三軸六檔變速器結構設計【直接操縱手動換擋變速器】【說明書+CAD】

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畢業(yè)設計 第1章 緒　　論 1.1 課題的目的和意義 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，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(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。變速器若采用浮動式結構的齒輪軸，工作時會產生撓度。因此，一方面降低了輸出軸的剛性，另一方面造成了嚙合齒輪嚙合不良，致使齒輪強度降低，增加了運轉噪音，影響了整機的性能。 為了近一步提升后驅動變速器的性能，增加后驅轎車市場銷售份額，應該建立一個適應發(fā)動機排量為2.0升的后驅動變速器新平臺，以滿足車廠和用戶更高層次的要求。 設計方案力求實現： （1）變速器結構更加緊湊、合理，承載能力較大，滿足匹配發(fā)動機之所需； （2）選擋、換擋輕便、靈活、可靠； （3）同步器結構合理，性能穩(wěn)定，有利于換擋； （4）齒輪承載能力高，運轉噪音低，傳遞運動平穩(wěn)。 1.2課題研究的現狀 目前，國內外汽車變速器的發(fā)展十分迅速，普遍研究和采用電控自動變速器，這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車安全性。但是駕駛員失去了駕駛樂趣，不能更好的體驗駕駛所帶來的樂趣。機械式手動變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本低和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。在檔位的設置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時，6檔變速器的裝車率也在日益上升。變速器檔位數的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、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。 汽車變速器是汽車的重要部件之一，用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行使工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。變速器設有空檔，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動輪傳輸。變速器設有倒檔，使汽車獲得倒退行使能力。 汽車變速器技術的發(fā)展歷史： 手動變速器（MT：Manual Transmisson）主要采用了齒輪傳動的降速原理。變速器內有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換擋工作，也就是通過操縱機構使變速器內不同的齒輪副工作。 自動變速器（AT：Automatic Transmisson）是由液力變矩器，行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過液力變矩器和齒輪組合的方式來達到變速變矩。 AMT是在傳統(tǒng)干式離合器和手動齒輪變速器的基礎上改造而成，主要改變了手動換擋操縱部分。即在MT總體結構不變的情況下改用電子控制來實現自動換擋。 無級變速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又稱為連續(xù)變速式機械變速器。金屬帶式無級變速器主要包括主動輪組，從動輪組，金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動輪，從動輪和傳動帶來實現速比的無級變化，傳動帶一般用橡膠帶，金屬帶和金屬鏈等。 無限變速式機械無級變速器（IVT：Infinitely Variable Transmisson）采用的是一種摩擦板式變速原理。IVT的核心部分由輸入傳動盤，輸出傳動盤和Variator傳動盤組成。它們之間的接觸點以潤滑油作介質，金屬之間不接觸，通過改變Variator裝置的角度變化而實現傳動比的連續(xù)而無限的變化。 1.3 變速器的設計思想 根據發(fā)動機匹配的轎車的基本參數，及發(fā)動機的基本參數，設計能夠匹配各項的新型后驅動變速器。 新型后驅動變速器應滿足： （1）發(fā)動機排量2.0升； （2）六個前進擋，一個倒檔； （3）輸入、輸出軸保證兩點支承； （4）采用同步器，保證可靠平穩(wěn)換擋； （5）齒輪、軸及軸承滿足使用要求。 1.4 研究的主要工作內容 中間軸式變速器主要用于后輪驅動變速器，所以，根據實際汽車發(fā)動機匹配所需，本文計劃對適用于后驅動發(fā)動機固定中間軸式變速器作為總的布置方案。 1.確定合適的布置結構 變速器中各檔齒輪按照檔位先后順序在軸上排列；各檔的換擋方式；齒輪與軸的配套方案；軸承支承位置等結構。 2.進行主要參數的選擇 確定變速器的檔位數；各檔傳動比；中心距；軸向長度等。 3.進行主要零部件及其他結構的設計 齒輪參數；各檔齒輪齒數分配；輪齒強度計算；軸的設計及校核；軸承的設計及校核；同步器主要參數的選??；操縱機構的設計等。 4.繪制圖紙 根據設計方案，通過CAD完成裝配圖及零件圖的繪制。 第2章 變速器設計的總體方案 變速器是汽車傳動系的重要組成部分，是連接發(fā)動機和整車之間的一個動力總成，起到將發(fā)動機的動力通過轉換傳到整車，以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動機的主要參數對變速器的總體方案均產生較大影響。 2.1 設計依據 隨著消費者對汽車安全性、舒適性、經濟性和動力性需求的提高，汽車的技術含量不斷提高，機械式手動變速器具有結構簡單、傳動效率高、制造成本底和工作可靠，具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點，故在不同形式的汽車上得到廣泛應用。在檔位的設置方面，國外對其操縱的方便性和檔位數等方面的要求愈來愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢。同時，6檔變速器的裝車率也在日益上升。變速器檔位數的增多可提高發(fā)動機的功率利用率、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。設計新型后驅動變速器以使變速器結構更加緊湊、合理、承載能力強。 選擇車型為BMW 320i 2.0 典雅型轎車進行設計，基本性能參數如表2.1。 表2.1 基本性能參數 發(fā)動機參數 排量(L) 2.0 最大功率(km) 110(6200r/min) 最大扭矩(N·m) 200(3600r/min) 底盤參數 驅動方式 后輪驅動 輪胎規(guī)格 205/55 R16 整車尺寸及質量 長*寬*高(mm) 4520*1817*1421 軸距(mm) 2760 總質量(kg) 3000 整備質量(kg) 1425 整車性能參數 最高車速(km/h) 220 最大爬坡度 30% 注：其中，205/55 R16表示輪胎斷面寬B=205，扁平比H/B=55,輪輞直徑16in=406.4mm。 故車輪滾動半徑近似等于輪胎半徑，為r=(406.4+205*0.55)/2=315.95mm。 2.2傳動機構布置方案分析 變速器由變速器傳動機構和操縱機構組成。變速傳動機構可按前進檔數或軸的不同分類，分為固定軸式和旋轉軸式兩大類，而前者又分為兩軸式，中間軸式和多中間軸式變速器等。 2.2.1兩軸式和中間軸式變速器 現代汽車大多數都采用固定軸式變速器，而兩軸式和中間軸式應用最為廣泛。其中，兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置前輪驅動的汽車上。中間軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車和發(fā)動機后置后輪驅動的客車上。在設計時，究竟采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，還要考慮以下幾個方面： 與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數少，所以有結構簡單，輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點，此外，各中間檔位因只經一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高，同時噪聲也低。因兩軸式變速器不能設置直接檔，所以在高檔工作是齒輪和軸承均承載，不僅工作噪聲增大，且易損壞。還有，受結構限制，兩軸式變速器的一檔速比不可能設計的很大。對于前進檔，兩軸式變速器輸入軸的轉動方向與輸出軸的轉動方向相反；而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉動方向相同。 中間軸式變速器可以設置直接檔，在使用直接檔時，變速器的齒輪和軸承及軸承均不承載，發(fā)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。因為直接檔的利用率高于其他檔位，因而提高了變速器的使用壽命。在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。對于本設計，采用如圖2.1所示的傳動方案。 圖2.1　中間軸式變速器傳動方案 2.2.2倒檔的形式和布置方案 圖2.2為常見的布置方案。圖2.2（a）方案廣泛用于前進檔都是同步器換檔的四檔轎車和輕型貨車變速器中；圖2.2（b）方案的優(yōu)點是可以利用中間軸上的1檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時兩對齒輪必須同時嚙合，致使換檔困難，某些輕型貨車四檔變速器采用這種方案；圖2.2（c）方案能獲得較大的倒檔速比，突出的缺點是換檔程序不合理；圖2.2（d）方案針對前者的缺點作了修改，因而在貨車變速器中取代了圖2.2（c）方案；圖2.2（e）方案中，將中間軸上的一檔和倒檔齒輪做成一體，其齒寬加大，因而縮短了一些長度；圖2.2（f）方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便；為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車采用圖2.2（g）方案，其缺點是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。后述五種方案可供五檔變速器的選擇：本次設計中采用中間軸式變速器，圖2.2（f）瑣事得到當布置方案。 圖2.2　倒檔布置方案 2.3 變速器基本參數的確定 2.3.1 擋數的確定 擋數的設置與整車的動力性和經濟性有關。就動力性而言，增加變速器的擋數，能夠增加發(fā)動機發(fā)揮最大功率附近高功率的機會，提高了整車的加速與爬坡能力。就燃油經濟性而言，擋數多，增加了發(fā)動機在低油耗區(qū)工作的可能性，降低油耗。所以擋數設置為六檔。 2.3.2 傳動比的確定 1、主減速器傳動比的確定 發(fā)動機轉速與汽車行駛速度之間的關系式為： （2.1） 式中： ——汽車行駛速度（km/h）； ——發(fā)動機轉速（r/min）； ——車輪滾動半徑（m）； ——變速器直接檔傳動比； ——主減速器傳動比。 已知：最高車速==220km/h；最高檔為超速檔，傳動比=1；車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格205/55R16得到=315.95(mm)；發(fā)動機轉速==6200（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比： I0=3.35 2、最低檔傳動比計算 按最大爬坡度設計，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時，驅動力應大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）[13]。用公式表示如下： （2.2） 式中： G ——車輛總重量(N)； ——坡道面滾動阻力系數(對瀝青路面μ=0.01~0.02)； ——發(fā)動機最大扭矩(N·m)； ——主減速器傳動比； ——變速器傳動比； ——為傳動效率（0.85~0.9）； R ——車輪滾動半徑； ——最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約） 由公式（3.2）得： （2.3） 已知：m=3000kg；；；r=0.32m； N·m；； g=9.8m/s2；，把以上數據代入（3.3）式： ig≥4.76 滿足不產生滑轉條件。即用一檔發(fā)出最大驅動力時，驅動輪不產生滑轉現象。公式表示如下： （2.4） 式中： ——驅動輪的地面法向反力，； ——驅動輪與地面間的附著系數；對混凝土或瀝青路面可取0.5~0.6之間。 已知：kg；取0.55，把數據代入（3.4）式得： 所以，初選一檔傳動比為5.0。 3、變速器各檔速比的配置 按等比級數分配其它各檔傳動比，即： 2.3.3 中心距的選擇 初選中心距可根據經驗公式計算： （2.5） 式中： A ——變速器中心距（mm）； ——中心距系數，乘用車=8.9~9.3； ——發(fā)動機最大輸出轉距為200（N·m）； ——變速器一檔傳動比為5.0； ——變速器傳動效率，取96%。 8.9=87.79mm 取A=90mm。 2.3.4 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可以根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數、換檔機構形式以及齒輪形式。 乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用： ； 第3章 主要零部件的設計及計算 3.1 齒輪的設計及校核 3.1.1 齒輪參數確定及各擋齒輪齒數分配 1.模數m 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。對于乘用車為了減少噪聲應合理減小模數，乘用車和總質量在的貨車為，取。 2.壓力角 國家規(guī)定的標準壓力角為，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為。 3.螺旋角 選取斜齒輪的螺旋角，應該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強度和軸向力有影響。螺旋角應選擇適宜，太小時發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大又會使軸向力過大。轎車變速器齒輪應采用較大螺旋角以提高運轉平穩(wěn)性，降低噪聲。 乘用車中間軸式變速器為，選。 4.齒寬b 齒寬的選擇既要考慮變速器的質量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強度及工作平穩(wěn)性的要求，通常是根據齒輪模數來確定齒寬b。，其中為齒寬系數。變速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪；常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪。 5.齒頂高系數 齒頂高系數對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。一般齒輪的齒頂高系數，為一般汽車變速器齒輪所采用。 6.各擋齒輪齒數的分配 分配齒數時應注意的是，各擋齒輪的齒數比應該盡可能不是整數，以使齒面磨損均勻。 （1）確定一擋齒輪的齒數 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)，采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和湊配中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 一擋齒輪參數如表3.1。 表3.1 一擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 端面壓力角 2 分度圓直徑 3 齒頂高 4 齒根高 5 齒頂圓直徑 6 齒根圓直徑 7 當量齒數 8 齒寬 由于一擋采用斜齒輪傳動，所以齒數和，圓整后得齒數和為66，修正后得。 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，； 故總變位系數，即為高度變位。 查得：。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。 （2）對中心距進行修正 因為計算齒輪和后，經過取整數使中心距有了變化，所以應根據取定的重新計算中心距A作為各擋齒輪齒數分配的依據。。 由一擋傳動比求出常嚙合傳動齒輪的齒數比： （3.1） 而常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即： （3.2） 由公式（3.1）（3.2）得：。 核算=3.27，與前相差較小，故由（3.2）式得：齒輪1、2精確的螺旋角。 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，故，角度變位。 查得。 （3）確定常嚙合傳動齒輪副的齒數見表3.2 表3.2 常嚙合齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 2 齒頂高 3 齒根高 4 齒頂圓直徑 5 齒根圓直徑 6 當量齒數 7 齒寬 （4）確定其他各擋的齒數二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪不同，由得： （3.3） 而 （3.4）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關系式： （3.5） 聯解上述三個方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.3）（3.4）求出。 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，故，正角度變位。 查得。 二擋齒輪基本參數見表3.3 表3.3 二擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 同理：三擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，故，正角度變位。 查得。 三擋齒輪基本參數見表3.4 表3.4 三擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 同理：四擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，故，負角度變位。 查得。 四擋齒輪基本參數見表3.5 表3.5 四擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 五擋齒輪基本參數見表3.6 表3.6 五擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 理論中心距 2 中心距變動系數 3 齒頂降低系數 4 分度圓直徑 5 齒頂高 6 齒根高 7 齒頂圓直徑 8 齒根圓直徑 9 當量齒數 10 齒寬 同理：五擋齒輪，近似滿足軸向力平衡關系。 湊配中心距； 斜齒端面模數； 嚙合角，故。 查得。 （5）。倒擋齒輪基本參數見表3.6 表3.6倒擋齒輪基本參數 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 2 齒頂高 3 齒根高 4 齒頂圓直徑 5 齒根圓直徑 6 基圓直徑 7 齒寬 序號 計算項目 計算公式 1 分度圓直徑 2 齒頂高 3 齒根高 4 齒頂圓直徑 5 齒根圓直徑 6 基圓直徑 7 齒寬 確定倒擋齒輪齒數倒擋齒輪選用的模數往往與一擋相近。倒擋齒輪的齒數，一般在21~23之間，初選，計算出輸入軸與倒擋軸的中心距。 設 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產生運動干涉，齒輪13和14的齒頂圓之間應保持有0.5mm以上的間隙，故取，滿足輸入軸與中間軸的距離。假設當齒輪13和14嚙合時，中心距，且。故倒擋軸與中間軸的中心距，。 根據中心距求嚙合角：，故，高度變位。查得 3.1.2 輪齒強度計算 變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復載荷作用下，齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的極少，而后者出現的多些[3]。變速器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。 齒面點蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點蝕使齒形誤差加大而產生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重；主動小齒輪較被動大齒輪嚴重。 1.輪齒彎曲強度計算 （1）直齒輪彎曲應力 （3.6） 式中：——計算載荷（N·mm）； ——應力集中系數，可近似取=1.65； ——摩擦力影響系數，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； ——齒寬系數； y——齒形系數。 倒擋主動輪14，查手冊得y=0.172，代（3.6）得； 倒擋傳動齒輪15，查手冊得y=0.176，代入（3.6）得； 倒擋從動輪13，查手冊得y=0.174，代入（3.6）得； 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應力在400~850Mpa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應力應取下限。 故<[ ]，彎曲強度足夠。 （2）斜齒輪彎曲應力 （3.7） 式中：——計算載荷（N·mm）； ——斜齒輪螺旋角； ——應力集中系數，可近似取=1.50； Z——齒數； ——法向模數（mm）； y——齒形系數，可按當量齒數在圖中查得； ——齒寬系數； ——重合度影響系數，=2.0。 一擋齒輪12，查圖得y=0.162，代入（3.7）得=291.81Mpa； 一擋齒輪11，查圖得y=0.138，代入（3.7）得=118.85Mpa； 二擋齒輪10，查圖得y=0.191，代入（3.7）得=158.26Mpa； 二擋齒輪9，查圖得y=0.175，代入（3.7）得=101.91Mpa； 三擋齒輪8，查圖得y=0.182，代入（3.7）得=166.27Mpa； 三擋齒輪7，查圖得y=0.174，代入（3.7）得=115.94Mpa； 四擋齒輪6，查圖得y=0.178，代入（3.7）得=142.76Mpa； 四擋齒輪5，查圖得y=0.173，代入（3.7）得=131.01Mpa； 五擋齒輪4，查圖得y=0.176，代入（3.7）得=120.16Mpa； 五擋齒輪3，查圖得y=0.172，代入（3.7）得=157.27Mpa； 常嚙合齒輪2，查圖得y=0.142，代入（3.7）得=136.21Mpa； 常嚙合齒輪1，查圖得y=0.148，代入（3.7）得=219.56Mpa； 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180~350Mpa范圍，所有斜齒輪滿足<[ ]，故彎曲強度足夠。 2.輪齒接觸應力計算 （3.8） 式中：——輪齒的接觸應力（Mpa）； F——齒面上的法向力（N）， ； ——圓周力（N），； ——計算載荷（N·mm）； d——節(jié)圓直徑（mm）； ——節(jié)點處壓力角； ——齒輪螺旋角； E——齒輪材料的彈性模量，合金鋼取E=； b——齒輪接觸的實際寬度（mm）； 、——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；、為主、從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。 將上述有關參數代入式（3.8），并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計算載荷時，得出： 一擋接觸應力； 二擋接觸應力； 三擋接觸應力； 四擋接觸應力； 五擋接觸應力 常嚙合接觸應力； 倒擋接觸應力（齒輪14主動，15從動）； （齒輪15主動，13從動）； 對于滲碳齒輪變速器齒輪的許用接觸應力[]，一擋和倒擋 []=1900~2000Mpa，常嚙合齒輪和高擋[]=1300~1400Mpa。故所有齒輪滿足 <[ ]，接觸強度足夠。 3.1.3 變速器齒輪的材料及熱處理 變速器齒輪多數采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 國內汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC，心部硬度為33~48HRC。 淬火的目的是大幅度提高鋼的強度、硬度、耐磨性、疲勞強度以及韌性等，從而滿足各種機械零件和工具的不同使用要求?；鼗鸬淖饔迷谟谔岣呓M織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內應力，以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調整鋼鐵的力學性能以滿足使用要求。 3.2 軸的設計及校核 3.2.1初選軸的直徑 軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調，變速器軸的最大直徑與支承間的距離可按下列關系式初選 對于二軸式: = 0.18～0.21 （3.9） 中間軸式變速器第二軸與中間軸的最大直徑d==可根據中心距A(mm)按下式初選: d≈(0.45～0.60)A （3.10） 第一軸花鍵部分直徑可根據發(fā)動機最大轉矩按下式初選 d≈(4～4.6) （3.11） 初選的軸徑還需根據變速器的結構布置和軸承與花鍵，彈性檔圈等標準以及軸的剛度與強度驗算結果進行修正［2］。經過計算得： 第一軸花鍵部分直徑： d=26mm 中間軸的最大直徑： =40mm 支承間的距離： =224mm 第二軸的的最大直徑： =40mm 支承間的距離： =192mm 3.2.2軸的剛度計算 對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，如圖3.1所示，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。 (a)軸在垂直面內的變形 (b)軸在水平面內的變形 圖3.1　變速器軸的變形示意簡圖 軸的撓度和轉角可按《材料力學》的有關公式計算。計算時，僅計算齒輪所在位置處軸的撓度和轉角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點近，負荷又小，通常撓度不大，故可以不必計算。變速器齒輪在軸上的位置如圖3.2所示時，若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為，可分別用下式計算 （3.12） （3.13） （3.14） 式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； ——為齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； ——彈性模量（MPa），=2.1×105 MPa； ——慣性矩（mm4），對于實心軸，； ——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 圖3.2　變速器軸的撓度和轉角 軸的全撓度為 mm （3.15） 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad［3］。 1、第一軸的剛度 ==17101.33N ==6765.36 N 變速器工作時，，， ==0.02mm＜ ==0.05mm＜ ===0.05mm＜[] ==0.00003rad＜[] 2、中間軸的剛度 （1）一檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力及軸向力，可按下式求出： ===52631.58N ===20821.28N ===24736.84N 一檔工作時，，， ==0.08mm≤ ==0.003 mm≤ ===0.08mm＜[] ==0.0005rad＜[] （2）二檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出： ===33000N ===13054.95N 二檔工作時，，， ==0.037mm≤ ==0.094mm≤ ===0.10mm＜[] ==0.00002rad＜[] （3）三檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出： ===26300N ===3422.3N 三檔工作時，，， ==0.023mm≤ ==0.073mm≤ ===0.077mm＜[] ==0.00027rad＜[] （4）四檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出： ===19000N ===7516.48N 四檔工作時，，， ==0.030mm≤ ==0.074mm≤ ===0.080mm＜[] ==0.00009rad＜[] （5）五檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力及軸向力，可按下式求出： ===14526.32N ===5746.68N ===6827.37N 一檔工作時，，， ==0.017mm≤ ==0.043 mm≤ ===0.05mm＜[] ==0.0002rad＜[] （6）倒檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出： ===65866.66N ===26057.14N 倒檔工作時，，， ==0.090mm≤ ==0.032mm≤ ===0.09mm＜[] ==0.00002rad＜[] 3、第二軸的剛度 （1）一檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力及軸向力，可按下式求出： ===71428.57N ===28257.46N ===33571.43N 一檔工作時，，， ==0.06mm≤ ==0.041 mm≤ ===0.072mm＜[] ==0.0015rad＜[] （2）二檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出： ===41485.71N ===16411.93N 二檔工作時，，， ==0.05mm≤ ==0.13mm≤ ===0.14mm＜[] ==0.0001rad＜[] （3）三檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出： ===30057.14N ===11890.74N 三檔工作時，，， ==0.047mm≤ ==0.10mm≤ ===0.11mm＜[] ==0.00048rad＜[] （4）四檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出： ===25333.33N ===10021.98N 四檔工作時，，， ==0.036mm≤ ==0.028mm≤ ===0.046mm＜[] ==0.00043rad＜[] （5）五檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力及軸向力，可按下式求出： ===19714.29N ===7799.06N ===9265.72N 一檔工作時，，， ==0.01mm≤ ==0.026 mm≤ ===0.028mm＜[] ==0.00036rad＜[] （6）倒檔工作時的剛度 計算用的齒輪嚙合的圓周力，徑向力，可按下式求出： ===89818.18N ===35532.47N 倒檔工作時，，， ==0.075mm≤ ==0.14mm≤ ===0.16mm＜[] ==0.0036rad＜[] 3.2.3 軸的強度計算 作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內彎曲變形。在求取支點的水平垂直面內的支反力之后，計算相應的彎矩、。軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為 == （3.16） 式中 M——合成彎矩，（N·mm）； d——軸的直徑（mm），花鍵處取內徑； W——抗彎截面系數（mm)。 在低檔工作時，[]≤400MPa。 除此之外，對軸上的花鍵，應驗算齒面的擠壓應力。 變速器的軸用與齒輪相同的材料制造。 1、第一軸強度校核 第一軸一檔工作時強度校核： =22045.5N，=8716.8N， =9357.7N, ,,. 求H面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖3.3（a）所示，則 += （3.17） = （3.18） 由式（3.17）和式（3.18）可得：=-960.8N，=6966.1N，=-192.16N·m。 （a）第一軸水平方向受力圖 （b）第一軸垂直方向受力圖 圖3.3　第一軸受力圖 求V面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖3.4（b）所示，則 += （3.19） += （3.20） 由式（3.19）和式（3.20）可得：=96.5N，=2384.7N，=93.21N·m （3.21） = =281.9N·m ===106.4＜[] （3.22） （a）第一軸水平彎矩圖 （b）第一軸垂直彎矩圖 圖3.4　第一軸彎矩圖 2、中間軸強度校核 中間軸一檔工作時強度校核： =22045.5N，=8716.8N， =9357.7N , 求H面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖3.5（a）所示，則 += （3.23） = （3.24） 由式（3.23）和式（3.24）可得：=6298.7N，=15746.8N，=1007.79N·m 求V面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖3.5（b）所示，則 += （3.25） =+ （3.26） 由式（3.25）和式（3.26）可得：=3648.1N，=5068.7N，=583.70N·m = =1179.07N·m ===181.88＜[] （a）中間軸水平方向受力圖 （b）中間軸垂直方向受力圖 圖3.5中間軸受力圖 彎矩圖如圖3.6所示： （a）中間軸水平彎矩圖 （b）中間軸垂直彎矩圖 圖3.6　中間軸彎矩圖 3、第二軸強度校核 第二軸一檔工作時強度校核： =11713.9N，=4631.7N， =4972.2N，， 求H面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖3.8（a）所示，則 += （3.27） = （3.28） 由式（4.23）和式（4.24）可得：=3904.6N，=7809.3N，=499.79N·m 求V面內支反力、和彎矩 輸出軸受力如圖4.8（b）所示，則 += （3.29） =+ （3.30） 由式（3.29）和式（3.30）可得：=2894.4N，=1737.3N，=370.48N·m = =648.77N·m ===120.5＜[] （a）第二軸水平方向 （b）第二軸垂直方向受力圖 圖3.7　第二軸受力圖 （a）第二軸水平彎矩圖 （b）第二軸垂直彎矩圖 圖3.8　第二軸彎矩圖 第4章 同步器的選擇 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換擋的缺點，現已不用。得到廣泛應用的是慣性式同步器。 4.1 慣性式同步器 慣性式同步器能做到換擋時，在兩換擋元件之間的角速度達到完全相等之前不允許換擋，因而能很好地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(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結構不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。 4.1.1 鎖環(huán)式同步器的結構 如圖4.1所示，鎖環(huán)示同步器的結構特點是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑快壓向嚙合套。在不換擋的中間位置，滑快凸起部分嵌入嚙合套中部的內環(huán)槽中，使同步器用來換擋的零件保持在中立位置上?；靸啥松烊腈i環(huán)缺口內，而缺口的尺寸要比滑快寬一個接合齒。 圖4.1　鎖環(huán)式同步器 1、4-鎖環(huán)；2-滑塊；3-彈簧圈；5、8-齒輪；6-嚙合套座；7-嚙合套 4.1.2鎖環(huán)式同步器的工作原理 換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動滑快和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差△，致使在錐面上有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并由滑快予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸，使嚙合套的移動受阻，同步器處在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段工作至此已完成。換檔哪個力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成了換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，嚙合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成換檔。 鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質量不大的貨車變速器中。 4.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 接近尺寸，同步器換擋第一階段中間，在滑塊側面壓在鎖環(huán)缺口側邊的同時，且嚙合套相對滑塊作軸向移動前，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離，稱為接近尺寸。尺寸應大于零，取=0.2～0.3mm。 分度尺寸，滑塊側面與鎖環(huán)缺口側邊接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離，稱為分度尺寸。尺寸應等于1/4接合齒齒距。 尺寸和是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸，應予以控制。 滑塊轉動距離，滑塊在鎖環(huán)缺口內的轉動距離影響分度尺寸?；瑝K寬度、滑塊轉動距離與缺口寬度尺寸之間的關系如下 （4.1） 滑塊轉動距離與接合齒齒距的關系如下 （4.2） 式中 —滑塊軸向移動后的外半徑（即鎖環(huán)缺口外半徑）； —接合齒分度圓半徑。 滑塊端隙，滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙，同時，嚙合套端面與鎖環(huán)端面之間的間隙為，要求＞。若＜，則換擋時，在摩擦錐面尚未接觸時，嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置，即接近尺寸＜0，此刻因鎖環(huán)浮動，摩擦面處無摩擦力矩作用，致使嚙合套可以通過同步環(huán)，而使同步器失去鎖止作用。為保證＞0，應使＞，通常取=0.5mm左右。 鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應留有間隙，并可稱之為后備行程。 預留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會因摩擦而磨損，并在下來的換擋時，鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動。隨著磨損的增加，這種移動量也逐漸增多，導致間隙逐漸減少，直至為零；此后，兩摩擦錐面間會在這種狀態(tài)下出現間隙和失去摩擦力矩。而此刻，若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達到許用磨損的范圍，同步器也會因失去摩擦力矩而不能實現鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋，故屬于因設計不當而影響同步器壽命。一般應去=1.2～2.0mm。 在空擋位置，鎖環(huán)錐面的軸向間隙應保持在0.2～0.5mm。 4.2主要參數的確定 4.2.1摩擦因數f 汽車在行駛過程中換檔，特別是在高檔區(qū)換檔次數較多，意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩，又要求用摩擦因數大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面，同步器在油中工作，使摩擦因數減小，這就為設計工作帶來困難。 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、潤滑油種類和溫度等因數有關。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。對錐面的表面粗糙度要求較高，用來保證在使用過程中摩擦因數變化小。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。 同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造，如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短已遭淘汰。 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0.1。 摩擦因數對換擋齒輪和軸的角速度能迅速達到相同有重要作用。摩擦因數大，則換擋省力或縮短同步時間；摩擦因數小則反之，甚至失去同步作用。為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數。 4.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定 1、同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。實驗還證明：螺紋的齒頂寬對的影響很大，隨齒頂的磨損而降低，換擋費力，故齒頂寬不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存在于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。 2、錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產生自鎖現象，避免自鎖的條件是。一般取=6°～8°。=6°時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7°時就很少出現咬住現象。 3、摩擦錐面平均半徑 設計得越大，則摩擦力矩越大。往往受結構限制，包括變速器中心距及相關零件的尺寸和布置的限制，以及取大以后還會影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將取大些。 4、錐面工作長度b 縮短錐面長度，可使變速器的軸向長度縮短，但同時也減小了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據下式計算確定 （4.3） 式中 ——摩擦面的許用壓力，對黃銅與鋼的摩擦副，=1.0～1.5MPa； Mm——摩擦力矩； ——摩擦因數； ——摩擦錐面的平均半徑。 上式中面積是假定在沒有螺紋槽的條件下進行計算的。 5、同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度受結構布置上的限制，包括變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，這能提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬（厚約0.3～0.5），使其摩擦因數在鋼與銅合金的摩擦副范圍內，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚0.07～0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2～3倍。以鋼質為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。 4.2.3鎖止角 鎖止角選取得正確，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。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26°～42°。 4.2.4同步時間 同步器工作時，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。軸向力大、則同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下述范圍選?。簩Τ擞密囎兯倨鳎邫n取0.15～0.30s，低檔取0.50～0.80s；對貨車變速器，高檔取0.30～0.80s，低檔取1.00～0.50s。 4.2.5轉動慣量的計算 換擋過程中依據同步器改變轉速的零件，統(tǒng)稱為輸入端零件，它包括第一軸及離合器的從動盤、中間軸及其上的齒輪、與中間軸上齒輪向嚙合的第二軸上的常嚙合齒輪。其轉動慣量的計算是：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，并按數學公式合成求出轉動慣量值［3］。 第5章 變速器操縱機構的選擇和箱體設計原則 5.1變速器操縱機構的選擇 根據汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機構完成選檔和實現換檔或退到空檔。 變速器操縱機構應當滿足如下主要要求：換檔時只能掛入一個檔位，換檔后應使齒輪在全齒長上嚙合，防止自動脫檔或自動掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。 用于機械式變速器的操縱機構，常見的是由變速桿、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、換擋或推到空擋工作，稱為手動換擋變速器。 變速器操縱機構可分為直接操縱手動換檔變速器，遠距離操縱手動換檔變速器和電控自動換檔變速器。 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，