变速箱设计专业知识

汽车变速器设计动力院变速箱部目录第一节：摩擦离合器的滑磨及其热工况.2 第二节：变速器齿轮的强度计算与材料选择.6 2.1齿轮损坏的原因及形式. 2.2圆柱齿轮强度的简化计算方法. 2.3根据GB3480-83编制的汽车变速器圆柱齿轮强度的计算方法 2.4变速器齿轮的材料及热处理第三节：变速器轴.13 3.1变速器轴.3.2变速器轴承.第一节：摩擦离合器的滑磨及其热工况离合器除了要传递发动机的最大扭矩和变速器换档时通过它来切断动力传递外，还要保证汽车能平稳起步和防止传动系过载。后两条功能是通过离合器主、从动部分的滑磨来实现的。因此，滑磨是离合器工作中的一项重要的特征。离合器滑磨的结果，不仅会使摩擦片磨损，而且会引起压盘、飞轮等零件升温。而摩擦表面温度的过分升高将加剧摩擦片的磨损，降低摩擦系数及离合器的使用寿命。试验证明，摩擦表面的温度由20升至100时，摩擦片的磨损将增加一倍。离合器在起步过程中的滑磨过程长、比换档时严重的多。而在汽车使用中，在交通频繁的城市内，起步次数相当频繁，如果再加上换档时对离合器的使用，则离合器的接合次数相当频繁，滑磨相当严重。离合器滑磨的严重程度常用滑磨功来衡量。离合器的滑磨功是指离合器在接合过程中有多少机械能转换成热能。离合器的滑磨功愈大，则零件的温升和磨损也会愈严重。滑磨功的大小表征了离合器摩擦表面磨损的严重程度。而滑磨功的大小除与离合器本身的结构及参数有关外，还与其使用情况有关。例如汽车起步时离合器的滑磨功较大，在坏路面起步时滑磨功则更大，而在行驶时滑磨功则较小。在汽车起步前，首先要踩下离合器踏板使主、从动部分分离，再挂变速器低档。这时，离合器主动部分的角速度与发动机一致，为点，从动部分经传动系与车轮相连，其角速度为0，起步时司机逐渐放松离合器踏板并逐渐踩下油门踏板。这时，可将离合器的接合过程分成两个阶段：第一阶段：由于作用在从动盘上的主动力矩小于阻力矩，所以从动部分的角速度仍然为0，汽车仍静止不动，但离合器开始滑磨。第二阶段：由于离合器踏板继续放松，主从动盘之间的压力增大，从动盘的主动力矩大于阻力矩，而发动机的转度上升至一峰值后迅速下降，通过一段时间后主、从动盘的角速度达到一致。所以整个时间就是第一、第二阶段的时间之和。换算到离合器从动部分的汽车阻力矩为汽车总质量挂车总质量车轮的滚动半径汽车行驶阻力系数，取传动系的传动比传动系的传递效率重力加速度在离合器最开始接合的一段时间内，从动盘的主动力矩与时间几乎成正比增长， 即，系数表征离合器的结合速度。研究汽车起步时离合器接合过程的力学模型。其中为发动机旋转部分（主要是飞轮）和离合器主动部分的总转动惯量，为汽车及挂车的总平移质量换算动离合器从动轴上的转动惯量。为了确定滑磨功，先建立力学模型的系统质量运动的微分方程：其中，可由下式确定：而离合器从动部分的角速度为所以得式E 滑磨功为： 式中 离合器滑磨角，而故有 相对于和求解这些方程的困难在于，和都是随时间变化的、非线性的。例如发动机转矩与其转速有关，离合器摩擦力矩与接合速度、摩擦系数、摩擦表面的温度等有关。为了相对地评价离合器结构，先不考虑司机的驾驶技能的影响，并假设离合器为瞬间接合及起步时离合器的摩擦力矩为常量。为了简化问题并求解式、所组成的微分方程，也假设在离合器滑磨过程中及亦为常量。则由式、得出系统的主、从动部分的角速度及随时间变化而变化的表达式。即对于式、，先求主动部分（式A）对于从动部分（式B）当与的值达到完全一致时滑磨功过程完毕，因此，当式A中的等于式B中，则可求出滑磨时间为（式C）在上述假设条件下，系统主、从动部分角速度将与时间成线性关系。依次滑磨功可表达为：式中：离合器的滑磨时间；汽车开始起步时离合器主动部分的初始的初始角速度。其中为对应于的发动机转速，。将的表达式及式C代入上式，则得：由上式及E，在发动机的高转速及变速器的高档位下起步，滑磨功会急剧增大。因为，通过上式计算的滑磨功是其最小可能值，它与接合是否平顺无关，可用于对各种型号的汽车的离合器工作状况的比较计算。离合器的滑磨功L与其从动盘摩擦面积之比：当一档起步且时，单离合器q值为196245J/cm，双离合器为147167 J/cm。热平衡方程式为压盘温升为许用齿根弯曲应力的上限wmax及下限wmin：对渗碳淬火表面硬化合金钢：wmax=， MPa (4-3-29)wmin=， MPa式中：弯曲强度计算的最小安全系数，取1.3； 试验齿轮的英里修正系数，可取=2； 弯曲强度计算恶毒寿命系数，货车I档齿轮取=1.05，其他各档齿轮及轿车各档齿轮均取=1； 相对齿根圆角敏感系数， = 相对齿根表面状况系数，=若齿根表面粗糙度为，则Rz=20，这时，=0.957。 齿根弯曲强度的检验：按式（4-3-28）计算所得的齿根弯曲应力w，应在许用齿根弯曲应力的上限wmax与下限wmin之间，若高于上限，则齿根弯曲强度不够；若低于下限，在齿根过于安全。与接触强度的检验相类似，齿根弯曲强度也可利用强度系数STF来检验。弯曲强度系数STF可表达为： STF= （4-3-30） STF=值应在0与1之间，其中，接近于1，说明齿根弯曲强度储备大；接近于0，说明齿根强度储备小；STF1则说明齿根过于安全；STF 0则说明弯曲强度不够，必须修改设计。 4.变速器齿轮的材料及热处理现代汽车变速器轮齿大部分大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的词阿廖及热处理时 也应考虑到其机械加工性能及制造成本。 国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi（过去的钢号是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的，对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMo，20CrNiMo，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶粒。为消除 内应力，还要进行回火。 变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下： 3.5 渗碳层深度0.81.2mm 3.55 渗碳层深度0.81.3mm 5 渗碳层深度1.01.6mm 渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿表面硬度为HRC5863，心部硬度为HRC3348。 某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（ 1则过于安全； STH 则需要修改设计。（2）齿根弯曲应力W 计算 W =（ Ft/bmn）YFYSYKAKVKFKF （4-3-28）式中 KA-使用系数，轿车的档齿轮取0.7，档齿轮取0.8，第一轴常啮合齿轮取0.85，货车的至档齿轮分别取0.9，1，1.05，1.15，1.25及1.35，第一轴常啮合齿轮取1.35； KV-与接触应力计算的KV同值； KF-齿向载荷分布系数，KF=（KF）N ； N-幂指数，N= 2/1+2 ； 上界点处的齿厚半角 端面载荷作用角，； 弯曲力臂与模数之比： 法向载荷作用角： 载荷作用于单对齿啮合区上界点时的应力修正系数：，分别为主、从动齿轮齿根危险断面与弯曲力臂之比值，齿根圆角参数，30度切线切点处曲率半径与模数之比。第三节 变速器轴与轴承一、 变速器轴变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生 过大的噪声，降低齿轮的俄强度、耐磨性及寿命。 轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器的最大直径d与支承间的距离l可按下列关系式初选： 对第一轴及中间轴：=0.160.18 （4-3-31） 对第二轴：=0.180.21三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A（mm）按下式初选： d（0.450.60）A （4-3-32） 第一轴花键部分直径可根据发动机的最大转矩Temax（Nm）按下式初选： d=（44.6） （4-3-33） 初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。 在进行轴的刚度和强度验算时，欲求三轴式变速器第一轴的支承反力，必须先求出第二轴的支承反力。应当对每个档位下的轴的刚度和强度都进行验算，因为档位不同不仅齿轮的圆周力、径向力和轴向力不同，而且着力点也有变化。验算时可将轴看作是铰接支承的梁，第一轴的计算转矩为发动机的最大转矩Temax。计算用的齿轮啮合的圆周力FT、径向力Fr及轴向力Fa可按下式求出：FT= Fr= （4-3-34）Fa= 式中 i至计算齿轮的传动比； d计算齿轮的节圆直径，mm； 节点处压力角； 螺旋角；Temax发动机最大转矩，也是第一轴的计算转矩，Nmm。 应校核在弯矩和转矩联合作用下的变速器的强度。作用在齿轮上的径向力Ft和轴向力Fa使轴在垂直面内弯曲变形并产生垂向挠度fc；而圆周力Ft使轴在水平面内的弯曲变形并产生水平挠度fs。在求得个支点的垂向反力和水平反力后，计算相应的弯矩Me和水平弯矩Ms。则在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）为 = （4-3-35）式中 M= （4-3-36）Ti计算转矩，Nmm； d轴在计算断面处的直径，花键处去内径，mm； Ww弯矩截面系数 ，mm； Mc在计算断面处轴的垂直弯矩，Nmm； Ms在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm； 许用应力，在低档工作时取=400MPa。 在实际运行中尚未发现过变速器轴的疲劳破坏情况。因为为了得到足够的刚度，轴都设计得有足够的强度储备。 对齿轮工作影响最大的是轴的垂直挠度fc和轴断面在水平面内的转交，前者改变的齿轮的中心矩并破坏了齿轮的正确啮合；后者使大小齿轮相互歪斜导致齿长方向压力分布不均匀。 变速器在工作中产生的齿轮啮合力、轴支承反力以及轴的挠度和断面转角等。 在垂直面内第一轴的挠度f1及断面转角分别为f1= （4-3-37）在垂直面内第二轴的挠度f4及断面转角分别为f4= (4-3-38) 式中 r01、r04相应齿轮的节圆半径； J1、J4相应处轴断面的惯性矩。 在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的1.1倍。轴断面的转角不应大于0.002rad（弧度）。轴的垂向挠度的容许值fc=0.0050.10mm；轴的水平挠度的容许值fs=0.100.15mm。 轴的合成挠度长的轴应进行扭转刚度的验算，使周的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为。在转矩T的作用下，长为L的轴的扭转角为 （4-3-39）则单位长度的转角（/m）为 （4-3-40）式中 T转矩，Nmm； L轴长，mm JP轴横截面的极惯性矩，mm4： 对实心轴；对空心轴； G轴材料的剪切弹性模量，对于钢材。与中间轴齿轮长啮合的第二轴齿轮，通常装在青铜衬套或滚针轴承上，而现代汽车变速器的这些齿轮则直接装在轴上，以增大轴的直径和刚度。为了保证工作可靠，对摩擦表面应可靠润滑。轴表面为了避免其咬住、擦伤和保证能良好跑合，可进行磷化处理和硫化处理。在轴的支承处急骤与齿轮支承间的摩擦表面处应有沿轴孔或油槽自由畅通的润滑油不断供应。重型汽车变速器第二轴上的长啮合齿轮的轴承或轴套多进行强制润滑。二变速器轴承一般是根据结构布置并参考同类车型的相应轴承以后，按国家规定的轴承标准选定，在进行其使用的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受动载荷是其工作的基本特征。变速器轴承是在由传动系转矩变化曲线所决定的非稳定工况下工作，因此也像齿轮计算那样，作为变速器第一轴的计算转矩Tj，应取发动机最大转矩TeMAX和驱动车轮与地面的最大附着力矩的换算值两者中的较小者。计算载荷与轴承实际载荷之差异可由以轴承的当量转速代替实际转速来补偿。即 （4-3-41） 式中 按汽车平均车速计算的轴承实际转速，取；行驶状况系数，它是轴承在以转矩分布曲线为特征非稳定工况下工作的寿命与在计算转矩下工作的寿命之比。轴承的名义寿命L（以106转为单位）： （4-3-42） 式中 C轴承的额定动载荷或承载容量，N，根据选定的轴承型号查轴承手册； P轴承的当量动载荷，N； 轴承寿命指数，对球轴承取，对圆锥滚子、圆柱滚子轴承取。轴承的使用寿命亦可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程S来计算： ，h （4-3-43）式中 轴承的转数，r/min。径向和径向止推球轴承的当量动载荷，可按下式对每个档位进行计算： （4-3-45）式中 X，Y径向系数和轴向系数，按轴承标准规定由轴承手册查出；V考虑轴承内圈或外圈旋转的系数，内圈旋转取V=1.0，外圈旋转取V=1.2；Fr，Fa径向和轴向载荷，N，根据计算转矩计算各档的支承反力后求得；考虑路面不平度引起的动载荷的影响系数，对于变速器轴承可取；温度系数；轴向加载参数，由轴承手册查得。应对每个档计算轴承的当量循环次数，第i档的为： （4-3-46）轴承的实际循环次数为： （4-3-47）式中 第i档的轴承旋转次数，为第一轴的旋转次数（以汽车的平均速度计算），为由第一轴至计算轴的传动比； 变速器处于第i档是的相对工作时间，即变速器第i档的使用率（%），见表4-3-9； 第i档的行驶状况系数。在轴承的整个运行期间有： （4-3-48）考虑到变速器各档工作时轴承的当量动载荷及相应的当量循环次数，则轴承的总当量动载荷为：（4-3-49）则要求的轴承额定动载荷C为 （4-3-50）算出轴承的额定动载荷C后则可由轴承样本或手册选择轴承。对汽车轴承寿命的要求是轿车30万km，货车和大客车25万km。第一轴前轴承仅在离合器分离时期内外圈才有相对运动，因此