轎車變速箱設計

1、轎車變速箱設計轎車變速箱設計 摘 要 本設計的任務是設計一臺用于轎車上的 FR 式的手動變速器。本設計采用中間軸式變速器，該變速器具有兩個突出的優(yōu)點：一是其直接檔的傳動效率高，磨損及噪聲也最?。欢窃邶X輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。 根據(jù)轎車的外形、輪距、軸距、最小離地間隙、最小轉(zhuǎn)彎半徑、車輛重量、滿載重量以及最高車速等參數(shù)結(jié)合自己選擇的適合于該轎車的發(fā)動機型號可以得出發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數(shù)。再結(jié)合某些轎車的基本參數(shù)，選擇適當?shù)闹鳒p速比。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車設計、汽車理論、機械設計等相關(guān)知識，計算出相關(guān)的變速器參數(shù)并論證設計的合理性。它功用是：改變

2、傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于發(fā)動機換檔或進行動力輸出。這臺變速器具有五個前進檔（包括一個超速檔五檔）和一個倒檔，并通過鎖環(huán)式同步器來實現(xiàn)換檔。關(guān)鍵詞：變速器，鎖環(huán)式同步器，傳動比，中間軸，第二軸，齒輪第一章第一章 機械式變速器的概述及其方案的確定機械式變速器的概述及其方案的確定. 61.1 變速器的功用和要求. 61.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定. 61.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析. 12第二章第二

3、章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設計. 152.1 變速器主要參數(shù)的選擇. 152.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定. 192.3 齒輪變位系數(shù)的選擇. 21第三章第三章 變速器齒輪的強度計算與材料的選擇變速器齒輪的強度計算與材料的選擇. 223.1 齒輪的損壞原因及形式. 223.2 齒輪強度計算與校核. 22第四章第四章 變速器軸的強度計算與校核變速器軸的強度計算與校核. 254.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸. 254.2 軸的校核. 27第五章第五章 變速器同步器的設計變速器同步器的設計. 30第六章第六章 變速器的操縱機構(gòu)變速器的操縱機構(gòu). 33 結(jié)

4、論結(jié)論.34參考文獻參考文獻.35致謝致謝.36林紹義許曉勤（福建交通職業(yè)技術(shù)學院汽車系，福州350007）摘要摘要 介紹了一種輕型汽車變速器齒輪參數(shù)設計，包括齒形參數(shù)、模數(shù)、變位系數(shù)、齒厚及側(cè)隙的確定，防脫檔技術(shù)和降噪技術(shù)等內(nèi)容。關(guān)鍵詞關(guān)鍵詞 輕型汽車 變速器 齒輪參數(shù) 設計 1 引言引言齒輪是變速器的重要零件之一，齒輪參數(shù)設計是輕型汽車變速器設計的重點之一，也是難點之一。本文就筆者主持的一種輕型汽車變速器齒輪參數(shù)設計進行一些探討。2 齒輪參數(shù)設計內(nèi)容齒輪參數(shù)設計內(nèi)容2.1 齒形參數(shù)的確定原則齒形參數(shù)的確定原則在齒數(shù)、傳動比、輸入轉(zhuǎn)矩已知的情況下，就要開始對其進行齒形設計，齒形設計是本次設計

5、的難點，也是重點。國內(nèi)外學者對齒輪的研究試驗結(jié)果表明：（1）變位齒輪能提高齒根強度；（2）變位系數(shù) X 值增加，重合度下降，承載能力仍有提高；（3）在同樣的載荷下，齒輪的壽命并不取決于計算能力而是實踐中的影響因素；（4）齒數(shù)多，正變位對齒根強度沒有好處；（5）齒面膠合的原因，齒面接角壓力過大，局部溫升過高的緣故，其表現(xiàn)為：齒頂接觸點壓力 P 過大；齒頂接觸點滑動速度 V 過大，齒頂與嚙合點的節(jié)點距離 L 過大，使 P、V、L 乘積過大而引起局部溫升過高。2.2 模數(shù)模數(shù)Mn的確定的確定模數(shù)是決定齒輪大小和幾何參數(shù)的重要參數(shù)，直接影響齒輪的抗彎曲疲勞強度，由于高檔和低檔載荷不同，因此，高檔與低檔

6、的模數(shù)不宜相同。經(jīng)驗公式為：高檔齒輪：Mn=（0.350.45）Tm1/3低檔齒輪：Mn=（0.240.30）(Tmi1 ) 1/3在理論上常希望低一檔的 Mn是高一檔的 Mn (1。101。15)倍，這樣計算出的模數(shù)不標準，也不實際，就按國家標準和根據(jù)實際生產(chǎn)工藝來確定。模數(shù)取 2.25、2.5、2.75 ，倒檔齒輪模數(shù)取 3.00 。齒數(shù) Z、法面模數(shù) Mn確定之后，驗證理論中心距 A。是否等于實際中心距 A，判斷是否角變位。2.3 壓力角壓力角壓力角取 n=20。2.4 螺旋角螺旋角一對斜齒輪嚙合時，必須模數(shù)相同，壓力角相等，此外兩齒輪分度圓上的 值也相等，方向相反，初定范圍為 =172

7、5，初選為 18和 25兩種。2.5 齒寬齒寬 b根據(jù)經(jīng)驗公式法和本課題組的實踐經(jīng)驗取值。2.6 變位系數(shù)變位系數(shù)本次時吸收了一些國內(nèi)外汽車經(jīng)濟型變速器的優(yōu)點，如齒輪變位，齒厚及側(cè)隙等。對其變位原理介紹如下： （1）分析端面齒形角 t。t=arctan(tann /cos) 得出 cost和 invt的值。（2）分析嚙合圓端面齒形角 t。t=arccos (A。cost /A) 得出 sint和 invt的值。（3）分析端面總變位系數(shù) Xcs。Xcs=(Z1+Z2)( invt- invt)/2tant 法面總位系數(shù) Xcn= Xcs/ cos（4）分析對總變位系數(shù)的分配。 采用了多種方法，分

8、析變位系數(shù)分配原理對本輕型汽車變速器影響效果。如高速檔齒輪的最大接觸強度及抗膠合、耐磨性情況，低速檔的提高齒輪齒根彎曲強度情況等。在理論分析變位系數(shù)的分配參數(shù)后，參考實踐經(jīng)驗值，對總變位系數(shù)分配進行設計，達到實用性經(jīng)濟性。2.7 傳動的質(zhì)量指標計算傳動的質(zhì)量指標計算傳動的質(zhì)量指標計算包括重合度 計算、滑動系數(shù) 計算、比壓系數(shù)計算（參照齒輪手冊公式） 。本變速器的齒輪精度定為 8 級，預值為： 1.15 3 1.41.7相關(guān)參數(shù)設計計算參照齒輪手冊 。2.8 齒厚及側(cè)隙齒厚及側(cè)隙齒輪傳動設計，是按無側(cè)隙嚙合計算的，而實際齒輪傳動時，考慮到潤滑油膜及傳動體溫度變化，又要求輪齒側(cè)而有一定的間隙，理論

9、設計參照齒輪手冊公式計算。實際取值時，合理減小各檔齒輪副的側(cè)隙，降低了變速器異常噪聲。2.9 校核計算校核計算校核計算方法參照國標 GB/T3480-1997 漸開線圓柱齒輪承載能力計算方法。3輕型汽車變速器防脫檔和降噪輕型汽車變速器防脫檔和降噪3.1 輕型汽車變速器防脫檔設計輕型汽車變速器防脫檔設計由于本變速器的應用在輕型載貨汽車上，可能在路面坑洼不平的路段上行駛，有可能出現(xiàn)脫檔、跳檔的現(xiàn)象。為此，對此進行重點攻關(guān)。在參考多位工程師意見和文獻基礎上，經(jīng)過努力，決定采用鉤齒花鍵和一組相關(guān)技術(shù)。我們分析了實際應用本變速器的車型極可能遇到道路崎嶇、惡劣、沙石路和坑洼地等情況，加上車子可能存在超載等

10、不良狀況，齒輪結(jié)合和齒套內(nèi)花鍵的倒錐角度，定為 430030 。試制時在插床上，利用漸開線成型插齒刀頭，先插出內(nèi)倒錐漸開線花鍵的一齒槽，然后通過萬能分度，依次插出工件的全部齒槽?；ㄦI修形計算：花鍵倒角量 e計算：e=re(s/2r+inv-invarccos(rcos/ re)+-arcsin(rk / re sin(+s/2r+ inv- invarccos(rcos/ rk)倒角起始點的漸開線展開角：z=(rk2-r2cos)1/2/(rcos)式中，re 花鍵齒頂圓半徑； rk 花鍵齒頂?shù)菇瞧鹗键c半徑； 花鍵齒頂?shù)菇墙嵌龋?s 花鍵齒頂圓弧齒厚； r 花鍵分度圓半徑； 花鍵分度圓壓力角。

11、有關(guān)參數(shù)按經(jīng)驗值選取。實踐表明，應用本技術(shù)在成本增加不多的基礎上，可有效預防脫檔、跳檔，并方便掛檔。3.2 輕型汽車變速器降噪輕型汽車變速器降噪為降低高速檔齒輪噪聲，采用了國際上流行的細長齒設計，使齒輪的重合度大大提高。低速檔采用了胖齒設計，提高了承載能力。通過設計合理減小各檔齒輪副的側(cè)隙，降低了變速器異常噪聲。在本次細長齒設計中，ha=mn(ha*+x) h=mn(2ha*+c*) da=d+2mn(ha*+x)式中，ha 齒頂高； mn 法向模數(shù)； ha* 齒頂高系數(shù)； x 變位系數(shù)； c* 頂隙系數(shù)； h 齒高； da 齒頂圓直徑；d 分度圓直徑。式中，即采用非標準頂隙設計方法，齒頂高較

12、傳統(tǒng)設計增大了，相應地嚙合頂隙較原來標準頂隙減少。但要注意驗證是否會引起了過渡曲線的干涉和“頂死” （即嚙合頂隙0 ） 。在本次設計中通過合理選擇變位系數(shù)來避免這種情況出現(xiàn)。過渡曲線的干涉驗證參照齒輪手冊上的公式進行，通過調(diào)整變位系數(shù)，避免過渡曲線干涉出現(xiàn)。避免“頂死” （即嚙合頂隙0）計算時，在選擇變位系數(shù)時，除要考慮標準頂隙設計所考慮的各方面限制條件外， 再增加了(X-k)c*（式中 X為配對齒輪變位系數(shù)和，k 為中心距變動系數(shù)，c*為頂隙系數(shù)）這樣一個限制條件即可，這樣，不但不會“頂死” ，而且具有所希望的嚙合頂隙。減少頂隙能明顯提高重合度（計算公式參照齒輪手冊 ） ，眾所周知，重合度是影響齒輪工作噪聲的關(guān)鍵因素之一，重合度增大，工作噪聲就減小，同時提高了齒輪的承載能力。同樣低速檔通過非標準側(cè)隙設計方法，使嚙合側(cè)隙較原來的標準