汽车变速器设计

轻型汽车变速器总成设计轻型汽车变速器设计1.变速器的功用与设计要求2.结构方案分析3.操纵方案分析4.主要参数计算5.齿轮参数计算6.材料选择和热处理7.强度校和8.轴的设计计算9.轴承的选择和设计计算一、变速器的功用与设计要求1.变速器的功用变速器是用于改变发动机传到驱动轮上的转矩及转速，目的是在起步、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。变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。变速器还设有倒档，使汽车获得倒退行驶能力。需要时，变速器还有动力输出功能。因此，变速器的性能直接影响汽车的动力性和经济性。一、变速器的功用与设计要求•2.设计相关要求设计依据：1.主减速传动比：4.52.最高车速≥140km/h3.轮胎型号225/65R174.最大扭矩：190N.m/40005.最大功率：90kw/4300任务要求1．确定变速器的结构型式2．变速器基本参数选择。3．各挡齿轮的设计计算4．主要零件的强度校核5．设计图面要求：总成图，零件图6．编写设计计算说明书二、结构方案分析1.变速器结构分析与形式选择根据轴的形式固定轴式两轴式变速器三轴式变速器多轴式变速器固定轴式旋转轴式种类无极式变速器有极式变速器综合式变速器2.变速器结构分析轿车档数传动比3~4轻型货车传动比5~8越野车与牵引车10~20有极变速器通常具有3、4、5个前进档多档变速器多达6~16个多于5个前进档，操纵机构会更复杂或加独立操纵机构。选择5个前进档一个倒档的形式3.换挡结构形式的选择滑动齿轮换挡啮合套换挡同步器换挡4.倒档形式布置方案为常见的倒挡布置方案。图b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图c方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图d方案对3-5c的缺点做了修改。图e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。三、变速器操纵机构方案分析1.变速器操纵机构的要求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档和是按换挡或推到空挡的工作。操纵机构满足以下要求（1）换挡时只能挂入一个档位（2）换档后应使齿轮在全齿上啮合（3）防止自动脱档或自动换挡（4）防止误挂倒档（5）换挡轻便2.传动路线Ⅰ档：一轴→1→2→中间轴→10→9→9、11同步器→二轴→输出Ⅱ档：一轴→1→2→中间轴→8→7→5、7同步器→二轴→输出Ⅲ档：一轴→1→2→中间轴→6→5→5、7同步器→二轴→输出Ⅳ档：一轴→1→1、3同步器→二轴→输出Ⅴ档：一轴→1→2→中间轴→4→3→1、3同步器→二轴→输出R档：一轴→1→2→中间轴→12→13→9、11同步器→二轴→输出四、变速器主要参数设计计算44.50max1TgiTermgi1、1档传动比的初步选择选择1档传动比为3.82、利用等比级数公式得出各档传动比公比，随后初步计算出各传动比95.2)sincos(maxmaxmax1ogiTerfmgi56.14minmaxiiq一档二档三档四档五档倒档3.82.441.5610.733.713、初步计算中心距80kA3Imax3mggeAAziTKTax五、齿轮参数的设计计算1．模数的选取齿轮模数选取的一般原则：1）为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；2）为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；3）从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数；4）从强度方面考虑，各挡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。所选模数值应符合国家标准的规定。变速器齿轮模数范围大致如下：微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车2.25～2.752.75～3.003.5～4.54.5～6.078.210/3maxenTKm91.210/7.031maxggeiTm取斜齿轮法面模数为3直齿轮模数为32．压力角α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。3．螺旋角β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。试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低挡齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。斜齿轮螺旋角选用范围：轿车变速器：两轴式为20°～25°中间轴式为22°～34°货车变速器：18°～26°根据经验取螺旋角242,1224,3226,5228,72210,94．齿宽b齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度等均有影响。选用较小的齿宽可以缩短变速器的轴向尺寸和减小质量。但齿宽减少使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数m（mn）的大小来选定齿宽b：直齿：b=Kcm，Kc为齿宽系数，取为4.5～8.0斜齿：b=Kcmn，Kc取为6.0～8.5啮合套或同步器接合齿的工作宽度初选时可取为（2～4）mm。第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数Kc可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。5、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。已下五四挡变速器为例，说明分配齿数的方法。1．确定一挡齿轮的齿数一挡传动比如果z9和z10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计算后取zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。五挡变速器传动方案101921zzzzinhhmAZmAZcos22斜齿直齿6．对中心距A进行修正因为计算齿数和zh后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的zh和齿轮变位系数重新计算中心距A，再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的依据。7．确定常啮合传动齿轮副的齿数求出常啮合传动齿轮的传动比常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即求出Z1和Z2进行对传动比和螺旋角进行修正cos2)(21zzmAn81cos2)(109zzmAn910112zzizzgnmAzz2cos2)(218．确定其它各挡的齿数若二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同时，则得解两方程式求出z5、z6。用取整数后的z5、z6计算中心距，若与中心距A有偏差，通过齿轮变位来调整。二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合轮的不同时，得61522zzzzi2)(65zzmA21265zzizz6,565cos2)(zzmAn)1(tantan6521262zzzzz此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式（3-9）联解上述三个方程式，可求出z5、z6和三个参数。但解此方程组比较麻烦，可采用比较方便的试凑法。其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。对修正传动比与初选传动比进行检验同时对螺旋角进行修正6,505.0%100)/(%1'11gggiiii9．确定倒挡齿轮齿数倒档齿轮的模数往往与一档相同，为保证中间轴倒档齿轮不发生根切，初选Z12=17.倒档齿轮一般在21-23之间选择。初选Z13=22根据中间轴和输出轴的中心距A=81求得Z11=31修正倒档传动比为3.9为了防止干涉，齿轮11与齿轮12的齿顶圆间应保持0.5以上的间隙。中心轴与倒档轴之间的中心距A1=m*（Z12+Z13）/2=58.5取59倒档轴与第二轴之间的中心距A2=m*（Z11+Z13）/2=84A1+A2=14381ADD25.02121110.变位系数的计算采用变位齿轮的原因：1）配凑中心距；2）提高齿轮的强度和使用寿命；3）降低齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类：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。高度变位可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度接近的程度。角度变位系数之和不等于零。角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标，故采用得较多。变位系数的选择原则：1）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。2）对于低挡齿轮，为提高小齿轮的齿根强度，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。3）总变位系数越小，齿轮齿根抗弯强度越低。但易于吸收冲击振动，噪声要小一些。为了降低噪声，对于变速器中除去一、二挡以外的其它各挡齿轮的总变位系数要选用较小一些的数值。一般情况下，随着挡位的降低，总变位系数应该逐挡增大。一、二挡和倒挡齿轮，应该选用较大的值。六、齿轮材料的选择和热处理汽车变速器工作条件比较复杂，经常在动载荷及过载的复杂情况下工作，齿轮的破坏形式只要是由接触疲劳引起的点蚀，应弯曲疲劳负荷和冲击负荷造成的齿根折断以及齿面的磨损和换挡齿轮齿段的磨损，所以对齿轮在耐磨性，疲劳强度冲击韧性等方面要求较高。参考同类车型变速器，此变速器齿轮材料选用为20CrMnTi合金钢，经渗碳淬火低温回火后表面硬度HRC58~62，心部硬度为：HRC30~45，其表层的高硬度与心部的高韧性相结合，大大提高齿轮的耐磨性、抗完疲劳和接触疲劳能力，此合金钢淬火后机械性，淬火性都较好、变形小，锻造后再以正火来改善其切削加工性，热处理包括渗碳、淬火。渗碳层0.8~1.2mm，渗碳温度920~960度，时间5小时，渗碳后预冷至840~860，再用油直接淬火，淬火后再用低于200的低温进行回火。20CrMnTi合金钢经上述热处理后，其接触疲劳强度和弯曲疲劳强度显著提高，满足变速器的工作要求。七、齿轮强度校和1.接触强度计算用下列公式计算接触应力2.弯曲强度计算直齿轮用下式计算弯曲应力：对各个齿轮进行接触强度和弯曲强度校和八、变速器轴的设计计算1.轴的功用及设计要求变速器轴在工作时承受转矩，弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足，在负荷作用下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大的噪声，并会降低齿轮的使用寿命。设计变速器轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状、轴的直径、长度、轴的强度和刚度、轴上花键型式和尺寸等。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺而最后确定。2.轴尺寸初选在变速器结构方案确定以后，变数器轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴的刚度影响很大。为满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。轴的直径与支承跨度长度之间关系可按下式选取：第一轴及中间轴：=0.16~0.18第二轴：=0.18~0.21轴直径与轴传递转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式初选轴直径：中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大轴径：d=（0.45~0.6）（mm）第一轴花键部分直径([]为mm)可按下式初选：d=（4.0~4.6）LdLd3maxeM3.利用公式：齿轮1处：dmin=100×（1.6×105×1.000×0.96/9.55×106）1/3＝25.24(mm)；齿轮3处：dmin=100×（1.6×105×1.632×0.96/9.55×106）1/3＝29.72(mm);齿轮5处：dmin=100×（1.6×105×2.902×0.96/9.55×106）1/