变速器设计.docx
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变速器设计
汽车设计课程设计
变速器设计
班级车辆新能源1111
姓名
指导教师邓利军
前言
汽车传动系是汽车的核心组成部分。
其任务是调节变换发动机的性能,将动力有效而经济地传至驱动车轮,以满足汽车的使用要求。
变速器是完成传动系任务的重要部件,也是决定整车性能的主要部件之一。
变速器的设计水平对汽车的动力性、燃料经济性、换挡操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。
随着汽车工业的发展,轿车变速器的设计趋势是增大其传递功率与重量之比,并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。
本设计在给定最高车速、最大爬坡度等条件下,着重对变速器传动比、齿轮的结构参数、轴的结构尺寸等进行设计计算,并对变速器的传动方案和结构形式进行设计,从而提高汽车的整体性能。
关键字:
变速器传动比齿轮同步器
目录
设计任务书
一、任务:
1、确定两轴式四挡变速器传动机构的总体方案。
2、确定变速器的主要参数。
3、确定输入轴上所有零件的主要参数,设计变速器输入轴和输入轴上齿轮(任意一个齿轮)。
4、编制设计说明书。
二、原始条件:
车型微型客车
驱动形式FR4×2
发动机位置前置
最高车速Umax=110km/h
最大爬坡度imax≥30%
汽车总质量ma=1410kg
满载时前轴负荷率40%
外形尺寸总长La×总宽Ba×总高Ha=3496×1445×1841mm3
迎风面积A≈0.85Ba×Ha
空气阻力系数CD=0.6
轴距L=2200mm
前轮距B1=1440mm
后轮距B2=1420mm
车轮半径r=300mm
离合器单片干式摩擦离合器
变速器两轴式、四挡
设计的内容及方法
本次设计在给定输出功率、转矩以及最高车速、最大爬坡度等条件下,完成此汽车传动机构的设计,并绘制出变速箱的装配图。
对于变速箱的设计主要内容有以下几点:
一、传动机构的布置方案分析
通过比较两轴和中间轴式变速器各自的优缺点,选择出适合此车的传动机构布置方案。
二、变速器主要参数的选择
确定变速器的档位数、传动比、中心距以及齿轮参数。
三、轴的基本尺寸选择和强度校核
选择合适的尺寸的轴并对其进行校核。
四、同步器设计
比较不同类型同步器的优缺点,选择适合此变速器的同步器类型,并对其参数进行确定。
变速器传动机构布置方案
1.1前进挡布置方案
目前流行的机械变速器主要有两轴式和中间轴式,现在对两种变速器具体分析。
1.1.1两轴式变速器
与中间轴式变速器相较,两轴式变速器因轴和轴承少,所以结构简单,轮廓尺寸小和容易布置等优点,并且由于传动环节较少,故传动效率很高并且噪声也很低。
但两轴式变速器不能设置直接挡,所以在高挡工作时没中间轴式性能好。
1.1.2中间轴式变速器
中间轴式变速器的输入轴后端通常与常啮合齿轮做成一体,并且绝大多数中间轴式变速器输入轴和输出轴都保持在同一直线上,经结合套连接后得到直接档,故用此方案的汽车在直接档是效率很高,噪声也很低,齿轮和轴承的磨损都会降低。
但是,除了直接档以外,其他挡传动效率都略有降低,噪声也有上升。
通过上述比较,又由于此车微型车,汽车总质量较小,乘客空间不大,结构较紧凑,故选用两轴式布置方式。
1.2倒档布置方案
与前进挡相比,倒档使用率不高,而且都是在停车状态下实现切换倒档,故多数方案采用直齿滑动齿轮或接合套方式换挡。
汽车变速箱一般有如下设计方式,根据此次设计需要和比较我们选择图a所示变速器进行参数设计。
变速器主要参数设计
2.1发动机最大功率Pemax及相应转速np
根据最高转速,用下式求出发动机的最大功率
其中ηT为传动系效率,一般取90%;f为滚动阻力系数,对乘用车f=0.0165×{1+0.01(va-50)}。
根据初始设计数据,可求得
Pemax=38.7
对于总质量较小的汽油发动机np一般在4000~5000r/min之间,故
np=4500r/min
2.2发动机最大转矩Temax和相应转速nT
根据下式确定Temax
Temax=9549×αPemax/np
α为转矩适应性系数,一般在1.1~1.3之间选取,此处选择α=1.2,故Temax=98N·m
np/nT一般在1.4~2.0之间选取,此处选为1.5,故
nT=3000r/min
2.3档位数的选择
增加挡数,可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速,但挡数增多,将使结构复杂,轮廓尺寸和质量加大,换挡频率增高将增加换挡难度。
目前乘用车一般采用4~6个挡位,排量越大采用的档位数一般越多,此车为总质量很小的低排量微型车,故选择档位为4比较适宜。
2.4最低挡传动比选择
要确定最低档传动比必须先确定主减速器的传动比,然后根据汽车行驶条件确定最低挡范围。
2.4.1主减速器传动比设计
根据发动机转速与汽车行驶速度关系:
ua=0.377
式中ua取最高车速,由于此变速器为两轴式,最高传动比一般大于1,取为1.1,由此可算出
i0=4.2
2.4.2最低挡传动比确定
按最大爬坡度来设计,上坡时,应满足驱动力不小于阻力之和,即:
≥Gfcosαmax+Gsinαmax
f为坡道阻力系数,一般在0.01~0.02之间,取0.015。
由上式可得,i1≥3.36
再根据地面附着条件:
≤Fn·φ
φ为地面附着系数,一般取0.7~0.8,取φ=0.8,则可得
i1≤5.37
所以选取一挡传动比为i1=3.9
2.5各档传动比选择
由于等比分配传动比便于换挡,故选择等比分配方式
=
=
=qi1=3.9i4=1.1故q=1.52
则i2=2.56i3=1.68
2.6初选中心距
根据经验公式
A=KA(Temaxi1η)1/3
式中:
KA为中心距系数,乘用车KA=8.9~9.3,由此可得:
A=63.1mm
2.7齿轮参数选择
齿轮的基本参数主要有模数、压力角、螺旋角和齿宽。
2.7.1模数
对于低排量的微型车齿轮模数一般在2.25~2.75之间选取,再根据变速器常用齿轮模数的选择系列选取模数为mn=2.5。
2.7.2压力角
压力角越小,齿轮的重合度越大,传动越平稳,噪声越低;压力角较大时,齿轮的抗弯强度和表面接触强度都会增强。
因国家规定的标准压力角为20°,故选取压力角为20°。
2.7.3螺旋角
由于目前斜齿轮在变速器中运用的比较多,故要确定螺旋角的大小,螺旋角对齿轮啮合的重合度、强度都有很大影响,轿车变速器齿轮螺旋角一般在20~25°之间选取,选取螺旋角为25°。
2.7.4齿宽
通常根据齿轮模数的大小来确定齿宽:
对于直齿b=kcm,kc为齿宽系数,取为4.5~8.0
对于斜齿b=kcmn,kc取为6.0~8.5
2.8各挡齿轮齿数分配
由于一般低档和倒档都用的较少,二高档用的比较频繁,故一、二档和倒档选用直齿轮,三四档选用斜齿轮。
2.8.1前进挡齿轮齿数确定
1、一挡:
i1=
=3.9z1+z2=2A/m=50
z1=10z2=40
2、修正中心距
A=m(z1+z2)/2=62.5mm
3、二挡:
i2=
=2.56z3+z4=2A/m=50
z3=14z4=36
4、三挡:
i3=
=1.68z5+z6=2Acosβ/mn=45
z5=17z6=28
5、四挡:
i4=
=1.1z7+z8=2Acosβ/mn=45
z7=21z8=23
2.8.2倒档齿轮齿数确定
倒档齿轮的模数一般与一挡齿轮接近,取m=2.5,倒档齿轮齿数一般在21~23之间选取。
选zR=21。
iR=
·
(此值接近i1)(da9+da10)/2+0.5≤A
由此可得z9=11zR=21z10=38
则倒档轴到输入轴的距离A1=m(z9+zR)/2=38.75mm
倒档轴到输出轴的距离A2=m(z10+zR)/2=73.75mm
2.9一挡齿轮参数设计
齿轮的尺寸参数主要包括分度圆直径、齿顶圆直径和齿根圆直径,下面仅对一挡两对齿轮进行参数设计,设计各参数如下:
分度圆直径:
d1=mz1=25mmd2=mz2=100mm
齿顶高:
ha1=m=2.5mmha2=m=2.5mm
齿根高:
hf1=1.25m=3.1mmhf2=1.25m=3.1mm
顶隙:
c1=hf1-ha1=0.6mmc2=hf2-ha2=0.6mm
齿顶圆直径:
da1=d1+2ha1=30mmda2=d2+2ha2=105mm
齿根圆直径:
df1=d1-2hf1=18.8mmdf2=d2-2hf2=93.8mm
输入轴的设计
变速器在工作时,由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用,变速器的轴承受转矩和弯矩。
要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。
因为刚度不足轴会发生弯曲变形,结果破坏了齿轮的正确啮合,对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声的均有不利影响,因此,轴的设计至关重要,下面,选择输入轴进行设计。
3.1初选轴直径
输入轴花键部分直径可利用经验公式初选:
d=KTemax1/3
式中K为经验系数,,一般在4.0~4.6之间选取,取K=4.6;故
d=21.2mm
3.2轴的刚度校核
仅选取输入轴上一挡齿轮所在点进行校核
根据下式计算
fc=
fs=
δ=
式中:
一挡齿轮所受切向力Ft=
=7840N
径向力Fr=Fttanα=2853N
输入轴两支承间间距L=(3.0~3.2)A,选取L=3.2A=200mm
一档齿轮距离两支承点的距离分别为a=51mm,b=149mm
对于实心轴,I=πd4/64
故fc=0.061mm<[fc]fs=0.135mm<[fs]δ=0.0015rad<0.02rad
均满足许用值,故设计合理。
3.3轴的强度校核
轴的受力情况如图所示
F2
分别算出其在水平面和垂直面内的弯矩
垂直平面内:
FH1·L=Fr·a
FH1=689.98N
Mc=FH1·b=105.5N·M
水平面内:
Fv1·L=Ft·a
Fv1=1920N
Ms=Fv1·b=289.9N·M
轴的弯曲应力计算公式如下
σ=
其中M=(Mc2+Ms2+Temax2)1/2由此可得σ=346.5M<[σ],符合要求,故轴设计合理。
齿轮的校核
4.1齿轮的损坏形式
齿轮的损坏形式主要有:
齿轮折断、齿面疲劳剥落移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。
4.2齿面弯曲强度校核
仅对一挡主动齿轮校核,齿轮弯曲应力计算公式
σw=
式中:
σ为应力集中系数,近似取1.65;
Kf为摩擦力影响因素,主动齿轮取0.9;
t为端面齿距,t=πm;
y为齿形系数,取0.13;
由此,得到
σw=523.5Mpa
在许用范围之类,故齿面弯曲强度符合要求。
4.3轮齿接触应力
仅对一挡主动齿轮校核,轮齿接触应力计算公式
σj=0.418[
(
+
)]1/2
式中:
E为弹性模量;
ρz=rzsinα;
ρb=rbsinα;
由此可得
σj=1756.3MPa
在许用范围值之内,故轮齿接触应力满足要求。
同步器设计
5.1同步器的分类和功用
同步器能做到换挡时,在两换挡元件之间的角速度达到完全相等之前不允许换挡,因而换挡时能有效的保护齿轮,防止因速度不相等而产生冲击。
目前常见的同步器有锁销式、锁环式和惯性增力式。
由于用于轿车变速器,此设计采用锁环式同步器。
5.2同步器主要参数确定
同步器的主要参数包括接近尺寸、分度尺寸、滑动转动距离和滑块端隙。
5.2.1接近尺寸b
锁环式同步器接近尺寸b应大于零,通常在0.2~0.3之间选取,此处选取b=0.2。
5.2.2分度尺寸a
分度尺寸应等于1/4结合齿齿距。
5.2.3滑动转动距离c
滑动尺寸一般利用下式计算
c=
式中:
R1为滑块轴向移动后的外半径;
R2为接合齿分度圆半径。
5.2.4滑块端隙δ1
为保证b>0,应使δ2>δ1,通常取δ1=0.5mm。
总结
经过几天的艰苦奋战,终于完工了,通过这次课程设计,让我很好的复习了汽车设计、汽车理论和汽车构造等多方面知识。
虽然设计过程很艰苦,但是我也乐在其中。
遇到问题时,积极解决问题,让自己的大脑活跃起来,设计雏形便不断浮现在眼前,想想就觉得幸福。
当遇到不能独立解决的问题时,能够得到朋友、老师、网友的众多帮助,我非常感谢。
通过此次设计,我对汽车变速器有了更深入的了解,虽然设计的不尽完美,甚至是漏洞百出,但是我依然感到欣慰,因为自己选择了坚持。