【正文】 的應用 軸承形式 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軸承等至于何處應當采用什么軸承是守結構限制并所受的載荷的點不同而不同 汽車變速器有結構緊湊尺寸小的特點采用尺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腔中內腔尺寸足夠時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產生的的軸向力原則上由前或后軸承承受都可以但當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荷和通過對軸承的預緊能消除軸向間隙和軸向傳竄動等優(yōu)點固在一些變速器上得到應用圓錐滾子軸承軸承也有裝配后需要調整預緊是裝配變的麻煩且磨損后易歪斜導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動的地方滾針軸承有滾動摩擦損失小傳動效率高徑向配合間隙小定位及運轉精度高有利于齒輪嚙合的優(yōu)點滑動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轉精度并使工作噪聲增大滑動軸套的優(yōu)點是易制造成本低 此次設計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計中一個非常重要的環(huán)節(jié)何謂變位即通過改變標準刀具對齒輪毛坯的徑向位置或改變標準刀具齒槽寬后切制的齒形為非標準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度使它達到和大齒輪強度相接近的程度高度變?yōu)榈娜秉c就是不能痛風石增加一對齒輪的強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)點又避免餓其缺點 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度越低但是由于齒輪的剛度減少易于吸收沖擊振動故噪聲會小一點另外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距齒根越近彎曲力矩越小相當于齒根強度的提高由于齒根減薄而產生的消弱強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值應該逐擋增大一二擋和倒檔齒輪應選用較大的ξ c 值以便獲得高強度齒輪副一檔齒輪的ξ c 可取 10 以上 在本次設計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 因為變速器在低檔 工作時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計在變速器殼體下方或者側面輸入軸上做在軸上的齒輪外徑應該比殼體前壁軸承孔的尺寸小因為它要經(jīng)過該孔裝 變速器整體結構剛性與軸和殼體的結構有關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計有加強筋板 殼體前或后壁軸承孔之間的連接部分應當留有足夠的尺寸內裝操縱機構的變速器蓋用螺栓固定到殼體上裝配后的變速器結構剛度還與該螺栓的扭緊程度有關 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度由影響中心距越小齒輪的接觸應力越大齒輪的壽命越短因此最小允許中心距應當由保證齒輪必要的接觸強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)驗公式計算 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)動機的最大轉矩 Nmi1 為變速器的一檔傳動比 ng 為發(fā)動機的傳動效率取 96 已知桑塔納 2021 手動變速器的一檔傳動比在 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 而此次設計中的變速器為乘用車一類發(fā)動機前置前驅也可以根據(jù)變速器中心距 A 和發(fā)動機的排量的關系來初選乘用車中心距在 7080mm 故綜上此次設計初選中心距為 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構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)換擋機構形式以及齒輪形式 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 當變速器選用的擋數(shù)和同步器較多時上述中心距系數(shù)應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度質量噪聲工藝要求等 選取模數(shù)應該遵守以下原則 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合理減少模數(shù)同時增加齒寬為使質量小些應增加模數(shù)同時減少齒寬從工藝方 面考慮各擋齒輪的應該選取一種模數(shù)而從強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)應取得小些對于貨車減少質量比減少噪聲重要固齒輪應選用大些的模數(shù)變速器低檔應選用大些的模數(shù)其他檔位應選用另一種模數(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)動機排量 VL 貨車的最大總質量 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)值應符合國家標準 GBT13571987 的規(guī)定見下表選用時應用第一系列括號內的模數(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 已知此次所設計的變速器是桑塔納 2021 手 動四速變速器發(fā)動機的排量是18V 為中級汽車一般情況下汽車的一倒擋會使用較大的模數(shù)故根據(jù)以上三表格的內容一倒擋選用模數(shù)為 m 3mm 其余各檔的模數(shù) m 275mm α 齒輪壓力角較小時重合度較大并降低了齒輪的剛度為此能減少進入嚙合和退出嚙合是的動載荷是傳動平穩(wěn)有力與降低噪聲壓力角較大時可提高齒的抗彎強度和表面接觸強度實驗證明對于直齒輪壓力角在 28176。時強度增加的不多對于斜齒輪壓力角在 25176。所以變速器的齒輪采用的壓力角普遍是 20176。 25176。等但普遍使用 30176。同步器的壓力角為 30176。時其抗彎強度驟然下降而接觸強度繼續(xù)上升因此從高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)并不希望有過大的螺旋角以 15176。為宜而從提高高檔齒輪的接觸強度和增加重 合度著眼應當選用較大的螺旋角 斜齒輪螺旋角可以在以下提供的范圍內選取 中間軸式變速器 22176。 兩軸式變速器為 20176。 齒寬 b 通常根據(jù)齒輪模數(shù) mmn 的大小來確定齒寬 b 直齒輪 b KcmKc 為齒寬系數(shù)為 4580 斜齒輪 b KcmnKc 取 6085 采用嚙合套或同步器換擋時其接合齒輪的工作寬度初選是可取 24mm 33 各檔齒數(shù)的分配與計算 此次所設計的桑塔納 2021 手動四速變速箱的各檔齒輪分配方案如上一章節(jié)中圖 26 所示在分配齒數(shù)的時候應該注意的是各檔齒輪的齒數(shù)應該盡可能的不是整數(shù)以便齒輪均 勻磨損 輪齒數(shù)的確定 桑塔納 2021 手動四速兩軸式變速器已知發(fā)動機輸出功率 p 74 千瓦轉速 n 5200rmin 最大扭矩 Te 155NM 排量 18V 載荷平穩(wěn)可靠性一般 確定一檔齒輪齒數(shù) 1 一檔傳動比 i1 31 為了求 Z1 和 Z2 的齒數(shù)先求其齒數(shù)和 Zh 公式如下 直齒 Zh 斜齒 Zh 32 2 選取中間軸一檔的齒數(shù) 轎車兩軸式變速器一檔傳動比 i 35～ 38 時一檔的齒數(shù)在 Z8 11～ 17 由于所設計為一般中級轎車載荷平穩(wěn)可靠性要求一般一檔齒輪傳動比 i 35 模數(shù) m 3mm 取一檔主齒輪齒數(shù) Z1 11 由于齒數(shù)為 11 將會發(fā)生根切故需要對其進行變位變位系數(shù) ξ 17Z1 17 1711 17 036 Z2 Z1i1 1135 385 取整后 Z2 39 重新計算 i1 Z2 Z1 3911 3545 計算中心距 A Z1Z2m 3911 3 75mm 輪齒數(shù)的確定 i2 33 根據(jù)初選的中心距 A 74 模 數(shù)為 m 275 初選螺旋角β 20176。 20176。 16’ 12’’ 由于齒數(shù)的取整傳動比發(fā)生了變化修正后的傳動比為 i3 2622 1189 輪齒數(shù)的確定 i2 35 該擋為最高檔選用超速擋傳動比在 0709 之間初選四檔的傳動比為 i4 085則帶入式 35 中得到 185Z7 48 Z7 2594 取 Z7 26 則 Z8 4826 22 螺旋角不變?yōu)棣? 20176。 傳動比 i 一擋 39 11 24 3 0 3545 二擋 31 17 16 275 2027 1823 三擋 26 22 16 275 2027 1189 四擋 22 26 16 275 2027 0846 倒擋 35 11 22 24 3 0 3182 第四章 變速器的設計與計算 41 齒輪的損壞形式 取力器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷齒面疲勞點蝕移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合 齒輪折斷發(fā)生在以下幾種情況齒輪收到足夠大的沖擊載荷作用造成齒輪彎曲折斷齒輪在重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋裂紋擴展深度逐漸加大然后出現(xiàn)彎曲折斷前者在變速器中極其少見而后者出現(xiàn)的多些 齒輪工作時一對齒輪相互嚙合齒面相互擠壓這時存在于齒面細小裂紋中的潤滑油壓升高并導致裂紋擴展然后齒面表層出現(xiàn)塊狀剝落而形成 小麻點稱之為齒面點蝕它使齒形誤差加大產生動載荷并可能導致齒輪折斷 用移動齒輪的方法完成的換擋的低檔和倒檔出論由于換擋時兩個進入嚙合的齒輪的存在角速度差換擋瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷并造成損壞 負荷大齒面相對滑動速度又高的齒輪在接觸壓力大且接觸處產生高溫作用下的情況使齒面間的潤滑油膜遭到破壞導致齒面直接接觸在局部高溫高壓作用下齒面互相熔焊粘連齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡稱之為齒面膠合變速器齒輪的這種破壞出現(xiàn)的較少 42 齒輪的強度計算 1 直齒輪彎曲應力? W ?W 4 1 式中? W 為彎 曲應力 MPaF1 為圓周力 NF1 2TgdTg 為計算載荷 Nmmd 為節(jié)圓直徑 mmK?為集中應力系數(shù)可取近似值 K? 165Kf 為摩擦力影響系數(shù)主從動輪在嚙合點上的摩擦力方向不同對彎曲應力的影響也不同主動齒輪 Kf 14 從動齒輪Kf 09b 為齒寬 mmt 為端面齒距 mmt π mm 為模數(shù) y 為齒形系數(shù)如圖 41 所示 應為齒輪的節(jié)圓直徑為 d mz 式中 z 為齒數(shù)所以將上述有關參數(shù)帶入 41 后得到當計算