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哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院(論文)
第1章 緒 論
1.1 課題的目的和意義
變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速,目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下,使汽車獲得不同的牽引力和速度,同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作[1]。中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的客車上。變速器若采用浮動(dòng)式結(jié)構(gòu)的齒輪軸,工作時(shí)會(huì)產(chǎn)生撓度。因此,一方面降低了輸出軸的剛性,另一方面造成了嚙合齒輪嚙合不良,致使齒輪強(qiáng)度降低,增加了運(yùn)轉(zhuǎn)噪音,影響了整機(jī)的性能。
為了近一步提升后驅(qū)動(dòng)變速器的性能,增加后驅(qū)轎車市場(chǎng)銷售份額,應(yīng)該建立一個(gè)適應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)排量為2.0升的后驅(qū)動(dòng)變速器新平臺(tái),以滿足車廠和用戶更高層次的要求。
設(shè)計(jì)方案力求實(shí)現(xiàn):
(1)變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊、合理,承載能力較大,滿足匹配發(fā)動(dòng)機(jī)之所需;
(2)選擋、換擋輕便、靈活、可靠;
(3)同步器結(jié)構(gòu)合理,性能穩(wěn)定,有利于換擋;
(4)齒輪承載能力高,運(yùn)轉(zhuǎn)噪音低,傳遞運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)。
1.2課題研究的現(xiàn)狀
目前,國(guó)內(nèi)外汽車變速器的發(fā)展十分迅速,普遍研究和采用電控自動(dòng)變速器,這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車安全性[3]。但是駕駛員失去了駕駛樂趣,不能更好的體驗(yàn)駕駛所帶來的樂趣。機(jī)械式手動(dòng)變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠,具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點(diǎn),故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。在檔位的設(shè)置方面,國(guó)外對(duì)其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高。目前,4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢(shì)。同時(shí),6檔變速器的裝車率也在日益上升[4]。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速,從而可提高汽車的運(yùn)輸效率,降低運(yùn)輸成本。
汽車變速器是汽車的重要部件之一,用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速,目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行使工況下,使汽車獲得不同的牽引力和速度,同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空檔,可在起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪傳輸。變速器設(shè)有倒檔,使汽車獲得倒退行使能力。
汽車變速器技術(shù)的發(fā)展歷史:
手動(dòng)變速器(MT:Manual Transmisson)主要采用了齒輪傳動(dòng)的降速原理。變速器內(nèi)有多組傳動(dòng)比不同的齒輪副,而汽車行駛時(shí)的換擋工作,也就是通過操縱機(jī)構(gòu)使變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。
自動(dòng)變速器(AT:Automatic Transmisson)是由液力變矩器,行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成,通過液力變矩器和齒輪組合的方式來達(dá)到變速變矩。
AMT是在傳統(tǒng)干式離合器和手動(dòng)齒輪變速器的基礎(chǔ)上改造而成,主要改變了手動(dòng)換擋操縱部分。即在MT總體結(jié)構(gòu)不變的情況下改用電子控制來實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換擋。
無級(jí)變速器(CVT:Continuously Variable Transmission),又稱為連續(xù)變速式機(jī)械變速器。金屬帶式無級(jí)變速器主要包括主動(dòng)輪組,從動(dòng)輪組,金屬帶和液壓泵等基本部件。主要靠主動(dòng)輪,從動(dòng)輪和傳動(dòng)帶來實(shí)現(xiàn)速比的無級(jí)變化,傳動(dòng)帶一般用橡膠帶,金屬帶和金屬鏈等。
無限變速式機(jī)械無級(jí)變速器(IVT:Infinitely Variable Transmisson)采用的是一種摩擦板式變速原理。IVT的核心部分由輸入傳動(dòng)盤,輸出傳動(dòng)盤和Variator傳動(dòng)盤組成。它們之間的接觸點(diǎn)以潤(rùn)滑油作介質(zhì),金屬之間不接觸,通過改變Variator裝置的角度變化而實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比的連續(xù)而無限的變化。
1.3 變速器的設(shè)計(jì)思想
根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)匹配的轎車的基本參數(shù),及發(fā)動(dòng)機(jī)的基本參數(shù),設(shè)計(jì)能夠匹配各項(xiàng)的新型后驅(qū)動(dòng)變速器。
新型后驅(qū)動(dòng)變速器應(yīng)滿足:
(1)發(fā)動(dòng)機(jī)排量2.0升;
(2)六個(gè)前進(jìn)擋,一個(gè)倒檔;
(3)輸入、輸出軸保證兩點(diǎn)支承;
(4)采用同步器,保證可靠平穩(wěn)換擋;
(5)齒輪、軸及軸承滿足使用要求。
1.4 研究的主要工作內(nèi)容
中間軸式變速器主要用于后輪驅(qū)動(dòng)變速器,所以,根據(jù)實(shí)際汽車發(fā)動(dòng)機(jī)匹配所需,本文計(jì)劃對(duì)適用于后驅(qū)動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)固定中間軸式變速器作為總的布置方案。
1.確定合適的布置結(jié)構(gòu)
變速器中各檔齒輪按照檔位先后順序在軸上排列;各檔的換擋方式;齒輪與軸的配套方案;軸承支承位置等結(jié)構(gòu)。
2.進(jìn)行主要參數(shù)的選擇
確定變速器的檔位數(shù);各檔傳動(dòng)比;中心距;軸向長(zhǎng)度等。
3.進(jìn)行主要零部件及其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
齒輪參數(shù);各檔齒輪齒數(shù)分配;輪齒強(qiáng)度計(jì)算;軸的設(shè)計(jì)及校核;軸承的設(shè)計(jì)及校核;同步器主要參數(shù)的選??;操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)等。
4.繪制圖紙
根據(jù)設(shè)計(jì)方案,通過CAD完成裝配圖及零件圖的繪制。
第2章 變速器設(shè)計(jì)的總體方案
變速器是汽車傳動(dòng)系的重要組成部分,是連接發(fā)動(dòng)機(jī)和整車之間的一個(gè)動(dòng)力總成,起到將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力通過轉(zhuǎn)換傳到整車,以滿足整車在不同工況的需求。所以整車和發(fā)動(dòng)機(jī)的主要參數(shù)對(duì)變速器的總體方案均產(chǎn)生較大
2.1 設(shè)計(jì)依據(jù)
隨著消費(fèi)者對(duì)汽車安全性、舒適性、經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性需求的提高,汽車的技術(shù)含量不斷提高,機(jī)械式手動(dòng)變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠,具有良好的駕駛樂趣等優(yōu)點(diǎn),故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。在檔位的設(shè)置方面,國(guó)外對(duì)其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來愈高。目前,4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢(shì)。同時(shí),6檔變速器的裝車率也在日益上升。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速,從而可提高汽車的運(yùn)輸效率,降低運(yùn)輸成本。設(shè)計(jì)新型后驅(qū)動(dòng)變速器以使變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊、合理、承載能力強(qiáng)。
選擇車型為BMW 320i 2.0 典雅型轎車進(jìn)行設(shè)計(jì),基本性能參數(shù)如表2.1。
表2.1 基本性能參數(shù)
發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)
排量(L)
2.0
最大功率(km)
110(6200r/min)
最大扭矩(N·m)
200(3600r/min)
底盤參數(shù)
驅(qū)動(dòng)方式
后輪驅(qū)動(dòng)
輪胎規(guī)格
205/55 R16
整車尺寸及質(zhì)量
長(zhǎng)*寬*高(mm)
4520*1817*1421
軸距(mm)
2760
總質(zhì)量(kg)
3000
整備質(zhì)量(kg)
1425
整車性能參數(shù)
最高車速(km/h)
220
最大爬坡度
30%
注:其中,205/55 R16表示輪胎斷面寬B=205,扁平比H/B=55,輪輞直徑16in=406.4mm。
故車輪滾動(dòng)半徑近似等于輪胎半徑,為r=(406.4+205*0.55)/2=259.58mm。
2.2傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析
變速器由變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可按前進(jìn)檔數(shù)或軸的不同分類,分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類,而前者又分為兩軸式,中間軸式和多中間軸式變速器等。
2.2.1兩軸式和中間軸式變速器
現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用固定軸式變速器,而兩軸式和中間軸式應(yīng)用最為廣泛。其中,兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的客車上。在設(shè)計(jì)時(shí),究竟采用哪一種方案,除了汽車總布置的要求外,還要考慮以下幾個(gè)方面:
與中間軸式變速器比較,兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少,所以有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點(diǎn),此外,各中間檔位因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力,故傳動(dòng)效率高,同時(shí)噪聲也低。因兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔,所以在高檔工作是齒輪和軸承均承載,不僅工作噪聲增大,且易損壞。還有,受結(jié)構(gòu)限制,兩軸式變速器的一檔速比不可能設(shè)計(jì)的很大。對(duì)于前進(jìn)檔,兩軸式變速器輸入軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反;而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同。
中間軸式變速器可以設(shè)置直接檔,在使用直接檔時(shí),變速器的齒輪和軸承及軸承均不承載,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出,此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高,可達(dá)90%以上,噪聲低,齒輪和軸承的磨損減少。因?yàn)橹苯訖n的利用率高于其他檔位,因而提高了變速器的使用壽命。在除直接檔以外的其他檔位工作時(shí),中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低,這是它的缺點(diǎn)[3]。對(duì)于本設(shè)計(jì),采用如圖2.1所示的傳動(dòng)方案。
圖2.1 中間軸式變速器傳動(dòng)方案
2.2.2倒檔的形式和布置方案
圖2.2為常見的布置方案。圖2.2(a)方案廣泛用于前進(jìn)檔都是同步器換檔的四檔轎車和輕型貨車變速器中;圖2.2(b)方案的優(yōu)點(diǎn)是可以利用中間軸上的1檔齒輪,因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度,但換檔時(shí)兩對(duì)齒輪必須同時(shí)嚙合,致使換檔困難,某些輕型貨車四檔變速器采用這種方案;圖2.2(c)方案能獲得較大的倒檔速比,突出的缺點(diǎn)是換檔程序不合理;圖2.2(d)方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)作了修改,因而在貨車變速器中取代了圖2.2(c)方案;圖2.2(e)方案中,將中間軸上的一檔和倒檔齒輪做成一體,其齒寬加大,因而縮短了一些長(zhǎng)度;圖2.2(f)方案采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪,換檔更為輕便;為了充分利用空間,縮短變速器軸向長(zhǎng)度,有的貨車采用圖2.2(g)方案,其缺點(diǎn)是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸,使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。后述五種方案可供五檔變速器的選擇[3]:本次設(shè)計(jì)中采用中間軸式變速器,圖2.2(f)瑣事得到當(dāng)布置方案。
圖2.2 倒檔布置方案
2.3 變速器基本參數(shù)的確定
2.3.1 擋數(shù)的確定
擋數(shù)的設(shè)置與整車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性有關(guān)。就動(dòng)力性而言,增加變速器的擋數(shù),能夠增加發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會(huì),提高了整車的加速與爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言,擋數(shù)多,增加了發(fā)動(dòng)機(jī)在低油耗區(qū)工作的可能性,降低油耗。所以擋數(shù)設(shè)置為六檔。
2.3.2 傳動(dòng)比的確定
1、主減速器傳動(dòng)比的確定
發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為[12]:
(2.1)
式中:
——汽車行駛速度(km/h);
——發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min);
——車輪滾動(dòng)半徑(m);
——變速器直接檔傳動(dòng)比;
——主減速器傳動(dòng)比。
已知:最高車速==220km/h;最高檔為超速檔,傳動(dòng)比=1;車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格205/55R16得到=259.58(mm);發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速==6200(r/min);由公式(3.1)得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式:
2、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算
按最大爬坡度設(shè)計(jì),滿足最大通過能力條件,即用一檔通過要求的最大坡道角坡道時(shí),驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力(加速阻力為零,空氣阻力忽略不計(jì))[13]。用公式表示如下:
(2.2)
式中:
G ——車輛總重量(N);
——坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面μ=0.01~0.02);
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(N·m);
——主減速器傳動(dòng)比;
——變速器傳動(dòng)比;
——為傳動(dòng)效率(0.85~0.9);
R ——車輪滾動(dòng)半徑;
——最大爬坡度(一般轎車要求能爬上30%的坡,大約)
由公式(3.2)得:
(2.3)
已知:m=3000kg;;;r=0.26m; N·m;;g=9.8m/s2;,把以上數(shù)據(jù)代入(3.3)式:
滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí),驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下:
(2.4)
式中:
——驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力,;
——驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù);對(duì)混凝土或?yàn)r青路面可取0.5~0.6之間。
已知:kg;取0.55,把數(shù)據(jù)代入(3.4)式得:
所以,一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是:
初選一檔傳動(dòng)比為5.0。
3、變速器各檔速比的配置
按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比,即:
2.3.3 中心距的選擇
初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算[14]:
(2.5)
式中:
A ——變速器中心距(mm);
——中心距系數(shù),乘用車=8.9~9.3;
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為200(N·m);
——變速器一檔傳動(dòng)比為5.0;
——變速器傳動(dòng)效率,取96%。
8.9=87.79mm
取A=90mm。
2.3.4 變速器的外形尺寸
變速器的橫向外形尺寸,可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。
乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用:
;
第3章 主要零部件的設(shè)計(jì)及計(jì)算
3.1 齒輪的設(shè)計(jì)及校核
3.1.1 齒輪參數(shù)確定及各擋齒輪齒數(shù)分配
1.模數(shù)m
齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù),并且影響它的選取因素又很多,如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。對(duì)于乘用車為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù),乘用車和總質(zhì)量在的貨車為,取。
2.壓力角
國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為,所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為。
3.螺旋角
選取斜齒輪的螺旋角,應(yīng)該注意它對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。螺旋角應(yīng)選擇適宜,太小時(shí)發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性,太大又會(huì)使軸向力過大。轎車變速器齒輪應(yīng)采用較大螺旋角以提高運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)性,降低噪聲。
乘用車中間軸式變速器為,選。
4.齒寬b
齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小,軸向尺寸緊湊,又要保證輪齒的強(qiáng)度及工作平穩(wěn)性的要求,通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b。,其中為齒寬系數(shù)。變速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪;常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪。
5.齒頂高系數(shù)
齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。一般齒輪的齒頂高系數(shù),為一般汽車變速器齒輪所采用。
6.各擋齒輪齒數(shù)的分配
分配齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意的是,各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù),以使齒面磨損均勻。
(1)確定一擋齒輪的齒數(shù)
一擋齒輪參數(shù)如表3.1。
表3.1 一擋齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
端面壓力角
2
分度圓直徑
3
齒頂高
4
齒根高
5
齒頂圓直徑
6
齒根圓直徑
7
當(dāng)量齒數(shù)
8
齒寬
由于一擋采用斜齒輪傳動(dòng),所以齒數(shù)和,圓整后得齒數(shù)和為66,修正后得。
齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié),采用變位齒輪,除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和湊配中心距以外,它還影響齒輪的強(qiáng)度,使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲[6]。
湊配中心距;
斜齒端面模數(shù);
嚙合角,;
故總變位系數(shù),即為高度變位。
查得:。兩齒輪分度圓仍相切,節(jié)圓與分度圓重合,全齒高不變。
(2)對(duì)中心距進(jìn)行修正
因?yàn)橛?jì)算齒輪和后,經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化,所以應(yīng)根據(jù)取定的重新計(jì)算中心距A作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。。
(3)確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)
表3.2 常嚙合齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
分度圓直徑
2
齒頂高
3
齒根高
4
齒頂圓直徑
5
齒根圓直徑
6
當(dāng)量齒數(shù)
7
齒寬
由一擋傳動(dòng)比求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比:
(3.1)
而常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等,即:
(3.2)
由公式(3.1)(3.2)得:。
核算=3.27,與前相差較小,故由(3.2)式得:齒輪1、2精確的螺旋角。
湊配中心距;
斜齒端面模數(shù);
嚙合角,故,角度變位。
查得。
(4)確定其他各擋的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪,螺旋角與常嚙合齒輪不同,由得:
(3.3)
而 (3.4)此外,從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā),還必須滿足下列關(guān)系式:
(3.5)
聯(lián)解上述三個(gè)方程式,采用試湊法,選定螺旋角,解式(3.3)(3.4)求出。
再把代入式(3.5),檢查近似滿足軸向力平衡關(guān)系。
湊配中心距;
斜齒端面模數(shù);
嚙合角,故,正角度變位。
查得。
表3.3 二擋齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
同理:三擋齒輪,近似滿足軸向力平衡關(guān)系。
湊配中心距;
斜齒端面模數(shù);
嚙合角,故,正角度變位。
查得。
表3.4 三擋齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
同理:四擋齒輪,近似滿足軸向力平衡關(guān)系。
湊配中心距;
斜齒端面模數(shù);
嚙合角,故,負(fù)角度變位。
查得。
表3.5 四擋齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
同理:五擋齒輪,近似滿足軸向力平衡關(guān)系。
湊配中心距;
斜齒端面模數(shù);
嚙合角,故。
查得。
表3.6 五擋齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
理論中心距
2
中心距變動(dòng)系數(shù)
3
齒頂降低系數(shù)
4
分度圓直徑
5
齒頂高
6
齒根高
7
齒頂圓直徑
8
齒根圓直徑
9
當(dāng)量齒數(shù)
10
齒寬
(5)確定倒擋齒輪齒數(shù)倒擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋相近。倒擋齒輪的齒數(shù),一般在21~23之間,初選,計(jì)算出輸入軸與倒擋軸的中心距。
設(shè)。
為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉,齒輪13和14的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙,故取,滿足輸入軸與中間軸的距離。假設(shè)當(dāng)齒輪13和14嚙合時(shí),中心距,且。故倒擋軸與中間軸的中心距,。
根據(jù)中心距求嚙合角:,故,高度變位。查得
表3.6倒擋齒輪基本參數(shù)
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
分度圓直徑
2
齒頂高
3
齒根高
4
齒頂圓直徑
5
齒根圓直徑
6
基圓直徑
7
齒寬
序號(hào)
計(jì)算項(xiàng)目
計(jì)算公式
1
分度圓直徑
2
齒頂高
3
齒根高
4
齒頂圓直徑
5
齒根圓直徑
6
基圓直徑
7
齒寬
3.1.2 輪齒強(qiáng)度計(jì)算
變速器齒輪的損壞形式主要有:輪齒折斷、齒面疲勞剝落(點(diǎn)蝕)、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。
輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下:輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用,造成輪齒彎曲折斷;輪齒在重復(fù)載荷作用下,齒根產(chǎn)生疲勞裂紋,裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大,然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的極少,而后者出現(xiàn)的多些[3]。變速器抵擋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(diǎn)蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點(diǎn)蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動(dòng)載荷,甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點(diǎn)蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點(diǎn)蝕嚴(yán)重;主動(dòng)小齒輪較被動(dòng)大齒輪嚴(yán)重。
1.輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
(1)直齒輪彎曲應(yīng)力
(3.6)
式中:——計(jì)算載荷(N·mm);
——應(yīng)力集中系數(shù),可近似取=1.65;
——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,對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同:主動(dòng)齒輪=1.1,從動(dòng)齒輪=0.9;
——齒寬系數(shù);
y——齒形系數(shù)。
倒擋主動(dòng)輪14,查手冊(cè)得y=0.172,代(3.6)得;
倒擋傳動(dòng)齒輪15,查手冊(cè)得y=0.176,代入(3.6)得;
倒擋從動(dòng)輪13,查手冊(cè)得y=0.174,代入(3.6)得;
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí),倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850Mpa,承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。
故<[ ],彎曲強(qiáng)度足夠。
(2)斜齒輪彎曲應(yīng)力
(3.7)
式中:——計(jì)算載荷(N·mm);
——斜齒輪螺旋角;
——應(yīng)力集中系數(shù),可近似取=1.50;
Z——齒數(shù);
——法向模數(shù)(mm);
y——齒形系數(shù),可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得;
——齒寬系數(shù);
——重合度影響系數(shù),=2.0。
一擋齒輪12,查圖得y=0.162,代入(3.7)得=291.81Mpa;
一擋齒輪11,查圖得y=0.138,代入(3.7)得=118.85Mpa;
二擋齒輪10,查圖得y=0.191,代入(3.7)得=158.26Mpa;
二擋齒輪9,查圖得y=0.175,代入(3.7)得=101.91Mpa;
三擋齒輪8,查圖得y=0.182,代入(3.7)得=166.27Mpa;
三擋齒輪7,查圖得y=0.174,代入(3.7)得=115.94Mpa;
四擋齒輪6,查圖得y=0.178,代入(3.7)得=142.76Mpa;
四擋齒輪5,查圖得y=0.173,代入(3.7)得=131.01Mpa;
五擋齒輪4,查圖得y=0.176,代入(3.7)得=120.16Mpa;
五擋齒輪3,查圖得y=0.172,代入(3.7)得=157.27Mpa;
常嚙合齒輪2,查圖得y=0.142,代入(3.7)得=136.21Mpa;
常嚙合齒輪1,查圖得y=0.148,代入(3.7)得=219.56Mpa;
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí),對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪,許用應(yīng)力在180~350Mpa范圍,所有斜齒輪滿足<[ ],故彎曲強(qiáng)度
足夠。
2.輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算
(3.8)
式中:——輪齒的接觸應(yīng)力(Mpa);
F——齒面上的法向力(N), ;
——圓周力(N),;
——計(jì)算載荷(N·mm);
d——節(jié)圓直徑(mm);
——節(jié)點(diǎn)處壓力角;
——齒輪螺旋角;
E——齒輪材料的彈性模量,合金鋼取E=;
b——齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm);
、——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)齒輪的節(jié)圓半徑(mm)。
將上述有關(guān)參數(shù)代入式(3.8),并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計(jì)算載荷時(shí),得出:
一擋接觸應(yīng)力;
二擋接觸應(yīng)力;
三擋接觸應(yīng)力;
四擋接觸應(yīng)力;
五擋接觸應(yīng)力
常嚙合接觸應(yīng)力;
倒擋接觸應(yīng)力(齒輪14主動(dòng),15從動(dòng));
(齒輪15主動(dòng),13從動(dòng));
對(duì)于滲碳齒輪變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力[],一擋和倒擋 []=1900~2000Mpa,常嚙合齒輪和高擋[]=1300~1400Mpa。故所有齒輪滿足 <[ ],接觸強(qiáng)度足夠。
3.1.3 變速器齒輪的材料及熱處理
變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼,其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合,能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。
國(guó)內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為58~63HRC,心部硬度為33~48HRC。
淬火的目的是大幅度提高鋼的強(qiáng)度、硬度、耐磨性、疲勞強(qiáng)度以及韌性等,從而滿足各種機(jī)械零件和工具的不同使用要求。回火的作用在于提高組織穩(wěn)定性,使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉(zhuǎn)變,從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定;消除內(nèi)應(yīng)力,以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸;調(diào)整鋼鐵的力學(xué)性能以滿足使用要求[8]。
3.2 軸的設(shè)計(jì)及校核
3.2.1初選軸的直徑
軸的徑向及軸向尺寸對(duì)其剛度影響很大,且軸長(zhǎng)與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào),變速器軸的最大直徑與支承間的距離可按下列關(guān)系式初選
對(duì)于二軸式: = 0.18~0.21 (3.9)
中間軸式變速器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 (3.10)
第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式初選
d≈(4~4.6) (3.11)
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(biāo)準(zhǔn)以及軸的剛度與強(qiáng)度驗(yàn)算結(jié)果進(jìn)行修正[2]。經(jīng)過計(jì)算得:
第一軸花鍵部分直徑: d=26mm
中間軸的最大直徑: =40mm
支承間的距離: =224mm
第二軸的的最大直徑: =40mm
支承間的距離: =192mm
3.2.2軸的剛度計(jì)算
對(duì)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,破壞了齒輪的正確嚙合;后者使齒輪相互歪斜,如圖3.1所示,致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。
(a)軸在垂直面內(nèi)的變形 (b)軸在水平面內(nèi)的變形
圖3.1 變速器軸的變形示意簡(jiǎn)圖
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí),僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副,因距離支承點(diǎn)近,負(fù)荷又小,通常撓度不大,故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖3.2所示時(shí),若軸在垂直面內(nèi)撓度為,在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為,可分別用下式計(jì)算
(3.12)
(3.13)
(3.14)
式中 ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N);
——為齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N);
——彈性模量(MPa),=2.1×105 MPa;
——慣性矩(mm4),對(duì)于實(shí)心軸,;
——軸的直徑(mm),花鍵處按平均直徑計(jì)算;、為齒輪上的作用力距支座、的距離(mm);
——支座間的距離(mm)。
圖3.2 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角
軸的全撓度為
mm (3.15)
軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05~0.10mm,=0.10~0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad[3]。
1、第一軸的剛度
==17101.33N
==6765.36 N
變速器工作時(shí),,,
==0.02mm<
==0.05mm<
===0.05mm<[]
==0.00003rad<[]
2、中間軸的剛度
(1)一檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力及軸向力,可按下式求出:
===52631.58N
===20821.28N
===24736.84N
一檔工作時(shí),,,
==0.08mm≤
==0.003 mm≤
===0.08mm<[]
==0.0005rad<[]
(2)二檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力,可按下式求出:
===33000N
===13054.95N
二檔工作時(shí),,,
==0.037mm≤
==0.094mm≤
===0.10mm<[]
==0.00002rad<[]
(3)三檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力,可按下式求出:
===26300N
===3422.3N
三檔工作時(shí),,,
==0.023mm≤
==0.073mm≤
===0.077mm<[]
==0.00027rad<[]
(4)四檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力,可按下式求出:
===19000N
===7516.48N
四檔工作時(shí),,,
==0.030mm≤
==0.074mm≤
===0.080mm<[]
==0.00009rad<[]
(5)五檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力及軸向力,可按下式求出:
===14526.32N
===5746.68N
===6827.37N
一檔工作時(shí),,,
==0.017mm≤
==0.043 mm≤
===0.05mm<[]
==0.0002rad<[]
(6)倒檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力,可按下式求出:
===65866.66N
===26057.14N
倒檔工作時(shí),,,
==0.090mm≤
==0.032mm≤
===0.09mm<[]
==0.00002rad<[]
3、第二軸的剛度
(1)一檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力及軸向力,可按下式求出:
===71428.57N
===28257.46N
===33571.43N
一檔工作時(shí),,,
==0.06mm≤
==0.041 mm≤
===0.072mm<[]
==0.0015rad<[]
(2)二檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力,可按下式求出:
===41485.71N
===16411.93N
二檔工作時(shí),,,
==0.05mm≤
==0.13mm≤
===0.14mm<[]
==0.0001rad<[]
(3)三檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力,可按下式求出:
===30057.14N
===11890.74N
三檔工作時(shí),,,
==0.047mm≤
==0.10mm≤
===0.11mm<[]
==0.00048rad<[]
(4)四檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力,可按下式求出:
===25333.33N
===10021.98N
四檔工作時(shí),,,
==0.036mm≤
==0.028mm≤
===0.046mm<[]
==0.00043rad<[]
(5)五檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力及軸向力,可按下式求出:
===19714.29N
===7799.06N
===9265.72N
一檔工作時(shí),,,
==0.01mm≤
==0.026 mm≤
===0.028mm<[]
==0.00036rad<[]
(6)倒檔工作時(shí)的剛度
計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力,徑向力,可按下式求出:
===89818.18N
===35532.47N
倒檔工作時(shí),,,
==0.075mm≤
==0.14mm≤
===0.16mm<[]
==0.0036rad<[]
3.2.3 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)的水平垂直面內(nèi)的支反力之后,計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下,其應(yīng)力為
== (3.16)
式中 M——合成彎矩,(N·mm);
d——軸的直徑(mm),花鍵處取內(nèi)徑;
W——抗彎截面系數(shù)(mm)。
在低檔工作時(shí),[]≤400MPa。
除此之外,對(duì)軸上的花鍵,應(yīng)驗(yàn)算齒面的擠壓應(yīng)力。
變速器的軸用與齒輪相同的材料制造[2]。
1、第一軸強(qiáng)度校核
第一軸一檔工作時(shí)強(qiáng)度校核:
=22045.5N,=8716.8N, =9357.7N,
,,.
求H面內(nèi)支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.3(a)所示,則
+= (3.17)
= (3.18)
由式(3.17)和式(3.18)可得:=-960.8N,=6966.1N,=-192.16N·m。
(a)第一軸水平方向受力圖 (b)第一軸垂直方向受力圖
圖3.3 第一軸受力圖
求V面內(nèi)支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.4(b)所示,則
+= (3.19)
+= (3.20)
由式(3.19)和式(3.20)可得:=96.5N,=2384.7N,=93.21N·m
(3.21)
=
=281.9N·m
===106.4<[] (3.22)
(a)第一軸水平彎矩圖 (b)第一軸垂直彎矩圖
圖3.4 第一軸彎矩圖
2、中間軸強(qiáng)度校核
中間軸一檔工作時(shí)強(qiáng)度校核:
=22045.5N,=8716.8N, =9357.7N
,
求H面內(nèi)支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.5(a)所示,則
+= (3.23)
= (3.24)
由式(3.23)和式(3.24)可得:=6298.7N,=15746.8N,=1007.79N·m
求V面內(nèi)支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.5(b)所示,則
+= (3.25)
=+ (3.26)
由式(3.25)和式(3.26)可得:=3648.1N,=5068.7N,=583.70N·m
=
=1179.07N·m
===181.88<[]
(a)中間軸水平方向受力圖 (b)中間軸垂直方向受力圖
圖3.5中間軸受力圖
彎矩圖如圖3.6所示:
(a)中間軸水平彎矩圖 (b)中間軸垂直彎矩圖
圖3.6 中間軸彎矩圖
3、第二軸強(qiáng)度校核
第二軸一檔工作時(shí)強(qiáng)度校核:
=11713.9N,=4631.7N, =4972.2N,,
求H面內(nèi)支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖3.8(a)所示,則
+= (3.27)
= (3.28)
由式(4.23)和式(4.24)可得:=3904.6N,=7809.3N,=499.79N·m
求V面內(nèi)支反力、和彎矩
輸出軸受力如圖4.8(b)所示,則
+= (3.29)
=+ (3.30)
由式(3.29)和式(3.30)可得:=2894.4N,=1737.3N,=370.48N·m
=
=648.77N·m
===120.5<[]
(a)第二軸水平方向 (b)第二軸垂直方向受力圖
圖3.7 第二軸受力圖
(a)第二軸水平彎矩圖 (b)第二軸垂直彎矩圖
圖3.8 第二軸彎矩圖
第4章 同步器的選擇
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡(jiǎn)單,但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下(即角速度相等)換擋的缺點(diǎn),現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。
4.1 慣性式同步器
慣性式同步器能做到換擋時(shí),在兩換擋元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換擋,因而能很好地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求。
按結(jié)構(gòu)分,慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同,但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。
4.1.1 鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)
如圖4.1所示,鎖環(huán)示同步器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)1或4和齒輪5或8凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)1或4上的齒和做在嚙合套7上的齒的端部,且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑快壓向嚙合套。在不換擋的中間位置,滑快凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中,使同步器用來?yè)Q擋的零件保持在中立位置上。滑快兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi),而缺口的尺寸要比滑快寬一個(gè)接合齒。
圖4.1 鎖環(huán)式同步器
1、4-鎖環(huán);2-滑塊;3-彈簧圈;5、8-齒輪;6-嚙合套座;7-嚙合套
4.1.2鎖環(huán)式同步器的工作原理
換檔時(shí),沿軸向作用在嚙合套上的換檔力,推嚙合套并帶動(dòng)滑快和鎖環(huán)移動(dòng),直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后,因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差△,致使在錐面上有摩擦力矩,它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)角度,并由滑快予以定位。接下來,嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸,使嚙合套的移動(dòng)受阻,同步器處在鎖止?fàn)顟B(tài),換檔的第一階段工作至此已完成。換檔哪個(gè)力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上,并使摩擦力矩增大,與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近,在角速度相等的瞬間,同步過程結(jié)束,完成了換檔過程的第二階段工作。之后,摩擦力矩隨之消失,而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位,兩鎖止面分開,同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài),嚙合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合,完成換檔。
鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn),但因結(jié)構(gòu)布置上的限制,轉(zhuǎn)矩容量不大,而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上,會(huì)因齒端磨損而失效,因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。
4.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定
接近尺寸,同步器換擋第一階段中間,在滑塊側(cè)面壓在鎖環(huán)缺口側(cè)邊的同時(shí),且嚙合套相對(duì)滑塊作軸向移動(dòng)前,嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒倒角之間的軸向距離,稱為接近尺寸。尺寸應(yīng)大于零,取=0.2~0.3mm。
分度尺寸,滑塊側(cè)面與鎖環(huán)缺口側(cè)邊接觸時(shí),嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒中心線間的距離,稱為分度尺寸。尺寸應(yīng)等于1/4接合齒齒距。
尺寸和是保證同步器處于正確嚙合鎖止位置的重要尺寸,應(yīng)予以控制。
滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離,滑塊在鎖環(huán)缺口內(nèi)的轉(zhuǎn)動(dòng)距離影響分度尺寸?;瑝K寬度、滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離與缺口寬度尺寸之間的關(guān)系如下
(4.1)
滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離與接合齒齒距的關(guān)系如下
(4.2)
式中 —滑塊軸向移動(dòng)后的外半徑(即鎖環(huán)缺口外半徑);
—接合齒分度圓半徑。
滑塊端隙,滑塊端隙系指滑塊端面與鎖環(huán)缺口端面之間的間隙,同時(shí),嚙合套端面與鎖環(huán)端面之間的間隙為,要求>。若<,則換擋時(shí),在摩擦錐面尚未接觸時(shí),嚙合套接合齒與鎖環(huán)接合齒的鎖止面已位于接觸位置,即接近尺寸<0,此刻因鎖環(huán)浮動(dòng),摩擦面處無摩擦力矩作用,致使嚙合套可以通過同步環(huán),而使同步器失去鎖止作用。為保證>0,應(yīng)使>,通常取=0.5mm左右。
鎖環(huán)端面與齒輪接合齒端面應(yīng)留有間隙,并可稱之為后備行程。
預(yù)留后備行程的原因是鎖環(huán)的摩擦錐面會(huì)因摩擦而磨損,并在下來的換擋時(shí),鎖環(huán)要向齒輪方向增加少量移動(dòng)。隨著磨損的增加,這種移動(dòng)量也逐漸增多,導(dǎo)致間隙逐漸減少,直至為零;此后,兩摩擦錐面間會(huì)在這種狀態(tài)下出現(xiàn)間隙和失去摩擦力矩。而此刻,若鎖環(huán)上的摩擦錐面還未達(dá)到許用磨損的范圍,同步器也會(huì)因失去摩擦力矩而不能實(shí)現(xiàn)鎖環(huán)等零件與齒輪同步后換擋,故屬于因設(shè)計(jì)不當(dāng)而影響同步器壽命。一般應(yīng)去=1.2~2.0mm。
在空擋位置,鎖環(huán)錐面的軸向間隙應(yīng)保持在0.2~0.5mm。
4.2主要參數(shù)的確定
4.2.1摩擦因數(shù)f
汽車在行駛過程中換檔,特別是在高檔區(qū)換檔次數(shù)較多,意味著同步器工作頻繁。同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作,要求同步環(huán)有足夠的使用壽命,應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。為了獲得較大的摩擦力矩,又要求用摩擦因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán)。另一方面,同步器在油中工作,使摩擦因數(shù)減小,這就為設(shè)計(jì)工作帶來困難。
摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外,還與工作面的表面粗糙度、潤(rùn)滑油種類和溫度等因數(shù)有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體,用低碳合金鋼制成。對(duì)錐面的表面粗糙度要求較高,用來保證在使用過程中摩擦因數(shù)變化小。若錐面的表面粗糙度值大,則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。
同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強(qiáng)度和硬度、耐磨性能良好的黃銅合金制造,如錳黃銅、鋁黃銅和錫黃銅等。早期用青銅合金制造的同步環(huán),因使用壽命短已遭淘汰。
由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副,在油中工作的摩擦因數(shù)f取為0.1。
摩擦因數(shù)對(duì)換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用。摩擦因數(shù)大,則換擋省力或縮短同步時(shí)間;摩擦因數(shù)小則反之,甚至失去同步作用。為此,在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽,用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因數(shù)。
4.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定
1、同步環(huán)錐面上的螺紋槽
如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)得窄些,則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng),使磨損加快。實(shí)驗(yàn)還證明:螺紋的齒頂寬對(duì)的影響很大,隨齒頂?shù)哪p而降低,換擋費(fèi)力,故齒頂寬不易過大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些,可使被刮下來的油存在于螺紋之間的間隙中,但螺距增大又會(huì)使接觸面減少,增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6~12個(gè),槽寬3~4mm。
2、錐面半錐角
摩擦錐面半錐角越小,摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象,避免自鎖的條件是。一般取=6°~8°。=6°時(shí),摩擦力矩較大,但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí),則有粘著和咬住的傾向;在=7°時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。
3、摩擦錐面平均半徑
設(shè)計(jì)得越大,則摩擦力矩越大。往往受結(jié)構(gòu)限制,包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制,以及取大以后還會(huì)影響同步器徑向厚度尺寸要取小的約束,故不能取大。原則上是在可能的條件下,盡可能將取大些。
4、錐面工作長(zhǎng)度b
縮短錐面長(zhǎng)度,可使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短,但同時(shí)也減小了錐面的工作面積,增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定
(4.3)
式中 ——摩擦面的許用壓力,對(duì)黃銅與鋼的摩擦副,=1.0~1.5MPa;
Mm——摩擦力矩;
——摩擦因數(shù);
——摩擦錐面的平均半徑。
上式中面積是假定在沒有螺紋槽的條件下進(jìn)行計(jì)算的。
5、同步環(huán)徑向厚度
與摩擦錐面平均半徑一樣,同步環(huán)的徑向厚度受結(jié)構(gòu)布置上的限制,包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制,不易取得很厚,但必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。
乘用車同步環(huán)厚度比貨車小些,應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成,這能提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。鍛造時(shí)選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度、高耐磨性的鋼與鉬配合的摩擦副,即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬(厚約0.3~0.5),使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金的摩擦副范圍內(nèi),而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐孔表面噴上厚0.07~0.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的2~3倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅,還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度。
4.2.3鎖止角
鎖止角選取得正確,可以保證只有在換擋的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換擋。影響鎖止角選取的因素,主要有摩擦因數(shù)、摩擦錐面平均半徑、鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26°~42°。
4.2.4同步時(shí)間
同步器工作時(shí),要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好。除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響。軸向力大、則同步時(shí)間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān),不同車型要求作用到手柄上的力也不相同。為此,同步時(shí)間與車型有關(guān),計(jì)算時(shí)可在下述范圍選取:對(duì)乘用車變速器,高檔取0.15~0.30s,低檔取0.50~0.80s;對(duì)貨車變速器,高檔取0.30~0.80s,低檔取1.00~0.50s。
4.2.5轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算
換擋過程中依據(jù)同步器改變轉(zhuǎn)速的零件,統(tǒng)稱為輸入端零件,它包括第一軸及離合器的從動(dòng)盤、中間軸及其上的齒輪、與中間軸上齒輪向嚙合的第二軸上的常嚙合齒輪。其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算是:首先求得各零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量,然后按不同擋位轉(zhuǎn)換到被同步的零件上。對(duì)已有的零件,其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值通常用扭擺法測(cè)出;若零件未制成,可將這些零件分解為標(biāo)準(zhǔn)的幾何體,并按數(shù)學(xué)公式合成求出轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值[3]。
第5章 變速器操縱機(jī)構(gòu)的選擇和箱體設(shè)計(jì)原則
5.1變速器操縱機(jī)構(gòu)的選擇
根據(jù)汽車使用條件的需要,駕駛員利用操縱機(jī)構(gòu)完成選檔和實(shí)現(xiàn)換檔或退到空檔。
變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求:換檔時(shí)只能掛入一個(gè)檔位,換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長(zhǎng)上嚙合,防止自動(dòng)脫檔或自動(dòng)掛檔,防止誤掛倒檔,換檔輕便。
用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu),常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋裝置等主要零件組成,并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或推到空擋工作,稱為手動(dòng)換擋變速器。
變速器操縱機(jī)構(gòu)可分為直接操縱手動(dòng)換檔變速器,遠(yuǎn)距離操縱手動(dòng)換檔變速器和電控自動(dòng)換檔變速器。
當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時(shí),可將變速桿直接安裝在變速器上,并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動(dòng)換檔變速器,稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最為簡(jiǎn)單