變速箱設(shè)計專業(yè)知識

精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上專心---專注---專業(yè)專心---專注---專業(yè)精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上專心---專注---專業(yè)汽車變速器設(shè)計動力院變速箱部目錄第一節(jié)：摩擦離合器的滑磨及其熱工況….2第二節(jié)：變速器齒輪的強度計算與材料選擇……………..62.1齒輪損壞的原因及形式………..2.2圓柱齒輪強度的簡化計算方法…………….2.3根據(jù)GB3480-83編制的汽車變速器圓柱齒輪強度的計算方法…………2.4變速器齒輪的材料及熱處理…………第三節(jié)：變速器軸…………..133.1變速器軸…………..3.2變速器軸承……………..…………第一節(jié)：摩擦離合器的滑磨及其熱工況離合器除了要傳遞發(fā)動機的最大扭矩和變速器換檔時通過它來切斷動力傳遞外，還要保證汽車能平穩(wěn)起步和防止傳動系過載。后兩條功能是通過離合器主、從動部分的滑磨來實現(xiàn)的。因此，滑磨是離合器工作中的一項重要的特征。離合器滑磨的結(jié)果，不僅會使摩擦片磨損，而且會引起壓盤、飛輪等零件升溫。而摩擦表面溫度的過分升高將加劇摩擦片的磨損，降低摩擦系數(shù)及離合器的使用壽命。試驗證明，摩擦表面的溫度由20℃升至在汽車起步前，首先要踩下離合器踏板使主、從動部分分離，再掛變速器低檔。這時，離合器主動部分的角速度與發(fā)動機一致，為點，從動部分經(jīng)傳動系與車輪相連，其角速度為0，起步時司機逐漸放松離合器踏板并逐漸踩下油門踏板。這時，可將離合器的接合過程分成兩個階段：第一階段：由于作用在從動盤上的主動力矩小于阻力矩，所以從動部分的角速度仍然為0，汽車仍靜止不動，但離合器開始滑磨。第二階段：由于離合器踏板繼續(xù)放松，主從動盤之間的壓力增大，從動盤的主動力矩大于阻力矩，而發(fā)動機的轉(zhuǎn)度上升至一峰值后迅速下降，通過一段時間后主、從動盤的角速度達到一致。所以整個時間就是第一、第二階段的時間之和。換算到離合器從動部分的汽車阻力矩為——汽車總質(zhì)量——掛車總質(zhì)量——車輪的滾動半徑——汽車行駛阻力系數(shù)，取——傳動系的傳動比——傳動系的傳遞效率——重力加速度在離合器最開始接合的一段時間內(nèi)，從動盤的主動力矩與時間幾乎成正比增長，即，系數(shù)表征離合器的結(jié)合速度。研究汽車起步時離合器接合過程的力學模型。其中為發(fā)動機旋轉(zhuǎn)部分（主要是飛輪）和離合器主動部分的總轉(zhuǎn)動慣量，為汽車及掛車的總平移質(zhì)量換算動離合器從動軸上的轉(zhuǎn)動慣量。為了確定滑磨功，先建立力學模型的系統(tǒng)質(zhì)量運動的微分方程：=1\*GB3①=2\*GB3②其中，可由下式確定：而離合器從動部分的角速度為所以得式E滑磨功為：式中——離合器滑磨角，而故有相對于和求解這些方程的困難在于，和都是隨時間變化的、非線性的。例如發(fā)動機轉(zhuǎn)矩與其轉(zhuǎn)速有關(guān)，離合器摩擦力矩與接合速度、摩擦系數(shù)、摩擦表面的溫度等有關(guān)。為了相對地評價離合器結(jié)構(gòu)，先不考慮司機的駕駛技能的影響，并假設(shè)離合器為瞬間接合及起步時離合器的摩擦力矩為常量。為了簡化問題并求解式=1\*GB3①、=2\*GB3②所組成的微分方程，也假設(shè)在離合器滑磨過程中及亦為常量。則由式=1\*GB3①、=2\*GB3②得出系統(tǒng)的主、從動部分的角速度及隨時間變化而變化的表達式。即對于式=1\*GB3①、=2\*GB3②，先求主動部分（式A）=1\*GB3①=2\*GB3②=3\*GB3③對于從動部分（式B）=1\*GB3①=2\*GB3②=3\*GB3③當與的值達到完全一致時滑磨功過程完畢，因此，當式A中的等于式B中，則可求出滑磨時間為（式C）在上述假設(shè)條件下，系統(tǒng)主、從動部分角速度將與時間成線性關(guān)系。依次滑磨功可表達為：式中：——離合器的滑磨時間；——汽車開始起步時離合器主動部分的初始的初始角速度。。其中為對應于的發(fā)動機轉(zhuǎn)速，。將的表達式及式C代入上式，則得：由上式及E，在發(fā)動機的高轉(zhuǎn)速及變速器的高檔位下起步，滑磨功會急劇增大。因為，通過上式計算的滑磨功是其最小可能值，它與接合是否平順無關(guān)，可用于對各種型號的汽車的離合器工作狀況的比較計算。離合器的滑磨功L與其從動盤摩擦面積之比：當一檔起步且時，單離合器[q]值為196~245J/cm，雙離合器為147~167J/cm。熱平衡方程式為壓盤溫升為許用齒根彎曲應力的上限[σw]max及下限[σw]min：對滲碳淬火表面硬化合金鋼：[σw]max=，MPa(4-3-29)[σw]min=，MPa式中：——彎曲強度計算的最小安全系數(shù)，取1.3；——試驗齒輪的英里修正系數(shù)，可取=2；——彎曲強度計算惡毒壽命系數(shù)，貨車I檔齒輪取=1.05，其他各檔齒輪及轎車各檔齒輪均取=1；——相對齒根圓角敏感系數(shù)，==——相對齒根表面狀況系數(shù)，=若齒根表面粗糙度為，則Rz=20，這時，=0.957。齒根彎曲強度的檢驗：按式（4-3-28）計算所得的齒根彎曲應力σw，應在許用齒根彎曲應力的上限[σw]max與下限[σw]min之間，若高于上限，則齒根彎曲強度不夠；若低于下限，在齒根過于安全。與接觸強度的檢驗相類似，齒根彎曲強度也可利用強度系數(shù)STF來檢驗。彎曲強度系數(shù)STF可表達為：STF=（4-3-30）STF=值應在0與1之間，其中，接近于1，說明齒根彎曲強度儲備大；接近于0，說明齒根強度儲備??；STF>1則說明齒根過于安全；STF<0則說明彎曲強度不夠，必須修改設(shè)計。4.變速器齒輪的材料及熱處理現(xiàn)代汽車變速器輪齒大部分大都采用滲碳合金鋼制造，使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合，以大大提高其接觸強度、彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的詞阿廖及熱處理時也應考慮到其機械加工性能及制造成本。國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi（過去的鋼號是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMoB的，對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMo，20CrNiMo，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消除內(nèi)應力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳層深度的推薦范圍如下：≤3.5滲碳層深度0.8～1.2mm3.5<<5滲碳層深度0.8～1.3mm≥5滲碳層深度1.0～1.6mm滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。某些輕型以下的載貨汽車和轎車等變速器的小模數(shù)（<3.0～3.75）齒輪，采用40Cr或35Cr鋼并進行表面氰化處理。這種中碳鉻鋼具有滿意的鍛造性能及良好的強度指標，氰化鋼熱處理后變形小也是其優(yōu)點。但由于氰化層較薄且鋼的含碳量又高，故接觸強度和承載能力均受到限制，但對于氰化齒輪，氰化層深度一般為0.2～0.4mm，不應小于0.2mm，表面硬度為HRC48～53。第二節(jié)：變速器齒輪的強度計算與材料選擇2.1、齒輪損壞的原因及形成齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應力，過渡圓角處又有應力集中，故當齒輪受到足夠大的載荷作用，其根部的彎曲應力超過材料的許用應力時，輪齒就會斷裂。這種由于強度不夠而產(chǎn)生的斷裂，其斷面為一次性斷裂所呈現(xiàn)的粗粒狀表面。在汽車變速器中這種破壞情況很少發(fā)生。而常見的斷裂則是由于在重復載荷作用下使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫而之間擴展到一定深度厚度后產(chǎn)生的折斷，其破壞斷面在疲勞裂縫部分呈光華表面，而突然斷裂部分呈粗粒狀表面。變速器低檔小齒輪由于載荷大而齒數(shù)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檔齒輪表面接觸疲勞的破壞形式。齒面長期在脈動的接觸應力作用下，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時由于齒面的相互擠壓，使充滿了潤滑油的裂縫處油壓增高，導致裂縫的擴展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面上形成大量后的扇形小麻點，即所謂點蝕。點蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(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。對于高速重載齒輪，由于齒面相對華東速度高、接觸壓力大且接觸區(qū)產(chǎn)生高溫而使新面間的潤滑油膜破壞，使齒面直接接觸。在局部高溫、高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿華東方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。在一般的汽車變速器中，產(chǎn)生膠合損壞的情況較少。增大輪齒根部齒厚，加大齒根圓角半徑，采用高齒，提高重合度，增多同時嚙合的輪齒對數(shù)，提高輪齒柔度，采用優(yōu)質(zhì)材料等，都是提高輪齒彎曲強度的措施。合理選擇齒輪參數(shù)及變位系數(shù)，增大齒廓曲率半徑，降低接觸應力，提高齒面強度等，克提高齒面的接觸強度，采用黏度大、耐高溫、耐高壓的潤滑油，提高油膜強度，提高齒面硬度，選擇適當?shù)凝X面表面處理和鍍層等，是防止齒面膠合的措施。齒輪的強度需經(jīng)對輪齒應力的計算來檢驗。2.2、圓柱齒輪強度的簡化計算方法接觸應力可按式進行簡化計算，直齒圓柱齒輪的彎曲應力可按式反算求得；斜齒圓柱齒輪的彎曲應力則需按式反算求得。2.3、根據(jù)GB3480-83編制的汽車變速器圓柱齒輪強度計算方法（1）齒面接觸應力式中——彈性系數(shù)，，對鋼制齒輪取=189.8，——節(jié)點區(qū)域系數(shù)，；——端面分度圓壓力角，；——法向分度圓壓力角；——分度圓螺旋角；——基圓螺旋角，；——端面嚙合角；——螺旋角系數(shù)；；——重合度系數(shù)，直齒輪斜齒輪當時當時——端面重合度，——縱向重合度，——端面分度圓切向力，；——計算載荷，，可由發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩換算到該齒輪上得到；——齒輪的分度圓直徑，mm；——主動齒輪分度圓直徑，mm；——齒寬，mm；——被動齒輪與主動齒輪的齒數(shù)比；——接觸強度計算的使用系數(shù)，轎車各檔齒輪的均數(shù)=0.65貨車1-4檔齒輪=0.855檔齒輪=0.96檔齒輪=1.05第1軸常嚙合齒輪=1.1；——動載系數(shù)，；N——臨界轉(zhuǎn)速比，；——主動齒輪轉(zhuǎn)速，r/min；——主動齒輪臨界轉(zhuǎn)速，；——主動齒輪齒數(shù)；——輪齒嚙合剛度，；——單對齒寬柔度，；，——主、被動齒輪的當量齒數(shù)：，；，——主、被動齒輪的變位系數(shù)；——誘導質(zhì)量，，；——主動齒輪基圓直徑，mm；——主動齒輪齒頂圓直徑，mm；——主動齒輪齒根圓直徑，mm；，假設(shè)齒輪為實心齒輪；——鋼材密度，；——考慮基節(jié)偏差對的影響系數(shù)，=0.32；——考慮齒形誤差對的影響系數(shù)，；——考慮嚙合剛度周期變化對的影響系數(shù)，；，，——分別為考慮基節(jié)偏差、齒形誤差和輪齒修緣對動載荷影響的無量綱參數(shù)，，；——大齒輪基節(jié)極限偏差，；——齒形公差，；——齒向載荷分布系數(shù)，當時，當時，——單位齒寬最大載荷；，MPa；——跑合后的嚙合齒向誤差，——齒向公差，；——補償系數(shù)，一般情況：=1，齒端修?。?0.7：鼓形齒：=0.5；——單位載荷（=1）作用下的相對變形，直齒輪，斜齒輪；——主動齒輪結(jié)構(gòu)尺寸系數(shù)，；——軸承跨距，mm；s——齒輪距軸中跨處距離，mm；K——系數(shù)，一般取0.4；——齒間載荷分配系數(shù)，當當當時，則取當，則取——端面重合度；——齒廓跑合量：許用接觸應力的上限及下限，對表面硬化鋼：式中——接觸強度計算的最小安全系數(shù)，取1；——接觸強度計算的壽命系數(shù)，對轎車：1檔齒輪取1.21，其他檔齒輪取1；貨車：1，2，3檔齒輪分別取1.24，1.15，1.1，其他檔齒輪取1；ZL------潤滑油系數(shù)：ZL=1+50）2=1+0.396/（1.2+134/v40）2V50,V40------分別為50℃和40℃時潤滑油的名義運動黏度，mmZv------速度系數(shù)，Zv=0.93+0.14/；v------節(jié)點線速度，m/s；ZR------粗糙度系數(shù)，ZR=1.02（/RZ1+RZ2）0.08A------中心距，mm，RZ1，RZ2------主，被動齒輪的齒面平均粗糙度，μm，當齒面粗糙度為0.8時，ZR=0.85*A0.0267，當為1.6時，ZR=0.8*A0.267；齒面接觸強度的檢驗：按式（4-3-25）計算所得的齒面接觸應力σj，應在許用接觸應力上限[σj]max與下限[σj]min之間，高于上限則接觸強度不夠，低于下限則過于安全。齒面接觸強度可利用強度系數(shù)STH檢驗：STH={[σj]max-σj}/{[σj]max-[σj]min}（4-3-27）STH值應在0與1之間，其中，接近與1說明強度儲備大；接近與0說明強度儲備小；STH>1則過于安全；STH＜則需要修改設(shè)計。（2）齒根彎曲應力σW計算σW=（Ft/b·mn）YFYSYβKAKVKFβKFα（4-3-28）式中KA------使用系數(shù)，轎車的Ⅰ檔齒輪取0.7，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ檔齒輪取0.8，第一軸常嚙合齒輪取0.85，貨車的Ⅰ至Ⅳ檔齒輪分別取0.9，1，1.05，1.15，1.25及1.35，第一軸常嚙合齒輪取1.35；KV------與接觸應力計算的KV同值；KFβ------齒向載荷分布系數(shù)，KFβ=（KFβ）N；N------冪指數(shù)，N=2/[1++2]；——上界點處的齒厚半角——端面載荷作用角，；；——彎曲力臂與模數(shù)之比：——法向載荷作用角：——載荷作用于單對齒嚙合區(qū)上界點時的應力修正系數(shù)：，——分別為主、從動齒輪齒根危險斷面與彎曲力臂之比值，，——齒根圓角參數(shù)，，——30度切線切點處曲率半徑與模數(shù)之比。變速器軸與軸承變速器軸變速器軸在工作中承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的俄強度、耐磨性及壽命。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(diào)。變速器的最大直徑d與支承間的距離l可按下列關(guān)系式初選：對第一軸及中間軸：=0.16～0.18（4-3-31）對第二軸：=0.18～0.21三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑d可根據(jù)中心距A（mm）按下式初選：d≈（0.45～0.60）A（4-3-32）第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax（N·m）按下式初選：d=（4～4.6）（4-3-33）初選的軸徑還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)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(jié)果進行修正。在進行軸的剛度和強度驗算時，欲求三軸式變速器第一軸的支承反力，必須先求出第二軸的支承反力。應當對每個檔位下的軸的剛度和強度都進行驗算，因為檔位不同不僅齒輪的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且著力點也有變化。驗算時可將軸看作是鉸接支承的梁，第一軸的計算轉(zhuǎn)矩為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩Temax。計算用的齒輪嚙合的圓周力FT、徑向力Fr及軸向力Fa可按下式求出：FT=Fr=（4-3-34）Fa=式中i——至計算齒輪的傳動比；d——計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；——節(jié)點處壓力角；——螺旋角；Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，也是第一軸的計算轉(zhuǎn)矩，N·mm。應校核在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的變速器的強度。作用在齒輪上的徑向力Ft和軸向力Fa使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度fc；而圓周力Ft使軸在水平面內(nèi)的彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度fs。在求得個支點的垂向反力和水平反力后，計算相應的彎矩Me和水平彎矩Ms。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應力σ（MPa）為σ==≤[σ]（4-3-35）式中M=（4-3-36）Ti——計算轉(zhuǎn)矩，N·mm；d——軸在計算斷面處的直徑，花鍵處去內(nèi)徑，mm；Ww——彎矩截面系數(shù)，mm；Mc——在計算斷面處軸的垂直彎矩，N·mm；Ms——在計算斷面處軸的水平彎矩，N·mm；[σ]——許用應力，在低檔工作時取[σ]=400MPa。在實際運行中尚未發(fā)現(xiàn)過變速器軸的疲勞破壞情況。因為為了得到足夠的剛度，軸都設(shè)計得有足夠的強度儲備。對齒輪工作影響最大的是軸的垂直撓度fc和軸斷面在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)交，前者改變的齒輪的中心矩并破壞了齒輪的正確嚙合；后者使大小齒輪相互歪斜導致齒長方向壓力分布不均勻。變速器在工作中產(chǎn)生的齒輪嚙合力、軸支承反力以及軸的撓度和斷面轉(zhuǎn)角等。在垂直面內(nèi)第一軸的撓度f1及斷面轉(zhuǎn)角分別為f1=（4-3-37）在垂直面內(nèi)第二軸的撓度f4及斷面轉(zhuǎn)角分別為f4=(4-3-38)式中r01、r04——相應齒輪的節(jié)圓半徑；J1、J4——相應處軸斷面的慣性矩。在上述計算中，花鍵軸的計算直徑可取為其花鍵內(nèi)徑的1.1倍。軸斷面的轉(zhuǎn)角不應大于0.002rad（弧度）。軸的垂向撓度的容許值[fc]=0.005～0.10mm；軸的水平撓度的容許值[fs]=0.10～0.15mm。軸的合成撓度長的軸應進行扭轉(zhuǎn)剛度的驗算，使周的扭轉(zhuǎn)角不超過許用值。每米長軸扭轉(zhuǎn)角的許用值為～。在轉(zhuǎn)矩T的作用下，長為L的軸的扭轉(zhuǎn)角為（4-3-39）則單位長度的轉(zhuǎn)角（°/m）為（4-3-40）式中T——轉(zhuǎn)矩，N·mm；L——軸長，mmJP——軸橫截面的極慣性矩，mm4：對實心軸；對空心軸；G——軸材料的剪切彈性模量，對于鋼材。與中間軸齒輪長嚙合的第二軸齒輪，通常裝在青銅襯套或滾針軸承上，而現(xiàn)代汽車變速器的這些齒輪則直接裝在軸上，以增大軸的直徑和剛度。為了保證工作可靠，對摩擦表面應可靠潤滑。軸表面為了避免其咬住、擦傷和保證能良好跑合，可進行磷化處理和硫化處理。在軸的支承處急驟與齒輪支承間的摩擦表面處應有沿軸孔或油槽自由暢通的潤滑油不斷供應。重型汽車變速器第二軸上的長嚙合齒輪的軸承或軸套多進行強制潤滑。二．變速器軸承一般是根據(jù)結(jié)構(gòu)布置并參考同類車型的相應軸承以后，按國家規(guī)定的軸承標準選定，在進行其使用的驗算。對汽車變速器滾動軸承耐久性的評價是以軸承滾動體與滾道表面的接觸疲勞為依據(jù)，承受動載荷是其工作的基本特征。變速器軸承是在由傳動系轉(zhuǎn)矩變化曲線所決定的非穩(wěn)定工況下工作，因此也像齒輪計算那樣，作為變速器第一軸的計算轉(zhuǎn)矩Tj，應取發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩TeMAX和驅(qū)動車輪與地面的最大附著力矩的換算值兩者中的較小者。計算載荷與軸承實際載荷之差異可由以軸承的當量轉(zhuǎn)速代替實際轉(zhuǎn)速來補償。即（4-3-41）式中——按汽車平均車速計算的軸承實際轉(zhuǎn)速，?。弧旭偁顩r系數(shù)，它是軸承在以轉(zhuǎn)矩分布曲線為特征非穩(wěn)定工況下工作的壽命與在計算轉(zhuǎn)矩下工作的壽命之比。軸承的名義壽命L（以106轉(zhuǎn)為單位）：（4-3-42）式中C——軸承的額定動載荷或承載容量，N，根據(jù)選定的軸承型號查軸承手冊；P——軸承的當量動載荷，N；——軸承壽命指數(shù)