汽车设计第四版吉林大学3

本章主要内容: 汽车设计 第四版 本章主要内容: 概述 变速器传动机构布置 变速器主要参数的选择 变速器的设计与计算 同步器设计 变速器操纵机构 变速器结构元件 机槭式无级变速器 第一节 概述 一、变速器的功能作用 1）用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。 （换挡） 2）设有空挡，可在起动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。 3）设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。 4）需要时，变速器还有动力输出功能。 组成：变速传动机构和操纵机构。 分类： 第一节结束！ 第二节 变速器传动机构布置方案 机械式变速器的优点：结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等。 机械式变速器的应用：广泛。 一、传动机构布置方案分析 1．固定轴式变速器 （1）两轴式变速器 优点：结构简单、轮廓尺寸小、容易布置、传动效率高、噪声低。 缺点：不能设置直接挡，在高挡工作时噪声增大，易损坏；一挡速比不可能设计得很大；输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反。 应用：广泛；多用于发动机前置前轮驱动汽车上。 案例：图3-1示出用在发动机前置前轮驱动乘用车上的两轴式变速器传动方案。 特点： 变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时，主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮，发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮；多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮，其他挡位均采用常啮合齿轮传动。 同步器多数装在输出轴上；而高挡的同步器可以装在输入轴后端 。 有的方案有辅助支承，用来提高轴的刚度，减少齿轮磨损和降低工作噪声。 3）在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比； 4）挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动； 5）多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。 布置：发动机前置后轮驱动的乘用车采用中间轴式变速器 为了缩短传动轴长度，将第二轴加长，置于附加壳体内，如图3-2a、b所示。 采用多支承结构方案，能提高轴的刚度，如图3-3c所示。 2、倒挡布置方案 1）多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。 2）有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案。（如图3-2a、b ） 3）有的利用两个联体齿轮方案。（如图3-2c ） 4）少数方案采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒挡。（如图3-1f所示） 无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的一挡与倒挡，都应当布置在靠近轴的支承处，然后按照从低挡到高挡的顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又能保证容易装配。 倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处，然后再布置倒挡。 倒挡设置在变速器的左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。 为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。 倒挡的中间齿轮位于变速器的左侧或右侧对倒挡轴的受力状况有影响。如图3-7所示 3、其他问题 常用挡位的轮齿因接触应力过高而易造成面点蚀损坏。将高挡布置在靠近轴的两端支承中部区域较为合理。 某些汽车变速器有仅在好路或空车行驶时才使用的超速挡。使用超速挡，能够更充分地利用发动机功率，有助于减少发动机磨损和降低燃料消耗。但是与直接挡比较，使用超速挡会使传动效率降低、工作噪声增加。 机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关。 图3-10为中间轴式四挡变速器结构。 结构特点：前进挡全部采用常啮合齿轮传动，用同步器换挡，同步器装在第二轴上；第二轴在附加壳体内向后延伸得较长，因而可缩短传动轴长度；中间轴上全部齿轮制成一体，经滚针轴承支承在固定不动的中间轴上。 图3-12为中间轴式多挡变速器结构。 二、零、部件结构方案分析 1、齿轮形式 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。 斜齿圆柱齿轮的优点：使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等； 斜齿圆柱齿轮的缺点：是制造时稍复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。 应用：变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。 2、换挡机构形式 变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。 尽管直齿滑动齿轮这种换挡方式结构简单，制造、拆装与维修工作皆容易，并能减小变速器旋转部分的惯性力矩，但除一挡、倒挡外已很少使用。 当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时，可以用移动啮合套换挡。目前这种换挡方法只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。（与同步器换挡比较还有结构简单、制造容易、能够降低制造成本及减小变速器长度等优点。） 使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。同上述两种换挡方法比较，虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，但仍然得到广泛应用。 利用同步器或啮合套换挡，其换挡行程要比滑动齿轮换挡行程短。在滑动齿轮特别宽的情况下，这种差别就更为明显。为了操纵方便，要求换入不同挡位的变速杆行程应尽可能一样，如利用同步器或啮合套换挡，就很容易实现这一点。 3、自动脱挡 原因：接合齿磨损、变速器轴刚度不足以及振动等。 在结构上采取行之有效的方案措施： 1）将两接合齿的啮合位置错开，如图3-13所示。这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约1～3mm，使用中两齿接触部 2）将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄（切下0.3～0.6mm），这样，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而阻止自动脱挡，如图3-14所示。 3）将接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2°～3°），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，如图3-15所示。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果。 第二节 变速器传动机构布置方案 4、变速器轴承 变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。 选用依据：何处应当采用何种类型的轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。 注意：汽车变速器有结构紧凑、尺寸小的特点，故应尽可能采用尺寸小些的轴承 。 第二节结束！ 四、外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间（过渡）齿轮和换挡机构的布置初步确定。 影响变速器壳体轴向尺寸的因素：挡数、换挡机构形式以及齿轮形式。 乘用车四挡变速器壳体的轴向尺寸：（3.0～3.4）A。 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四挡 （2.2～2.7）A 五挡 （2.7～3.0）A 六挡 （3.2～3.5）A 原则:当变速器选用的挡数和同步器多时，上述中心距系数应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好取为整数。 2、压力角a 因国家规定的压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的接合齿压力角有20°、25°、30°等，但普遍采用30°压力角。 3、螺旋角β 斜齿轮在变速器中得到广泛应用。选取斜齿轮的螺旋角，应该注意它对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。 思考：中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的？ 为使简便，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。 中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。 （为什么？） 由于T＝Fn1 r1＝Fn2 r2，为使两轴向力平衡，必须满足 第三节 变速器主要参数的选择 4．齿宽b 影响：在选择齿宽时，应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 选择：通常，根据齿轮模数m（m n）的大小来选定齿宽： 直齿b＝k c m，k c为齿宽系数，取为4.5～8.0 斜齿b＝k c m n，k c取为6.0～8.5 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm。 原则：第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数k c可取大些；对于模数相同的各挡齿轮，挡位低的齿轮的齿宽系数取得稍大。 第三节 变速器主要参数的选择 5、齿轮变位系数的选择原则 作用：采用变位齿轮，可避免齿轮产生根切和配凑中心距，还影响齿轮的强度，使用平稳性、耐磨损、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。 变位齿轮的类型：高度变位和角度变位。 高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。 角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。 分析及应用：为保证各对齿轮有相同的中心距，此时应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时，对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。对斜齿轮传动，还可以通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。 对于高挡齿轮，应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度，应使总变位系数尽可能取大些 。 第三节 变速器主要参数的选择 对于低挡齿轮，为提高小齿轮的抗弯强度，应根据危险断面齿厚相等的条件来选择大、小齿轮的变位系数，此时小齿轮的变位系数大于零。若造成轮齿根切现象，应对齿轮进行正变位。 总变位系数ζc＝ζ1十ζ2越小，一对齿轮齿根总的厚度越薄，齿根越弱，抗弯强度越低，但齿轮的齿形重合度越大 。 齿轮变位系数的选择原则： 为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡和倒挡以外的其他各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值，以便获得低噪声传动。一般情况下，最高挡和一轴齿轮副的ζc可以选为－0.2～0.2。随着挡位的降低ζc值应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的ζc值，以便获得高强度齿轮副。一挡齿轮的ζc值可以选用1.0以上。 6、齿顶高系数 影响：齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。 标准齿制：齿顶高系数取为1.00。 细高齿制：为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大于1.00的细高齿制。采用细高齿制时，必须通过验算保证齿顶厚度不得小于0.3 m n和齿轮没有根切和齿顶干涉。 目前，对于细高齿制的齿顶高系数，还没有制定统一的标准，由各企业自行确定，从小至1.05到大至1.90的都有，且许多变速器的一对主、从动齿轮的齿顶高系数不同。 六、各挡齿轮齿数的分配 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。 如果z7和z8的齿数确定了，则z2与z1的传动比可求出。为了求z7、z8的齿数，先求其齿数和zh 第三节 汽车主要参数的选择 3、确定常啮合传动齿轮副的齿数 若二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角β6与常啮合齿轮的β不同时，得 第三节结束！ 第四节 变速器的设计与计算 一、齿轮的损坏形式 主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。 二、轮齿强度计算 （简化计算公式） 1、轮齿弯曲强度计算 （1）直齿轮弯曲应力σw 当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，一挡、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 （2）斜齿轮弯曲应力σw 当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转矩Temax时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。 及热处理： 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。在选用钢材及热处理时，对可加工性及成本也应考虑。 国内汽车变速器齿轮材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。渗碳齿轮表面硬度为58～63HRC，心部硬度为33～48HRC。 采取喷丸处理、磨齿、加大齿根圆弧半径和压力角等措施，能使齿轮得到强化。 第四节 变速器的设计与计算 三、轴的强度计算 方法：在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。 （—）初选轴的直径 在已知中间轴式变速器中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d≈0.45A，轴的最大直径d和支承间距离L的比值： 对中间轴，d／L＝0.16～0.18； 对第二轴，d／L＝0.18～0.21。 第一轴花键部分直径d（mm）可按下式初选 （二）轴的强度验算 1、轴的刚度验算 最大影响：对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。 初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。 验算：应当对每个挡位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁。作用在第一轴上的转矩应取Temax。 轴的挠度和转角可按《材料力学》的有关公式计算。 第四节 变速器的设计与计算 2、轴的强度计算 作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面内弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的支反力Fc和Fs之后，计算相应的弯矩Mc、Ms。轴在转矩Tn和弯矩的同时作用下，其应力为 第四节结束！ 第五节 同步器设计 分类：常压式、惯性式和惯性增力式。 一、惯性式同步器 分类：锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多链式。 组成：摩擦元件、锁止元件和弹性元件。 （一）锁销式同步器 1、锁销式同步器结构 第二阶段，来自手柄传至换挡拨叉并作用在滑动齿套上的力F，经过锁止元件又作用到摩擦面上。 在摩擦力矩作用下，滑动齿套1和齿轮3的转速逐渐接近，其角速度差Δω＝｜ω1－ω3｜减小了。在Δω＝0瞬间同步过程结束。 （ Δω→0 ） 第三阶段，Δω＝0，摩擦力矩消失，而轴向力F仍作用在锁止元件上，使之解除锁止状态，此时滑动齿套和锁销上的斜面相对移动，从而使滑动齿套占据了换挡位置。 （ Δω ＝ 0 ） （二）锁环式同步器 1、锁环式同步器结构 结构特点： 摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。 锁止元件是做在锁环1或4上的齿和做在啮合套7上齿的端部，且端部均为斜面称为锁止面。 弹性元件是位于啮合套座两侧的弹簧圈。弹簧圈将置于啮合套座花键上中部呈凸起状的滑块压向啮合套。在不换挡的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换挡的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环 2、锁环式同步器工作原理 3、锁环式同步器主要尺寸的确定 （3）滑块转动距离c 影响：对分度尺寸a有影响。 滑块宽度d、滑块转动距离c与缺口宽度尺寸E之间的关系： E＝d＋2c 滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系： （4）滑块端隙δ1 定义：是指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙。 第五节 同步器设计 （三）多锥式同步器 结构特点：锁止面仍在同步环的接合齿上，在原有的两个锥面之间再插入两个辅助同步锥。有效摩擦面积成倍地增加，同步转矩相应增加。 优点：具有较大的转矩容量和低热负荷。同步效能好，可靠性增加，换挡力大为减小，同步时间缩短。 应用：多用于总质量大 第五节 同步器设计 （四）惯性增力式同步器 特点：能可靠地保证只在同步状态下实现换挡。 原理：只要啮合套和换挡齿轮之间存在转速差，弹簧片的支承力就阻止同步环缩小，从而也就阻止了啮合套移动。只有在转速差为零时，弹簧片才卸除载荷，于是对同步环直径的缩小失去阻力，这样才可能实现换挡。 第五节 同步器设计 二、主要参数的确定 1、摩擦因数ƒ 影响因素：摩擦因数与选用的材料、工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因素有关。 同步环的材料：黄铜合金 由（同步环）黄铜合金与（齿轮上的锥面部分）钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数ƒ取为0.1。 措施：摩擦因数大，则换挡省力或缩短同步时间；摩擦因数小则反之，甚至失去同步作用。为此，在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及与螺纹槽垂直的泄油槽，用来保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。 2、同步环主要尺寸的确定 （1）同步环锥面上的螺纹槽 图3-32a中给出的尺寸适用于轻、中型汽车。 图3-32b适用于总质量大些的货车。 通常轴向泄油槽为6～12个，槽宽3～4mm。 （3）摩擦锥面平均半径R 选择：在可能的条件下，尽可能将R取大些。 （4）锥面工作长度b 设计时可根据下式计算确定b （假定在没有螺纹槽 ） 3、锁止角β 影响因素：摩擦因数ƒ、摩擦锥面平均半径R、锁止面平均半径和锥面半锥角α。 变化范围：26°～42°。 4、同步时间 影响因素：结构尺寸、转动惯量、变速器输入轴、输出轴的角速度差及作用在同步器摩擦锥面上的轴向力。 选取范围：对乘用车变速器，高挡取0．15～0．30s，低挡取0．50～0．80s；对货车变速器，高挡取0．30～0．80s，低挡取1．00～1．50s。 5、转动惯量的计算 输入端零件：第一轴、离合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮相啮合的第二轴上的常啮合齿轮 。 其转动惯量的计算：首先求得各零件的转动惯量，然后按不同挡位转换到被同步的零件上。对已有的零件，其转动惯量值通常用扭摆法测出；若零件未制成，可将这些零件分解为标准的几何体，并按数学公式合成求出转动惯量值。 第五节 同步器设计 三、同步器的计算 目的：确定摩擦锥面和锁止面的角度，计算摩擦力矩和同步时间。 2、作用在同步器摩擦锥面上的轴向力F 为防止连接件在转动角速度相等以前接合换挡，必须满足的条件 ： F1＞F2 式中，F1为由摩擦力矩Mm产生的，用来防止过早换挡的力，即 第五节结束！ 第六节 变速器操纵机构 功用：根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用变速器的操纵机构完成选挡和实现换挡或退到空挡。 基本要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。 用于机械式变速器的操纵机构的组成：变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒挡锁装置等主要零件。 1、直接操纵手动换挡变速器 方案特点：结构最简单。 单轨式操纵机构的优点：减少了变速叉轴，各挡同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各挡换挡行程相等。 2、远距离操纵手动换挡变速器 3、电控自动换挡变速器 在固定轴式机械变速器基础上，通过应用计算机和电子控制技术，使之实现自动换挡，并取消了变速杆和离合器踏板。 第六节结束！ 第七节 变速器结构元件 1、变速器齿轮 齿轮尺寸小又与轴分开时，其内孔直径到齿根圆处的厚度b影响齿轮强度。 1）要求尺寸b应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。 2）齿轮轮敦部分的宽度尺寸C，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸C＝（1．2～1．4） d2 ，d2为花键内径。 2、变速器轴 变速器的轴上装有轴承、齿轮、齿套等零件，有的轴上又有矩形或渐开线花键，所以设计时不仅要考虑装配上的可能，而且应当可以顺利拆装轴上各零件。此外，还要注意工艺上的有关问题。 3、变速器壳体 变速器壳体的尺寸要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够大的刚度。 变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5～8mm的间隙，齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。 在壳体上应设计有加强肋、注油孔和放油孔。在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。在变速器顶部装有通气塞。货车变速器壳体应设置动力输出孔。 为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁厚取3．5～4mm。采用铸铁壳体时，壁厚取5～6mm。 第七节结束！ 第八节 机械式无级变速器 一、结构与工作原理 流体式无级变速器（AT）：液力变矩器和借助液体压能变化传动或变换能量的液压传动的无级变速器。 机械式无级变速器（CVT）：带传动式（含胶带式、金属带式和链带式）无级变速器。 无级变速传动（Continuously Variable Transmission简称CVT）：速比可实现无级变化的变速器。 结构特点及工作原理： CVT的主、从动轮均由活动带轮和固定带轮组成，组合后在两带轮之间形成可容纳传动带的Ⅴ形槽。通过改变液压控制缸中的油压，可使活动带轮在与固定带轮做成一体的轴上作轴向移动，并随之改变传动带与带轮的接触部位，即工作半径发生变化。由于工作半径是连续变化的，所以传动比的变化也是连续的。 优缺点比较： 1、与采用液力变矩器（AT）的汽车比较，使用CVT的汽车优缺点： 燃油经济性可提高6％～17％；汽车加速时间短，使动力性获得改善；CVT传动效率高（92％～96％）；零件数量少；CVT若采用金属带传动，则使用寿命长；使用可靠。 2、与机械式有级变速器比较，使用CVT的汽车优缺点： 汽车的燃油经济性提高不明显，传动效率不及机械式有级变速器，还有制造成本高等缺点；但因CVT有较宽的速比变化范围，可使发动机在最佳工况下工作，发动机的有害物排放明显减少。 二、传动带 1、橡胶传动带（已被淘汰） 2、金属传动带