畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）中型專用汽車變速器的設(shè)計(jì)

1、摘 要 變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬 坡、轉(zhuǎn)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(shí)使發(fā) 動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。所以變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性直接影響到汽 車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。設(shè)計(jì)要求達(dá)到換擋迅速、省力、方便、有較高的工作效率、 工作噪聲低。因此變速器在汽車中得到廣泛應(yīng)用。 本次設(shè)計(jì)的是五個(gè)前進(jìn)檔加一個(gè)倒檔的中型專用車的變速器。為了使該變速 器應(yīng)用范圍更加的廣泛，應(yīng)用到不同工程上，使得本變速器帶有取力器。變速器 采用中間軸式,換檔形式采用的是同步器和滑移齒輪換檔，使的換檔方便，可靠。 操縱機(jī)構(gòu)設(shè)有自鎖和互鎖裝置。 先利用已知參數(shù)確定

2、各擋傳動(dòng)比，再后確定齒輪的模數(shù)、壓力角、齒寬等參 數(shù)。由中心矩確定箱體的長(zhǎng)度、高度和中間軸及二軸的軸徑，然后對(duì)中間軸和各 擋齒輪進(jìn)行校核。在設(shè)計(jì)過程中，利用 caxa 繪圖，運(yùn)用 matalab 軟件編程。最 后繪制裝配圖及零件圖。 通過本次設(shè)計(jì)，使所設(shè)計(jì)的變速器工作可靠，傳動(dòng)效率更高。 關(guān)鍵詞：變速器，同步器，齒輪，取力器 abstract to change the engine used to spread transmission of torque and wheel speed, the aim of starting in place, climb, turn and accel

3、erate a variety of driving conditions, different vehicle traction and speed, while the engine in the most favorable range conditions.therefore, the reasonability of the structure design of a transmission gearbox directly affects the vehicles dynamic performance. it is usually required shifting gears

4、 rapidly and conveniently, saving force, and having a higher working efficiency and low working noises. the design of the five forward file plus a reverse of the transmission medium-sized special vehicle. in order to make the transmission more broad range of applications, application to a different

5、project, make a check of the power transmission device. transmission use of the middle axis, shifting the form of using the synchronizer gear shift and sliding to make the shift easy and reliable. manipulation of institutions with self-locking and interlocking devices. using the given basic paramete

6、rs, it was firstly determined the transmission ratio of each shift, the shaft center distances, the gear modulus, the gear pressing angles and widths, and so on. and then the general dimension of the gearbox, including its length, width and height , and then on the intermediate shaft and the block t

7、o check gear. during the design process, using caxa mapping, the use of software programming matalab. the final assembly drawing and components drawing fig. through this design, so that the design of the transmission of reliable, efficient transmission. key words:transmission,，synchronizer，gear，take

8、 out of power 目 錄 第一章第一章 前前 言言 .1 1 第二章第二章 變速器結(jié)構(gòu)概述變速器結(jié)構(gòu)概述 .2 2 第三章第三章 變速器各主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算變速器各主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 .3 3 3.1 變速器傳動(dòng)比的確定 .3 3.2 中心距的初步確定 .4 3.3 軸的直徑的初步確定 .4 3.4 齒輪模數(shù)的確定 .5 3.5 齒輪壓力角的選擇 .5 3.6 各檔齒輪齒數(shù)的分配 .5 3.7 變位系數(shù)的選擇.7 3.8 齒輪齒寬的設(shè)計(jì)計(jì)算 .7 3.9 變速器同步器的設(shè)計(jì)計(jì)算 .8 第四章第四章 變速器中間軸的校變速器中間軸的校核核 .11 4.1 中間軸常嚙合齒輪處進(jìn)行校核.11

9、 4.2 對(duì)中間軸四擋齒輪處進(jìn)行校核.12 4.3 對(duì)中間軸三擋齒輪進(jìn)行校核.13 4.4 對(duì)中間軸二擋齒輪處進(jìn)行校核.14 4.5 對(duì)中間軸一檔擋齒輪處進(jìn)行校核.14 第五章第五章 變速器各檔齒輪強(qiáng)度的校核變速器各檔齒輪強(qiáng)度的校核 .16 5.1 齒輪彎曲應(yīng)力計(jì)算.16 5.1.1 二軸一擋直齒輪校核.16 5.1.2 倒擋直齒輪校核.16 5.1.3 二軸二擋斜齒輪校核.17 5.1.4 二軸三擋斜齒輪校核.17 5.1.5 二軸四擋斜齒輪校核.17 5.1.6 二軸常嚙合斜齒輪校核.18 5.1.7 中間軸一檔齒輪校核.18 5.1.8 中間軸二檔齒輪校核.18 5.1.9 中間軸三檔齒

10、輪校核.19 5.1.1.0 中間軸四檔齒輪校核.19 5.1.1.1 中間軸常嚙合齒輪校核.19 5.2 齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算.19 5.2.1 二軸一擋直齒輪校核 .20 5.2.2 二軸二擋斜齒輪校核.21 5.2.3 二軸三擋斜齒輪 z 校核 .21 7 5.2.4 二軸四擋斜齒輪 z 校核 .22 5 5.2.5 二軸常嚙合斜齒輪 z 校核 .22 3 5.2.6 中間軸一檔齒輪校核.23 5.2.7 中間軸二檔齒輪校核.23 5.2.8 中間軸三檔齒輪校核.23 5.2.9 中間軸四檔齒輪校核.24 5.2.1.0 中間軸常嚙合齒輪校核.24 5.2.1.1 倒檔齒輪校核.24 第六章

11、第六章 變速器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì) .26 第七章第七章 變速器軸承的選擇變速器軸承的選擇 .27 第八章第八章 取力器的設(shè)計(jì)與計(jì)算取力器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 .28 8.1 取力器的布置 .28 8.2 取力器齒輪、軸和軸承的參數(shù)選擇和強(qiáng)度計(jì)算 .28 第九章第九章 結(jié)結(jié) 論論 .32 參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn) .33 致致 謝謝 .34 附錄一附錄一 .35 外文翻譯外文翻譯 .35 附錄二附錄二 .44 第一章 前 言 變速器是傳動(dòng)系的重要部件，它的任務(wù)就是充分發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，使發(fā)動(dòng) 機(jī)發(fā)出的動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳到驅(qū)動(dòng)輪，以滿足汽車行駛上的各項(xiàng)要求。無論從 變速箱本身的特點(diǎn)，還是設(shè)計(jì)手段與

12、方法的整個(gè)趨勢(shì)來看，將先進(jìn)的設(shè)計(jì)方法引 入變速箱的設(shè)計(jì)使極其必要的。變速器設(shè)計(jì)和一些主要參數(shù)選擇方法上依然沿襲 傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法。現(xiàn)代汽車技術(shù)的發(fā)展對(duì)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)工作提出了更高的要求。 在這種情況下，傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)，不但要滿足動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，而且要求結(jié) 構(gòu)緊湊、尺寸小、重量輕、傳動(dòng)效率高、工作可靠、壽命長(zhǎng)、噪音低等。 變速器經(jīng)歷了用變速桿改變鏈條的傳動(dòng)比手動(dòng)變速器有級(jí)自動(dòng)變速器 無級(jí)自動(dòng)變速器的發(fā)展歷程。變速器的作用:改變汽車的傳動(dòng)比,擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)車輪轉(zhuǎn) 矩和轉(zhuǎn)速的范圍,使發(fā)動(dòng)機(jī)在理想的工況下工作;在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩方向不變的前提下,實(shí) 現(xiàn)汽車的倒退行駛;實(shí)現(xiàn)空擋,中斷發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞給車輪的動(dòng)力,使發(fā)動(dòng)機(jī)

13、能夠起動(dòng)、 怠速。 手動(dòng)變速器主要采用齒輪傳動(dòng)的降速原理,變速器內(nèi)有多組傳動(dòng)比不同的齒 輪副,汽車行駛時(shí)的換擋就是通過操縱機(jī)構(gòu)使變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。如在 低速時(shí),讓傳動(dòng)比大的齒輪副工作;而在高速時(shí),讓傳動(dòng)比小的齒輪副工作。由于 每擋齒輪組的齒數(shù)是固定的,所以各擋的變速比是定值。常見的手動(dòng)變速器由鑄 鐵或鋁制變速器殼體、軸、軸承、齒輪、同步器和換擋機(jī)構(gòu)組成。 變速器的只要功能式能改變傳動(dòng)比，擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以 適應(yīng)變化的行駛條件，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在有利的工況下工作；發(fā)動(dòng)機(jī)在轉(zhuǎn)速不變的 條件下，變速器能汽車倒擋行駛；利用空擋，中斷動(dòng)力傳遞，能使汽車啟動(dòng)行駛， 怠速，提高速度等。

14、第二章 變速器結(jié)構(gòu)概述 變速器設(shè)計(jì)方案要求從使用性能、制造條件和重量、價(jià)格性價(jià)比等多方面 考慮，要求滿足制造、使用、維修等條件。所以應(yīng)從齒輪的形式，軸的形式及布 置的合理性等多方面分析，得到最佳方案。 （1）固定軸式應(yīng)用廣泛，主要有兩軸式和三軸式變速器。 三軸式變速器的 結(jié)構(gòu)：是由第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各擋齒輪分別與中間的相應(yīng)齒輪相嚙 合，且第一、二軸同心。將第一、二擋直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩稱為直接擋。因此， 直接擋的傳遞效率高，磨損及噪聲也最小，這是三軸式變速器的優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn) 擋需要依次經(jīng)過兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距較小的情況下仍然可以 獲得大的一擋傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的

15、另一優(yōu)點(diǎn)。但也有缺點(diǎn)，除直接擋外 其他各擋的傳動(dòng)效率有所降低。綜上所述中型專用汽車應(yīng)選用三軸式變速器。 （2）齒輪型式：變速器用斜齒輪和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪雖然制造 時(shí)復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，但因其工作平穩(wěn)、使用壽命長(zhǎng)，噪聲小而仍得到廣泛 使用。直齒圓柱齒輪用于一擋和倒擋。 （3）換擋型式：有直齒滑動(dòng)齒輪換擋、嚙合套換擋和同步器換擋三種型 式。使用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇 并過早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一擋、倒擋外已很少使用。使用同步器 能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應(yīng)用。但結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要 求高、軸向尺寸大，多用于轎車和輕型貨車。所以

16、輕型貨車的二、三、四擋應(yīng) 采用同步器換擋，而一擋、倒擋應(yīng)用直齒滑動(dòng)齒輪換擋。綜上所述，中型專用 汽車 6+1 檔的布置方案為除倒檔為直齒圓柱齒輪換擋，其它檔位均為同步器換 擋。 （4）變速器軸承常采用滾珠軸承、滾針軸承、滾柱軸承等。我目前的方案 為除了變速器二軸長(zhǎng)嚙合齒輪與二軸之間的軸承以及取力器一軸采用滾針軸承外， 其余的軸承均采用深溝球軸承。優(yōu)點(diǎn)有：直徑較小，寬度大，因而容量大，可承 受高負(fù)荷，能確?？煽啃?，使用壽命長(zhǎng)。 （5）變速器的操縱機(jī)構(gòu)裝在變速箱內(nèi)，由變速叉軸、變速叉、倒塊、自鎖 彈簧、自鎖鋼球、互鎖鋼球、互鎖圓柱銷組成。為了防止汽車行駛時(shí)誤掛倒擋， 在導(dǎo)快上裝有帶彈簧的安全止柱。

17、 第三章 變速器各主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 變速器傳動(dòng)比的確定 （1）由最大爬坡度要求的變速器一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比 又 ， tmaxfimax f=f +f emax 1 0 tmax mi i f= r fmax f =fmgcos imaxmax f=fmgsin 則 emax 1 0 maxmax mi i mgfcos+sin=mg r （） 34 . 7 9 . 025 . 6 390 57 . 0 296 . 0 8 . 99500 0 max 1 im rmg i c 輪胎型式取 255/70r45140/137j 12in=0.3048m 則即半徑為 0.57m =0.9 max=16

18、.7 =0.296 25 . 6 0 i m=9500kg m-汽車總質(zhì)量 g-重力加速度 -道路最大阻力系數(shù) max -驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑 r r -為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxe t -主減速比 0 i -傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率 （2）根據(jù)驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力確定一檔傳動(dòng)比 emax 1 0 mi i n r 8 . 8 9 . 025. 6390 57 . 0 55. 062426 0max 1 im rn i c n 驅(qū)動(dòng)輪垂直反力 取整車重量的 65% =0.50.6 道路附著系數(shù) 取 0.55 由（1） 、 （2）相比較取較小的 故一檔傳動(dòng)比確定為： 1 i =7.34 3.1.2 其它各檔

19、位的傳動(dòng)比 而 max 4 4 min i7.34 q=1.65 i1 各檔傳動(dòng)比： 1max ii 1 7.34i 23 ii q 2 4.49i 34 ii q 3 2.72i 45 ii q 4 1.65i 5min ii 5 1i 而 1 2 1.634 i i 2 3 1.65 i i 3 4 1.64 i i 4 5 1.65 i i 各檔之比都小于 1.71.8 故合格 3.2 中心距的初步確定 初選中心矩可用下式計(jì)算 取整 a=126 3 3 max 1 9390 7.34 0.96126.06 eg ak mi 式中： a中心距系數(shù)，取值范圍 8.69.6 取 a=9 a k

20、 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， maxe tnmte390 max 變速器一擋傳動(dòng)比， 1 i 1 7.34i 變速器傳動(dòng)效率， 0.96 求得 a=126mm 3.3 軸的直徑的初步確定 變速器的軸必須有足夠的剛度和強(qiáng)度。工作時(shí)它們除了傳遞轉(zhuǎn)矩外，還 承受來自齒輪作用的徑向力，結(jié)果是斜齒輪也產(chǎn)生軸向力，在這些力的作用 下，軸的剛度如果不足就會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的 強(qiáng)度和耐磨性均有不利影響，還會(huì)增加噪聲。中間軸式變速器的第二軸和中 間軸中部直徑 d0.45a；軸的最大直徑 d 個(gè)支承間距離 l 的比值，對(duì)中間軸， d/l0.16-0.18,對(duì)第二軸 d/l0.18-0.21。 第一軸

21、花鍵部分直徑可按下式初選： 3 maxe tkd 式中： k經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，k=4.0-4.6，取 k=4 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 ,求得 d=29.22mm maxe t 3.4 齒輪模數(shù)的確定 本變速器設(shè)計(jì)一、倒擋為直齒，其它擋為斜齒，選取齒輪模數(shù)要保證齒 輪有足夠的剛度，同時(shí)兼顧它對(duì)噪聲和質(zhì)量的影響，減少模數(shù)、增加齒寬會(huì) 使噪聲降低，反之則能減輕變變速器的質(zhì)量。降低噪聲對(duì)轎車有意義，減輕 質(zhì)量對(duì)貨車比較重要。從齒輪強(qiáng)度觀點(diǎn)出發(fā)，每對(duì)齒輪應(yīng)有各自的模數(shù)，而 從工藝的觀點(diǎn)出發(fā)，全部齒輪選用一種模數(shù)是合理的，中型貨車模數(shù)取直范 圍為 3.5-4.5mm。根據(jù)齒輪模數(shù)選用的優(yōu)先原則及本變速器的特點(diǎn)，進(jìn)行模 數(shù)

22、的選取，直齒輪為 4mm,斜齒輪為 3.5mm。 3.5 齒輪壓力角的選擇 為減少工作噪聲和提高強(qiáng)度，汽車變速器齒輪多數(shù)用斜齒輪，只有倒檔齒輪 及貨車一檔采用直齒輪。選取斜齒輪的螺旋角應(yīng)注意以下問題： 首先，增大 角使齒輪嚙合的重合系數(shù)增加，工作平穩(wěn)、噪聲降低。實(shí)驗(yàn) 還證明：隨著 角的增大，齒輪的強(qiáng)度相應(yīng)的增大，不過當(dāng)螺旋角大于 30時(shí)， 其彎曲強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍驟然上升。因此，從提高低檔齒輪的彎曲強(qiáng) 度出發(fā)，并不希望 角過大，而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，可選取較大 的 角。 其次，斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力。設(shè)計(jì)時(shí)要求中間軸上的軸向力平 衡，故中間軸上的全部的齒輪的螺旋角采用

23、右旋，而第一、二軸上的斜齒輪取左 旋，其軸向力由變速器殼體承載。 最后，可用調(diào)整螺旋角的方法，使各對(duì)嚙合齒輪因模數(shù)或齒數(shù)不同等原因而 造成的中心距不等現(xiàn)象得以消除。 斜齒輪的螺旋角可在下面提供的范圍內(nèi)選用：中型專用汽車變速器為 1826。初選為20 3.6各檔齒輪齒數(shù)的分配 3.6.1 確定一擋齒輪的齒數(shù) 直齒輪兩嚙合齒輪齒數(shù)和： 22 126 63 4 h a z m 齒輪兩嚙合齒輪齒數(shù)和： 2 cos2 126 cos20 68 4 h a z m 中型專用車中間軸上一檔齒輪次數(shù)（1217） 29 1 110 z z i z z 初選 ，則 10 16z 9 63 1647z 3.6.2

24、中心矩的修正 二軸與中間軸之間的直齒圓柱齒輪的中心距 h mz4 63 =126 22 a 直 二軸與中間之間的斜齒圓柱齒輪的中心距 nh m z3.5 68 =126.64 2cos2 cos20 a 斜 故調(diào)整 =19 11 ， a =126 斜 3.6.3 確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 102 1 19 zz16 =i=7.34 zz47 n mz +z3.5z +z a=126= 2coscos19 19 1212 ， （）（） 2 一軸常五檔齒輪與中間軸五檔齒輪的齒數(shù)分別為: 1 z =19 2 z =47 31 4 42 zz19 =i=1.65=0.667 zz47 34n 2 126

25、cos1919 z +z =2acos/m =67.99 3.5 ， 二軸常四檔齒輪與中間軸四檔齒輪的齒數(shù)分別為: 3 z =27 4 z =41 51 3 62 zz19 =i=2.72=1.099 zz47 56n 2 126 cos1919 z +z =2acos/m =67.99 3.5 ， 二軸常三檔齒輪與中間軸三檔齒輪的齒數(shù)分別為: 5 z =35 6 z =32 71 2 82 zz19 =i=4.49=1.82 zz47 78n 2 126 cos1919 z +z =2acos/m =67.99 3.5 ， 二軸常二檔齒輪與中間軸二檔齒輪的齒數(shù)分別為: : 7 z =44 8

26、 z =24 3.6.4 確定其它各檔的齒數(shù) 確定倒檔齒輪的齒數(shù)（倒檔齒輪齒數(shù)，一般在 2133） 2129 g 1 13 11 z z z i =i =7.34 z z z 倒 9121 13112 zzz19 =7.34=7.34=2.97 zzz47 12 a2 126 a=mz +zz +z =63 2m4 913913 （） 而 =47 則=63-47=16z9z13 則 取 12 11 z16 =2.97=1.01 z47 11 z =25 12 z =26 1112 z =25z =26， 912 z =47z =16， 中間軸與倒檔軸的中心距： 1 a=mz +z=4= 2 1

27、213 1 （）（26+16）84 2 3.7 變位系數(shù)的選擇 采用變位齒輪，除了避免齒輪產(chǎn)生干涸根切和配湊中心距外，還因?yàn)樽兯倨鞑?同檔位的齒輪在彎曲強(qiáng)度、接觸強(qiáng)度、耐磨及抗膠合能力等方面有不同的要求， 采用齒輪變位就能分別兼顧。齒輪變位是提高齒輪壽命的有效方法。 對(duì)于本次設(shè)計(jì)，當(dāng)直齒輪17 時(shí)，采用正變位，和它相嚙合的齒輪則采用負(fù) min z 變位。而對(duì)于斜齒輪，是當(dāng)量直齒標(biāo)準(zhǔn)齒輪不發(fā)生根切的 min z 3 mincosv z minv z 最小齒數(shù)。而不根切的最小變位系數(shù) min 分別為： min min 0min z zz f 式中：齒頂高系數(shù)。 0 f 當(dāng)=1，=20時(shí) 0 f 0

28、 a 17 17 min min min z z zz 采用非變位齒輪，變位系數(shù)為 0 3.8 齒輪齒寬的設(shè)計(jì)計(jì)算 在選擇齒寬時(shí)，應(yīng)該注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪 強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。 考慮盡量減少軸向尺寸和質(zhì)量，齒寬應(yīng)小些，但齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)性消弱，此時(shí) 雖然可以用增加齒輪螺旋角來補(bǔ)償，但這時(shí)軸承的軸向力增大，使之壽命降低， 齒寬窄還會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加，選用寬些的齒寬，工作時(shí)因軸的變型導(dǎo)致沿 齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。 根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬： 直齒：b=，為齒寬系數(shù)，其范圍 4.57.0，因此在 1830 取 20mkc c k 斜

29、齒：b=，范圍 6.58.5，因此在 22.7529.75 取 25 ncm k c k 各擋齒輪的齒寬值如下： 一軸常嚙合斜齒：=25 11 b 二軸一擋直齒： b=20 21 二軸二擋斜齒： b=25 22 二軸三擋斜齒： b=25 23 二軸四擋斜齒： b=25 24 二軸五擋斜齒： b=25 25 二軸倒擋直齒： b=20 d2 中間軸一擋直齒：b=20 1z 中間軸二擋斜齒：b=25 2z 中間軸三擋斜齒：b=25 3z 中間軸四擋斜齒：b=25 4z 中間軸五擋斜齒：b=25 5z 中間軸倒檔直齒輪：b=20 dz 3.9 變速器同步器的設(shè)計(jì)計(jì)算 使降低汽車變速器噪聲和百公里油耗、

30、消除換檔沖擊、延長(zhǎng)齒輪和傳動(dòng)系壽 命,實(shí)現(xiàn)可靠平穩(wěn)迅速而又輕便的換檔,汽車變速器普遍采用了同步器。鎖銷式同 步器就是其中一種,它被廣泛地應(yīng)用于中型、重型載重汽車和相應(yīng)級(jí)別的大客車 變速器上.本次設(shè)計(jì)的中型專用汽車變速器采用鎖銷式同步器。 同步器的工作原理：在變速瞬間,變速器的輸入端和輸出端的轉(zhuǎn)速都在變化 著,輸出端與汽車整車相連其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 j 出相當(dāng)大,換檔作用時(shí)間較短,可認(rèn)為在 換檔的瞬間輸出端轉(zhuǎn)速是恒定的。而輸入端在接觸錐面上產(chǎn)生的摩擦力矩作用下,克 服輸入端被接合零件的等價(jià)慣性力矩,在最短時(shí)間內(nèi)使輸入端與輸出端的轉(zhuǎn)速達(dá) 到同步。通過同步器使將要嚙合的齒輪達(dá)到一致的轉(zhuǎn)速而順利嚙合。 相鄰擋

31、位相互轉(zhuǎn)換時(shí)，應(yīng)該采取不同操作步驟的道理同樣適用于移動(dòng)齒輪換 擋的情況，只是前者的待接合齒圈與接合套的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度要求一致，而后者的待 接合齒輪嚙合點(diǎn)的線速度要求一致，但所依據(jù)的速度分析原理是一樣的。 變速器的換擋操作，尤其是從高擋向低擋的換擋操作比較復(fù)雜，而且很容易 產(chǎn)生輪齒或花鍵齒間的沖擊。為了簡(jiǎn)化操作，并避免齒間沖擊，可以在換擋裝置 中設(shè)置同步器。 同步器有常壓式和慣性式。目前全部同步式變速器上采用的是慣性同步器， 它主要由接合套、同步鎖環(huán)等組成，它的特點(diǎn)是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步。慣性式 同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的，在其上面設(shè)有專設(shè)機(jī)構(gòu)保證接合套與待接合 的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接

32、觸，從而避免了齒間沖擊。 接合套、同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈上均有倒角（鎖止角），同步鎖環(huán)的 內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦。鎖止角與錐面在設(shè)計(jì)時(shí)已作了適 當(dāng)選擇，錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步，同時(shí)又會(huì)產(chǎn)生一種鎖止作 用，防止齒輪在同步前進(jìn)行嚙合。 當(dāng)同步鎖環(huán)內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸后，在摩擦力矩的作用下齒 輪轉(zhuǎn)速迅速降低（或升高）到與同步鎖環(huán)轉(zhuǎn)速相等，兩者同步旋轉(zhuǎn)，齒輪相對(duì)于 同步鎖環(huán)的轉(zhuǎn)速為零，因而慣性力矩也同時(shí)消失，這時(shí)在作用力的推動(dòng)下，接合 套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈接合，并進(jìn)一步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換 擋過程。 鎖銷式同步器的結(jié)構(gòu)見圖 2。同步齒輪

33、 1、摩擦錐盤 2、摩擦錐環(huán) 3、定位銷 4、接合套 5、接合齒圈 6、鎖銷 8、花鍵轂 9。 在同步階段中摩擦力矩隨著錐面角 的減小而增大,為了增大同步器的容量,錐 面角 應(yīng)盡量取小值。但是它的極限值又受錐面角自鎖條件的限制,為了避免錐 面角發(fā)生自鎖, 的選取要滿足 arctan( 為摩擦系數(shù))。 1同步環(huán)錐面螺紋和油槽的設(shè)計(jì) 為了破壞被同步齒輪內(nèi)錐面上的油膜,增大摩擦力矩,同步環(huán)錐面上需車制螺 紋,并在螺紋垂直方向開設(shè)排油槽,油槽的大小及數(shù)量應(yīng)根據(jù)同步環(huán)錐面直徑來確 定。一般油槽寬為 2mm4mm,數(shù)量 30 個(gè)40 個(gè)。同步環(huán)螺紋齒頂寬對(duì)摩擦系數(shù) 的影響較大,在設(shè)計(jì)時(shí),一般螺紋齒頂寬為

34、0.15mm0.2mm,螺紋牙形角為 50,螺 距為 0.65mm0.9mm。 2同步環(huán)錐面直徑和寬度的確定 在中間軸結(jié)構(gòu)允許的情況下,為了增大錐面間的摩擦力矩,縮短同步時(shí)間,同 步環(huán)錐面直徑應(yīng)盡量取大值。同步環(huán)錐面寬 b 與摩擦錐面的發(fā)熱有關(guān),一般取 b=r 鎖/10r 鎖/14(r 鎖為撥環(huán)半徑)。 3同步環(huán)的材料 同步環(huán)的材料采用銅合金,精鍛成型后進(jìn)行機(jī)加工,其強(qiáng)度高,耐磨性好。銅 合金應(yīng)控制其化學(xué)成分,其抗拉強(qiáng)度大于 600n/mm2,屈服強(qiáng)度大于 210n/mm2,硬度 為 hb150hb200。 4同步器鎖止角的確定 要使同步環(huán)在同步階段中鎖止,必須滿足鎖止條件:tanr 錐 r

35、鎖 sin。根據(jù)摩擦錐面平均半徑 r 錐、摩擦系數(shù) 、錐面角 和撥環(huán)半徑 r 鎖來 確定合適的鎖銷角 ,通常取 =3545。中型車變速器 取小值,重型車 變速器 取大值。 5同步器鎖差的確定 由于同步器鎖銷差大換檔沉,鎖銷差小換檔輕便,所以應(yīng)選擇合適的鎖銷差, 一般取鎖銷差為 1.31.4。 6齒套鎖銷孔和定位銷空的設(shè)計(jì) 一般鎖銷孔的數(shù)量為 3 個(gè)6 個(gè),中型車變速器取小值,重型車變速器取大值。 鎖銷孔的直徑應(yīng)根據(jù)鎖銷的最大直徑來確定,鎖銷孔兩端的倒角應(yīng)與鎖銷的倒角 一致。同步器定位銷數(shù)量為 3 個(gè),定位銷孔的直徑應(yīng)根據(jù)定位銷的直徑來確定。 7齒套接合齒的設(shè)計(jì) 同步器齒套接合齒的模數(shù)、齒數(shù)應(yīng)根

36、據(jù)所傳遞的最大扭矩來確定。為了防止 變速器在工作中自動(dòng)脫檔,高通用性,有時(shí)變速器中幾組鎖銷式同步器要選用相同 的同步器。 8同步時(shí)間 同步器工作時(shí),要連接兩個(gè)部分達(dá)到同步器的時(shí)間越短越好。同步器時(shí)間與 車型有關(guān),對(duì)貨車變速器高擋取 0.300.80s，抵擋取 1.001.5s。 第四章 變速器中間軸的校核 軸的校核是評(píng)定變速器是否滿足所要求的強(qiáng)度、剛度等條件，是否滿足使用 要求，是設(shè)計(jì)過程中的重要步驟，主要是為了對(duì)設(shè)計(jì)的數(shù)據(jù)校核，達(dá)到設(shè)計(jì)的要 求。 二軸、中間軸最大直徑可取 d=0.45a=0.45 126=56.7mm=57mm 中間軸： d/l=0.16-0.18 取為 0.18 l=31

37、5mm 二軸： d/l=0.16-0.21 取為 0.18 l=315mm 軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面為，轉(zhuǎn)角為，則 c f s f ； ； eil baf fc 3 22 1 eil baf fs 3 22 2 eil ababf 3 1 為輪齒齒寬在中間平面上的圓周力，為齒輪齒寬在中間面上的徑向力。 1 f 2 f e為彈性模量，mpa，i為慣性力矩，對(duì)于實(shí)心軸：。 5 101 . 2 e 64 4 d i d為軸的直徑，花鍵處按平均直徑。 a 、b為齒輪上作用力矩與支座 a、b 的距離，l為支座間的距離。 軸的全撓度為 ； 22 sc fff 在其作用下應(yīng)力為 3 32 d m w m

38、 m，w為抗彎截面系數(shù)。 222 nsc mmmm 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為 f =0.050.10mm，f =0.100.15mm. cs 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 0.002rad。 4.1 中間軸常嚙合齒輪處進(jìn)行校核 ； nmm zm r n 73.89 cos2 2 04.1757 73.8947 191000390 2 1max rz zt f e n n58.161056.23cos04.1757cos 1 n ff n31.70256.23sin04.1757sin 2 n ff ；mma22mmb29322315 所以 00086 . 0 3155314 . 3 10

39、1 . 23 642932258.1610 3 45 2222 1 eil baf fc 合格mmfc1 . 005 . 0 00038 . 0 3155314 . 3 101 . 23 642932231.702 3 45 2222 2 eil baf fs 合格mmfs15 . 0 1 . 0 rad 000036. 0 3155314. 3101 . 23 64222932229358.1610 3 45 1 eil ababf 合格rad002 . 0 mmnafmc82.154502231.702 2 mmnafm s 76.354322258.1610 1 mmn z zt t e

40、 n 195000 46 100023390 2 1max 2 3 222 3 11.11 32 32 mm n d mmm d m w m nsc ； 合格 2 400 mm n 4.2 對(duì)中間軸四擋齒輪處進(jìn)行校核 ； nmm zm r n 97.75 cos2 4 29.2075 97.7547 191000390 2 1max rz zt f e n n09.196018.19cos29.2075cos 1 n ff n81.68118.19sin29.2075sin 2 n ff ；mma104mmb211104315 所以 011 . 0 3155514 . 3 101 . 23 6

41、421110409.1960 3 45 2222 1 eil baf fc 合格mmfc1 . 005 . 0 00368 . 0 3155514 . 3 101 . 23 6421110481.681 3 45 2222 2 eil baf fs 合格mmfs15 . 0 1 . 0 000052 . 0 5 . 4875514 . 3 101 . 23 6410421121110409.1960 3 45 1 eil ababf 合格rad002 . 0 mmnafmc24.7090810481.681 2 mmnafm s 36.20384910409.1960 1 4mmn z zt

42、t e n 57.157659 2 1max 2 3 222 3 37.16 32 32 mm n d mmm d m w m nsc ； 合格 2 400 mm n 4.3 對(duì)中間軸三擋齒輪進(jìn)行校核 ；n mm zm r n 18.60 cos2 6 4 80.2619 18.6047 191000390 42 1max rz zt f e n n84.243748.21cos80.2619cos 1 n ff nnff n 31.95948.21sin80.2619sin 2 ；mma129mmb186129315 所以 0136 . 0 3155714 . 3 101 . 23 6418

43、612984.2437 3 45 2222 1 eil baf fc 合格mmfc1 . 005 . 0 0054 . 0 3 22 2 eil baf fs 合格mmfs15 . 0 1 . 0 000032 . 0 3155714 . 3 101 . 23 6412918618612984.2437 3 45 1 eil ababf 合格rad002 . 0 mmnafmc24.7090810481.681 2 mmnafm s 36.20384910409.1960 1 mmn z zt t e n 57.157659 47 191000390 2 1max 2 3 222 3 /37.

44、16 32 32 mmn d mmm d m w m nsc ； 合格 2 400 mm n 4.4 對(duì)中間軸二擋齒輪處進(jìn)行校核 ；mm zm r n 47.44 cos2 8 nn rz zt f e n 3 . 3545 47.4447 191000390 2 1max n50.334818.19cos 3 . 3545cos 1 n ff nnff n 76.116418.19sin 3 . 3545sin 2 ；mma202mmb113202315 所以 017 . 0 3155714 . 3 101 . 23 64113202 5 . 3348 3 45 2222 1 eil baf

45、 fc 合格mmfc1 . 005 . 0 0059 . 0 3155714 . 3 101 . 23 6411320276.1164 3 45 2222 2 eil baf fs 合格mmfs15 . 0 1 . 0 000066 . 0 3155714 . 3 101 . 23 64113202113202 5 . 3348 3 45 1 eil ababf 合格rad002 . 0 mmnafmc52.23528120276.1164 2 mmnafm s 67639720250.3348 1 mmn z zt t e n 57.157659 2 1max 2 3 222 3 35.40

46、 32 32 mm n d mmm d m w m nsc ； 合格 2 400 mm n 4.5 對(duì)中間軸一檔擋齒輪處進(jìn)行校核 ； nmm zm r n 32 2 10 86.4926 3247 191000390 2 1max rz zt f e n n86.49260cos86.4926cos 1 n ff nnff n 00sin86.4926sin 2 ；mma246mmb69246315 所以 017 . 0 3155414 . 3 101 . 23 646924686.4926 3 45 2222 1 eil baf fc 合格mmfc1 . 005 . 0 0 3155414

47、. 3 101 . 23 692461010 3 45 2222 2 eil baf fs 合格mmfs15 . 0 1 . 0 000178 . 0 3155414 . 3 101 . 23 64692466924686.4926 3 45 1 eil baabf 合格rad002 . 0 mmnafmc0 2 mmnafm s 56.121200724686.4926 1 mmn z zt t e n 57.157659 2 1max 2 3 222 3 102.79 32 32 mm n d mmm d m w m nsc ； 合格 2 400 mm n 第五章 變速器各檔齒輪強(qiáng)度的校核

48、 5.1 齒輪彎曲應(yīng)力計(jì)算 直齒: 斜齒： tf w t fk k byp t w tn fk bk yp 式中:彎曲應(yīng)力（） w 2 /mmn k 齒寬系數(shù) c k 應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪 k =1.65 ， 斜齒輪 k =1.5 k 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪 k =1.1 從動(dòng)齒輪 k =0.9 fff k 重合度影響系數(shù)，k =2 y齒形系數(shù) 法面周節(jié) = tn p tn p n m 端面節(jié)圓 = t p t pm d分度圓直徑 圓周力 t f max 2 e t m f d 5.1.1 二軸一擋直齒輪校核 =0.9 b=20 =12.56 5 . 3m max 22 390 4.15 1

49、88 e t m f d f k t p y=0.11 =1.65k 2 /800400223 11 . 0 56.1220 9 . 065 . 1 15 . 4 mmn byp kkf t ft w 所以的彎曲強(qiáng)度合格 1 z 5.1.2 倒擋直齒輪校核 =0.9 b=20 =12.56 y=0.11 =1.655 . 3m f k t pk t13 390 2 12.19 64 f t11 390 2 7.8 100 f t12 390 2 7.5 104 f =n/mmn/mm 13 tf w t fk k byp 12.19 1.65 1.1 800.69 20 12.56 0.11

50、2 800400 2 =n/mmn/mm 11 tf w t fk k byp 7.8 1.65 0.9 419.19 20 12.56 0.11 2 800400 2 =n/mmn/mm 12 tf w t fk k byp 7.5 1.65 1.1 492.64 20 12.56 0.11 2 800400 2 所以倒檔的彎曲強(qiáng)度合格 5.1.3 二軸二擋斜齒輪校核 =1.5 b=25 y=0.11 =2mntt g 390 max 5 . 3 n mkk 2 390 5.06 154 t f 3.14 3.510.99 tnn pm = n/mmn/mm t w tn fk bk yp

51、1.5 5.06 125.69 25 10.99 0.11 2 2 250100 2 所以 z 的彎曲強(qiáng)度合格 9 5.1.4 二軸三擋斜齒輪校核 =1.5 b=25 mntt g 390 max 5 . 3 n mk y=0.11 2 k t 390 2 6.37 122.5 f 3.14 3.510.99 tnn pm =n/mmn/mm t w tn fk bk yp 1.5 6.37 158.01 25 10.99 0.11 2 2 250100 2 所以彎曲強(qiáng)度合格 5.1.5 二軸四擋斜齒輪校核 =1.5 b=25 mntt g 390 max 5 . 3 n mk y=0.11

52、2 k t 390 2 8.25 94.5 f 3.14 3.510.99 tnn pm =n/mmn/mm t w tn fk bk yp 1.5 8.25 204.83 25 10.99 0.11 2 2 250100 2 所以 z 的彎曲強(qiáng)度合格 5 5.1.6 二軸常嚙合斜齒輪校核 b=29.5 =1.5 mntt g 390 max 5 . 3 n mk y=0.11 2 k t 390 2 11.7 66.5 f 3.14 3.510.99 tnn pm =n/mmn/mm t w tn fk bk yp 1.5 11.7 246.06 29.5 10.99 0.11 2 2 25

53、0100 2 所以 z 的彎曲強(qiáng)度合格 3 5.1.7 中間軸一檔齒輪校核 m=4 b=20 =1.65 y=0.11 mntt g 390 max k 3.14 412.56 t pm t 390 2 12.19 64 f =n/mm nn/mm tf w t fk k byp 12.19 1.65 1.1 800.69 20 12.56 0.11 2 800400 2 所以彎曲強(qiáng)度合格 5.1.8 中間軸二檔齒輪校核 =3.5 b=25 =1.5 y=0.11 max 390 . g ttn m n mk =2k 3.14 3.510.99 tnn pm 2 390 9.29 84 t f

54、 9.29 1.5 230.43 25 10.99 0.11 2 t w tn fk bk yp 22 / 100250/n mmn mm 所以彎曲強(qiáng)度合格 5.1.9 中間軸三檔齒輪校核 =3.5 b=25 =1.5 y=0.11 =2 max 390 . g ttn m n mkk 3.14 3.510.99 tnn pm 2 390 6.96 112 t f 6.96 1.5 172.83 25 10.99 0.11 2 t w tn fk bk yp 22 / 100250/n mmn mm 所以彎曲強(qiáng)度合格 5.1.1.0 中間軸四檔齒輪校核 =3.5 b=25 =1.5 y=0.1

55、1 =2 max 390 . g ttn m n mkk 3.14 3.510.99 tnn pm 2 390 5.44 143.5 t f 5.44 1.5 134.89 25 10.99 0.11 2 t w tn fk bk yp 22 / 100250/n mmn mm 所以彎曲強(qiáng)度合格 5.1.1.1 中間軸常嚙合齒輪校核 =3.5 b=29.5 =1.5 y=0.11 =2 max 390 . g ttn m n mkk 3.14 3.510.99 tnn pm 2 390 4.74 164.5 t f 4.74 1.5 99.72 29.5 10.99 0.11 2 t w tn

56、 fk bk yp 22 / 100250/n mmn mm 所以彎曲強(qiáng)度合格 5.2 齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算 12 11 0.418() /cos bm j f e b 式中： 法面內(nèi)基圓切向力 bm f coscos t bm f f 端面內(nèi)分度圓切向力 t f 2 t m f d e齒輪材料的彈性模量，取 2.110 mpa 5 b齒輪接觸實(shí)際寬度 d節(jié)圓直徑 m計(jì)算轉(zhuǎn)矩 節(jié)圓壓力角 螺旋角 、主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 1 2 1 1 2 sin cos r 2 2 2 sin cos r 、主、被動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 1 r 2 r 另外，計(jì)算轉(zhuǎn)矩 m=時(shí)許用應(yīng)力為： 1 2 maxe m 常

57、嚙合齒輪：13001400 2 /n mm 一檔及倒檔齒輪：19002000 2 /n mm 5.2.1 二軸一擋直齒輪校核 2.072.07 2.2 coscoscos2010.94 t bm f f max 2390 2.07 188 e t mm f dd 10 10 2 sin32 sin20 10.94 cos1 r 9 9 2 sin94 sin20 32.15 cos1 r 5 12 112.2 2.1 1011 0.418()0.418()22.24 /cos2010.9432.15 j e b 2 20001900mmn j 所以接觸強(qiáng)度合格 jj 5.2.2 二軸二擋斜齒輪

58、校核 2.532.53 2.86 coscoscos20cos19.180.94 0.94 t bm f f max 2390 2.53 154 e t mm f dd 8 8 22 sin42 sin2042 0.34 16.16 coscos19.180.94 r 7 7 22 sin77 sin2077 0.34 29.63 coscos19.180.94 r mpe 5 101 . 2 5 2 12 112.86 2.1 1011 0.418()0.418()19.43/ /cos25/cos19.1816.1629.63 j e n mm b 2 20001900mmn j 所以接觸

59、強(qiáng)度合格 jj 5.2.3 二軸三擋斜齒輪 z 校核 7 max 2390 3.18 122.5 e t mm f dd 3.183.18 3.64 coscoscos20cos21.480.94 0.93 t bm f f 5 5 22 sin61.25 sin2061.25 0.34 24.08 coscos21.480.93 r 6 6 22 sin56 sin2056 0.34 22.01 coscos21.480.93 r mpe 5 101 . 2 5 2 12 113.64 2.1 1011 0.418()0.418()20.79/ /cos25/cos21.4824.0822.

60、01 j e n mm b 2 20001900mmn j 所以接觸強(qiáng)度合格 jj 5.2.4 二軸四擋斜齒輪 z 校核 5 max 2390 4.13 94.5 e t mm f dd 4.134.13 4.67 coscoscos20cos19.180.94 0.94 t bm f f 3 3 2 sin47.25 sin20 18.18 coscos19.18 r 4 4 2 sin71.25 sin20 27.61 coscos19.18 r mpe 5 101 . 2 5 2 12 114.67 2.1 1011 0.418()0.418()24.24/ /cos25/cos19.1