大眾途觀三軸六檔變速器設(shè)計(jì)【三維CATIA】
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哈爾濱工業(yè)大學(xué)華德應(yīng)用技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)第1章 緒論現(xiàn)在,每當(dāng)人們觀看F1大賽,總會(huì)被那種極速的感覺(jué)所折服。此刻,大家似乎談?wù)摰米疃嗟木褪前l(fā)動(dòng)機(jī)的性能以及車(chē)手的駕駛技術(shù)。而且,不忘在自己駕車(chē)的時(shí)候體會(huì)一下極速感覺(jué)或是在買(mǎi)車(chē)的時(shí)候關(guān)注一下發(fā)動(dòng)機(jī)的性能,這似乎成為了橫量汽車(chē)品質(zhì)優(yōu)劣的一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)。的確,擁有一顆“健康的心”是非常重要的,因?yàn)樗莿?dòng)力的締造者。但是,掌控速度快慢的,卻是它身后的變速器。從現(xiàn)在市場(chǎng)上不同車(chē)型所配置的變速器來(lái)看,主要分為:手動(dòng)變速器(MT)、自動(dòng)變速器(AT)、手動(dòng)/自動(dòng)變速器(AMT)、無(wú)級(jí)變速器(CVT)。 本次設(shè)計(jì)的課題為三軸六檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì),該課題來(lái)源于結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際。本次課題研究的主要內(nèi)容是: 1.進(jìn)行變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)(不包括同步器),完成標(biāo)準(zhǔn)件的選型。 2.完成強(qiáng)度計(jì)算。 3.對(duì)軸、齒輪等主要零件進(jìn)行制造工藝分析。 4.對(duì)變速器裝配工藝進(jìn)行分析,包括裝配順序、軸承游隙調(diào)整、潤(rùn)滑等關(guān)于變速器的設(shè)計(jì),首先要確定變速器的各檔位的傳動(dòng)比和中心距,然后計(jì)算出齒輪參數(shù)以選擇合適的齒輪并且對(duì)其進(jìn)行校核,接著是初選變速器軸與軸承并且完成對(duì)軸和軸承的校核,最終完成了變速器的零件圖和裝配圖的繪制。本課題所設(shè)計(jì)出的變速器可以解決如下問(wèn)題: a.正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比,使之與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)匹配,以保證汽車(chē)具有良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性; b.設(shè)置空檔以保證汽車(chē)在必要時(shí)能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長(zhǎng)時(shí)間分離;設(shè)置倒檔使汽車(chē)可以倒退行駛; c.操縱簡(jiǎn)單、方便、迅速、省力; d.傳動(dòng)效率高,工作平穩(wěn)、無(wú)噪聲; e.體小、質(zhì)輕、承載能力強(qiáng),工作可靠; f.制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長(zhǎng); g.貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計(jì)要求,遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定。 本設(shè)計(jì)是根據(jù)流行1.8L大眾途觀車(chē)型而開(kāi)展的,設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)均來(lái)源于此種車(chē)型:主減速比:4.782最高時(shí)速:190km/h輪胎型號(hào):215/65R16發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào):1.8TSIEA888最大扭矩:250Nm最大功率:118kw扭矩轉(zhuǎn)速:4200r/min 第2 章機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定2.1 變速器的功用和要求 變速器的功用是根據(jù)汽車(chē)在不同的行駛條件下提出的要求,改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速,使汽車(chē)具有適合的牽引力和速度,并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車(chē)倒車(chē)以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離,變速器具有倒檔和空檔。在有動(dòng)力輸出需要時(shí),還應(yīng)有功率輸出裝置。對(duì)變速器的主要要求是:1. 應(yīng)保證汽車(chē)具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車(chē)整體設(shè)計(jì)時(shí),根據(jù)汽車(chē)載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車(chē)使用要求,選擇合理的變速器檔數(shù)及傳動(dòng)比,來(lái)滿(mǎn)足這一要求。2. 工作可靠,操縱輕便。汽車(chē)在行駛過(guò)程中,變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳檔、亂檔、換檔沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度,提高行駛安全性,操縱輕便的要求日益顯得重要,這可通過(guò)采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換檔或自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來(lái)實(shí)現(xiàn)。3. 重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材,采用合理的熱處理,設(shè)計(jì)合適的齒形,提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。4. 傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失,應(yīng)有直接檔。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量,采用適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑油都可以提高傳動(dòng)效率。5. 噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù),提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。2.2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定2.2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇有級(jí)變速器與無(wú)級(jí)變速器相比,其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造低廉,具有高的傳動(dòng)效率(=0.960.98),因此在各類(lèi)汽車(chē)上均得到廣泛的應(yīng)用。 設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車(chē)的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動(dòng)比,因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車(chē)的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。傳動(dòng)比范圍是變速器低檔傳動(dòng)比與高檔傳動(dòng)比的比值。汽車(chē)行駛的道路以上的客車(chē)為5.08.0;越野車(chē)為10.020.0。通常,有級(jí)變速器具有3、4、5個(gè)前進(jìn)檔;重型載貨汽車(chē)和重型越野汽車(chē)則采用多檔變速器,其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá)616個(gè)甚至20個(gè)。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)狀況愈多樣,發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車(chē)質(zhì)量之比愈小,則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。目前,轎車(chē)變速器的傳動(dòng)比范圍為3.04.5;一般用途的貨車(chē)和輕型的功率利用效率、汽車(chē)的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車(chē)速,從而可提高汽車(chē)的運(yùn)輸效率,降低運(yùn)輸成本。但采用手動(dòng)的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí),要實(shí)現(xiàn)迅速、無(wú)聲換檔,對(duì)于多于5個(gè)前進(jìn)檔的變速器來(lái)說(shuō)是困難的。因此,直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為5檔。多于5個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化,或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器,后者僅用于一定行駛工況。某些轎車(chē)和貨車(chē)的變速器,采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速檔。采用傳動(dòng)比小于1(0.70.8)的超速檔,可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率,降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù),因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損,降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為1的直接檔比較,采用超速檔會(huì)降低傳動(dòng)效率。有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān),包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。三軸式變速器如圖2-1所示,其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合,且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩則稱(chēng)為直接檔。此時(shí),齒輪、軸承及中間軸均不承載,而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此,直接檔的傳遞效率高,磨損及噪音也最小,這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距(影響變速器尺寸的重要參數(shù))較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比,這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是:處直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 兩軸式變速器如圖2-2所示。與三軸式變速器相比,其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車(chē)多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置,因?yàn)檫@種布置使汽車(chē)的動(dòng)力-傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且可使汽車(chē)質(zhì)量降低6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。如圖所示,兩軸式變速器的第二軸(即輸出軸)與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體,當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí),主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪;當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪,從而簡(jiǎn)化了制造工藝,降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪(直齒圓柱齒輪)外,其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng);個(gè)檔的同步器多裝在第二軸上,這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小,裝同步器有困難;而高檔的同步器也可以裝在第一圖2-1 轎車(chē)中間軸式四檔變速器1 第一軸;2第二軸;3中間軸 軸的后端,如圖示。兩軸式變速器沒(méi)有直接檔,因此在高檔工作時(shí),齒輪和軸承均承載,因而噪聲比較大,也增加了磨損,這是它的缺點(diǎn)。另外,低檔傳動(dòng)比取值的上限(ig=4.04.5)也受到較大限制,但這一缺點(diǎn)可通過(guò)減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來(lái)取消。有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢(shì)是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目,從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長(zhǎng)的壽命、更低的噪聲,雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此,在變速器中,除低檔及倒檔外,直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。但是在本設(shè)計(jì)中,由于倒檔齒輪采用的是常嚙式,因此也采用斜齒輪。由于所設(shè)計(jì)的汽車(chē)是發(fā)動(dòng)機(jī)前置,后輪驅(qū)動(dòng),因此采用中間軸式變速器。圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四,五,六檔變速器傳動(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)是:變速器第一軸和第二軸的軸線(xiàn)在同一直線(xiàn)上,經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。 由于所設(shè)計(jì)的汽車(chē)是發(fā)動(dòng)機(jī)前置,后輪驅(qū)動(dòng),因此采用中間軸式變速器。圖2-3、圖2-4、圖2-5分別示出了幾種中間軸式四,五,六檔變速器傳動(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)是:變速器第一軸和第二軸的軸線(xiàn)在同一直線(xiàn)上,經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔,變速器的齒輪和軸承及中間軸均 圖2-2 兩軸式變速器1第一軸;2第二軸;3同步器不承載,發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出,此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高,可達(dá)90%以上,噪聲低,齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訖n的利用率高于其它檔位,因而提高了變速器的使用壽命;在其它前進(jìn)檔位工作時(shí),變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸,中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳遞,因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離(中心距)不大的條件下,一檔仍然有較大的傳動(dòng)比;檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng),檔位低的齒輪(一檔)可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng);多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu),均采用同步器或嚙合套換檔,少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔,還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí),中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低,這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下,各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù),換檔方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別。如圖2-3中的中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別:圖2-3a、b所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪,倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔;圖2-3c所示傳動(dòng)方案的二,三,四檔用常嚙合齒輪傳動(dòng),而一檔和倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔。 圖2-4a所示方案,除倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外,其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖2-4b、c、d所示方案的各前進(jìn)檔,均用常嚙合齒輪傳動(dòng);圖2-4d圖2-3 中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi),這樣布置除可以提高軸的剛度,減少齒輪磨損和降低工作噪聲外,還可以在不需要超速檔的條件下,很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。圖2-4 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案圖2-5a 所示方案中的一檔、倒檔和圖b所示方案中的倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔,其余各檔均用常嚙合齒輪。以上各種方案中,凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位,其換檔方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)現(xiàn)。同一變速器中,有的檔位用同步器換檔,有的檔位用嚙合套換檔,那么一定是檔位高的用同步器換檔,檔位低的用嚙合套換檔。 發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的轎車(chē)采用中間軸式變速器,為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度,可將變速器后端加長(zhǎng),如圖2-3a、b所示。伸長(zhǎng)后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支圖2-5 中間軸式六檔變速器傳動(dòng)方案承上,其最后一個(gè)支承位于加長(zhǎng)的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi),布置倒檔傳動(dòng)齒輪和換檔機(jī)構(gòu),還能減少變速器主體部分的外形尺寸。變速器用圖2-4c所示的多支承結(jié)構(gòu)方案,能提高軸的剛度。這時(shí),如用在軸平面上可分開(kāi)的殼體,就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)題。圖2-4c所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài),同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里,而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。2.2.2.倒檔傳動(dòng)方案 圖2-5為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2-5b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪,因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合,使換擋困難。圖2-6c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比,缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖2-6d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改,因而取代了圖2-6c所示方案。圖2-6e所示方案是將中間軸上的一,倒擋齒輪做成一體,將其齒寬加長(zhǎng)。圖2-6f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪,換擋更為輕便。為了充分利用空間,縮短變速器軸向長(zhǎng)度,有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖2-6g所示方案。其缺點(diǎn)是一,倒擋須各用一根變速器撥叉軸,致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計(jì)采用圖2-6f所示的傳動(dòng)方案。因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力,所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋,都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處,以減少軸的變形,保證齒輪重合度下降不多,然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪,這樣做既能使軸有足夠大的剛性,又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近,但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短,從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。圖2-6 變速器倒檔傳動(dòng)方案2.3 變速器主要零件結(jié)構(gòu)的方案分析變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿(mǎn)足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí),也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)滑和密封等因素。2.3.1齒輪型式與直齒圓柱齒輪比較,斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng),工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn);缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜,工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪,盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加,并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。但是,在本設(shè)計(jì)中由于倒檔采用的是常嚙合方案,因此倒檔也采用斜齒輪傳動(dòng)方案,即除一檔外,均采用斜齒輪傳動(dòng)。2.3.2換檔結(jié)構(gòu)型式換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動(dòng)齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊,但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因,除一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合,因而減少了噪聲和動(dòng)載荷,提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套,視結(jié)構(gòu)布置而選定,若齒輪副內(nèi)空間允許,采用內(nèi)齒結(jié)合式,以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,但還不能完全消除換檔沖擊,目前在要求不高的檔位上常被使用。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊,使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮,同時(shí)操縱輕便,縮短了換檔時(shí)間,從而提高了汽車(chē)的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性,此外,該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜,制造精度要求高,軸向尺寸有所增加,銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前,同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。自動(dòng)脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個(gè)問(wèn)題,除工藝上采取措施外,在結(jié)構(gòu)上,目前比較有效的方案有以下幾種:1) 將嚙合套做得長(zhǎng)一些(如圖2-7a)或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(kāi)(圖2-7b),這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過(guò)被接合齒約13mm。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損,因而在接合齒端部形成凸肩,以阻止自動(dòng)脫檔。2)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄(0.30.6mm),這樣,換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住,從而減少自動(dòng)脫檔(圖2-8)。圖2-8 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施3)將接合齒的工作面加工成斜齒面,形成倒錐角(一般傾斜2030),使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫檔的軸向力(圖2-9)。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效,采用較多。圖2-7 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施ab圖2-9 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器,該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸,以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖2-10所示:圖2-10 鎖環(huán)式同步器l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6滑塊;7-止動(dòng)球;8-卡環(huán);9輸出軸;10、11-齒輪第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)3.1 變速器主要參數(shù)的選3.1.1 檔數(shù)和傳動(dòng)比不同類(lèi)型汽車(chē)的變速器,其檔位數(shù)也不盡相同。轎車(chē)變速器傳動(dòng)比變化范圍較小(約為34),過(guò)去常用3個(gè)或4個(gè)前進(jìn)檔,但近年來(lái)為了提高其動(dòng)力性尤其是燃料經(jīng)濟(jì)性,多已采用5個(gè)前進(jìn)檔。輕型貨車(chē)變速器的傳動(dòng)比變化范圍約為56,其他貨車(chē)為7以上,其中總質(zhì)量在3.5t以下者多用四檔變速器,為了降低油耗亦趨向于增加1個(gè)超速檔;總質(zhì)量為3.5l0t多用五檔變速器;大于l0t的多用6個(gè)前進(jìn)檔或更多的檔位。選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí),應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。a.根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度確定汽車(chē)爬陡坡時(shí)車(chē)速不高,空氣阻力可忽略,則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有: (3-1) 則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動(dòng)比為: (3-2)式中 汽車(chē)總質(zhì)量;重力加速度;道路阻力系數(shù);max道路最大阻力系數(shù);最大爬坡要求;驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑;發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩;主減速比;汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。主減速比i0的確定: (3-3)式中 rr車(chē)輪的滾動(dòng)半徑,m; np發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,r/min; igh變速器最高檔傳動(dòng)比; vamax最高車(chē)速,km/h。本課題變速器igh=1,一般貨車(chē)的最大爬坡度約為60%,即=31,f=0.02由公式(3-3)得:由公式(3-2)得:max=0.02cos31+sin31=0.532b.根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著條件確定變速器檔傳動(dòng)比為: (3-4)式中 汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷; 道路的附著系數(shù),計(jì)算時(shí)取=0.60.8。因?yàn)樨涇?chē)42后輪單胎滿(mǎn)載時(shí)后軸的軸荷分配范圍為60%68%所以G2=26751068=18190N由公式(3-3)和公式(3-4)得:綜合a和b條件得: 3.99ig14.08,取ig1=(3.99+4.08)/24.04變速器的1檔傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。變速器的最高檔一般為直接檔,有時(shí)用超速檔。中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為 (其中n為檔位數(shù))的幾何級(jí)數(shù)排列。因?yàn)?,所以ig5=q=1.32, ig4= ig5q=1.75,ig3= ig4q=3.389,ig2= ig3q=3.04,實(shí)際上與理論值略有出入,因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些,另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。在變速器結(jié)構(gòu)方案、檔位數(shù)和傳動(dòng)比確定后,即可進(jìn)行其他基本參數(shù)的選擇與計(jì)算。3.1.2 中心距中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響,所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距A(mm)可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選: (3-5)式中 中心距系數(shù)。對(duì)轎車(chē)取8.99.3;對(duì)貨車(chē)取8.69.6;對(duì)多檔主變速器,取9.511;變速器處于檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩,; (3-6)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,Nm;變速器的檔傳動(dòng)比;變速器的傳動(dòng)效率,取0.96。由公式(3-6)得:=2504.040.96=969.6Nm由公式(3-5)得:初選中心距也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求出: (3-7)式中 按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩直接求中心距時(shí)的中心距系數(shù),對(duì)轎車(chē)取14.516.0,對(duì)貨車(chē)取17.019.5。由公式(3-7)得:mm商用車(chē)變速器的中心距約在65170mm范圍內(nèi)變化,初選A=92mm3.1.3 軸向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檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。六檔變速器殼體的軸向尺寸3.03.4A。貨車(chē)變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān):四檔(2.22.7)A五檔(2.73.0)A六檔(3.23.5)A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí),中心距系數(shù)KA應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便,A取整。本次設(shè)計(jì)采用6+1手動(dòng)擋變速器,變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。3.1.4 齒輪參數(shù)(1)齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù),所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合JB111-60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn (3-5)其中=250Nm,可得出mn=2.96。一檔直齒輪的模數(shù)m mm (3-6)通過(guò)計(jì)算m=3.27。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開(kāi)線(xiàn)齒形。由于制造工藝上的原因,同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都是相同,轎車(chē)和重輕型貨車(chē)取23.5。本設(shè)計(jì)3.5。(2)齒形、壓力角、螺旋角和齒寬b 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-1選取。表3-1 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項(xiàng)目 車(chē)型 齒形壓力角螺旋角轎車(chē) 高齒并修形的齒形14.5,15,1616.52545一般貨車(chē) GB156-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形202030重型車(chē)同上低、倒檔齒輪22.525小螺旋角 壓力角較小時(shí),重合度大,傳動(dòng)平穩(wěn),噪聲低;較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車(chē),為加大重合度已降低噪聲,取小些;對(duì)貨車(chē),為提高齒輪承載力,取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角取20,嚙合套或同步器取30;斜齒輪螺旋角取30。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此,中間軸上的全部齒輪一律去右旋,而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋,其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力,b加大,齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明,在齒寬增大到一定數(shù)值后,由于載荷分配不均勻,反而使齒輪的承載能力降低。所以,在保證齒輪的強(qiáng)度條件下,盡量選取較小的齒寬,以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬:直齒 b=(4.58.0)m,mm斜齒 b=(6.08.5)m,mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些,使接觸線(xiàn)長(zhǎng)度增加,接觸應(yīng)力降低,以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。3.2 各檔傳動(dòng)比及其齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后,可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各檔齒數(shù)的方法。3.2.1確定一檔齒輪的齒數(shù) 為了確定Z11和Z12的齒數(shù),先求其齒數(shù)和: 其中 A =92mm、m =3.5;故有。 當(dāng)三軸式的變速器時(shí),則,此處取=19,則可得出=34。 上面根據(jù)初選的A及m計(jì)算出的可能不是整數(shù),將其調(diào)整為整數(shù)后,從公式看出中心距有了變化,這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距A,再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。 這里修正為53,則根據(jù)公式反推出A=92.75mm。3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由公式求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 由此可得: 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出: 。 聯(lián)立可得:=17、=38。則根據(jù)公式可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為: 。3.2.3確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動(dòng)比 而 對(duì)于斜齒輪, 故有: 聯(lián)立得:。按同樣的方法可分別計(jì)算出:三檔齒輪 ;四檔齒輪 。五檔齒輪:綜上所述各檔實(shí)際傳動(dòng)比為3.2.4確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下,倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近,在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取3.7。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小,取。而通常情況下,倒檔軸齒輪取2123,此處取=23。由 可計(jì)算出。故可得出中間軸與倒檔軸的中心距A= =66.15mm 而倒檔軸與第二軸的中心: =74mm 3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪,除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外,它還影響齒輪的強(qiáng)度,使用平穩(wěn)性,耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類(lèi):高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度,使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)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。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn),有避免了其缺點(diǎn)。有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器,會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要,使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距,此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí),則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo),故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng),還可通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作,有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高檔齒輪,其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落,因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度,應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些,這樣兩齒輪的齒輪漸開(kāi)線(xiàn)離基圓較遠(yuǎn),以增大齒廓曲率半徑,減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪,由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低,加之傳遞載荷較大,小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。總變位系數(shù)越小,一對(duì)齒輪齒更總厚度越薄,齒根越弱,抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小,易于吸收沖擊振動(dòng),故噪聲要小些。根據(jù)上述理由,為降低噪聲,變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值,以便獲得低噪聲傳動(dòng)。其中,一檔主動(dòng)齒輪10的齒數(shù)Z1017,因此一檔齒輪需要變位。變位系數(shù) (3-7)式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。第4章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇4.1 齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種:輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種:輪齒受足夠大的沖擊載荷作用,造成輪齒彎曲折斷;輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋,裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大,然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少,后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時(shí),一對(duì)相互嚙合,齒面相互擠壓,這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高,并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展,然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大,產(chǎn)生動(dòng)載荷,導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪,由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶,換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷,并造成損壞。4.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核 與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較,不同用途汽車(chē)的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外,汽車(chē)變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支撐方式也基本一致。如汽車(chē)變速器齒輪用低碳合金鋼制造,采用剃齒或齒輪精加工,齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝,齒輪精度不低于7級(jí)。因此,比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車(chē)齒輪,同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。4.2.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算直齒齒輪彎曲應(yīng)力: (4-1)式中計(jì)算載荷,Nmm;應(yīng)力集中系數(shù),直齒齒輪取1.65; Kf摩擦力影響系數(shù),主動(dòng)齒輪取1.1,被動(dòng)齒輪取0.9; 齒輪模數(shù); 齒輪齒數(shù); Kc齒寬系數(shù),直齒齒輪取5.58.5; y齒形系數(shù) 輪齒彎曲應(yīng)力,當(dāng)時(shí),直齒齒輪的許MPa。因?yàn)樵撟兯倨魉械凝X輪采用同一種材料,所以當(dāng)校核時(shí)只要校核受力最大和危險(xiǎn)的檔位齒輪。故分別計(jì)算檔、倒檔齒輪的彎曲強(qiáng)度。a.1檔齒輪副:主動(dòng)齒輪z12=19從動(dòng)齒輪z11=34檔主動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷Tj=Temaxi12=25034/19447.36Nm由公式(4-1)得: 主動(dòng)齒輪z10的彎曲強(qiáng)度:1檔從動(dòng)齒輪的計(jì)算載荷Tj=Temaxig=2504=1000 Nm從動(dòng)齒輪z9的彎曲強(qiáng)度:b.倒檔齒輪副:因?yàn)榈箼n齒輪相當(dāng)于一個(gè)惰輪,所以主動(dòng)齒輪是Z14=17,從動(dòng)齒輪是Z15=23。通過(guò)惰輪后主動(dòng)齒輪是Z15=23,從動(dòng)輪是Z13=27。惰輪的計(jì)算載荷Tj=Temaxi12i1012=250(23/17)(27/23)397.06Nm通過(guò)惰輪前,Z15=23的彎曲強(qiáng)度由公式(3-19)得: 通過(guò)惰輪后主動(dòng)輪是Z15=23,從動(dòng)輪是Z13=27。Z15的計(jì)算載荷Tj=Temaxi12i1012=397.06NmZ13的計(jì)算載荷Tj=Temaxi倒檔=2503.55=887.5Nm以上的齒輪副都滿(mǎn)足彎曲強(qiáng)度的要求。4.2.2 齒輪接觸應(yīng)力齒輪的接觸應(yīng)力按下式計(jì)算: (4-2)式中 F法向內(nèi)基圓周切向力即齒面法向力,N; (4-3) Ft端面內(nèi)分度圓切向力即圓周力,N; (4-4) Tj計(jì)算載荷,Nmm; d節(jié)圓直徑,mm; 節(jié)點(diǎn)處壓力角; 螺旋角;E齒輪材料的彈性模量,鋼取2.1105MPa; b齒輪接觸的實(shí)際寬度,斜齒齒輪為b/cos代替,mm;主、被動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的齒廓曲率半徑,mm;直齒齒輪:,;斜齒齒輪:,; r1,r2分別為主、被動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑,mm。當(dāng)計(jì)算載荷為許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表4-1。 表4-1變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪/MPa 滲碳齒輪 氰化齒輪 一檔及倒檔19002000 9501000 常嚙合及高檔13001400 650700常嚙合齒輪副:當(dāng)計(jì)算載荷為=0.5250=125Nm,由公式(4-3)和(4-4)得: 由公式(4-2)得:1檔: 計(jì)算載荷為i1=0.52504.03=503.75Nm,由公式(4-3)和(4-4)得: 直齒齒寬b=(4.5-8.0)m=15.75-28此處取b=20mm由公式(4-2)得:2檔:計(jì)算載荷為I2=0.52503.11=388.75Nm,由公式(4-3)和(4-4)得: 由公式(4-2)得:3檔:計(jì)算載荷為i=0.52502.318289.75Nm,由公式(4-3)和(4-4)得: 由公式(4-2)得:4檔:計(jì)算載荷為I2=0.52501.731=216.38Nm,由公式(4-3)和(4-4)得: 5檔:計(jì)算載荷為I2=0.52501.38=172.5Nm,由公式(4-3)和(4-4)得: 倒檔:計(jì)算載荷為I2=0.52503.55=443.75Nm,由公式(4-3)和(4-4)得: 對(duì)照上表4-1可知,所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力符合要求。圖5-1 變速器第一軸第5章 變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核5.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸5.1.1軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體,前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上,其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力,軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定,而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤(pán)轂的。第一軸如圖5-1所示:圖5-2 變速器中間軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小,通常和中間軸做成一體,而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上,以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示:5.1.2確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸,主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí),由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類(lèi)汽車(chē)變速器軸的尺寸選定,也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定:第一軸和中間軸: (5-1)第二軸: (5-2)式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩,Nm為保證設(shè)計(jì)的合理性,軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此,軸的直徑d與軸的長(zhǎng)度L的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸: d/L=0.160.18;第二軸: d/L=0.180.21。5.2 軸的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸,一般來(lái)說(shuō)強(qiáng)度是足夠的,僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō),在設(shè)計(jì)的過(guò)程中,軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量,所以,在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可;因?yàn)檐?chē)輛在行進(jìn)的過(guò)程中,一檔所傳動(dòng)的扭矩最大,即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜,故作為重點(diǎn)的校核對(duì)象。下面對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行校核。5.2.1第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中,所受的彎矩很小,可以忽略,可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下,軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 (5-3)式中:-扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,MPa; T-軸所受的扭矩,Nmm; -軸的抗扭截面系數(shù),; P-軸傳遞的功率,kw; d-計(jì)算截面處軸的直徑,mm; -許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,MPa。其中P =118kw,n =4200r/min,d =30mm;代入上式得: 由查表可知=55MPa,故,符合強(qiáng)度要求。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表示。其計(jì)算公式為: (5-4)式中,T -軸所受的扭矩,Nmm; G -軸的材料的剪切彈性模量,MPa,對(duì)于鋼材,G =8.1MPa; -軸截面的極慣性矩,;將已知數(shù)據(jù)代入上式得: 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取;故也符合剛度要求。5.2.2第二軸的校核計(jì)算(1)軸的強(qiáng)度校核計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出: (5-5) (5-6) (5-7)式中 -至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比,此處為三檔傳動(dòng)比4; d -計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑,mm,為133mm; -節(jié)點(diǎn)處的壓力角,為16; -螺旋角,為30; -發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,為250000Nmm。代入上式可得: 危險(xiǎn)截面的受力圖為:水平面:(218+99)=99 =363.26N;水平面內(nèi)所受力矩:圖5-3 危險(xiǎn)截面受力分析垂直面: (5-8) 垂直面所受力矩:。該軸所受扭矩為:。故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為: (5-9)則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力(MPa): (5-10)將代入上式可得: ,在低檔工作時(shí)=400MPa,因此有:;符合要求。(2)軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計(jì)算: (5-11) (5-12)式中, -齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N),這里等于; -齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N),這里等于; E-彈性模量(MPa),(MPa),E =MPa; I-慣性矩(),d為軸的直徑(); a、b-為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離(); L-支座之間的距離()。a=218mm b=99mm L=(218+99)mm將數(shù)值代入式(5-11)和(5-12)得: 故軸的全撓度為 ,符合剛度要求。第6章 變速器同步器的設(shè)計(jì)6.1 同步器的結(jié)構(gòu)在前面已經(jīng)說(shuō)明,本設(shè)計(jì)所采用的同步器類(lèi)型為鎖環(huán)式同步器,其結(jié)構(gòu)如下圖所示:圖6-1 鎖環(huán)式同步器1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)(同步環(huán)) 5-彈簧 6-定位銷(xiāo) 10-花鍵轂 11-結(jié)合套 如圖(6-1),此類(lèi)同步器的工作原理是:換檔時(shí),沿軸向作用在嚙合套上的換檔力,推嚙合套并帶動(dòng)定位銷(xiāo)和鎖環(huán)移動(dòng),直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后,因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差,致使在錐面上作用有摩擦力矩,它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度,并滑塊予以定位。接下來(lái),嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸(圖6-2b),使嚙合套的移動(dòng)受阻,同步器在鎖止?fàn)顟B(tài),換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上,并使摩擦力矩增大,與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近,在角速度相等的瞬間,同步過(guò)程結(jié)束,完成換檔過(guò)程的第二階段工作。之后,摩擦力矩隨之消失,而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位,兩鎖止面分開(kāi),同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài),接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合(圖6-2d),完成同步換檔。6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定6.2.1同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線(xiàn)的頂部設(shè)計(jì)得窄些,則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng),使磨損加快。試驗(yàn)還證明:螺紋的齒頂寬對(duì)摩擦因數(shù)的影響很大,摩擦因數(shù)隨齒頂?shù)哪p而降低,換擋費(fèi)力,圖6-2 鎖環(huán)同步器工作原理 故齒頂寬不易過(guò)大。螺紋槽設(shè)計(jì)得大些,可使被刮下來(lái)的油存于螺紋之間的間隙中,但螺距增大又會(huì)使接觸面減少,增加磨損速度。圖6-3a中給出的尺寸適用于輕、中型汽車(chē);圖6-3b則適用于重型汽車(chē)。通常軸向泄油槽為612個(gè),槽寬34mm。6.2.2錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小,摩擦力矩越大。但過(guò)小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象,避免自鎖的條件是tan。一般=68。=6時(shí),摩擦力矩較大,但在錐面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí),則有粘著和咬住的傾向;在=7時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取7。圖6-3 同步器螺紋槽形式6.2.3摩擦錐面平均半徑R R設(shè)計(jì)得越大,則摩擦力矩越大。R往往受結(jié)構(gòu)限制,包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制,以及R取大以后還會(huì)影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束,故不能取大。原則上是在可能的條件下,盡可能將R時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取7。取大些。本次設(shè)計(jì)中采用的R為5060mm。6.2.4錐面工作長(zhǎng)度b縮短錐面工作長(zhǎng)度,便使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短,但同時(shí)也減少了錐面的工作面積,增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定 設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取相同的b取5mm。6.2.5同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣,同步環(huán)的徑向厚度要受機(jī)構(gòu)布置上的限制,包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制,不宜取很厚,但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度。轎車(chē)同步環(huán)厚度比貨車(chē)小些,應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成,可提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命。貨車(chē)同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時(shí)選用錳黃銅等材料。有的變速器用高強(qiáng)度,高耐磨性的鋼配合的摩擦副,即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬(厚約0.30.5mm),使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi),而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚0.070.12mm的鉬制成。噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的23倍。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅,還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度。本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?0.5mm。6.2.6鎖止角鎖止角選取
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