿足工作條件的要求 不同的工作條件 對齒輪傳動有不同的要求 故對齒輪材料亦有不同的要求 但 是對于一般動力傳輸齒輪 要求其材料具有足夠的強度和耐磨性 而且齒面硬 齒芯 軟 2 合理選擇材料配對 如對硬度 350HBS 的軟齒面齒輪 為使兩輪壽命接近 小齒輪材料硬度應(yīng)略高 于大齒輪 且使兩輪硬度差在 30 50HBS 左右 為提高抗膠合性能 大 小輪應(yīng)采 用不同鋼號材料 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 尺寸較小而又要求不高時 可選用圓 鋼作毛坯 軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼 經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后 再進行切削 加工即可 硬齒面齒輪 硬度 350HBS 常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或 中碳鋼 或中碳合金鋼 切齒后表面淬火 以獲得齒面 齒芯韌的金相組織 為消除 熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒 但若采用滲氮處理 其齒面變形小 可不磨齒 故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪 18 由于一對齒輪一直參與傳動 磨損較大 齒輪所受沖擊載荷作用也大 抗彎強度 要求比較高 應(yīng)選用硬齒面齒輪組合 所有齒輪均選用 20CrMnTi 滲碳后表面淬火處 理 硬度為 58 62HRC 5 2 變速器齒輪的材料及熱處理 變速器齒輪的損壞形式主要有 輪齒斷裂 齒面疲勞剝落 點蝕 移動換擋齒 輪端部破壞以及齒面膠合 增大輪齒根部齒厚 加大齒根圓角半徑 采用高齒 提高 重合度 增多同時嚙合的輪齒對數(shù) 提高輪齒柔度 采用優(yōu)質(zhì)材料等 都是提高輪齒 彎曲強度的措施 合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù) 降低接觸應(yīng)力 提高齒面硬度等 可提高齒面的接觸強度 采用黏度大 耐高溫 耐高壓的潤滑油 提高油膜強度 提 高齒面硬度 選擇適當(dāng)?shù)凝X面表面處理和鍍層等 是防止齒面膠合的措施 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 27 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 尺寸較小而又要求不高時 可選用圓 鋼作毛坯 軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼 經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后 再進行切削 加工即可 硬齒面齒輪 硬度 350HBS 常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或 中碳鋼 或中碳合金鋼 切齒后表面淬火 以獲得齒面 齒芯韌的金相組織 為消除 熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒 但若采用滲氮處理 其齒面變形小 可不磨齒 故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪 12 現(xiàn)代汽車變速器齒輪大都采用滲碳合金鋼制造 使輪齒表層的高硬度與輪齒心部 的高韌性相結(jié)合 以大大提高其接觸強度 彎曲強度及耐磨性 在選擇齒輪的材料及 熱處理時也應(yīng)考慮到其機械加工性能及制造成本 國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是 20CrMnTi 過去的鋼號是 18CrMnTi 也是 采用 20Mn2TiB 20MnVB 20MnMoB 的 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪 可采 用 25CrMnMo 20CrNiMo 12Cr3A 等鋼材 這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳 淬火 處理 以提高表面硬度 細化材料晶粒 為消除內(nèi)應(yīng)力 還要進行回火 變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下 3 5 滲碳層深度 0 8 1 2 mm nm 3 5 5 滲碳層深度 0 9 1 0 mm 5 滲碳層深度 1 0 1 6 mm n 滲碳齒輪在淬火 回火后要求齒輪的表面硬度為 HRC58 63 心部硬度為 HRC33 5 3 變速器齒輪彎曲強度校核 齒輪彎曲強度校核 斜齒輪 5 1 btyKFw1 式中 圓周力 N 1FdTg21 計算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm 為法向模數(shù) mm d coszmdn n 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 28 斜齒輪螺旋角 應(yīng)力集中系數(shù) 1 50 K K 齒面寬 mm b 法向齒距 t nmt 齒形系數(shù) 可按當(dāng)量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖 5 1 中查得 y 3coszn 重合度影響系數(shù) 2 0 K K 圖 5 1 齒形系數(shù)圖 8 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式 5 1 整理得到 5 2 KyzmTcngw3os2 1 計算各齒輪傳遞的軸的轉(zhuǎn)矩 軸 145 0 98 0 96 136 416N m1T承離 maxe 軸 一擋 12gi齒承中 136 416 0 96 0 98 3 778 484 869N m 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 29 二擋 22giT齒承中 136 416 0 96 0 98 2 118 271 824N m 三擋 332gi齒承中 136 416 0 96 0 98 1 360 172 543N m 四擋 432giT齒承中 136 416 0 96 0 98 1 029 132 06N m 五擋 532giT齒承中 136 416 0 96 0 98 0 814 104 469N m 1 一檔齒輪校核 主動齒輪 已知 3106 4 gT N mm mm 82 5 K nm0 6 cK 2 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 78 把以上數(shù)據(jù)代入8 1 4cos933 zn 5 2 式 得 MPa65 14218 053914 24cos62231 KymzTcngw 從動齒輪 已知 N mm mm 310869 4 gT 18 24 5 3nm0 6 cK 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 182 把以上 2 K7 cos33 zn 數(shù)據(jù)代入 5 2 式 得 MPa74 1326182 05341 5 4cos869223 KymzTcngw 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 30 2 二檔齒輪校核 主動齒輪 已知 N mm mm 31046 gT 25 1 K75 2 nm0 6 cK 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 168 把以0 2 K84 cos733 zn 上數(shù)據(jù)代入 5 2 式 得 MPa16528 075 214 3 cos6333 KymzTcngw 從動齒輪 已知 N mm mm 310824 7 g 7 nm0 cK 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 175 把以上數(shù)0 2 K6 8cos33 zn 據(jù)代入 5 2 式 得 MPa7 1496275 0 23614 cos72334 KymzTcngw 3 三檔齒輪校核 主動齒輪 已知 N mm mm 31046 gT 96 24 5 1 K 2nm0 6 cK 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 148 把以上數(shù) 2 K78 3cos53 zn 據(jù)代入 5 2 式 得 MPa27 1062148 05214 35 9cos62335 KymzTcngw 從動齒輪 已知 N mm mm 3104 72 g 96 K5 nm 6cK 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 154 把以上0 2 K57 4 cos33 zn 數(shù)據(jù)代入 5 2 式 得 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 31 MPa23 1562154 02341 9cos57cos236 KymzTngw 4 四檔齒輪的校核 主動齒輪 已知 N mm mm 31046 gT 5 27 1 K2 nm0 6cK 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 176 把以上數(shù)0 2 K 48 cos33 zn 據(jù)代入 5 2 式 得 MPa6 201176 02341 5 cos6237 KymzTcngw 從動齒輪 已知 N mm mm 3106 2 g 5 7 Knm cK 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 178 把以上0 2 K1 0 cos533 zn 數(shù)據(jù)代入 5 2 式 得 N mm57 246178 0214 3 5cos62338 KymzTcngw 5 五檔齒輪的校核 主動齒輪 已知 N mm mm 31046 gT 26 5 1 K7 nm0 6 cK 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 195 把以上數(shù)據(jù)0 2 K 59cos33 zn 代入 5 2 式 得 MPa2176195 07 431 cos62239 KymzTcngw 從動齒輪 已知 N mm mm 31046 g 26 nm0 6cK 查齒形系數(shù)圖 5 1 得 y 0 154 把以上數(shù)0 2 K58 49cos33 zn 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 32 據(jù)代入 5 2 式 得 MPa251614 075 3614 cos902cos23310 KymzTngw 對于轎車當(dāng)計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時 其許用應(yīng)力不超過 180 350MPa 以上各檔均合適 5 4 齒輪接觸應(yīng)力校核 5 3 1 418 0bzjFE 式中 輪齒接觸應(yīng)力 MPa j 齒面上的法向力 N F cos1F 圓周力 N 1 dTg21 計算載荷 N mm 為節(jié)圓直徑 mm gT 節(jié)點處壓力角 為齒輪螺旋角 齒輪材料的彈性模量 MPa E510 2 齒輪接觸的實際寬度 mm b 主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 mm 直齒輪 z sinzr 斜齒輪 sinbr 2cosinzr 2cosinbr 主從動齒輪節(jié)圓半徑 mm zb 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為作用載荷時 變速器齒輪的許用接觸2maxeT 應(yīng)力 見表 5 2 j 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 33 表 5 2 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 Mpaj 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300 1400 650 700 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼 其表層的高硬度與芯部的高韌性相結(jié)合能大大 提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力 對齒輪進行強力噴丸處理以后 輪齒產(chǎn)生殘余壓應(yīng)力 齒輪彎曲疲勞壽命可成倍提高 接觸疲勞壽命也有明顯改善 1 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 1 一擋主動齒輪接觸應(yīng)力 0 4181j 1 cossin2121rKzmETcg 0 418 3 90 5 800i 63525 1329 801143 j 2 一擋從動齒輪接觸應(yīng)力 0 4182j 1 cossin222rKzmETcg 0 418 3 902 5 80cos430si 19 635 225 1323 135431 j 2 二擋主從動齒輪接觸應(yīng)力 1 二擋主動齒輪接觸應(yīng)力 0 4183j 1 cossin4332rKzmETcg 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 34 0 418 8 524 37 820cos1720sin 6355 958 7645712 j 2 二擋從動齒輪接觸應(yīng)力 0 4184j 1 cossin43424rKzmETcg 0 418 8 524 37 820cos920si 17 635 25 953 9586648 j 3 三擋主從動齒輪接觸應(yīng)力 1 三擋主動齒輪接觸應(yīng)力 0 4185j 1 cossin6542455rKzmETcg 0 418 72 4 8200i1 632 819 2942094 j 2 三擋從動齒輪接觸應(yīng)力 0 4186j 1 cossin65626rKzmETcg 0 418 72 46 820cs320si o 49 35 2 815 1874457 j 4 四擋主從動齒輪接觸應(yīng)力 1 四擋從動齒輪接觸應(yīng)力 0 4187j 1 cossin8772rKzmETcg 0 418 6324 59 200i1 63525 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 35 700 0522232 j 2 四擋從動齒輪接觸應(yīng)力 0 4188j 1 cossin87828rKzmETcg 0 418 8 6324 59 20cs920si o 635 25 696 5431674 j 5 五擋主動齒輪接觸應(yīng)力 1 五擋主動齒輪接觸應(yīng)力 0 4189j 1 cossin0992rKzmETcg 0 418 8 52 6 2357 10i s62 644 8566928 j 2 五擋從動齒輪接觸應(yīng)力 0 41810j 1 cossin0910210 rKzmETcg 0 418 8 52 6 82cs72si o 35 635 25 641 6243081 j 5 5 軸的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計 變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩 彎矩 因此應(yīng)具備足夠的強度和剛度 軸的剛度不 足 在負荷的作用下 軸會產(chǎn)生過大的變形 影響齒輪的經(jīng)常嚙合 產(chǎn)生過大的噪聲 并會降低齒輪的使用壽命 設(shè)計變速器時主要考慮的問題有 軸的結(jié)構(gòu)形狀 軸的 直徑 長度 軸的強度和剛度等 在已知兩軸式變速器中心距 時 軸的最大直徑 和支承距離 的比值可在以下AdL 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計 36 范圍內(nèi)選取 對輸入軸 0 16 0 18 對輸出軸 0 18 0 21 Ld Ld 輸入軸花鍵部分直徑 mm 可按下式初選取 5 4 3maxeTK 式中 經(jīng)驗系數(shù) 4 0 4 6 K 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩 N m maxeT 輸入軸花鍵部分直徑為 21 04 23 64mm 311456 0d 初選輸入 輸出軸支承之間的長度 255mm L 按扭轉(zhuǎn)強度條件確定軸的最小直徑為 5 5 33 2 0195NPd 式中 d 軸的最小直徑 mm 軸的許用剪應(yīng)力 MPa P 發(fā)動機的最大功率 kw n 發(fā)動機的轉(zhuǎn)速 r min 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入