汽车变速器的设计与优化毕业论文

汽车变速器的设计与优化毕业论文内容摘要：

同样载荷的情况下其径向尺寸可以减小，从而缩小中心距，减小变速器的尺寸和质量；锥体、外圈及滚子间基本的几何关系使滚子能正确对中，确保轴承的可靠性及长寿命；接触线长加之锥角和配合选择适当，则可提高 轴的刚度，使齿轮正确啮合、降低噪声，减少自动脱档的可能并提高其寿命；圆锥滚子轴承可通过预紧消除轴向间隙和轴向窜动。 变速器采用圆锥滚子轴承时，为了便于装配和轴承预紧，通常将壳体设计成沿变速器轴中心线所在平面垂直分开或水平分开。 换档型式 目前大多数的汽车变速器都采用同步器换档，本设计也采用同步器换档，因为使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声的换档，而与操作技术的熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。 但是它也有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环使用寿命短等缺点。 变速器传动部分结构的确定 在确定了变速器的齿轮、轴、轴承以及其它一些主要零部件的型式后，就可以结合变速器的传动方案，确定 SJ变速器传动部分的结构。 输入轴通过一个滚针轴承和球轴承固定在变速器壳体上，输入轴三、四、五档齿轮通过滚子轴承松套在输入轴上，三 /四档同步器 5 通过花键与输入轴相连。 五档同步器与输入轴五档齿轮相连，通过轴承松套在输入轴上，五档接合齿套与输入轴制成一体。 其他 3 个与输入轴紧固相连的齿轮从左向右分别为输入轴二档齿轮、输入轴倒档第 1齿轮和输入轴二档齿轮。 上海工程技术大 学毕业设计（论文） SJ 汽车变速器的设计与优化 20 输出轴上 则 紧固相连着输出轴四档齿轮、输 出轴三档齿轮、输出轴五档齿轮和输出轴倒档第 3 齿轮。 输出轴二档齿轮和输出轴一档齿轮通过轴承松套在输出轴上。 一 /二档同步器固连在输出轴上。 倒档第 2 齿轮固连在倒档中间轴上。 输 入 轴和输 出 轴的具体结构和其上装配的零件如图 、。 图 SJ 变速器输入轴分解图 ； ； ； ； ； 器套管； ； ； ； 10. 五档齿轮滚针轴承内圈； ； ； ； 座； 内圈； ； ； ； ； 20.上海工程技术大 学毕业设计（论文） SJ 汽车变速器的设计与优化 21 锁环； ／四档同步器； ； ； ；； 图 SJ 变速器输出轴分解图 ； ； ； ； ； 承支座； 7. 输出轴内后轴承； ； ； 轴承内圈； ； ／二档同步器； ； ； 15.二档齿轮滚针轴承； ； ； ； ； 轴承； ； ； 变速器主要参数的设计 确定了变速器的主要结构之后，需要按照设计的要求，确定变速器的主要参数，以达到设计的要求。 档数 增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。 但档数越多，变速器的结构越复杂，并且使尺寸轮廓和质量加大。 同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频率也增高。 上海工程技术大 学毕业设计（论文） SJ 汽车变速器的设计与优化 22 在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的档数会使变速器相 邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换档工作容易进行。 要求相邻档位之间的传动比比值在 以下 ,要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。 近年来为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。 目前轿车一般用4～ 5 个档位，级别高的轿车变速器多用 5 个档，货车变速器采用 4～ 5 个档位或多档。 装载质量在 2～ 5档变速器，装载质量在 4～8T 的货车采用 6 档变速器。 多档变速器多用于重型货车和越野车。 本设计考虑设计要求，采用 5档变速器。 传动比 变速器的传动比范围是指变速 器最低档传动比与最高档转动比的比值。 传动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑。 （ 1）根据汽车最大爬坡度确定 一档传动比 汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。 故有 m a x 1 0 m a x m a x( c o s s in )e g trT i i m g fr   „„„„„„„„„„„„„„„„（ ） 则由最大爬坡度要求 得出 的变速器 1档传动比 为 上海工程技术大 学毕业设计（论文） SJ 汽车变速器的设计与优化 23 m a x m a x1m a x 0( c o s sin ) 3 .1rgetm g r fi Ti„„„„„„„„„„„„„„„„„（ ） 式中 m—— 汽车总质量 ,1360kg ； g—— 重力加速度； f—— 道路阻力系数 ,； max —— 要求最大爬坡 ,30%(176。 )； r —— 驱动车轮的半径， ； maxeT —— 发动机最大转矩， 145Nm ； 0i —— 主减速器传动比， ； T —— 汽车传动系的传动效率， (2) 根据驱动轮与地面的附着力确定一档传动比 汽车行驶时，为了使驱动轮不打滑，必须使驱动力等于或小于驱动轮与路面间的附着力。 max 1 0e g t ZrT i i Fr   „„„„„„ „ „„„„„„„„„„„„„„„„„„（ ） 求得的变速器 1 档传动比为： 1 m ax 0 etFri Ti„„„„„„„„„„ „ „„„„„„„„„„„„„（ ） 式中 ZF —— 驱动轮上法向反作用力， 9395N；  —— 道路的附着系数，  = (3) 其它各档传动比的确定 五档式变速器中第四档为直接档，传动比为 1。 第五档为超速档一般取。 一至四档传动比 一般 取为等比数列，但是由于变速箱各档利用率差别很大，高档利用率比低档大，所以在现代设计中，变速箱各档上海工程技术大 学毕业设计（论文） SJ 汽车变速器的设计与优化 24 传动比并不是正好按等比级数来分配的，而是在高档区内相邻两档间的传动比的间隔比低档 区的要小。 对于倒档一般初选与一档相同，但由于设计方法的影响，一般倒档为两对齿轮啮合，情况较复杂，其设计是在中心距已定的情况下。 而中心距又是由一档所得，所以从强度考虑，倒档传动比应小于一档。 当然，若以倒档来设计中心距则传动比可大些。 各传动比确定后可依此设计齿轮，实际传动比可根据齿数调整。 考虑实际传动比还需要根据齿数调整，故 此处初步设计的传动比为i1=,i2=,i3=,i4=,i5=， i 倒 ＝。 中心距 A 对于两轴式变速器 ,输入轴与输出轴之间的距离称为变速 器中心距。 其大小不仅对变速器的外形尺寸 ,体积和质量大小 ,而且对齿轮的接触强度有影响。 中心距越小，齿轮的接触应力就越大，齿轮寿命就越短。 最小允许中心距应当由保证齿轮有必要的接触强度来确定。 变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能性、方便性 以 及不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。 此外受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。 变速器的中心距 A 可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选： 3 1maxAA K T „„„„„„„„„„„ „ „„„„„„„„„„„„„„（ ） 式中 AK —— 中心距系数。 对轿车取 ～ ；对货车取 ～ ；对多档主变速器，取 ～ 11； 1maxT —— 变速器处于 1档时的输出转矩， 1max max 1e g gT T i  ； 上海工程技术大 学毕业设计（论文） SJ 汽车变速器的设计与优化 25 maxeT —— 发动机最大转矩， 145N∙m； 1gi —— 变速器的 1 档传动比； g —— 变速器的传动效率，取。 初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出： 33 m a x 1 4 . 5 1 4 5 7 6A e eA K T m m    „„„„„„ „ „„„„„„„„„„（ ） 式中 AeK —— 按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取 ～ ，对货车取 ～。 轿车变速器的中心距在 65～ 80mm 变化范围，货车的变速器中心距在80～ 170mm范围内变化。 原则上总质量小的汽车中心距小。 外形尺寸 变速器的轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距 A的尺寸参用下列关系初选。 商用车变速器壳体的轴向尺寸： 四档 （ ～ ） A 五档 （ ～ ） A 六档 （ ～ ） A 乘用车变速器壳体的轴向尺寸：（ ～ ） A 变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。 此处由于选用五档变速器，故其外形尺寸初定为 3A＝ 228mm。 轴的直径 变速器的轴应设计成阶梯式。 当变速器工作时，轴除了传递转矩外，还承受来自齿轮作用的径向力，如果是斜齿轮还有轴向力。 在这些力的作上海工程技术大 学毕业设计（论文） SJ 汽车变速器的设计与优化 26 用下，变速器轴必须有足够的 强度和刚度。 轴的刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，对齿轮的强度和耐磨性产生影响，增加工作噪声。 输入轴花键部分直径 d可按下式初选 3 m ax 21ed K T m m„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„（ ） 式中 K 为经验系数， K=,Temax为发动机最大转矩（ 145N m） 其它部分的轴径按变速器的结构需求，考虑阶梯式的原则进行设计。 齿轮参数 （ 1）模数的选取 遵循的一般原则：为了减少噪声，应 合理减少模数，增加齿宽；为使质量小，应合理增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数；而从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。 减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小。 对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。 低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。 少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。 由于工艺上的原因，同一变速器的接合齿模数相同。 选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换档。 根据圆柱齿轮强度的简化 计算方法，可列出齿轮模数 m 与弯曲应力 之间有如下关系： 直齿轮模数： 3 2wcfj yzK KKTm   „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„（ ） 上海工程技术大 学毕业设计（论文） SJ 汽车变速器的设计与优化 27 式中 jT ——计算载荷， N∙mm； K —— 应力集中系数，直齿齿轮取 ； fK —— 摩擦力影响系数，主动齿轮取 ，被动齿轮取 ； Z—— 齿轮齿数； cK —— 齿宽系数，直齿齿轮取 ～ ； y—— 齿形系数。 齿高系数 f相同、节点处压力角不同时： yy  ， yy  ， yy  ， 2025 yy  ；压力角相同、齿高系数为 时，  ； w —— 轮齿弯曲应力，当 maxej TT  时，直齿齿轮的许用应力850~400][ w MPa。 斜齿齿轮法向模数： 3 cos2wcjn yKzK KTm   „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„（ ） 式中 K —— 应力集中系数，斜齿齿轮取 1. 5；  —— 斜齿齿轮螺旋角； cK —— 齿宽系数，斜齿齿轮取 ～ ； K —— 重合度影响系数，取 2； y —— 齿形系数，按当量齿数按 3/ cosnZZ  查询； w —— 轮齿弯曲应力，轿车变速器斜齿齿轮取 350~180][ w MPa，货车变速器斜齿齿轮取 250~100][ w MPa。 汽车变速器齿轮法向模数取值范围如下： 微型、轻型轿车， ～ ； 中型轿车， ～ 3； 上海工程技术大 学毕业设计（论文） SJ 汽车变速器的设计与优化 28 中型货车， ～ ； 重型货车， ～ 6。 同步器和啮合套的接合齿多采用渐开线 齿，取值范围为： 轿车及轻型、中型货车为 2～ ； 重型货车为 ～ 5。 出于工艺考虑，模数应尽量统一。 (2)压力角的选择 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。 变速器齿轮用 20176。 ,接合套或同步器的接合齿压力角用 30176。 (3)螺旋角的选择 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。 选斜齿轮的螺旋角，要注意 它 对齿轮工作噪声 、 齿轮的强度和轴向力的影响。 从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大 的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。 斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用： 轿车变速器： 两轴式变速器为 20176。 ～ 30176。 中间轴式变速器为 22176。 ～ 34176。 货车变速器： 18176。 ～ 34176。 (4)齿宽的选择 上海工程技术大 学毕业设计（论文）。