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1 本科學生畢業(yè)設計 CA1040 輕型貨車機械式 變速器設計 院系名稱 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級 車輛工程 B07 5 班 學生姓名 潘雪松 指導教師 孫遠濤 職 稱 實驗師 黑 龍 江 工 程 學 院 二 一一年六月 The Graduation Design for Bachelor s Degree Design of CA1040 Light Trucks Manual Transmission Candidate Pan Xuesong Specialty Vehicle Engineering Class B07 5 Supervisor Experimental Division Sun Yuantao Heilongjiang Institute of Technology 2011 06 Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 摘 要 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速 目的是在原地起步 爬坡 轉彎 加速等各種行駛工況下 使汽車獲得不同的牽引力和速度 同時使發(fā)動機在最 有利工況范圍內工作 變速器設有空擋和倒擋 需要時變速器還有動力輸出功能 因為變速箱在低檔工作時作用有較大的力 所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸 的后支承處 然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪 這樣做既能使軸有足夠大 的剛性 又能保證裝配容易 變速箱整體結構剛性與軸和殼體的結構有關系 一般通 過控制軸的長度即控制檔數 來保證變速箱有足夠的剛性 本文設計研究了三軸式五擋手動變速器 對變速器的工作原理做了闡述 變速器 的各擋齒輪和軸做了詳細的設計計算 并進行了強度校核 對一些標準件進行了選型 變速器的傳動方案設計并講述了變速器中各部件材料的選擇 關鍵詞 CA1040 機械式 齒輪 軸 變速器 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 II ABSTRACT Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed is aimed at marking start climbing turning accelerate various driving conditions the car was different traction and speed Meanwhile engine in the most favorable working conditions within the scope of the work And the trans mission in neutral gear with reverse gear Transmission also need power output function Gearbox because of the low grade work at a larger role In general the low grade gearbox layout are close to the axis after support Following from low grade to high grade order of the layout of stalls gear This will not only allow axis are large enough for a rigid but also ensures easy assembly Gear box overall structure and rigid axle and the shell structure of relations Generally through the control shaft length control over several stalls to ensure that adequate gear box rigid This paper describes the design of three axis five block manual tran mission the transmission principle of work elaborated Transmission of the gear shaft and do a detailed design and the intensity of a school For some standard parts for the selection Transmission Trans mission program design A brief description of the trans mission of all components of the material choice Key words CA1040 Mechanical Gear Axis Transmission 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 I 目 錄 摘要 I ABSTRACT II 第 1 章 緒論 1 1 1 研究背景 1 1 2 研究目的及意義 2 1 3 機械式變速器國內外研究現狀 2 第 2 章 總體方案設計 4 2 1 汽車參數的選擇 4 2 2 傳動機構布置方案分析 4 2 2 1 固定軸式變速器 4 2 2 2 倒擋布置方案 5 2 2 3 其他問題 8 2 3 零部件結構方案分析 8 2 3 1 齒輪形式 8 2 3 2 換擋機構形式 9 2 3 3 變速器軸承 10 2 4 本章小結 11 第 3 章 變速器設計 13 3 1 擋數 13 3 2 傳動比范圍 13 3 3 各檔傳動比的確定 13 3 3 1 主減速器傳動比的確定 13 3 3 2 最低檔傳動比計算 14 3 3 3 各檔傳動比的選定 15 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 3 4 中心距的選擇 16 3 3 5 變速器的外形尺寸 16 3 4 齒輪參數 16 3 4 1 模數的選取 16 3 4 2 壓力角 17 3 4 3 螺旋角 17 3 4 4 齒寬 b 18 3 4 5 齒頂高系數 19 3 4 6 變位系數的選擇原則 19 3 5 各擋齒輪齒數的分配 20 3 5 1 確定一擋齒輪的齒數 20 3 5 2 對中心距進行修正 21 3 5 3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數及變位系數 22 3 5 4 確定其他各擋的齒數及變位系數 22 3 5 5 確定倒擋齒輪齒數及變位系數 24 3 6 本章小結 25 第 4 章 變速器的校核 26 4 1 齒輪的損壞形式 26 4 2 齒輪強度計算 26 4 2 1 齒輪彎曲強度計算 26 4 2 2 輪齒接觸應力計算 28 4 3 軸的結構尺寸設計 30 4 4 軸的強度驗算 31 4 4 1 軸的剛度的計算 31 4 4 2 軸的強度的計算 36 4 5 軸承壽命計算 39 4 6 本章小結 42 第 5 章 同步器的設計 43 5 1 鎖環(huán)式同步器 43 5 1 1 鎖環(huán)式同步器結構 43 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 1 2 鎖環(huán)式同步器工作原理 43 5 1 3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 44 5 2 本章小結 46 第 6 章 變速器操縱機構 47 6 1 直接操縱手動換擋變速器 47 6 2 遠距離操縱手動換擋變速器 47 6 3 本章小結 48 結論 49 參考文獻 50 致謝 51 附錄 52 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 1 第 1 章 緒 論 1 1 研究背景 近幾年國內外汽車工業(yè)迅猛發(fā)展 車型的多樣化和個性化已經成為汽車發(fā)展的趨 勢 但變速器設計一直是汽車設計中最重要的環(huán)節(jié)之一 它是用來改變發(fā)動機傳到驅 動輪上的轉矩和轉速 因此它的性能影響到汽車的動力性和經濟性指標 特別是對輕 型商用車而言 其設計意義更為明顯 在對汽車性能要求越來越高的今天 車輛的舒 適性也是評價汽車的一個重要指標 而變速器的設計如果不合理 將會使汽車的舒適 性下降 使汽車的運行噪聲增大 國產商用車所裝配的變速器主要以國產手動檔變速 器為主 變速器是由變速傳動機構和操縱機構組成 根據前進擋數的不同 變速箱有 三 四 五和多擋幾種 根據軸的不同類型 分為固定軸式和旋轉軸式兩大類 而前 者又分為兩軸式 中間軸式和多中間軸式變速箱 汽車變速器是影響整車動力性 經 濟性 舒適性的重要總成 國內外的汽車制造與銷售數據顯示 人們對汽車駕乘的舒 適性越來越重視 國內商用車市場的快速發(fā)展 2008 年全國載貨汽車保有量為 10 465 404 輛 與 2007 年相比 增加 722 181 輛 增長 7 41 其中輕型載貨汽 車 5 863 787 輛 貢獻度最大的車型是輕型貨車 輕型貨車對商用車銷量的貢獻度 為 44 16 其次是重型貨車和微型貨車 其貢獻度分別為 19 89 和 12 93 汽車變 速器的使用壽命與整車基本相當 售后維修市場對變速器總成的需求僅占少數 故此 可將輕型商用車市場近似為它的變速器配套市場空間 隨著全球能源及原材料價格的 不斷上漲 汽車銷售價格的下降 要求汽車變速器向著體積小質量輕 承載能力大 結構緊湊上發(fā)展 這就要求零件設計結構機械性能也要相應有所改變 向著小巧緊湊 高強度 高剛性方向改進 進而也要求有新技術新工藝來保證能夠制造出來 目前許 多變速器生產企業(yè)正在研發(fā)一些能大幅提高離合器 同步器壽命和行車安全性 且保 留了傳統(tǒng)有級機械變速器傳動效率高 體積小 機構簡單 使用可靠 易于制造 成 本低 燃油消耗少和維護與使用費用低 多檔位 大速比變化范圍改善了汽車的動力 性 燃油經濟性和換檔平順性的變速器 現在汽車變速器的發(fā)展趨勢是向著可調自動 變速箱或無級變速器方向發(fā)展 無級變速機構由兩組錐形輪組成 包括一對主動錐形 輪 錐形輪組 1 和一對被動錐形輪 錐形輪組 2 同時有一根鏈條運行在兩對錐形 輪 V 形溝槽中間 鏈條的運動如同動力傳遞單元 錐形輪組 1 由發(fā)動機的輔助減速 機構驅動 發(fā)動機的動力通過鏈條傳遞給錐形輪組 2 直至終端驅動 在每組錐形輪中 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 2 有一個錐形輪可以在軸向移動 調整鏈條在錐形輪的工作直徑并傳遞速比 兩組錐形 輪必須保持相同的調整 以保證鏈條始終處與漲緊狀態(tài) 使傳遞扭矩時錐形輪接觸充 分的壓力 采用無級變速器可以節(jié)約燃料 使汽車單位油耗的行駛里程提高 30 通 過選擇最佳傳動比 獲得最有利的功率輸出 它的傳動比比傳統(tǒng)的變速器輕 結構更 簡單而緊湊 世界各大汽車制造商正競相開發(fā)無級變速器 專家預計 2008 至 2009 年 間無級變速器將成為世界各大汽車制造商的技術開發(fā)重點 1 2 研究目的及意義 通過一步步的計算和校核來改善變速器的工作狀態(tài) 使其達到理想的舒適性并減 小工作時的噪聲 傳統(tǒng)的變速器設計設計方法一般是根據性能要求利用經驗公式取初 值 然后計算其強度 傳動質量指標等 如不符合要求根據經驗公式改變某些參數 繼續(xù)計算直至符合所有的條件與要求 通過本題目的設計 可綜合運用所學知識對輕 型商用車的手動變速器進行設計 由于本題目模擬工程一線實際情況 通過畢業(yè)設計 可與工程實踐直接接觸 從而可以提高解決實際問題的能力 綜合提高自身的設計和 制造水平 本設計研究基本內容是研究輕型商用車的機械變速器的組成 結構與原理 弄清 楚同步器 齒輪 軸等零部件之間的配合關系 選擇標準齒輪模數在總當數和一檔傳 動比確定后 合理分配各檔位的速比 接著計算出齒輪參數和中心距 并對齒輪進行 強度驗算 確定齒輪的結構與尺寸 繪制出所有齒輪的零件圖 根據經驗公式初步計 算出所有軸的基本尺寸 對每個檔位下對軸的剛度和強度進行驗算 確定出軸的結構 與尺寸 繪制出各個軸的結構與尺寸 對現有傳統(tǒng)變速器的結構進行改進 完善 最 終完成變速器的零件圖和裝備圖的繪制 利用計算機輔助設計軟件繪制變速器的各零 件的零件圖 并完成變速器的總裝配圖 在此次設計中對變速器作了總體設計 對變 速器的傳動方案進行了選擇 變速器的齒輪和軸做了詳細的設計計算 對同步器和一 些標準件做了選型設計 1 3 機械式變速器國內外研究現狀 載貨汽車分為輕型 中型 重型三種 各國分級方法和標準不盡相同 20 世紀 70 年代以來 由于對運輸需求的增加和公路承載能力的提高 各國都在放寬對軸重 和車輛總重的限制 因而大噸位載貨汽車不斷增加 同時 城市中為便于集散貨物和 零星貨物運輸 小噸位載貨汽車也在發(fā)展 為適應各種貨物的運輸要求 載貨汽車有 向專用化發(fā)展的趨勢 專用運輸車的種類和數量不斷增加 而中國是按汽車載重量分 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 3 級的 載重量 3 5 噸以下的為輕型載貨汽車 4 8 噸的為中型載貨汽車 8 噸以上的為 重型載貨汽車 載重量 1 噸以下的輕型載貨汽車多用轎車底盤改制而成 主要用于城 市運送食品 日用工業(yè)品等小批量貨物 有的制成客貨兩用車 隨著重型車功率加大 傳遞的扭矩增加和速度的提高 對變速器的要求也不斷家 大 首先 變速器的節(jié)油性能被越來越多的用戶所關注 而業(yè)內專家表示 目前變速 器的節(jié)油主要通過安裝同步器和增多檔位來實現 其次 不言而喻的是整車廠對變速 器的輕量化也提出更高要求 再次從發(fā)動機電控系統(tǒng)到模塊化電子儀表到再到 CAN 總線的應用 我國重卡電子化控制程度越來越高 隨著重卡整車電子化程度的提高 變速器自動化進程也將開始加速 AMT 機械式自動變速器 的應用被提上日程 AMT 在傳統(tǒng)固定軸式手動變速器和干式離合器基礎上應用自動變速理論和電子控制 技術 通過電控單元控制執(zhí)行機構實現自動換擋 具有傳動效率高 油耗低 經濟性 好等諸多優(yōu)點 相對自動變速器而言 AMT 造價低廉 只比傳統(tǒng)機械式變速器稍貴 一點 也很適合中國用戶的消費特點 所以 國內主流的變速器企業(yè)都在致力于 AMT 的研發(fā)當中 據了解 法士特 綦齒和大齒等企業(yè)的 AMT 已經開始裝車試驗 技術日趨成熟 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 4 第 2 章 總體方案設計 2 1 汽車參數的選擇 變速器設計所需的汽車基本參數如 2 1 表所示 表 2 1 設計基本參數表 變速器如下基本要求 1 保證汽車有必要的動力性和經濟性 2 設置空擋 用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸 3 設置倒檔 使汽車能倒退行駛 4 設置動力輸出裝置 需要時能進行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 6 工作可靠 汽車行駛過程中 變速器不得有跳擋 亂擋以及換擋沖擊等現象 發(fā)生 7 變速器應當有高的工作效率 除此以外 變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小 制造成本低 維修方便等要求 滿足汽車有必要的動力性和經濟性指標 這與變速器的檔數 傳動比范圍和各擋傳動 比有關 汽車工作的道路條件越復雜 比功率越小 變速器的傳動比范圍越大 2 2 傳動機構布置方案分析 2 2 1 固定軸式變速器 固定軸式又分為兩軸式 中間軸式 雙中間軸式變速器 固定軸式應用廣泛 其 中兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上 中間軸式變速器多用于發(fā)動機 前置后輪驅動的汽車上 與中間軸式變速器比較 兩軸式變速器有結構簡單 輪廓尺 寸小 布置方便 中間擋位傳動效率高和噪聲低等優(yōu)點 因兩軸式變速器不能設置直 接擋 所以在高擋工作時齒輪和軸承均承載 不僅工作噪聲增大 且易損壞 此外 發(fā)動機最大功率 66kw 最高車速 110km h 總質量 4060kg 最大轉矩 210 N m 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 5 受結構限制 兩軸式變速器的一擋速比不可能設計得很大 所以我選擇的是中間軸式 的變速器 圖 2 1 分別示出了幾種中間軸式五擋變速器傳動方案 它們的共同特點是 變速 器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上 經嚙合套將它們連接得到直接擋 使用直接 擋 變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載 發(fā)動機轉矩經變速器第一軸和第二軸直 接輸出 此時變速器的傳動效率高 可達 90 以上 噪聲低 齒輪和軸承的磨損減少 因為直接擋的利用率高于其它擋位 因而提高了變速器的使用壽命 在其它前進擋位 工作時 變速器傳遞的動力需要經過設置在第一軸 中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳 遞 因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離 中心距 不大的條件下 一擋仍然有 較大的傳動比 擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動 擋位低的齒輪 一擋 可以采用 或不采用常嚙合齒輪傳動 多數傳動方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機構 均采 用同步器或嚙合套換擋 少數結構的一擋也采用同步器或嚙合套換擋 還有各擋同步 器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上 再除直接擋以外的其他擋位工作時 中間軸式 變速器的傳動效率略有降低 這是它的缺點 在擋數相同的條件下 各種中間軸式變 速器主要在常嚙合齒輪對數 換擋方式和到檔傳動方案上有差別 圖 2 1 a 所示方案 除一檔和倒擋用直齒滑動齒輪換擋外 其余各擋為常嚙合齒 輪傳動 圖 2 1 b c d 所示方案的各前進擋 均用常嚙合齒輪傳動 圖 2 1 d 所 示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內 這樣布置除可以提高軸 的剛度 減少齒輪磨損和降低工作噪聲外 還可以在不需要超速擋的條件下 很容易 形成一個只有四個前進擋的變速器 以上各種方案中 凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位 其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實現 同一變速器中 有的擋位用同步器換擋 有的擋位用嚙合套換擋 那么一定是擋位高的用同步器換擋 擋位低的用嚙合套換擋 發(fā)動機前置后輪驅動的貨車采用中間軸式變速器 為加強傳動軸剛度 可將變速 器后端加中間支撐 中間軸和第二軸都有三個支承 如果在殼體內 布置倒擋傳動齒 輪和換擋機構 還能減少變速器主體部分的外形尺寸 2 2 2 倒擋布置方案 與前進擋位比較 倒擋使用率不高 而且都是在停車狀態(tài)下實現換倒擋 故多數 方案采用直齒滑動齒輪方式換倒擋 為實現倒擋傳動 有些方案利用在中間軸和第二 軸上的齒輪傳動路線中 加入一個中間傳動齒輪的方案 前者雖然結構簡單 但是中 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 6 圖 2 1 中間軸式五擋變速器傳動方案 間傳動齒輪的輪齒 是在最不利的正 負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作 而后者是在較為有利的單向循環(huán)彎曲應力狀態(tài)下工作 并使倒擋傳動比略有增加 圖 2 2 為常見的倒擋布置方案 圖 2 2 b 所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間 軸上的一擋齒輪 因而縮短了中間軸的長度 但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合 使 換擋困難 圖 2 2 c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動比 缺點是換擋程序不合理 圖 2 2 d 所示方案針對前者的缺點做了修改 因而取代了圖 2 2 c 所示方案 圖 2 2 e 所 示方案是將中間軸上的一 倒擋齒輪做成一體 將其齒寬加長 圖 2 2 f 所示方案適 用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪 換擋更為輕便 為了充分利用空間 縮短變速器軸 向長度 有的貨車倒擋傳動采用圖 2 2 g 所示方案 其缺點是一 倒擋須各用一根變 速器撥叉軸 致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力 所以無論是兩軸式變速器還是中間 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 7 軸式變速器的低檔與倒擋 都應當布置在在靠近軸的支承處 以減少軸的變形 保證 齒輪重合度下降不多 然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪 這樣做既能使軸有 足夠大的剛性 又能保證容易裝配 倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近 但因為 使用倒擋的時間非常短 從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處 然后再 圖 2 2 倒擋布置方案 布置倒擋 此時在倒擋工作時 齒輪磨損與噪聲在短時間內略有增加 與此同時 在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少 除此以外 倒擋的中間齒輪位于變速器的左側或右側對倒擋軸的受力狀況有影響 如圖 2 3 所示 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 8 圖 2 3 倒擋軸位置與受力分析 2 2 3 其他問題 經常使用的擋位 其齒輪因接觸應力過高而造成表面電蝕損壞 將高擋布置在靠 近軸的支承中部區(qū)域較為合理 在該區(qū)因軸的變形而引起的齒輪偏轉角較小 齒輪保 持較好的嚙合狀態(tài) 偏載減少能提高齒輪壽命 某些汽車變速器有僅在好路或空車行駛時才使用的超速擋 使用傳動比小于 1 為 0 7 0 8 的超速擋 能夠充分地利用發(fā)動機功率 使汽車行駛 1km 所需發(fā)動機 曲軸的總轉速降低 因而有助于減少發(fā)動機磨損和降低燃料消耗 但是與直接擋比較 使用超速擋會使傳動效率降低 噪聲增大 機械式變速器的傳動效率與所選用的傳動方案有關 包括傳遞動力時處于工作狀 態(tài)的齒輪對數 每分鐘轉速 傳遞的功率 潤滑系統(tǒng)的有效性 齒輪和殼體等零件的 制造精度等 2 3 零部件結構方案分析 2 3 1 齒輪形式 與直齒圓柱齒輪比較 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長 工作時噪聲低等優(yōu)點 缺點 是制造時稍復雜 工作時有軸向力 變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪 盡 管這樣會使常嚙合齒輪數增加 并導致變速器的轉動慣量增大 直齒圓柱齒輪僅用于 低檔和倒擋 我的設計中一擋和倒擋用的是直齒輪 其他擋都是斜齒輪 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 9 2 3 2 換擋機構形式 變速器換擋機構有直齒滑動齒輪 嚙合套和同步器換擋三種形式 汽車行駛時各 擋齒輪有不同的角速度 因此用軸向滑動直齒齒輪的方式換擋 會在輪齒端面產生沖 擊 并伴隨有噪聲 這使齒輪端部磨損加劇并過早損壞 同時使駕駛員精神緊張 而 換擋產生的噪聲又使乘坐舒適性降低 只有駕駛員用熟練的操作技術 如兩腳離合器 時齒輪換擋時無沖擊 才能克服上述缺點 但是該瞬間駕駛員注意力被分散 會影 響行駛安全性 因此 盡管這種換擋方式結構簡單 但除一擋 倒擋外已很少使用 由于變速器第二軸齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài) 所以可用移動嚙合套換擋 這時 因同時承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多 而輪齒又不參與換擋 它們都不會 過早損壞 但不能消除換擋沖擊 所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術 此外 因增 設了嚙合套和常嚙合齒輪 使變速器旋轉部分的總慣性矩增大 因此 目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應用 這 是因為重型貨車擋位間的公比較小 則換擋機構連件之間的角速度差也小 因此采用 嚙合套換擋 并且還能降低制造成本及減小變速器長度 使用同步器能保證迅速 無沖擊 無噪聲換擋 而與操作技術的熟練程度無關 從而提高了汽車的加速性 燃油經濟性和行駛安全性 同上述兩種換擋方法比較 雖 然它有機構復雜 制造精度要求高 軸向尺寸大等缺點 但仍然得到廣泛應用 使用同步器或嚙合套換擋 其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小 在滑動齒輪特 別寬的情況下 這種差別就更為明顯 為了操縱方便 換入不同擋位的變速桿行程要 求盡可能一樣 自動脫擋是變速器的主要故障之一 為解決這個問題 除工藝上采取措施外 目 前在結構上采取措施比較有效的方案有以下幾種 互鎖裝置是保證移動某一變速叉軸時 其它變速叉軸互被鎖住 該機構的作用是 防止同時掛入兩檔 而使掛檔出現重大故障 常見的互鎖機構有 1 互鎖銷式 圖 2 4 是汽車上用得最廣泛的一種機構 互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間 用銷子的 長度和凹槽來保證互鎖 圖 2 4 a 為空檔位置 此時任一叉軸可自由移動 圖 2 1 b c d 為某一叉軸 在工作位置 而其它叉軸被鎖住 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 10 圖 2 4 互鎖銷式互鎖機構 2 擺動鎖塊式 圖 2 5 為擺動鎖塊式互鎖機構工作示意圖 鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上 并 可繞螺釘軸線自由轉動 操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內 此時 鎖塊的一個或兩個突起 部分 A 檔住其它兩個變速叉軸槽 保證換檔時不能同時掛入兩檔 3 轉動鉗口式 圖 2 5 為與上述鎖塊機構原理相似的轉動鉗口式互鎖裝置 操縱桿撥頭置于鉗口 中 鉗形板可繞 A 軸轉動 選檔時操縱桿轉動鉗形板選入某一變速叉軸槽內 此時 鉗形板的一個或兩個鉗爪抓住其它兩個變速叉 保證互鎖作用 操縱機構還應設有保證不能誤掛倒檔的機構 通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧 機構 使司機在換檔時因有彈簧力作用 產生明顯的手感 鎖止機構還包括自鎖 倒檔鎖兩個機構 自鎖機構的作用是將滑桿鎖定在一定位置 保證齒輪全齒長參加嚙合 并防止自 動脫檔和掛檔 自鎖機構有球形鎖定機構與桿形鎖定機構兩種類型 倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對變速桿施加更大的力 方能掛入倒檔 起到提醒 注意的作用 以防誤掛倒檔 造成安全事故 本次設計鎖定機構采用自鎖 互鎖 倒檔鎖裝置 采用自鎖鋼球來實現自鎖 通 過互鎖銷實現互鎖 倒檔鎖采用限位彈簧來實現 使駕駛員有感覺 防止誤掛倒檔 2 3 3 變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動軸套 等 至于何處應當采用何種軸承 是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 11 圖 2 5 擺動鎖塊式互鎖機構 圖 2 6 轉動鉗口式互鎖機構 汽車變速器結構緊湊 尺寸小 采用尺寸大些的軸承結構受限制 常在布置上有 困難 如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內腔中 內腔尺寸足夠時可 布置圓柱滾子軸承 若空間不足則采用滾針軸承 變速器第一軸前端支承在飛輪的內 腔里 因有足夠大的空間長采用球軸承來承受向力 作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸 向力 經第一軸后部軸承傳給變速器殼體 此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承 第二 軸后端常采用球軸承 以軸向力和徑向力 中間軸上齒輪工作時產生的軸向力 原則 上由前或后軸承來承受都可以 但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候 必須由 后端軸承承受軸向力 前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小 寬度較寬因而容量大 可承受高負荷 等優(yōu)點 但也有需要調整預緊 裝配麻煩 磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺 點 變速器第一軸 第二軸的后部軸承以及中間軸前 后軸承 按直徑系列一般選用 中系列球軸承或圓柱滾子軸承 軸承的直徑根據變速器中心距確定 并要保證殼體后 壁兩軸承孔之間的距離不小于 6 20mm 下限適用于輕型車和轎車 滾針軸承 滑動軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接 并要求兩者有相對運動的 地方 滾針軸承有滾動摩擦損失小 傳動效率高 徑向配合間隙小 定位及運轉精度 高 有利于齒輪嚙合等優(yōu)點 滑動軸套的徑向配合間隙大 易磨損 間隙增大后影響 齒輪的定位和運轉精度并使工作噪聲增加 滑動軸套的優(yōu)點是制造容易 成本低 在本次設計中由于工作條件的需要主要選用了圓錐滾子軸承 深溝球軸承和滾針 軸承 2 4 本章小結 本章首先確定了設計變速器所需的汽車主要參數以及設計變速器所應滿足的基本 要求 對自己的設計也有了一定的規(guī)范 然后又對變速器的傳動機構和檔位的布置 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 12 形式的進行了簡單的介紹 分析了各個傳動方案的優(yōu)缺點 選取了合理高效的的 傳動方案和一些在設計變速器時常遇的問題 為后面齒輪和軸的計算打下了良好的基 礎 最后對齒輪的形式做了介紹和優(yōu)缺點的比較 通過以上比較合理的選擇齒輪形式 分析了幾種換擋形式 和容易出現的問題 并提供了相關的解決方法 最后很據軸的 工作條件和工作狀態(tài) 對軸承也形式也做了選擇 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 13 第 3 章 變速器結構設計 3 1 擋數 增加變速器的擋數能改善汽車的動力性和經濟性 擋數越多 變速器的結構越復 雜 并且是尺寸輪廓和質量加大 同時操縱機構復雜 而且在使用時換擋頻率也增高 在最低擋傳動比不變的條件下 增加變速器的當屬會是變速器相鄰的低擋與高擋 之間傳動比比值減小 是換擋工作容易進行 要求相鄰擋位之間的傳動比比值在 1 8 以下 該制約小換擋工作越容易進行 要求高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值要比低 擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動比比值小 近年來為了降低油耗 變速器的擋數有增加的趨勢 目前轎車一般用 4 5 個擋位 級別高的轎車變速器多用 5 個擋 貨車變速器采用 4 5 個擋位或多擋 裝載質量在 2 3 5T 的貨車采用 5 擋變速器 裝載質量在 4 8T 的貨車采用 6 擋變速器 多擋變速 器多用于重型貨車和越野車 本設計為 5 擋變速器 3 2 傳動比范圍 變速器的傳動比范圍是指變速器最低擋傳動比與最高擋轉動比的比值 傳動比范圍的 確定與選定的發(fā)動機參數 汽車的最高車速和使用條件等因素有關 目前轎車的傳動 比范圍在 3 4 之間 輕型貨車在 5 6 之間 其他貨車則更大 3 3 各檔傳動比的確定 3 3 1 主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為 3 1 0 37 irnuga 式中 汽車行駛速度 km h a 發(fā)動機轉速 r min n 車輪滾動半徑 m r 變速器傳動比 gi 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 14 主減速器傳動比 0i 由上文可知最高車速 110km h 最高檔為超速檔 傳動比 1 車輪滾maxuv 5gi 動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 195 65R15 得到 377 5 mm 發(fā)動機轉速r 3600 r min 由公式 5 1 得到主減速器傳動比計算公式 np6 437 0 aguiri 3 3 2 最低檔傳動比計算 按最大爬坡度設計 滿足最大通過能力條件 即用一檔通過要求的最大坡道角 坡 max 道時 驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力 加速阻力為零 空氣阻力忽 略不計 用公式表示如下 3 2 maxmax 0max sinco GfriTtge 式中 G 車輛總重量 N 滾動阻力系數 對良好路面 0 01 0 02 f 發(fā)動機最大扭矩 N m maxeT 主減速器傳動比 0i 變速器傳動比 g 為傳動效率 0 85 0 9 t R 車輪滾動半徑 最大爬坡度本設計為能爬 30 的坡 大約 max 7 16 由公式 3 3 得 3 3 te giTrGi 0maxax1 snco 已知 m 4060kg r 0 3775m 12 f 7 6ax 210max eT N m g 9 8m s2 把以上數據代入 3 3 式 6 40i 9t 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 15 1 59 0642137 0 16sin87 cos0 8946 1 gi 滿足不產生滑轉條件 即用一檔發(fā)出最大驅動力時 驅動輪不產生滑轉現象 公式表 示如下 ntgeFriT 10max 3 4 te ngiTrFi 0max1 式中 驅動輪的地面法向反力 nFgn1 驅動輪與地面間的附著系數 對混凝土或瀝青路面 可取 0 5 0 6 之間 取 0 55 把數據代入 5 4 式得 1 59 064213758 01 gi 所以 一檔轉動比的選擇范圍是 51gi 初選一檔傳動比為 5 1 3 3 3 各檔傳動比的選定 變速器的 檔傳動比應根據上述條件確定 變速器的最高檔一般為直接檔 有時用超 速擋 在本設計中最高檔即為超速擋 中間檔的傳動比理論上按公比為 其中 n 為檔位數 的幾何級數排列 實際上與理論值略有出入 max11innggiq 因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些 另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配 qiiii 54433221 5 1 4451 i5 1 26 341 qiq 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 16 3 3 4 中心距的選擇 初選中心距可根據經驗公式計算 3 5 31maxgeAiTK 式中 變速器中心距 mm 中心距系數 商用車 8 6 9 6 A A 發(fā)動機最大輸出轉距為 210N N m maxeT 變速器一檔傳動比為 5 1 1i 變速器傳動效率 取 96 g 9 0 90 8mm A396 0152 商用車變速器的中心距在 80 170mm 范圍內變化 所以根據計算結果 初取 A 90mm 3 3 5 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸 可以根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步 確定 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數 換檔機構形式以及齒輪形式 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用 396 0 4 0 4 0 AL mm 當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時 中心距系數 K 應取給出系數的上限 為檢測方便 A 取整 設計的是五擋變速器 初定軸向殼體尺寸為 370mm 3 4 齒輪參數 3 4 1 模數的選取 遵循的一般原則 為了減少噪聲應合理減少模數 增加尺寬 為使質量小 增加數 同時減少尺寬 從工藝方面考慮 各擋齒輪應選用同一種模數 而從強度方面考慮 各擋齒數應有不同的模數 減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義 因此齒輪的模 數應選小 對貨車 減小質量比噪聲更重要 故齒輪應選大些的模數 低擋齒輪應選大些的模數 其他擋位選另一種模數 少數情況下汽車變速器各擋齒輪 均選用相同的模數 嚙合套和同步器的接合齒多數采用漸開線齒輪 由于工藝上的原應 同一變速器的接 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 17 合齒模數相同 其取用范圍是 乘用車和總質量 在 1 8 14 0t 的貨車為am 2 0 3 5mm 選取較小的模數值可使齒數增多 有利換擋 初選齒輪模數 3 0mm m 齒輪法向模數 3 0mmn 3 4 2 壓力角 壓力角較小時 重合度大 傳動平穩(wěn) 噪聲低 較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面 接觸強度 對商用車 為加大重合度已降低噪聲 取小些 變速器齒輪壓力角為 20 嚙合套或同步器的接合齒壓力角用 30 3 4 3 螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應用 選斜齒輪的螺旋角 要注意他對齒輪工作噪 聲齒輪的強度和軸向力的影響 在齒輪選用大些的螺旋角時 使齒輪嚙合的重合度增 加 因而工作平穩(wěn) 噪聲降低 試驗還證明 隨著螺旋角的增大 齒的強度也相應提 高 不過當螺旋角大于 30 時 其抗彎強度驟然下降 而接觸強度仍然繼續(xù)上升 因 此 從提高低擋齒輪的抗彎強度出發(fā) 并不希望用過大的螺旋角 以 15 25 為宜 而從提高高擋齒輪的接觸強度和增加重合度著眼 應選用較大螺旋角 斜齒輪傳遞轉矩時 要產生軸向力并作用到軸承上 設計時應力求中間軸上同時 工作的兩對齒輪產生軸向力平衡 以減少軸承負荷 提高軸承壽命 因此 中間軸上 的不同擋位齒輪的螺旋角應該是不一樣的 為使工藝簡便 在中間軸軸向力不大時 可將螺旋角設計成一樣的 或者僅取為兩種螺旋角 中間軸上全部齒輪的螺旋方向應 一律取為右旋 則第一 第二軸上的斜齒輪應取為左旋 軸向力經軸承蓋作用到殼體 上 一擋和倒擋設計為直齒時 在這些擋位上工作 中間軸上的軸向力不能抵消 但 因為這些擋位使用得少 所以也是允許的 而此時第二軸則沒有軸向力作用 根據圖 3 1 可知 欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡 需滿足下述條件 3 6 11tan aF 3 7 22 由于 T 為使兩軸向力平衡 必須滿足21rFn 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 18 3 8 2 1tanr 式中 Fa1 Fa2 為作用在中間軸齒輪 1 2 上的軸向力 Fn1 Fn2 為作用在中間軸 齒輪 1 2 上的圓周力 r1 r2 為齒輪 1 2 的節(jié)圓半徑 T 為中間軸傳遞的轉矩 最后可用調整螺旋角的方法 使各對嚙合齒輪因模數或齒數和不同等原因而造成的中 心距不等現象得以消除 圖 3 1 中間軸軸向力的平衡 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍內選用 商用車中間軸式變速器為 20 30 初選的螺旋角 25 3 4 4 齒寬 b 應注意齒寬對變速器的軸向尺寸 齒輪工作平穩(wěn)性 齒輪強度和齒輪工作時受力 的均勻程度均有影響 考慮到盡可能的減少質量和縮短變速器的軸向尺寸 應該選用較小的齒寬 減少 齒寬會使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱 還會使工作應力增加 使用寬些的齒寬 工 作時會因軸的變形導致齒輪傾斜 使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不 均勻 通常根據齒輪模數 m 的大小來選定齒寬 直齒 b m 為齒寬系數 取為 4 5 8 0 取 6CKCK 斜齒 b 取 6 0 8 5 取 6n C 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數 可取大些 使接觸線長度增加 接觸應力 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 19 降低 以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命 直齒 b 6 3 18mmmKC 斜齒 b 6 3 18mm 3 4 5 齒頂高系數 齒頂高系數對重合度 輪齒強度 工作噪聲 輪齒相對滑動速度 輪齒根切和齒頂厚 度等有影響 若齒頂高系數小 則齒輪重合度小 工作噪聲大 但因輪齒受到的彎矩 減小 輪齒的彎曲應力也減少 因此 從前因齒輪加工精度不高 并認為輪齒上受到 的載荷集中齒頂上 所以曾采用過齒頂高系數為 0 75 0 80 的短齒制齒輪 在齒輪加工精度提高以后 包括我國在內 規(guī)定齒頂高系數取為 1 00 為了增加齒輪 嚙合的重合度 降低噪聲和提高齒根強度 有些變速器采用齒頂高系數大與 1 00 的 細高齒 3 4 6 變位系數的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié) 采用變位齒輪 除為了避免齒輪 產生根切和配湊中心距以外 它還影響齒輪的強度 使用平穩(wěn)性 耐磨性 抗膠合能 力及齒輪的嚙合噪聲 變位齒輪主要有兩類 高度變位和角度變位 高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的 變位系數的和為零 高度變位可增加小齒輪的齒根強度 使它達到和大齒輪強度想接 近的程度 高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度 也很難降低噪聲 角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零 角度變位既具有高度變位的優(yōu)點 有避免 了其缺點 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器 會因保證各檔傳動比 的需要 使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同 為保證各對齒輪有相同的中心距 此時 應對齒輪進行變位 當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時 則對齒數 和少些的齒輪副應采用正角度變位 由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量 指標 故采用的較多 對斜齒輪傳動 還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同 的要求 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作 有時還承受沖擊負荷 對于高檔齒 輪 其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落 因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損 最有利的原則選擇變位系數 為提高接觸強度 應使總變位系數盡可能取大一些 這 樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠 以增大齒廓曲率半徑 減小接觸應力 對于低擋 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 20 齒輪 由于小齒輪的齒根強度較低 加之傳遞載荷較大 小齒輪可能出現齒根彎曲斷 裂的現象 總變位系數越小 一對齒輪齒更總厚度越薄 齒根越弱 抗彎強度越低 但是由 于輪齒的剛度較小 易于吸收沖擊振動 故噪聲要小些 更據上述理由 為降低噪聲 對于變速器中除去一檔 二擋和倒擋以外的其他各 擋齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值 以便獲得低噪聲傳動 3 5 各擋齒輪齒數的分配 在初選中心距 齒輪模數和螺旋角以后 可更據變速器的擋數 傳動比和傳動方案來 分配各擋齒輪的齒數 圖 3 2 五擋變速器傳動方案 3 5 1 確定一擋齒輪的齒數 一擋傳動比 3 9 91 02zi 如果 齒數確定了 則 與 的傳動比可求出 為了求 的齒數 先求其9z102z 9z10 齒數和 h 直齒 2A m 3 10 z 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 21 斜齒 2A 3 11 hz cosnm 因為一擋用的是直齒輪 所以 2A m 2 90 3 60hz 計算后取整 然后進行大小齒輪齒數的分配 中間軸上的一檔小齒輪的齒數盡可能取 小些 以便使 的傳動比大些 在 已定的情況下 的傳動比可分配小些 9z101i2z1 使第一軸常嚙合齒輪的齒數多些 以便在其內腔設置第二軸的前軸承并保證輪軸有足 夠的厚度 考慮到殼體上的第一軸軸孔尺寸的限制和裝配的可能性 該齒輪齒數又不 宜取多 中間軸上小齒輪的最少齒數 還受中間軸軸經尺寸的限制 即受剛度的限制 在選定 時 對軸的尺寸及齒輪齒數都要統(tǒng)一考慮 商用車中間軸式變速器一擋傳動比 5 6 時 中間軸上一擋齒輪數可在 15 17 間取 貨車在 12 17 間取 1i 因為 5 1 取中間軸上一擋齒輪 14 輸出軸上一擋齒輪 60 14 4610z9zh10 根據確定的中心距 A 求嚙合角 0 9397 2cos109 zm cos 得 故總變位 即為高度變位 20 x 根據齒數比 u 查得 則 8 314609 z 4 9 4 01 x 兩齒輪分度圓仍相切 節(jié)圓與分度圓重合 合齒高度不變 3 5 2 對中心距進行修正 因為計算齒數和 后 經過取整數使中心距有了變化 所以應根據 和齒輪變位系hz hz 數新計算中心距 在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數分配的依據 故修正后中心 距 A 取 90mm 3 5 3 確定常嚙合傳動齒輪副齒數及變位系數 求出傳動比 3 12 9 102zi 461 52z 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 22 而常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等 即 A 2 3 13 21zmn cos 90 3 2cos25 求得常嚙合齒輪齒數為 23 341z2 核算 4 85 在誤差允許范圍內10 921zi 故可得齒輪 1 2 精確的螺旋角為 18 2 湊配中心距 90cos 21 zmAt 斜齒端面模數為 3 158mm 2nt 嚙合角 高度變位 2095 1cos cos1 Azt 0 x 根據齒數比 查得變位系數 故 54 23 zu 1 x1 2 3 5 4 確定其他各擋的齒數及變位系數 二擋齒輪是斜齒輪螺旋角 與常嚙合齒輪 不同8 2 3 14 2 187zi 34 3 15 8 7cos2 zmAn 此外 從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā) 還必須滿足下列關系式 3 16 1 tan87282zz 聯(lián)解上述三式 采用試湊法 當螺旋角為 時 解 3 14 3 15 得 67 20 求得二擋齒輪齒數為 代入上式近似滿足軸向力平衡397 z18z 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 23 湊配中心距 正角度變位 AmzAn 38 91cos2 87 斜齒面模數 mnt 06 8 嚙合角 1 2cos cs7 zn 根據齒數比 查得變位系數 6 87z 06 x2 1x14 0 圖 3 3 選擇變位系數線路圖 同理 三擋齒輪齒數 時近似滿足軸向力平衡關系35 z26 4 186 湊配中心距 mAn5 9cos 6 斜齒端面模數 mnt 1 36 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 24 嚙合角 94 0cos 2cos65 zAmt 89 1 根據齒數比 查得變位系數 165z 06 x2 1x26 0 x 四擋齒輪齒數 時近似滿足軸向力平衡關系273 84 2 34 湊配中心距 mzAn67 9cos 43 斜齒端面模數 mnt 2 4 嚙合角 935 0cos 2cos43 zAt 03 2 根據齒數比 查得變位系數 0 143 z 18 x x012 2 x 3 5 5 確定倒擋齒輪齒數及變位系數 倒檔齒輪選用的模數往往與一檔相近 倒檔齒輪 的齒數一般在 23 之間13z1 初選 計算輸入軸與倒檔軸的中心距 設231 z A52 有中心距 圓整后取 mzA5 47 132 m 為保證倒檔齒輪的嚙合和不產生運動干涉 齒輪 11 和 12 的齒頂圓之間應保持有 0 5mm 以上的間隙 故取 滿足輸入軸與中間軸距離1z 假設當齒輪 11 和齒輪 12 嚙合時中心距 88 5 A 且 mm A2 1zm 05 故倒檔軸與中間軸的中心距 mz 97 2113 倒 根據中心距 求嚙合角 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 25 故 高度變位 936 0cos 2cos13 zAmt 20 根據齒數比 查得 5 12zu x1 12 x 3 6 本章小結 本章對變速器的檔數 傳動比的范圍進行了介紹并根據自身設計選擇了所涉及變 速器的檔數 結合相應的汽車參數計算出傳動比的范圍 對變速器齒輪的參數也做了 合理的選擇 并計算了各檔的齒數分配情況 對中心距也做了重新的修正 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 26 第 4 章 變速器的校核 4 1 齒輪的損壞形式 齒輪的損壞形式分三種 輪齒折斷 齒面疲勞剝落 移動換擋齒輪端部破壞 輪齒折斷分兩種 輪齒受足夠大的沖擊載荷作用 造成輪齒彎曲折斷 輪齒再重 復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋 裂紋擴展深度逐漸加大 然后出現彎曲折斷 前者 在變速器中出現的很少 后者出現的多 齒輪工作時 一對相互嚙合 齒面相互擠壓 這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油 油壓升高 并導致裂縫擴展 然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕 他使齒形誤 差加大 產生動載荷 導致輪齒折斷 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪 由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪 存在角速度差 換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷 并造成損壞 4 2 齒輪強度計算 與其他機械行業(yè)相比 不同用途汽車的變速器齒輪使用條間仍是相似的 此外 汽車變速器齒輪用的材料 熱處理方法 加工方法 精度級別 支承方式也基本一致 如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作 采用剃齒和磨齒精加工 齒輪表面采用滲碳 淬火熱處理工藝 齒輪精度為 JB179 83 6 級 和 7 級 因此 用于計算通用齒輪強 度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪 同樣可以獲得較為準確的結果 下 面介紹的是計算汽車變速器齒輪強度用的簡化計算公式 4 2 1 齒輪彎曲強度計算 1 直齒輪彎曲應力 4 1 bty KFfw 1 式中 為彎曲應力 為圓周力 為計算載荷 d 為節(jié)圓直徑 1FTg 21 g 為應力集中系數 可近似取 1 65 為摩擦力影響系數 主 從動齒輪在嚙 Kf 合點上的摩擦力方向不同 對彎曲應力的影響也不同 主動齒輪 1 1 從動齒輪fK 0 9 b 為齒寬 t 為端面齒距 m 為模數 y 為齒形系數 如圖 6 1 所fKt 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 27 示 因為齒輪節(jié)圓直徑 d z 為齒數 帶入式 6 1 得m 4 2 yzK Tcfgw32 一擋從動齒輪 yzKmTcfgw32 14 637 054231 aMP850 a 一擋主動齒輪 yzcfgw32 9 6713 05314 a850a 倒擋直齒輪作用彎曲應力在 400 850N mm 故直齒輪彎曲應力均符合要求 2 斜齒輪彎曲應力 4 3 btyKFw1 式中 為圓周力 為計算載荷 d 為節(jié)圓直徑 1 dTFg 21 g cos zmdn 為法向模數 z 為齒數 為斜齒輪螺旋角 為應力集中系數 1 50 bnm K K 為齒面寬 t 為法向齒距 y 為齒形系數 可按當量齒數 在圖 6 nmt 3cos za 1 中查得 為重合度影響系數 2 0 K 將上述有關參數代入式 6 3 整理后得斜齒輪彎曲應力為 4 4 KyzmTcngw3os2 四擋齒輪彎曲應力 KyzTcngw3os2 08 13 2715 03214 os aMP25 a 當計算載荷 取作用到變速器第一軸上的最大轉矩 時 對乘用車常嚙合齒輪和g mxeT 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 28 高擋齒輪 許用應力在 180 250 范圍 符合要求 aMP 圖 4 1 齒形系數圖 假定載荷作用在齒頂 20 1f 4 2 2 輪齒接觸應力計算 輪齒接觸應力 0 418 4 5 j FEb f 1 s do4 z f 1 s do4 b 式中 為輪齒的接觸應力 F 為齒面上的法向力 為圓周力 j cos 1F 1 為計算載荷 d 為節(jié)圓直徑 為節(jié)點處壓力角 為齒輪螺旋角 dTg 21 g E 為齒輪材料的彈性模量 b 為齒輪接觸的實際寬度 為主 從動齒輪節(jié)點z b 處的曲率半徑 直齒輪 斜齒輪 sinzr sinbr 2cosinzr 為主 從動齒輪節(jié)圓半徑 2cosinbr zrb 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 29 一擋齒輪接觸應力 0 418 j FEb f 1 s do4 z f 1 s do4 b 20sin46320sin13 20cs8 36 0248 05 1203 7 aMP 四擋齒輪接觸應力 0 418 j FEb f 1 s do4 z f 1 s do4 b 28cos0in328cs0in37 20cs8 327 048 05 685 34 aMP 校核都在范圍之內 符合要求 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計算載荷時 變速器齒輪的許用接觸應2 maxeT 力 見表 4