机械式变速器设计(1)ppt课件

1、汽车设计电子教案第第3 3章章 机械式变速器设计机械式变速器设计汽车设计电子教案3.1 3.1 概概 述述 变速器用来改动在不同的运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任务。此外，还应保证汽车可以在倒退行驶、滑行或停车时，使发动机和传动系分别；需求时还应有动力输出的功能。汽车设计电子教案3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 机械式变速器因具有构造简单、传动效率高、制造本钱低和任务可靠等优点，故在各种方式的汽车上得到广泛运用。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3.2

2、3.2 变速传动机构布置方案分析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自动齿轮做成一体，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3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析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

3、的末端经花键与万向节衔接。 汽车设计电子教案3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析汽车设计电子教案3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 3. 倒挡方式 与前进挡位比较，倒挡运用率不高，而且都是在停车形状下实现换倒挡，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3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 4. 其他构造方案 双中间轴式变速器表示图 三中间轴式变速器表示图 汽车设计电子教案3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 3.2.2 零部件构造方案分析 1. 齿轮方式 变速器用齿

4、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，斜齿圆柱齿轮具有运用寿命长、运转平稳、任务噪声低等优点；缺陷是制造复杂，任务时产生轴向力，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. 换挡机构方式 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方式。 3. 防脱挡措施汽车设计电子教案3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析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3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析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)

5、将接合齿的任务面加工成斜面 汽车设计电子教案3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 4. 轴承方式 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，其一挡常布置在接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 变速器只需具有足够的整体刚性才干保证正常任务。整体刚性与轴、壳体的构造以及装配时螺栓的扭紧程度有关。 汽车设计电子教案3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 3.2.3 组合变速器构造方案分析 重型货车运用条件复杂，需求的传动比范围大。假

6、设变速器的挡数少，那么相邻挡位的传动比间隔就会增大，呵斥换挡困难。为处理这个问题，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3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 3.2.3 组合变速器构造方案分析 (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3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 3.2.3 组合变速器构造方案分析 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方式 (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，

7、两者交交换 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3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 3.2.3 组合变速器构造方案分析 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3.2 3.2 变速传动机构布置方案分析变速传动机构布置方案分析 3.2.3 组合变速器构造方案分析 3) 综合式 插入式和分段式的结合，使传动比范围进一步扩展 4其它汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算变速器主要参数选择与计算 3.3.1 挡数 变速器的

8、挡数及其传动比由总布置设计确定。添加挡数，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。但会使变速器构造复杂和质量添加，轴向尺寸增大、支配复杂、本钱高。 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3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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间隔，对中间轴式变速器，将中间轴与第二轴轴线之间的间隔称为变速器中心距。对两轴式变速器，将变速器输入轴与输出轴轴线之间的间隔称

9、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()FEbF1(coscos)FF1F1g2FTd汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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 确实定 可根据下述阅历公式计算中心距 3. 两轴式变速器中心距 确实定 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 A3Aemax 1gAKTiA汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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

10、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0.45dAmdLm/dL m/dL d3emaxdK T汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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 假设轴在

11、垂直面内挠度为 ，在程度面内挠度为 和转角为 ，可分别用下式计算。 cfsf221c3Fa bfEIL222s3F a bfEIL13Fab baEIL汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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 按第三强度实际(最大剪应力实际)计算当量弯矩为 抗弯截面系数按下式计算 3.3.6 齿轮参数确实定 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。 332MMWd222csnMMMT332dW汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算变速器主要参数选择与计算 3.3.

12、6 齿轮参数确实定 (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1fwFK Kbty14.52017.52022.52025200.790.891.11.23YYYYYYYYgfw3c2T K Km zK ygf3cw2T K KmzK y1wF KbtyK汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算变速器主要参数选择与计算 3.3.6 齿轮参数确实定 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 gw3nc2cosTKzm yK Kg3ncw2coszTKmK K y汽车变速器齿

13、轮的法向模数 汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算变速器主要参数选择与计算 3.3.6 齿轮参数确实定 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外表接触强度。汽车变速器常用齿轮模数 汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算变速器主要参数选择与计算 3.3.6 齿轮参数确实定 3. 螺旋角 在选取斜齿轮的螺旋角时应留意以下问题： (1) 增大螺旋角，可以使齿轮啮合的重合系数添加，任务平稳、噪声降低。 (2) 斜齿轮传送转矩时要产生轴向力。汽

14、车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算变速器主要参数选择与计算 3.3.6 齿轮参数确实定 4. 齿宽 齿宽的选择应满足既能减轻变速器质量，同时又能保证齿轮任务平稳的要求。齿宽大，任务平稳，但变速器质量大。齿宽太小会使轮齿的任务应力过大。 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，可以防止齿轮产生干涉、根切和配凑中心距。 cbk mckckcnbk m汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算变速器主要参数选择与计算 3.3.6 齿轮参数确实定 变位齿轮主要有两

15、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、任务噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。 7. 齿轮资料的选取 为提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的才干，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3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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2711 8z

16、ziz zhhn22 cosAzmAzm直齿 斜齿 汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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 进展修正 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 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Ahzh2zA mh2cosnzAm82117zzizzn12( z + z ) 2cosmA1z2z汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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

17、挡的齿数 假设二挡齿轮是直齿轮，模数与一挡齿轮一样，那么 假设二挡齿轮是斜齿轮，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，齿轮还须满足以下关系25216z ziz z562mzzA62n5662cosmzzA2266sinsinzz汽车设计电子教案3.3 3.3 变速器主要参数选择与计算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的齿顶圆之间应坚持有0.5mm以上的间隙，那么齿轮9的齿顶圆直径应为：10z81012Amzz e8e9

18、0.522DDAe9e821DAD汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.1 惯性式同步器 1. 锁销式同步器 (1) 锁销式同步器构造汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.1 惯性式同步器 (2) 锁销式同步器的任务原理 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，经过换挡拨叉把力F 传给滑动齿套，再经过弹簧钢球5销6传给同步环2，使得同步器分开中间位置，做轴向挪动并使同步环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，经过换挡拨叉把力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

19、和齿轮3的转速到达相等，即到达同步,从而使锁止元件解除锁止形状。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3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.1 惯性式同步器 2. 锁环式同步器 (1) 锁环式同步器的构造汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.1 惯性式同步器 (2) 锁环式同步器任务原理 (a) 同步器锁止位置 (b) 同步器换挡位置汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.1 惯性式同步器 (3) 锁环式同步器的主要尺寸 接近尺寸和分度尺寸 滑块挪动间隔 汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.1 惯性

20、式同步器滑块端隙 汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.1 惯性式同步器 3. 多锥式同步器 4. 惯性增力式同步器汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.2 同步器锁止条件的建立 同步器锁止条件建立的过程即确定摩擦锥面和锁止面的角度的过程。这些角度要满足在衔接件角速度完全相等以前，不能进展换挡。这些角度还用来计算摩擦力矩和同步时间。 换挡时为保证没有冲击地将齿轮和轴衔接起来，必需使它们的转动角速度相等。此时同步器必需的摩擦力矩可用下式表示 那么作用在同步器摩擦面上的轴向力为 rfJMts gsFFi汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器

21、设计 3.4.2 同步器锁止条件的建立汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.2 同步器锁止条件的建立 摩擦锥面上的法向合力为 可得摩擦面上的摩擦力矩为 得到换挡时的摩擦力矩方程式为 为防止衔接件在转动角速度相等以前接合换挡，就要满足如下关系式：NsinFFfNsinFfRMF fRrsinFfRJt12FF汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.2 同步器锁止条件的建立 于是由： 可得： 即欲保证同步前滑动齿套不能继续挪动，必需满足 3.4.3 转动惯量的计算 换挡过程中，依托同步器改动转速的零件通称为输入端零件。 f1sinMFfRFrr2tan

22、FFtansinFfRFrtansinfRr汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.3 转动惯量的计算 输入端零件转动惯量普通采用如下方法计算： (1) 求出各零件的转动惯量。 (2) 把这些转动惯量按不同的传动比转换到被同步零件上。 汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.3 转动惯量的计算 转动惯量转换前、后系统的能量坚持相等，即 而 所以 3.4.4 同步器主要参数确实定 1. 摩擦因数22112222JJ1122ZZ22122112221ZJJJZ汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.3 转动惯量的计算 摩擦因数大，那么换挡省力，到达同步的时间较短，因此保证较大的摩擦因数对同步器任务有利。摩擦因数与摩擦副资料、任务外表粗糙度、光滑油种类和温度等要素有关。 2. 摩擦锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。为增大同步器容量，值应取小些；但也不能太小，否那么摩擦锥面将产生自锁景象。 3. 同步环锥面上的螺纹槽汽车设计电子教案3.4 3.4 同步器设计同步器设计 3.4.3 转动惯量的计算 为坚