某型汽车手动变速箱的仿真设计

1、。1导言1.1研究的意义现代汽车一般采用往复活塞式内燃机提供动力，但汽车在起动、加速、上坡等过程中所需的扭矩和速度变化很大。但是发动机扭矩和速度变化的范围很小。另外，发动机只能定向在一个方向，不能单独实现倒档功能，所以一台好的发动机必须配有性能匹配优良的变速器，才能使车辆的性能得到很好的体现。变速器的主要功能是：(1)在复杂工况下，通过改变汽车的传动比，改变发动机传递给驱动轮的扭矩和转速，使发动机始终能在最有利的工况下工作；(2)实现汽车倒车行驶；(3)电力传输可能会中断。近年来，随着车辆密度的增加，对可操作性、动力性、经济性和环保性的要求越来越高，这与传动技术的发展密不可分。研究与发动机匹配

2、性好、工作效率高、操作方便、运行可靠的变速器具有重要意义。1.2变速器的分类和发展趋势1.人力操纵传动在手动变速器中，驾驶员通过操作变速箱操纵杆来控制不同齿轮组的啮合，并根据汽车在不同道路行驶条件下的速度和扭矩，通过换挡操纵杆来控制轴上不同尺寸齿轮的啮合，从而获得不同的转速比，使发动机在良好的工况下工作。由于锁定机构和互锁机构，在换档时，驾驶员必须首先踩下离合器踏板，但是当变速箱在某个档位工作时，它不能自动跳到另一个档位。手动变速器车辆对驾驶员的驾驶技能有更高的要求，但是它们有很强的控制感，驾驶起来更有趣，并且相对更省油。手动变速箱根据档位可分为四档、五档等。现在市场上常见的手动变速箱是中间轴

3、式五档。2.自动驾驶自动变速器可以根据油门踏板的变化自动变速，无需手动操作换档杆，减少了驾驶员在驾驶过程中频繁的换档操作。它通过液压油路控制相应的行星齿轮机构变速。目前，市场上最常见的自动变速器是液压自动变速器。3.无级变速器无级变速器结构简单紧凑。它可以自由改变传动比，实现无级变速。它可以克服突然换档、油门响应慢和油耗高的缺点。4.手动/自动变速器自动手动变速器首次应用于保时捷车型，这可以使高性能跑车不受传统自动档的束缚。这种类型的汽车配有 和-来选择档位。在d档，档位可以像手动档位一样自由变换。自动手动变速系统可以使用手动档位提供驾驶乐趣，使用自动档位减少操作量和驾驶疲劳。5.powers

4、hift两套离合器相互配合控制发动机动力传递的DSG变速器，在驾驶员换挡时不会造成短暂的动力中断，结合了手动变速器和自动变速器的优点，既节省了燃油，又满足了驾驶运动感的要求。1.从国内经济形势来看，手动变速器和自动变速器都有很大的发展空间。2.鉴于国内市场的多样性，各种变速器都有发展空间，并在某一领域占有自己的市场。3.从长远发展的角度来看，动力换挡结合了手动变速器和自动变速器各自的优点，其技术值得我国大力研究。1.3本课题的研究内容本文首先在了解了手动变速器的主要部件和工作原理后，对变速箱的轴、齿轮和换挡机构进行了布置，然后根据与变速箱相匹配的发动机的最大扭矩和转速，确定了各齿轮的合适传动比

5、。通过计算，确定变速箱的中心距和轴向尺寸，进而合理选择轴、齿轮等零件的参数，使汽车的动力性和经济性达到良好的效果。最后，绘制了手动变速箱的零件图。2手动变速器主要参数的选择2.1基本外部参数的确定变速箱计划与微型商用车的发动机一起工作。参考一些商用车数据，初步确定了微型商用车的基本参数。最大扭矩为169牛。m，最大功率为60KW，发动机布置在前后驱动。2.2手动变速器主要部件的选择1.齿轮类型手动变速器的两种类型是正齿轮和斜齿轮。斜齿轮因其运行稳定、使用寿命长等优点，被广泛应用于各种汽车上。在本设计中，由于倒档齿轮转速低、扭矩小、使用频率低，所以可以选择直齿轮，而对于其他齿轮，其工作环境恶劣、

6、负载复杂。2.轴线分析本文设计了一种中间轴传动装置。第一轴上的小齿轮为齿轮轴的形式，中间轴采用旋转结构。轴由前后两端的滚动轴承支撑，输出轴始终与从动齿轮啮合，以便与轴过盈配合。3.轴承类型第一轴的前端使用径向滚珠轴承，后端使用滚针轴承与第二轴连接。第二轴的前端使用带有止动槽的径向滚珠轴承，而后端使用径向滚珠轴承来承受向外的轴向力。中间轴的前端和后端通过径向滚珠轴承与变速器壳座连接。最后，有必要计算轴承的寿命并进行检查。4.换档机构分析倒档和一档采用直齿轮换挡，同步器普遍存在结构复杂、成本高、同步环寿命短的问题。然而，同步器可以轻换挡，没有冲击，这大大提高和延长了齿轮传动的使用寿命，从而大大提高

7、了汽车的性能。3汽车变速器的设计3.1变速器整体尺寸和参数的确定3.1.1档位数量和每个档位的传动比手动变速器的档位范围可在3 20档之间，手动变速器相邻档位之间的传动比最好不高于1.8，而高档的相邻档位的传动比要求较小，因为高档的操作在汽车行驶时比较繁琐，这有利于高档频繁操作时换挡工作的轻松。这里变速器的档位是五档。在五档变速器中，五档是超速档，四档是直接档，四档以下的档位是减速档。每个齿轮的传动比根据几何级数而变化。参照一般汽车变速器的传动比，初步确定各档传动比。表3-1各档传动比货摊一个二三四五逆转齿轮传动比3.22.21.51.00.783.23.1.2中心间距本文中，中间轴齿轮箱的中

8、心距是中间轴与第二轴之间的距离，它将影响齿轮在中间轴和第二轴上的接触面积和应力，从而影响齿轮齿的接触强度。根据公式：A=Ka(Temaxi1g)1/3 (3-1)其中：Ka中心距系数(货车为8.6-9.6)特麦克斯发动机的最大扭矩为169牛米变速器一档传动比，3.2g传输效率，0.96A=71.24mm毫米-77.03毫米可通过计算获得距主中心的距离为A=75毫米3.1.3变速器的轴向尺寸本设计中微型商用车手动变速器的轴向尺寸可参照中心距离初步确定：四档：(2.2-2.7) A五档：(2.7-3.0) A六档：(3.0-3.4)A因此，五速变速器的轴向尺寸约为202.5毫米至225毫米。根据齿

9、轮上的载荷，参考机械设计正齿轮和斜齿轮的值，所有斜齿轮的模数为m=4。国家标准规定的标准压力角为20，因此传动齿轮的压力角一般为20。2.螺旋角和位移系数传动斜齿轮的螺旋角一般为10-30，数值为24。在设计中，中间轴上的斜齿轮可以是右旋的，两侧的齿轮可以是左旋的，它们相互抵消。3.齿宽B斜齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，为4.5 8直齿：b=Kcm，Kc为6.0 8.5；平均值为7。4.每个齿轮的轮齿分布图3-1传输方案示意图(1)第一档齿数计算(3-2)(3-3)得到Zh=34，转到Z9=21，然后Z10=13确定恒啮合传动齿轮副的齿数；恒定啮合传动齿轮的传动比Z2/Z1=2.17由上述公

10、式计算恒啮合传动齿轮的中心距等于第一齿轮的中心距，即Z2 Z1=34.3舍入Z1=11，Z2=23，i1=3.38。(2)前进档的齿数Z7 Z8=2ACSB/m=34.3根据现有数据四舍五入，Z7=18，Z8=16。同样，其他齿轮的齿数也可以依次得到：z3=9，Z4=25，z5=14，z6=20。(3)倒档齿数的计算选择倒档Z13为Z13=21，Z12=14和Z11=11，然后：12和11之间应保持大于0.5毫米的间隙，齿轮11的齿顶圆直径应为：计算倒档齿轮轴和第二轴：之间的中心距离计算倒档传动比：3.2.2传动齿轮损坏的主要形式及原因齿轮齿断裂：在冲击载荷和日复一日的重复载荷作用下，齿轮中出

11、现疲劳裂纹，疲劳裂纹逐渐扩展并最终断裂。这种断裂形式在抗传动齿轮中较为常见，因为其齿数少，齿根强度弱。点蚀：节圆顶部的齿面在长时间脉动接触应力的作用下会产生大量的小凹坑。长期以来，在接触应力的作用下，齿轮产生一些裂纹，当齿轮啮合时，裂纹脱落，产生许多小凹坑。齿面胶合：在一些高速重载齿轮中，齿轮间的作用力过大或速度过快，会导致齿轮温度过高，破坏齿轮间的润滑油膜，从而导致啮合的齿轮齿面相互粘结。齿轮材料：传动齿轮受力情况复杂，经常在交变载荷和静载荷等各种恶劣条件下工作。其材料必须符合相关的强度和硬度标准，其材料大多为渗碳合金钢，经过相应的热处理，使其各项性能满足相关要求。3.2.3传动齿轮强度的校

12、核计算汽车变速器的齿轮强度可以通过以下公式获得：计算每个轴的扭矩：输入轴=16999%=160.62牛米中间轴=160.620.960.9923/11=319.18牛米。输出轴1档=319.180.960.9921/13=634.27牛米。二档=319.180.960.9918/16=341.27牛米。三档=319.180.960.9914/20=212.34牛米5档=319.180.960.999/25=109.21牛米倒档=319.180.960.9919/14=411.69牛米1.斜齿轮的弯曲应力(1)直齿轮的弯曲应力：(3-4)其中：弯曲应力(MpA)；TG-计算载荷(n.mm)。应力

13、集中系数，可近似取=1.65；齿廓系数如下，可以找到：图3-2齿廓系数图当最大扭矩加载在变速器的第一轴上时，反向正齿轮的容许弯曲应力范围为400 800兆帕至800兆帕。在双向交变载荷作用下，可以取其下限。计算倒档的弯曲应力：(2)斜齿轮的弯曲应力(3-5)其中：计算载荷(n . mm)；-普通模块(mm)；z齿数；斜齿轮的螺旋角()；应力集中系数，查表可得：1.50；y形齿廓系数。齿宽系数7.0；符合度影响系数，2.0。当计算载荷为最大扭矩Temax时，即加载在变速器第一轴上时，客车恒啮合齿轮和高速齿轮的许用应力范围为180 350 MPa。计算1档齿轮9、10的弯曲应力：计算齿轮9和10的

14、应力：同样，也可以得到其他斜齿轮的弯曲应力。表3-2各齿轮的弯曲应力货摊弯曲应力MPa直接齿轮1: 104.37兆帕100 250兆帕2: 95.87MPa100250MPaA9: 239.20兆帕100 250兆帕10:189.82兆帕100 250兆帕二档7: 118.39MPa100250MPa8: 132.19MPa100250MPa三档5: 117.26兆帕100 250兆帕6: 131.75MPa100250MPa五档3: 61.56兆帕100 250兆帕4: 64.44兆帕100 250兆帕逆转齿轮11:234.60兆帕400 850兆帕12:282.84MPa400850MPa13:247.98MPa400 850MPa2.齿轮轮齿接触应力的计算(3-6)其中：-齿轮齿的接触应力(兆帕)；TG-计算载荷(n.m)。节圆直径(mm)；节点处的压力角()；齿轮螺旋角()；齿轮材料的弹性模量(MpA)；B齿轮接触的实际宽度(毫米)；主动齿轮、从动齿轮、直齿轮和斜齿轮的节点处的曲率半径(mm)分别为：和Rz-