汽车变速器设计.doc

本科生毕业设计 论文 摘摘 要要 现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源 其转矩和转速变化范围较小 而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化 为解决 这一矛盾 在传动系统中设置了变速器 变速器是汽车重要的传动系组成 在较大范围内改变汽车行驶速度的大小和 汽车驱动轮上扭矩的大小 变速器的结构对汽车的动力性 经济性 操纵的可靠 性与轻便性 传动的平稳性与效率有很大的影响 本次设计的变速器具有重要的 实际意义 本次变速器布置方案采用中间轴式 6 1 挡和锁销和锁环式同步器换挡 并对 倒挡齿轮和拨叉进行合理布置 其中第一轴和第二轴的轴线在同一直线上 这种 布置形式缩短了变速器轴向尺寸 在保证挡数不变的情况下 减少齿轮数目 从 而使变速器结构更加紧凑 在确定了基本结构和给定的数据基础上 确定各档传动比 设计两轴中心距 轴的直径 进一步算得各档啮合齿轮的基本参数 进而对齿轮和轴进行校核 同时 对轴承进行了选择 在设计过程中 利用CAXA绘图 进行校核 通过本次设计 使所设计的变速器工作更可靠 传动效率更高 关键词 变速器 同步器 齿轮 传动轴 本科生毕业设计 论文 I Abstract Modern car widely used internal combustion engine piston as power source the torque and speed range and the use of smaller complex condition of the requirements of the driving force and speed of the car in considerable scope changes To solve the contradiction in transmission system set up a transmission The transmission gearbox as an important part in automobile driving system is used to make up the shortcoming of engine torque and rotary speed The structure of the vehicle s Transmission will affect economy reliability and portability of operation The design of transmission has important practical significance A scheme of structure with 6 forward shifts and 1 reverse shift and synchronizer was adopted here Combine to pour to block wheel gear and stir fork to carry on a reasonable decoration where the first and second shafts were arranged in line This kind of structure reduces the gearbox dimension in the axis direction in assurance block to count under the constant circumstance decrease wheel gear number Therefore makes the designed transmission gearbox more compact With the basic structure and given data transmission ratio is determined centre distance of the two shafts and the diameter of shaft are calculated Then the basic parameter of gears and the check of the gears and shafts are finished In addition the bearing parameters is selected The engingneering drawing is done by CAXA software The checking for gears ang shaft is carried out by the MATLAB software programming Through delebrate design the transmission can work reliably and with much high efficiency KeyKey wordswords Transmission gearbox Synchronizer gear shaft 本科生毕业设计 论文 II 目录 第第 1 1 章章 绪论绪论 1 第第 2 2 章章 变速器设计方案及论证变速器设计方案及论证 2 2 1 预期达到的目标 2 2 2 设计方案及论证 2 2 2 1 变速器形式 2 2 2 2 变速器换挡机构 2 2 2 3 变速器自锁 互锁 倒挡锁装置 3 2 2 4 齿轮的形式 3 2 2 5 变速器的操纵机构 4 2 2 6 变速器轴承的选择 4 2 2 7 变速器的润滑与密封 5 第第 3 3 章章 变速器各主要参数的设计计算变速器各主要参数的设计计算 6 3 1 变速器传动比的确定 6 3 2 中心距的初步确定 6 3 3 轴的直径的初步确定 7 3 4 齿轮模数的确定 7 3 5 压力角 的选择 8 3 6 螺旋角 的确定 8 3 7 齿宽的设计计算 8 3 8 各档齿轮齿数的分配 9 3 9 变位系数的选择 12 第第 4 4 章章 变速器的同步器的设计计算变速器的同步器的设计计算 13 4 1 同步环锥面螺纹和油槽的设计 14 4 2 同步环锥面直径和宽度的确定 14 4 3 同步环的材料 14 4 4 同步器锁止角的确定 14 4 5 同步器锁差的确定 14 4 6 齿套锁销孔和定位销空的设计 15 本科生毕业设计 论文 III 4 7 齿套接合齿的设计 15 4 8 同步时间 15 第第 5 5 章章 变速器齿轮的校核变速器齿轮的校核 16 5 1 齿轮弯曲应力计算 16 5 1 1 二轴一挡直齿轮 Z校核 16 11 5 1 2 中间轴一挡直齿轮 Z校核 17 12 5 1 3 二轴三挡斜齿轮 Z 校核 17 7 5 1 4 二轴四挡斜齿轮 Z 校核 17 5 5 1 5 一轴常啮合齿轮 Z 校核 18 1 5 1 6 二轴倒挡直齿轮 Z校核 18 13 5 2 齿轮接触应力计算 19 5 2 1 中间轴一挡直齿轮 Z校核 19 12 5 2 2 中间轴倒挡直齿轮 Z校核 19 13 5 2 3 二轴五挡斜齿轮 Z 校核 20 3 5 2 4 一轴常啮合齿轮校核 20 第第 6 6 章章 变速器轴的校核变速器轴的校核 22 6 1 对中间轴一挡齿轮处进行强度校核 23 6 2 对中间轴三挡齿轮处进行强度校核 24 6 3 对中间轴四挡齿轮处进行强度校核 25 6 4 对中间轴倒挡齿轮处进行强度校核 26 6 5 中间轴六档齿轮处的轴强度进行校核 27 2 Z 第第 7 7 章章 变速器操纵机构的设计变速器操纵机构的设计 28 第第 8 8 章章 结结 论论 29 参考文献参考文献 30 致致 谢谢 31 附录一附录一 外文翻译外文翻译 32 附录二附录二 程序编程程序编程 39 本科生毕业设计 论文 0 第第 1 1 章章 绪论绪论 变速器是安装在汽车的发动机驱动车轮之间的速力变化装置 它是用来改变 发动机转速与驱动轮的转速的比例关系 以尽量满足各种特定驾驶条件 目前 汽车上广泛采用活塞式内燃机 其转矩和转速变化范围小 而复杂的使用条件则 要求汽车的牵引力和车速能在相当大的范围内变化 为解决这一矛盾 在传动系 统中设置了变速器 无论从变速箱本身的特点 还是设计手段与方法的整个趋势 来看 将先进的设计方法引入变速箱的设计使极其必要的 其优点不仅仅在于得 到一个能使性能达到较高水平的设计方案 而且由于知识工程和专家系统的引入 使得其更具有可扩展性 变速器经历了用变速杆改变链条的传动比 手动变速器 有级自动变速器 无级自动变速器的发展历程 变速器的作用 改变汽车的 传动比 扩大驱动车轮转矩和转速的范围 使发动机在理想的工况下工作 在发 动机转矩方向不变的前提下 实现汽车的倒退行驶 实现空挡 中断发动机传递 给车轮的动力 使发动机能够起动 怠速 手动变速器主要采用齿轮传动的降速原理 变速器内有多组传动比不同的齿 轮副 汽车行驶时的换挡就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作 如在 低速时 让传动比大的齿轮副工作 而在高速时 让传动比小的齿轮副工作 由于 每挡齿轮组的齿数是固定的 所以各挡的变速比是定值 常见的手动变速器由铸 铁或铝制变速器壳体 轴 轴承 齿轮 同步器和换挡机构组成 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 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 功率比越小 变速器的传动比范 围越大 在原变速器传动机构基础上 在附加一个副箱体 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 传动机构由有级变速向无级变速方向发展 本科生毕业设计 论文 1 第第 2 2 章章 变速器变速器设计方案及论证设计方案及论证 2 12 1 预期达到的目标预期达到的目标 1 使之与发动机参数优化匹配 以保证汽车具良好的动力性与经济性 2 优化变速器结构 使其传动效率高 工作平稳 体积小 质量轻 制造容易 3 使其承载能力强 传动力矩可靠 维修方便 使用寿命长 4 满足零件标准化 部件通用及总成系列化等要求 遵守有关标准规定 2 22 2 设计方案及论证设计方案及论证 2 2 12 2 1 变速器形式变速器形式 与两轴式变速器相比较 三轴式直接档的利用率要高于其他档位 因而提高 了变速器的使用寿命 而两轴式变速器是不可能有直接档的 广泛应用于 中 轻型货车上 因此本设计采用三轴式变速器 三轴式变速器的结构是由第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中 间的相应齿轮相啮合 且第一 二轴同心 将第一 二档直接连接起来传递转矩 称为直接档 因此 直接档的传递效率高 磨损及噪声也最小 这是三轴式变速 器的优点 其他前进档需要依次经过两对齿轮传递转矩 因此 在齿轮中心距较 小的情况下仍然可以获得大的一档传动比 2 2 22 2 2 变速器换挡机构变速器换挡机构 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮 啮合套和同步器换挡三种形式 使用轴向 滑动直齿齿轮换挡 会在轮齿端面产生冲击 齿轮端部磨损加剧并过早损坏 并 伴随着噪声 因此 除一挡 倒挡外已很少使用 锁销式同步器的锁止元件是三个锁销及相配的锁销孔倒角 另有三个以弹簧 及钢球定位的定位销 该定位销使啮合套等在空档时保持中间位置 摩擦元件是 铆在锁销两端的同步环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面 其摩擦锥面径向尺 寸大 转矩容量大广泛应用于中型汽车上 所以中型客车变速器换挡机构除倒档选用直齿滑动齿轮外其他各档位都选择 本科生毕业设计 论文 2 锁销式同步器换挡方式 2 2 32 2 3 变速器变速器自锁自锁 互锁 倒挡锁装置 互锁 倒挡锁装置 自锁装置用于防止变速器自动脱挡或挂挡 并保证轮齿以全齿宽啮合 大多 数变速器的自锁装置都是采用自锁钢球对拨叉轴进行轴向定位锁止 在变速器盖 中钻有三个深 孔中装入自锁钢球和自锁弹簧 其位置正处于拨叉轴的正上方 每根拨叉轴对着钢球的表面沿轴向设有三个凹槽 槽的深度小于钢球的半径 中 间的凹槽对正钢球时为空挡位置 前边或后边的凹槽对正钢球时则处于某一工作 挡位置 相邻凹槽之间的距离保证齿轮处于全齿长啮合或是完全退出啮合 凹槽 对正钢球时 钢球便在自锁弹簧的压力作用下嵌入该凹槽内 拨叉轴的轴向位置 便被固定 不能自行挂挡或自行脱挡 当需要换挡时 驾驶员通过变速杆对拨叉 轴施加一定的轴向力 克服自锁弹簧的压力而将自锁钢球从拨叉轴凹槽中挤出并 推回孔中 拨叉轴便可滑过钢球进行轴向移动 并带动拨叉及相应的接合套或滑 动齿轮轴向移动 当拨叉轴移至其另一凹槽与钢球相对正时 钢球又被压入凹槽 驾驶员具有很强的手感 此时拨叉所带动的接合套或滑动齿轮便被拨入空挡或被 拨入另一工作挡位 互锁装置用于防止同时挂上两个挡位 互锁装置由互锁钢球和互锁销组成 当变速器处于空挡时 所有拨叉轴的侧面凹槽同互锁钢球 互锁销都在一条直线 上 当移动中间拨叉轴 2 时 轴 2 两侧的内钢球从其侧凹槽中被挤出 而两外钢 球则分别嵌入两根拨叉轴的侧面凹槽中 因而将两根拨叉轴刚性地锁止在其空挡 位置 若欲移动拨叉轴 则应先将拨叉轴退回到空挡位置 于是在移动拨叉轴时 钢球便从轴的凹槽中被挤出 同时通过互锁销和其他钢球将轴和轴均锁止在空挡 位置 同理 当移动拨叉轴时 则两根轴被锁止在空挡位置 由此可知 互锁装 置 作用的机理是当驾驶员用变速杆推动某一拨叉轴时 即可自动锁止其余的拨 叉轴 从而防止同时挂上两个挡位 倒挡锁装置用于防止误挂倒挡 常见的锁销式倒挡锁装置 当驾驶员想挂倒 挡时 必须用较大的力使变速杆下端压缩弹簧 将锁销推人锁销孔内 才能使变 速杆下端进入拨块的凹槽中进行换挡 由此可见 倒挡锁的作用是使驾驶员必须 对变速杆施加更大的力 才能挂入倒挡 因而可以起到警示注意作用 以防误挂 倒挡 本科生毕业设计 论文 3 2 2 42 2 4 齿轮的形式 齿轮的形式 斜齿圆柱齿轮虽然工作时有轴向力且加工稍复杂些 但仍以其运转平稳 噪 声低 寿命长的突出优点而得到变速器普遍采用 直齿圆柱齿轮仅用于一些变速 器的一档和倒档 所以本设计除抵挡和倒档选用直齿圆柱齿轮外其他都选用斜齿 圆柱齿轮 2 2 52 2 5 变速器的操纵机构变速器的操纵机构 直接操纵机构 远距离操纵机构 预选气动式操纵机构 平头式汽车受总体布置限制 变速器距驾驶员座位较远 这时需要在变速杆 与拔叉之间布置若干传动件 换挡力经过这些机构才能完成换挡功能 综上所述 CA1091 变速器的操纵机构应该选择远距离操纵机构 本科生毕业设计 论文 4 2 2 62 2 6 变速器轴承的选择变速器轴承的选择 变速器轴承常用圆柱滚子轴承 球轴承 滚针轴承 圆锥滚针轴承 滑动轴 套等 轴承在变速器中起支撑作用 其选择需依据轴的直径 公差配合 还要保 证能够轴向定位 饶径向转动 本设计一轴 二轴连接处和一轴 二轴与箱体连接处使用滚针轴承 中间轴 与箱体连接处使用滚柱轴承 轴承的选用应符合国家标准规定的系列 同时包括轴的直径 但应以齿轮作 为选取轴承的标准 因为轴承是标准件 2 2 72 2 7 变速器的润滑与密封变速器的润滑与密封 在第一轴常啮合传动齿轮和第二轴上的齿轮上钻有径向油孔或是开有径向油 槽 以便润滑所在部位的滚针轴承 为了防止润滑油从第一轴与轴承盖之间的间 隙流入离合器而影响其摩擦性能 在轴承盖内安装了橡胶油封 并在壳体上开有 回油孔 为了防止润滑油从第二轴后端流到中央制动器的工作表面上 在变速器 后盖内也装有橡胶油封 并在各轴承盖 后盖 上盖等集合面间装入密封纸垫 近年来 在这些表面上又涂了密封胶 对防止漏油有明显效果 为了防止变速器 工作时油温升高 气压增大而造成润滑油渗漏现象 在变速器上装有通气塞 为 减少内摩擦引起的零件磨损和功率损失 须在壳体内注入齿轮油 采用飞溅方式 润滑各齿轮副 轴与轴承等零件表面 因此 壳体一侧有加油口 壳体底部有放 油塞 油面高度即由加油口控制 除此之外 对脂润滑与稀油润滑等予以区分 并掌握润滑方式和密封方式 他们对变速器的密封与润滑起决定性作用 采用的不同密封材料 对于掌握和进 行设计有很好的帮助 本科生毕业设计 论文 5 第第 3 3 章章 变速器各主要参数的设计计算变速器各主要参数的设计计算 3 13 1 变速器传动比的确定变速器传动比的确定 3 1 13 1 1 由最大爬坡度要求的变速器一档传动比由最大爬坡度要求的变速器一档传动比 fcos sin 0 1cos20 sin20 0 436 max max max 轮胎型式取 11 R22 5 查得 0 507 r r 0 95 0 96 0 98 0 893 t 所以一档传动比为 64 7 89 0 5 6373 507 0 436 0 8 99550 0max max 1 iT rmg i e r m 汽车总质量 g 重力加速度 道路最大阻力系数 max 驱动车轮的滚动半径 r r 为发动机最大转矩 maxe T 主减速比 0 i 传动系的传动效率 t 3 1 23 1 2 其它各档位的传动比其它各档位的传动比 因为六档为超速挡取 1 6 i q 1 337 5 1 64 7 本科生毕业设计 论文 6 1 337 1 1 337 5 i 1 337 1 337 1 895 4 i 1 895 1 337 2 856 3 i 2 834 1 337 4 834 2 i 3 23 2 中心距的初步确定中心距的初步确定 初选中心矩可用下式计算 3 1maxgeA iTKA 式中 中心距系数 取值范围 8 6 9 6 取 5 A K A K9 A K 发动机最大转矩 maxe T NmTe373 max 变速器一挡传动比 1 i 09 7 1 i 变速器传动效率 g 96 0 g 求得mmA6 129 3 33 3 轴的直径的初步确定轴的直径的初步确定 变速器的轴必须有足够的刚度和强度 工作时它们除了传递转矩外 还 承受来自齿轮作用的径向力 结果是斜齿轮也产生轴向力 在这些力的作用 下 轴的刚度如果不足就会产生弯曲变形 破坏齿轮的正确啮合 对齿轮的 强度和耐磨性均有不利影响 还会增加噪声 中间轴式变速器的第二轴和中 间轴中部直径 d0 45A 轴的最大直径 d 个支承间距离 L 的比值 对中间轴 d L0 16 0 18 对第二轴 d L0 18 0 21 第一轴花键部分直径可按下式初选 3 maxe TKD 式中 本科生毕业设计 论文 7 K 经验系数 K 4 0 4 6 取 K 4 6 发动机最大转矩 求得 D 38mm maxe T 3 43 4 齿轮模数的确定齿轮模数的确定 本变速器设计一 倒挡为直齿 其它挡为斜齿 选取齿轮模数要保证齿轮 有足够的刚度 同时兼顾它对噪声和质量的影响 减少模数 增加齿宽会使噪声 降低 反之则能减轻变变速器的质量 降低噪声对轿车有意义 减轻质量对货车 比较重要 从齿轮强度观点出发 每对齿轮应有各自的模数 而从工艺的观点出 发 全部齿轮选用一种模数是合理的 模数取直范围为 3 5 4 5mm 根据齿轮模 数选用的优先原则及本变速器的特点 进行模数的选取 直齿轮为 4mm 斜齿轮为 3 5mm 3 53 5 压力角压力角 的选择的选择 在变速器中得到广泛的应用 选斜齿轮的螺旋角 要注意他对齿轮工作噪声 齿轮的强度和轴向力的影响 从提高低档齿轮的抗弯强度出发 不希望用过大的 螺旋角 而从提高高档齿轮的接触强度着眼 应选用较大螺旋角 斜齿轮传递转 矩时 要产生轴齿轮压力角 的选择 压力角较小时 重合度大 传动平稳 噪声低 较大时可提高轮齿的抗弯强 度和表面接触强度 对轿车 为加大重合度已降低噪声 取小些 对货车 为提 高齿轮承载力 取大些 变速器齿轮用 20 啮合套或同步器的接合齿压力角用 30 3 63 6 螺旋角螺旋角 的确定的确定 斜齿轮轴向力作用到轴承上 设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产 生轴向力平衡 以减少轴承负荷 提高轴承寿命 因此 中间轴上的不同挡位齿 轮的螺旋角应该是不一样的 为使工艺简便 在中间轴轴向力不大时 可将螺旋 角设计成一样的 或者仅取为两种螺旋角 中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律 取为右旋 轴向力经轴承盖作用到壳体上 一挡和倒挡设计为直齿时 在这些挡 位上工作 中间轴上的轴向力不能抵消 但因为这些挡位使用得少 所以也是允 许的 而此时第二轴则没有轴向力作用 本科生毕业设计 论文 8 3 73 7 齿宽的设计计算齿宽的设计计算 在选择齿宽时 应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸 齿轮工作平稳性 齿轮 强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响 考虑尽量减少轴向尺寸和质量 齿宽应小些 但齿轮传动平稳性消弱 此时 虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿 但这时轴承的轴向力增大 使之寿命降低 齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加 选用宽些的齿宽 工作时因轴的变型导致沿 齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀 根据模数的大小选定齿宽 直齿 b 为齿宽系数 其范围 4 5 7 0 取 7mKC C K 斜齿 b 范围 7 0 8 5 取 8 nCm K C K 各挡齿轮的齿宽值如下 一轴常啮合斜齿 8 3 5 28 1 b 二轴一挡直齿 b 7 4 28 11 二轴二挡斜齿 b 8 3 5 28 9 二轴三挡斜齿 b 8 3 5 28 7 二轴四挡斜齿 b 8 3 5 28 5 二轴五挡斜齿 b 8 3 5 28 3 二轴倒挡直齿 b 74 28 13 中间轴一挡直齿 b 7 4 28 12 中间轴二挡斜齿 b 8 3 5 28 10 中间轴三挡斜齿 b 8 3 5 28 8 中间轴四挡斜齿 b 8 3 5 28 6 本科生毕业设计 论文 9 中间轴五挡斜齿 b 8 3 5 28 4 中间轴六挡斜齿 b 8 3 5 28 2 中间轴倒档直齿轮 b 8 3 5 28 14 倒档直齿轮 b 4 7 28 15 3 83 8 各档齿轮齿数的分配各档齿轮齿数的分配 3 8 13 8 1 确定一挡齿轮的齿数确定一挡齿轮的齿数 直齿轮两啮合齿轮齿数和 65 4 13022 m A Z 齿轮两啮合齿轮齿数和 74 5 3 22cos13022 1 m A Z 初取中间轴一档直齿轮的齿数为16 12 Z 则二轴一档直齿轮的齿数为491665 12111 ZZZ 3 8 23 8 2 中心矩的修正中心矩的修正 二轴与中间轴之间的直齿圆柱齿轮的中心距 二轴与中间之间的斜齿圆柱齿轮的中心距 130 cos2 n mZ A75 Z 3 8 33 8 3 确定常啮合齿轮副的齿数确定常啮合齿轮副的齿数 11 12 1 2 1 Z Z i Z Z g 65 21 ZZ 11 2 49 16 64 7 1 2 Z Z 65 21 ZZ 二轴六档齿轮与中间轴六档齿轮的齿数分别为 25 1 Z492574 2 Z mm mZ A130 2 465 2 本科生毕业设计 论文 10 10 9 1 2 2 Z Z Z Z ig 74 109 ZZ 8 7 25 49 83 4 Z Z 74 109 ZZ 二轴五档齿轮与中间轴五档齿轮的齿数分别为 31 10 Z433274 9 Z 8 7 1 2 3 Z Z Z Z ig 74 87 ZZ 8 7 25 49 856 2 Z Z 74 87 ZZ 二轴四档齿轮与中间轴四档齿轮的齿数分别为 39 8 Z353974 7 Z 6 5 1 2 4 Z Z Z Z ig 74 65 ZZ 6 5 25 49 895 1 Z Z 74 65 ZZ 二轴三档齿轮与中间轴三档齿轮的齿数分别为 46 6 Z28 5 Z 4 3 1 2 5 Z Z Z Z ig 74 43 ZZ 4 3 25 49 337 1 Z Z 74 43 ZZ 二轴二档齿轮与中间轴二档齿轮的齿数分别为 54 4 Z20 3 Z 3 8 4 确定倒档齿轮的齿数 一般情况下 倒档传动比与一档传动比较为接近 在本设计中倒档传动比 gr i取 7 107 中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮略小 取 14 而通常 情况下 倒档轴齿轮取 21 23 此处取 21 倒档轴与中间轴的中心距为 mmZZmA7428144 2 1 2 1 1413 倒档轴与二轴的中心距为 mmZZmA14628454 2 1 2 1 1 1415 本科生毕业设计 论文 11 按齿数计算得到的传动比 1 6 g i 107 7 15 13 14 15 1 2 Z Z Z Z Z Z igd 64 7 12 11 1 2 1 Z Z Z Z ig 834 4 10 9 1 2 2 Z Z Z Z ig 856 2 8 7 1 2 3 Z Z Z Z ig 895 1 6 5 1 2 4 Z Z Z Z ig 337 1 4 3 1 2 5 Z Z Z Z ig 3 93 9 变位系数的选择变位系数的选择 采用变位齿轮 除了避免齿轮产生干涸 根切和配凑中心距外 还因为变速 器不同档位的齿轮在弯曲强度 接触强度 耐磨及抗胶合能力等方面有不同的要 求 采用齿轮变位就能分别兼顾 齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法 对于本次设计 当直齿轮17 时 采用正变位 和它相啮合的齿轮则采 min Z 用负变位 而对于斜齿轮 是当量直齿标准齿轮不发生根 min Z 3 mincosv Z minv Z 切的最小齿数 而不根切的最小变位系数 min分别为 min min 0min Z ZZ f 式中 齿顶高系数 0 f 当 1 20 0 f 0 a 采用非变位齿轮 变位系数为0 本科生毕业设计 论文 12 第第 4 4 章章 变速器的同步器的设计计算变速器的同步器的设计计算 使降低汽车变速器噪声和百公里油耗 消除换档冲击 延长齿轮和传动系寿 命 实现可靠平稳迅速而又轻便的换档 汽车变速器普遍采用了同步器 锁销式同 步器就是其中一种 它被广泛地应用于中型 重型载重汽车和相应级别的大客车 变速器上 本次设计的变速器采用锁销式同步器 同步器的工作原理 在变速瞬间 变速器的输入端和输出端的转速都在变化 着 输出端与汽车整车相连其转动惯量 J 出相当大 换档作用时间较短 可认为在 换档的瞬间输出端转速是恒定的 而输入端在接触锥面上产生的摩擦力矩作用下 克 服输入端被接合零件的等价惯性力矩 在最短时间内使输入端与输出端的转速达 到同步 通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合 相邻挡位相互转换时 应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换 挡的情况 只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致 而后者的待 接合齿轮啮合点的线速度要求一致 但所依据的速度分析原理是一样的 变速器的换挡操作 尤其是从高挡向低挡的换挡操作比较复杂 而且很容易 产生轮齿或花键齿间的冲击 为了简化操作 并避免齿间冲击 可以在换挡装置 中设置同步器 本科生毕业设计 论文 13 同步器有常压式和惯性式 目前全部同步式变速器上采用的是惯性同步器 它主要由接合套 同步锁环等组成 它的特点是依靠摩擦作用实现同步 惯性式 同步器是依靠摩擦作用实现同步的 在其上面设有专设机构保证接合套与待接合 的花键齿圈在达到同步之前不可能接触 从而避免了齿间冲击 接合套 同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角 锁止角 同步锁环的 内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触产生摩擦 锁止角与锥面在设计时已作了适 当选择 锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步 同时又会产生一种锁止作 用 防止齿轮在同步前进行啮合 当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后 在摩擦力矩的作用下齿 轮转速迅速降低 或升高 到与同步锁环转速相等 两者同步旋转 齿轮相对于 同步锁环的转速为零 因而惯性力矩也同时消失 这时在作用力的推动下 接合 套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合 并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换 挡过程 在同步阶段中摩擦力矩随着锥面角 的减小而增大 为了增大同步器的容 量 锥面角 应尽量取小值 但是它的极限值又受锥面角自锁条件的限制 为了 避免锥面角发生自锁 的选取要满足 arctan 为摩擦系数 4 14 1 同步环锥面螺纹和油槽的设计同步环锥面螺纹和油槽的设计 为了破坏被同步齿轮内锥面上的油膜 增大摩擦力矩 同步环锥面上需车制螺 纹 并在螺纹垂直方向开设排油槽 油槽的大小及数量应根据同步环锥面直径来确 定 一般油槽宽为 2mm 4mm 数量 30 个 40 个 同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数 的影响较大 在设计时 一般螺纹齿顶宽为 0 15mm 0 2mm 螺纹牙形角为 50 螺 距为 0 65mm 0 9mm 4 24 2 同步环锥面直径和宽度的确定同步环锥面直径和宽度的确定 在中间轴结构允许的情况下 为了增大锥面间的摩擦力矩 缩短同步时间 同 步环锥面直径应尽量取大值 同步环锥面宽 B 与摩擦锥面的发热有关 一般取 B R 锁 10 R 锁 14 R 锁为拨环半径 4 34 3 同步环的材料同步环的材料 同步环的材料采用铜合金 精锻成型后进行机加工 其强度高 耐磨性好 铜 合金应控制其化学成分 其抗拉强度大于 600N mm2 屈服强度大于 210N mm2 硬度 本科生毕业设计 论文 14 为 HB150 HB200 4 44 4 同步器锁止角的确定同步器锁止角的确定 要使同步环在同步阶段中锁止 必须满足锁止条件 tan R 锥 R 锁 sin 根据摩擦锥面平均半径 R 锥 摩擦系数 锥面角 和拨环半径 R 锁来 确定合适的锁销角 通常取 35 45 中型车变速器 取小值 重型车 变速器 取大值 4 54 5 同步器锁差的确定同步器锁差的确定 由于同步器锁销差大换档沉 锁销差小换档轻便 所以应选择合适的锁销差 一般取锁销差为 1 3 1 4 4 64 6 齿套锁销孔和定位销空的设计齿套锁销孔和定位销空的设计 一般锁销孔的数量为 3 个 6 个 中型车变速器取小值 重型车变速器取大值 锁销孔的直径应根据锁销的最大直径来确定 锁销孔两端的倒角应与锁销的倒角 一致 同步器定位销数量为 3 个 定位销孔的直径应根据定位销的直径来确定 4 74 7 齿套接合齿的设计齿套接合齿的设计 同步器齿套接合齿的模数 齿数应根据所传递的最大扭矩来确定 为了防止 变速器在工作中自动脱档 高通用性 有时变速器中几组锁销式同步器要选用相同 的同步器 4 84 8 同步时间同步时间 同步器工作时 要连接两个部分达到同步器的时间越短越好 同步器时间与 车型有关 对 CA1091 汽车变速器高挡取 0 30 0 80s 低挡取 1 00 1 5s 本科生毕业设计 论文 15 第 5 章 变速器齿轮的校核 5 15 1 齿轮弯曲应力计算齿轮弯曲应力计算 直齿 斜齿 yKzKm KKT cn fg w 3 2 yKzKm KT cn g w 3 cos2 式中 弯曲应力 w 2 mmN T 计算载荷 N mm g K 齿宽系数 c K 应力集中系数 直齿轮 K 1 65 斜齿轮 K 1 5 K 重合度影响系数 主动齿轮 K 1 1 从动齿轮 K 0 9 fff K 重合度影响系数 K 2 本科生毕业设计 论文 16 y 齿形系数 5 1 15 1 1 二轴一挡直齿轮二轴一挡直齿轮 Z Z 校核校核 11 mNTT g 373 max 4 m51 11 Z7 c K153 0 y 65 1 K9 0 f K 130 98N mmN mm yzKm KKT cn fg w 3 2 2 800400 2 所以的弯曲强度合格 11 Z 5 1 25 1 2 中间轴一挡直齿轮中间轴一挡直齿轮 Z Z 校核校核 12 Z 14 mNTT g 373 max 4 n m 12 7 c K 22 12 0 y65 1 K1 1 f K 802 81 mmN mm yzKm KKT cn fg w 3 2 2 850400 2 所以 Z的弯曲强度合格 12 5 1 35 1 3 二轴三挡斜齿轮二轴三挡斜齿轮 Z Z 校核校核 7 Z 46 mNTT g 373 max 5 3 n m8 c K 22 158 0 y5 1 K2 K 97 35N mmN mm yKzKm KT cn g w 3 cos2 2 250100 2 所以 Z的弯曲强度合格 7 本科生毕业设计 论文 17 5 1 45 1 4 二轴四挡斜齿轮二轴四挡斜齿轮 Z Z 校核校核 5 Z 39 mNTT g 373 max 5 3 n m8 c K 22 155 0 y5 1 K2 K 116 61N mmN mm yKzKm KT cn g w 3 cos2 2 250100 2 所以 Z 的弯曲强度合格 5 5 1 55 1 5 一轴常啮合齿轮一轴常啮合齿轮 Z Z 校核校核 1 Z 31 mNTT g 373 max 5 3 n m 1 8 c K 22 141 0 y5 1 K2 K 205 1N mmN mm yKzKm KT cn g w 3 cos2 2 250100 2 所以 Z 的弯曲强度合格 1 5 1 65 1 6 二轴倒挡直齿轮二轴倒挡直齿轮 Z Z校核校核 13 Z 49 mNTT g 560 max 4 n m7 c K 155 0 y65 1 K9 0 f K 155 67N mmN mm yzKm KKT cn fg w 3 2 2 800400 2 所以 Z的弯曲强度合格 13 本科生毕业设计 论文 18 5 25 2 齿轮接触应力计算齿轮接触应力计算 直齿 11 418 0 max bz e j bd ET 斜齿 11 coscos 418 0 max bz e j bd ET 式中 F 齿面上的法向力 E 齿轮材料的弹性模量 取 2 1 10 Mpa 5 b 齿轮接触实际宽度 d 节圆直径 主 从动齿轮节点处的曲率半径 z b 直齿轮 z sin z r b sin b r 斜齿轮 z 2 cos sin z r 2 cos sinarb b 5 2 15 2 1 中间轴一挡直齿轮中间轴一挡直齿轮 Z Z 校核校核 12 b 28mm m 4mm mm102 2 514 2 11 mZ rz 28mm b r 2 12 mZ 2 144 38 98mm z sin z r 11 6mm b sin b r MPE 5 101 2 本科生毕业设计 论文 19 1128 87 11 418 0 max bz e j bd ET 2 mmN 2 20001900 mmN j 所以的接触强度合格 jj 11 Z 5 2 25 2 2 中间轴倒挡直齿轮中间轴倒挡直齿轮 Z Z 校核校核 13 b 28mm m 4mm mm42 2 214 2 11 mZ rz 34mm b r 2 12 mZ 2 174 10 26mm z sin z r 15 732mm b sin b r MPE 5 101 2 1442 8 11 418 0 max bz e j bd ET 2 mmN 2 20001900 mmN j 所以的接触强度合格 jj 13 Z 5 2 35 2 3 二轴五挡斜齿轮二轴五挡斜齿轮 Z Z 校核校核 3 b 28mm m 3 5mm mm35 2 205 3 2 3 mZ rz mm72 88 2 545 3 cos2 4 mZ rz 24 02 z 2 cos sin z r 本科生毕业设计 论文 20 35 28 2 cos sinarb b MPE 5 101 2 720 29 11 coscos 418 0 max bz e j bd ET 2 mmN 2 20001900 mmN j 所以的接触强度合格 jj 1 Z 5 2 45 2 4 一轴常啮合齿轮校核一轴常啮合齿轮校核 b 28mm m 4mm mm94 101 2 515 3 cos2 2 mZ rz mm19 47 2 145 3 cos2 1 mZ rz 40 53mm z 2 cos sin z r 18 76mm 2 cos sinarb b MPE 5 101 2 860 87 11 coscos 418 0 max bz e j bd ET 2 mmN 2 20001900 mmN j 所以的接触强度合格 jj 1 Z 本科生毕业设计 论文 21 第 6 章 变速器轴的校核 轴的校核是评定变速器是否满足所要求的强度 刚度等条件 是否满足使用 要求 是设计过程中的重要步骤 主要是为了对设计的数据校核 达到设计的要 求 二轴 中间轴最大直径可取 d 0 45A 0 45 130 58 6mm 中间轴 d L 0 16 L 440mm 二轴 d L 0 18 L 391mm 变速器齿轮在轴上的位置如图 本科生毕业设计 论文 22 图 6 1 轴的受力分析 根据轴的转矩的大小 通过计算切应力来建立轴的强度条件 这种方法计算简便 但计算精度较低 主要用于初步估算轴径以便进行结构设计和以传递转矩为主 强度条件为 2 0 1055 9 3 6 nd P W T p T 轴所传递的扭矩 Wr 轴抗扭截面模量 对实心轴 轴的直径 333 6 2 0 1055 9 n P C n P d P 轴所传递的功率 kw n 轴的转速 r min 许用扭转切 应力 Mpa C 与材料有关的系数 45 钢取 118 106 由于中间轴支撑点较长 所以只对中间轴进行校核若符合要求则其他轴不用计算 中间轴的材料选取为 45 钢 按弯扭合成强度条件计算 轴在垂直面内挠度为 在水平面为 转角为 则 c f s f EIL baF fc 3 22 1 EIL baF fs 3 22 2 EIL ababF 3 1 为轮齿齿宽在中间平面上的圆周力 为齿轮齿宽在中间面上的径向力 1 F 2 F E 为弹性模量 Mpa I 为惯性力矩 对于实心轴 5 101 2 E 64 4 d I D 为轴的直径 花键处按平均直径 a b 为齿轮上作用力矩与支座 A B 的距离 L 为支座间的距离 轴的全挠度为 22 sc fff 在其作用下应力为 3 32 d M W M M W 为抗弯截面系数 222 nsc MMMM 轴在垂直面和水平面挠度的允许值为 f 0 05 0 10mm f 0 10 0 15mm 齿轮 cs 所在平面的转角不应超过 0 002rad 由于中间轴支撑点较长 所以只对中间轴进行校核若符合要求则其他轴不用计算 本科生毕业设计 论文 23 6 16 1 对中间轴一挡齿轮处进行强度校核对中间轴一挡齿轮处进行强度校核 Nmm Zm r n 34 2 12 6 7625 3451 141000373 122 1max rZ ZT F e n N76250cos7625cos 1 n FF N00sin7625sin 2 n FF mma330 mmb110 所以 065 0 4405814 3 101 23 641103307625 3 45 2222 1 EIL baF fc 合格mmfc1 0 05 0 0 3 22 2 EIL baF fs 合格mmfs15 0 1 0 00039 0 4405814 3 101 23 641103303301107625 3 45 1 EIL baabF 合格rad002 0 mmNaFMc 0 2 mmNaFMs 25162503307625 1 mmN Z ZT T e n 259259 2 1max 2 3 222 3 79 131 32 32 mm N d MMM d M W M nsc 合格 2 400 mm N 6 26 2 对中间轴三挡齿轮处进行强度校核对中间轴三挡齿轮处进行强度校核 mm Zm r n 4 60 2 8 3 本科生毕业设计 论文 24 N37 4292 4 6054 251000560 32 1max rZ ZT F e n N02 397922cos37 4292cos 1 n FF N34 160522sin37 4292sin 2 n FF mma208 mmb232 所以 089 0 4405014 3 101 23 6423220802 3979 3 45 2222 1 EIL baF fc 合格mmfc1 005 0 043 0 4405014 3 101 23 6423220834 1605 3 45 2222 2 EIL baF fs 合格mmfs15 0 1 0 00005 0 4405014 3 101 23 6420823223220802 3979 3 45 1 EIL ababF 合格rad002 0 mmNaFMc 3338402081605 2 mmNaFMs 82763223202 3979 1 mmN Z ZT T e n 259259 2 1max 2 3 222 3 73 75 32 32 mm N d MMM d M W M nsc 合格 2 400 mm N 6 36 3 对中间轴四挡齿轮处进行强度校核对中间轴四挡齿轮处进行强度校核 N mm Zm r n 6 73 2 6 4 3298 6 7354 251000560 42 1max rZ ZT F e n N305722cos3298cos 1 n FF N45 123322sin3298sin 2 n FF mma135 mmb305 本科生毕业设计 论文 25 所以 085 0 5 4874614 3 101 23 643051353057 3 45 2222 1 EIL baF fc 合格mmfc1 0 05 0 034 0 4404614 3 101 23 6430513545 1233 3 45 2222 2 EIL baF fs 合格mmfs15 01 0 00035 0 4404614 3 101 23 641353053051353057 3 45 1 EIL ababF 合格rad002 0 mmNaFMc 1664551351233 2 mmNaFMs 4126951353057 1 mmN Z ZT T e n 259259 2 1max 2 3 222 3 79 53 32 32 mm N d MMM d M W M nsc 合格 2 400 mm N 6 46 4 对中间轴倒挡齿轮处进行强度校核对中间轴倒挡齿轮处进行强度校核 Nmm Zm r n 30 2 13 6 8641 3054 251000560 122 1max rZ ZT F e n N86410cos7625cos 1 n FF N00sin7625sin 2 n FF mma410 mmb30 所以 0375 0 4404014 3 101 23 64410308641 3 45 2222 1 EIL baF fc 合格mmfc1 0 05 0 0 3 22 2 EIL baF fs 本科生毕业设计 论文 26 合格mmfs15 0 1 0 0011 0 4404014 3 101 23 6430410304108641 3 45 1 EIL baabF 合格rad002 0 mmN