英语原文共 23 页,剩余内容已隐藏,支付完成后下载完整资料
第八章:变速箱的设计
变速传动;手动变速器设计;变速器轴承;自动变速器;行星齿轮;自动离合器;汽车离合器的管理;手动变速器的分级自动化;摩擦传动无级变速器;无级变速器;推带无极变速的发展;液压驱动器;超紧凑自动;传输趋势和细化
变速器设计
变速器涉及到正齿轮传动、行星齿轮、流体力学、流体静力学和摩擦传动的广泛的技术。现在电子的发展使得更多在无级变速和自动变速上的不寻常的尝试取得了好的成果,因此使复杂的带制动的行星齿轮传动正在让位给自动换挡和先进的摩擦传动。然而,对于直齿手动换档的非常强烈的市场偏好仍然存在,并且相当精细的系统已经成为结果。
经典的文本如Bevan描述的基本的手动变速箱的布局,如图1,在图中齿轮A被连接到驱动轴且与齿轮B常啮合。齿轮B、D、F和H是刚性地固定在一起并且在中间轴上自由旋转。主动轴或从动轴与齿轮用花键连接,所以,齿轮C、复合齿轮E-G必须和轴一起旋转,但也可以沿着它滑。齿轮C可以直接与齿轮A通过齿式离合器相连。然后,动力直接传送到主轴,然后安装有齿轮B、D、F和H的套筒空转。这对应于高速挡且从动轴以与驱动轴相同的速度运行。第三档齿轮啮合通过滑动齿轮C沿主轴直到它与D齿轮啮合。动力传递然后从A到B,并从D到C返回。第一和第二挡工作的实现是通过沿驱动轴滑动复合齿轮E-G,直到齿轮G与齿轮H啮合,使第一挡工作,或齿轮E与齿轮F啮合,使第二挡工作。齿轮C、复合齿轮e_g在图中显示中立地位。问题是找到在不同齿轮上的齿数,这将使驱动轴的转速与从动轴的转速满足想要的比例。齿数的数目的选择显然是受中心距离对每对配合齿轮来说必须是相同这个事实的限制。对任何一个齿轮的齿数,这也有一个较低的限制。这种限制可能是14或者15,但空间允许的情况下最好采用大一点的齿数。齿的间距将取决于强度的考虑,对于私人汽车来说,它通常是6或8径节。车辆的传动比以“驱动轮转速除以发动机转速”的形式表示,齿轮传动比部分由最终传动装置提供。这个比例通常是5或5.5比1,对于更大的车辆来说或者更小。
低挡的齿轮传动比大约是最高档齿轮比的四倍,中间齿轮在理论上应布置成使这四个传动比呈几何级数。在实践中,车子会获得更好的总体性能,如果从第一到第四或顶部比率之间的差距逐渐下降,。从大量的汽车规格的检查,Bevan发现的平均比例分别为:最高档5.34,第三档7.85,第二档12.1和第一档20.9,相应的齿轮箱的比率是1,2.27和3.91比1。如果齿轮比在最高档和第一挡具有同样的等比级数,变速箱的比率是1,,和3.91比1,或者1.0,1.575,2.48和3.91比1。
图一:手动变速箱的基本结构
手动变速器设计
原则上,汽车变速箱通常会使用用于静态机械且不受频繁的速度变化和剧烈变化的齿轮齿廓。因此,在预测齿轮的性能和在设计整个变速箱系统时需要特殊的考虑。
在检查校正的齿轮几何形状为汽车使用之前,检查那些常啮合,传递稳定的负载和速度的齿轮对齿轮建立操作原则和几何测量的约束是很有帮助的。两啮合齿轮轴之间合适的啮合中心距的要求,是这样的,任何齿最大限度的穿透进入相对的齿轮的啮合齿隙使其等于用于制造齿的英国标准基本齿条的工作深度。
因此,中心距是毛坯直径减去工作深度(= 2P/pi;)的和的一半,以及齿的下面至少需要0.6pn的径向距离,来给予适当的牙支持。侧角Phi;、标准的齿距Pn和螺旋角sigma;的轮齿,图3,所有涉及到的刀具支撑参数,在几何的惯例,他们毫无意义如果没有参考它们所应用的直径。轴向间距,距离要平行着齿轮轴进行测量,到相邻的齿的同侧齿面。对渐开线齿另一个基本尺寸是标准基节间距P到邻近的齿面之间()。对于齿数,参考圆柱直径为:
当P n= Pn0,参考直径是基础直径;毛坯直径超过基准直径按照V(Pn /pi;) v值从图4取得,上限是由需要避免齿顶宽度小于周围0.1Pn。有效齿数为:
毛胚直径为:
当齿轮和齿轮啮合在正确的深度时,轴距为:
齿厚在分度圆上是g和正常齿厚的GN,图5显示一个齿轮的正法向面截面的一部分与一个螺旋齿轮结合,对于一个20°的侧角,齿切间隙b,齿轮的基本间隙(见下文)K GN等于:
在设计中心的距离时,当齿轮齿切入准确全深度就称之为“基本”的间隙,根据齿轮的齿数和V值。确定螺旋齿轮的尺寸的指定的应用程序显示在图6
图2英国标准的基本轮廓
图6 螺旋齿轮的尺寸标注
图7:bs负载额定程序
1到10
。。。
10*
对于硬化钢
0.5*(17 30/
Rg)
到1000
到4000
超1000
平行
直或斜齿
斜或直齿
斜齿
最小t1
建议t1
齿轮类型
齿速
齿轮比
范围
轴位
置
Rg=小齿轮速度车轮速度 C=中心矩(轴距)
图5:齿条和斜齿轮啮合
齿顶圆1
基圆2
基圆1
齿顶圆2
图4:v值
图3:轮齿参数
XX断面
YY断面
齿根圆
基圆
齿顶圆
分度圆
中间工作深度圆
齿轮承载能力
Tuplin通过路易斯公式,给齿轮轮齿提供了一种改进英国标准额定负荷程序的方法,参见图7,即单位面宽度齿线荷载强度Gjt= Sh(Pn/ P)y,S为最大抗弯曲强度,其中Y等于:
Ymin是强度因子。
以及抗弯强度,抵抗激烈的局部正压力的能力,必须考虑,最大允许表面应力为:
并且相关的剪切应力是这个值的三倍左右,失效是因为一个或另一个等于FGjt / Rr的关键应力函数S。这里Rr是相关的任何一点的曲率半径,半径r是从齿轮中心到渐开线齿面,并且等于.“接触载荷”的最坏点是最小的齿轮齿轮根,而弯曲的最坏的,当然是靠近顶端。 BS牙齿20°侧面的总负载强度变为: Zs是区域因子(0.015直齿轮)。在斜齿轮的情况下,负载的总强度是: ,其中区域因子Z = 0.24。速度和寿命因素也可用于计算适当地方的齿轮的动态加载的效果。 Tuplin得出的一个对设计有用的图表,如图8所示。
图8:动态荷载计算图
允许扭矩{b1 in}在小齿轮上的直径,其齿宽由上式定义
b1 =每个小齿轮齿在总寿命中的啮合次数
如果轴向间距2gt;面宽F乘图表值
Ib 弯曲应力疲劳因数
小齿轮的平均直径d = 1英寸
外齿轮的齿宽F =
对于几何相似的齿轮,允许转矩为图表值的d1-75倍
变速箱的设计方法
手动换挡变速器的设计在很大程度上取决于性能预测计算,如第一章所说,对一个概念车来说。图9提供了一个典型的可以优化传动比的牵引力/速度曲线。燃油经济性和加速性能相互矛盾的工作要求,会使选择困难。因此,由C G Giles构建的发动机利用率曲线,如在图10,在一定程度上包括发动机不同的节气门开度下燃料消耗循环,可以使减少行驶功率需求得到优化。利用曲线可以用来创建功率需求量曲线。
例如,一个最低功率要求约水平道路行驶使用的功率的一半。然后通过限制坡度或道路附着条件的要求。建议进行的程序是(a)计算在克服水平的道路阻力消耗的功率,以便找到对于一个给定的功率的最高水平道路速度;(b)选择最小功率准则,从曲线到最大速度找到对应的发动机转速增量;(c)写下行驶路程中每发动机的最大输出功率时的发动机转速,作为发动机的分数,直到需要功率=可用功率的点;(d)同样为最低功率要求,记录每程距离的发动机转速;(e)通过将最大坡度或极限牵引力与发动机扭矩相联系获得最低档位。
曲线显示适用于不同类别的车辆,在任何给定的速度比下可以有效地使用。针对不同的车辆类别,选择传动比之间的差距往往是辩论的主题。在一般情况下,每个比率的转矩/速度曲线必须重叠相邻曲线上的最大扭矩点,以使满足即使向下的变化。比率间隔应该是这样的,例如在发动机接合时发动机的转速不能过高或过低而使发动机过度紧张。一个几何级数的比率有时青睐工业车辆和货车,但在实践中高档的两个档位之间的差距往往更接近。这是由交通条件导致实际的布置,与理论情况的比较如图11 / 12所示。最低传动比也可以受到齿轮箱本身的几何考虑的影响,中间轴和主轴之间的轴中心距离在这方面是关键尺寸。由于可能出现的情况是,在图13中,较高的中间齿轮对(A)不能应付大的步进速度,所以第一减速常数啮合对(B)在降低程度上受到限制。 因此,对于一档,减速的主要部分在第一齿轮对(C)中,并且最小副轴小齿轮(D)的齿强度变为设计标准。中心距离还影响齿间距的选择 - 太细必须具有大的中心距离以保持齿应力在可接受的限度内,并且太中等的间距导致粗糙度增加。汽车正常直径间距和相应的轴中心距离被建议为12(中心距离)在200 bhp以下和在200 bhp以上为10。对于CV(中心距离),DP 8建议低于200 bhp; 7为200-250 bhp,6为超过250 bhp。。可以通过增加螺旋齿轮的节距和螺旋角来减小侧推力,从而减少任何齿轮副中的齿总数。在减小螺旋角时,还建议由给出的重合度对于汽车不小于1(对于CV为0.75)。 从尽可能小的输出轴第一速度小齿轮开始,然后可以通过直接配比计算齿的精确数目和节距。然后可以将获得的所得的全部齿轮比代入中,其中S从表1获得,并且在检查重合度中,螺旋角从获得.
车速英里/小时
图10:发动机利用率曲线
变速器减速比
齿轮英里/小时每 1000转/分
运动轿车(1吨)250bhp/吨(5)
大功率轿车(30cwt)73bhp/吨(4)
大众的汽车(25cwt)45bhp/吨(3)(3)
轻货车(2吨gvw)25bhp(2)
7吨卡车(11吨gvw)9.1bhp/吨(1)
图9:牵引力对道路速度曲线
车速(英里/小时)
发动机转速(转/分)
比燃料消耗曲线(1b / bh / ph)
减小节气门功率曲线
制动马力
水平路面行驶力
最佳效率
全油门
限制梯度的功率
最大功率
1 1/2升汽油发动机
图13:轴中心距约束
中心距
输出轴
输入
轴
小齿轮轴
在离合器完全接合之前由于驱动发生变化后的实际速度
小得多的速度下降
发送机转速
选择的速度变化范围
最大车速
最大速度
图11/12:实际和理论比
车速英里/小时
最大一档速度
实际
汽车齿数比
对于在中间齿轮中使用相对较少的相对轻负载的汽车变速箱齿轮,英国标准应力计算过程会导致过大的齿数比。因为汽车齿轮箱中涉及相对较高的短期应力,所以认为弯曲疲劳应该是失效的标准,而不是表面退化。由于齿轮的可互换性不是普遍必需的,因此不需要标准化的比例。 因此,允许一对中的两个齿轮同时发生理论故障的校正形式被视为最经济的路线。因此经常进行如图14所示的绘图布局,以获得具有抗弯曲应力的校正形状,使得对于破坏的相对周期与齿的数量大致相反,通常通过实验获得轮齿的典型疲劳曲线。在最大输入扭矩(主轴周期/ )下的典型寿命要求目标在表2中。
在所示的示例中,涉及79.540 1b / (55MN / m 2)弯曲应力的38齿齿轮,估计的小齿轮寿命为4.5times;个周期,并且大齿轮寿命为0.2times;,接近2:1的齿轮比。建议的修正限制已被规定为齿根宽度增加到每边超过配合齿轮齿宽的1/8英寸(3.2mm)。早期工人对轮齿矫正的其他提示包括:改变螺旋角以抵消轴偏转的有害影响; 配合斜齿轮的轻微侧向偏移,以避免齿角断裂; 提供保护齿尖倒角;通过将螺旋重合度限制在1以下来降低噪声,节圆偏差在0.0002英寸(0.005mm)以内,齿距误差在0.0005英寸(0.013mm)以内。 否则,传统的轮齿校正方法是在齿轮上增加齿顶和减小齿根,反之亦然。图15示出了用于此目的的齿轮的根切以及轮齿的冗余部分的移除。 必须在接触线XY大于基础节圆的情况下观察到轮齿啮合的连续性。 真实滚动必须在节圆处进行,在尖端处允许有限的滑动。
图15:根切-左,纠正;右没纠正
基圆
小齿轮
齿轮
齿轮
分度圆
小齿轮
基圆
19齿小齿轮
弯曲应力70510
压缩应力20500
图14:齿轮啮合图
传动齿轮箱轴承
SKF公司在20世纪60年代为这些设施制定了设计程序。然后建议齿轮箱内的轴偏转应限制为每厘米跨距0.001厘米。对于图16所示的安装,第一档中的主轴偏转从标准
剩余内容已隐藏,支付完成后下载完整资料
资料编号:[136828],资料为PDF文档或Word文档,PDF文档可免费转换为Word
以上是毕业论文外文翻译,课题毕业论文、任务书、文献综述、开题报告、程序设计、图纸设计等资料可联系客服协助查找。