两轴变速器设计说明书讲解学习Word文档格式.docx
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1)保证汽车有必要的动力性和经济性。
2)设置空挡,用来切断发动机的动力传输。
3)设置倒挡,使汽车能变速倒退行驶。
4)设置动力输出装置。
5)换挡迅速、省力、方便。
6)工作可靠。
变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。
7)变速器应有高的工作效率。
8)变速器的工作噪声低。
除此之外,变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。
固定轴式应用广泛,其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上,中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动的汽车上。
旋转轴式主要用于液力机械式变速器。
两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。
两轴式变速器不能设置直接挡,一挡速比不可能设计得很大。
图1为发动机前置前轮驱动轿车的两轴式变速器传动方案。
其特点是:
变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体;
多数方案的倒挡传动常用滑动齿轮,其它挡位均用常啮合齿轮的传动
倒挡布置方案
图2为常见的倒挡布置方案。
图2-b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮,缩短了中间轴的长度。
但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换挡困难。
图2-c方案能获得较大的倒挡传动比,缺点是换挡程序不合理。
图-2d方案对2-c的缺点做了修改。
图2-e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体,将其齿宽加长。
图2-f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮,挡换更为轻便。
为了缩短变速器轴向长度,倒挡传动采用图2-g所示方案。
缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴,使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。
变速器主要参数的选择
主要参数
方案一
发动机功率
70kw
最高车速
159km/h
转矩
155N·
m
总质量
1685kg
转矩转速
3200r/min
车轮
185/60R14S
—最高车速,=159km/h
r—车轮半径,r=0.288
n—功率转速,n=5175r/min
—主减速器传动比
—一挡传动比
/=1.4~2.0即=(1.4~2.0)×
3200=4480~6400r/min
=9549×
所以,=4654~5500r/min=5175r/min
=5.06
汽车以一挡在无风、干砂路面行驶,公式简化为
式中:
G—作用在汽车上的重力,,—汽车质量,—重力加速度,
=16513N;
=155N.m;
—传动系效率,=0.9;
—车轮半径,=0.288m;
—滚动阻力系数,良好的沥青或混凝土路面(0.010~0.018)取=0.018;
—坡度,=16.7°
。
=2.058
——驱动轮的地面法向反力,;
——驱动轮与地面间的附着系数;
对混凝土或沥青路面可取0.5~0.6之间。
已知:
kg;
取0.6,把数据代入(3.4)式得:
所以,一档转动比的选择范围是:
初选一档传动比为2.3。
最低稳定车速校核:
=0.337km/h
满足附着条件。
一般汽车各挡传动比大致符合如下关系
—常数,也就是各挡之间的公比;
因此,各挡的传动比为
∴
所以各挡传动比与Ι挡传动比的关系为
,,,
(实际)
初选中心距时,可根据下述经验公式
—变速器中心距(mm);
—中心距系数,商用车:
=8.9~93;
—发动机最大转矩(N.m);
—变速器一挡传动比,=2.3;
—变速器传动效率,取96%;
—发动机最大转矩,=155N.m。
则,
=
=62.254~65.052(mm)
初选中心距=65mm。
第三部分变速器各档齿轮的计算设计
1、模数
对货车,减小质量比减小噪声更重要,故齿轮应该选用大些的模数;
从工艺方面考虑,各挡齿轮应该选用一种模数。
啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。
由于工艺上的原因,同一变速器中的接合齿模数相同。
其取值范围是:
乘用车和总质量在1.8~14.0t的货车为2.0~3.5mm;
总质量大于14.0t的货车为3.5~5.0mm。
选取较小的模数值可使齿数增多,有利于换挡。
车型
乘用车的发动机排量V/L
货车的最大总质量/t
1.0>V≤1.6
1.6<V≤2.5
6.0≤14.0
≥14.0
模数/mm
2.25~2.75
2.75~3.00
3.50~4.50
4.5~6.00
表2 汽车变速器齿轮法向模数
一系列
1.00
1.25
1.5
2.00
2.50
3.00
4.00
5.00
6.00
二系列
1.75
2.25
2.75
3.25
3.50
3.75
4.50
5.50
—
表3 汽车变速器常用齿轮模数
根据表2及3,一二档齿轮的模数定为2.75mm,三四档及倒档的模数定为2.5mm,啮合套和同步器的模数定为2.25mm。
2、压力角
压力角较小时,重合度较大,传动平稳,噪声较低;
压力角较大时,可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。
对于轿车,为了降低噪声,应选用14.5°
、15°
、16°
、16.5°
等小些的压力角。
对货车,为提高齿轮强度,应选用22.5°
或25°
等大些的压力角[15]。
国家规定的标准压力角为20°
,所以普遍采用的压力角为20°
啮合套或同步器的压力角有20°
、25°
、30°
等,普遍采用30°
压力角。
本变速器为了加工方便,故全部选用标准压力角20°
3、螺旋角
实验证明:
随着螺旋角的增大,齿的强度也相应提高。
在齿轮选用大些的螺旋角时,使齿轮啮合的重合度增加,因而工作平稳、噪声降低。
斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力并作用到轴承上。
设计时,应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡,以减小轴承负荷,提高轴承寿命。
因此,中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。
为使工艺简便,在中间轴轴向力不大时,可将螺旋角设计成一样的,或者仅取为两种螺旋角。
变速器螺旋角:
23°
4、齿宽
直齿,为齿宽系数,取为4.5~8.0,取7.0;
斜齿,取为6.0~8.5,取7.0。
各挡齿轮齿数的分配
1-一轴一挡齿轮2-二轴一挡齿轮3-一轴二档齿轮4-二轴二挡齿轮
5-一轴轴三挡齿轮6-二轴三挡齿轮7-一轴四档齿轮8-二轴四档齿轮9-一轴五档齿轮10-二轴五档齿轮11-一轴倒档12-二轴倒档齿轮13-倒档齿轮
图3变速器传动示意图
如图3所示为变速器的传动示意图。
在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后,可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。
应该注意的是,各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数,以使齿面磨损均匀。
变为系数图
1、确定一挡齿轮的齿数
取模数=2.75mm螺旋角=23°
齿宽系数=7
∴z1=13z2=30
对中心距进行修整:
mm
取整mm,为标准中心矩。
对一挡齿轮进行角度变位:
分度圆压力角
端面啮合角
=
=23.22°
U===2.31
变位系数之和查表得=0.029
分度圆直径:
=90.700mm
齿顶高
=3.273mm
=2.970mm
齿根高
=2.888mm
=3.190mm
全齿高h1=ha1+hf1=6.161mm
齿顶圆直径da1=d1+2ha1=49.849mm
da2=d2+2ha2=96.64mm
齿根圆直径df1=d1-2hf1=33.527mm
df2=d2-2hf2=84.320mm
2、确定二挡齿轮的齿数
∴z3=17z4=26
对二挡齿轮进行角度变位:
U===1.529
变位系数之和查表得=0.29
51.396mm
=78.606mm
=3.2175mm
=3.025mm
=2.943mm
=3.135mm
全齿高h3=ha3+hf3=6.16mm
齿顶圆直径da3=d3+2ha3=57.831mm
da4=d4+2ha4=84.656mm
齿根圆直径df3=d3-2hf3=45.511mm
df4=d4-2hf4=72.336mm
3、确定三挡齿轮的齿数
取模数=2.5mm螺旋角=23°
∴z5=24z6=25
对三挡齿轮进行角度变位:
=21.707°
U===1.04
变位系数之和查表得=-0.57
63.675mm
=66.328mm
=1.685mm
=1.660mm
=3.825mm
=3.850mm
全齿高h5=ha5+hf5=5.510mm
齿顶圆直径da5=d5+2ha5=67.045mm
Da6=d6+2ha6=69.648mm
齿根圆直径df5=d5-2hf5=56.025mm
Df6=d6-2hf6=58.628mm
4、确定四挡齿轮的齿数
∴z7=29z8=20
对四挡齿轮进行角度变位:
=17.82°
U===0.7
==53.062mm
=1.385mm
=1.960mm
=4.125mm