商用汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)
商用汽車(chē)變速器設(shè)計(jì),商用,汽車(chē),變速器,設(shè)計(jì)
機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)
一、 傳動(dòng)方案和零部件方案的確定
根據(jù)題目給定的參數(shù)和總體設(shè)計(jì)結(jié)果可以確定,作為一輛前置后輪驅(qū)動(dòng)的貨車(chē),毫無(wú)疑問(wèn)應(yīng)該選用中間軸式多擋位機(jī)械式變速器。
(一)、傳動(dòng)方案初步確定
1)、變速器第1軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體,第2軸前端經(jīng)軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi),且保持兩軸軸線(xiàn)在同一條直線(xiàn)上,經(jīng)嚙合套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),擋位低的(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(chē)后再掛入倒擋,因此可以采用直齒滑動(dòng)齒輪作為換擋方式。
(二)、零部件結(jié)構(gòu)方案
1、 齒輪形式
齒輪形式為直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。變速器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。
此變速器1擋、倒擋采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋。2擋以上都采用同步器換擋,能保證換擋迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲,得到廣泛應(yīng)用。
3、 變速器軸承
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)生軸向力,原則上由前或后軸承來(lái)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來(lái)承受徑向力。
滾動(dòng)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軸齒輪與第2軸的連接,由于滾針滾動(dòng)摩擦損失小,傳動(dòng)效率高,徑向配合間隙小,定位配合間隙小,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
計(jì)算需要的相關(guān)數(shù)據(jù):
最高車(chē)速:=100Km/h;
發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速=2200r/min
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速=1278r/min
車(chē)輪滾動(dòng)半徑r=0.4628m
發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)矩=754 Nm
變速器的傳動(dòng)效率=95%
貨車(chē)的最大質(zhì)量=8930kg
1、 先確定最小傳動(dòng)比
=
汽車(chē)最高車(chē)速時(shí)變速器的傳動(dòng)比最小,則根據(jù)公式
式中: —最高車(chē)速
—發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速
—車(chē)輪半徑
—變速器最小傳動(dòng)比
—主減速器傳動(dòng)比
發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速=2200r/min
車(chē)輪滾動(dòng)半徑r=0.4628m
最高車(chē)速:=100Km/h;
代入數(shù)據(jù),得到 =3.818
為了滿(mǎn)足足夠的動(dòng)力性能,還需要校核最高擋動(dòng)力因數(shù)
一般中型貨車(chē)最高擋動(dòng)力因數(shù)取值范圍為0.04~0.08
G(n)
A(㎡)
(km/h)
8930kg*9.8
0.95
0.9
4.49
100
代入數(shù)值,得到=0.04541 滿(mǎn)足最高擋動(dòng)力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟(jì)性要求。此變速器最高擋為直接擋=1,則=3.818,該車(chē)采用單級(jí)主減速器,主減速器傳動(dòng)比<7,滿(mǎn)足要求。
2) 確定最大傳動(dòng)比
確定最大傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比,要考慮三方面問(wèn)題,最大爬坡度或1擋最大動(dòng)力因數(shù)、附著力和汽車(chē)最低穩(wěn)定車(chē)速。
1、傳動(dòng)系出最大傳動(dòng)比通常是變速器1擋傳動(dòng)與主減速器傳動(dòng)比的乘積,即
當(dāng)汽車(chē)爬坡時(shí)車(chē)速很低,可以忽略空氣阻力,汽車(chē)的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為
各表達(dá)式展開(kāi)
則 其中爬坡度為30%,即
f
r(m)
(Nm)
0.9
0.02
3.818
0.4628
754
代入數(shù)據(jù)得到 4.539
2)、1擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿(mǎn)足附著條件
對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē),最大附著力有如下公式
式中:為后軸質(zhì)量,670%。
將以上兩式聯(lián)立,得到
代入數(shù)據(jù),得到 8.3287
取=5.00
傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比==19.09
3)驗(yàn)證貨車(chē)的最低穩(wěn)定速度
發(fā)動(dòng)機(jī)的最低轉(zhuǎn)速n=700r/min
得到貸車(chē)的最低穩(wěn)定速度=6.4kmh 符合要求;
(一) 擋位數(shù)確定
在最低擋傳動(dòng)比不變的條件下,增加變速器的擋位數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動(dòng)比比值減小,換擋容易進(jìn)行。在確定汽車(chē)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)上上,汽車(chē)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。因此,各擋傳動(dòng)比的大致關(guān)系為
式中:q為各擋之間的公比。
當(dāng)擋位數(shù)為n時(shí),有
對(duì)于本變速器,擋位數(shù)暫定為4,則
==1.71<1.8
一般擋數(shù)的選擇要求如下:
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)比比值要比低擋區(qū)相鄰擋位之間的比值小。
所以,變速器各擋位的傳動(dòng)比可以確定如下:
=5.00 =2.92 =1.71 =1
單級(jí)主減速器傳動(dòng)比=3.818
經(jīng)初步驗(yàn)證,滿(mǎn)足題目要求。
(二) 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(chēng)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、輪齒的接觸強(qiáng)度有影響。
中心距越小,輪齒的接觸應(yīng)力越大,齒輪壽命越短。因此,最小允許中心距應(yīng)當(dāng)保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)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
式中:為中心距系數(shù),貨車(chē)為=8.6-9.6,取=9.0
為變速器傳動(dòng)效率,取95%。
=754 Nm
=5.100
=137.699mm
貨車(chē)的變速器中心距在80-170mm范圍內(nèi)變化,滿(mǎn)足要求。
(三) 外形尺寸
4擋變速器殼體的軸向尺寸取2.7A,取整得L=372mm
(四) 齒輪參數(shù)
1、 模數(shù)的選取
對(duì)于貨車(chē),減少質(zhì)量比減少噪聲更重要,因此模數(shù)應(yīng)選得大些,同時(shí)減小齒寬。另外,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(chē) ,接合齒模數(shù)取值范圍3.5-4.5
遵照以上原則,本變速器1擋直齒齒輪m=6.00mm,其余擋位斜齒輪=5.00mm
嚙合套和同步器的結(jié)合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線(xiàn)齒開(kāi),由于工藝上的原因,同一變速器的接合齒模數(shù)相同。
其取值范圍如下表:
接合齒模數(shù)取值
乘用車(chē)
中型貨車(chē)
重型貨車(chē)
2.0~3.5
2.0~3.5
3.5~5.0
選取較小的模數(shù)可以使齒數(shù)增加,有利于換擋。在此取m’=3mm。
2、壓力角
遵照國(guó)家規(guī)定取齒輪壓力角為,嚙合套或同步器的壓力角為。
3、螺旋角
齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí),使齒輪嚙合的重合度增加,因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和重合度出發(fā),應(yīng)當(dāng)選用大一些的螺旋角。
斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車(chē)變速器是18°~26°
初選螺旋角26°。
4、 齒寬
1擋第1軸常嚙合直齒齒輪寬度取=86=48mm
1擋第2軸常嚙合直齒齒輪寬度取=75=35mm
其余斜齒輪寬度取mm
5、 齒輪變位系數(shù)的選擇原則
①對(duì)于高擋齒輪,應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。
②對(duì)于低擋齒輪,為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度,應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大、小齒輪的變位系數(shù)。
③總變位系數(shù)越小,齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng),噪聲要小一些。
6、 齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)取值為1.0
7、 各擋齒輪齒數(shù)的分配
在初選中心距A、齒輪模數(shù)m和螺旋角β以后,可以根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪齒數(shù)。下面以4擋變速器圖示來(lái)進(jìn)行齒數(shù)分配。
4擋變速器示意圖
擋位
傳動(dòng)比
5.00
2.92
1.71
1
(1) 確定1擋齒輪的齒數(shù)
1擋傳動(dòng)比
和齒數(shù)和:
直齒取整得46
取=13,則1擋大齒輪齒數(shù)為=
(2) 對(duì)中心距A修正
因?yàn)橐话阌?jì)算齒數(shù)和后,經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化,所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變化系數(shù)重新計(jì)算中心距A,再以修正后的中心距A為各擋齒輪分配的依據(jù)。修正后得
(3) 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)。
根據(jù)式得
……………………(1)
常嚙合傳動(dòng)齒輪、中心距和1擋齒輪的中心距相等,即
解得=62.017………………………………(2)
聯(lián)立(1)、(2)兩式解得
=16.7 取整得=17 =33
核算傳動(dòng)比
則齒數(shù)分配合適。
由,得到
=
(2)確定其他各擋齒輪的齒數(shù)
①2擋齒輪齒數(shù)。2擋齒輪為斜齒輪,螺旋角與常嚙合輪不同。
,即=,…………(3)
,………………(4)
另外,從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā),還必須滿(mǎn)足下式
解得 暫取=18° 最小只能取到18°
把代入(4),聯(lián)立(3)式,得到
=1.504
解得=28.75,取=20.96 取整為20 =31.53 取整為31
核算傳動(dòng)比= 取=31時(shí), 與2.92相差不大,滿(mǎn)足要求。
算出精確的螺旋角
滿(mǎn)足要求
②3擋齒輪齒數(shù)計(jì)算
,即,
,
另外,從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā),還必須滿(mǎn)足下式
=20.65°
所以,
=
得到=27.46 取整 27 ,則=25
核算傳動(dòng)比
= ,滿(mǎn)足要求,故齒數(shù)合理。
求精確:
,符合要求。
③4擋為直接擋。
(4) 確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距
倒擋選用的模數(shù)與1擋齒輪相同,中間軸上倒擋齒輪的齒數(shù)已確定為13,倒擋軸上的倒擋一般在21~23之間,先初選=26,再調(diào)整??捎?jì)算出中間軸到倒擋軸的中心距mm,
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉,齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙,則齒輪9的齒頂圓直徑應(yīng)為
=2×117-6×(13+2)-1
=143mm
=-2
=21.8333
為了保證齒輪8和9的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙,取=21
倒擋齒輪10與1擋齒輪7嚙合,初選,則可計(jì)算倒擋軸與第2軸的中心距
可知,,所以
變速器各齒輪齒數(shù):
17
33
25
27
31
20
33
13
21
23
第三節(jié) 主要零部件的設(shè)計(jì)和計(jì)算
(一)齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算
①直齒輪彎曲應(yīng)力
式中,為彎曲應(yīng)力(MPa),為計(jì)算載荷(N·mm),為應(yīng)力集中系數(shù),可近似取為1.65,為摩擦力影響系數(shù),主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同,彎曲應(yīng)力的影響也不同,主動(dòng)齒輪,從動(dòng)齒輪,m為模數(shù)(mm),y為齒形系數(shù),如右圖。
齒形系數(shù)圖(假定載荷作用在齒頂)
取作用在變速器第1軸上的最大轉(zhuǎn)矩根據(jù)傳動(dòng)比換算到1擋的值,知
1擋和倒擋齒輪相同,齒寬系數(shù)取8.0,齒形系數(shù)帶入可得,
1擋=
彎曲應(yīng)力略大于400MPa小于850MPa,因此在許用應(yīng)力400~850MPa,滿(mǎn)足要求。
②斜齒輪彎曲應(yīng)力
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器1軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí),對(duì)貨車(chē)常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用應(yīng)力為100250Mpa。
式中:重合度影響系數(shù),取。為應(yīng)力集中系數(shù),取。取齒寬系數(shù)。
2擋齒輪=20 =19.6°
=
滿(mǎn)足彎曲應(yīng)力要求。
(二)齒輪接觸強(qiáng)度計(jì)算
式中,為齒輪的接觸應(yīng)力(MPa);為齒面上的法向力(N),;為圓周力(N),;為計(jì)算載荷(N·mm);d為節(jié)圓直徑(mm);為節(jié)圓壓力角;為齒輪螺旋角;E為齒輪材料的彈性模量(),;b為齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm);,為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm),直齒輪,,斜齒輪,;為主,從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。
變速器齒輪許用接觸應(yīng)力
齒輪
滲碳齒輪
液體碳氮滲齒輪
1擋和倒擋
1900~2000
950~1000
常嚙合齒輪和高擋
1300~1400
650~700
①計(jì)算第1軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力。
860MPa
滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。
(2)計(jì)算高擋(第3擋)常嚙合齒輪接觸應(yīng)力
919.91MPa,可選用液體碳氮共滲齒輪,滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。
(3)計(jì)算1擋和倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力
515.7MPa,可選用液體碳氮共滲齒輪,滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。
二、軸的強(qiáng)度計(jì)算
(一)初選軸的直徑
已知中間軸式變速器中心距A時(shí),第2軸和中間軸中部直徑,軸的最大直徑d和支承間距L的比值:
對(duì)于第1軸和中間軸,d/L=0.16~0.18;對(duì)于第2軸,d/L=0.18~0.21。
第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選:
其中,K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù),K=4.0~4.6;為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N·m)。
在此,取K=4.4,計(jì)算得第一軸花鍵部分直徑,
第2軸和中間軸中間部分直徑=62.1~82.8mm間,
取d=0.45A=62.1mm≈62mm
核算軸的最大直徑d和支承間距離L的比值:
對(duì)于貨車(chē)的4擋變速器,殼體的軸向尺寸在(2.2~2.7)A間,
中間軸支承間的距離略小于軸向尺寸L,可取L’=370mm計(jì)算,
中間軸,滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。
第2軸支承間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定
第2軸
在0.18~0.21的范圍內(nèi),滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。
(二)軸的強(qiáng)度驗(yàn)算
①軸剛度的驗(yàn)算
對(duì)于齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化,破壞齒輪的正確嚙合;后者使齒輪相互歪斜,致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。
在驗(yàn)算時(shí),由于擋位不同、不僅圓周力、徑向力不同,而且力到支點(diǎn)的距離也有變化,所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)將軸看成鉸接支承的梁。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副,因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷小,通常撓度不大,故可不必計(jì)算。垂直平面內(nèi)的撓度,水平面內(nèi)的撓度,以及轉(zhuǎn)角的計(jì)算方法如下:
軸的全撓度為
式中:為齒輪齒寬中間平面上的圓周力,N;為齒輪齒寬中間平面上的徑向力,N;為彈性模量,MPa,;為慣性矩,,對(duì)于實(shí)心軸;d為軸的直徑,mm;花鍵處按平均直徑計(jì)算;、為齒輪上作用力距支座A、B的距離;L為支座間距離。
按要求全撓度,軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度許用值為,。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)該超過(guò)0.002rad。
本例中,由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大,因此只需要驗(yàn)算中間軸上常嚙合齒輪處的強(qiáng)度和剛度即可。
變速器中間軸兩支點(diǎn)長(zhǎng)L=372mm,取,
代入
滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。
(2)軸的強(qiáng)度計(jì)算
作用在齒輪上的徑向力和軸向力,使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形,而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力和之后,計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。
得出
滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。
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