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汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)
——變速器設(shè)計(jì)
學(xué) 院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院
班 級(jí) 09級(jí)車輛3班
指導(dǎo)教師 趙克剛
學(xué)生姓名 鄭振群
學(xué) 號(hào) 200930081500
提交日期 2012年07月 日
中間軸式變速器
概 述
變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求,改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速,使汽車具有適合的牽引力和速度,并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離,變速器具有倒擋和空擋。在有動(dòng)力輸出需要時(shí),還應(yīng)有功率輸出裝置。
對(duì)變速器的主要要求是:
1.應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí),根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求,選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動(dòng)比,來滿足這一要求。
2.工作可靠,操縱輕便。汽車在行駛過程中,變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度,提高行駛安全性,操縱輕便的要求日益顯得重要,這可通過采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換擋或自動(dòng)、半自動(dòng)換擋來實(shí)現(xiàn)。
3.重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材,采用合理的熱處理,設(shè)計(jì)合適的齒形,提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。
4.傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失,應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量,采用適當(dāng)?shù)臐櫥投伎梢蕴岣邆鲃?dòng)效率。
5.噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù),提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。
中間軸式變速器設(shè)計(jì)
一、傳動(dòng)方案和零部件方案的確定
作為一輛前置后輪驅(qū)動(dòng)的貨車,毫無疑問該選用中間軸式多擋機(jī)械式變速器。中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)如下:
(1) 設(shè)有直接擋;
(2) 1擋有較大的傳動(dòng)比;
(3) 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動(dòng),擋位低的齒輪(1擋)可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng);
(4) 除1擋外,其他擋位采用同步器或嚙合套換擋;
(5) 除直接擋外,其他擋位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。
(一) 傳動(dòng)方案初步確定
(1)變速器第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體,第2軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi),且保持兩軸軸線在同一條直線上,經(jīng)同步器將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng),1擋采用滑動(dòng)直齒齒輪傳動(dòng)。
(2)倒擋利用率不高,而且都是在停車后再掛入倒擋,因此可以采用支持滑動(dòng)齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪,避免中間齒輪在最不利的正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作,提高壽命,并使倒擋傳動(dòng)比有所增加,倒擋的輸出軸從動(dòng)齒輪與1擋的輸出軸從動(dòng)齒輪相同。
圖1 中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案
根據(jù)以上要求,選擇圖1-a方案作為本設(shè)計(jì)的中間軸式五擋變速器的傳動(dòng)方案。
(二)零部件結(jié)構(gòu)方案
1.齒輪形式
齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較,斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn);缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜,工作時(shí)有軸向力。
變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。
2.換擋機(jī)構(gòu)形式
此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪和同步器換擋兩種形式。
采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋,會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊,齒輪端部磨損加劇并過早損壞,并伴有噪聲,不宜用于高擋位。為簡化機(jī)構(gòu),降低成本,此變速器1擋、倒擋采用此種方式。
使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲,得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大,但為了降低駕駛員工作強(qiáng)度,降低操作難度,2擋以上都采用同步器換擋。
3.變速器軸承
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。
變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承,按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力,原則上由前或后軸承來承受都可以;但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候,必須由后端軸承承受軸向力,前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動(dòng)軸套用于齒輪與軸不固定連接,有相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)的地方,比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接,由于滾針軸承滾動(dòng)摩擦損失小,傳動(dòng)效率高,徑向配合間隙小,定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高,有利于齒輪嚙合,在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下,應(yīng)盡量使用滾針軸承。
二、主要參數(shù)的選擇和計(jì)算
目前,貨車變速器采用4~5個(gè)擋或多擋,多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在4~5個(gè),需要通過計(jì)算傳動(dòng)比范圍后最后確定。
(一)先確定最小傳動(dòng)比
傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比可由變速器最小傳動(dòng)比ig和主減速器傳動(dòng)比i0的乘積來表示
itmin=igmini0 3-1
通常變速器最小傳動(dòng)比igmin取決于傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比it0和主減速器傳動(dòng)比i0,而根據(jù)汽車?yán)碚摚囎罡哕囁贂r(shí)變速器傳動(dòng)比最小,則根據(jù)公式
ua=0.377rnigmini0 3-2
式中:ua為汽車行駛速度,km/h; n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,r/min; r為車輪半徑,m; igmin特指為最高擋傳動(dòng)比。
可得
itmin=0.377rnvuamax 3-3
指最高車速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速,一般=(09~1.1),其中為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速,本車取=3800r/min , r/min
中型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T 19047-2003《增強(qiáng)型載重汽車輪胎系列》可選用后輪9.0R20型號(hào),負(fù)荷下靜半徑為471mm。汽車給定的最大車速為95km/h,
后經(jīng)過主減速器校核修正之后得到
另外,為了滿足足夠的動(dòng)力性,還需要校核最高擋動(dòng)力因數(shù)D0max。一般汽車直接擋或最高擋動(dòng)力因數(shù)取值范圍如下表所示
動(dòng)力因數(shù)取值
中型貨車
微型貨車
轎車
0.04~0.08
0.08~0.1
0.1~0.2
本設(shè)計(jì)中取D0max=0.05,最小傳動(dòng)比與最高擋動(dòng)力因數(shù)D0max有如下關(guān)系
D0max=TtqmaxitminηtrG-CDAuat221.15G 3-4
式中:uat為直接擋或最高擋時(shí),發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出最大扭矩時(shí)的最大車速,km/h,此時(shí)可近似取uat=uamax。
其它參數(shù)見下表。
參數(shù)說明
ηt
Ttqmax(N.m)
最大轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速(r/min)
空氣阻力系數(shù)CD
迎風(fēng)面積A(m^2)
uamax(km/h)
0.9
366.5
2037
0.6
4.234
95
根據(jù)3-4式可得itmin=8.85>6.86,從滿足最高擋動(dòng)力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟(jì)性,取傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比為itmin=6.86。若按直接擋igmin=1,則i0=6.86該車采用單級(jí)主減速器,主減速器傳動(dòng)比i0≤7,滿足要求。
(二)確定最大傳動(dòng)比
確定傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比,要考慮三方面問題,最大爬坡度或1擋最大動(dòng)力因數(shù)D0max、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比通常是變速器1擋傳動(dòng)比ig1與主減速器傳動(dòng)比i0的乘積,即
itmax=ig1i0 3-5
當(dāng)汽車爬坡時(shí)車速很低,可以忽略空氣阻力,汽車的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為
Ftmax=Ff+Fimax 3-6
各表達(dá)式展開為
Ttqmaxitminηtr=Gfcosαmax+Gsinαmax 3-7
則
ig1≥G(fcosαmax+sinαmax)rTtqmaxi0ηt 3-8
各參數(shù)見下表
計(jì)算參數(shù)表
ηt
f
i0
r(m)
ma(kg)
Ttqmax(N.m)
αmax
0.9
0.02
6.75
0.471
10440
366.5
16°7'(30%)
代入3-8式計(jì)算可得ig1≥6.6。
1擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件
Ftmax=Ttqmaxig1i0ηtr≤Fφ 3-9
對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)汽車,最大附著力有如下公式
Fφ=FZ2φ=G2φ=m2gφ 3-10
式中:m2為后軸質(zhì)量,m2=66.4%ma,取φ=0.8
將式3-10代入式3-9求得
ig1≤m2gφrTtqmaxi0ηt=11.5
取ig1=6.8。此時(shí)校核的最大爬坡度為31%,即 。因此,變速器傳動(dòng)比范圍是1~6.8,傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比itmax=46。
(三)擋位數(shù)確定
增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋位數(shù)越多,變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜,使輪廓尺寸和質(zhì)量加大,而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。
在最低擋傳動(dòng)比不變的情況下,增加變速器的擋位數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動(dòng)比比值減小,使換擋工作容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動(dòng)比之后,應(yīng)該確定中間各擋的傳動(dòng)比。實(shí)際上,汽車傳動(dòng)系各擋傳動(dòng)比大體上是按照等比級(jí)數(shù)分配的。
此貨車暫定擋位數(shù)為5,則相鄰擋位傳動(dòng)比的比值為
Q=4ig1=46.8=1.615<1.8
一般擋數(shù)選擇要求如下:
1) 為了減小換擋難度,相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。
2) 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。
滿足要求,確定擋位數(shù)為5,則ig1=6.86,ig2=q3=4.21,ig3=q2=2.61,ig4=q=1.61,ig5=1。
(四)中心距A
對(duì)于中間軸式變速器,中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù),對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強(qiáng)度都有影響。
中心距越小,齒輪的接觸應(yīng)力越大,齒輪的壽命越短。因此,最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。
初選中心距A時(shí),可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算
A=KA3Temaxig1ηg 3-11
式中:KA為中心距系數(shù),貨車為8.6~9.6;Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,N.m;ig1為變速器1擋傳動(dòng)比;ηg為變速器傳動(dòng)效率,取96%。
貨車的變速器中心距在80~170mm范圍內(nèi)變化。對(duì)于本輕型貨車,可取KA=9.0,其余取值按照已有參數(shù)計(jì)算3-11式可得A≈120.37mm。
(五)外形尺寸設(shè)計(jì)
貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān),5擋為(2.7~3)A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí),應(yīng)取給出范圍的上限。
本車5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A,取整得L=361mm。
(六)齒輪參數(shù)
1.模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)選取的一般原則如下
1)為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù),同時(shí)增加齒寬;
2)為使質(zhì)量小些,應(yīng)該增加模數(shù),同時(shí)減少齒寬;
3)從工藝方面考慮,各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù);
4)從強(qiáng)度方面考慮,各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù);
5)對(duì)于貨車,減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要,因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些;
6)低擋齒輪選用大一些的模數(shù),其他擋位選用另一種模數(shù)。
中型貨車(6t
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