【《某汽车变速器的方案确定及参数计算案例》4700字】

某汽车变速器的方案确定及参数计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u19685某汽车变速器的方案确定及参数计算案例 1319851引言 1253142变速器的设计 2252812.1传动机构类型 2210502.1.1两轴式变速器 2271342.1.2中间轴式变速器 255922.2传动机构方案的选择 219893变速器参数的确定 494063.1变速器构造设计 4153663.2变速器档位数及各档传动比的确定 462133.2.1档位数的选择 459433.2.2各档传动比设计 5126743.3轴中心距选取 7262783.4轴向尺寸 778993.5各齿轮参数的计算 811013.5.1模数 8110033.5.2齿轮齿形、压力角和螺旋角的确定 8282423.5.3齿宽的选取 922613.5.4选择齿顶高系数 9111743.5.5齿轮修正 9195423.6齿轮齿数的确定 9282413.6.1Ⅰ档齿轮齿数的确定 9240413.6.2Ⅱ档齿轮齿数的确定 11106133.6.3Ⅲ档齿轮齿数的确定 13263793.6.4Ⅳ档齿轮齿数的确定 14163933.6.5Ⅴ档齿轮齿数的确定 15267443.6.6倒档齿轮齿数的确定 161引言在当今市场上汽车工业发展非常迅速，在我们平时的生活当中无论是出行还是运输汽车都起着很大的作用，在汽车的传动系统中变速器扮演者重要的角色。当前时期，为汽车提供动力的是活塞式内燃机，只凭借内燃机自身的转矩和转速不足以在不同的道路行驶条件下达到汽车最理想的行驶要求。为了使发动机更好的运行，变速器可以通过改变传动比进而改变发动机的转速，这样汽车便能在不同的行驶条件下，使其得到所需要的速度或牵引力。变速箱倒档可以使发动机正常转动的条件下使输出轴反向旋转；在发动机不挂挡时即使旋转也不会向外传输动力。所以发动机在启动、怠速和换档时得到了更好的保护。随着时代的变迁以及科技的发展[7]，汽车作为运输和代步工具已满足人们的要求。随着生活水平的提高人们更加关注汽车的各方面性能。包括汽车的动力以及汽车的使用寿命汽车的稳定性等。然而变速器对这些性能有很大的影响。除此之外，也会考虑燃油经济性以及操控的舒适度。在不同构件的配合下，汽车可以达到最优的行驶条件，其动力性显著提高。为了使变速器的操作更加安全稳定避免脱档挂错档现象专门配置了自锁、互锁等设备；目前市场上同步器换档更加轻便已经成为变速器换档的主流方式。2变速器的设计2.1传动机构类型机械式变速器直接关系到结构设计、变速器的传动效率和性能。频率转换器的一般转轴类型可分为固定轴类型和旋转轴类型两种。旋转轴类型使用行星齿轮变速器，而固定轴类型可以实现两种类型传输方法。2.1.1两轴式变速器前驱汽车一般使用两轴变速器，此变速器特点是轴平行，没有中间轴。降低噪音。由于输出自动档和驱动齿轮的整合，对于纵向发动机而言，准双曲面齿轮和弯曲锥齿轮是主减速器最常用的齿轮形式。横置发动机使用斜齿轮。2.1.2中间轴式变速器汽车有三轴变速器的情况，大部分为后轮驱动。前轴和后轴位于同一条线上，一个轴的前端被飞轮支撑，使用该支架将其调整到从动盘，轴的后端则整合为一个啮合齿轮。齿轮由一个同步器组合，并悬挂在一个直接的齿轮中。这样，中间轴齿轮和轴承的传动不受载荷的影响[8]。通过一轴和两轴的扭矩输出，噪音不但有明显的降低而且传递效率有了明显的上升。增加了中间轴齿轮和轴承磨损大大减少[13]。然而增加了中间轴齿轮的的转动需要中间轴的传递，效率明显将低，牵引力也会受损。2.2传动机构方案的选择倒挡明显要比前进挡简单的多，在进行换挡时汽车一般处于停止状态。所以在设计方式时，需要反向齿轮时，会主选直齿滑动齿轮。那么如何实现反向传输呢？这将在第二轴和中间轴之间增加一个反向轴，该中间轴是带有反向齿轮的反向轴。当然还有两个连接器齿轮。而且还能保证逆向传输的比率。少量的变速箱齿轮使用同步器来实现倒挡，同时也会产生很大的费用。由于本课题研究的发动机是前驱动设计，因此选择双轴变速器。和中间轴变速器相较，其结构单一布局方便，轴的数量也相对较少。3变速器参数的确定3.1变速器构造设计变速箱作为车辆的核心部件，其输出特性的好坏直接影响着车辆的运行质量。液压机械无极变速器具有可持续调整变速器、方便操作、稳定动力传递以及高效率的优点。在研究定轴齿轮副和行星齿轮副时，对无级变速多级液压机械进行理论模型的设计。将力矩和收敛分为液压机械的无级传动，建立等比传动和连续传动。确定每个部分的变速模式和变速逻辑，并绘制液压机械无级变速器的动态传输路径。针对最优设计方案，建立了液压机械式无级变速器各部分输出速度的理论模型。根据液压机械变速箱总传动比，完成液压机械变速箱的参数设计，无级变速段的设计，各段的组成部分以及液压系统的组成部分。3.2变速器档位数及各档传动比的确定3.2.1档位数的选择随着近期燃油价格不断上升，为了使汽车动力性能更强悍，使燃料体现出高成本性能。汽车在逐步增加变速器的齿轮，汽车的平均速度也不断地上升[16]。现如今市场上多数汽车变速箱安装的基本上都是4-5个挡。还有少部分汽车则安装更多的挡。本次论文研究的是两轴式机械变速箱的传递机制，通过综合考虑决定采用前进5个档位，后退1档位[11]。由于选用的是两轴式变速器即省去了中间轴，由输入输出轴、倒档轴、各轴上齿轮、操纵机构、同步器等几部分组成。其中同步器选用的是锁环式同步器。图3-1变速器的传动简图3.2.2各档传动比设计通过多种考虑和分析来决定各齿轮的变速比一般应该考虑车辆主要性能每个变速数。例如，车轮在行驶过程中最大限度的平整性影响，驱动车轮与路面之间的附着力。正常启动时车辆的最低平稳速度，车轮周围主要减速与变速影响的滚动半径也应该考虑在内[18]。攀登过程中因为车速比较较低，空气阻力可以忽略不计。根据下式求最大驱动力：式(3-1)根据市场上车辆的最大爬坡度为30°，即，则：式(3-2)以桑塔纳轿车为例得出以下参数：m—车重，；—最大转矩，；—发动机主减速比，；f—附着路面的系数，；g—重力加速度，；—滚动半径，；—传动效率，。将数据带入式（3-2），得：Ⅰ档中齿轮的传动比：式(3-3)通过下式得到驱动轮与路面的附着条件：式(3-4)其中：—水平路面上驱动轴的负荷；—道路附着系数，以正常速度行驶在沥青路面上取值范围φ=0.50−0.60，故取。将数据带入式（3-3）中得：解得，取。超速档的传动比一般取0.6-0.9，变速器中五档的传动比。通过以下计算公式求其各档传动比：式(3-5)计算得：，故：3.3轴中心距选取中心距是重要参数。在双轴变速器中指代的是轴间距。理论上，中心距对变速器的整体尺寸和质量以及接触强度有着较大的影响。在设计和校核齿轮的同时，要确认齿轮所需的接触强度能否满足变速齿轮最低中心距离。通过下列公式确定中心距：式(3-6)式中：—变速器在一档时输出扭矩。—中心距系数，轿车KA=8.9−9.3货车KA=8.6−9.6中心距计算得。3.4轴向尺寸齿轮的数量和类型以及传动装置的结构类型均与变速器的轴向尺寸有很大关联。设计前期可根据中心距A的尺寸通过下述公式进行选择。本次设计中选用的是五个前进挡一个倒挡的变速器故轴向尺寸为：3.5各齿轮参数的计算3.5.1模数齿轮系数对齿轮的设计特别重要，齿轮的弯曲疲劳强度严重影响齿轮在最大负荷下的静态强度，对齿轮模数有着严重影响。传输噪声可以作为规定模数的一个重要的参考因素。可以通过减小齿宽以及中心距，增加模数来减小传输重量。对于轿车乘客需要的是良好的驾驶体验；而载货汽车主要还是对汽车各方面性能进行着重考虑。汽车变速器齿轮模数取值：表3-1汽车变速器齿轮的法向模数车型轿车的发动机排量V/L载重车总质量ma数值1.0＜V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜ma≤ma模数mn2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.00本次设计的车辆我们选用市场上的普通桑塔纳轿车，则发动机排量为1.7L，综上所述取。3.5.2齿轮齿形、压力角和螺旋角的确定根据下表3-2选出对应参数。表3-2汽车变速器齿轮齿形、压力角和螺旋角车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形，，，～一般货车GB1356-78规定的标准齿形～重型车GB1356-78规定的标准齿形低档、倒档齿轮，小螺旋角正常情况下，重合度与压力角成反比。压力角小，传达稳定性好，噪音可以最小[2]。但压力角超过范围内指定值时，要以实际情况为主。由于压力角越小产生的噪音将减少，所以选用较小的压力角[5]。在本论文研究中，每一个变数的值都由以上的表决定:轿车的齿轮压力角取值为为，同步器的取值为[12]。轿车的螺旋角β取值为：两轴式变速器：20°~30°三轴式变速器：22°~34°货车变速器：18°~34°本次论文设计的的是两轴式变速器，则取β=30°。3.5.3齿宽的选取要在变频器的小，质量轴向紧凑以及齿轮强度及性能符合要求的前提下选取齿宽。通过齿轮模数确定齿宽：式(3-7)式中，是齿宽系数，直齿轮的齿宽系数取值范围是kc=4.4~7.0；斜齿轮齿宽系数取值范围是kc=7.0~8.6。在本次设计中直齿轮和斜齿轮取值为；b直=21mm，3.5.4选择齿顶高系数齿轮的强度、齿顶厚度等各参数严重影响着齿顶高系数，还对齿轮的相对滑动速度以及工作时的噪音有较大的影响[3]。通常取齿顶高系数为1.00。3.5.5齿轮修正为了能够促进齿轮有更好的传动性能需要对齿轮进行修正。其主要方法有以下3种：1、在加工的过程中调整刀具和毛坯位置[1]；2、修改刀具原始齿廓参数；3、调整局部渐开线。3.6齿轮齿数的确定由于在本次论文设计中，斜齿轮用于前进档设计，所以斜齿轮的法向模数为3mm,而直齿轮用于倒档设计，所以其法向模数取值为3.5mm。3.6.1Ⅰ档齿轮齿数的确定取中心距：取：A=71mm,齿顶高系数ℎa∗=1,齿顶间隙系数齿轮9、10发生角度变位：实际螺旋角β：，变动系数：端面啮合角：，端面压力角：，齿顶降低系数：变位系数之和查机械设计手册变位系数线图得：，齿顶降低系数：齿轮9、10的参数计算：分度圆直径：齿根高：齿全高：齿顶高：齿顶圆直径：基圆直径：齿根圆直径：当量齿数：图3—2Ⅰ档齿轮啮合图3.6.2Ⅱ档齿轮齿数的确定图3-3齿轮7三维图中心距：通过与Ⅰ档齿轮角度变位相同的方法计算Ⅱ档的变位参数，如下表：表3-3齿轮7、8的变位参数参数数值取整后中心距A/mm70确定实际螺旋角β/°30端面压力角/°17.192端面啮合角/°17.165中心距变动系数-0.003变位系数之和-0.0034齿数比u2.15齿轮7的变位系数0.4齿轮8的变位系数-0.4034齿顶降低系数-0.0004按齿轮9、10的参数计算方法计算齿轮7、8的参数，如下表：表3-4齿轮7、8的参数参数齿轮7齿轮8分度圆直径d/mm45.0396.99齿顶高/mm4.201.79齿根高/mm2.554.96齿全高/mm6.756.75齿顶圆直径/mm53.43100.57齿根圆直径/mm39.9387.07基圆直径/mm43.0292.66当量齿数20.0142.113.6.3Ⅲ档齿轮齿数的确定中心距：表3-5齿轮5、6的变位参数参数数值取整后中心距A/mm70确定实际螺旋角β/°30端面压力角/°17.192端面啮合角/°17.165中心距变动系数-0.003变位系数之和-0.0034齿数比u2.15齿轮5的变位系数0.4齿轮6的变位系数-0.4034齿顶降低系数-0.0004齿轮5、6的各个参数结果如下表：表3-6齿轮5、6的参数参数齿轮5齿轮6分度圆直径d/mm55.4386.60齿顶高/mm4.201.79齿根高/mm2.554.96齿全高/mm6.756.75齿顶圆直径/mm63.8390.18齿根圆直径/mm50.3376.68基圆直径/mm52.9582.73当量齿数24.6338.493.6.4Ⅳ档齿轮齿数的确定中心距：表3-7齿轮3、4参数确定参数数值取整后中心距A/mm70确定实际螺旋角β/°30端面压力角/°17.192端面啮合角/°17.165中心距变动系数-0.003变位系数之和-0.0034齿数比u2.15齿轮3的变位系数0.4齿轮4的变位系数-0.4034齿顶降低系数-0.0004变速器中齿轮3、4的参数：表3-8齿轮3、4的参数参数齿轮3齿轮4分度圆直径d/mm69.2872.75齿顶高/mm4.201.79齿根高/mm2.554.96齿全高/mm6.756.75齿顶圆直径/mm77.6876.33齿根圆直径/mm64.1862.83基圆直径/mm66.1869.50当量