重型汽车变速器升速箱的设计.doc

重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 11 摘 要 变速器作为汽车传动系统的重要组成部分 其技术的发展 是衡量汽车技术水平 的一项重要依据 21 世纪能源与环境 先进的制造技术 新型材料技术 信息与控 制技术等是科学技术发展的重要领域 这些领域的科技进步推动了变速起的发展 目前国内外的变速器熬向着自动变速器方向发展 有一半以上的交合和部分重型汽 车上使用的是自动变速器 由于重型汽车需要发动机的载荷表较大 这就要求升速 箱的设计向着低成本 体积小的方向发展 有利于能源的节约 随着国内汽车市场的发育成长 变速器产品型谱逐步细化 产品的针对性越来 越强 因此在保证现有变速器生产和改进的同时 要充分认识到加入 WTO 后良好的 合作开发机遇 取长补短 同时更应认识到供方 买方 替代者 产品竞争者的巨 大压力 要紧跟重型商用车行业向高档 高技术含量和智能化方向发展的趋势 要 紧跟客车低地板化 绿色环保化 城市公交大型化的发展方向 开发和生产具有自 主知识产权 适合我国国情的重型车用变速器 升速箱作为变速器的一种 它的特 点是工作稳定 制造简单 工作效率高 能够很好的达到使用者的要求 现在很多 升速箱作为实验台的一部分组成构建 它能够很好的完成实验所需要达到的要求 是一种需要开发和升入研究的装置 矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖 关键词 重型汽车 变速器 升速箱 实验台 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 12 AbstractAbstract Automobile transmission gearbox as an important component of its technology automotive technology is a measure of the level of an important basis 21st century energy and environment advanced manufacturing technology new materials technology information and control technology is an important area of scientific and technological development At home and abroad transmission automatic transmission direction toward the boil more than half of intercourse and some heavy duty vehicle is used on automatic transmission Since heavy vehicles need larger engine load table which requires the design or speed box toward low cost small size direction is conducive to energy conservation With the development of the domestic car market growth the transmission spectrum gradually refined products products targeted getting stronger and therefore ensure that the existing transmission manufacturing and improved at the same time to fully understand the good cooperation after joining the WTO development opportunities each other but also should recognize suppliers buyers substitutes products of competitors tremendous pressure To keep heavy commercial vehicle industry to high end high tech and intelligent direction of the trend to be followed by low floor buses green environmental protection urban public transport development direction of large scale development and production with independent intellectual property rights for China s national conditions of heavy vehicle transmission Transmission or speed box as one it is characterized by stable simple to manufacture efficient very good to meet the user s requirements Now a lot of bench or speed box as part of building components it can be a good experiment to complete the requirements needed to achieve is a need to develop and promoted research devices 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 3 Keywords heavy vehicles transmissions or speed box bench 聞創沟燴鐺險爱氇谴 净 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 14 1 1 绪绪 论论 我国商用车主要分为重型商用车 中型商用车 轻型商用车和微型商用车四大类 其 中重型 略 长最快 年均增幅最大 燃油价格的不断上涨 国际上不断严格的汽车尾 气排放法规 不断恶化的道路交通拥堵状况以及技术熟练司机的短缺 这些因素都将 促使未来的商用车 尤其是重型商用车的动力传动系统发生重大变化 针对国内变速 器生产厂的现有条件 开展重型商用车机器的关键技术研究 开发具有自主知识产权 的机械式自动变速器 对打破国外的技术垄断 掌握核心技术 促进我国汽车工业的发 展与技术进步的现实意义 残骛楼諍锩瀨濟溆塹籟 1 11 1国外手动变速器研究国外手动变速器研究 对整车制造商而言 据美国阿贡国家实验室在1999年发布的报告 对于一个典型 的微型车变速器大概占据其制造成本的7 对于消费者而言 变速器配置的丰富程度 在很大程度上会影响他们的购买决定 另外 变速器和发动机的匹配将在很大程度 上决定整车的排放燃油经济性及整车的操控性 而另一项研究表明在变速器的制造 过程中 越来越多的采用了大量的先进设计和制造技术在Ford Getrag6 变速器中采 用了激光焊接冲压滑动齿轮选择器轴套这是一种由雷诺公司在5 速副轴原型变速箱 设计中发明的技术命名为EMl曾在2000年展出并因为它的简单和轻便仅22公斤却能提 供140N m 的转矩而出名 这种激光焊接冲滑动齿轮选择器轴套替代了前一代变速 器的铸铁拨叉 可以减少对内部的伤害 并且在这种设计中齿轮盘片的激光和摩擦焊 接同时保证了所需机器设计空间的降低此外设计人员也在其齿轮提供高转矩输出的 设计上认真地研究过提高了耐久性和低噪声水平 酽锕极額閉镇桧猪訣锥 1 21 2 国内手动变速器研究国内手动变速器研究 在中国 手动变速器因为其低廉的价格和给驾驶者的良好的操控感 一直以来都占 据着变速器的主流 如在2007年手动变速器大概占整个微型车市场的74 这其中既 有历史的原因也有现实的因素 从历史上来看 长期以来手动变速器占据压倒性的市 场份额 而且基本所有的驾驶员都接受手动变速器的培训 从现实角度 虽然目前市 场自动变速器的发展也很快 但相比之下 自动变速器的价格相对昂贵 燃油经济性也 相对较差 普通消费者的需求受到抑制 另一个很重要的原因是提供相对低廉汽车产 品的本土汽车生产商还没有完全掌握自动变速器的技术 所以传统的齿轮变速器仍 以其结构简单效率高 功率大三大显著优点依然占领着汽车变速器的主流地位 彈贸 摄尔霁毙攬砖卤庑 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 5 综上所述 机械变速器有着很大的发展空间 尤其在微型车辆的使用上 而国内 外也针对现在市场的需要在不断研究和改进变速器 本设计将参考国内外关于变速器 设计 汽车设计 汽车变速器等的相关书籍与文章 根据工作及传动比要求 对变速 箱构造进行设计 再根据设计手册 对部分零件进行设计 最后查阅相关标准 对设计 结果进行全面的校核 保证其可行性及安全性 謀荞抟箧飆鐸怼类蒋薔 1 31 3自动变速器自动变速器 最早在1904年出现了离合器和制动器等摩擦元件操纵变速的行星齿轮机构 该 机构首先用于英国Wilson Picher汽车上 1907年福特车上大量使用行星齿轮变速器 它的出现实现了不切断动力进行的 动力换挡 并避免了固定轴式变速器中的 同步问题 而液力耦合器的出现为自动操纵的实现提供了可能 1938年至1941 年美国GM和Chrysler公司采用液力耦合器代替离合器 省去了驾驶时的离合器踏板 操作 随后出现了液力自动变速去的前身 开始了车速和油门两个参数信号 用液 压逻辑油路控制的液力自动变速时代 厦礴恳蹒骈時盡继價骚 该阶段以1939年的通用Oldsmobile车上的Hydromantic开始 以液力自动变速器 的普遍应用和迅速推广为特征 这个阶段的液力自动变速 由液力变矩器和行星齿轮 变速器组成 控制系统是通过液压系统来实现的 控制信号的产生 主要是通过反 映油门开度大小的节气门阀和翻涌车速高低的速控阀来实现 其控制系统是由若干 个复杂的液压阀和油路构成的逻辑控制系统 按照设定的换挡规律 控制换挡执行 机构的动作 从而实现自动换挡 代表性的产品有 丰田A40系列自动变速器 通用 的4T60E EF CHPE9等系列产品 但液压系统的控制精度较低 难以适应车辆行驶 状况的变化 无法按使用者愿望实现精确的换挡品质控制 茕桢广鳓鯡选块网羈泪 1969 年法国的雷诺 R16TA 轿车首先使用了电子控制自动变速器 与全液压的 区别在于自动换挡的控制系统是由电脑来实现的 但当时电子技术不成熟 应用范 围较窄 到 20 世纪 80 年代末 电子控制逐步实用化 越来越多的自动变速器采用 了电子控制 自动变速器的控制系统包括电控和液控两部分 电控系统由电脑 各 种传感器 电磁阀及控制电路等组成 它将控制换挡的参数 如车速和油门开度等 通过传感器转换为电信号输送给电脑 电脑通过处理奖换挡的信号作用于换挡电磁 阀 从而利用液压换挡执行机构实现自动换挡 由于电脑能存储和处理多种换挡规 律 在改善换挡品质控制方面 由明显的优越性 并且与整车的其他控制系统的兼 容性号 最终可以实现车辆电子控制系统一体化 鹅娅尽損鹌惨歷茏鴛賴 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 6 随着车辆技术和自动变速技术的发展 人们不再满足于简单的功能实现 车辆 自动变速技术即将进入智能化阶段 控制策略的不断改进成为车辆自动变速技术的 特点 德国的宝马公司从 1992 年起 陆续推出用于四档和五档自动变速器的自适应 控制系统 能够自动识别驾驶员的类型 环境条件和行驶状况 并对换挡规律作出 适当调整 尼桑的 E4N71B 自动变速器 采用模糊推理对高速公路坡道进行识别 采 取禁止升档的措施消除循环换挡 三菱新型四档自动变速器 将各种输入信息和驾 驶员的换挡通过神经网络建立联系 利用神经网络的学习功能 使得车辆能够按照 驾驶员的意图自动换挡 我国应用液力传动始于五十年代 自行研制出了内燃机车 和红旗 CA770 三排座高级轿车的液力传动系统 随后液力传动液在我国获得了一定 发展 此外 部分均匀车辆上使用了液力自动变速器 但发展速度要落后于发达国 家 籟丛妈羥为贍偾蛏练淨 20 世纪 90 年代末期 大众汽车公司和博格华纳公司携手合作 生产第一个适 用于大批量生产和应用于主流车型的 Dual Tronic 技术双离合器自动变速器 博格 华纳公司通过使用新的电子液压元件 是双离合器自动变速器变成了实用性很强的 变速器 2002 年德国大众汽车公司首次向世界展示了这一技术创新 并给他命名为 直接换挡变速器 Direct Shift Gearbox 简称 DSG 2003 年大众汽车公司推出了 6 挡 DSG 变速器 成为首个提供双离合器自动变速器系统的整车厂 随后 DSG 变速 器逐步推广应用在奥迪 TT3 2 大众捷达 大众途安 大众第五代高尔夫 宝来 奥迪 A3 SKODA 等众多车型上 2008 年大众汽车公司联手舍弗勒集团推出了更为先 进的 7 挡 DSG 变速器 我国也很重视双离合器自动变速器的自主研发 2007 年 我国科技部 十一五 863 计划将双离合器自动变速器列为 汽车开发先进技 术 重大项目 由重庆青山 吉利 杭齿三家公司承担 2008 年 上海汽车公司 和沈阳华晨汽车公司宣布联合开发双离合器自动变速器 同年 在国家发改委支持 下 国内 12 家汽车企业联合成立了 中发联 与美国的博格华纳公司进行合作 开发双离合器自动变速器 在 2009 年上海车展上 吉利汽车公司展出了我国第一 款自主研发的 7 挡双离合器自动变速器 据说 吉利汽车公司已经基本掌握了双离 合器自动变速器的关键技术及双离合器自动变速器的开发流程 預頌圣鉉儐歲龈讶骅籴 1 41 4重型变速器技术的发展现状重型变速器技术的发展现状 我国重卡主要以驾驶室的更新换代为主 新产品重视的是驾驶室造型的新颖性及 其内部的舒适性 然而 当相对前些年豪华和舒适的驾驶室成为普遍基本属性的情 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 7 况下 行业所关注的重点不再是 长相 而是 内涵 因为 如果缺乏 内涵 而 仅靠 长相 来提高产品竞争力 来吸引消费者 已非易事 在市场需求发生重大 变化的背景下 近年来 重卡的产品研发更加注重提升 内涵 产品性能 在 与重卡 内涵 密切相关的多种性能中 动力性和经济性成为目前用户关注的焦点 产品销售的卖点 因此 各重卡企业都不约而同地将产品研发的方向 转向了底盘 特别是动力系统总成的升级换代 在动力系统总成升级换代的过程中 与大功率重 型发动机一样 重型变速器的研发与应用也已成为关注的重点 关于商用车变速器 的级别 虽然目前尚无明确的划分标准 但业内通常将标定输入扭矩在 900N m 以上 的汽车变速器称为重型变速器 主要是指匹配于重型卡车及大型客车的变速器总成 通过对重卡新品的观察及对市场主流车型的分析发现 总体而言 我国重型变速器 产品技术目前呈现一种多挡化 轻量化和自动化的发展局面 渗釤呛俨匀谔鱉调硯錦 升速箱实际上与变速器的结构相似 升速箱体是一种由封闭在刚性箱体内的齿 轮传动组成的独立部件 用在原动机与工作机之间作为升速的传动装置 升速器是 常见的升速装置 它的特点是工作可靠 制造简单 效率高 传动比稳定 在各工 业部门得到广泛应用 如汽车行业航天行业等等 在设计的的过程中其主要是联系 实际加工 设计出来的工件要加能够加工出来才行 还有不是单单把零件图画出来 就行 要考虑到装配的时候 能否装配得起来 所以在画图之前要综合起要先看整 体然后现考虑每个零件的具体要求及结构特点在设计过程中首先考虑的是减速箱的 整体框架 既上端盖和底座 其次是齿轮方面的设计 也是最重要的一部分 其齿 轮设计的多少会直接影响到减速箱的传动比而其它的绝大多分的零件都是根据这两 个而设计的 铙誅卧泻噦圣骋贶頂廡 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 18 2 2 重型商用车变速器试验台升速箱的总体重型商用车变速器试验台升速箱的总体方案设计方案设计 2 12 1 试验变速器的主要参数试验变速器的主要参数 变速器试验台所试验变速器为綦江齿轮传动公司生产的 QJ12S 150 变速器 选择其 中的 QJ12S2400 各档传动比如下 擁締凤袜备訊顎轮烂蔷 档档 位位 一一 档档 二二 档档 三三 档档 四四 档档 五五 档档 六六 档档 七七 档档 八八 档档 九九 档档 十十 档档 十一十一 档档 十二十二 档档 传传 动动 比比 13 2 4 9 1 0 6 2 4 4 4 0 3 5 9 3 0 1 2 4 7 2 0 7 1 7 1 1 4 2 1 191 00 2 22 2 变速器试验台的主参数变速器试验台的主参数 试验功率400kw 输入扭矩2865Nm 转速 1500r min 1 1 驱动电机驱动电机 电机功率 400kw 450KW 额定转速 1500r min 最高转速 2000r min 额定转矩 3000Nm 基频 50Hz 20 20 负载电机负载电机 电机功率 450kw 额定转矩 5730 Nm 恒转矩调速范围为75 750 rpm 恒功率调速范围为750 2000 rpm 2 32 3 传动比的确定传动比的确定 升速箱各档传动比初步定为一档1 5 1 二档1 1 75 三档1 4 58 四档1 12 根据转速要求判断升速箱传动比选择是否符合设计要求 根据转速要求判断升速箱传动比选择是否符合设计要求 输入转速变速器传动比升速箱传动升速箱转速升速箱转速输出是否在 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 9 rpm 比输出 rpm 负载电机转速范围 0rpm 1800rpm 内 1500 13 24 一档 1 8 四档 906 34 可用 1500 9 10 二档 1 8 四档 1318 68 可用 1500 6 24 三档 1 4 三档 961 54 可用 1500 4 40 四档 1 4 三档 1363 64 可用 1500 3 59 五档 1 2 2 二档 919 22 可用 1500 3 01 六档 1 2 2 二档 1096 35 可用 1500 2 47 七档 1 2 2 二档 1336 03 可用 1500 2 07 八档 1 2 2 二档 1594 20 可用 1500 1 71 九档 1 1 1 一 档 964 91 可用 1500 1 42 十档 1 1 1 一 档 1161 97 可用 1500 1 19 十一档 1 1 1 一 档 1386 56 可用 1500 1 00 十二档 1 1 1 一 档 1650 可用 根据转矩要求确定各档位选择是否符合设计要求 输入转矩 Nm 变速器传动比升速箱传动 比 升速箱转矩 输出 NM 升速箱转矩输出是否在 负载电机转矩允许范围 0Nm 4456Nm 内 2650 13 24 一档 1 8 四档 4385 75 可用 2650 9 10 二档 1 8 四档 3014 38 可用 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 10 2650 6 24 三档 1 4 三档 4134 可用 2650 4 40 四档 1 4 三档 2915 可用 2650 3 59 五档 1 2 2 二档 4324 32 可用 2650 3 01 六档 1 2 2 二档 3625 68 可用 2650 2 47 七档 1 2 2 二档 2975 23 可用 2650 2 07 八档 1 2 2 二档 2493 41 可用 2650 1 71 九档 1 1 1 一 档 4119 55 可用 2650 1 42 十档 1 1 1 一 档 3420 91 可用 2650 1 19 十一档 1 1 1 一 档 2866 82 可用 2650 1 00 十二档 1 1 1 一 档 2409 09 可用 所以升速箱传动比初步选择合适 且各档位使用时间如下 变速变速 器档器档 位位 一档一档二二 档档 三三 档档 四四 档档 五五 档档 六六 档档 七七 档档 八八 档档 九九 档档 十十 档档 十一十一 档档 十二十二 档档 变速变速 传动传动 比比 13 2 4 9 1 0 6 2 4 4 4 0 3 5 9 3 0 1 2 4 7 2 0 7 1 7 1 1 4 2 1 191 00 升速升速 箱档箱档 位位 四档三档二档一档 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 11 升速升速 箱传箱传 动比动比 1 81 41 21 1 25 根据初步选定的各档传动比可知 z8 z4 1 8 z7 z3 1 4 z6 z2 1 2 2 z5 z1 1 1 1 因为变位系数为 0 所以 z8 z4 z7 z3 z6 z2 z5 z1 zh 由此可知齿轮8齿数最少 因为斜齿轮的齿数最少为11 所以取z812即四档从动 齿数 2 42 4 传动机构布置方案分析传动机构布置方案分析 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 12 图分别示出了几种中间轴式变速器的传动方案 各种传动方案的共同特点是 变 速器的第一轴后端与常啮合主动齿轮做成一体 绝大多数方案的第二轴前端经轴支 撑在第一轴的后端的孔内 并且保持两轴轴线在同一直线上 经啮合套将它们连接后 可得到直接挡 使用直接挡 变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承载 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 可达到 90 以上 噪声低 齿 轮和轴承的磨损减少 因为直接挡的利用率要高于其它挡位 因而提高了变速器的使 用寿命 在其它前进挡位工作时 变速器传递的动力需要经过设置在第一轴 中间轴和 第二轴上的两对齿轮传递 因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离 中心距 不大 的条件下 一挡仍然有较大的传动比 档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动 挡位低的齿 轮 一档 可以采用或不采用常啮合齿轮传动 多数传动方案中除一挡以外的其它挡 位的换档机构 均采用同步器或啮合套换挡 少数结构的一挡也采用同步器或啮合套 换挡 还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上 在除直接挡以外的其它挡 位工作时 中间轴式变速器的传动效率略有降低 这是它的缺点 贓熱俣阃歲匱阊邺镓騷 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撑在发动机飞轮上 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 坛摶乡囂忏蒌鍥铃氈 淚 在挡数相同的情况下 中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数 轴的支撑方式 换 挡方式和倒挡传动方案以及挡位布置顺序上有差别 蜡變黲癟報伥铉锚鈰赘 如图中的中间轴式四档变速器传动方案示例的区别为 图 b 所示方案有四对常啮 合齿轮 倒档用直齿滑动齿轮换档 第二轴为三点支承 前端支承在第一轴的末端孔 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 13 内 轴的中部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上 图 a 所示的传动方案又 能达到提高中间轴和第二轴刚度的目的 图 c 所示传动方案的二 三 四档用常啮 合齿轮传动 而一档和倒档用直齿滑动齿轮换档 第二轴为支承点 買鲷鴯譖昙膚遙闫撷凄 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 114 3 3 变速器的主要参数选择变速器的主要参数选择 3 13 1中心距中心距A A的确定的确定 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的中心距 A 对两轴式变速器 将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器的中心距 A 它是一个基本参数 其大小不仅对变速器的外形尺寸 体积大小由影响 而且对 齿轮的接触强度由影响 中心距越小 齿轮的接触应力越大 齿轮的寿命越短 因 此 最小允许中心距应当由保证齿轮必要的接触强度来确定 变速器轴经轴承安装 在壳体上 从布置轴承的可能与反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 受一挡小齿轮齿数不能过少 的限制 要求中心距也要大些 还有 变速器中心距取的过小 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 綾镝鯛駕櫬鹕踪韦辚糴 对于中间轴式变速器 初选中心距是可以根据以下经验公式计算 A KA 式中 A 为变速器中心距 mm KA为中心距系数 商用车 KA 9 5 11 Temax为 电机的最大转矩 N m i1 为变速器的一档传动比 ng为电机机的传动效率 取 96 驅踬髏彦浃绥譎饴憂锦 已知变速器的传动比在8左右 取i1 7 8 Temax 2865 Nm 带入上式得出初选中心距的范围 A 276 1 310 8mm 综上所述选择 A 300mm 变速器的横向外形尺寸 可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换挡机构的布置 方案来初步确定 影响壳体轴向尺寸的因素有挡数 换挡机构形式以及齿轮形式 乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为 3 0 3 4 A 当变速器选用的挡数和同步器较多时 上述中心距系数应选取上限 为了检测的 方便 中心距 A 最好为整数 3 23 2 齿轮参数齿轮参数 3 2 13 2 1 模数的选取模数的选取 齿轮模数是一个重要参数 并且影响他的选取因数又有很多 如齿轮的强度 质量 噪声 工艺要求等 选取模数应该遵守以下原则 在变速器中心距相同的情况下 选取较小的模数 就可以增加齿轮的齿数 同 时增加齿宽可是齿轮啮合的重合度增加 并减少齿轮噪声 所以为了减少噪声应合 理减少模数 同时增加齿宽 为使质量小些 应增加模数 同时减少齿宽 从工艺 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 15 方面考虑 各挡齿轮的应该选取一种模数 而从强度方面考虑 各挡齿轮要有不同 的模数 减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义 因此齿轮的模数应取得小些 对于货车减少质量比减少噪声重要 固齿轮应选用大些的模数 变速器低档应选用 大些的模数 其他档位应选用另一种模数 少数情况下汽车变速器各档的齿轮选用 相同的模数 猫虿驢绘燈鮒诛髅貺庑 表 3 1 汽车变速器齿轮的法向模数mn 乘用车的发动机排量 V L货车的最大总质量 ma t 车 型 1 0 V 1 61 6 V 2 5 6 014 0 模数 mn mm 2 25 2 752 75 3 03 50 4 504 50 6 00 所选模数数值应符合国家标准 GB T1357 1987 的规定 见下表 选用时应用第 一系列 括号内的模数尽量不用 锹籁饗迳琐筆襖鸥娅薔 表 3 2 汽车变速器常用的齿轮模数 第一 系列 1 2 5 1 5 2 0 0 2 5 0 3 0 0 4 0 0 5 0 0 第二 系列 1 75 2 2 5 2 7 5 3 25 3 50 3 75 4 5 0 5 5 0 表 3 1 汽车变速器齿轮的法向模数 n m 故根据以上三表格的内容 一档模数为 6 其余各档的模数 m 5mm 3 2 23 2 2 压力角压力角 齿轮压力角较小时 重合度较大并降低了齿轮的刚度 为此能减少进入啮合和 退出啮合是的动载荷 是传动平稳 有力与降低噪声 压力角较大时可提高齿的抗 弯强度和表面接触强度 实验证明 对于直齿轮 压力角在 28 是强度最高 超过 28 时强度增加的不多 对于斜齿轮 压力角在 25 时强度最高 構氽頑黉碩饨荠龈话骛 实际上因国家规定的标准压力角为 20 所以变速器的齿轮采用的压力角普遍 是 20 啮合套或同步器的结合压力角有 20 25 30 等 但普遍使用 30 的压力角 輒峄陽檉簖疖網儂號泶 所以此次设计中的齿轮锁采用的压力角为 20 同步器的压力角为 30 车型微型 轻型轿车中级轿车中型货车重型汽车 n m 2 25 2 752 75 33 50 4 54 50 6 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 16 3 2 33 2 3 螺旋角螺旋角 斜齿轮在变速器中得到广泛应用 选取斜齿轮的螺旋角 应该注意他对齿轮工作噪 声 齿轮的强度和轴向力有影响 在齿轮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 实验还证明 随着螺旋角的增大 齿的强度也 随着提高 不过当螺旋角大于 30 时 其抗弯强度骤然下降 而接触强度继续上升 因此从高低档齿轮的抗弯强度出发 并不希望有过大的螺旋角 以 15 25 为宜 而从提高高档齿轮的接触强度和增加重合度着眼 应当选用较大的螺旋角 两轴式 变速器为 20 25 尧侧閆繭絳闕绚勵蜆贅 3 2 43 2 4 齿宽齿宽 b b 通常根据齿轮模数 m mn 的大小来确定齿宽 b 直齿轮 b Kcm Kc为齿宽系数 为 4 5 8 0 斜齿轮 b Kcmn Kc取 6 0 8 5 采用啮合套或同步器换挡时 其接合齿轮的工作宽度初选是可取 2 4mm 3 33 3 各档齿数的分配与计算各档齿数的分配与计算 此次所设计的两轴四档变速箱草图如下图所示 在分配齿数的时候 应该 注意的是各档齿轮的齿数应该尽可能的不是整数 以便齿轮均匀磨损 识饒鎂錕缢灩筧嚌 俨淒 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 17 3 3 13 3 1 一档齿轮齿数的确定一档齿轮齿数的确定 此次所设计的两轴四档变速器 已知负载电机的额定功率 400 450kw 转速 1500r min 最大转矩 2865Nm 安全系数大于 2 载荷平稳可靠 确定 1 档齿轮齿数 凍鈹鋨劳臘锴痫婦胫籴 1 一档传动比 i1 3 1 为了求 Z1和 Z2的齿数 先求其齿数和 Zh 公式如下 直齿 Zh 斜齿 Zh 3 2 2 选取中间轴一档的齿数 一档传动比 0 8 由于四档为斜齿 从动齿轮齿数 Z 12 Z Z i 12 8 96 所以齿数和为 Zh 108 中心距 A 300mm 8 20cos2 mZh 所以一档齿轮齿数和 Zh 100 所以Z1 55 5 取整为 56 Z2 45 重新计算传动比 6 3002x 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 18 i 45 56 0 8恥諤銪灭萦欢煬鞏鹜錦 3 3 23 3 2 二挡齿轮齿数的确定二挡齿轮齿数的确定 i2 3 3 根据选的中心距 A 300 模数为 m 5 初选螺旋角 20 带入上式 3 2 中 Zh 108 Zh 108 先取二挡的传动比 i2 0 5 则带入式 3 3 中得到 1 5Z3 108 Z3 72 则 Z4 108 72 36鯊腎鑰诎褳鉀沩懼統庫 然后对中心距 A 进行修正 由于齿轮齿数取整后会使中心距发生变化 固需要重新计算中心距 A Zhmn 2cos A 300 故中心距 A A 300mm 3 3 33 3 3 三档齿轮齿数的确定三档齿轮齿数的确定 i 3 4 3 先取三档的传动比为 i3 0 25 则带入式 3 4 中得到 1 25Z5 108 Z5 86 4 取整 Z5 86 则 Z6 108 86 22 硕癘鄴颃诌攆檸攜驤蔹 由于齿数的取整 传动比发生了变化 修正后的传动比为 i3 22 86 0 256 3 3 43 3 4 四档齿轮齿数的确定四档齿轮齿数的确定 i2 3 5 该挡为最高档 传动比在 1 8 左右 初选四档的传动比为 i4 0 125 则带入式 3 5 中得到 1 125Z7 108 Z7 96 则 Z8 108 96 12 螺旋角不变 阌擻輳嬪諫迁择楨秘 騖 3 3 63 3 6 各挡齿轮参数表各挡齿轮参数表 一挡的齿宽系数应取得稍微大些 因此去 Kc 8 所以一档的齿宽 b kcm 8 6 48mm 其余各挡的齿宽系数取 kc 6 b kcmn 6 5 cos 31 9 取 b 32mm 各挡齿轮的参数如下表所示 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 19 表 3 1 各挡齿轮的参数 挡数 主动齿 轮 齿数 从动齿 轮 齿数 中间齿 轮 齿数 齿宽 B MM 模数 M MM 螺旋角 传动比 I 一挡 564548600 8 二挡 7236325200 5 三挡 8622325200 256 四挡 9612325200 125 4 4变速器的设计与计算变速器的设计与计算 4 14 1 齿轮的损坏形式齿轮的损坏形式 变速器齿轮的损坏形式主要有 轮齿折断 齿面疲劳点蚀 移动换挡齿轮端部 破坏以及齿面胶合 齿轮折断发生在以下几种情况 齿轮收到足够大的冲击载荷作用 造成齿轮弯 曲折断 齿轮在重复载荷作用下 齿根产生疲劳裂纹 裂纹扩展深度逐渐加大 然 后出现弯曲折断 前者在变速器中极其少见 而后者出现的多些 氬嚕躑竄贸恳彈瀘颔澩 齿轮工作时 一对齿轮相互啮合 齿面相互挤压 这时存在于齿面细小裂纹中 的润滑油压升高 并导致裂纹扩展 然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点 称 之为齿面点蚀 它使齿形误差加大 产生动载荷 并可能导致齿轮折断 釷鹆資贏車贖 孙滅獅赘 用移动齿轮的方法完成的换挡的低档和倒档出论 由于换挡时两个进入啮合的 齿轮的存在角速度差 换挡瞬间在齿轮端部产生冲击载荷 并造成损坏 怂阐譜鯪迳導 嘯畫長凉 负荷大 齿面相对滑动速度又高的齿轮 在接触压力大且接触处产生高温作用 下的情况使齿面间的润滑油膜遭到破坏 导致齿面直接接触 在局部高温 高压作 用下齿面互相熔焊粘连 齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹 称之为齿面胶合 变速器 齿轮的这种破坏出现的较少 谚辞調担鈧谄动禪泻類 4 24 2 齿轮的强度计算齿轮的强度计算 1 直齿轮弯曲应力 W W 4 1 式中 W为弯曲应力 MPa F1为圆周力 N F1 2Tg d Tg为计算载荷 N mm d 为节圆直径 mm K 为集中应力系数 可取近似值 K 1 65 Kf为摩擦力影响 系数 主 从动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 Kf 1 4 从动齿轮 Kf 0 9 b 为齿宽 mm t 为端面齿距 mm t m m 为模 数 y 为齿形系数 如图 4 1 所示 嘰觐詿缧铴嗫偽純铪锩 应为齿轮的节圆直径为 d mz 式中 z 为齿数 所以将上述有关参数带入 4 1 后得到当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时 一档得许用弯曲应力在 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 20 98 250MPa 承受双向交变载荷作用的倒档齿轮的许用应力应取下限 熒绐譏钲鏌觶鷹緇機 库 图 4 1 齿形系数图 假定载荷作用在齿顶 20 f0 10 W W 4 2 已知电动机的最大转矩为 Temax 2865N m 2865000N mm 输入轴上的齿轮其 Tg Temax 输出轴上的齿轮其 Tg iTemax 计算一档主动齿轮 齿数 z1 56 根据上图 取得 y 0 156 齿宽系数 Kc 8 带 入式 4 2 一挡的许用弯曲应力为 98 250Mpa 鶼渍螻偉阅劍鲰腎邏蘞 w 139 7Mpa 856156 0 61214 3 65 1 2 128650002 3 故满足许用弯曲应力要求 计算一档从动齿轮 齿数 z2 45 根据上图 取得 y 0 153 齿宽系数 Kc 8 带 入式 4 2 一挡的许用弯曲应力为 98 250Mpa 纣忧蔣氳頑莶驅藥悯骛 w 185 8Mpa 45153 0 6814 3 9 065 1 8 028650002 3 x 满足许用弯曲应力要求 2 斜齿轮弯曲应力 w 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 21 W 4 3 式中 式中 W为弯曲应力 MPa F1为圆周力 N F1 2Tg d Tg为计算载荷 N mm d 为节圆直径 mm d mnz cos mn为法向模数 mm K 为集中应 力系数 可取近似值 K 1 50 b 为齿宽 mm t 为法向齿距 mm t mn y 为 齿形系数 可按当量齿数 Zn 颖刍莖蛺饽亿顿裊赔泷 Z cos3 在上图中查得 K 为重合度影响系数 K 2 0 将上述有关参数带入 4 3 后得到 W 4 4 濫驂膽閉驟羥闈詔寢賻 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时 对乘用车常啮合和高档齿轮 许用应力在 180 350MPa 的范围 对货车在 100 250MPa 銚銻縵哜鳗鸿锓謎諏涼 在计算常啮合齿轮时由于没有采用变位 所以主 从动齿轮的弯曲应力大小只差在 y 上 而 y 随着当量齿数的增大而减小 所以计算时只要计算该对齿轮中弯曲应力 大的 即齿数小的那个齿轮即可 挤貼綬电麥结鈺贖哓类 计算二挡常啮合齿轮齿轮的弯曲应力 已知 Z3 72 Kc 6 20 Zn 90 从表中查的 y 0 165 w 138 36MPa 165 0 6220cos 5 47214 3 5 120cos28650002 33 满足许用弯曲应力要求 计算三档常啮合齿轮的弯曲应力 已知 Z5 86 Kc 6 20 Zn 104 从表中查的 y 0 165 带入式 4 4 w 115 5Mpa 165 0 6220cos 5 48614 3 5 1 20cos2865002 33 满足许用弯曲应力要求 计算四档常啮合齿轮的弯曲应力 已知 Z8 96 Kc 6 20 Zn 116 从表中查的 y 0 165 带入式 4 4 w 107 58Mpa 6218 0 20cos 5 49614 3 5 120cos28650002 33 满足许用弯曲应力要求 2 齿轮接触应力 j j 0 418 4 5 赔荊紳谘侖驟辽輩袜錈 式中 j为齿轮的接触应力 MPa F 为齿面法向力 N 为节点处压力角 E 为齿轮材料的弹性模量 MPa b 为齿轮接触的实际宽度 Z b为主 从动 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 22 轮节点处的曲率半径 mm 直齿轮 Z rzsin b rbsin 斜齿轮 Z rzsin cos2 b rbsin cos2 rz rb为主 从动轮节圆半径 mm 塤礙籟馐决穩賽釙冊庫 将作用在变速器第一轴上的载荷 Temax 2 作为计算载荷时 变速器的许用接触应力见 下表所示 表 4 1 变速器齿轮的接触应力 j MPa 齿轮 渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 1900 2000950 1000 常啮合齿轮和高档 1300 1400650 700 F F1 cos cos F1 2Tg d 输出轴上的齿轮其 Tg Temax 2 正常啮合齿轮的节圆直径 d 等于分度圆直径所以 d mz 齿轮所选用的材料为 20GrMnTi 表面渗碳处理 弹性模量 E 210000 Mpa 裊樣祕廬廂颤谚鍘羋蔺 将各参数带入式 4 5 后计算得出 一挡齿轮的接触应力为 1253 52MPa 二挡齿轮的接触应力为 1137 93MPa 三挡齿轮的接触应力为 1010 77Mpa 四挡齿轮的接触应力为 929 77Mpa 参照上表 计算所得出的数据满足齿轮的许用接触应力 综合齿轮的弯曲应力和接触应力 此次设计的齿轮均基本满足强度要求 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢 其表层的高硬度和心部的高韧性相结合 能大大 提高齿轮的耐磨性和抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力 在选用刚才及热处理时 可对 加工性及成本予以考虑 仓嫗盤紲嘱珑詁鍬齊驁 国内汽车常用的变速器齿轮材料有 20GrMnTi 20GrMn2TiB 15MnCr5 20MnCr5 25 MnCr5 28 MnCr5 渗碳齿轮的表 面硬度为 58 63HRC 心部硬度为 33 48HRC 绽萬璉轆娛閬蛏鬮绾瀧 本次设计中齿轮的材料选用 20GrMnTi 一般设计中轴与齿轮的材料选取应相同 所 以此次设计中轴的材料也选用 20GrMnTi 骁顾燁鶚巯瀆蕪領鲡赙 4 3 轴的强度计算 变速器在工作时 由于齿轮上有圆周力 径向力和轴向力作用 变速器的轴承受 转矩和弯矩 要求变速器的轴应有足够的刚度和强度 因为刚度不足轴会发生弯曲 变形 结果破坏了齿轮的正确啮合 对齿轮的强度 耐磨性和工作噪声的均有不利 影响 因此 在设计变速器轴时 器刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提 条件 设计阶段可根据经验和已知条件来初选轴的直径 然后根据公式进行相关的 刚度和强度方面的验算 瑣钋濺暧惲锟缟馭篩凉 4 3 1 初选轴的直径 此次设计的变速器为两轴式四档变速器 重强度的方面考虑 四挡齿轮处的 输入轴 输出轴部分器受力最大 所以此次的轴的直径应该是最粗的地方 直径初输入轴 输出轴部分器受力最大 所以此次的轴的直径应该是最粗的地方 直径初输入轴 输出轴部分器受力最大 所以此次的轴的直径应该是最粗的地方 直径初 选选选 输入轴花键部分直径输入轴花键部分直径输入轴花键部分直径 d d d mmmmmm 可按下式初选 可按下式初选 可按下式初选 d K 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 23 式中 K 为经验系数 K 4 0 4 6 Temax为发动机的最大转矩 N m 计算后得 出 d 56 8mm 65 32mm 先取 d 60mm鎦诗涇艳损楼紲鯗餳類 4 3 2 轴的强度验算 1 轴的刚度验算 对齿轮工作的影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和周在水平面内产生的转角 前者是齿轮的中心距发生变化 破坏了齿轮的正常啮合 后者是齿轮相互歪斜 致 使沿齿长方向的压力分布不均匀 栉缏歐锄棗鈕种鵑瑶锬 在计算时可以按照下式计算 fc EIL baF 3 22 1 fs EIL baF 3 22 2 EIL baF 3 22 3 F1 cos tan2 max d Tg F2 d Tgmax2 Fa d Tg tan2 max 式中 fc为轴在垂直面上内的挠度 fs为轴在水平面的挠度 为转角 F1为齿轮 齿宽中间平面的径向力 N F2为齿轮齿宽中间平面的圆周力 N Fa为轴向力 i 为传动比 d 为齿轮节圆直径 为节点处压力角 为螺旋角 E 为弹性模量 MPa E 2 1 105MPa I 为惯性矩 mm4 对于实心轴 I d4 64 d 为轴的直 径 mm 花键处按平均直径计算 a b 为齿轮上的作用力距支座 A B 的距离 mm L 为支座间的距离 mm 辔烨棟剛殓攬瑤丽阄应 轴在垂直轴的全挠度 f 0 2mm 面和水平面挠度的允许值为 fc 0 05 0 10mm fs 0 10 0 15mm 齿轮所在平面 的转角不能超过 0 002rad 峴扬斕滾澗辐滠兴渙藺 2 轴的强度计算 作用在齿轮是上的径向力和轴向力 是轴在垂直面内弯曲变形 而 圆周力是轴在水平面内弯曲变形 其盈利为 重庆理工大学毕业论文 题目 小五 宋体 24 式中 M N mm d 为轴的直径 mm 花键取内径 W 为抗弯截面系数 mm3 詩叁撻訥烬忧毀厉鋨骜 在低档工作时 400MPa 4 3 3 校核各挡齿轮处轴的强度和刚度 在本次设计中 由于是两轴式变速箱 正常工作时只有一对齿轮啮合 所以对其总 弯矩的计算可用以下公式 对于直齿轮 M总 F合ab L 其中 F合 M 对于斜齿轮 由于多了一项轴向力 且轴向力产生的弯矩为 Ma 1 2Fad M 各挡齿轮出轴的直径如下所示 一挡齿轮处轴的直径 60mm 二档齿轮处轴的直径 三档齿轮处轴的直径 四档齿轮处轴的直径 60mm 花键内径 59 平均 60mm 花键内径 59 55mm 1 校核一挡齿轮处轴的强度和刚度 一挡为一对直齿圆柱齿轮的啮合 已知 d 56 6 336mm Temax 2865N m 压力角 20