1、變速器畢業論文 概述 變速器是用來改變改變發動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速的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動機在最有利的工況范圍內工作變速器設有空擋可在啟動發動機汽車滑行或停車時使發動機的動力停止向驅動輪傳輸變速器設有倒擋使汽車獲得倒退行駛能力需要時變速器還有動力輸出功能 對變速器提出如下要求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動機動力向驅動輪的傳輸3 設置倒擋使汽車能倒退行駛4 設置動力輸出裝置需要是能進行功率輸出5 換檔迅速省力方便6 工作可靠汽車行使過程中變速器不得跳擋亂擋及換擋沖擊等現象發生7 變速器應有高的工作效率8

2、變速器的工作燥聲低 除此之外變速器還應當輪廓尺寸和質量小制造成本低拆裝容易維修方便等要求滿足汽車必要的動力性和經濟性指標這與變速器的擋數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 變速器由變速傳動機構和操縱機構組成變速傳動機構可按前進擋數或軸的形式分類在原有變速傳動機構基礎上再附加一個副箱體這就在結構變化不大的基礎上達到增加變速器擋數的目的近年來變速器操縱機構有向自動操作方向發展的趨勢變速器傳動機構布置 機械式變速器因具有結構簡單傳動效率高制造成本低和工作可靠等優點故在不同形式的汽車上得到廣泛的應用21 傳動機構布置方案分析 設計時首先應根據汽車的使用條件及要求確定變速

3、器的傳動比范圍檔位數及各檔的傳動比因為它們對汽車的動力性與燃料經濟性都有重要的直接影響傳動比范圍是變速器低檔傳動比與高檔傳動比的比值汽車行駛的道路狀況愈多樣發動機的功率與汽車質量之比愈小則變速器的傳動比范圍應愈大目前轎車變速器的傳動比范圍為3045一般用途的貨車和輕型以上的客車為5080越野車與牽引車為100200通常有級變速器具有345個前進檔重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器其前進檔位數多達616個甚至20個變速器檔位數的增多可提高發動機的功率利用效率汽車的燃料經濟性及平均車速從而可提高汽車的運輸效率降低運輸成本但采用手動的機械式操縱機構時要實現迅速無聲換檔對于多于5個前進檔的變速

4、器來說是困難的因此直接操縱式變速器檔位數的上限為5檔多于5個前進檔將使操縱機構復雜化或者需要加裝具有獨立操縱機構的副變速器后者僅用于一定行駛工況某些轎車和貨車的變速器采用僅在好路和空載行駛時才使用的超速檔采用傳動比小于10708的超速檔可以更充分地利用發動機功率降低單位行駛里程的發動機曲軸總轉數因而會減少發動機的磨損降低燃料消耗但與傳動比為1的直接檔比較采用超速檔會降低傳動效率有級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的齒輪副數目轉速傳遞的功率潤滑系統的有效性齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度剛度等三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用三軸式變速器如圖2-1所示其第一軸的常嚙合齒輪與

5、第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪相嚙合且第一第二軸同心將第一第二軸直接連接起來傳遞扭矩則稱為直接檔此時齒輪軸承及中間軸均不承載而第一第二軸也傳遞轉矩因此直接檔的傳遞效率高磨損及噪音也最小這是三軸式變速器的主要優點其他前進檔需依次經過兩對齒輪傳遞轉矩因此在齒輪中心距影響變速器尺寸的重要參數較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動比這是三軸式變速器的另一優點其缺點是處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降 圖2-1 轎車中間軸式四檔變速器第一軸2第二軸3中間軸兩軸式變速器如圖2-2所示與三軸式變速器相比其結構簡單緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效率高噪聲低轎車多采用前置發動機前輪驅動的布置因為這種布置

6、使汽車的動力-傳動系統緊湊操縱性好且可使汽車質量降低610兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動系的結構簡單如圖所示兩軸式變速器的第二軸即輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體當發動機縱置時主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪當發動機橫置時則可用圓柱齒輪從而簡化了制造工藝降低了成本除倒檔常用滑動齒輪直齒圓柱齒輪外其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動個檔的同步器多裝在第二軸上這是因為一檔的主動齒輪尺寸小裝同步器有困難而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端如圖示兩軸式變速器沒有直接檔因此在高檔工作時齒輪和軸承均承載因而噪聲比較大也增加了磨損這是它的缺點另外低檔傳動比取值的上限ig 4045也受到較大限制但這一缺點可通過減

7、小各檔傳動比同時增大主減速比來取消圖2-2 兩軸式變速器第一軸2第二軸3同步器有級變速器結構的發展趨勢是增多常嚙合齒輪副的數目從而可采用斜齒輪后者比直齒輪有更長的壽命更低的噪聲雖然其制造稍復雜些且在工作中有軸向力因此在變速器中除低檔及倒檔外直齒圓柱齒輪已經被斜齒圓柱齒輪所代替本次設計采用中間軸式變速器圖2-3圖2-4圖2-5分別示出了幾種中間軸式四五六檔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檔使用直接檔變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載發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

8、直接檔的利用率高于其它檔位因而提高了變速器的使用壽命在其它前進檔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檔仍然有較大的傳動比檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動檔位低的齒輪一檔可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動多數傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構均采用同步器或嚙合套換檔少數結構的一檔也采用同步器或嚙合套換檔還有各檔同步器或嚙合套多數情況下裝在第二軸上再除直接檔以外的其他檔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檔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檔方式和到檔傳動方案上有差別

9、圖2-3 中間軸式四檔變速器傳動方案如圖2-3中的中間軸式四檔變速器傳動方案示例的區別圖2-3ab所示方案有四對常嚙合齒輪倒檔用直齒滑動齒輪換檔圖2-3c所示傳動方案的二三四檔用常嚙合齒輪傳動而一檔和倒檔用直齒滑動齒輪換檔圖2-4a所示方案除一倒檔用直齒滑動齒輪換檔外其余各檔為常嚙合齒輪傳動圖2-4bcd所示方案的各前進檔均用常嚙合齒輪傳動圖2-4d所示方案中的倒檔和超速檔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檔的條件下很容易形成一個只有四個前進檔的變速器圖2-4 中間軸式五檔變速器傳動方案圖2-5a 所示方案中的一檔倒檔和圖b所

10、示方案中的倒檔用直齒滑動齒輪換檔其余各檔均用常嚙合齒輪圖2-5 中間軸式六檔變速器傳動方案以上各種方案中凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現同一變速器中有的檔位用同步器換檔有的檔位用嚙合套換檔那么一定是檔位高的用同步器換檔檔位低的用嚙合套換檔轎車的變速器常采用中間軸式變速器為縮短傳動軸長度可將變速器后端加長如圖2-3ab所示伸長后的第二軸有時裝在三個支承上其最后一個支承位于加長的附加殼體上如果在附加殼體內布置倒檔傳動齒輪和換檔機構還能減少變速器主體部分的外形尺寸變速器用圖2-4c所示的多支承結構方案能提高軸的剛度這時如用在軸平面上可分開的殼體就能較好地解決軸和齒輪等零

11、部件裝配困難的問題圖2-4c所示方案的高檔從動齒輪處于懸臂狀態同時一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個方案的特點倒檔傳動方案圖2-6為常見的倒擋布置方案圖2-6b所示方案的優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2-6c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2-6d所示方案針對前者的缺點做了修改因而取代了圖2-6c所示方案圖2-6e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2-6f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

12、的貨車倒擋傳動采用圖2-6g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本設計采用圖2-6f所示的傳動方案圖2-6 變速器倒檔傳動方案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檔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有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處本次設計采用中間軸式方案如圖2-4b但倒檔傳動方案有所改動采用2-6f的常嚙合倒檔傳動方案22

13、零部件結構方案分析一齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種與直齒圓柱齒輪比較斜齒圓柱齒輪有使用壽命長運轉平穩工作噪聲低等優點缺點是制造時稍復雜工作時有軸向力這對軸承不利在變速器中除倒檔和低檔齒輪其余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齒數增加導致變速器的質量和轉動慣量增大本次設計除倒檔和一檔采用直齒圓柱齒輪其余均采用斜齒圓柱齒輪二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因變速器內各轉動齒輪有不同的角速度所以用軸向滑動直齒齒輪方式換擋會在齒端面產生沖擊并伴隨噪聲這不僅是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

14、又使承坐舒適性降低只有駕駛員用熟練的操作技術才能使換擋時齒輪無沖擊并克服上述缺點但換擋瞬間駕駛員注意力被分散又影響行駛安全除此之外采用直齒滑動齒輪換擋時換擋行程長也是它的缺點因此盡管這種換擋方式結構簡單制造拆裝與維修工作容易并能減少變速器旋轉部分的慣性力矩但除一擋倒擋外已很少使用當變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態時可以用移動嚙合套換擋這時不僅換擋行程短同時因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數多而齒輪又不參與換擋所以它們都不會過早損壞但因不能消除換擋沖擊仍然要求駕駛員又熟練的操作技術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

15、連接件之間的角速度差也小因此采用嚙合套換擋并且與同步器換擋比較還有結構簡單制造容易能降低制造成本及減少變速器長度等有點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油結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的應用利用同步器或嚙合套換擋其擋位行程要比滑動齒輪換擋行程短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要求換入不同擋位的變速桿行程應盡可能一樣如利用同步器或嚙合套換擋就很容易實現這一點本次設計采用的換擋機構形式是所有擋均采用同步器換擋三變速器軸承作旋轉運動的變速器軸支撐在殼體或其

16、它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應安置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類型的軸承是受結構限制并隨所承受的載荷特點不同而不同汽車變速器結構緊湊尺寸小的特點采用尺寸大寫的軸承受結構限制常在布置上油困難如變速器的第二軸前端支撐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第二軸后端常采用球軸承用來承受軸向力和徑向力變速器第一軸前端支撐在飛輪的內腔里因有足夠大的空間常采用一端有密封圈的球軸承來承受徑向力作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力經第一軸后不軸承傳給變速器殼體此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承由于變速器

17、向輕量化方向發展的需要要求減少變速器中心距這就影響倒軸承外徑的尺寸為了保證軸承有足夠的壽命可選用能承受一定軸向力的無保持架的圓柱滾子軸承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由困難時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而 后端采用外圈由擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承圓錐滾子軸承因有直徑較小寬度較寬因而容量大可承受高負荷和通過對軸承預緊能消除軸向竄動等優點故在一些變速器上得到應用圓錐滾子軸承也有裝配后需要調整預緊使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜從而影響齒輪正確嚙合等一些缺點當采用錐軸承時要注意軸承的預緊以免殼體受熱膨脹后軸承出現間隙而使中

18、間軸歪斜導致齒輪不能正確嚙合而損壞因此錐軸承不適合用在線性系數比較大的鋁合金殼體上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保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于6-20mm滾針軸承滑動軸套主要用在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經向配合間隙小定位及運轉精度高有利于齒輪嚙合等優點滑動軸套的經向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點是制造容易成本低第一軸的后端采用深溝球軸承第二軸中和齒輪配合的軸承采用滾針軸承中間軸兩端采用圓錐滾子

19、軸承變速器主要參數的選擇31中心距a對中間軸式變速器是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距a對兩軸式變速器將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距a它是一個基本參數其大小不僅對變速器的外形尺寸體積大小由影響而且對齒輪的接觸強度由影響中心距越小齒輪的接觸應力越大齒輪的壽命越短因此最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強度來確定變速器軸經軸承安裝在殼體上從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強度考慮要求中心距取大些此外受一擋小齒輪齒數不能過少的限制要求中心距也要大些還有變速器中心距取的過小會使變速器長度增加并因此使軸的剛度被削弱和使齒

20、輪的嚙合狀態變壞 對于中間軸式初選中心距a時可根據下述公式計算 a k 3-1 式中a為中心距mmk為中心距系數商用車取k8996為發動機的最大轉矩nm為變速器一擋傳動比為變速器傳動效率取96分析該車發動機及相關參數該車為15噸的重型載貨汽車按下試計算輪胎半徑按最大爬坡度計算一 3-2 其中 010-012取 011代入數據得 502666 cm 其中k95 786nm 764擋傳動比參考同類車型取主減速器傳動比為i 489 取t 085ig1 3-3 試中m為汽車重質量m 15000kgg為重力加速度g 98nkgt為發動機最大轉矩te 786nmi為主減速器傳動比等于489為道路最大阻力系

21、數等于02745rs為驅動輪滾動半徑t 為汽車傳動系效率代入數據得5525根據車輪與路面附著條件確定一檔傳動比 3-4 為汽車滿載時靜止于水平路面驅動橋給路面的載荷參考同類車型 12000kg 為道路附著系數計算時取 05-08在此取08代入數據得8048其他個檔傳動比按等比數列來分配則ii 427iii 260iv 159 v 1 把一檔傳動比代入中心距公式計算變速器中心距a 17034mm 圓整后取a 170mm 32 齒輪參數的選取模數 齒輪模數是一個重要參數并且影響它的選取因素又很多如齒輪的強度質量噪聲工藝要求等在變速器中心距相同的的條件下選取較小的模數就可以增加齒輪的齒數同時增加齒寬

22、可使齒輪嚙合的重合度增加并減少齒輪噪聲所以為了減少噪聲應合理減少模數同時增加齒寬為使質量小些應該增加模數同時減少齒寬從工藝方面考慮各擋齒輪應該選用一種模數而從強度方面考慮各擋齒輪應有不同的模數減少乘用車齒輪工作噪聲又較為重要的意義因此齒輪的模數應選的小些 表31 汽車變速器齒輪的法向模數mn車 型乘用車的發動機排量vl貨車的最大總質量t10 v16616 v25560 140模數mm225-275275-3035-4545-60第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數mn 3-5 其中 786nm可得出mn 434mm一檔直齒輪的模數m mm 3-6 通過計算m 592mm由于我們設計的貨車的總質量為15

23、000kg其 140所以參照表31選取mn 45mm m 60mm 二齒形壓力角螺旋角和齒寬b 汽車變速器齒輪的齒形壓力角及螺旋角按表3-2選取表3-2 汽車變速器齒輪的齒形壓力角與螺旋角項目車型齒形壓力角螺旋角轎車 高齒并修形的齒形14515161652545一般貨車 gb1356-78規定的標準齒形202030重型車同上低檔倒檔齒輪22525小螺旋角 壓力角較小時重合度大傳動平穩噪聲低較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度對轎車為加大重合度已降低噪聲取小些對貨車為提高齒輪承載力取大些在本設計中變速器一檔倒檔齒輪壓力角取25其余齒輪取20同步器取30斜齒輪螺旋角取25應該注意的是選擇斜齒輪

24、的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消為此中間軸上的全部齒輪一律右旋而第一軸和第二軸上的的斜齒輪左旋其軸向力經軸承蓋由殼體承受齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力b加大齒的承載能力增高但試驗表明在齒寬增大到一定數值后由于載荷分配不均勻反而使齒輪的承載能力降低所以在保證齒輪的強度條件下盡量選取較小的齒寬以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬直齒 b 4580 mmm斜齒 b 6085 mmm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些使接觸線長度增加接觸應力降低以提高傳動的平穩性和齒輪壽命本次設計 直齒輪 b 6x450 27mm 斜齒輪 b 6x600 3

25、6mm五齒輪變位系數的選擇原則齒輪的變位是齒輪設計中的一個重要環節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性耐磨損抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲齒輪變位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之和等于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相接近的程度高度變位齒輪副的缺點使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即具有高度變位的優點又避免了其缺點由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擋傳動比的需要使各相互嚙合的齒輪副的齒數和不同為保證各對齒輪由相同的中心距此時

26、應對齒輪進行變位對于斜齒輪傳動可以通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求我在齒輪設計中對需要變位的齒輪采用了角度變位的方法來保證中心距33 各擋齒輪齒數的分配及傳動比的計算 在初選中心距齒輪模數和螺旋角后可根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應該注意的是各擋齒輪的齒數比應盡量不是整數以使齒面磨損均勻一檔和倒檔采用直齒輪其余采用斜齒1確定一檔齒輪參數及傳動比一檔傳動比 3-7 為了確定z9和z10的齒數先求其齒數和 3-8 其中 a 170mmm 6故有 5678貨車變速器一檔直齒輪的最小齒數為12-14此處取 13則可得出 44 圖3-1 五檔變速器示意圖上面根據初選的a及

27、m計算出的可能不是整數將其調整為整數后從式3-8看出中心距有了變化這時應從及齒輪變位系數反過來計算中心距a再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據這里修正為57則根據式3-8反推出a 171mm2確定常嚙合齒輪副的齒數由式3-7求出常嚙合齒輪的傳動比 3-9由已知數據可知 z2z1 22573 而常嚙合齒輪的中心距與 一檔齒輪的中心距相等 3-10 由此可得 3-11 而根據已求得的數據 25 3-10 21146 21 47733 48根據式3-7可算出一檔實際傳動比為 774根據式3-10 247843確定其他檔位的齒數二檔傳動比 3-12 而ii 427 由已知數據可知z7z8 1868

28、 對于斜齒輪 3-13故有z7 z8 69 3-12聯立3-13得z7 45 z8 24按同樣的方法可分別計算出三檔齒輪 z5 38 z6 31四檔齒輪 z3 28 z4 414確定倒檔齒輪的齒數一般情況下倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近在本設計中倒檔傳動比取595取中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數 而通常情況下倒檔軸齒輪取2123此處取 23由 3-14 可計算出z11 34 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距a 3-15 108mm 而倒檔軸與第二軸的中心 3-16 171mm變速器齒輪參數表3-3齒輪齒輪模數壓力角螺旋角齒數14520247842124520247844834520247842844

29、52024784415452024784386452024784317452024784458452024784249625441062513 1162534 1262513 1362523變速器的設計與計算 41 軸的計算與校核 當變速器掛一擋時軸受力最大所以只要一擋時軸的強度滿足要求其就符合要求只下面只校核一擋時中間軸的強度中間軸的受力分析中間軸的軸向力基本上已相互抵消可以不予考慮1 786000 nmm 6605 n 2648 n 3050 n 2 1796600 n 46067 n 21481 二面受力分析1 代入數據得 2492 n 2 代入數據得 19489 n 代入數據得4438

30、 n 代入數據得 39018n軸的材料選用20grmnti采用滲碳淬火回火處理 驗算合格42齒輪的計算與校核 一擋齒輪因其承受載荷最大所以只要它滿足要求其它各擋都滿足要求由于常嚙合齒輪一直處于工作狀態因此也要對其進行校核下面對一擋齒輪和常嚙合齒輪進行校核一齒輪的計算校核公式1 彎曲應力 直齒 4-1 斜齒 4-2 式中 圓周力應力集中系數 kc齒面寬系數 t法向齒距 y齒行系數 k重合度影響系數 摩擦力影響系數齒面接觸應力 4-3 式中 齒面上的法向力 e齒輪材料的彈性模量e 210000 b齒輪接觸的實際寬度 主從動齒輪節圓處的曲率半徑二校核中間軸一擋齒輪1彎曲應力其中 165 11 kc

31、8 y 016974 z 13 m 6tg 1796600 nmm 代入數據得 5444 mpa許用應力在400-850 mpa之間所以合適2接觸應力 46067n 50829nb 36直齒輪 則 19944 mpa一檔和倒檔得許用接觸應力在1900-2000mpa之間所以合適三校核第二軸一擋齒輪 1彎曲應力 圖 4-1 齒形系數圖其中 165 09 kc 8 y 016974 z 13 m 6 tg 1796600 nmm 代入數據得 4454 mpa許用應力在400-850 mpa之間所以合適2接觸應力 13610n 16540nb 36則 11377 mpa一檔和倒檔得許用接觸應力在19

32、00-2000mpa之間所以合適四校核第一軸常嚙合齒輪1彎曲應力其中tg 393000 nmm 165 y 0138 2 kc 60mn 6 z 21 代入數據得 1183 mpa對于貨車當計算載荷取tg作變速器一軸上的最大轉矩時常嚙合齒輪許用彎曲應力為所以合格2接觸應力 75577n 885866n b 31 2004 45808 則 8677 mpa當取時變速器常嚙合齒輪的許用接觸應力為1300-1400mpa所以合格五校核中間軸常嚙合齒輪1彎曲應力其中 tg 393000 nmm 165 y 0138 2 kc 60 mn 45 24784 z 48 代入數據得 5176 mpa對于貨車

33、當計算載荷取tg作變速器一軸上的最大轉矩時常嚙合持論許用彎曲應力為所以合格2接觸應力 33025n 3871n b 29 2004 com 則 593 mpa當取時變速器常嚙合齒輪的許用接觸應力為1300-1400mpa所以合格 43 軸承的計算與校核校核中間軸右軸承當掛一擋時其承載最大所以只要它滿足要求其它的都滿足要求已知軸承額定動載荷122 kn 額定靜載荷925 kn 3050 n 39020 n 0078 004099 查表得e 037 所以 39020n 所以 20488取 39020n沖擊載荷系數 58530 n 7875 代入數據得 534444 h 4-4 因為一擋使用率是1所

34、以應如下驗算其里程5344446comcom011 6247474 km 所以滿足要求44 鍵的校核計算鍵主要用于軸和轂的聯結以實現周向固定并傳遞轉矩這次設計中間軸和第一軸一擋均采用鍵聯結這里只校核第二軸一擋齒輪的花鍵一花鍵的校核計算花鍵應滿足擠壓強度 4-5 式中為載荷分配不均系數這里取08z為花鍵的齒數l為齒的工作長度h為花鍵側面工作高度為花鍵平均直徑為花鍵許用擠壓應力取70 mpa第一軸花鍵規格為 8485220工作長度l為20mm 61 mpa適合所以鍵的規格滿足設計要求二平鍵的校核計算普通平鍵連接的強度條件為 4-6式中 t為傳遞的轉矩 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度此處為鍵的高度 鍵的工作

35、長度圓頭平鍵這里的為鍵的公稱長度為鍵的寬度軸的直徑鍵軸輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力此處鍵18x90gb1096-79 t 393k 55 72d 62 3201mpa同理鍵20x90gb1096-79 t 393 k 6 70d 72 26mpa同步器的設計 同步器有常壓式慣性式和慣性增力式三種目前得到廣泛應用的是慣性增力式同步器慣性增力式同步器能做到換擋時在兩換擋元件之間的角速度完全相等之前不允許換擋因而能很好的完成同步器的功能和實現對同步器的基本要求按結構分慣性式同步器有鎖銷式滑塊式鎖環式多片式和多錐式幾種因鎖環式同步器有工作可靠零件耐用等優點但因結構布置上的限制轉矩容量不大而且由于鎖

36、止面在鎖環的接合齒上會因齒端磨損而失效因而主要用于承用車和總質量不大的火車變速器中這次設計我采用的都是鎖銷式同步器 同步過程與鎖銷式類似但鎖止元件是式個鎖銷及相配的鎖銷孔倒角另有三個以彈簧及鋼球定位的定位銷作為彈性元件的三個彈簧及相應的定位鋼球是裝在配合套的鉆孔中使嚙合套等在空擋時保持中間位置摩擦元件是鉚在鎖銷兩端的同步錐環及與之相配并固定在齒輪上的內錐面其摩擦錐面徑向尺寸大轉矩容量大廣泛用于中重型貨車環式同步器主要尺寸的確定1 接近尺寸b 同步器換擋第一階段中間摩擦環向摩擦盤作軸向移動摩擦盤與摩擦環之間的軸向距離b稱為接近尺寸尺寸b應大于零取2 滑塊轉動距離c c 8mm二主要參數的確定1

37、摩擦因數f 同步器是在同步環與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作要求同步環有足夠的使用壽命應當選用耐磨性能良好的材料摩擦因數除與選用的材料有關外還與工作面的表面粗糙度潤滑油類型和溫度等因素有關作為與同步環錐面接觸的齒輪山的錐面部分與齒輪做成一體用低碳合金鋼制成由黃銅合金與鋼材構成的摩擦副在油中工作的摩擦因數f取為012 摩擦環主要尺寸的確定1 同步環錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計德窄些則刮去存在于摩擦錐面之間德油膜效果好但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強使磨損加快通常軸向泄油槽為612個槽寬34mm2錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小摩擦力矩就越大但過小則摩擦錐面將產生自鎖通常取68一般取

38、73摩擦錐面平均半徑r r設計德越大則摩擦力矩越大r往往受結構限制包括變速器中心距及相關零件德尺寸和布置的限制原則上是在可能的條件下盡可能使r取大些4錐面工作長度b 縮短錐面工作長度b可使變速器的軸向長度縮短但同時也減少了錐面的工作面積增加了單位壓力并使磨損加速3 鎖止角鎖止角選的正確可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換擋已有結構的鎖止角在2642范圍內變化4 同步時間t同步起器工作時要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好除去同步器的結構尺寸轉動慣量對同步時間有影響以外變速器輸入軸輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力均對同步時間有影響對于承用車變速器高擋取01

39、5030s低擋取050080s5 轉動慣量的計算其轉動慣量的的計算是首先求得各零件的轉動慣量然后按不同擋位轉換到被同步的零件上對已有的零件其轉動慣量值通常用扭擺法測出若零件未制成可將這些零件分解為標準的幾何體并按數學公式合成并求出轉動慣量值變速器操縱機構設計根據汽車的使用條件的需要駕駛員利用變速器的操縱機構完成選擋和實現換擋或退到空擋變速器操縱機構應當滿足如下主要要求換擋時只能掛入一個擋位換擋后應使齒輪在全齒長上嚙合防止自動脫擋或自動掛擋防止誤掛倒擋輕便換擋用于機械式變速器的操縱機構常見的是有變速桿撥塊撥叉變速叉軸及互鎖自鎖和倒擋裝置等主要零件組成并依靠駕駛員手力完成選擋換擋或退到空擋工作稱為

40、手動換擋變速器手動換擋變速器又分為直接操縱手動換擋變速器和遠距離操縱手動換擋變速器當變速器布置在駕駛員座椅附近時可將變速桿直接安裝在變速器上并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換擋功能的手動變速器稱為直接操縱變速器這種操縱方案結構簡單已得到廣泛應用變速器距離駕駛員座位較遠這時需要在變速桿與撥叉之間布置若干傳動件換擋手力經過這些轉換機構才能完成換擋功能這種變速器稱為遠距離操縱手動變速器這時要求整套系統又足夠的剛性且各連接件之間間隙不能過大否則換擋時手感不明顯并增加了變速桿顫動的可能性此時變速桿支座應固定在受車架變形汽車振動影響較小的地方最好將換擋傳動機構發動機離合器變速器連成一體以避免對操縱有不

41、利的影響在平頭式汽車上或發動機后置后輪驅動的汽車的變速器受總體布置限制多采用遠距離操縱機構本次設計中結合總體的要求和對操縱機構的布置分析我采用的是直接操縱手動換擋變速器結 論隨著時間的推移畢業設計已經臨近了尾聲針對這次畢業設計我做如下總結總結找出其中的缺點和不足吸取教訓經驗本次設計我設計的是重型貨車的變速器變速器是汽車的一個重要組成部分其設計的好壞直接關系到汽車性能的優劣在本次設計中既存在一些個人創新也有一些缺點和失誤由于這次設計中我采用了中間軸式布置方案這樣就保證了在中間軸和第二軸之間距離不大的情況下一擋仍有較大的傳動比其換擋形式均采用同步器提高了操作的方便性減輕了駕駛員的疲勞在操縱機構的布置上采用直接操縱形式增加了其穩定性通過本次設計我對變速器的結構形式和工作原理有了更加深入和廣泛的了解這不僅