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黑龙江工程学院目录第一部分:变速器的基本设计方案 -2第二部分:变速器主要参数的选择 -4 第三部分:变速器各档齿轮的设计计算-5第四部分:变速器轴的设计计算-6第五部分:变速器齿轮的校核-14第六部分:变速器轴的的校核 - -18第七部分:滚动轴承的选择和计算-20第八部分:参考文献 -第一部分 变速器的基本设计方案变速器的结构对汽车的动力性、燃油经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性,传动的平稳性与效率等都有直接的影响。采用优化设计方法对变速器与主减速器,以及变速器的参数做优化匹配,可得到良好的动力性与燃油经济性;采用自锁及互锁装置、倒档安全装置,对接合齿采取倒锥齿侧(或越程接合、错位接合、齿厚减薄、台阶齿侧)等措施,以及其他结构措施,可使操纵可靠,不跳档、乱档、自行脱档和误挂倒档;采用同步器可使换挡轻便、无冲击及噪声;采用高齿、修形及参数优化等措施可使齿轮传动平稳、噪声低。降低噪声水平已成为提高变速器质量和设计、工艺水平的关键。变速器设计的基本要求:1)保证汽车有必要的动力性和经济性。2)设置空挡,用来切断发动机的动力传输。3)设置倒挡,使汽车能变速倒退行驶。4)设置动力输出装置。5)换挡迅速、省力、方便。6)工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。7)变速器应有高的工作效率。8)变速器的工作噪声低。除此之外,变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 固定轴式应用广泛,其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上,中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。旋转轴式主要用于液力机械式变速器。 两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡,一挡速比不可能设计得很大。 图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体;多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮,其它挡位均用常啮合齿轮的传动倒挡布置方案 图2为常见的倒挡布置方案。图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮,缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难。图2-c方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理。图-2d方案对2-c的缺点做了修改。图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮,挡换更为轻便。为了缩短变速器轴向长度,倒挡传动采用图2-g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴,使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。第二部分:变速器主要参数的选择主要参数方案一发动机功率70kw 最高车速159km/h转矩155Nm总质量1685kg转矩转速3200r/min车轮185/60R14S 最高车速,=159km/hr 车轮半径,r= 0.288 n功率转速 ,n=5175r/min 主减速器传动比 一挡传动比 / =1.42.0 即=(1.42.0)3200=44806400r/min =9549 所以,=46545500r/min=5175r/min=5.06汽车以一挡在无风、干砂路面行驶,公式简化为 式中:G作用在汽车上的重力,汽车质量,重力加速度,=16513N;=155N.m;传动系效率,=0.9;车轮半径,=0.288m;滚动阻力系数,良好的沥青或混凝土路面(0.0100.018)取=0.018;坡度,=16.7。=2.058 式中:驱动轮的地面法向反力,; 驱动轮与地面间的附着系数;对混凝土或沥青路面可取0.50.6之间。已知:kg;取0.6,把数据代入(3.4)式得:所以,一档转动比的选择范围是:初选一档传动比为2.3。最低稳定车速校核:=0.337km/h满足附着条件。一般汽车各挡传动比大致符合如下关系式中:常数,也就是各挡之间的公比;因此,各挡的传动比为所以各挡传动比与挡传动比的关系为 , , , (实际)初选中心距时,可根据下述经验公式 式中:变速器中心距(mm);中心距系数,商用车:=8.993;发动机最大转矩(N.m);变速器一挡传动比,=2.3 ;变速器传动效率,取96% ;发动机最大转矩,=155N.m 。 则,=62.25465.052(mm)初选中心距=65mm。第三部分 变速器各档齿轮的计算设计1、模数对货车,减小质量比减小噪声更重要,故齿轮应该选用大些的模数;从工艺方面考虑,各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因,同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是:乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm;总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多,有利于换挡。车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模数/mm2.252.752.753.003.504.504.56.00表2汽车变速器齿轮法向模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50表3汽车变速器常用齿轮模数根据表2及3,一二档齿轮的模数定为2.75mm,三四档及倒档的模数定为2.5mm,啮合套和同步器的模数定为2.25mm。2、压力角压力角较小时,重合度较大,传动平稳,噪声较低;压力角较大时,可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车,为了降低噪声,应选用14.5、15、16、16.5等小些的压力角。对货车,为提高齿轮强度,应选用22.5或25等大些的压力角15。 国家规定的标准压力角为20,所以普遍采用的压力角为20。啮合套或同步器的压力角有20、25、30等,普遍采用30压力角。本变速器为了加工方便,故全部选用标准压力角20。3、螺旋角实验证明:随着螺旋角的增大,齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时,使齿轮啮合的重合度增加,因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力并作用到轴承上。设计时,应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡,以减小轴承负荷,提高轴承寿命。因此,中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便,在中间轴轴向力不大时,可将螺旋角设计成一样的,或者仅取为两种螺旋角。变速器螺旋角:234、齿宽直齿,为齿宽系数,取为4.58.0,取7.0;斜齿,取为6.08.5,取7.0。各挡齿轮齿数的分配1-一轴一挡齿轮 2-二轴一挡齿轮 3-一轴二档齿轮 4-二轴二挡齿轮5-一轴轴三挡齿轮 6-二轴三挡齿轮 7-一轴四档齿轮 8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮 10-二轴五档齿轮 11-一轴倒档 12-二轴倒档齿轮 13-倒档齿轮 图3变速器传动示意图如图3所示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后,可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是,各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数,以使齿面磨损均匀。变为系数图1、确定一挡齿轮的齿数 取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z1=13 z2=30 对中心距进行修整:mm取整mm,为标准中心矩。对一挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角端面啮合角 = =23.22U=2.31变位系数之和 查表得=0.029 分度圆直径: =90.700mm齿顶高 =3.273mm =2.970mm齿根高 =2.888mm =3.190mm 全齿高 h1=ha1+hf1=6.161mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha1=49.849mm da2=d2+2ha2=96.64mm齿根圆直径 df1=d1-2hf1=33.527mm df2=d2-2hf2=84.320mm2、确定二挡齿轮的齿数取模数=2.75mm 螺旋角=23 齿宽系数=7z3=17 z4=26 mm对二挡齿轮进行角度变位:分度圆压力角端面啮合角 = =23.22U=1.529变位系数之和 查表得=0.29 分度圆直径: 51.396mm =78.606mm齿顶高 =3.2175mm =3.025mm齿根高 =2.943mm =3.135mm 全齿高 h3=ha3+hf3=6.16mm齿顶圆直径 da3=d3+2h
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