远舰汽车变速器设计

远舰汽车变速器设计 本科学生毕业设计 远舰汽车变速器设计 系部名称: 汽车与交通工程学院 专业班级: 车辆工程07-2班 学生姓名: 马 荣 指导教师: 臧 杰 职 称: 教 授 黑 龙 江 工 程 学 院 二?一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design of Yuanjian Automotive Transmission Candidate:Ma Rong Specialty:Automobile Engineering Class:07-2 Supervisor: Prof. Zang Jie Heilongjiang Institute of Technology 2011-06?Harbin 摘 要 在汽车行驶时的动力传递过程中，变速器是其中的重要环节。汽车变速器是汽车传动系统的主要组成部分，主要作用是将发动机的转矩经过改变后传递给主减速器，最终将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。设置空档用来中断动力传递，设置倒档，使汽车能够倒退行驶。 本设计以现有企业正在生产的远舰汽车变速器为基础，在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、总质量、车轮滚动半径等条件下，着重对变速器齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算;并对变速器的传动和结构形式进行设计;同时对操纵机构和同步器的结构进行设计;从而提高汽车的整体性能。 文中对变速器的主要参数进行验证，包括齿轮强度的校核、变速器轴强度和刚度的校核、轴承寿命的验算等，计算结果表明整体性能满足要求。 关键词:两轴式;变速器;齿轮;同步器;设计;校核 I ABSTRACT In the process of power delivery of the auto movement, transmission is the necessary link. Auto transmission is the main component of the drive train, the main effect is to transfer torque from engine to final drive through by changing gear ratio is to expand the scope and speed to adapt to the driving conditions effectively and economically. Setting neutral is to interrupt power transmission; Setting up to reverse, the vehicle can drive back. The design based on the existing enterprises production Yuanjian Transmission, In conditions that knowing the engine output torque speed of engine and maximum speed of vehicles, maximum degree, focus on the designing of transmission gear structural parameters, axis geometry design computation; as well as the transmission and drive program structure design; Meanwhile on the structure of components to manipulation and synchronous design; thereby enhancing the overall performance of cars. The main parameters for transmission have been checked, including the strength of gear, the transmission shaft strength and stiffness of the coupling, Bearing life, results show overall performance meet the requirement. Key words: Twin-shaft; Transmission; Gears; Synchronizer; Design; Parameters II 目 录 摘要 ................................................................... I ABSTRACT ............................................................. II 第1章 绪论 .......................................................... 1 1.1 概述 ............................................................ 1 1.1.1 汽车变速器的设计要求 ........................................ 1 1.1.2 国内外汽车变速器的发展现状 .................................. 2 1.2 设计的及方法 ................................................ 2 第2章 变速器传动机构与操纵机构方案选择 .......................... 4 2.1 变速器传动机构布置方案 .......................................... 4 2.1.1 变速器传动方案与选择 .................................... 4 2.1.2 倒档布置方案 ................................................ 4 2.1.3 零部件结构方案分析 .......................................... 5 2.2 变速器操纵机构布置方案 .......................................... 7 2.2.1 概述 ........................................................ 7 2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置 .................................. 8 2.3 本章小结 ....................................................... 10 第3章 变速器传动机构的设计与计算 ................................ 11 3.1 变速器主要参数的选择 ........................................... 11 3.1.1 档数 ....................................................... 11 3.1.2 传动比范围 ................................................. 11 3.1.3 变速器各档传动比的确定 ..................................... 11 3.1.4 中心距的选择 ............................................... 14 3.1.5 变速器的外形尺寸 ........................................... 15 3.1.6 齿轮参数的选择 ............................................. 15 3.1.7 各档齿轮齿数的分配及传动比的计算 ........... 错误～未定义书签。 3.1.8 变速器齿轮的变位 ........................... 错误～未定义书签。 3.2 变速器齿轮强度校核 ............................. 错误～未定义书签。 3.2.1 齿轮材料的选择原则 ......................... 错误～未定义书签。 3.2.2 变速器齿轮弯曲强度校核 ..................... 错误～未定义书签。 3.2.3 轮齿接触应力校核 ........................................... 17 3.2.4 倒档齿轮的校核 ............................................. 21 3.3 轴的结构和尺寸设计 ............................................. 22 3.3.1 轴的工艺要求 ............................................... 22 3.3.2 初选轴的直径 ............................................... 22 3.3.3 轴最小直径的确定 ........................................... 24 3.4 轴的强度验算 ................................................... 24 3.4.1 轴的刚度计算 ............................................... 24 3.4.2 轴的强度计算 ............................................... 32 3.5 轴承选择与寿命计算 ............................................. 38 3.5.1 输入轴轴承的选择与寿命计算 ................................. 39 3.5.2 输出轴轴承的选择与寿命计算 ................................. 42 3.6 本章小结 ....................................................... 43 第4章 变速器同步器及操纵机构的设计 ............................. 44 4.1 同步器 ......................................................... 44 4.1.1 同步器工作原理 ............................................. 44 4.1.2 惯性式同步器 ............................................... 44 4.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 ................................. 46 4.1.4 主要参数的确定 ............................................. 46 4.2 操纵机构 ....................................................... 49 4.2.1 概述 ....................................................... 49 4.2.2 典型操纵换档机构 ........................................... 49 4.3 变速器壳体 ..................................................... 50 4.4 本章小结 ....................................................... 50 结论 .................................................................. 51 参考文献 ............................................................. 52 致谢 .................................................................. 53 附录A1 ............................................................... 54 附录A2 ............................................................... 54 第1章 绪 论 1.1 概述 随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。它是用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是适应汽车在起步、加速以及克服各种道路障碍等不同行驶条件下对驱动车轮的不同要求的需要，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。因此它的性能影响到汽车的动力性和经济性指标，对乘用车而言，其设计意义更为明显。在对汽车性能要求越来越高的今天，车辆的舒适性也是汽车的一个重要指标，而变速器的设计不合理，将会使汽车的舒适性下降，使汽车的运行噪声增大，影响汽车的整体性。 1.1.1 汽车变速器的设计要求 汽车传动系是汽车的核心组成部分。其任务是调节、变换发动机的性能，将动力有效而经济地传至驱动车轮，以满足汽车的使用要求。变速器是完成传动系任务的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。随着汽车工业的发展，轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽车变速器的设计工作开始之前，首先要根据变速器运用的实际场合来对一些主要参数做出选择。主要参数包括中心距、变速器轴向尺寸、轴的直径、齿轮参数、各档齿轮的齿数等。 变速器的基本设计要求:保证汽车有必要的动力性和经济性;设置空档，用来切断发动机动力向驱动轮的传输;设置倒档，使汽车能倒退行驶;换档迅速、省力、方便;工作可靠，汽车行驶过程中，变速器不得有跳档、乱档，以及换档冲击等现象出现;工作效率高，噪声小;结构简单、方案合理;在满载及冲击载荷条件下，使用寿命长;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。 变速器按其传动比的改变方式分为有级、无级和综合式的。有级变速器按其前进挡的档位数分为三、四、五档及多档的;而按其轴中心线的位置又分为固定轴线式、旋转轴线(行星齿轮)式和综合式的。固定轴线式变速器又分为两轴式、三轴式和多轴式的。变速器按其操纵方式又分为自动式、半自动式、预选式、指令式、直接操纵 1 式和远距离操纵式。 1.1.2 国内外汽车变速器的发展现状 变速器的结构对汽车的动力性、经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率等都有直接影响。变速器及发动机的参数作优化匹配，可得到良好的动力性与经济性;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)措施以及其他结构措施，可使操纵可靠，不跳档、乱档、自动脱档和误挂倒档;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。随着汽车技术的发展，增力式同步器，双(三)中间轴式变速器，后置常啮合传动齿轮、短第二轴的变速器，各种自动、半自动以及电子控制的自动换挡机构等新结构也相继问世。 目前，国内外汽车变速器的发展十分迅速，普遍研究和采用电控自动变速器，这种变速器具有更好的驾驶性能、良好的行驶性能、以及更高的行车安全性。但是驾驶员失去了驾驶乐趣，不能更好的体验驾驶所带来的乐趣。机械式手动变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的驾驶乐趣等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。在档位的设置方面，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前，4档特别是5档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时，6档变速器的装车率也在日益上升。 在中国，手动变速器仍然是车用变速器的主流。具体有两个原因:首先，目前国内企业已经基本掌握对手动变速器的开发，所以在一定程度上加大了手动变速器的价格优势;另外，绝大多数中国驾驶者在学车时就用的是手动车，他们更加享受手动车带来的驾驶乐趣。在自动变速器方面，除吉利汽车开发出有自主知识产权的液压控制的三速自动变速器外，其他企业尚没有一家具有自主知识产权，悉数依赖国外技术和进口。 1.2 设计的内容及方法 本次设计的变速器是在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，主要完成传动机构的设计，并绘制出变速器装配图及主要零件的零件图。 1、对变速器传动机构的分析与选择。 通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点，以及所设计车辆的特点，确定传动机构的布置形式。 2、变速器主要参数的选择 2 变速器主要参数的选择:档数、传动比、中心距、齿轮参数等。 3、变速器齿轮强度的校核 变速器齿轮强度的校核主要对变速器的齿根弯曲疲劳强度和齿面接触疲劳强度进行校核。 4、轴的基本尺寸的确定及强度计算。 对于轴的强度计算则是对轴的刚度和强度分别进行校核。 5、轴承的选择与寿命计算。 对变速器轴的支撑部分选用圆锥滚子轴承，寿命计算是按汽车的大修里程来衡量，轿车的为30万公里。 本次设计主要是查阅近几年来有关国内外变速器设计的文献资料，结合所学专业知识，在老师的正确指导下进行设计。通过比较不同方案和方法选取最佳方案进行设计，计算变速器的齿轮的结构参数并对其进行校核计算;同时对同步器、换档操纵机构等结构件进行分析设计;另外，对现有传统变速器的结构进行改进、完善。 3 第2章变速器传动机构与操纵机构方案选择 2.1 变速器传动机构布置方案 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。 2.1.1 变速器传动方案分析与选择 机械式变速器传动机构布置方案主要有两种:两轴式变速器和中间轴式变速器。 其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能设计的很大。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。 而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是:变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。 对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设计的远舰汽车变速器是中档轿车变速器，驱动形式属于发动机前置前轮驱动，且可布置变速器的空间较小，对变速器的要求较高，要求运行噪声小，设计车速高，故选用二轴式变速器作为传动方案。选择5档变速器，并且五档为超速档。 2.1.2 倒档布置方案 常见的倒档布置方案如图2.1所示。图2.1b方案的优点是倒档利用了一档齿轮， 4 缩短了中间轴的长度。但换档时有两对齿轮同时进入啮合，使换档困难;图2.1c方案能获得较大的倒档传动比，缺点是换档程序不合理;图2.1d方案对2.1c的缺点做了修改;图2.1e所示方案是将一、倒档齿轮做成一体，将其齿宽加长;图2.1f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换档换更为轻便。 综合考虑以上因素，为了换档轻便，减小噪声，倒档传动采用图2.1f所示方案。 图2.1 倒档布置方案 2.1.3 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。直齿圆柱齿轮主要用于一档、倒档齿轮，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点，所以本设计全部选用斜齿轮。 变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开，然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。 b齿轮尺寸小又与轴分开，其内径直径到齿根圆处的厚度(图2.2)影响齿轮强 b度。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为了使齿轮装在轴上以后， C保持足够大的稳定性，齿轮轮毂部分的宽度尺寸，在结构允许条件下应尽可能取大些，至少满足尺寸要求: C,(1.2，1.4)d (2.1) 2 d式中:——花键内径。 2 ,D为了减小质量，轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图2.2中的尺寸1 5 可取为花键内径的1.25,1.40倍。 图2.2 变速器齿轮尺寸控制图 齿轮表面粗糙度数值降低，则噪声减少，齿面磨损速度减慢，提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在μm范围内选用。要求齿轮制造精R0.80，R0.40aa 度不低于7级。 2、变速器轴 变速器轴多数情况下经轴承安装在壳体的轴承孔内。当变速器中心距小，在壳体的同一端面布置两个滚动轴承有困难时，输出轴可以直接压入壳体孔中，并固定不动。 用移动齿轮方式实现换档的齿轮与轴之间，应选用矩形花键连接，以保证良好的定心和滑动灵活，而且定心外径及矩形花键齿侧的磨削比渐开线花键要容易。两轴式变速器输入轴和中间轴式变速器中间轴上的高档齿轮，通过轴与齿轮内孔之间的过盈配合和键固定在轴上。两轴式变速器的输出轴和中间轴式变速器的第二轴上的常啮合齿轮副的齿轮与轴之间，常设置有滚针轴承、滑动轴承，少数情况下齿轮直接装在轴上。此时，轴的表面粗糙度不应低与R0.8μm，硬度不低于58,63HRC。因渐开线a 花键定位性能良好，承载能力大且渐开线花键的齿短，小径相对增大能提高轴的刚度，所以轴与同步器上的轴套常用渐开线花键连接。 倒档轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴，并由螺栓固定。 由上述可知，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、变速器轴承的选择 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。 6 滚针轴承、滑动轴承套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。 变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径较小、宽度较大因而容量大、可承受高负荷等优点，但也有需要调整预紧、装配麻烦、磨损后轴易歪斜而影响齿轮正确啮合的缺点。 由于本设计的变速器为两轴变速器，具有较大的轴向力，所以设计中变速器输入轴、输出轴的前、后轴承按直径系列均选用圆锥滚子轴承。 2.2 变速器操纵机构布置方案 2.2.1 概述 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。变速器操纵机构应当满足如下主要要求:换档时只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。 变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。 用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。 1、直接操纵式手动换档变速器 当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。 2、远距离操纵手动换档变速器 平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。 3、电动自动换档变速器 20世纪80年代以后，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，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档，这种变速器成为电动自动换档变速器。 7 由于所设计的变速器为两轴变速器，采用发动机前置前轮驱动，变速器离驾驶员座椅较近，所以采用直接操纵式手动换档变速器。 2.2.2 典型的操纵机构及其锁定装置 图2.3 为典型的操纵机构图 定位装置的作用是将被啮合件保持在一定位置上，并防止自动啮合和分离，一般采用弹簧和钢球式机构。 1、换档机构 变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。 采用轴向滑动直齿齿轮换档，会在轮齿端面产生冲击，齿轮端部磨损加剧并过早损坏，并伴随着噪声。因此，除一档、倒档外已很少使用。 常啮合齿轮可用移动啮合套换档。因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多，啮合套不会过早被损坏，但不能消除换档冲击。目前这种换档方法只在某些要求不高的档位及重型货车变速器上应用。 使用同步器能保证换档迅速、无冲击、无噪声，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。同上述两种换档方法比较，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档，其换档行程要比滑动齿轮换档行程小。 通过比较，考虑汽车的操纵性能，本设计全部档位均选用同步器换档。 2、防脱档设计 互锁装置是保证移动某一变速叉轴时，其它变速叉轴互被锁住，该机构的作用是防止同时挂入两档，而使挂档出现重大故障。常见的互锁机构有: (1)互锁销式 图2.4是汽车上用得最广泛的一种机构，互锁销和顶销装在变速叉轴之间，用销 8 子的长度和凹槽来保证互锁。 图2.4，a为空档位置，此时任一叉轴可自由移动。图2.4，b、c、d为某一叉轴在工作位置，而其它叉轴被锁住。 图2.4 互锁销式互锁机构 (2)摆动锁块式 图2.5为摆动锁块式互锁机构工作示意图，锁块用同心轴螺钉安装在壳体上，并可绕螺钉轴线自由转动，操纵杆的拨头置于锁块槽内，此时，锁块的一个或两个突起部分A档住其它两个变速叉轴槽，保证换档时不能同时挂入两档。 (3)转动钳口式 图2.6为与上述锁块机构原理相似的转动钳口式互锁装置。操纵杆拨头置于钳口中，钳形板可绕A轴转动。选档时操纵杆转动钳形板选入某一变速叉轴槽内，此时钳形板的一个或两个钳爪抓住其它两个变速叉，保证互锁作用。 图2.5 摆动锁块式互锁机构 图2.6 转动钳口式互锁机构 操纵机构还应设有保证不能误挂倒档的机构。通常是在倒档叉或叉头上装有弹簧机构，使司机在换档时因有弹簧力作用，产生明显的手感。 锁止机构还包括自锁、倒档锁两个机构。 自锁机构的作用是将滑杆锁定在一定位置，保证齿轮全齿长参加啮合，并防止自动脱档和挂档。自锁机构有球形锁定机构与杆形锁定机构两种类型。 倒档锁的作用是使驾驶员必须对变速杆施加更大的力，方能挂入倒档，起到提醒注意的作用，以防误挂倒档，造成安全事故。 本次设计属于前置前轮驱动的轿车，操纵机构采用直接操纵方式，锁定机构全部 9 采用，即设置自锁、互锁、倒档锁装置。采用自锁钢球来实现自锁，通过互锁销实现互锁。倒档锁采用限位弹簧来实现，使驾驶员有感觉，防止误挂倒档。 图2.7 五档变速器传动方案简图 1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮 2.3 本章小结 本章主要说明了变速器传动机构和操纵机构的类型，且简要分析了各类型机构的优缺点，并针对所设计的变速器的类型、特点、及功用，对变速器的传动方式、操纵机构的布置方式、及主要零件的形式，做出了初步的选择，为后期的设计工作打下基础，其传动方案如图2.7。 10 第3章变速器传动机构的设计与计算 3.1 变速器主要参数的选择 本次毕业设计是在已知主要整车参数的情况下进行设计，远舰汽车整车主要技术参数如表3.1所示: 表3.1 远舰汽车整车主要技术参数 发动机最大功率 车轮型号 103kw 205/60 R15 发动机最大转矩 178N?m 最大功率时转速 6000 r/min 最大转矩时转速 最高车速 4500r/min 200km/h 总质量 前轴载荷 1794kg 1205kg 3.1.1 档数 ,5近年来，为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。目前，乘用车一般用4个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个档。商用车变速器采用4,5个档或多档。载质量在2.0,3.5t的货车采用五档变速器，载质量在4.0,8.0t的货车采用六档变速器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。 档数选择的要求: 1、相邻档位之间的传动比比值在1.8以下。 2、高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 因此，本次设计的远舰汽车变速器为5档变速器。 3.1.2 传动比范围 变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0;有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7,0.8。影响最低档传动比选取的因素有:发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0,4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0,8.0之间，其它商用车则更大。 本设计最高档传动比为0.8。 3.1.3 变速器各档传动比的确定 1、主减速器传动比的确定 11 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为: rnu,0.377 (3.1) aiig0 式中: ——汽车行驶速度(km/h); ua ——发动机转速(r/min); n ——车轮滚动半径(m); r ——变速器传动比; ig ——主减速器传动比。 i0 对于轿车来说，为了得到足够的功率储备而使最高车速稍有下降，主减速比一i0 般应选得比按式(3.1)求得的要大10,,25,，即按下式选择: rnrpi (3.2) ,(0.377~0.472)0viiiamaxghFhLB式中:—分动器或加力器的高档传动比; iFh iLB—轮边减速器传动比。 按式(3.1)或式(3.2)求得的i值应与同类汽车的主减速比相比较，并考虑到0 主、从动主减速齿轮可能有的齿数，对i值予以校正并最后确定下来。 0 i已知:最高车速uv==200 km/h;最高档为超速档，传动比=0.8;车轮滚gamaxamax n动半径由所选用的轮胎规格205/60 R15得到r=314mm;发动机转速==6000r/min;nrp由公式(3.1)得到主减速器传动比计算公式: ,3nr6000，314，10i,0.377,(0.377~0.472)，,4.439~5.558 0iu0.8，200gamax 同类汽车的主减速比相比较取主减速比为4.5。 2、最抵档传动比计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角 ,坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力(加速阻力为零，空气max 12 阻力忽略不计)。用公式表示如下: ,Tiimax0egt (3.2) ,Gfcos,，Gsin,maxmaxr 式中: G ——车辆总重量(N); ——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02); f ——发动机最大扭矩(N?m); Temax ——主减速器传动比; i0 ——变速器传动比; ig ——为传动效率(0.85~0.9); ,t R ——车轮滚动半径; ,——最大爬坡度(一般轿车要求能爬上30%的坡，大约16.7) ,max 由公式(3.2)得: mgr,maxri (3.3) ,g1Ti,emax0t 2已知:m=1794kg;r=0.314m; N?m;;g=9.8m/s;;T,178i,4.439,,0.88r0temax,=f+i=0.02+0.29=0.31，把以上数据代入(3.3)式: max 1794，9.8，0.31，314i,,2.43 g13178，10，4.5，0.88 满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公 式表示如下: ,Tiimax01egt,G, 2r ,Gr2ri, (3.4) g1Ti,emax0t式中: G——前轴载荷; 2 13 ——驱动轮与地面间的附着系数;对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。 ,, 已知:kg;取0.6，把数据代入(3.4)式得: ,m,12052 1205，9.8，0.6，0.314 i,,3.21g1178，4.5，0.88所以，一档转动比的选择范围是: 2.43,i,3.21g1初选一档传动比为3.2。 3、变速器各档速比的配置 按等比级数分配其它各档传动比，即: iiiii3.23124144 ,,,,qq,,,1.414i0.8iiii52345 i3.21i,,,2.2632q1.414 i2.2632 i,,,1.6003q1.414 i1.63i,,,1.1324q1.4143.1.4 中心距的选择 初选中心距可根据经验公式计算: 3 A,KTi, (3.5) Aemax1g 式中: A ——变速器中心距(mm); ——中心距系数，乘用车=8.9~9.3; KKAA T——发动机最大输出转距为178(N?m); emax i ——变速器一档传动比为3.2; 1 , ——变速器传动效率，取96%。 g 3A,，178，3.2，0.96(8.9~9.3)=(8.9-9.3)8.177=72.78~76.05mm ，轿车变速器的中心距在65,80mm范围内变化。初取A=76mm。 14 3.1.5 变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用: L,(3.0~3.4)A,(3.0~3.4)，76,228~258mm 初选长度为258mm。 3.1.6 齿轮参数的选择 1、模数 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是:为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽;为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽;从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数;从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些;对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 表3.2 汽车变速器齿轮的法向模数 乘用车的发动机排量V/L 货车的最大总质量/t ma 车 型 1.014 mmaa 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 模数/mm mn 轿车模数的选取以发动机排量作为依据，由表3.2选取一档及倒档模数为m,3，n其余模数为m,2.75，由于轿车对降低噪声和振动的水平要求较高，所以各档均采n 用斜齿轮。 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。 国家规定的

标准

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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, 15 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。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。 得:y=0.154，把以上数据代入(3.16)式，得: 3,,TK2cos2，176.5，10，cos24，1.5,g,,,,170.95N?mm w8333.14，27，2.75，0.154，2，6,zmyKKnc,8 (5)五档齿轮的校核 主动齿轮: 3,T,178，10K,1.5m,2.75K,6.0已知:N?mm;;;mm;;;,,0.13,,22gn,c 28zK,2.0,,,35.13;，查齿形系数图3.2得:y=0.155，把以上数zn,33,,coscos22 据代入(3.16)式，得: 3,,TK2cos2，178，10，cos22，1.5,g,,,,145.58MPa w9333.14，28，2.75，0.155，2，6,zmyKKnc,9 16 从动齿轮: 2333,已知:N?mm;;;mm;T,178，，10,146.21，10K,1.5m,2.75,,22g,n28 23z;;;，查齿形系数图3.1K,6.0K,2.0,,,28.86,,0.13znc,33,,coscos22得:y=0.149，把以上数据代入(3.16)式，得: 3,,TK2cos2，146.21，10，cos22，1.5,g,MPa ,,,151.44w10333.14，23，2.75，0.149，2，6,zmyKKnc,10 对于轿车当计算载荷取变速器输入轴最大转距时，其许用应力不超过 180~350MPa，以上各档均合适。 3.1.7 轮齿接触应力校核 FE11, (3.17) ,0.418(，)jb,,zb式中: ——轮齿接触应力(MPa); ,j F1F ——齿面上的法向力(N)，; F,osc,osc, T2gF, ——圆周力(N)，; F11d dT ——计算载荷(N?mm);为节圆直径(mm); g ——节点处压力角，为齿轮螺旋角; ,, 5E2.06，10 ——齿轮材料的弹性模量(MPa); b ——齿轮接触的实际宽度(mm); ,,，——主从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮,,rsin,，bzzz ,,sinsinrrbz,,,,rsin,,,斜齿轮，; zbbb22cos,cos, rr、 ——主从动齿轮节圆半径(mm)。 bz 表3.3 变速器齿轮许用接触应力 17 /MPa ,j 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一档和倒档 1900-2000 950-1000 常啮合齿轮和高档齿轮 1300-1400 650-700 Temax将作用在变速器第一轴上的载荷作为作用载荷时，变速器齿轮的许用接触2 应力[]见表3.3: ,j 1、一档齿轮接触应力校核 3,5,已知:N?mm;;;MPa; T,178，10,,20.98E,2.06，10,,21g z121dAmm; ,2，,2，76，,38.8110z47h z351dA,2，,2，76，,113.19mm; 20z47h Km6，3cnmm; ,,,19.28b,,coscos21 3T22，178，10gFN ,,,10523.121,,d,,coscos38.81，cos20.98cos211 ,,,rsindsin38.81，sin201z,,,,,7.97z222,,,cos2cos2cos21 ,,,rsindsin113.19，sin20.98b2,,,,,23.25b222,cos,2cos,2cos21 由于作用在两齿轮上的力为作用力与反作用力，故只计算一个齿轮的接触应力即 T可，将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷，将以上数据代入(3.17)可emax 得: 510523.12，2.06，1011,,,,0.418，，,1819.3MPa ,,j,1219.287.9723.25,,2、二档齿轮接触应力校核 3,5,T,178，10,,20.75E,2.06，10已知:N?mm;;;MPa; ,,22g 18 z163mm; dA,2，,2，76，,47.6930z51h z354mm; dA,2，,2，76，,104.3140z51h Km6，2.75cnmm; ,,,17.80b,,coscos22 3T22，178，10gN F,,,8609.593,,d,,coscos47.69，cos20.75cos223 ,,,sinsindr47.69，sin20.753z, ,,,,9.83z222,,,cos2cos2cos22 ,,,sinsinrd104.31，sin20.754b, ,,,,21.49b222,,,cos2cos2cos22同一档，将以上数据代入(3.17)可得: 58609.59，2.06，1011,,MPa ,,0.418，，,1606.60,,j,3417.809.8321.49,,3、三档齿轮接触应力校核 3,5,T,178，10,,20.75E,2.06，10已知:N?mm;;;MPa; ,,22g z205dA,2，,2，76，,59.61mm; 50z51h z316dA,2，,2，76，,92.39mm; 60z51h Km6，2.75cnmm; ,,,17.80b,,coscos22 3T22，178，10gF,,,6887.96N 5,,d,,coscos59.61，cos20.75cos225 ,,,dsinrsin59.61，sin20.755z,,,,,12.28z222,,,cos2cos2cos22 ,,,rdsinsin92.39，sin20.75b6,,,,,19.04b222,cos,2cos,2cos22同一档，将以上数据代入(3.17)可得: 19 56887.96，2.06，1011,,MPa ,,0.418，，,1365.91,,j,5617.8012.2819.04,,4、四档齿轮接触应力校核 3,5,已知:N?mm;;;MPa; T,178，10,,20.75E,2.06，10,,22g z247mm; dA,2，,2，76，,71.5370z51h z277dAmm; ,2，,2，76，,80.4770z51h Km6，2.75cnmm; ,,,17.80b,,coscos22 3T22，178，10gFN ,,,5740.137,,d,,coscos71.53，cos20.75cos227 ,,,sinsindr71.53，sin20.757z, ,,,,14.74z222,,,cos2cos2cos22 ,,,sinsinrd80.47，sin20.758b, ,,,,16.58b222,,,cos2cos2cos22同一档，将以上数据代入(3.17)可得: 55740.13，2.06，1011,,MPa ,,0.418，，,1219.64,,j,7817.8014.7416.58,,5、五档齿轮接触应力校核 3,5,T,178，10,,20.75E,2.06，10已知:N?mm;;;MPa; ,,22g z289dA,2，,2，76，,83.45mm; 90z51h z2310dA,2，,2，76，,68.55mm; 100z51h Km6，2.75cnmm; ,,,17.80b,,coscos22 3T22，178，10gF,,,4920.21N 1,,d,,coscos83.45，cos20.75cos229 20 ,,,sindsinr83.45，sin20.759z,,,,,17.20z222,,,cos2cos2cos22 ,,,rsindsin68.55，sin20.75b10,,,,,14.13b222,,,cos2cos2cos22 同一档，将以上数据代入(3-17)可得: 54920.21，2.06，1011,,MPa ,,0.418，，,1132.50,,j,91017.8017.2014.13,, 以上各档变速器齿轮的接触应力均小于齿轮的许用接触应力[]，所以各档均合,j格。 3.1.8 倒档齿轮的校核 1、齿根弯曲疲劳许用应力计算 输入轴倒档齿轮: 3,已知:T,178，10N?mm;;;mm;; ;K,1.5m,3K,6.0K,2.0,,21gn,c, 12z，查齿形系数图3.2得:y=0.132，把以上数据代入(3.16),,,14.75zn33,,coscos21 式，得: 3,,TK2cos2，178，10，cos21，1.5,g,MPa ,,,309w11333.14，12，3，0.132，2，6,zmyKKnc,11 [19] 2、齿面接触疲劳许用应力的计算 3,5,T,178，10,,21.033E,2.06，10已知:N?mm;;;MPa; ,,21g z2211dA,2'，,2，55，,38.82mm; 110z34h z2212dA,2'，,2，55，,71.18mm; 120z34h Km6，3cnmm; ,,,19.28b,,coscos21 3T22，178，10gF,,,10524.15N 1,,d,,coscos38.82，cos21.033cos2111 21 ,,,rsindsin38.82，sin21.033z11,,,,,7.99z222,,,cos2cos2cos21 ,,,rsindsin71.18，sin21.033b12,,,,,14.66b222,cos,2cos,2cos21 同一档，将以上数据代入(3-17)可得: 510524.15，2.06，1011,,MPa ,,,,0.418，，,1949.14,,,1900~2000,,j1119.287.9914.66,, 所以倒档齿轮接触疲劳强度和弯曲疲劳强度均合格。 3.2 轴的结构和尺寸设计 变速器的轴是变速器传递扭矩的主要部件，它的结构和强度直接影响变速器的使用寿命，变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力的作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应该有足够强的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此在设计变速器轴时，其刚度的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公式和已知条件先确定轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。 3.2.1 轴的工艺要求 输出轴上的轴颈常常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面粗糙度，硬度应在HRC58,63，表面光粗糙度不能过低。 对于作为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少。 本设计经过综合考虑输入轴选用齿轮轴,材料与齿轮一样为20CrMnTi。 3.2.2 初选轴的直径 d输入轴花键部分直径(mm)可按下式初选取: 3d,KT emax KK式中: ——经验系数，=4.0,4.6; T——发动机最大转矩(N?m)。 emax 22 输入轴花键部分直径: 3=22.50,25.88mm ，，d,4.0，4.6178 初选输入、输出轴支承之间的长度=275mm。 L 根据轴的制造工艺性要求，将轴的各部分尺寸初步设计如图3.2、3.3所示: 在已知两轴式变速器中心距A时，输入轴和输出轴中部直径d为(0.45~0.6)A， dl轴的最大直径d和支承间距离的比值:对中间轴，对第二轴，,0.16,0.18;l d。 ,0.18,0.21l 图3.2 输入轴各部分尺寸 图3.3 输出轴各部分尺寸 输入轴和输出轴中部直径，，=，，mm d,0.45~0.6A0.45~0.6，76,34.2,45.6l的取值: 输入轴长度初选: d,0.16,0.18 l dl,,253.33,285mm 0.16,0.18 输出轴长度初选: d,0.18,0.21 l 23 dmm l,,217.14,253.330.18,0.21 3.2.3 轴最小直径的确定 按扭转强度条件计算，这种方法是根据轴所受的转矩进行计算，对实心轴，其强 度条件为: P39550，10Tn (3.18) ,,,,[,]3W0.2dT 式中: T ——轴传递的转矩N?m，T=178N?m; 3——轴的抗扭截面模量(mm); WT PP ——轴传递的功率(kw)，=103kw; rr()() ——轴的转速，=6000; nnminmin ——轴的许用扭转剪应力(MPa)，见3.4表: [,] 表3.4 轴常用集中材料的及A值 [,] Q237，35 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 轴的材料 Q235-A，20 45 (1C,18Ni9Ti) 3Cr12,20CrMnTi /MPa [,]15-25 20-35 25-45 35-55 A 149-126 135-112 126-103 112-97 由式3.18得到轴直径的计算公式: 39550，10PP333 (3.19) d,,A0.2[,]nn 20CrMnTi对输入轴为合金钢则A查表得为97~112;P为103kw;n=6000r/min。 d,24.98代入式(3.19)得mm取为25mm。 3.3 轴的强度验算 3.3.1 轴的刚度计算 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。前者 24 使齿轮中心距发生变化，破坏了齿轮的正确啮合;后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀。初步确定轴的尺寸以后，可对轴进行刚度和强度验算。 图3.4 变速器轴的挠度和转角 轴的挠度和转角如图3.4所示，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为ffcs和转角为δ，可分别用下式计算: 22Fab1f, (3.20) c3EIL 22Fab2f, (3.21) s3EIL ，，,Fabba1,, (3.22) 3EIL 式中: ——齿轮齿宽中间平面上的径向力(N); F1 F ——齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N); 2 5EE ——弹性模量(MP)，=2.1×10 MP; aa 44I ——惯性矩(mm)，对于实心轴，; I,,d64 d ——轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算; bABa、——齿轮上的作用力距支座、的距离(mm); L ——支座间的距离(mm)。 25 22f,f，f,0.2轴的全挠度为mm。 cs 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为=0.05,0.10mm，=0.10,0.15mm。,,f,,fcs齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 1、变速器输入轴和输出轴的刚度校核 (1)轴上受力分析 一档工作时: 32，Tcos,2T2，178，10，cos21:g111N F,,,,9232.07t1dmz3，12n11 ,tantan20.98:nN F,F,9232.07，,3792.0311rt,coscos21:1 N F,Ftan,,9232.07，tan21:,3543.86a1t11 输入轴的挠度和转角的计算: 已知:a=17.25mm;b=235.25mm;L=252.5mm;d=33.16mm，把有关数据代入 (3.20)、(3.21)、(3.22)得到: 2222FabFab64，r1r1f ,,c43EIL3E,dL 223792.03，17.25，235.25，64,,0.01007,[f],0.05~0.10mm c543，2.06，10，3.14，30，252.5 2222Fab，649232.07，17.25，235.25，641tmm f,,,0.0245,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，30，252.5 2222f,f，f,0.01007，0.0245,0.02650,0.2mm cs Fab(b,a)3792.03，17.25，235.25，218，641r,,,,0.00054,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，30，252.5输出轴的挠度和转角的计算: 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知:a=48.5mm;b=207.75mm;L=256.25mm;d=44mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 2222FabFab64，r1r1f,, c43EIL3E,dL 26 223792.03，48.5，207.75，64mm ,,0.01322,[f],0.05~0.10c543，2.06，10，3.14，44，256.25 229232.07，48.5，207.75，64mmf,,0.03218,[f],0.1~0.15ss543，2.06，10，3.14，44，256.25 2222f,f，f,0.01322，0.03218,0.03479,0.2mm cs Fab(b,a)3792.03，48.5，207.75，159.25，641r,,,,0.00021,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，44，256.25 二档工作时: 32，Tcos,2T2，178，10，cos22:g2N F,,,,7501.76t2dmz2.75，16n33 ,tantan20.75:nN F,F,7501.76，,3065.3722rt,coscos22:2 N F,Ftan,,7501.76，tan22:,3030.91a2t22 输入轴的挠度和转角的计算: 已知:a=104.25mm;b=148.25mm;L=252.5mm;d=42mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 222222FabFab，643065.37，104.25，148.25，6422rrf,,, c4543EIL3E,dL3，2.06，10，3.14，42，252.5 ,0.03073,[f],0.05~0.10mm c 2222Fab7501.76，104.25，148.25，642tmmf,,,0.07522,[f],0.1~0.15ss543EIL3，2.06，10，3.14，42，252.5 2222f,f，f,0.03073，0.07522,0.08125,0.2mm cs Fab(b,a)3065.37，104.25，148.25，44，642r,,,,0.0000875,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，42，252.5 输出轴的挠度和转角的计算: 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知:a=134.5mm;b=121.75mm;L=256.25mm;d=38mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 222222FabFab，643065.37，134.5，121.75，6422rrf,,, c4543EIL3E,dL3，2.06，10，3.14，38，256.25 27 mm ,0.05074,[f],0.05~0.10c 2222Fab，647501.76，134.5，121.75，642tmmf,,,0.12417,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，38，256.25 2222f,f，f,0.05074，0.12417,0.1341,0.2mm cs Fab(a,b)3065.37，134.5，121.75，12.75，642r,,,,0.00004,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，38，256.25三档工作时: 3,T2，cos,T22，178，10，cos22g3FN ,,,,6001.41t3dmz2.75，20n55 ,tantan20.75:nN F,F,6001.41，,2452.3033rt,coscos22:3 ,N F,Ftan,,6001.41，tan22,2424.73a3t33 输入轴的挠度和转角的计算: 已知:a=162.25;b=90.25mm;L=252.5mm;d=53.38mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 2222FabFab64，r3r3f ,,c43EIL3E,dL 222452.3，162.25，90.25，64,0.00846,[f],0.05~0.10=mm c543，2.06，10，3.14，53.38，252.5 2222Fab，646001.41，162.25，90.25，643tmmf,,,0.02070,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，53.38，252.5 2222f,f，f,0.00846，0.02070,0.0224,0.2mm cs Fab(a,b)2452.3，162.25，90.25，72，643r,,,,0.000042,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，53.38，252.5输出轴的挠度和转角的计算: 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知:a=134.5mm;b=121.75mm;L=256.25mm;d=38mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 222222FabFab，642452.3，134.5，121.75，6433rrf,,, c4543EIL3E,dL3，2.06，10，3.14，40，256.25 28 mm ,0.0406,[f],0.05~0.10c 2222Fab，646001.41，134.5，121.75，643tmmf,,,0.09933,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，40，256.25 2222f,f，f,0.0406，0.09933,0.1073,0.2mm cs Fab(a,b)2452.3，134.5，121.75，12.75，643r,,,,0.000032,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，40，256.25 四档工作时: 32，Tcos,2T2，178，10，cos22:g4N F,,,,5001.17t4dmz2.75，24n77 ,tantan20.75:nN F,F,5001.17，,2043.5844rt,coscos22:4 ,N F,Ftan,,5001.17，tan22,2020.60a4t44 输入轴的挠度和转角的计算: 已知:a=194.25mm;b=58.25mm;L=252.5mm;d=34mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 222222FabFab，642043.58，194.25，58.25，6444rrf,,, c4543EIL3E,dL3，2.06，10，3.14，34，252.5 ,0.02557,[f],0.05~0.10mm c 2222Fab，645001.17，194.25，58.25，644tmmf,,,0.06259,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，34，252.5 2222f,f，f,0.02557，0.06259,0.0676,0.2mm cs Fab(a,b)2043.58，194.25，58.25，136，644r,,,,0.000081,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，34，252.5 输出轴的挠度和转角的计算: 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知:a=214.5mm;b=41.75mm;L=256.25mm;d=30mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 222222FabFab，642043.58，214.5，41.75，6444rrf,,, c4543EIL3E,dL3，2.06，10，3.14，30，256.25 29 mm ,0.02604,[f],0.05~0.10c 2222Fab，645001.17，214.5，41.75，644tmmf,,,0.06373,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，30，256.25 2222f,f，f,0.02604，0.06373,0.06885,0.2mm cs Fab(a,b)2043.58，214.5，41.75，172.75，644r,,,,0.0005,0.002 rad 543EIL3，2.06，10，3.14，30，256.25 五档工作时: 32，Tcos,2T2，178，10，cos22:g5N F,,,,4286.72t5dmz2.75，28n99 ,tantan20.75:nN F,F,4286.72，,1751.6455rt,coscos22:5 N F,Ftan,,4286.72，tan22:,1731.95a5t55 输入轴的挠度和转角的计算: 已知:a=229.25mm;b=23.25mm;L=252.5mm;d=34mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 222222FabFab，641751.64，229.25，23.25，6455rrf,,, c4543EIL3E,dL3，2.06，10，3.14，34，252.5 ,0.00486,[f],0.05~0.10mm c 2222Fab，644286.72，229.25，23.25，645tmmf,,,0.0119,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，34，252.5 2222f,f，f,0.00486，0.0119,0.01286,0.2mm cs Fab(a,b)1751.64，229.25，23.25，206，645r,,,,0.0005,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，34，252.5 输出轴的挠度和转角的计算: 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知:a=214.5mm;b=41.75mm;L=256.25mm;d=30mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 222222FabFab，641751.64，214.5，41.75，6455rrf,,, c4543EIL3E,dL3，2.06，10，3.14，30，256.25 30 mm ,0.02232,[f],0.05~0.10c 2222Fab，644286.72，214.5，41.75，645tmmf,,,0.05463,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，30，256.25 2222f,f，f,0.02232，0.05463,0.059,0.2mm cs Fab(a,b)1751.64，214.5，41.75，172.75，645r,,,,0.00043,0.002 rad 543EIL3，2.06，10，3.14，35，256.25 倒档工作时: 3,T2，cos,T22，178，10，cos21gRFN ,,,,9232.07tRdmz3，12n1111 ,tantan21.033:nN F,F,9232.07，,3802.53rRt5,coscos21:R ,N F,Ftan,,9232.07，tan21,3543.86aRtRR 输入轴的挠度和转角的计算: 已知:a=62.25mm;b=190.25mm;L=252.5mm;d=32.62mm，把有关数据代入 (3.20)、(3.21)、(3.22)得到: 222222FabFab，643802.53，62.25，190.25，64rRrRf,,, c4543EIL3E,dL3，2.06，10，3.14，32.62，252.5 ,0.01326,[f],0.05~0.10mm c 2222Fab，649232.07，62.25，190.25，64tRmmf,,,0.1494,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，32.62，252.5 2222f,f，f,0.01326，0.1494,0.16157,0.2mm cs Fab(b,a)3802.53，62.25，190.25，220，64rR,,,,0.00066,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，32.62，252.5 输出轴的挠度和转角的计算: 输出轴上作用力与输入轴上作用力大小相等，方向相反。 已知:a=48.5mm;b=207.75mm;L=256.25mm;d=44mm，把有关数据代入(3.20)、 (3.21)、(3.22)得到: 222222FabFab，643802.53，48.5，207.75，64rRrRf,,, c4543EIL3E,dL3，2.06，10，3.14，44，256.25 31 mm ,0.01326,[f],0.05~0.10c 2222Fab，649232.07，48.5，207.75，64tRmmf,,,0.03218,[f],0.1~0.15ss454,3EdL3，2.06，10，3.14，44，256.25 2222f,f，f,0.01326，0.03218,0.03480,0.2mm cs Fab(b,a)3802.53，48.5，207.75，159.25，64rR,,,,0.00034,0.002rad 543EIL3，2.06，10，3.14，44，256.25由以上可知道，变速器在各档工作时均满足刚度要求。 3.3.2 轴的强度计算 变速器在一档工作时: 对输入轴校核: 计算输入轴的支反力: 32，Tcos,2T2，178，10，cos21:g111N F,,,,9232.07t1dmz3，12n11 ,tantan20.98:nF,F,9232.07，,3792.03N 11rt,coscos21:1 图3.5 一档工作时受力图 F,Ftan,,9232.07，tan21:,3543.86N a1t11 已知:a=17.25mm;b=235.25mm;L=252.5mm;d=33.16mm 1、垂直面内支反力 如图3.5对B点取距: 32 ，，Fa，b，F,r,F,b,0AYa11r1 F，252.5，3543.86，19.41,3792.03，235.25,0AY 代入得:N F,3260.55AY 对A点取距: ，，Fa，b，F,r,F,a,0BYa11r1 F，252.5,3543.86，19.41,3792.03，17.25,0BY 代入得:N F,531.48BY 2、水平面内的支反力 如图3.5对B点取距: ，，Fa，b,F,b,0AXt1 F，252.5,9232.07，235.25,0AX 代入得:N F,8601.36AX 对A点取距: ，， Fa，b,F,a,0BXt1 F，252.5,9232.07，17.25,0BX 代入得:N F,630.71BX 3、计算垂直面内的弯矩 B点的最大弯矩为: M,M，M CCAC1 M,Fa,3260.55，17.25,56244.49N?mm CAAY Fmz3543.86，3，12danN?mm ,,,,68327.78MF1Ca,,22cos2，cos21 M,56244.49，68327.78,124572.27N?mm Cmax B点的最小弯矩为: M,68327.78,56244.49,12083.29N?mm Cmin 33 4、计算水平面内的弯矩 N?mm M,Fa,8601.36，17.25,148373.46CXAX 5、计算合成弯矩 222M,M，M，T CCX 222222M,M，M，T,12083.29，148373.46，178000,232044.59N?mm CCXminmin 222222M,M，M，T,124572.27，148373.46，178000,263091.11N?mm CCXmaxmax 轴上各点弯矩如图3.6所示: 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之后，计算相应的弯矩 T、。轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为 MMCCX M32M,,, (3.23) 3W,d 222M,M，M，T式中:(N.m); CCX d——轴的直径(mm)，花键处取内径; 3W——抗弯截面系数(mm)。 34 图3.6 输入轴的弯矩图 将数据代入(3.23)式，得: M32M32，232044.59minmin,,,,,64.86MPa min33W,d3.14，33.16 M32M32，263091.11maxmax,,,,,73.53MPa max33W,d3.14，33.16 ,,在低档工作时，,,400MP，符合要求。 a 对输出轴校核: 计算输出轴的支反力: 齿轮受力如下: 32，Tcos,2T2，178，10，cos21:g111F,,,,9232.07N t2dmz3，12n11 35 图3.7 一档工作时受力图 ,tantan20.98:nN F,F,9232.07，,3792.0321rt,coscos21:1 N F,Ftan,,9232.07，tan21:,3543.86a2t11 已知:a=48.5mm;b=207.75mm;L=256.25mm;d=44mm 1、垂直面内支反力 如图3.5对B点取距: ，，Fa，b，F,r,F,b,0 AYa11r1 F，256.25,3543.86，41,3792.03，207.75,0AY 代入得:N F,3641.34AY 对A点取距: ，，Fa，b，F,r,F,a,0 BYa11r1 F，256.25,3543.86，41,3792.03，48.5,0 BY F,150.69代入得:N BY 2、水平面内的支反力 如图3.5对B点取距: ，，Fa，b,F,b,0 AXt1 36 F，256.25,9232.07，207.75,0AX 代入得:N F,7484.73AX 对A点取距: ，，Fa，b,F,a,0BXt1 F，256.25,9232.07，48.5,0BX 代入得:N F,1747.34BX 3、计算垂直面内的弯矩 B点的最大弯矩为: M,M，MCCAC1 N?mm M,Fa,3641.34，48.5,176604.99CAAY N?mm M,Fr,3543.86，41,145298.26C1a N?mm M,176604.99，145298.26,321903.25Cmax B点的最小弯矩为: N?mm M,176604.99,145298.26,31306.73Cmin 4、计算水平面内的弯矩 M,Fa,7484.73，48.5,363009.405N?mm CXAX 5、计算合成弯矩 222M,M，M，T CCX 222222，，M,M，M，T,31306.73，363009.405，178000，2.917CCXminmin ,634311.89N?mm 222222，，M,M，M，T,321903.25，363009.405，178000，2.917CCXmaxmax ,710628.71N?mm 轴上各点弯矩如图3.8所示: 37 图3.8 输出轴弯矩图 将数据代入(3.23)式，得: M32M32，634311.89minmin,,,,,75.89MPa min33W,d3.14，44 M32M32，710628.71maxmax,,,,,85.02MPa max33W,d3.14，44 ,,在低档工作时，,,400MP，符合要求。 a 3.4 轴承选择与寿命计算 v轴承的使用寿命可按汽车以平均速度行驶至大修前的总行驶里程S来计算，am对于汽车轴承寿命的要求是轿车30万公里，货车和大客车25万公里。 SL, vam 38 430，10式中，，h L,,2500v,0.6v,0.6，200amamax0.6，2003.4.1 输入轴轴承的选择与寿命计算 05型号轴承KN，KN。 初选轴承型号根据机械设计手册选择302C,37C,32.2orr 1、变速器一档工作时 ， F,3543.86NF,3792.03Na1r1 轴承的径向载荷:=3255.38N;N FF,536.65AB轴承内部轴向力: 查机械设计手册得:Y=1.6 F3255.38As,,,1017.31N 12Y2，1.6 F536.65Bs,,,167.70N 22Y2，1.6 s，F,1017.31，3543.86,4561.17N,s,167.70N1a12所以 N F,1017.31a1 F,s，F,1017.31，3543.86,4561.17N a21a1 p计算轴承当量动载荷 e,0.3查机械设计手册得到7 x,1F1017.31a1,,0.31,e，查机械设计手册得到; y,0F3255.38A x,0.4F4561.17a2,,8.50,e，查机械设计手册得到 y,2F536.65B 当量动载荷: P,f(xF，yF) pra f,1.2 p p,1.2，(1，3255.38，0，1017.31),3906.5N 1 39 N p,1.2，(0.4，536.65，2，4561.17),11204.42 为支反力。 Fr 10663C101032.2，10,3h L,(),(),125hnP6060，450011204.42 表3.4 变速器各档的相对工作时间或使用率 fgi 档 最高档 /% fgi 车型 位 传动比 变速器档位 数 ? ? ? ? ? 普通 3 1 1 30 69 级 4 1 0.5 3 20 76.5 轿 以下 4 <1 1 8 23 68 中 3 1 1 22 77 级 4 1 0.5 2 10.5 87 车 以 4 <1 0.5 3 20 76.5 上 5 1 0.5 2 4 18.5 75 5 <1 0.5 2 15 57.5 25 查表3.4可得到该档的使用率，所以: 0h 125,2500，0.5,12.50 所以轴承寿命满足要求。 2、变速器四档工作时 32，Tcos,2T2，178，10，cos22:g4F,,,,5001.17N t4dmz2.75，24n77 ,tantan20.75:nF,F,5001.17，,2043.58N 44rt,coscos22:4 ,F,Ftan,,5001.17，tan22,2020.60N a4t44 FF,1856.94轴承的径向载荷:=186.64N;N AB 轴承内部轴向力: 查机械设计手册得:Y=1.6 40 F186.64As,,,58.33N 12Y2，1.6 F1856.94Bs,,,580.29N 22Y2，1.6 s，F,58.33，2020.60,2078.9N,s,580.29N1a2 所以 F,58.33Na1 F,s，F,58.33，2020.60,2078.9Na21a 计算轴承当量动载荷 p e,0.37查机械设计手册得到 F58.33a1,,0.31,eF186.64A F2078.9a2,,1.12,eF1856,94B 查机械设计手册得到: x,1 y,0当量动载荷: P,f(xF，yF)pra f,1.2p ——支反力。 Fr p,1.2，(1，186.64，0，58.33),223.97N 1 p,1.2，(1，1856.94，0，2078.9),2228.33N 2 10663C101032.2，10,3Lh ,(),(),27220hnP6060，45002228.332 查表3.4可得到该档的使用率，于是 027220,2500，57.5,1437.5h 0所以轴承寿命满足要求。 41 3.4.2 输出轴轴承的选择与寿命计算 1、初选轴承型号 根据机械设计手册选择轴承型号为: 右轴承采用30205型号KN，KN C,37C,32.2orr左轴承采用30210型号KN，KN C,92C,73.2orr变速器一档工作时: 一档齿轮上力为: ， F,3543.86NF,3792.03Na1r1 主减速器主动齿轮受力: 32Ti2T2，178，10，2.9171F,,,,21192.90NtzDD49zz ,tantan20:n F,F,21192.90，,8262.37Nrztz,coscos21:z , F,Ftan,,21192.90，tan21,8135.19Naztzz 轴承的径向载荷:N，N F,3641.34F,150.69AB轴承内部轴向力: 查机械设计手册得:右轴承Y=1.6，左轴承Y=1.4 F3641.34As,,,1137.92N 12Y2，1.6 F150.69Bs,,,53.82N 22Y2，1.4 s,F，F,1137.92,3543.86，8135.19,5729.25N,s,53.82N 1aaz2 所以 F,1137.92N a1 F,s,F，F,1137.92,3543.86，8135.19,5729.25N a21aaz p2、计算轴承当量动载荷 e,0.37e,0.42查机械设计手册得到右轴承;左轴承 42 x,1F1137.92a1，查机械设计手册得到:; ,,0.31,ey,0F3641.34A x,0.4F5729.25a2，查机械设计手册得到: ,,38.02,ey,2F150.69B 当量动载荷: P,f(xF，yF)pra f,1.2p p,1.2，(1，8262.37，0，8135.19),9914.84N1 p,1.2，(0.4，8262.37，2，8135.19),23490.39N2 1066310C1073.2，10,3 L,(),(),2902hh60nP60，45009914.842 1066310C1032.2，10,3 L,(),(),13.6hh60nP60，450023490.392 查表3.4可得到该档的使用率，于是 0 2902h,2500，0.5,12.5h0 0 13.6h,2500，0.5,12.5h0 所以轴承寿命满足要求。 3.5 本章小结 本章主要对变速器的主要参数进行了选择，基本上完成了变速器主要尺寸的计 算;同时对变速器各档齿轮进行弯曲疲劳强度和接触疲劳强度校核、对输入轴、输出 轴的基本尺寸进行了设计;完成了轴的刚度和强度校核，以及完成了各轴轴承校核。 43 第4章变速器同步器及操纵机构的设计 4.1 同步器 同步器是变速器换档机构的主要部件，能保证汽车稳定换档，防止齿轮的撞击损坏。同步器有常压式、惯性式和增力式三种。现在得到最广泛的是惯性式同步器。 4.1.1 同步器工作原理 目前所有的同步器几乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面产生摩擦力矩，以克服被啮合零件的惯性力矩，使之在最短的时间内达到同步状态。 同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单，但有不能保啮合件在同步状态下(即角速度相等)换档的缺点，现已不用。得到广泛应用的是惯性式同步器。 惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。 按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。本设计考虑到所设计的为轻型货车选用锁环式同步器作为设计对象。 4.1.2 惯性式同步器 惯性式同步器能做到换档时，在两换档元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换档，因而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器的基本要求。 按结构分，惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。虽然它们结构不同，但是它们都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。本设计选择锁环式同步器。 1、锁环式同步器结构 如图4-1所示，锁环式同步器的结构特点是同步器的摩擦元件位于锁环1或4和齿轮5或8凸肩部分的锥形斜面上。作为锁止元件是在锁环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。在不换档的中间位置，滑块凸起部分嵌入啮合套中部的内环槽中，使同步器用来换档的零件保持在中立位置上。滑块两端伸入锁环缺口内，而缺口的饿尺寸要比滑块宽一个接合齿。 44 1、4—锁环(同步锥环) 2—滑块 3—弹簧圈 5—啮合套座 6—啮合套 图4.1 锁环式同步器 2、锁环式同步器工作原理 换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动滑块和锁环移动，直至锁环面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面 ,w之间存在速度差，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并由滑块予以确定。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触(图4-2a)，使啮合套的移动受阻，同步器处于锁止状态，换档的第一阶段工作至此已完成。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐接近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束，完成了换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，啮合套上的接合齿在换档力作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合(图4-2b)，完成同步换档。 a)同步器锁止位置 b)同步器换档位置 1—锁环 2—啮合套 3—啮合套上的接合齿 4—滑快 图4.2 锁环式同步器工作原理 锁环式同步器有工作可靠、零件耐用等优点，但因结构布置上的限制，转矩容量 45 不大，而且由于锁止面在锁环的接合齿上，会因齿端磨损而失效，因而主要用于乘用车和总质量不大的货车变速器中。 4.1.3 锁环式同步器主要尺寸的确定 b1、接近尺寸 同步器换档第一阶段中间，在摩擦锥环侧面压在摩擦锥盘侧边的同时，且啮合套 b相对锁销作轴向移动前，滑动齿套接合齿与锥环接合齿倒角之间的轴向距离，称为 bb接近尺寸。尺寸应大于零，取=0.2,0.3mm。本设计取为0.2。 2、分度尺寸 a 锁销中部倒角与销孔的倒角互相抵触时，滑动齿套接合齿与摩擦锥环接合齿中心 b线间的距离，称为分度尺寸。尺寸应等于1/4接合齿齿距。尺寸和是保证同步aaa器处于正确啮合锁止位置的重要尺寸，应予以控制。 3、锁销端隙 ,1 锁销端隙系指锁销端面与摩擦锥环端面之间的间隙，同时，滑动齿套端面与摩,1 ，要求,。若,，则换档时，在摩擦锥面尚未擦锥环端面之间的间隙为,,,,,22121 b接触时，滑动齿套接合齿的锁止面已位于接触位置，即接近尺寸,0，此刻因摩擦 b锥环浮动，摩擦面处无摩擦力矩作用，致使同步器失去锁止作用。为保证,0，应使,，通常取=0.5mm左右。本设计取=0.5mm，=0.6mm。 ,,,,,21112 摩擦锥环端面与齿轮接合齿端面应留有间隙,，并可称之为后备行程。 3 预留后备行程,的原因是摩擦锥环的摩擦锥面会因摩擦而磨损，在换档时，摩擦3 锥环要向齿轮方向增加少量移动。随着磨损的增加，这种移动量也逐渐增多，导致间,隙逐渐减少，直至为零;此后，两摩擦锥面间会在这种状态下出现间隙和失去摩擦3 力矩。而此刻，若摩擦锥环上的摩擦锥面还未达到许用磨损的范围，同步器也会因失去摩擦力矩而不能实现摩擦锥环等零件与齿轮同步后换档，故属于因设计不当而影响 ,同步器寿命。一般应取=1.2,2.0mm，本设计取为1.2mm。在空档位置，摩擦锥环3 锥面的轴向间隙应保持在0.2,0.5mm。 4.1.4 主要参数的确定 f1、摩擦因数 46 汽车在行驶过程中换档，特别是在高档区换档次数较多，意味着同步器工作频繁。同步器是在同步环与连接齿轮之间存在角速度差的条件下工作，要求同步环有足够的使用寿命，应当选用耐磨性能良好的材料。为了获得较大的摩擦力矩，又要求用摩擦因数大而且性能稳定的材料制作同步环。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因数减小，这就为设计工作带来困难。 摩擦因数除与选用的材料有关外，还与工作面的表面粗糙度、润滑油种类和温度等因数有关。作为与同步环锥面接触的齿轮上的锥面部分与齿轮做成一体，用低碳合金钢制成。对锥面的表面粗糙度要求较高，用来保证在使用过程中摩擦因数变化小。若锥面的表面粗糙度值大，则在使用初期容易损害同步环锥面。 同步环常选用能保证具有足够高的强度和硬度、耐磨性能良好的黄铜合金制造，如锰黄铜、铝黄铜和锡黄铜等。早期用青铜合金制造的同步环，因使用寿命短已遭淘汰。 由黄铜合金与钢材构成的摩擦副，在油中工作的摩擦因数f取0.1。摩擦因数f对换档齿轮和轴的角速度能迅速达到相同有重要作用。摩擦因数大，则换档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)同步环锥面上的罗纹槽 如果螺纹槽螺线的顶部设计得窄些，则刮去存在于摩擦锥面之间的油膜效果好。但顶部宽度过窄会影响接触面压强，使磨损加快。实验还证明:螺纹的齿顶宽对的f影响很大，随齿顶的磨损而降低，换档费力，故齿顶宽不易过大。螺纹槽设计得大f 些，可使被刮下来的油存在于螺纹之间的间隙中，但螺距增大又会使接触面减少，增加磨损速度。通常轴向泄油槽为6,12个，槽宽3,4mm。 (2)锥面半锥角, 摩擦锥面半锥角,越小，摩擦力矩越大。但,过小则摩擦锥面将产生自锁现象， 。。。,,避免自锁的条件是tan,,f。一般取=6,8。=6时，摩擦力矩较大，但在锥面 。,的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向;在=7市就很少出现咬住现象。 R(3)摩擦锥面平均半径 RR设计得越大，则摩擦力矩越大。往往受结构限制，包括变速器中心距及相关 R零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后还会影响同步器径向厚度尺寸要取小的约 47 束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将取大些。本设计中取30mm。 RR b(4)锥面工作长度 b缩短锥面长度，可使变速器的轴向长度缩短，但同时也减小了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。 b可参考经验公式选: 对锁环式同步器 ，，b,0.25~0.4R b本设计=7.5mm。 (5)同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度受结构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径R和布置上的限制，不易取得很厚，但必须保证同步环有足够的强度。 乘用车同步环厚度比货车小些，应选用锻件或精密锻造工艺加工制成，这能提高材料的屈服强度和疲劳寿命。货车同步环可用压铸加工。锻造时选用锰黄铜等材料，铸造时选用铝黄铜等材料。有的变速器用高强度、高耐磨性的钢与钼配合的摩擦副，即在钢质或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼(厚约0.3,0.5)，使其摩擦因数在钢与铜合金的摩擦副范围内，而耐磨性和强度有显著提高。也有的同步环是在铜环基体 ,3倍。以钢质的锥孔表面喷上厚0.07,0.12mm的钼制成。喷钼环的寿命是铜环的2为基体的同步环不仅可以节约铜，还可以提高同步环的强度。 3、锁止角 , 锁止角选取得正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才, R能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数、摩擦锥面平均半径、,f ??锁止面平均半径和锥面半锥角。已有结构的锁止角在26,42。 , 4、同步时间 t 同步器工作时，要连接的两个部分达到同步的时间越短越好。除去同步器的结构尺寸、转动惯量对同步时间有影响。轴向力大、则同步时间减少。而轴向力与作用在变速杆手柄上的力有关，不同车型要求作用到手柄上的力也不相同。为此，同步时间与车型有关，计算时可在下述范围选取:对乘用车变速器，高档取0.15,0.30s，低档取0.50,0.80s;对货车变速器，高档取0.30,0.80s，低档取1.00,0.50s。 5、转动惯量的计算 换档过程中依据同步器改变转速的零件，统称为输入端零件，它包括第一轴及离 48 合器的从动盘、中间轴及其上的齿轮、与中间轴上齿轮向啮合的第二轴上的常啮合齿轮。其转动惯量的计算是:首先求得各零件的转动惯量，然后按不同档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。 4.2 操纵机构 4.2.1 概述 根据汽车使用条件的需要，驾驶员利用操纵机构完成选档和实现换档或退到空档。 变速器操纵机构应当满足如下主要要求:换档十只能挂入一个档位，换档后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱档或自动挂档，防止误挂倒档，换档轻便。 变速器操纵机构通常装在顶盖或侧盖内，也有少数是分开的。 变速器操纵机构操纵第二轴上的滑动齿轮、啮合套或同步器得到所需不同档位。 用于机械式变速器的操纵机构，常见的是由变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和倒档装置等主要零件组成，并依靠驾驶员手力完成选档、换档或推到空档工作，称为手动换档变速器。 4.2.2 典型操纵换档机构 1、直接操纵式手动换档变速器 当变速器布置在驾驶员座椅附近时，可将变速杆直接安装在变速器上，并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器，称为直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单，已得到广泛应用。近年来 ，单轨式操纵机构应用较多，其优点是减少了变速叉轴，各档同用一组自锁装置，因而使操纵机构简化，但它要求各档换档行程相等。 2、远距离操纵手动换档变速器 平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器，受总体布置限制，变速器距驾驶员座位较远，这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件，换档手力经过这些转换机构才能完成换档功能。这种手动换档变速器，称为远距离操纵手动换档变速器。图4-4示出远距离操纵手动换档变速器的工作原理简图。这时要求整套系统有足够的刚性，切各连接件之间间隙不能过大，否则换档手感不明显，并增加了变速杆颤动的可能性。此时，变速器支座应固定在受车架变形、汽车振动影响较小的地方，最好将换档传动机构、发动机、离合器、变速器连成一体，以避免对操纵有不利的影响。 49 3、电动自动换档变速器 尽管有级式机械变速器应用广泛，但是它有换档工作复杂、对驾驶员操纵技术要求高并使驾驶员容易疲劳等缺点。20世纪80年代以后，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，使之实现自动换档，并取消了变速杆和离合器踏板。驾驶员只需控制油门踏板，汽车在行驶过程中就能自动完成换档时刻的判断，接着自动实现收油门、离合器分离、选档、换档、离合器接合和回油门等一系列动作，使汽车动力性、燃油经济性有所提高，简化操纵并减轻了驾驶员的劳动强度。 4.3 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，并具有足够的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮，而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有5,8mm的间隙，否则由于增加了润滑油的液压阻力，会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于15mm的间隙。 为了加强变速器壳体的刚度，在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时，可以设计一些三角形的交叉肋条，用来增加壳体刚度和降低总成噪声。 为了注油和放油，在变速器壳体上设计有注油孔和放油孔。注油孔位置应设计在润滑油所在平面处，同时利用它作为检查油面高度的检查孔。放油孔应设计在壳体的最低处。放油镙塞采用永久磁性镙塞，可以吸住存留于润滑油内的金属颗粒。为了使从第一轴或第二轴后支承的轴承间隙处流出的润滑油再流回变速器壳体内，常在变速器壳体前或后端面的两轴承孔之间开设回油孔。为了保持变速器内部为大气压力，在变速器顶部装有通气塞。 为了减小质量，变速器壳体采用压铸铝合金铸造时，壁后取3.5,4mm。采用铸铁壳体时，壁厚取5,6mm。增加变速器壳体壁厚，虽然能提高壳体的刚度和强度，但会使质量加大，并使消耗的材料增加，提高了成本。 4.4 本章小结 本章主要说明变速器换档主要元件同步器的结构、工作原理、参数选择等，阐述了变速器操纵机构的结构工作原理和发展，最后说明了变速器壳体的尺寸要求和结构形式等一些要求。 50 结 论 变速器是完成汽车动力传输的重要部件，也是决定整车性能的主要部件之一。变速器的结构对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。 本次设计的远舰汽车变速器就是依据现有生产企业在生产车型的变速器作为原型，在在给定发动机输出转矩、转速及最高车速、最大爬坡度等条件下，设计出符合要求的变速器。对齿轮的选择进行了详细的计算和推导，对齿轮校核的关键参数——齿轮变位系数进行了精确的计算和推导，在满足行驶车辆动力性能的基础上尽量提高燃油经济性能。本次设计对各结构件进行分析设计、改进，合理布置各部分总成，以达到良好的性能。在设计过程中通过运用材料力学的知识，对轴和齿轮进行了力学分析、校核计算以及选择合理的材料和热处理方法。设计了变速器在换档过程中的一个重要元件同步器，它能保证平稳地从一个档位换入另一个档位，从而防止了冲击，避免了齿轮因换档角速度不同而使齿轮损坏，并对操纵机构和箱体进行了设计以及对图纸的绘制等设计工作，从而更好的完成本次毕业设计。 本次设计的变速器具有结构简单，加工、装配方便，在满足使用要求的条件下尽量减少质量和零部件种类，以便减少制造成本。同时又具有较好的动力性和经济性，从而保证了汽车行驶的稳定性和操纵性。由于此变速器全部采用同步器换档，所以具有换档轻便，噪声低等优点。 51 参考文献 [1]陈家瑞.汽车构造第3版[M].机械工业出版社，2009. [2]郝京顺.汽车变速器的发展[J].北京汽车,2000,(06). [3]雷君.重型汽车变速器技术趋势与应用[J].重型汽车,2004,(06). [4]林绍义.一种汽车变速器设计[J].机电技术,2004,(01). [5]黄雄健,欧艺.轻型货车变速器优化设计[J].广西工学院学报,2000,(03). [6]蔡炳炎,徐勇,林宁.机械式汽车变速器的速比配置分析[J].机械研究与应 用,2005,(02). [7]余志生.汽车理论[M].机械工业出版社,2000,10. [8]郑四发,连小珉,颜磊,蒋孝煜.汽车变速器 CAD 系统的研究与开发.清华大学学报 (自然科学版),1997,(12). [9]刘鹤松,崔胜民.基于MATLAB的汽车变速器优化设计方法[J].哈尔滨工业大学学 报,2004. [10]孟岩.万"变"不离其宗——汽车变速器设计[J].世界汽车,2004,(04). [11]Herbert E.Elliger.Automotive Engines.Prentic Hall,Inc.2001. [12]高路,于海斌,王宏.汽车变速器齿轮设计[J].机械科学与技术,2005,(04). [13]严绍华.热加工工艺基础[M].机械工业出版社,2003. [14]任松茂 ,魏然.现代汽车的优化设计.重型汽车,2002,(05). [15]Heisler, H. (1989) Aduanced Vehicle Technology. Butterworth-Heineman ISBN 0-7131-3660. [16]郑四发,连小珉,颜磊,蒋孝煜.汽车变速器轴的设计计算.清华大学学报(自然科 学版),1997,(12). [17]王望予.汽车设计[M].机械工业出版社,2004. [18] Jonathan S, Cohone1 al. A form verification system for the conceptual design of complex mechanical systems[J]. Engineering with computers 1994(10):33-44 [19]陈家瑞.汽车构造[M].机械工业出版社,2005. [20]王三民,诸文俊.机械原理与设计[M].机械工业出版社,2004. [21]王世刚,苗淑杰.机械设计实践[M].哈尔滨工程大学出版社,2004. [22]刘惟信.汽车设计[M].机械工业出版社,2000. 52 致 谢 光阴似箭，我的大学生活即将结束，回首美好的大学时光，心中感慨万千。我的毕业设计也终于完成。 在毕业设计的全过程中，得到了指导教师臧杰教授的悉心指导，在她的严格的要求下使我的毕业设计能顺利完成。臧老师严谨治学的态度使我受益匪浅。她教会了我如何在设计过程中发现问题，并用所学理论知识分析问题和解决问题，这些都将使我终生受益。从设计的选题到最终完成设计，臧老师均给予了细致和严格的指导，在此，我谨向臧老师致以崇高的致意和衷心的感谢～ 感谢学校为我们提供了良好的教学设施和学习环境，使我大学期间受益匪浅。另外，还要感谢在设计过程中给予指导和帮助的其他老师和同学，特别感谢在百忙之中抽出时间为我们答辩的各位老师。同时祝愿我们的学校越办越好～ 53 附 录A1 Dynamic Modeling of Vehicle Gearbox for Early Detection of Localized Tooth Defect ABSTRACT Dynamic modeling of the gear vibration is a useful tool to study the vibration response of a geared system under various gear parameters and operating conditions. An improved understanding of vibration signal is required for early detection of incipient gear failure to achieve high reliability. However, the aim of this work is to make use of a 6-degree-of-freedom gear dynamic model including localized tooth defect for early detection of gear failure. The model consists of a gear pair, two shafts, two inertias representing load and prime mover and bearings. The model incorporates the effects of time-varying mesh stiffness and damping, backlash, excitation due to gear errors and modifications. The results indicate that the simulated signal shows that as the defect size increases the amplitude of the acceleration signal increases. The crest factor and kurtosis values of the simulated signal increase as the fault increases. Though the crest factor and kurtosis values give similar trends, kurtosis is a better indicator as compared to crest factor. KEYWORDS:Vibration acceleration, system modeling, Crest Factor, Kurtosis value, defect size, gear meshing, pinion, gear INTRODUCTION Much of the past research in the dynamic modeling area has concluded that an essential solution to the problem is to use a comprehensive computer modeling and simulation tool to aid the transmission design and experiments. These have been two major obstacles to such an approach: (1) Progress in understanding of the basic gear rattle phenomenon has been limited and slow. This is because the engine-clutch-transmission system involves some strong nonlinearities including gear backlash, multi-valued springs, dry friction, hysteresis, and the like. (2)The gear rattle is a system problem and not only 54 problem of gear teeth. Even through the research and industrial community has discussed the difficulties in varies stages of the problem, yet no thorough frame work covering the entire investigation process of such problem currently exists. This is largely due o the complexity of the power train system, which may make a computer analysis tool inefficient, in particularly when many different elements and clearances are encountered (e.g., gears, bearings, splines, synchronizers, and clutch). A comprehensive review of mathematical models used in gear dynamics, published before 1986, has been presented by. In this review, gear dynamic models without defects have been discussed. In the past few years, researchers have been working on the gear dynamic models which include defects like pitting, spalling, crack and broken tooth. A single-degree-of-freedom model is used which include the e4ffects of variable mesh stiffness, damping, gear errors, profile modifications and backlash. The effect of time-varying meshing damping is also included in this case, The solution is obtained by using the harmonic balance methods. A method of calculated the optimum profile modification has been proposed in order to obtain a zero vibration of the gear pair. They also proposed a linear approximate equation to mode the gear pair by using a single-degree-of freedom model Gear rattle vibration is a undesirable vibration for passenger cars and light trucks equipped with manual transmissions. Unlike automatic transmissions, manual transmission do not have the high viscous damping inherent to a hydrodynamic torque converter to suppress the impacting of gear teeth oscillating through their gear backlash. Therefore a significant level of vibration an be produced by the gear rattle and transmitted both inside the passenger compartment and outside the vehicle. Gear rattle, idle shake, and other vibration generated in the automobile driveline have become an important concern to automobile manufactures in their pursuit of an increased level of perception of high vibration quality. The torsional vibration o driveline is a major source of gear rattle vibration. The manual transmission produces gear rattle by the impacting of gear oscillating through their gear backlash. The impact collisions are transmitted to the transmission housing via shafts and bearings. 55 The gear pair dynamic models including defects have been done by. The study suggests that little work has been done on modeling of gear vibration with defect and an accurate analytical procedure to predict gear vibrations in the presence of local tooth fault has yet to be developed.However, the purpose of this paper is to develop a multidegree-of-freedom nonlinear model for a gear pair that can be used to study the effect of lateral-torsional vibration coupling on vibration response in the presence of localized tooth defect. A typical fault signal is assumed to be impulsive in nature because of the way it is generated. The simulation artificially introduced pitting in gears in multi-stage automotive transmission gearbox at different operation conditions (load, speed, etc). The processing of simulated and experimental signals is also introduced. SIGNAL-PROCESSING TECHNIQUE Among various signal-processing techniques, crest factor and kurtosis analysis have been used for analyzing the whole vibration signal for the early detection of fault. In this section, crest factor and kurtosis value have been explained. MATHEMATICAL MODEL FORMULATION Helical gears are almost always used in automotive transmissions. The meshing stiffness of a helical tooth pair is time-varying, and was modeled as a series of suggested spur gears so that the simulation techniques for spur gears can be applied. where M is Module (mm), b is Face width (mm), , is pressure angle (deg), is helix angle (deg) , and D1 is pitch diameter (mm). 56 附 录A2 汽车变速箱动态建模轮齿局部缺陷的早期检测 摘要: 在研究齿轮系统中各种齿轮参数的振动响应和操作条件时，齿轮振动的动态建模是一个非常有用的工具。对早期的齿轮检测提出了一种改进理解的振动信号，但还没达到高的可靠性。但是，这项工作的目的是利用一个6自由度的齿轮动力学模型对齿轮轮齿缺陷故障的早期检测。该模型包括一对齿轮副、两个轴、两个惯性负载、动力传动装置和轴承。由于齿轮的误差和变动，该模型被采用时受到时变啮合刚度、阻尼、反弹和励磁的影响。模拟信号显示的结果表明，随着缺陷尺寸的增加加速度信号的振幅增加。模拟信号的波峰因素和峰值随着缺陷的增加而增加。虽然波峰因素和峰值做同样的趋势，但和波峰因素相比峰值是一个比较好的指标。 关键词:振动加速度、系统建模、波峰因素、峰值、缺陷大小、齿轮啮合、齿轮 引言: 在大多数过去的动态建模研究领域中，解决问题的重要办法是全面使用计算机建模和仿真工具来辅助变速器的设计和实验。这种方法有两种主要的障碍:(1)对齿轮传动中噪声基本认识的进展是有限的和缓慢的。这是因为发动机离合器传动系统中包括齿轮侧隙、多值弹簧、非线性滞后等等。(2)齿轮发出的噪声是一个系统问题，并不是齿轮的唯一问题。既使是工业研究领域已经讨论了这个问题在不同阶段所出现的不同问题，但并没有彻底覆盖工作的框架，整个研究过程中的问题依然存在。这主要是由于列车电力系统的复杂性，可能导致你的计算机的分析工具效率不高，尤其是工作中遇到许多不同的因素和间隙(例如:齿轮、轴承、花键、同步器和离合器)。 在1986年出版之前，对齿轮动力学中提出的齿轮动态建模进行了审查。这次审查中，对不存在齿轮缺陷的齿轮动力学模型进行了讨论。在过去的几年里，研究人员对齿轮的动态模型缺陷进行了研究，其中包括点蚀、剥落、裂缝和齿轮折断等。 单自由度系统模型中，对啮合刚度的影响包括4个方面的因素，阻尼、齿轮误差、轮廓变动和齿侧间隙，时变啮合阻尼效应也包含在这种情况中。解决问题的方法是利用谐波平衡的方法。为了实现齿轮副的零振动，提出了一种最优化的计算方法。他们还利用齿轮副单自由度模型提出了一个近似的线性方程模型。 齿轮噪声振动是轿车和轻型货车手动变速箱中的不良振动。不同于自动变速箱的 57 是，手动变速箱没有一个固有的高粘性阻尼液力变矩器以制止通过齿轮侧隙造成的齿轮摆动的影响。因此，无论是在车厢内外由齿轮振动和传动产生的噪声，对车辆振动的影响都非常大。随着人们对汽车高性能振动的追求，齿轮松动、振动以及其他汽车传动系产生的噪声已成为人们关注的重点。传动系统中的扭转振动是齿轮振动的一种主要噪声来源。手动变速箱产生的齿轮噪声是由于齿轮受到齿轮间隙振动的影响。通过轴和轴承把碰撞产生的影响传输到变速箱壳体。 对齿轮副的动态模型缺陷的研究结果表明，对齿轮副动态模型缺陷已做了大量工作，用准确的分析方法对齿轮振动的检测在当时轮齿故障方面还没得到发展。然而，本研究的目的是建立一个多自由度非线性模型用于研究，结果表明轮齿局部缺陷的扭转振动是耦合振动的响应。由于他的产生一个典型的故障信号被假设为自然的脉冲信号。在不同操作条件下(负荷、转速等)，模拟人工对多级汽车变速器齿轮缺陷进行了介绍。同时也对信号的仿真和实验处理进行了介绍。 信号处理技术: 在各种各样的信号处理技术中，波峰因素、峰值已用于分析整个振动信号的早期故障。在本节中，波峰因素和峰值已被解释。 数学模型: 汽车变速器中的齿轮大都是斜齿圆柱齿轮。被视为一系列齿轮仿真技术适用于螺 ,,旋状的轮齿时变啮合刚度。其中m是模数(毫米),b齿面宽(毫米),是压力角(度),是螺旋角(度)，D1是直径(毫米)。 58