【正文】 寸大些的軸承受限制常在布置上有困難如變速器的第二軸前端支承在第一軸長嚙合齒輪的內(nèi)腔中內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)可布置圓柱滾子軸承如空間不足則采用滾針軸承第二軸后端常采用球 軸承用來承受軸向力和徑向力變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi)腔里因有足夠大的空間常采用一端有密封的的球軸承來承受徑向力作用在第一軸的長嚙合齒輪上的軸向力經(jīng)第一軸后部的軸承傳遞給變速器殼體此處常用委員有擋圈的球軸承由于變速器向輕量化發(fā)展的需要要求減少變速器中心距這樣就影響到軸承外徑尺寸為保證軸承有足夠的壽命可選用能承受一定軸向里的無保持架的圓柱滾子軸承中間軸上的齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的的軸向力原則上由前或后軸承承受都可以但當(dāng)在殼體前端布面布置軸承蓋有困難必須由后軸承承受軸向力前端采用圓柱滾子軸承來承受徑向力而后端采用外圓 有擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承 圓錐滾子軸承因具有直徑較小寬度較寬因而容量大可承受高負(fù)荷和通過對軸承的預(yù)緊能消除軸向間隙和軸向傳竄動(dòng)等優(yōu)點(diǎn)固在一些變速器上得到應(yīng)用圓錐滾子軸承軸承也有裝配后需要調(diào)整預(yù)緊是裝配變的麻煩且磨損后易歪斜導(dǎo)致齒輪不能正常嚙合而損壞因此錐軸承不適合用在線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體上 變速器第一軸第二軸的后端軸承以及中間軸承后軸承按直徑系列一般選用種系列球軸承或圓柱滾子軸承軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 620mm 滾針軸承滑動(dòng)軸套主要用在齒輪和周不是固 定連接并要求兩者有相對運(yùn)動(dòng)的地方滾針軸承有滾動(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的優(yōu)點(diǎn)滑動(dòng)軸套的徑向配合間隙大易磨損間隙大后影響齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增大滑動(dòng)軸套的優(yōu)點(diǎn)是易制造成本低 此次設(shè)計(jì)中采用圓柱滾子軸承 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 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)何謂變位即通過改變標(biāo)準(zhǔn)刀具對齒輪毛坯的徑向位置或改變標(biāo)準(zhǔn)刀具齒槽寬后切制的齒形為非標(biāo)準(zhǔn)漸開線齒形的齒輪采用變位齒輪除了避免根切和配湊中心距之外它還影響齒輪強(qiáng)度使用平穩(wěn)性耐磨性抗校核能力及齒 輪的嚙合噪聲 齒輪的變位分為高度變位和角度變位兩類高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零高度變位可增加小齒輪齒根部分的強(qiáng)度使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度高度變?yōu)榈娜秉c(diǎn)就是不能痛風(fēng)石增加一對齒輪的強(qiáng)度也很難降低噪聲角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零角度變位既具備了高度變位的優(yōu)點(diǎn)又避免餓其缺點(diǎn) 總體變?yōu)橄禂?shù)ξ c ξ 1ξ 2 越小一對齒輪的齒根總的厚度越薄齒根越弱抗彎曲強(qiáng)度越低但是由于齒輪的剛度減少易于吸收沖擊振動(dòng)故噪聲會(huì)小一點(diǎn)另外ξ c值越小齒輪的齒形重合度越大這不但有利于較低噪聲而且由于齒形重合度增大單齒承受最大載荷的著力點(diǎn)距齒根越近彎曲力矩越小相當(dāng)于齒根強(qiáng)度的提高由于齒根減薄而產(chǎn)生的消弱強(qiáng)度的因素也有所抵消 根據(jù)上述的理由為降低噪聲對于變速器中除去一檔二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用小一些的數(shù)值以便獲得低噪聲傳動(dòng)一般情況下最高檔和一檔齒輪副的ξ c可選用 02的降低ξ c值應(yīng)該逐擋增大一二擋和倒檔齒輪應(yīng)選用較大的ξ c 值以便獲得高強(qiáng)度齒輪副一檔齒輪的ξ c 可取 10 以上 在本次設(shè)計(jì)中考慮到根切問題一擋和倒擋采用變位齒輪其他齒輪不選用變位可按照下面的公式來確定 ξ 題 因?yàn)樽兯倨髟诘蜋n 工作時(shí)有較大的力所以典型的兩軸式變速器的低檔布置在靠近后支撐處然后按照從低檔到高檔順序不止各檔位齒輪這樣做既能使軸有足夠大的剛性有能保證容易裝配多數(shù)情況下輸出軸和輸入軸及其上面的零部件是通過變速器殼體上方孔口設(shè)計(jì)在變速器殼體下方或者側(cè)面輸入軸上做在軸上的齒輪外徑應(yīng)該比殼體前壁軸承孔的尺寸小因?yàn)樗?jīng)過該孔裝 變速器整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關(guān)系對于典型的兩軸式變速器通過控制軸的長度既控制檔數(shù)可以作到有足夠的剛性通常殼體是整體的有些地方設(shè)計(jì)有加強(qiáng)筋板 殼體前或后壁軸承孔之間的連接部分應(yīng)當(dāng)留有足夠的尺寸內(nèi)裝操縱機(jī)構(gòu)的變速器蓋用螺栓固定到殼體上裝配后的變速器結(jié)構(gòu)剛度還與該螺栓的扭緊程度有關(guān) 第三章 變速器主要參數(shù)選擇 31 中心距 A 的選定 對中間軸式變速器是將中間軸與第二軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A 對兩軸式變速器將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱為變速器的中心距 A 它是一個(gè)基本參數(shù)其大小不僅對變速器的外形尺寸體積大小由影響而且對齒輪的接觸強(qiáng)度由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)由保證齒輪必要的接觸強(qiáng)度來確定變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面 上的兩軸承孔之間的距離過小而影響殼體的強(qiáng)度考慮要求中心距取大些此外受一擋小齒輪齒數(shù)不能過少的限制要求中心距也要大些還有變速器中心距取的過小會(huì)使變速器長度增加并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞 對于中間軸式變速器初選中心距是可以根據(jù)以下經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 A KA 式中 A 為變速器中心距 mmKA 為中心距系數(shù)乘用車 KA 8993Te 為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 Nmi1 為變速器的一檔傳動(dòng)比 ng 為發(fā)動(dòng)機(jī)的傳動(dòng)效率取 96 已知桑塔納 2021 手動(dòng)變速器的一檔傳動(dòng)比在 35 左右先取 i1 35 Te 155Nm 帶入上式得出初選中心距的范圍 A 716 748mm 而此次設(shè)計(jì)中的變速器為乘用車一類發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)也可以根據(jù)變速器中心距 A 和發(fā)動(dòng)機(jī)的排量的關(guān)系來初選乘用車中心距在 7080mm 故綜上此次設(shè)計(jì)初選中心距為 74mm 外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置方案來初步確定 影響殼體軸向尺寸的因素有擋數(shù)換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式 乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為 3034A 商用車變速器殼體的軸向尺寸可參照下類數(shù)據(jù)選用 四檔 2227A 五檔 2730A 六檔 3235A 當(dāng)變速器選用的擋數(shù)和同步器較多時(shí)上述中心距系數(shù)應(yīng)選取上限為了檢測的方便中心距 A 最好為整數(shù) 32 齒輪參數(shù) 選取 齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)并且影響他的選取因數(shù)又有很多如齒輪的強(qiáng)度質(zhì)量噪聲工藝要求等 選取模數(shù)應(yīng)該遵守以下原則 在變速器中心距相同的情況下選取較小的模數(shù)就可以增加齒輪的齒數(shù)同時(shí)增加齒寬可是齒輪嚙合的重合度增加并減少齒輪噪聲所以為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)同時(shí)增加齒寬為使質(zhì)量小些應(yīng)增加模數(shù)同時(shí)減少齒寬從工藝方 面考慮各擋齒輪的應(yīng)該選取一種模數(shù)而從強(qiáng)度方面考慮各擋齒輪要有不同的模數(shù)減少乘用車齒輪工作噪聲有較為重要的意義因此齒輪的模數(shù)應(yīng)取得小些對于貨車減少質(zhì)量比減少噪聲重要固齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)變速器低檔應(yīng)選用大些的模數(shù)其他檔位應(yīng)選用另一種模數(shù)少數(shù)情況下汽車變速器各檔的齒輪選用相同的模數(shù) 表 31 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) mn 車 型 乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 VL 貨車的最大總質(zhì)量 mat 10 V ≤ 16 16 V≤ 25 60 ma≤ 140 ma 140 模數(shù) mnmm 225275 27530 350450 450600 所選模數(shù)數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn) GBT13571987 的規(guī)定見下表選用時(shí)應(yīng)用第一系列括號內(nèi)的模數(shù)盡量不用 表 32 汽車變速器常用的齒輪模數(shù) 第一系列 125 15 200 250 300 400 500 第二系列 175 225 275 325 350 375 450 550 表 3－ 1 汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 車型 微型輕型轎車 中級轎車 中型貨車 重型汽車 225275 2753 35045 4506 已知此次所設(shè)計(jì)的變速器是桑塔納 2021 手 動(dòng)四速變速器發(fā)動(dòng)機(jī)的排量是18V 為中級汽車一般情況下汽車的一倒擋會(huì)使用較大的模數(shù)故根據(jù)以上三表格的內(nèi)容一倒擋選用模數(shù)為 m 3mm 其余各檔的模數(shù) m 275mm α 齒輪壓力角較小時(shí)重合度較大并降低了齒輪的剛度為此能減少進(jìn)入嚙合和退出嚙合是的動(dòng)載荷是傳動(dòng)平穩(wěn)有力與降低噪聲壓力角較大時(shí)可提高齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度實(shí)驗(yàn)證明對于直齒輪壓力角在 28176。嚙合套或同步器 的結(jié)合壓力角有 20176。 25176。 16’ 12’’ 由于齒數(shù)的取整傳動(dòng)比發(fā)生了變化修正后的傳動(dòng)比為 i2 3117 1823 輪齒數(shù)的確定 i2 34 先取三檔的傳動(dòng)比為 i3 12 則帶入式 34 中得到 22Z5 48 Z5 218 取 Z5 22則 Z6 4822 26 螺旋角不變?yōu)棣? 20176。 E為齒輪材料的彈性模量 MPab為齒輪接觸的實(shí)際寬度ρ Zρ b為主從動(dòng)輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 mm 直齒輪ρ Z rzsinαρ b rbsinα斜齒輪ρ Z rzsinα cos2βρ b rbsinα cos2β rzrb 為主從動(dòng)輪節(jié)圓半徑 mm 將作用在變速器第一軸上的載荷 Te2 作為計(jì)算載荷時(shí)變速器的許用接觸應(yīng)力見下表所示 表 41 變速器齒輪的接觸應(yīng)力 齒輪 ? jMPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 19002021 9501000 常嚙合齒輪和高檔 13001400 650700 F F1cosα cosβ F1 2Tgd 輸出軸上的齒輪其 Tg Te2 正常嚙合齒輪的節(jié)圓直徑 d 等于分度圓直徑所以 d mz 齒輪所選用的材料為20GrMnTi 表面滲碳處理彈性模量 E 210000 Mpa 將各參數(shù)帶入式 45 后計(jì)算得出 一擋齒輪的接觸應(yīng)力為 130152MPa 倒擋齒輪的接觸應(yīng)力為 140812MPa 二擋齒輪的接觸應(yīng)力為 119793MPa 三擋齒輪的接觸應(yīng)力為 101077Mpa 四擋齒輪的接觸應(yīng)力為 92977Mpa 參照上表計(jì)算所得出的數(shù)據(jù)滿足齒輪的許用接觸應(yīng)力 綜合齒輪的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力此次設(shè)計(jì)的齒輪均基本滿足強(qiáng)度要求 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼其表層的高硬度和心部的高韌性相結(jié)合能大大提高齒輪的耐磨性和抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力在選用剛才及熱處理時(shí)可對加工性及成本予以考慮 國內(nèi)汽車常用的變速器齒輪材料有 20GrMnTi20GrMn2TiB15MnCr520MnCr525 MnCr528 MnCr5 滲碳齒輪的表面硬度為 5863HRC 心部硬度為 3348HRC 本次設(shè)計(jì)中齒輪的材料選用 20GrMnTi 一般設(shè)計(jì)中軸與齒輪的材料選取應(yīng)相同所以此次設(shè)計(jì)中軸的材料也選用 20GrMnTi 43 軸的強(qiáng)度計(jì)算 變速器在工作時(shí)由于齒輪上有圓周力徑向力和軸向力作用變速器的軸承受轉(zhuǎn)矩和彎矩要求變速器的軸應(yīng)有足 夠的剛度和強(qiáng)度因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(huì)發(fā)生彎曲變形結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合對齒輪的強(qiáng)度耐磨性和工作噪聲的均有不利影響因此在設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)器剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)和已知條件來初選軸的直徑然后根據(jù)公式進(jìn)行相關(guān)的剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算 的直徑 此次設(shè)計(jì)的變速器為兩軸式四檔變速器重強(qiáng)度的方面考慮一擋齒輪處的輸入軸輸出軸部分器受力最大所以此次的軸的直徑應(yīng)該是最粗的地方直徑初選 30mm 輸入軸花鍵部分直徑 dmm 可按下式初選 d K 式中 K 為經(jīng)驗(yàn)系數(shù) K 4046Te 為發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 Nm 計(jì)算后得出 d 2148mm2470mm 先取 d 23mm 度驗(yàn)算 1 軸的剛度驗(yàn)算 對齒輪工作的影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和周在水平面內(nèi)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角前者是齒輪的中心距發(fā)生變化破壞了齒輪的正常嚙合后者是齒輪相互歪斜致使沿齒長方向的壓力分布不均勻 在計(jì)算時(shí)可以按照下式計(jì)算 fc fs δ F1 F2 Fa 式中 fc 為軸在垂直面上內(nèi)的撓度 fs 為軸在水平面的撓度δ為轉(zhuǎn)角 F1 為齒輪齒寬中間平面的徑向力 NF2為齒輪齒寬中間平面的圓周 力 NFa為軸向力 i為傳動(dòng)比 d 為齒輪節(jié)圓直徑α為節(jié)點(diǎn)處壓力角β為螺旋角 E 為彈性模量 MPaE 21105MPaI 為慣性矩 mm4 對于實(shí)心軸 I π d464d 為軸的直徑 mm 花鍵處按平均直徑計(jì)算 ab 為齒輪上的作用力距支座 AB 的距離 mmL 為支座間的距離 mm 軸的全撓度 f ≤ 02mm 軸在垂直面和水平面撓度的允許值為 [fc] 005010mm[fs] 010015mm 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不能超過 0002rad 2 軸的強(qiáng)度計(jì)算 作用在齒輪是上的徑向力和軸向力是軸在垂直面內(nèi)彎曲變形而圓周力是軸在水平面內(nèi)彎曲變形其盈利為 ? 式中 M Nmm d 為軸的直徑 mm 花鍵取內(nèi)徑 W 為抗彎截面系數(shù) mm3 在低檔工作時(shí) [? ]≤ 400MPa 擋齒輪處軸的強(qiáng)度和剛度 在本次設(shè)計(jì)中由于是兩軸式變速箱正常工作時(shí)只有一對齒輪嚙合所以對其總彎矩的計(jì)算可用以下公式 對于直齒輪 M 總 F 合 abL 其中 F 合 M 對于斜齒輪由于多了一項(xiàng)軸向力且軸向力產(chǎn)生的彎矩為 Ma 12Fad M 此次設(shè)計(jì)中各檔齒輪在軸上的分布情況如下圖所示 圖