汽车的设计-第三章-机械式变速器的设计

《汽车设计》电子教案1第3章机械式变速器设计《汽车设计》电子教案23.1概述变速器用来改变在不同的使用条件下发动机传到驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。此外，还应保证汽车能够在倒退行驶、滑行或停车时，使发动机和传动系分离；需要时还应有动力输出的功能。《汽车设计》电子教案33.2变速传动机构布置方案分析机械式变速器因具有结构简单、传动效率高、制造成本低和工作可靠等优点，故在各种形式的汽车上得到广泛应用。3.2.1变速传动机构的方案分析1.两轴式变速器《汽车设计》电子教案43.2变速传动机构布置方案分析•3.2.1变速传动机构的方案分析两轴式变速器的特点如下：(1)变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时采用螺旋锥齿轮或双曲面齿轮传动；发动机横置时用圆柱齿轮传动。(2)倒挡传动常采用滑动齿轮，其他挡位采用常啮合齿轮。(3)各挡同步器多装在输出轴上。《汽车设计》电子教案53.2变速传动机构布置方案分析•2.中间轴式变速器中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动和发动机后置后轮驱动的汽车上。变速器第一轴的前端经轴承支承在发动机飞轮上，第一轴上的花键用来装设离合器的从动盘，而第二轴的末端经花键与万向节连接。《汽车设计》电子教案63.2变速传动机构布置方案分析《汽车设计》电子教案73.2变速传动机构布置方案分析•3.倒挡形式与前进挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均采用直齿滑动齿轮方式换倒挡。《汽车设计》电子教案83.2变速传动机构布置方案分析•4.其他结构方案双中间轴式变速器示意图三中间轴式变速器示意图《汽车设计》电子教案93.2变速传动机构布置方案分析•3.2.2零部件结构方案分析•1.齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。直齿圆柱齿轮仅用于低挡和倒挡。与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮具有使用寿命长、运转平稳、工作噪声低等优点；缺点是制造复杂，工作时产生轴向力，这对轴承不利。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮。•2.换挡机构形式变速器换挡机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种形式。•3.防脱挡措施《汽车设计》电子教案103.2变速传动机构布置方案分析(1)将两接合齿的啮合位置错开(2)将啮合套做得较长《汽车设计》电子教案113.2变速传动机构布置方案分析(3)将啮合套齿座上前齿圈的齿厚切薄(4)将接合齿的工作面加工成斜面《汽车设计》电子教案123.2变速传动机构布置方案分析•4.轴承形式变速器轴承常采用圆柱滚子轴承、球轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承、滑动轴套等。•5.各挡齿轮的布置对于典型的中间轴式变速器，其一挡常布置在靠近第二轴和中间轴的后支承处。•6.装配孔设计•7.变速器整体刚性变速器只有具有足够的整体刚性才能保证正常工作。整体刚性与轴、壳体的结构以及装配时螺栓的扭紧程度有关。《汽车设计》电子教案133.2变速传动机构布置方案分析•3.2.3组合变速器结构方案分析重型货车使用条件复杂，需要的传动比范围大。如果变速器的挡数少，则相邻挡位的传动比间隔就会增大，造成换挡困难。为解决这个问题，可采用多挡变速器。•1.组合方案(1)前置副变速器《汽车设计》电子教案143.2变速传动机构布置方案分析•3.2.3组合变速器结构方案分析(2)后置副变速器(3)主变速器前、后各设置一个副变速器《汽车设计》电子教案153.2变速传动机构布置方案分析•3.2.3组合变速器结构方案分析•2.传动比的搭配方式组合式多挡变速器传动比的搭配方式也有多种形式(1)插入式主变速器挡位间公比较大，副变速器的传动比均匀地插入主变速器各挡传动比之间，两者交替换挡，共同组成一个单调变化的传动比序列。《汽车设计》电子教案163.2变速传动机构布置方案分析•3.2.3组合变速器结构方案分析（2)分段式主变速器挡位间公比较小，副变速器传动比范围较大时，副变速器高、低挡传动比分别与主变速器各挡搭配，组成高、低传动比两段范围。《汽车设计》电子教案173.2变速传动机构布置方案分析•3.2.3组合变速器结构方案分析（3)综合式插入式和分段式的结合，使传动比范围进一步扩大（4）其它《汽车设计》电子教案183.3变速器主要参数选择与计算•3.3.1挡数变速器的挡数及其传动比由总布置设计确定。增加挡数，有利于提高发动机的功率利用率、汽车的燃油经济性和平均车速。但会使变速器结构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、操纵复杂、成本高。•3.3.2传动比范围变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值，取决于汽车行驶的道路条件和发动机的功率与汽车质量之比(比功率)。《汽车设计》电子教案193.3变速器主要参数选择与计算•3.3.3中心距A中心距A是指两轴中心线之间或两相啮合齿轮中心线之间的距离，对中间轴式变速器，将中间轴与第二轴轴线之间的距离称为变速器中心距。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的距离称为变速器中心距。1.轮齿接触应力为齿面上的法向力(N)，表示为为圆周力(N)，表示为jzb110.418()FEbF1(coscos)FF1F1g2FTd《汽车设计》电子教案203.3变速器主要参数选择与计算•3.3.3中心距A•2.中间轴式变速器中心距的确定可根据下述经验公式计算中心距•3.两轴式变速器中心距的确定其中心距也可以根据发动机排量与变速器中心距的统计数据初选A3Aemax1gAKTiA《汽车设计》电子教案213.3变速器主要参数选择与计算•3.3.4变速器外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间(过渡)齿轮和换挡机构的布置初步确定。•3.3.5轴的设计计算•1.初选轴的直径中间轴式变速器的第二轴和中间轴中部直径；轴的最大直径与支承间距的比值，对中间轴0.16-0.18；对第二轴0.18-0.21。第一轴花键部分直径(mm)可按下式初选0.45dAmdLm/dLm/dLd3emaxdKT《汽车设计》电子教案223.3变速器主要参数选择与计算•3.3.5轴的设计计算•2.轴的刚度验算《汽车设计》电子教案233.3变速器主要参数选择与计算•3.3.5轴的设计计算•2.轴的刚度验算若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算。cfsf221c3FabfEIL222s3FabfEIL13FabbaEIL《汽车设计》电子教案243.3变速器主要参数选择与计算•3.轴的强度计算在转矩和弯矩的同时作用下，轴的应力用下式计算按第三强度理论(最大剪应力理论)计算当量弯矩为抗弯截面系数按下式计算•3.3.6齿轮参数的确定•1.模数要保证齿轮有足够的强度，同时兼顾对噪声和质量的影响。332πMMWd222csnMMMT3π32dW《汽车设计》电子教案253.3变速器主要参数选择与计算•3.3.6齿轮参数的确定(1)直齿轮直齿轮弯曲应力为直齿轮模数与弯曲应力之间有如下关系：(2)斜齿轮斜齿轮弯曲应力为1σfwFKKbty14.52017.52022.52025200.790.891.11.23YYYYYYYYgσfw3c2πTKKmzKygf3cw2πTKKmzKy1σwεFKbtyK《汽车设计》电子教案263.3变速器主要参数选择与计算•3.3.6齿轮参数的确定将有关参数代人式，整理后得到斜齿轮弯曲应力为:斜齿轮法向模数与弯曲应力之间有如下关系gw3nc2cosπTKzmyKKgσ3ncεw2cosπzTKmKKy汽车变速器齿轮的法向模数《汽车设计》电子教案273.3变速器主要参数选择与计算•3.3.6齿轮参数的确定•2.压力角齿轮压力角较小时，重合度较大，并降低了轮齿刚度，减少了进入啮合和退出啮合时的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。汽车变速器常用齿轮模数《汽车设计》电子教案283.3变速器主要参数选择与计算•3.3.6齿轮参数的确定•3.螺旋角在选取斜齿轮的螺旋角时应注意下列问题：(1)增大螺旋角，可以使齿轮啮合的重合系数增加，工作平稳、噪声降低。(2)斜齿轮传递转矩时要产生轴向力。《汽车设计》电子教案293.3变速器主要参数选择与计算•3.3.6齿轮参数的确定•4.齿宽齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮工作平稳的要求。齿宽大，工作平稳，但变速器质量大。齿宽太小会使轮齿的工作应力过大。通常根据齿轮模数m来选定齿宽。对直齿：，为齿宽系数，取4.5-8.0；对斜齿：，取6.0-8.5。•5.齿轮变位系数的选择采用变位齿轮，可以避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距。cbkmckckcnbkm《汽车设计》电子教案303.3变速器主要参数选择与计算•3.3.6齿轮参数的确定变位齿轮主要有两类：高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。6.齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。7.齿轮材料的选取为提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力，现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢。《汽车设计》电子教案313.3变速器主要参数选择与计算•3.3.7各挡齿轮齿数的分配初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据预先确定的变速器挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。1.确定一挡齿轮的齿数一挡传动比为27118zzizzhhn22cosAzmAzm直齿斜齿《汽车设计》电子教案323.3变速器主要参数选择与计算•3.3.7各挡齿轮齿数的分配•2.对中心距进行修正当计算出的不是整数时，要将其取整，从式或可知，中心距有了变化。•3.确定常啮合传动齿轮副的齿数已知：而常啮合传动齿轮中心距和一挡齿轮的中心距相等，即：联立可求出和Ahzh2zAmh2cosnzAm82117zzizzn12(z+z)2cosmA1z2z《汽车设计》电子教案333.3变速器主要参数选择与计算•3.3.7各挡齿轮齿数的分配•4.确定其他各挡的齿数如果二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮相同，则如果二挡齿轮是斜齿轮，螺旋角与常啮合齿轮的不同，此时有而从消除或减少中间轴上的轴向力出发，齿轮还须满足下列关系25216zzizz562mzzA62n5662cosmzzA2266sinsinzz《汽车设计》电子教案343.3变速器主要参数选择与计算•3.3.7各挡齿轮齿数的分配•5.确定倒挡齿轮齿数初选以后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距为为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮9的齿顶圆直径应为：10z81012Amzze8e90.522DDAe9e821DAD《汽车设计》电子教案353.4同步器设计•3.4.1惯性式同步器•1.锁销式同步器(1)锁销式同步器结构《汽车设计》电子教案363.4同步器设计•3.4.1惯性式同步器(2)锁销式同步器的工作原理同步器换挡过程由三个阶段组成。第一阶段，司机用手推换挡手柄，通过换挡拨叉把力F传给滑动齿套，再通过弹簧—钢球5—销6传给同步环2，使得同步器离开中间位置，做轴向移动并使同步环2的内锥面压靠在齿轮3的外锥面上。第二阶段，司机用力推换挡手柄，通过换挡拨叉把力F传给滑动齿套，再经过锁止元件作用在摩擦面上。第三阶段，滑动齿套1和齿轮3的转速达到相等，即达到同步,从而使锁止元件解除锁止状态。滑动齿套与齿轮3上的接合齿进入啮合。《汽车设计》电子教案373.4同步器设计•3.4.1惯性式同步器•2.锁环式同步器(1)锁环式同步器的结构《汽车设计》电子教案383.4同步器设计•3.4.1惯性式同步器•(2)锁环式同步器工作原理(a)同步器锁止位置(b)同步器换挡位