第五章变速器设计解析.ppt

机械式变速器设计 机械式变速器设计主要学习 1 变速器设计的基本要求 2 各种形式变速器的特点 3 变速器主要参数的选择 4 齿轮变位系数的选择原则 5 各挡齿轮齿数的分配 6 变速器操纵机构 P1 1概述 变速器用来改变发动机传到驱轮上的转矩和转速 目的是在各种行驶工况下 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 P2 此外 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 变速器设计的基本要求 P3 1 保证汽车的动力性 经济性 2 可切断动力传输 空挡 3 能使汽车倒退行驶 倒挡 4 换挡迅速 省力 方便 5 工作可靠 不得跳挡 乱挡及换挡冲击 6 较高的工作效率 7 变速器的工作噪声低 2变速器分类 P4 发动机前置前轮驱动的汽车 发动机前置后轮驱动的汽车 用于液力机械式变速器 两轴式变速器 中间轴式变速器 旋转轴式 P5 两轴式变速器 P6 两轴式变速器 两轴式变速器传动方案 发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案 特点 变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体 多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮 其它挡位均用常啮合齿轮传动 P7 结构简单 轮廓尺寸小 布置方便 中间挡位传动效率高 噪声低 不能设置直接挡 一挡速比不能设计得很大 中间轴式变速器 中间轴式四挡变速器传动方案 P8 设有直接挡 一挡有较大的传动比 除直接挡以外 其他挡位工作时的传动效率略低 倒挡布置方案 倒挡布置方案 P9 输出轴3 中间轴1 倒挡轴2 换挡拨动 方案b的优点是倒挡利用了中间轴上的I挡齿轮 缩短了中间轴的长度 但换挡时要求有两对齿轮同时进入啮合 使换挡困难 换挡拨动 P10 方案f适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮 换挡更为轻便 P11 零 部件结构方案分析 1 齿轮形式齿轮形式 直齿圆柱齿轮 斜齿圆柱齿轮 P12 两者相比较 斜齿圆柱齿轮有使用寿命长 工作时噪声低的优点 缺点是制造时稍复杂 工作时有轴向力 变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮 直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡 P13 2 换挡机构形式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 P14 采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 使用同步器能保证换挡迅速 无冲击 无噪声 得到广泛应用 但结构复杂 制造精度要求高 轴向尺寸大 P15 利用同步器或啮合套换挡 其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程小 3 变速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承 球轴承 滚针轴承 圆锥滚子轴承 滑动轴套等 P16 3变速器主要参数的选择 挡数 P17 传动比范围 中心距 外形尺寸 轴的直径 一 挡数增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性 在最低挡传动比不变的条件下 增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小 使换挡工作容易进行 问题 挡数越多 变速器的结构越复杂 使轮廓尺寸和质量加大 而且在使用时换挡频率也增高 P18 挡数选择的要求 1 相邻挡位之间的传动比比值在1 8以下 2 高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的比值小 如i4 i5 i3 i4 3 目前 轿车一般用4 5个挡位变速器 货车变速器采用4 5个挡或多挡 多挡变速器多用于重型货车和越野汽车 P19 二 传动比范围 变速器的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 最大与最小之比 P20 传动比范围的确定与选定的发动机参数 汽车的最高车速和使用条件等因素有关 目前轿车的传动比范围在3 4之间 轻型货车在5 6之间 其他货车则更大 三 中心距A 变速器中心距是一个基本参数 对变速器的外形尺寸 体积和质量大小 轮齿的接触强度有影响 中心距越小 轮齿的接触应力越大 为什么 齿轮寿命越短 因此 最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定 P21 中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A 初选中心距A时 可根据下面的经验公式计算 式中 KA为中心距系数 轿车 KA 8 9 9 3 货车 KA 8 6 9 6 多挡变速器 KA 9 5 11 0 轿车变速器的中心距在65 80mm范围内变化 而货车的变速器中心距在80 170mm范围内变化 P22 变速器传动效率 取96 四 外形尺寸轿车四挡变速器壳体的轴向尺寸为 3 0 3 4 A货车变速器壳体的轴向尺寸与挡数有关 可参考下列数据选用 四挡 2 2 2 7 A五挡 2 7 3 0 A六挡 3 2 3 5 A当变速器选用的常啮合齿轮对数和同步器较多时 应取给出范围的上限 关于径向尺寸 P23 五 轴的直径中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径d 0 45A轴的最大直径d和支承间距离L的比值 对中间轴d L 0 16 0 18对第二轴d L 0 18 0 21 P24 第一轴花键直径d mm 可按下式初选 式中 K为经验系数K 4 0 4 6 Temax为发动机最大转矩 N m P25 六 齿轮参数 1 模数的选取齿轮模数选取的一般原则 P91 1 为了减少噪声应合理减小模数 同时增加齿宽 2 为使质量小些 应该增加模数 同时减少齿宽 3 从工艺方面考虑 各挡齿轮应该选用一种模数 4 从强度方面考虑 各挡齿轮应有不同的模数 模数概念的复习 下页 P26 齿轮模数来由 分度圆周长 式中为无理数 作为计算基准很不方便 于是人为地将规定为简单有理数并标准化 称为齿轮的模数 用m表示 其单位为mm 即有 有 P27 对于轿车 减少工作噪声较为重要 因此模数应选得小些 P28 选取 适用原则 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 所选模数值应符合国家标准的规定 变速器齿轮模数范围大致如下 微型 普通级轿车 中级轿车 中型货车 重型货车2 25 2 752 75 3 003 5 4 54 5 6 0 2 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 P29 对于轿车 为了降低噪声 应选用小些的压力角如14 5 15 16 16 5 等 对货车 为提高齿轮强度 应选用大些的压力角如22 5 或25 等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 普遍采用压力角为30 P30 3 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 P31 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 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 从提高高挡齿轮的接触强度着眼 应当选用较大的螺旋角 P32 斜齿轮传递转矩时 要产生轴向力并作用到轴承上 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 Fa1 Fa2为作用在中间轴承齿轮1 2上的轴向力 Fn1 Fn2为作用在中间轴上齿轮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 斜齿轮螺旋角选用范围 轿车变速器 两轴式为20 25 中间轴式为22 34 货车变速器 18 26 P33 由于 Fa1 Fn1tan 1Fa2 Fn2tan 2T Fn1r1 Fn2r2为使两轴向力平衡 必须满足 4 齿宽b 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 选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量 但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱 齿轮的工作应力增加 选用较大的齿宽 工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜 使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀 P34 通常根据齿轮模数m mn 的大小来选定齿宽b 直齿 b Kcm Kc为齿宽系数 取为4 5 8 0斜齿 b Kcmn Kc取为6 0 8 5啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为 2 4 mm 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些 使接触线长度增加 接触应力降低 以提高传动平稳性和齿轮寿命 P35 5 齿轮变位系数的选择 采用变位齿轮的原因 1 配凑中心距 2 提高齿轮的强度和使用寿命 3 降低齿轮的啮合噪声 P36 用齿条刀具加工齿轮时 若刀具中线与被加工齿轮的分度圆相切 则加工出的齿轮为标准齿轮 当刀具的齿顶线与啮合线的交点超出啮合极限点 会出现轮齿根部的渐开线齿廓被刀具切去一部分的现象 这种现象称为根切 根切的产生与齿轮的齿数有关 齿数越少 越容易产生根切 标准齿轮欲避免根切 必须有 要使被切的齿轮不发生根切 则只要刀具退出一定的距离 P37 齿轮变位概念复习 P38 P39 1 对于高挡齿轮 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 P40 2 对于低挡齿轮 为提高小齿轮的齿根强度 应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大 小齿轮的变位系数 3 总变位系数越小 齿轮齿根抗弯强度越低 但易于吸收冲击振动 噪声要小一些 变位系数的选择原则 七 各挡齿轮齿数的分配 在初选中心距 齿轮模数和螺旋角以后 可根据变速器的挡数 传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数 下面以四挡变速器为例 说明分配齿数的方法 P41 1 确定一挡齿轮的齿数一挡传动比如果z7和z8的齿数确定了 则z2与z1的传动比可求出 为了求z7 z8的齿数 先求其齿数和zh计算后取zh为整数 然后进行大 小齿轮齿数的分配 P42 轿车中间轴式变速器一挡齿轮齿数z8可在15 17之间选取 P43 货车z8可在12 17之间选取 一挡大齿轮齿数用z7 zh z8计算求得 再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配依据 2 对中心距A进行修正 P44 计算齿数和zh 经过取整数使中心距有了变化 应根据取定的zh和齿轮变位系数重新计算中心距A 3 确定常啮合传动齿轮副的齿数由一挡传动比公式求出常啮合传动齿轮的传动比常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等 即解方程求z1与z2 求出的z1 z2都应取整数 然后核算一挡传动比与原传动比相差多少 如相差较大 只要调整一下齿数即可 最后根据所确定的齿数 算出精确的螺旋角值 P45 4 确定其它各挡的齿数 若二挡齿轮是直齿轮 模数与一挡齿轮相同时 则得解两方程式求出z5 z6 用取整数后的z5 z6计算中心距 若与中心距A有偏差 通过齿轮变位来调整 若二挡齿轮是斜齿轮 螺旋角与常啮合齿轮不同时 则 P46 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 联解上述三个方程式 可求出z5 z6和三个参数 但解此方程组比较麻烦 可采用比较方便的试凑法 其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定 P47 5 确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮z10的齿数