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车辆工程毕业设计34基于ProE与ANSYS的长城赛影轿车变速器设计.doc
车辆工程毕业设计34基于ProE与ANSYS的长城赛影轿车变速器设计
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车辆工程毕业设计论文
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车辆工程毕业设计34基于ProE与ANSYS的长城赛影轿车变速器设计,车辆工程毕业设计论文
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- 1 - 第 1 章 绪论 1.1 汽车变速器的概述 汽车 变速器，是一套用于来协调发动机的 转速 和车轮的实际行驶速度的变速装置，用于发挥发动机的最佳性能。变速器可以在汽车行驶过程中，在发动机和车轮之间产生不同的变速比，通过换挡可以使发动机工作在其最佳的动力性能状态下。变速器的发展趋势是越来越复杂，自动化程度也越来越高，自动变速器将是未来的主流 。 发动机的输出 转速 非常高，最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。为了发挥发动机的最佳性能，就必须有一套变速装置，来协调发动机的转速和车轮的实际行驶速度。 汽车变速器具有这样几 个功用 ： 改变传动比，扩大驱动轮 转矩 和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，同时使发动机在有利 (功率较高而油耗较低 )的工况下工作 ； 在发动机旋转方向不变情况下，使 汽车 能倒退行驶； 利用空挡，中断动力传递，以发动机能够起动、怠速，并便于变速器换档或进行动力输出。 变速器是由变速传动机构和操纵机构组成，需要时，还可以加装动力输出器。在分类上有两种方式：按传动比变化方式和按操纵方式的不同来分。 汽车变速器的一般结构 ： 简单式变速器 由壳体、传动部分和操纵部分组成。 其中 壳体：壳体是基础件，用以安装支承变速器全部 零件及存放 润滑油 。其上有安装 轴承 的精确镗孔。变速器承受变载荷，所以壳体应有足够的刚度，内壁有加强，形状复杂，多为铸件 (材料为灰铸铁，常用 HT200)。为便于安装，传动部分和操纵部分常做成剖分式，箱盖与壳体用螺栓联接并可靠定位。壳体上有加油、放油口，油面检查尺口，还应考虑散热 ； 传动部分：是指齿轮、轴、轴承等传动件。轴的几何尺寸通过强度、刚度计算确定。因主要决定于刚度，而碳钢与合金钢弹性模量近乎相等，所以一般用碳钢 (常用 45 钢 )。只有齿轮与轴制成一体或轴载荷严重才用合金钢。轴与齿轮多为花键联接 (对中性好，能可靠 传递动力，挤压应力小等 )。轴的花键部分和放轴承处经 表nts - 2 - 面淬火 处理。轴多用滚动轴承支承，润滑简单，效率高、径向间隙小，轴向定位应可靠。润滑方式多用飞溅 (25m s，只要粘度适宜可甩到壁上 )；操纵部分：主要零件位于变速器盖内。 组成式变速器结构 简单式变速器有效率高、构造简单使用方便钧优点矿但档数少， i 变化范围小 (牵引力、速度范围小 )，只宜在档数不多的某些车工采用。若增加 i 的范围，则使变速器尺寸加大，轴跨度增加，为了既增加档数又不使轴跨度过大，可采用组成式变速器。所谓组成式变速器，通常由两个简单式变速器组合而成 ，其中档数较多的称为主变速器，较少的称为副变速器。 按传动比变化方式来分 ： 有级式变速器 ： 是目前使用最广的一种。它采用 齿轮传动 ，具有若干个定值传动比。按所用 轮系 型式不同，有轴线固定式变速器 (普通变速器 )和轴线旋转式变速器 (行星齿轮变速器 )两种。目前，轿车和轻、中型货车变速器的传动比通常有 3-5 个前进档和一个倒档，在重型货车用的组合式变速器中，则有更多档位。所谓变速器档数即指其前进档位数 。 无忌式变速器： 其的传动比在一定的数值范围内可按无限多级变化，常见的有电力式和液力式 (动液式 )两种。电力式 无极式变速器 的变 速传动部件为直流串激电动机，除在无轨电车上应用外，在超重型自卸车 传动系 中也有广泛采用的趋势。动液式无级变速器的传动部件为液力变矩器。 综合式变速器 是指由液力变矩器和 齿轮 式有级变速器组成的液力机械式变速器 ，其传动比可在最大指与最小值之间的几个间断的范围内作无级变化，目前应用较多。 按操纵方式来分 ： 强制操纵式变速器 ： 是靠驾驶员直接操纵变速杆换档。 自动操纵性变速器： 其传动比选择和换档是自动进行的，所谓 自动 ，是指机械变速器每个档位的变换是借助反映发动机负荷和车速的信号系统来控制换档系统的执行元件而实现的。 驾驶员只需操纵加速踏板以控制车速 。 半自动操纵性变速器 有两种型式：一种是常用的几个档位自动操纵，其余档位则由驾驶员操纵；另一种是预选式，即驾驶员预先用按钮选定档位，在踩下 离合器 踏板或松开加速踏板时，接通一个电磁装置或液压装置来进行换档。 1.2 汽车变速器的现状和发展 目前，汽车市场上装备性能更佳、功能更多的自动变速器 (AT)轿车迅速增加。为解决 AT 油耗高、动力性能低的问题，汽车厂商为 AT 设计可供选择的多种使nts - 3 - 用模式，使其智能化适应不同驾驶需要。在经挤模式下，电控单元控制变速器的执行机构在发动机转速较低时即按 设定的规律曲线完成换档，以减少功率输出达到降低油耗的目的。在运动模式下，其设计的换档规律曲线是控制变速器在发动机转速较高时换档，获取发动机最多的功率，达到提高整车动力性能的目的。在变扭器锁止离合器的控制上，尽量采取合理的工况锁止条件方式选择，以优化设计达到提高传动效率的目的 (目前正在开发一种浸油离合器来替代液体变扭器式的 AT，避免油介质在动能传递中能量的损失 )。但上述智能化设计，还是不能最终解决 AT 油耗高传动效率低的问题。因为，无论采用哪种模式，都会对发动机功率或油耗作出选择取舍。尽管普通手动齿轮变速器 (MT)，存在许多不足，但因其结构简单、效率高、功率大的优点，现在仍大量使用。为解决上述矛盾，在动力性和经济性上超过 MT 的汽车变速器是 CVT (Continuouly Variable Transmission)无级变速技术。汽车变速器是汽车的主要装置之一，汽车行驶速度随工况、负荷的反复变化而不断变化，因此需要汽车变速器传动比的适应范围尽量宽。只有选择无级变速才能满足，因为无级变速可实现传动比的连续变化，使汽车行驶条件与发动机负载实现最佳匹配，充分发挥发动机的潜力，使发动机具有理想的动力性能，提高汽车的经济性， 降低排放污染及噪音。 从现代汽车变速器的市场状况和发展来看，全世界的各大厂商都对提高 AT的性能及研制无级变速器 (CVT)表现积极，汽车业界非常重视 CVT 在汽车上的实用化进程。目前世界上装车较多的汽车变速器是手动变速器 (MT)、电控液力自动变速器 (ECT)、金属带 (链 )式无级变速器 (CVT)、电控机械式自动变速器(AMT)、双离合器变速器 (DCT)及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器 (IVT)等数种，并具有各自优势，但其中金属带式无级变速器前景看好。 ECT 变扭器中的自动变速器油 (ATF)在高速运动中，由于油液分子间 的内摩擦和油液分子与各工作轮叶片表面间的摩擦所消耗的部分能量及泵轮、涡轮窄隙处油液剪切等原因会产生油液温度升高造成功率损失，存在传动效率低油耗较大的不足，另外还存在结构复杂、成本高及维修难度大等较明显缺点。欧洲格特拉克 (GETRAG)变速箱公司开发的电控机械自动变速器 (AMT)则克服了 AT 效率低等缺点，与 AT 相比，具有更大的发展优势。可是， AMT 依旧需要复杂的电控系统来控制。 通用可称得上是汽车自动变速器的鼻祖了。世界上第一个自动变速器就是 1940 年应用在美国通用的奥斯 莫比尔 汽车上的，它是一台串联式行星齿轮 结构的液控变速器。而应用于凯迪拉克 STS-V 的最新 Hydra-Matic 六速自动变速器 6L80，则可称得上是世界上最先进的液力自动变速器 (AT)了。 对于液力自动变速器来说，它的内部其实也有挡位之分，只是取消了离合器。挡位越多，则换挡的平顺性就越好。目前常见的自动变速器一般nts - 4 - 都是四速的，即有 4 个前进挡。 6L80 则有 6 个前进挡，齿数比分别是 1 挡4.03、 2 挡 2.36、 3 挡 1.53、 4 挡 1.15、 5 挡 0.85、 6 挡 0.67。显然，它比 4速自动变速器具有更大的速比和更小的速比级差，因此变速时也就更加平顺。 除 了 档数 更多以外， 6L80 还具有很多独有的特殊绝技： 驾驶换挡控制系统（ DSC） 通过它，司机将车辆从自动挡变成无需离合器的高性能五速手动挡。司机把排挡杆推到 DSC 位置上后，轻轻一碰就可以在指定的范围内利落、流畅地实现加减挡。在司机切换控制状态下，变速器控制模块会监控车辆的速度、发动机扭力以及所使用的挡位来决定是否自动加挡，避免对动力 总成 造成破坏。每个挡位上都有滑行离合器，能在所有五个挡位上进行发动机制动。 性能运算降挡系统（ PAL） 在连续高速行驶后，阻止升挡，保持发动机制动。变速器控制模块根据驾驶 行为来决定是否启动这一装置。如果系统发现车辆拐弯前速度下降，变速器可能会连降两挡以避免失速。 性能运算换挡系统（ PAS） 它在关闭油门高速水平加速时自动调节挡位，在油门重新打开时降挡迅速提升动力。变速器控制模块一旦察觉高速水平指令，这项功能立即启动。 这款变速器还有在崎岖山路上减少 挡位搜索 的换挡稳定功能，带有制动助力的降挡监视功能，电控发动机制动，以及适应这些高动力、高扭力的新式发动机所需的新型双片式扭力变换器。另外， SRX 还配备了性能卓越的 Downgrade Detection 下坡 刹车辅助系统 。 CVT 无疑是变速最为平稳的自动变速器，但是它也有其弱点，比如传动带容易损坏，无法承受较大的载荷等，这些技术上的难关使得它一直以来多应用在小排量、低功率的汽车上。但是， 奥迪 的 Multitronic 变速器却打破了这一常规，将无级自动变速器 (CVT)拓宽到了大排量、中高档车领域。 传统的 CVT 的核心是数比变换器，由两组轮盘组和一条张紧的链条组成。 Multitronic 变速器对链条的结构进行了改进，它采用一种称为多片式链带的传动组件，其链条采用了层状的结构，每一层都有销钉来承受齿轮组斜面给予的压力。此外，链条也是 由很多的片组成，从而分化了其所承受的拉力，增加了传输转矩的适应性。这种组件大大拓展了无级变速器的使用范围，能够传递和控制峰值高达 280 N?m 的动力输出，其传动比超过了以前各种自动变速器的极限值，完全可以满足奥迪 A6、 A8 这样的大型车的要求。 Multitronic 还利用了湿式多 片式离合器 ，取代了以前传统 CVT 和普通自动变速器车上的液压变矩器。这种离合器和 F1 赛车采用的半机械式电子离合器极为相似，它耗能少，反应更快，而且具有质量小、尺寸小、传动效率高的特点。 Multitronic 对 液压控制系统 也作了优 化，它内部有两个 活塞 ，而且高压nts - 5 - 油路和冷却油路彼此是独立的，这样油泵输油量就比常规配置中的输油量要低得多，也就提高了变速器的效率，行驶性能也因此得到改善。传统无级变速器的 橡胶效应 和 离合器打滑现象 也随之消失。 全新的电子控制系统中还包含了 DRP 动态控制程序，它能对驾驶员使用油门踏板的方式进行评估，从而确定是把重点放在性能上还是经济性上。若是强调经济性，当车速低至 60km/h 以下时，它会根据事先设计好的以经济性为主的特性图，通过调低速比，将发动机的转速转化成车辆前进的动力。如果驾驶员把油门踩到底，该 程序立即切换到用于驱动的特性图，并转换到低速挡，这时即使行车速度很低，发动机也会以最大功率输出所需的高转速运转。在正常驾驶条件下，它会在这两个极端之间选择最合适的速比。 手动变速器 MT 由于价格合理、燃料消耗低，估计今后手动变速器一定还会继续获得广泛的应用。为改进手动变速器 (MT)的性能，汽车工业的主要精力集中在下列方面： (1)提高换档的舒适性； (2)用轻金属降低变速器的重量； (3)减少内损耗，例如使用低粘度润滑油； (4)以合乎环境保护标准的生产工艺等有效生态方案补偿成本膨胀； (5)发展能用现有设备和零部件相 兼容的双离台器变速器的生产平台。上述提到的情况，同时适用于前轮和后轮驱动车辆的变速器。 为适应城市越来越多的汽车增长量和繁忙的交通情况，自动变速器将被广泛开发和应用已达到提高效率，降低油耗的效果。其发展趋势是：（ 1）提高传动效率，以提高油经济性，强化驾驶性能；（ 2）复杂精密的电子控制；（ 3）提高驾驶的舒适性；（ 4）保障行车安全。 1.3 本设计的 内容和方法 本设计的 长城赛影轿车是一款已经上线的汽车。找到其已有的车辆参数，根据已学习的知识，根据所有参数对其变速器传动机构进行设计，并绘制出变速器的装配图，零件图， 建立三维模型并进行有限元分析。 1.3.1 设计内容 （ 1） 对变速器传动机构的分析与选择 通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。 （ 2） 变速器主要参数的选择 变速器主要参数的选择：档数、传动比、中心距、齿轮参数等。 （ 3） 变速器齿轮强度的校核 变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳nts - 6 - 强度进行校核。 （ 4） 轴的基本尺寸的确定及强度计算。 对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。 （ 5） 轴承的选择与寿命计算。 对变速器轴的支撑部分 选用圆锥磙子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为 30 万公里。 （ 6） 绘制变速器装配图及零件图。 根据所得出的数据利用 Auto CAD 软件绘制出赛影轿车的变速器装配图和零件图，确定其装配方案。 （ 7） 三维建模和有限元分析。 1.3.2 设计方法 结合二维图对变速器传动机构进行三维建模，对其主要零件进行有限元分析。本次设计通过查阅近几年的变速器资料，结合所学的专业知识，在老师的指导下进行设计。 根据车辆资料对变速器的传动机构进行设计及校核，本设计还引入了三维建模和有限元分析，这样可以大大的提 高本设计的安全性。 设计采用技术流程如图 1.1 所示： 资 料 收 集 、 整 理整 体 设 计 方 案校 核 计 算A u t o C A D 二 维 总 装 配 图 、 零 件 部 分 设 计P r o / E 三 维 建 模转 换 接 口A N S Y S 有 限 元 分 析是 否 合 理P r o / E 整 机 装 配 及 干 涉 检 查结 论 分 析撰 写 设 计 说 明 书是 否 合 理NYNYYN图 1.1 设计路线流程 nts - 7 - 第 2 章 变速的结构方案和确定 2.1 变速器主要参数的选择 本次毕业设计是在给定主要整车参数的情况下进行设计， 长城赛影轿车 整车主要技术参数如表 2.1 所示： 表 2.1 长城赛影轿车 整车主要技术参数 发动机最大功率 74.5kw 车轮型号 235/75R15S 发动机最大转矩 190N m 最大 功率 时转速 4500 r/min 最大转矩时转速 3000r/min 最高车速 140km/h 总质量 1670kg 变速器形式 手动五档 2.2 变速器的功用及设计要求 变速器 是能固定或分档改变输出轴和输入轴传动比的齿轮传动装置，又称变速箱。它作为汽车动力系统重要的组成部分，主要用于转变从发动机曲轴传出的转矩和转速，以适应汽车在起步、加速、行驶以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动轮牵引力以及车速的不同需求。此外，变速器还用于使汽车能倒退行驶和在启动发动机以及汽车滑行或停车时使发动机传动系保持分离；必要时还应有动力输出功能。 为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器应提出如 下设计要求： （ 1） 保证汽车有必要的动力性和经济型。 （ 2） 设置空挡。用来切断发动机动力向驱动轮的传输。 （ 3） 设置倒档，使汽车能倒退行驶。 （ 4） 设置动力传输装置，需要时进行功率输出。 （ 5） 换挡迅速、省力、方便。 （ 6） 工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。 （ 7） 变速器应有高的工作效率。 （ 8） 变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应该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，这与变速器挡数、传动比范围和各nts - 8 - 挡传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小， 变速器传动比范围越大。 2.3 变速器传动机构分析和布置方案的设计 2.3.1 二轴式变速器的特点分析 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双面齿轮，发动机横置时 则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒档传动采用滑动齿轮，其他档位均采用啮合齿轮传动。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动力，故传动效率高，同时噪声低。但两轴式变速器不能设置直接档，所以 在高档工作时齿轮和轴承均承载，工作噪音增大且易损坏；受结构限制其一档速比不能涉及的很大；对于前进挡，两轴式变速器输入轴的传动方向与输出轴的传动方向相反。 2.3.2 中间轴式变速器的特点分析 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汽车上。其特点是 ：变速器一轴后端与长啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支撑在第一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档，变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出， 此时变速器的传动效率高，可达 90%以上，噪音低，齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率高于其他档位，因而提高了变速器的使用寿命；在其他前进挡位工作时，变速器传动的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然有较大的传动比；档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可采用或不采用常啮合齿轮传动； 多数传动方案中除了一档以外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或结合套换挡，少数结构的一档也采用同步器或结合套换挡，还有个档同步器 或结合套多数情况下装在第二轴上。 在除直接档以外的其他档位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是他的缺点。 2.3.3 倒档的布置方案 变速器的种类很多，按其传动比的改变方式可以分为有级、无级和综合式。有级变速器根据前进挡的不同可以分为三、四、五档和多档变速器；按其轴中心nts - 9 - 线的位置又分为固定轴线式、螺旋轴线和综合式。其中固定轴式应用广泛，有两轴式和三轴式之分，前者多用于发动机前置前轮驱动的汽车上，而后者多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。 常见的倒档结构方案有以下几种： 图 2.1-a 为常见的倒档布置方案。 在前进挡的传动路线中加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛应用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速器中。 图 2.1-b 所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合使换挡困难。某些轻型货车四档变速器采用此方案。 图 2.1-c所示方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换挡程序不合理。 图 2.1-d 所示方案针对前者的缺点作了修改，因而经常载货车变速器中使用。 图 2.1-e所示方案将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体， 将其齿宽加长。 图 2.1-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便。 为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动采用图 2-61所示方案。其缺点是一，倒挡须各用一根变速器拨叉轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些 本设计采用图 1f 所示的传动方案。 图 2.1 倒档布置方案 2.4 变速器零、部件结构方案分析确定 2.4.1 齿轮形式 变速器齿轮有支持圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直尺圆柱齿轮比较，nts - 10 - 斜齿圆柱齿轮 运转平稳、工作时噪声低等优点 ；缺点是制造时工艺复杂，工作时有轴向力。变速器中常 啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的传动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。 变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支撑等方式之一与轴连接。齿轮尺寸又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度 b影响齿轮强度。要求尺寸 b应该大于或等于齿轮危险断面处的厚度。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，在结构允许条件下尽可能取大些 。 为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计的薄些。 齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少 ，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮面的表面粗糙度应在 Ra0.80 Ra0.40 m范围内选用。 2.4.2 变速器自动脱档机构形势分析确定 自动脱档是变速器的主要故障之一。由于结合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱档。为解决这个问题，除工艺上采取措施以外，目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种： 1. 将两结合齿的啮合位置错开。这样在啮合时，使结合齿端部超过被结合齿的 1 3mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在结合齿端部形成凸肩，可用来阻止结合齿自动脱档。 2. 将啮合齿套齿 座上前齿圈的齿厚切薄（切下 0.3 0.6），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱档。 3. 将结合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜 23），使结合齿面产生阻止自动脱档的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。将结合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱档的效果。 2.5 本章小结 本章主要针对变速器传动机构进行分析和布置方案的确定以及变速器零、部件的结构的确定，为下面的设计过程做铺垫。 nts - 11 - 第 3 章 变速器齿轮的设计及校核 3.1 变速器档位数目及格挡传 动比 3.1.1 所需数据整理 最高车速：maxaU=140Km/h 发动机功率：maxeP=74.5KW 转矩：maxeT=190Nm 总质量： ma=1670Kg 转矩转速： nT=2800 3200r/min 取 nT=3000r/min 功率转速： np/nT=1.4 2.0 np=4200 4600r/min 取 np=4500 车轮： 235/75R15 r R=15 2.54 10/2+0.75 235=366.75mm 3.1.2 确定主减速比 初选传动比： 设五挡为直接挡，则5gi=0.8 maxaU= 0.3770max iirngp （ 3.1） 式中：maxaU 最高车速 pn 发动机最大功率转速 r 车轮半径 maxgi 变速器最大传动比 0i 主减速器传动比 0i=0.377maxmax agpuirn =0.377 1401 1075.3664500 3 =5.55 nts - 12 - 3.1.3 确定一档传动比 在选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱 动车轮和地面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑来确定。 满足最大爬坡度。 根据汽车行驶方程式 dtdumGiuACGfriiTaDTg 20e m a x15.21（ 3.2） 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 s in c o s0e m a x GGfriiT Tg （ 3.3） 即， Ttqg iTfGri01s inc os 式中： G 作用在汽车上的重力 ， mgG ， m 汽车质量， g 重力加速度， mgG =1670 9.8=16366N； maxeT 发动机最大转矩，maxeT=190N.m； 0i 主减速器传动比，0i=5.55； T 传动系效率 ， T =86%（取值在 85%90%）； r 车轮半径， r =0.366m； f 滚动阻力系数，对于货车取 f =0.02； 爬坡度，取 =16.7 i0 16366 0.366 (0.02 cos16.7 +sin16.7 )/190 5.55 86.4% i0 3.15 满足附着条件。 riiT Tg 01emax z2F （ 3.4） 在沥青混凝土干路面， =0.70.8，取 =0.75 即1gi0.366 16366/190 5.55 86.4%=10.29 nts - 13 - 由 得 3.151gi 10.29； 又因为乘用车1gi=3.04.5； 所以，取1gi=3.9 3.1.4 确定格挡传动比 变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数，故相邻档位传动比值就是几何级数的公比；但是实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配 按等比级数原则， 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： qiiiiiiiigggggggg 54433221 式中： q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： 由 ig1=q4 ig5得出： q=1.486 所以 ，表 3.1 为 其他各挡传动比为： 表 3.1 各档传动比 一档 二档 三挡 四档 五档 3.9 2.63 1.77 1.19 0.8 3.2 确定变速器中心距 对二轴式变速器，是将输入轴与输出轴之间的距离称为变速器中心距 A；对中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称之为变速器中心距。它是一个基本参数，其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响，而且对轮齿的接触强度有影响。中心距较小 ，轮齿的接触应力越大，齿轮寿命越短。因此，最小允许中心距应当由保证齿轮有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上两轴承安装在壳体上，从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承 孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。此外，受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要取大些。还有，变速器中心距取得过小，会使变速器长度增加，并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。 初选中心距时，根据下述经验公式 nts - 14 - 3 1max geA iTKA （ 3.5） 式中： A 变速器中心距（ mm）； AK 中心距系数，乘用车： AK =8.9 9.3 ； 1i 变速器一挡传动比， 1gi =3.9 ； g 变速器传动效率，取 96% ； maxeT 发 动机最大转矩，maxeT=190N.m 。 则， 31max geA iTKA = 3 %964190)3.99.8( =79.1282.66（ mm） 初选中心距 A =82mm。 3.3 变速器齿轮参数的确定 3.3.1 齿轮齿数选择条件 确定变速器齿轮齿数时，应考虑： （ 1） 尽量符合动力性、经济性等对各档传动比的要求； （ 2） 最少齿数不应产生根切 ； （ 3） 互相啮合的齿轮，齿数间不应有公因数速度高的齿轮更应注意这点；（ 4） 齿数多，可降低齿轮传动的噪音。 3.3.2 齿轮模数选择 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表 3.2 选取各档模数为75.2nm ，由于轿车对降低噪声和振动的水平 要求较高，所以各档均采用斜齿轮。 nts - 15 - 表 3.2 汽车变速器齿轮的法向模数 3.3.3 压力角 压力角 较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用 14.5、 15、 16、 16.5等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用 22.5或 25等大些的压力角 15。 国家规定的标准压力角为 20，所以普遍采用的压力角为 20。啮合套或同步器的压力角有 20、 25、 30等，普遍采用 30压力角。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角 20。 3.3.4 螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选 用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于 30时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并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，应当选用较大的螺旋角。 3.3.5 齿宽 在选择齿轮宽时，应该注意齿宽对变速器的周次昂尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的手里均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽 减小使斜齿轮传动平稳的有点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿轮，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮延齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数 m的大小来选定齿宽： 直齿 b=kcm， kc为齿宽系数，取为 4.5 8.0； 车 型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量am/t 1.014 模数nm/mm 2.25 2.75 2.75 3.00 3.50 4.50 4.50 6.00 nts - 16 - 斜齿 b=kcm， kc取为 6.0 8.5. 采用啮合套或同步器换挡时，其结合齿的工作宽度初选时可取为 2 4mm。 3.3.6 齿顶高系数 齿顶高 系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、齿轮相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为齿轮上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用 过齿顶高系数为 0.75 0.80的短齿制齿轮。我国规定，齿顶高系数取为 1.00. 3.3.7 齿轮的修正 为了改善齿轮传动的某些性能，常对齿轮进行修正。修正的方法有三种： 1. 加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置，又称变为； 2. 改变刀具的原始齿廓参数； 3. 改变齿轮的局部渐开线，又 称修形。 齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨性、抗胶合能力和齿轮的啮合噪声。 变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变为齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。 会因保证格挡传动比的需要，使各 相互 啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同个中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，则对齿数和少些的齿轮副采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用的较多。对斜齿轮传动，还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作，有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮，其主要损坏形式是齿面疲劳剥落，因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大一些，这样 两齿轮 的渐开线离基圆较远，以增大齿廓曲率半径，较小接触应力。对于低档齿轮，由于小齿轮的齿根强度较低，加之传递载荷较大，小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。 总变位系数较小，一对齿轮齿根总厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低。nts - 17 - 但是由于轮齿的刚度较小，易于吸收冲击振动，故噪声要小些。 根据上述理由，为降低噪声，对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其他各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值，以便获得低噪声传动。 3.4 变速器格挡齿轮齿数的分配 图 3-1 齿轮分配示意图 在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据 变速器的档位、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。 图 3-1为齿轮分配示意图。 3.4.1 一档齿轮参数确定 一档齿轮选用 斜齿圆柱齿轮，模数 mn=3mm，初选螺旋角 =22。 一挡传动比为121g ZZi （ 3.6） 为了求 1Z ， 2Z 的齿数，先求其齿数和hZ， 斜齿nh mAZ cos2 （ 3.7） =3 23cos822 =50.32 4.9Z1=50.32 nts - 18 - Z1=10.26 Z2=40.05 取整 Z1=10 Z2=40 对中心距 A 进行修正 : 因为计算齿数和hZ后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的hZ和齿轮变位系数重新计算中心距 A ，再以修正后的中心距 A 作为各挡齿轮齿数分配的依据。 cos2mA n0hZ =81.477mm 取整为 A=82mm。 对一挡齿轮进行角度变位： 端面啮合角 t： tant=tan n /cos10t=21.57 啮合角 ,t： cos ,t=toAA cos=0.929 ,t=21.57 变位系数根据下图查出： 29.0he 4104021 zzU 42.01 13.042.029.02 计算 精确值： A=10ncos2mhZ 84.23 一挡齿轮参数： 分度圆直径 c o s/m1n1 zd =3 10/cos23.84 =32.79mm c o s/m22 zd =3 40/cos23.84 =131.193mm 齿顶高 nn1an1 yh mh a =3.39mm nn2an2 yh mh a =1.74mm 式中：n0n /mAAy ）（ =0.174 nnn yy =0.29 nts - 19 - 齿根高 n1an1 h mch f =2.49mm n2an2 h mch f =4.14mm 齿全高 f2a2 hh h =5.88mm 齿顶圆直径 11a1 2 ahdd =39.57mm 2a2a2 2hdd =134.673mm 齿根圆直径 111 2 ff hdd =27.81mm 222 2 ff hdd =122.913mm 当量齿数 311v cos/zz =10.28 322v cos/zz =41.12 节圆直径 8.3222111 zz zAd mm 4.1621 11 drmm 2.13122122 zz zAd mm 6.6521 22 drmm 3.4.2 二档齿轮参数确定 二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选 =20 342 ZZi （ 3.8） nh mAZ cos2 （ 3.9） n843 cos2 mAZZ =3 21cos822 =51.36 由式 （ 4.7）、 （ 4.8） 得 3Z =14.17， 4Z =37.19 取整为 3Z =14， 4Z =37 nts - 20 - 则，342 ZZi =1437=2.64 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 cos2 43ZZmA no =81.41mm 端面压力角 tant=tan n /cos t=21.172 端面啮合角 tot AA co sco s , 22.21,t 变位系数之和 n0.23 64.21437374 zzU3 =0.41 4 =-0.28 求8的精确值： cos2 43 ZZmA n =21.10 二挡齿轮参数： 分度圆直径 cos33 nmzd =45.02mm cos44 nmzd =118.97mm 齿顶高 nn3an3 yh mh a =4.14mm nn4an4 yh mh a =2.25mm 式中： n0n /mAAy ）（ =0.20 nnn yy =0.03 齿根高 n3nan3 h mch f =2.52mm n4nan4 h mch f =4.59mm nts - 21 - 齿全高 4fa4 hh h =6.84mm 齿顶圆直径 33a3 2 ahdd =53.30mm 4a44 2hdda =123.47mm 齿根圆直径 333 2 ff hdd =39.98mm 444 2 ff hdd =109.79mm 当量齿数 333v cos/zz =17.23 344v cos/zz =45.57 节圆直径 02.4524333 zz zAdmm 51.2221 33 drmm 98.11824344 zz zAdmm 49.5921 44 drmm 3.4.3 三档齿轮参数确定 三挡齿轮为斜齿轮，初选 =23 356 iZZ （ 3.10） Z6=1.77Z5 nh mAZ cos2 =51.04 （ 3.11） 由式 （ 4.9）、（ 4.10） 得5Z=18.45，6Z=32.59 取整5Z=18，6Z=32 563 ZZi =1832=1.78 nts - 22 - 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 cos2 65ZZmA no =80.33mm 取整 A=82 端面压力角 tant=tan n /cos =0.3899 t=21.29 端面啮合角 tot AA co sco s , = 29.21cos94.81 82 =0.931 397.21,t 变位系数之和 n0.24 78.1183256 zzU5=0.31 6=-0.07 求6的精确值： cos2 65ZZmA n =21.10 三挡齿轮参数： 分度圆直径 cos55 nmzd =57.89mm cos66 nmzd =102.90mm 齿顶高 nn5an5 yh mh a =3.27mm nn6an6 yh mh a =2.13mm 式中：n0n /mAAy ）（ =0.02 nnn yy =-0.22 齿根高 n5nan5 h mch f =2.82mm n6nan6 h mch f =3.96mm 齿全高 5fa5 hh h =6.09mm nts - 23 - 齿顶圆直径 55a5 2 a
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