汽车设计_第3卷_变速器设计

第三章机械式变速器设计本章主要学习™（1）变速器的基本设计要求；™（2）各种形式变速器的结构布置特点（☆）；™（3）变速器主要参数的选择（☆）；™（4）变速器的设计与计算（☆）；™（5）同步器设计的基本方法；™（6）变速器操纵机构及基本结构元件；™（7）机械式无级变速器简介。第三章机械式变速器设计™第一节概述™第二节变速器传动机构布置方案™第三节变速器主要参数的选择™第四节变速器的设计与计算™第五节同步器设计™第六节变速器操纵机构™第七节机械式无级变速器一、变速器的功用（1）改变传动比，满足不同行驶条件对牵引力的需要，使发动机尽量工作在有利的工况下，满足可能的行驶速度要求。（2）实现倒车行驶，用来满足汽车倒退行驶的需要。（3）中断动力传递，在发动机起动，怠速运转，汽车换挡或需要停车进行动力输出时，中断向驱动轮的动力传递。（4）必要时从变速器取力，输出动力（取力器）。第一节概述二、变速器的组成™变速传动机构™操纵机构三、变速器的分类四、变速器设计要求™整车动力性、经济性（挡位数、传动比）™空挡设置™倒挡设置™换挡方便、省力、迅速™工作可靠，无跳挡、乱挡、换挡冲击™工作效率高™尺寸、质量小，维修方便。。。第二节变速器传动机构布置方案一、传动机构布置方案分析™轴的形式™挡位™常啮合齿轮对数™换挡方式™轴的支承形式™倒挡布置方式™是否采用同步器及同步器布置位置1、中间轴式变速器™多用于FR，RR布置的乘用车和商用车上™能设置直接挡，直接挡效率高™一挡传动比能设计较大™一轴与输出轴转向相同（挂前进档时）™零件多，尺寸、质量大2、两轴式变速器™结构简单、紧凑、轮廓尺寸小™中间挡位传动效率高、噪音低（少了中间轴、中间传动齿轮）™不能设置直接挡，高挡位时噪音高（轴承齿轮均承载），且效率略比三轴式低™一挡传动比不可能设计的很大™输入轴与输出轴的转向相反（挂前进挡时）3.变速器传动布置方案分析挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置1).轴的形式及挡数1).轴的形式及挡数挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置2).常啮合齿轮对数挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置2).常啮合齿轮对数挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置3).换挡方式™滑动齿轮™啮合套™同步器高挡位：同步器低挡位/倒挡：啮合套/滑动齿轮挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置4).轴的支承形式™两端支承（一般）™多点（两端＋中间）支承™附加壳体支承挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置（1）.两端支承4).轴的支承形式挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置（2）.多点（两端＋中间）支承4).轴的支承形式挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置（3）.附加壳体支承4).轴的支承形式挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置5).倒挡布置形式倒挡齿轮形式：直齿滑动齿轮倒挡的实现：传动路线中加入一个中间齿轮；联体齿轮挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置6).同步器的布置位置™对于两轴式低挡同步器布置在输出轴上（输出轴齿轮大）高档同步器布置在输入轴上（输入轴齿轮大）™对于中间轴式大部分布置在输出轴上少数的布置在中间轴上挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置同步器布置分析（1）挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置同步器布置分析（2）挡位轴的形式常啮合齿轮对数换挡方式轴的支承形式倒挡布置是否采用同步器及同步器布置位置7).变速杆换挡位置和顺序8).其他问题（1）发动机横置与纵置的两轴变速器方案如图所示发动机横置的两轴变速器方案有没有问题？（2）超速挡的设置比功率大的汽车在路况良好，汽车不需要频繁加减速的情况下，由于汽车驱动能力不需为加速留出很大的余地，使用超速挡能让发动机工作在接近最经济状态的满负荷情况。行驶同样的路程，使用超速档时曲轴转的圈数要少于使用直接档时曲轴转的圈数，这样就减少了由于活塞上下运动所造成的摩擦损失，减少了单位行驶里程的油耗。缺点：与直接挡相比，使用超速挡会使传动效率变低，工作噪声增加。二、零、部件结构方案分析1、齿轮形式：直齿圆柱齿轮、斜齿圆柱齿轮2、变速器轴承球轴承，滚针轴承，圆柱滚子，圆锥滚子轴承，滑动轴套1、第一轴常啮合齿轮的内腔，尺寸足够时可布置圆柱滚子轴承，若空间不足则采用滚针轴承。2、变速器第一轴前端支承在飞轮的内腔，空间足够，采用球轴承。3、第二轴后端常采用球轴承，承受轴向力和径向力。4、中间轴由前或后圆柱滚子轴承承受齿轮产生的轴向力。5、常啮合齿轮的轴孔：滚针轴承，滑动轴套。3、防止自动脱挡的措施接合齿端部超过被接合齿1～3mm齿厚切薄接合面加工成锥角第三节变速器主要参数的选择™挡数™传动比范围™中心距A™外形尺寸™轴的直径™齿轮参数™齿数分配一、挡数◎增加变速器的挡数能够改善汽车的动力性和经济性。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率也增高。◎在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低挡与高挡之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。◎要求相邻挡位之间的传动比比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。◎要求高挡区相邻挡位之间的传动比比值要比低挡区相邻挡位之间的传动比比值小。因为高档工作频繁。二、传动比范围1、变速器的传动比范围：指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。2、最高挡传动比的选取：直接挡1.0，超速挡0.7～0.8。3、最低挡传动比选取：影响因素：发动机的最大转矩、最低稳定转速；驱动轮与路面间的附着力；主减速比与驱动轮的滚动半径；汽车的最低稳定车速。4、目前乘用车的传动比范围在3～4.5之间，轻型商用车在5～8之间，其它商用车则更大。maxmaxFiftFF+≥TeagiTrmiηψ0maxmax1≥maxmax01maxsincosααηgmgfmriiTaaTge+≥ϕϕZFt≤maxminminmax1377.0agVrni=三、中心距A™定义：对中间轴式变速器,中间轴与第二轴之间的距离；对两轴式变速器,输入轴与输出轴之间的距离。™对变速器性能的影响：1.影响变速器的外形尺寸,体积和质量大小；2.影响轮齿的接触强度；中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。最小允许中心距由保证齿轮有必要的接触强度来确定。™A的选取原则：中心距取大：有利于轴承的布置和壳体的强度。有利于安排一挡小齿轮齿数，此齿数不能过少。中心距过小：轴的长度相对增加，轴的刚度受影响。)15.3(11418.0L⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛+=bzjbFEρρσ1.中间轴式变速器中心距A的确定初选中心距A时，可根据经验公式计算2．乘用车变速器中心距A的确定FF和FR乘用车的变速器中心距A，也可以根据发动机排量与变速器中心距A的统计数据初选。3.原则上，总质量小的汽车，变速器中心距也小些。四、外形尺寸™横向尺寸根据齿轮直径、倒挡中间过渡齿轮及换档机构的布置确定。™轴向尺寸与档位数、齿轮形式、换档机构、同步器数等有关。乘用车(3.0～3.4)A商用车(2.2～2.7)A(4档)(2.7～3.0)A(5档)(3.2～3.5)A(6档)五、齿轮参数1、模数mm=d/z™模数选择原则：[A=m(z1+z2)/2一定时]1)为传动平稳，噪音小，应采用小模数，z=z1+z2增多，同时增加齿宽。2)为减小质量，应采用大模数，z=z1+z2减少，同时减少齿宽。3)在强度和结构允许的条件下，应选取较小的模数。4)当中心距较大、载荷平稳、转速较高时，可取小值，否则取大值。在一般动力传动中，模数不应小于2mm。5)乘用车考虑平稳性，选小模数。商用车考虑强度和减小质量，选大模数。6)不同档位齿轮选不同模数，以保证强度。◎啮合套和同步器接合齿的模数多数采用渐开线齿轮。同一变速器的接合齿模数相同，有利于简化工艺。选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。取值范围：乘用车和总质量在1.8~14t的商用车，2.0～3.5mm；总质量大于14t的商用车，3.5～5.0mm。◎模数的选用微型、普通级轿车中级轿车中型货车重型货车2.25～2.752.75～3.003.5～4.54.5～6.0乘用车商用车1）压力角较小，重合度大，传动平稳，噪声低；2）压力角较大，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。3）因国标压力角规定为20°，故变速器齿轮用20°,啮合套或同步器的接合齿压力角用30°。2、压力角α3、螺旋角β◎选择原则：大小：1）螺旋角增大，齿轮重合度增加，运转平稳，噪音低；2）从提高高挡齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角，但大于30度后抗弯强度骤然下降。3）中间轴上的不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的，以平衡轴向力，延长轴承寿命。旋向：中间轴上全部齿轮的螺旋方向一律取为右旋，则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。βαραρρσ2cossin;cos211418.0zzgbzjrTFbFE==⎟⎟⎠⎞⎜⎜⎝⎛+=法向力：15°～25°◎中间轴的轴向力平衡中间轴上两个斜齿轮的轴向力111tanβnaFF=222tanβnaFF=2121tantanrr=ββ为使两轴向力平衡，必须满足2211rFrFnn=中间轴传递的转矩相等，即•中间轴齿轮右旋，轴向力平衡可减小轴承负荷，延长寿命；•一、二轴齿轮左旋，使轴向力由轴承传递到壳体上，避免两轴卡死。4、齿宽b◎考虑因素：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均有影响。◎选择原则：1）较小的齿宽：减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，斜齿轮传动平稳性变差弱，工作应力增加。2）较大的齿宽：轴的变形会使齿轮倾斜，齿轮沿齿宽方向受力不均匀，磨损不均匀。3)通常跟据齿轮模数m的大小来选定齿宽。直齿：b=Kcm,Kc为齿宽系数，取为4.5~8.0斜齿：b=Kcmn，Kc取6.0~8.55、变位系数的选择原则◎采用变位的原因：1）避免齿轮产生根切2）配凑中心距3）通过变位影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。◎变位齿轮的种类：高度变位和角度变位。1）高度变位：齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。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相接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。2）角度变位：齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点。根据中心距确定齿数和Zh=Z7+Z8六、各挡齿轮齿数的分配1、确定一挡齿轮的齿数Z7,Z8先确定Z8：乘用车用车Z8=15～17，商用车Z8=12～17。由Z7=Zh-Z8得到Z7。常啮合传动齿轮2、对中心距进行修正取整后，中心距有了变化；应根据Zh和齿轮变位系数重新计算中心距；以修正后的中心距作为各挡齿轮齿数分配的依据。3、确定常啮合传动齿轮副的齿数Z1，Z2。直齿轮斜齿轮4、确定其他各挡的齿数（以二挡齿轮为例）◎直齿：解两方程式求出z5,z6。用取整后的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。◎斜齿：采用试凑法:初选螺旋角β6，z5,z6，检查是否满足轴向力平衡的关系。5、确定倒挡齿轮齿数◎倒挡齿轮的模数:与一档相同。◎倒挡齿轮Z10的齿数，一般在21～22之间。◎初选Z10后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距A′，再确定Z9。◎特别注意：应保证倒挡齿轮不应发生运动干涉。齿轮8和9的齿顶圆之间应保证有0.5mm以上的间隙。中间轴式变速器齿轮齿数确定方法小结™1、确定一挡齿轮