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0004-柴油动力Ｖ变速器设计,0004,柴油,动力,变速器,设计
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车辆与动力工程学院毕业设计说明书第一章 前 言汽车是重要的交通运输工具，是科学技术发展的标志。汽车工业是资金密集，技术密集，人才密集，综合性强，经济效益高的产业，世界各个工业发达的国家几乎无一例外的把汽车工业作为国民经济支柱产业。汽车的研究、生产、销售、营运与国民经济许多部门都息息相关，对社会经济建设和科学技术发展起重要作用。汽车也是社会物质生活发展的标志，汽车的保有量随着国民人均收入的提高而增加，在许多发达国家中汽车已经普及到家家户户，促使人们的社会生活方式发生显著的变化，但是，汽车的数量过多也会造成环境污染以及交通拥堵，交通事故等社会问题，汽车工业还必须创造更新的产品来适应环境保护，交通管理等方面的法规和政策的严格限制。自第一辆车诞生到现在已经有一百多年的时间了，在这一百多年的时间里，汽车工业从无到有，迅猛发展，产量大幅度增加，技术日新月异。目前，日本、美国、欧洲等资本主义国家的汽车工业已经很成熟了，而发展中国家的汽车工业也正在崛起，但是还是需要面对很多困难，比如:技术落后，资金匮乏，人才不足，原料短缺等等。中国的汽车工业是解放以后才发展起来的，但是经过几十年的发展已经有了翻天覆地的变化，相信在不久的将来中国的汽车工业会更加的强大。 第一章 方案选择2.1 概述变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度同时使发动机在最有利的工况范围内工作。变速器设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使阀动机的动力停止向驱动轮传输。变速器设有到党，是汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。对变速器题述如下基本要求：1） 保证汽车有必要的动力性和经济性。2） 设置空挡，用来切断发动机动力向驱动轮的传输。3） 设置倒挡，是汽车能倒退行驶。4） 设置动力输出装置，需要时能进行功率输出5） 换挡迅速、省力、方便。6） 工作可靠。汽车行驶过程中，变速器不得有挑挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。7） 变速器应当有高的工作效率。8） 变速器的工作噪声低。除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的挡数、传动比范围和各挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。变速器由变速传动机构和操纵机构组成。变速传动机构可按前进挡数和轴的形式不同分类。在原由变速传动机构基础上，再附加一个副箱体，这就在结构变化不大的基础上，达到增加变速器挡数的目的。近年来，变速器操纵机构有向自动操纵方向发展的趋势。2.2变速器传动机构布置方案机械式变速器应具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上的到广泛应用。2.2.1传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器（1）两轴式变速器 固定轴式变速器的两轴式和中间轴式变速器应用广泛。其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动汽车上。（2）中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的客车上。变速器第一轴的前端经轴承支承载发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。SUV柴油车属于多功能型轿车，工况复杂多变。所以对变速器有较高的要求，要求较宽的传动比范围，所以选择5加1挡变速器。此SUV车是发动机前置后轮驱动，所以采用中间轴式变速器，带副箱的变速器倒挡和超速挡安装在位于变速器后部的副箱体内，这样布置除可以提高周的刚度、减少齿轮磨损和降低工作噪声外，还可以在不需要超速挡的条件下，很容易形成一个只有四个前进挡的变速器。这样的变速器很符合柴油SUV的工作条件，所以此车可以采用带副箱的变速器。第三章 变速器主要参数的选择计算3.1挡数 柴油SUV是多功能轿车，可选五前进挡和一个倒挡，即5+1挡。3.2传动比范围变速器传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值，最高挡是超速挡传动比为0.70.8，直接挡传动比是1，影响最低挡传动比的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着能力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最底稳定行驶车速等，目前乘用车传动比范围在3.04.5之间，重质量轻些的商用车在5.08.0之间，其他商用车则更大。3.3中心距A 对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距A。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、在、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。1、中间轴式变速器中心距A的确定初选中心距A时，可根据下述经验公式计算： （3-1）式中A为变速器中心距（mm）;Ka为中心距系数可，乘用车：Ka=8.99.3，商用车：Ka=8.69.6，多挡变速器：Ka=9.511.0;Temax 为发动机最大转矩（Nm）；i1为变速器一挡传动比；为变速器传动效率，取96%。计算：Temax=225Nm i1=4.11 =0.96 Ka=9.0 3.4外形尺寸变速器的横向外形尺寸可，可根据齿轮直径以及倒挡中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有挡数、换挡机构形式及齿轮形式。3.5齿轮参数3.5.1各参数的初选1.模数齿轮模数是一个重要参数，并且影响他的选取因数有很多，如齿轮的强度、质量、噪音、工艺要求等。初选模数时可根据经验公式下面计算： = (3-2)计算： K=1 Temax=225Nm= = 所以初选模数为3。 2.压力角齿轮压力角较小时，重合度较121212大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高齿轮的抗弯强度和表面接触强度。实际上，因国家规定的标准压力角为，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为3.螺旋角斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选用大些的螺旋角时是齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。实验还证明：随着螺旋角的增大，齿的强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角，以为宜；而从提高高挡齿轮的接触强度和重合度着眼，应当选用较大的螺旋角。采用斜齿轮欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡，需满足下述条件 由于T=Fa1r1=Fa2r2,为时两轴向力平衡，需满足 式中，Fa1、Fa2为作用在中间轴齿轮1、2上的轴向力；Fn1、Fn2为作用在中间轴齿轮1、2上的圆周力；r1、r2为齿轮1、2的节圆半径；T为中间轴传递的转矩。4.齿宽b在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸，质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等有影响。通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽。斜齿b=，取为6.08.5直齿b=，取为4.58.03.5.2一挡齿轮参数的确定主箱齿轮参数应根据中心距、轴向力平衡条件、传动比综合确定。变速箱传动方案确定如下图：图5-1变速箱传动方案计算一挡齿轮 Z1，Z2圆整取A为86.5，初选mn为3，螺旋角初选为 取Z1=17，Z2=40。修正中心距A 修正螺旋角 一挡齿轮主要参数确定如下：Z2=40，Z1=17，=3,=中心距修正为88mm3.5.3直接挡齿轮参数的确定长啮合挡齿轮即直接挡齿轮的计算：A=88mm, 初选，圆整得=52，由 得解得 Z8=18.93 圆整取得Z8=19 Z7=52-19=33修正，此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式=相差不大，所以可以满足上述要求，修正ig1, ig1=计算得直接挡齿轮主要参数如下：mn=3,Z8=19,Z7=33, =一挡传动比ig1为4.093.5.4其它挡齿轮参数的确定其它挡齿轮同理，依次按此步骤计算可得个挡齿轮主要参数:二挡齿轮主要参数：齿数：Z4=31，Z3=24，螺旋角，端面模数mn=3二挡传动比ig2为2.24三挡齿轮主要参数：齿数：Z6=24，Z5=29，螺旋角，端面模数mn=3三挡传动比ig3为1.44五挡齿轮主要参数：齿数：Z10=16，Z9=35，螺旋角，端面模数mn=3五挡传动比ig2为0.79倒挡齿轮计算：由于倒挡使用的很少所以可以将倒挡设计成直齿轮。选模数m=3,倒挡齿轮Z13的齿数，一般在2123之间。 为保证倒挡齿轮的啮合不产生运动干涉，齿轮11和12的齿顶圆指甲应保证有0.5mm以上的间隙。即;取Z11+Z12=54，mm则可计算得:Z11=17,Z12=37,Z13选为21，倒挡传动比=3.78第四章 变速器的计算与校核4.1齿轮强度计算变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端面破坏以及齿面胶合。与其他机械设备变速器比较，不同用途汽车的变速器齿轮使用条件仍是相似的。此外，汽车比速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。因此，比用于计算通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮，同样可以获得较为准确的结果。下面介绍的是计算汽车变速器齿轮强度用的简化计算公式。1. 轮齿弯曲强度计算（1） 直齿轮弯曲应力 (4-1)式中，为弯曲应力（MPa）；为圆周力（N），；为计算载荷（）;d 为节圆直径（mm）;为应力集中系数，可近似取=1.65；为摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮=1.1从动齿轮=0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm），,m为模数；y为齿形系数，因为齿轮节圆直径d=mz，式中z为齿数，所以将上述有关参数代入上式后得 (4-2)当计算载荷去作用到变速器第一轴上的最大转矩时，倒挡直齿轮许用弯曲应力在400850MPa，货车可取下限，承受双向教鞭载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。（2） 斜齿轮弯曲应力 (4-3)式中，为圆周力（N），；为计算载荷（N）；d为节圆直径（），为法向模数（）；z为齿数；为斜齿轮螺旋角（）；为应力集中系数，；b为齿面宽（）t为法向齿距（），；y为齿形系数，为重合度影响系数，=2.0。将上述有关参数代入上式整理后得到斜齿轮弯曲应力为 (4-4)当计算载荷去作用到变速器第一轴上的最大转矩时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180350MPa范围，对货车为100250 MPa。计算第一轴齿轮弯曲强度，即齿轮7的弯曲强度，弯曲应力：2. 轮齿弯曲接触计算轮齿接触应力 (4-5)式中，为轮齿的接触应力（MPa）；F为齿面上的法向力（N），；为圆周力（N），；d为节圆直径；为节圆处压力角（），为斜齿轮螺旋角（）；E为齿轮材料的弹性模量（MPa）b为齿轮接触的实际宽度（）；、为主从动齿轮节点处的曲率半径（），直齿轮、，斜齿轮、；、为主从、动齿轮节圆半径（）。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见下表表4-1变速器齿轮的许用接触应力齿 轮 渗 碳 齿 轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501500常啮合齿轮13001400650700变速器齿轮多采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对可加工性及成本也应考虑。国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、15MnCr5、20MnCr等合金钢，渗碳齿轮表面硬度为5863HRC，心部硬度为3348HRC。计算第一轴齿轮接触强度，即齿轮7的接触强度接触应力：其它斜齿轮的弯曲应力及接触应力的计算同上，在此就不再重复，计算结果如下表:表4-2各斜齿轮应力计算结果齿轮齿数齿宽螺旋角弯曲应力接触应力1172513.69388.681926.912402313.69346.211926.913242320.36240.091343.554312520.36249.481343.555292325.39200.671260.796242525.39191.811260.797332327.58178.291198.588192527.58170.591198.589352329.62154.191184.7910162529.62173.761184.79倒挡齿轮为直齿轮，倒挡齿轮的强度计算如下：弯曲应力的计算： 齿轮11：齿轮12：齿轮12：接触应力的计算：倒挡轴与中间轴啮合齿轮副的计算：，有效啮合齿宽b=30.同理可得二轴与倒挡啮合齿轮副的接触应力4.2 轴的强度计算 变速器工作时，由于齿轮上的圆周力，径向力和轴向力作用，其轴要承受转矩和弯矩。变速器的轴应由足够的刚度和强度。刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。确定轴和齿轮的尺寸后就可以进行刚度和强度的计算。轴的强度和转角可按材料力学的有关公式计算。计算时只计算齿轮位置处周的挠度和转角。第一轴啮合齿轮副，因距离支承点近，负荷又小通常挠度不大，就可以不必计算。 1.轴刚度计算若轴在垂直面内的挠的为，在水平面内挠度为和转角，则可以用下式计算 (4-6) (4-7) (4-8)式中，为齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）；为齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）E为弹性模量（MPa）；I为惯性矩，d为轴的直径（）。2.轴的强度计算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直平面和水平面内的支反力和之后，计算相应的弯矩和，轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 (4-9)式中，；d为轴的直径（），花键处取内径；W为抗弯截面系数（）。低挡工作时，。除此之外，对轴上的花键，应计算齿面的挤压应力。变速器轴用与齿轮相同的材料制造。4.2.1轴的受力分析与计算（1） 计算中间轴上各挡位工作时齿轮对中间轴产生的力。 直接挡从动轮，。其它各挡工作时，各个齿轮对轴的力计算方法相同，在此就不再重复。计算结果如下表：表43中间轴各齿轮对轴产生的力齿轮直径（）螺旋角（）Fr（KN）Ft（KN）Fa（KN）252.4913.695.5814.893.63476.820.363.9510.183.78696.325.393.278.123.858111.6927.582.8773.6610120.7829.622.716.473.68125105.5815.330此变速器是带副箱的，所以有中间轴承即中间轴有中间支承。根据材料力学叠加原理，可以通过已知的各个齿轮的作用力，计算出各个轴承对中间轴的支反力。以一挡工作时为例，受力简图如下图：图41一档工作时中间轴受力简图计算结果如下表： 表4-4各挡工作时中间轴上各轴承的支反力齿轮FaFrFtRAHRAVRBHRBVRCHRCV23.635.5814.89-7.898.45-14.4776.433071.250.7743.783.9510.18-3.186.82-7.82224.068691.851.0363.853.278.12-1.126.14-4.77462.982831.210.8183.662.8776.12.51.290.77949-0.780.32103.682.716.470.110.051.290.24908-0.390.16105.5815.336.56-2.33-12.13-5.422.76-0.7表中，分别为各个齿轮的轴向力、径向力和圆周力；分别为中间轴左，中，右三个轴承对中间轴的水平和垂直支反力。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近，符合又小，通常挠度不大，故可以不必计算。4.2.2中间轴的强度校核：1.作出弯矩图分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按下式计算出总弯矩并作出图； (4-10)以一挡工作时为例中间轴受力情况如下简图，根据各力对轴的弯矩作弯矩图如下：图4-2 轴的载荷分析图在弯矩和扭矩同时作用下，其应力为：MPa低挡工作时，400MPa所以符合要求，合格。其它各挡工作时计算方法及过程均相同，在此就不再重复。 4.2.3轴的刚度校核 (4-11) (4-12) (4-13)各挡位工作时，上式中各值见下表：表4-5 不同挡位下各参数的值齿轮F1abLF2EdI25.58229.129258.114.892100004418389143.95142.7115.4258.110.182100004418389163.27113.7144.4258.18.1221000039113503.2102.71118.425.3143.76.472100003791951.02125.5830113.7143.715.3321000044183891分别代入公式后得到计算结果见下表：表4-6 中间轴刚度校核结果齿轮 fcfs2-0.000250.008237420.0219814-5.9E-050.035823480.09232568.93E-050.047760230.11859710-9.1E-050.002921190.006974129.57E-050.003899780.010714轴在垂直平面和水平面内挠度的允许值为=0.050.1,= 0.10.15。齿轮在垂直平面的转角不应超过0.002rad.所以中间轴的刚度符合要求。其它轴的刚度校核及强度校核方法及计算过程与此相同，在此就不在重复。4.2轴承寿命计算 变速器轴承在不同挡位下所受力不同，但是低速挡和倒挡的使用率很低，所校核轴承时只需校核常用挡的轴承寿命。以三挡工作时中间轴轴端轴承的计算为例具体计算步骤如下：查机械设计手册可知轴承7507E的。1.求两轴承受到的径向载荷和 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。左端轴承水平力为，垂直力为；右端轴承水平力为，垂直力为。，2.求两轴承的计算轴向力和对于7000E型轴承，轴承派生轴向力，由机械设计手册查得 ， 。计算得计算派生轴向力：计算轴向力： 3.计算轴承当量动载荷由机械设计手册查得： 对轴承1 对轴承2 动载荷系数 ，则根据公式计算轴承寿命:式中n为三挡时中间轴承的最高转速，n=2467n/s，取中最大值即取。以三挡行驶速度为50公里每小时计算，可以行驶二十多万公里，所以所选轴承符合寿命要求。其它常用挡的轴承寿命计算方法及步骤一样，在此就不再重复。考虑到一二挡及倒挡使用时间很少，所以就不用计算。第五章 变速器操纵机构及结构元件5.1 变速器操纵机构根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退空挡。变速器操纵机构应该满足如下要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全吃长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。用于机械式变速器的操纵机构，常见的是有变速杆、拨快、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选挡、换挡或倒挡工作，称为手动换挡变速器。此变速器采用直接操纵手动换挡操纵机构当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接按在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用5.2 变速器结构元件1.变速器齿轮 变速器齿轮可以和轴设计为一体或者与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。 齿轮尺寸小又与轴分开时，其内径直径到齿根圆处的厚度b影响齿轮强度。要去尺寸b应该大于或者等于齿轮危险截面处的厚度，为了使齿轮装在轴上以后保持足够大的稳定性 ，齿轮轮毂部分的宽度尺寸C，在结构允许条件下应该尽可能取大些，至少满足尺寸C=（1.21.4）c.变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在0.800.40范围内选用。要求齿轮制造精度不低于7级，2变速器轴变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内，第一轴前端和中间轴式变速器的第二轴前端，分别装在飞轮内腔，第一轴常啮合齿轮的内腔里。倒挡轴为固定压入壳体孔中并固定不动的光轴。 由上述可知，变速器轴上装有轴承、齿轮、轴套等零件有的轴上又有矩形花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利的拆下轴上各零件，此外还应当注意工艺上的有关问题。3.同步器设计同步器有常压式、惯性增力式和惯性式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保证啮合件在同步状态下（即角速度相等）换挡的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器，结构如下图：图5-1 锁环式同步器1-啮合套座 2、7-锁环(同步锥环) 3-滑块 4-钢球 5-啮合套 6-弹簧4变速器壳体变速器壳体尺寸应该尽可能小，同时质量也要小，并有足够大的刚度，来保证轴和轴承工作时不会歪斜。为了加强壳体的刚度，在壳体上应该设计加强肋。为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔，注油孔应设计在润滑油所在平面处同时利用它作为检查油面的检查孔，放油孔应设计在变速器壳体最低处。为了减小质量，变速器壳体采用铝合金铸造是壁厚取3.54mm。采用铸铁壳体时壁厚取56mm。增加壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量增加，并且消耗材料，提高了成本。 第六章 结 论 本此设计是设计柴油SUV变速器，伴随汽车工业的发展与成熟变速器也不断走向成熟，但其传统设计理念，方法，经验仍需不断地坚持、改进和继承。我认为本次设计的变速器有以下特点。1. 采用主副变速箱，传动比变化大可以满足不同工况要求；2. 结构简单，易于生产，使用和维修方便，价格低廉；3. 换档平稳、可靠，噪声低，使用寿命长；4. 变速器采用直接操纵机构，结构简单，安装方便。此外，变速器的设计涉及全面系统机械知识、汽车理论以及生产实践经验，且受本人水平所限，设计存在许多不足之处。本次设计中在各齿轮参数选择上是按受力最大的那个齿轮强度选择的，因此在一挡、倒档满足强度的情况下，其他各档及常啮合齿轮强度会有很大富余，这样会使变速器结构变大，因此本次设计的不理想之处是未能实现等强度设计，未能达到优化设计的要求。同时在说明书中符号的使用上有点乱。本次设计是对我所学知识的一次综合检验和全面考察。通过这次设计不仅使我加深了对专业
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