乘用車機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)[兩軸四檔]【轎車】【5張CAD圖紙和畢業(yè)論文全套】
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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì)第一章 緒 論1.1 選題的目的和意義 汽車變速器是汽車傳動(dòng)系的重要組成部分。由于汽油機(jī)額定轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)的速度范圍很小,而復(fù)雜的使用條件則要求汽車的驅(qū)動(dòng)力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化,因此要用齒輪傳動(dòng)來適應(yīng)駕駛時(shí)車速的變化。變速器是傳動(dòng)系的主要部件,它的性能對(duì)整車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性以及乘坐舒適性等方面都有十分重要的影響。手動(dòng)機(jī)械變速器可以完全遵從駕駛者的意志,且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、故障率相對(duì)較低、經(jīng)濟(jì)性好、環(huán)保性強(qiáng)、物美價(jià)廉,因此在市場(chǎng)上仍占有一席之地,開發(fā)手動(dòng)機(jī)械變速器也適應(yīng)當(dāng)代世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和需要。隨著科技的高速發(fā)展,節(jié)能與環(huán)境保護(hù)、應(yīng)用新型材料、高性能及低成本都可將作為汽車新型變速器的研究方向。1.2 變速器發(fā)展和國(guó)內(nèi)外研究現(xiàn)狀在汽車變速箱100多年的歷史中,主要經(jīng)歷了從手動(dòng)到自動(dòng)的發(fā)展過程。目前世界上使用最多的汽車變速器為手動(dòng)變速器(MT)、自動(dòng)變速器(AT)、手自一體變速器(AMT)、無級(jí)變速器(CVT)、雙離合變速器(DCT)五種型式。它們各有優(yōu)缺點(diǎn):MT的節(jié)能效果最好、經(jīng)濟(jì)性娛樂性強(qiáng),但對(duì)駕駛技術(shù)要求高;AT的節(jié)能效果差一些,但是操作簡(jiǎn)單、舒適性好、元器件可靠性高;AMT具備前兩者的優(yōu)點(diǎn),但在換擋時(shí)會(huì)有短暫的中斷,舒適性差一些;CVT結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、功率大、車速變化平穩(wěn),但它的傳動(dòng)帶容易損壞,無法承受較大的載荷;DCT結(jié)合了手動(dòng)變速器的燃油經(jīng)濟(jì)性和自動(dòng)變速器的舒適性,它是從傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器演變而來,目前代表變速器的最高技術(shù)。 在我國(guó),據(jù)調(diào)查2007年手動(dòng)變速器的市場(chǎng)比重為74%,占據(jù)較大的市場(chǎng)份額。從2002到2007年間自動(dòng)檔變速器市場(chǎng)占有率從9%增長(zhǎng)到26%,Global Insight公司預(yù)計(jì)到2012年自動(dòng)檔變速器將占據(jù)33%的份額,而乘用車市場(chǎng)自動(dòng)檔所占的比例可能達(dá)到44%。從2002-2006年間,女性用戶從20.3%增長(zhǎng)到30.9%,而自動(dòng)檔變速器使用方便特點(diǎn)深受女性用戶群的喜愛。另外在消費(fèi)者調(diào)查中最受關(guān)注的汽車配件中,第一名是安全氣囊,第二就是自動(dòng)檔的變速器。在中國(guó),自動(dòng)檔變速器的市場(chǎng)是十分樂觀的。同時(shí)手動(dòng)檔變速器的節(jié)能型,經(jīng)濟(jì)性以及駕駛娛樂性也決定了其不可替代性。世界最大的手動(dòng)變速器制造商德國(guó)ZF公司預(yù)測(cè)說,到2012年北美市場(chǎng)出售的汽車中將只有6%是手動(dòng)擋,歐洲與美國(guó)的情況不同,有機(jī)構(gòu)預(yù)測(cè),到2013年歐洲有52%的汽車還是手動(dòng)擋,配備自動(dòng)手動(dòng)的變速器將只有10%,配備無級(jí)變速器的將占2%,配備雙離合變速器的將占16%,歐洲人崇尚節(jié)能 環(huán)保,喜歡開小型車,更青睞手動(dòng)變速器的經(jīng)濟(jì)燃油性。而在日本變速器市場(chǎng),CVT的市場(chǎng)占據(jù)絕對(duì)優(yōu)勢(shì)。1.3變速器設(shè)計(jì)的要求 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性;設(shè)置不同檔位,滿足用來調(diào)整與切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸并使汽車能倒退行駛;工作可靠,汽車行駛過程中,變速器不得有跳檔、亂檔,以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn);工作效率高,噪聲小;結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、方案合理;在滿載及沖擊載荷條件下,使用壽命長(zhǎng)。1.4研究的基本內(nèi)容本次設(shè)計(jì)的具體內(nèi)容是結(jié)合設(shè)計(jì)要求,在保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的前提下,利用所選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù),完成變速器結(jié)構(gòu)布置和設(shè)計(jì)。需要解決的主要問題包括:使變速器能有效的防止脫檔,跳檔,亂擋并方便掛檔;減小噪音并盡量能達(dá)到輕量化、高承載、低噪聲、換檔操縱性好和經(jīng)濟(jì)實(shí)用性;使變速器具有良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性,換擋迅速、省力、方便;變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 第二章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案2.1傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 變速器由變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)軸的不同類型,分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類,而前者又分為兩軸式,中間軸式和多軸式變速器4。2.1.1兩軸式和中間軸式變速器 現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用三軸式變速器,而發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的轎車,若變速器傳動(dòng)比小,則常用兩軸式變速器。在設(shè)計(jì)時(shí),究竟采用哪一種方案,除了汽車總布置的要求外,主要考慮以下四個(gè)方面:1、 結(jié)構(gòu)工藝性 兩軸式變速器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),主減速器可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪;而發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)用圓柱齒輪,因而簡(jiǎn)化了制造工藝。2、變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器輸出軸的前進(jìn)擋均為一對(duì)齒輪副,而中間軸式變速器則有兩對(duì)齒輪副。因此,對(duì)于相同的傳動(dòng)比要求,中間軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。3、變速器齒輪的壽命兩軸式變速器的低檔齒輪副,大小相差懸殊,小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多。因此,小齒輪的壽命比大齒輪的短。中間軸式變速器的各前進(jìn)擋均為常嚙合斜齒輪傳動(dòng),大小齒輪的徑向尺寸相差較小,因而壽命較接近。在直接擋時(shí),齒輪只空轉(zhuǎn),不影響齒輪壽命。4、變速器的傳動(dòng)效率兩軸式變速器雖然有等于1的傳動(dòng)比,但仍要有一對(duì)齒輪傳動(dòng),因而有功率損失。而中間軸式變速器可將輸入軸和輸出軸直接相連,得到直接擋,因而傳動(dòng)效率較高,磨損小,噪聲也較小。轎車尤其是微型汽車,采用兩軸式變速器比較多,而中、重型載重汽車則采用中間軸式變速器。2.1.2多中間軸結(jié)構(gòu) 當(dāng)變速器安裝在轉(zhuǎn)矩高于12001300Nm的大功率柴油即時(shí),其齒輪軸和軸承都要承受很大的載荷。為防止過早被破壞,所以才采用多中間軸式5。2.1.3倒擋的形式和布置方案 圖2.1 倒檔傳動(dòng)方案圖2.4為常見的倒擋布置方案。圖2.4(b)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2.1(c)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2.1(d)所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改,因而取代了圖2.1(c)所示方案。圖2.1(e)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2.4(f)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,有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖2.1(g)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2.1(f)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。2.2零、部件布置方案分析2.2.1齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。與直齒圓柱齒輪比較,斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn);缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜,工作時(shí)有軸向力,這對(duì)軸承不利。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)致變速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋6。2.2.2換擋的結(jié)構(gòu)形式如圖2.2所示,變速器換擋機(jī)構(gòu)形式分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換擋三種。(a)滑動(dòng)齒輪換擋 (b)嚙合套換擋 (c)同步器換擋圖2.2換擋機(jī)構(gòu)形式1、滑動(dòng)齒輪換擋通常采用滑動(dòng)直齒輪換擋,也有采用斜齒輪換擋的?;瑒?dòng)直齒輪換擋的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、容易制造。缺點(diǎn)是換擋時(shí)齒面承受很大的沖擊,會(huì)導(dǎo)致齒輪過早損壞,并且直齒輪工作噪聲大,所以這種換擋方式一般僅用于一擋和倒擋。2、嚙合套換擋用嚙合套換擋,可將構(gòu)成某傳動(dòng)比的一對(duì)齒輪,制成常嚙合的斜齒輪。用嚙合套換擋,因同時(shí)承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多,而輪齒又不參與換擋,它們都不會(huì)過早損壞,但不能消除換擋沖擊,所以仍要求駕駛員有熟練的操縱技術(shù)。此外,因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪,使變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。因此,這種換擋方法目前只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。3、同步器換擋現(xiàn)代大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器能保證迅速,無沖擊,無噪聲換擋,而與操縱技術(shù)熟練程度無關(guān),從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行車安全性。同上述兩種換擋方法相比,雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜,制造精度要求高,軸向尺寸大。同步環(huán)使用壽命短缺等缺點(diǎn),但仍然得到廣泛應(yīng)用。由于同步器的廣泛應(yīng)用,壽命問題已得到基本解決。如瑞典的薩伯-斯堪尼亞(SAAB-Scania)公司,用球墨鑄鐵制造同步器的關(guān)鍵部件,并在其工作表面上鍍上一層鉬,不僅提高了耐磨性,而且提高了工作表面的摩擦系數(shù),這種同步器試驗(yàn)表明,它的壽命不低于齒輪壽命,法國(guó)的貝利埃(Berliet)。德國(guó)擇孚(ZF)等公司的同步器均采用了這種工藝。上述三種換擋方案,可同時(shí)用在一變速器中的不同擋位上,一般倒擋和一擋采用結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單的滑動(dòng)直齒輪或嚙合套的形式;對(duì)于常用的高擋位則采用同步器或嚙合套。轎車要求輕便性和縮短換擋時(shí)間,因此采用全同步器變速器。2.2.3防止自動(dòng)脫檔的措施自動(dòng)脫擋是變速器的主要故障之一。由于接合齒磨損、變速器剛度不足以及振動(dòng)等原因,都會(huì)導(dǎo)致自動(dòng)脫擋。為解決這個(gè)問題,除工藝上采取措施以外,目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種:1、將兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開,如圖2.3所示。這樣在嚙合時(shí),使接合齒端部超過被接合齒的13mm。使用中兩齒接觸部分受到擠壓同時(shí)磨損,并在接合齒端部形成凸肩,可用來阻止接合齒自動(dòng)脫擋。2、將嚙合齒套齒座上前齒圈的齒厚切?。ㄇ邢?.30.6mm),這樣,換擋后嚙合套的后端面被后齒圈的前端面頂住,從而阻止自動(dòng)脫擋,如圖2.4所示。3、將接合齒的工作面設(shè)計(jì)并加工成斜面,形成倒錐角(一般傾斜23),使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫擋的軸向力,如圖2.5所示。這種方案比較有效,應(yīng)用較多。將接合齒的齒側(cè)設(shè)計(jì)并加工成臺(tái)階形狀,也具有相同的阻止自動(dòng)脫擋的效果。圖2.3防止倒擋的措施 圖2.4防止倒擋的措施 圖2.5防止倒擋的措施2.2.4軸承形式過去,變速器軸的支承廣泛采用滾珠軸承、滾柱軸承和滾針軸承,近年來,變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞功率與質(zhì)量之比,并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述軸承形式已不能滿足對(duì)變速器可靠性和壽命提出的要求,故使用圓錐滾柱軸承的增多。其主要優(yōu)點(diǎn)如下:滾錐軸承的接觸線長(zhǎng),如果錐角和配合選擇合適,可提高軸和齒輪沿縱向平面分開或沿中心線所在平面分開,這樣可使裝拆和調(diào)整軸承方便。由于上述特點(diǎn),滾錐軸承已在歐洲一些轎車、貨車和重型貨車變速器上得到應(yīng)用。2.2.5組合式變速器近年來,增加汽車變速器的擋位,是一個(gè)重要的發(fā)展趨勢(shì),這與許多因素有關(guān),如載貨汽車上更多地使用柴油發(fā)動(dòng)機(jī),平均車速和汽車總質(zhì)量增加,以及要求降低燃料耗量等。本次設(shè)計(jì)初步選擇的齒輪形式是前進(jìn)擋皆為斜齒圓柱齒輪,倒擋為直齒圓柱齒輪,采用全同步器式換擋形式,軸承選取深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。2.3本章小結(jié)本章對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置方案和零、部件結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了系統(tǒng)的分析,并給出了此次設(shè)計(jì)的具體方案,即設(shè)計(jì)兩軸式變速器,倒擋布置方案如圖2.1(a)所示,前進(jìn)擋皆為斜齒圓柱齒輪,倒擋為直齒圓柱齒輪,采用全同步器式換擋形式,軸承選取深溝球軸承、圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。 第三章 變速器齒輪的設(shè)計(jì)與校核 設(shè)計(jì)要求:采用兩軸式機(jī)械式變速器。1.傳動(dòng)比為34.5;2.中心距6080mm;3.擋數(shù)為4。 根據(jù)要求,兩軸式機(jī)械式變速器四檔的車多為發(fā)動(dòng)機(jī)前置的轎車。本設(shè)計(jì)選的乘用車為轎車。 轎車汽油機(jī)的np大多為40006000r/min,轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)a=Temax/Tp,a值大則換擋次數(shù)可減少,從而油耗也可降低。汽油機(jī)的a值多為1.21.35,但近年來汽油機(jī)高速化結(jié)果使其轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)a值也有所下降,有的低至1.1左右。車用柴油機(jī)的a值多為1.11.25(帶校正器時(shí))和1.051.10(不帶校正器時(shí)) 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率Pemax及相應(yīng)轉(zhuǎn)速np確定后,可按下式求發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temax(單位Nm) Temax=aTp=7019aPemax/ np式中a發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù); Tp最大功率時(shí)的轉(zhuǎn)矩,Nm Pemax最大功率,kW np最大功率的相應(yīng)轉(zhuǎn)速,r/min 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的相應(yīng)轉(zhuǎn)速nT的選擇原則,是使nT與np保持適當(dāng)關(guān)系。因?yàn)閚T過于接近nP,則會(huì)使直接檔最低穩(wěn)定車速偏高,導(dǎo)致在通過繁忙的交叉路口時(shí)換檔次數(shù)變多,甚至需要增多變速器的檔位數(shù)。因此,成為轉(zhuǎn)速適應(yīng)系數(shù)的np與nT之比不宜小于1.4,通常np/nT=1.42.0,并由發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)保證。發(fā)動(dòng)機(jī)適應(yīng)性系數(shù) 上述的轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)a與轉(zhuǎn)速適應(yīng)系數(shù)np/nT之乘積,能表明發(fā)動(dòng)機(jī)適應(yīng)汽車行駛工況的程度,稱為發(fā)動(dòng)機(jī)適應(yīng)性系數(shù),并表達(dá)=anp/nT=Temax/Tpnp/nT值愈大,則發(fā)動(dòng)機(jī)的適應(yīng)性愈好。采用值大的發(fā)動(dòng)機(jī)可減少換檔次數(shù),減輕司機(jī)的疲勞,減小傳動(dòng)系的磨損和降低油耗?,F(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)的適應(yīng)性系數(shù)值對(duì)汽油機(jī)=1.42.4;對(duì)柴油機(jī)=1.62.6.根據(jù)查找資料,轎車一般總質(zhì)量在1.71.9t之間。整備質(zhì)量11.3t之間。車輪滾動(dòng)半徑0.3m左右。根據(jù)以上內(nèi)容,自行選擇設(shè)計(jì)參數(shù)為依據(jù),所選參數(shù)全部符合要求。某車參數(shù)如下:發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率Pemax97kw發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩Temax170Nm最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速np5200r/min最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速nT3200r/min最高車速Umax160km/h汽車總質(zhì)量ma1820kg變速器形式手動(dòng)四檔汽車整備質(zhì)量m01350kg主減速器傳動(dòng)比i04.15車輪半徑rr0.3m1、檔數(shù)的確定近年來,為了降低油耗,變速器的檔位有增加的趨勢(shì)。目前,乘用車一般用45個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)檔,發(fā)動(dòng)機(jī)排量小的可選用4個(gè)檔。本設(shè)計(jì)采用4個(gè)檔。2、傳動(dòng)比范圍的確定 選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí),應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.04.5之間,總質(zhì)量輕些的商用車在5.08.0之間,其他商用車更大。3.1 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 1、變速器最高傳動(dòng)比的確定 汽車爬陡坡時(shí)車速不高,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)已知:m=1820kg;r=0.3m; Nm;g=9.8N/kg;,把以上數(shù)據(jù)代入(3.2)式:滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí),驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下: (3.3)求得的變速器I檔傳動(dòng)比為: (3.4)已知:m0=1350kg, Nm,g=9.8N/kg;,g=9.8N/kg;取0.6,rr=0.3m。根據(jù)公式(3.4)可得:ig13.55,綜上所述,ig1初選3.5。由已知式中 :m汽車總質(zhì)量; m0汽車整備質(zhì)量 g重力加速度; rr驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑; Temax發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩; i0主減速比; t汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。 道路的附著系數(shù),計(jì)算時(shí)可取0.50.6之間。 G2汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷,G2=m0g 最大爬坡度(一般轎車要求能爬上30%的坡,大約)2、變速器各檔傳動(dòng)比的確定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系為 (3.5) 式中: 汽車行駛速度,=160km/h; n 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,n=5200r/min; 變速器傳動(dòng)比,最高檔傳動(dòng)比為,最低檔傳動(dòng)比為;主減速器傳動(dòng)比。 (3.6)計(jì)算得 。中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為q的等比數(shù)列分配:(3.7)實(shí)際上與理論上略有出入,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。根據(jù)上式可的出:=1.58。計(jì)算的各檔傳動(dòng)比為:2=2.21 3=1.403、中心距A的確定中心距對(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。初選中心距A時(shí),可根據(jù)下述經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 (3.8)式中: 中心距系數(shù)。對(duì)轎車, =8.99.3;對(duì)貨車, =8.69.6。 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 變速器一檔傳動(dòng)比。 變速器的傳動(dòng)效率,取0.96。計(jì)算得: A=73.8477.16 mm 取 A=77mm4、軸向尺寸的確定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。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸(3.03.4)A。貨車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)為轎車四檔變速器,其殼體的軸向尺寸為(3.03.4)A=213241.4mm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。3.2 齒輪參數(shù)的確定變速器四個(gè)前進(jìn)擋采用斜齒圓柱輪,倒檔采用直齒圓柱齒輪。1、模數(shù)的選取齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù),影響它的選取因素有很多,如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪音、工藝要求等。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸近線。由于工藝上的原因同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是:乘用車和總質(zhì)量在1.8-14.0t的貨車為2.03.5。表3.1汽車變速器齒輪的法向模數(shù)車型乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.014.014.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00 表3.2汽車變速器常用的齒輪模數(shù) (mm)一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.505.50所有齒輪的模數(shù)定為2.5mm。 2、 壓力角的選取壓力角較小時(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,為加大重合度已降低噪聲,取小些;對(duì)貨車,為提高齒輪承載力,取大些。實(shí)際上,因國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為200,所以在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角定為。3、 螺旋角的確定斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用。從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā),并不希望用過大的螺旋角,以為宜;而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和增加重合度著眼,應(yīng)選用較大的螺旋角。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí),為使工藝簡(jiǎn)便,可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的,中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋。兩軸式變速器為200250中間軸式變速器為;貨車變速器:;所以初選斜齒輪螺旋角。4、齒寬的確定齒輪寬度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)的大小來選定齒寬:直齒 b=(4.58.0)m,mm斜齒 b=(6.08.5)m,mm5、 齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、齒輪強(qiáng)度、工作噪音、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。規(guī)定齒頂高系數(shù)取1.00。6、 齒輪材料的選擇變速器齒輪可以與軸設(shè)計(jì)成一體或與軸分開,然后用花鍵、過盈配合或者滑動(dòng)支撐等方式之一與軸連接。齒輪尺寸小又與軸分開,其內(nèi)徑直徑到齒頂圓處的厚b影響齒輪強(qiáng)度。要求尺寸b應(yīng)該大于或等于齒輪危險(xiǎn)斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后,保持足夠大的穩(wěn)定性,齒輪輪轂部分的寬度尺寸,在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能大一些,至少滿足尺寸,為花鍵內(nèi)徑。為了減小質(zhì)量,輪輻處厚度應(yīng)滿足強(qiáng)度條件下設(shè)計(jì)得薄些。齒輪表面粗糙度數(shù)值降低,則噪音減小,齒面磨損速度減慢,提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級(jí)。國(guó)內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用、。滲碳齒輪表面硬度為。心部硬度為。值得指出的是,采用噴丸處理、磨齒、加大齒根圓弧半徑和壓力角等措施能使齒輪得到強(qiáng)。3.3各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選了中心距、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)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是,各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù),以使齒面磨損均勻。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 1、2一檔齒輪,3、4二檔齒輪,5、6三檔齒輪 7、8四檔齒輪,9、10、11倒檔齒輪。 圖3.1 傳動(dòng)方案 本設(shè)計(jì)變速器四個(gè)前進(jìn)擋采用斜齒圓柱輪,倒檔采用直齒圓柱齒輪。(1)直齒= (2)斜齒 = 1、確定一檔齒輪的齒數(shù)和傳動(dòng)比一檔傳動(dòng)比為: 取整58,轎車可在之間取,取,則。 對(duì)中心距A進(jìn)行修正 取整得,為標(biāo)準(zhǔn)中心距。,帶入上公式得:2、 確定二檔齒輪的齒數(shù)和傳動(dòng)比取整,取 則有 帶入公式得:。3、確定三檔齒輪的齒數(shù)和傳動(dòng)比取整,取 , 4、確定四檔齒輪的齒數(shù)和傳動(dòng)比取整,取 , 5、確定倒檔齒輪的齒數(shù)和傳動(dòng)比倒檔采用直齒圓柱齒輪,且傳動(dòng)比與一檔相近,取其為3.2則有 : 試取:,則有:倒檔齒輪的齒數(shù)一般在之間,取。則二軸與倒檔軸的中心距有:3.4變位系數(shù)的確定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,耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類: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)之和等于零。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)度相接近的程度。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),又避免了其缺點(diǎn)。由幾對(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)因保證各擋傳動(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)和多的齒數(shù)副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí),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),故采用得較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng),還可以通過選擇合適的螺旋角來達(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)于高擋齒輪,其主要損壞形式是齒面疲勞剝落,因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及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)盡可能取大些,這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠(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。為提高小齒輪的抗彎強(qiáng)度,應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來選擇來選擇大小齒輪的變位系數(shù),此時(shí)小齒輪的變位系數(shù),此時(shí)小齒輪的變位系數(shù)大雨零。由于工作需要,有時(shí)齒輪齒數(shù)取得少(如一擋主動(dòng)齒輪)會(huì)造成輪齒根切。這不僅削弱了輪齒的抗彎強(qiáng)度,而且使重合度減少。此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行正變位,以消除根切現(xiàn)象??傋兾幌禂?shù)減少,一對(duì)齒輪齒根總的厚度越薄,齒根越弱,抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度減小,易于吸收沖擊振動(dòng)故噪聲要小一些。另外,值越小,齒輪的齒形重合度越大,這不但對(duì)降噪有利,而且由于齒形重合度增大,單齒承受最大載荷時(shí)的著力點(diǎn)距齒根近,彎曲力矩減小,相當(dāng)于齒根強(qiáng)度提高,對(duì)由于齒根減薄而產(chǎn)生的削弱強(qiáng)度的因素有所抵消。根據(jù)上述理由,為了降低噪聲,對(duì)于變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值,以便獲得低噪聲傳動(dòng)。一般情況下,最高擋和一軸齒輪副的可以選為0.20.2。隨著擋位的降低,值應(yīng)該逐擋增大。一、二擋和倒擋齒輪,應(yīng)該選用較大的值,以便獲得高強(qiáng)度齒輪副。一擋齒輪的值可以選用1.0以上。 圖3.2 選擇變位系數(shù)線圖嚙合角: 計(jì)算得:查圖得:,同理計(jì)算得:, , 3.5齒輪尺寸的確定本次設(shè)計(jì)所有齒輪的幾何尺寸如下所示。 表3.3直齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm)齒數(shù)134123模數(shù)2.52.52.5變位系數(shù)0.230.23-0.23分度圓直徑3310358齒頂高3.083.081.93齒根高3.493.494.64齒全高6.566.566.56齒頂圓直徑38.7108.763.7齒根圓直徑25.5395.5350.53中心距80 表3.4 斜齒圓柱齒輪的幾何尺寸 (mm)齒數(shù)1345194025343127模數(shù)2.52.52.52.52.52.52.52.5變位系數(shù)0.60.850.420.180000螺旋角25025022.8022.8022.8022.8022.8022.80壓力角200200200200200200200200端面模數(shù)2.662.662.682.682.712.712.762.76分度圓直徑351205111768928674齒頂高3.223.853.052.452.52.52.52.5齒根高2.561.943.013.614.064.064.064.06齒全高5.795.796.065.796.566.566.566.56齒頂圓直徑41.03127.4156.98112.0172.8097.2190.5179.48齒根圓直徑29.46115.8444.8599.8859.6784.0877.8066.35中心距803.6齒輪的校核 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),輪齒相互嚙合,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差,換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷,并造成損壞。2、齒輪材料的選擇原則齒輪材料的選擇原則是:(1)滿足工作條件的要求; (2)合理選擇材料匹配; (3)考慮加工工藝及熱處理工藝。3、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,不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外,汽車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)算公式來計(jì)算汽車齒輪,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。(1)齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算直齒輪彎曲應(yīng)力 (3.13)式中,彎曲應(yīng)力(MPa); 計(jì)算載荷(); 應(yīng)力集中系數(shù),可近似取=1.65; 摩擦力影響系數(shù),主動(dòng)齒輪=1.1,從動(dòng)=0.9; 圖3.3齒形系數(shù)圖 齒寬,=18,=15,=18; 齒形系數(shù)。 將所得出的數(shù)據(jù)帶入式(3.13)得:= 672Mpa = 239Mpa =436Mpa 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時(shí),直齒輪的彎曲應(yīng)力在400850MPa之間。以上結(jié)果都符合要求。 斜齒輪彎曲應(yīng)力 (3.14) 計(jì)算載荷; 斜齒輪螺旋角; 應(yīng)力集中系數(shù); 齒數(shù); 法向模數(shù),取=2.5; 齒形系數(shù);當(dāng)量齒數(shù) ; 重合度影響系數(shù),=2.0; 齒面寬,斜齒 。將所得出的數(shù)據(jù)帶入式(3.14)得:= 309Mpa = 97Mpa = 225Mpa = 110Mpa=193Mpa = 138Mpa = 151Mpa = 154Mpa當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí),對(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪,許用應(yīng)力在180350MPa范圍,因此,上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。(2) 齒輪接觸應(yīng)力輪齒接觸應(yīng)力 =0.418=0.418 (3.15) 式中 輪齒的接觸應(yīng)力(M);F齒面上的法向力(N),F(xiàn)=;圓周力,=;計(jì)算載荷(Nmm);d節(jié)圓直徑(mm);節(jié)點(diǎn)處壓力角();齒輪螺旋角();E齒輪材料的彈性模量(M),鋼材E=2.110M;b齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm);、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm),直齒輪=,=,斜齒輪=,=;、為主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí),變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如下:滲碳齒輪:一擋和倒擋=19002000M,常嚙合齒輪和高檔=13001400M。1、 一擋主從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力(1)一擋主動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418 = 0.418=965.2(2)一擋從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418 =0.418=960.32、 二擋主從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力(1)二擋主動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418 = 0.418=727.5(2)二擋從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418 =0.418=723.83、 三擋主從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力(1)三擋從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418 = 0.418=589.3(2)三擋從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418 =0.418=572.94、 四擋主從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力(1)四擋從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418= 0.418=530.3(2)四擋從動(dòng)齒輪接觸應(yīng)力=0.418 =0.418=590.9以上四個(gè)檔都符合設(shè)計(jì)要求。按上邊步驟,通過計(jì)算倒擋也符合要求,此處略去倒擋的步驟。 3.7變速器殼體材料的選用變速器殼體的尺寸要盡可能小些,同時(shí)質(zhì)量也要小,并具有足夠的剛度,用來保證軸承工作時(shí)不會(huì)歪斜,變速器橫向斷面尺寸應(yīng)保證能布置下齒輪,而且設(shè)計(jì)時(shí)還應(yīng)只一刀殼體側(cè)面的內(nèi)壁與轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪頂之間留有58mm的間隙,否則由于增加了潤(rùn)滑油的液壓阻力,會(huì)導(dǎo)致產(chǎn)生噪音和使變速器過熱。齒輪齒頂?shù)阶兯倨鞯撞恐g要留有不小于15mm的間隙。為了加強(qiáng)變速器殼體的剛度,在殼體上應(yīng)設(shè)計(jì)有加強(qiáng)肋。加強(qiáng)肋的方向與軸支承處的作用力方向有關(guān)。變速器殼壁不應(yīng)該有不利于吸收齒輪振動(dòng)和噪音的大方面。采用壓鑄鋁合金殼體時(shí),可以設(shè)計(jì)一些三角形的交叉肋條,用來增加殼體剛度和降低總成噪音。為了注油和放油,在變速器殼體上設(shè)計(jì)有注油孔放油孔。注油孔位置應(yīng)設(shè)計(jì)在潤(rùn)滑油所在的平面處,同時(shí)利用它作為檢查油面高度的檢查孔。放油孔應(yīng)設(shè)計(jì)在殼體的最低處。放油鏍塞采用永久磁性鏍塞,可以吸住存留于潤(rùn)滑油內(nèi)的金屬顆粒。為了是第一軸或第二軸后支撐的軸承間隙處流出的潤(rùn)滑油再留回變速器殼體內(nèi),常在變速器殼體前或后端面的兩軸承孔之間開設(shè)回油孔。為了保持變速器內(nèi)部為大氣壓力,在變速器頂部裝有通氣塞。為了減小質(zhì)量,變速器殼體采用壓鑄鋁合金鑄造時(shí),壁厚取3.54mm。采用鑄鐵殼體時(shí),壁厚取56mm。增加變速器殼體壁厚,雖然能提高殼體的剛度和強(qiáng)度,但會(huì)使質(zhì)量加大并使消耗的材料增加,提高成。3.8 本章小結(jié)本章主要對(duì)變速器的相關(guān)參數(shù)以及齒輪的主要參數(shù)進(jìn)行確定,包括傳動(dòng)比的確定,中心距的確定,齒輪參數(shù)的確定,各檔齒輪齒數(shù)的分配,各檔齒輪的外形尺寸,同時(shí)對(duì)變速器齒輪進(jìn)行相關(guān)的校核,使之滿足在許用應(yīng)力下進(jìn)行工作,以及變速器外形尺寸的確定,殼體材料的選擇。為下一步的設(shè)計(jì)奠定基礎(chǔ)。 第四章 變速器軸及軸承的設(shè)計(jì)與校核4.1 變速器軸的設(shè)計(jì) 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。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: d/L=0.160.18;第二軸: d/L=0.180.21。1、第一軸的設(shè)計(jì) 圖4.1 第一軸尺寸的確定如圖4.1,第一軸為齒輪軸,第1段安裝軸承,d1=20mm,L1=15mm;第2段安裝齒輪,且通過滾針軸承連接,d2=25mm,L2=37mm;第3段為花鍵軸,用以安裝同步器,;第4段通過滾針軸承安裝齒輪,;第5段為軸間,d5=38mm,L5=3mm;第6段為齒輪,;第7段為光軸,;第8段為齒輪,;第9段為光軸,;第10段為齒輪,;第11段安裝軸承,。2、 第二軸的設(shè)計(jì) 圖4.2 第二軸尺寸的確定如圖4.2,第1段安裝軸承,;第2段為花鍵軸,安裝雙聯(lián)齒輪,;第3段通過滾針軸承安裝齒輪,;第4段為安裝同步器的花鍵軸,;第5段用滾針軸承安裝齒輪,;第6段安裝雙列圓錐滾子軸承,;第7段為圓柱齒輪d7=38mm ,L7=57mm。3、倒檔軸的設(shè)計(jì) 圖4.3 倒檔軸尺寸的確定如上圖,第1段為固定端,;第2段通過滾針軸承安裝齒輪,且要留有齒輪的滑動(dòng)間隙,則有;第3段為固定端與箱體連接。4.2 變速器軸的校核 變速器在工作時(shí),由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用,變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形,結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合,對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性均有不利影響。變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核1、計(jì)算各檔齒輪的受力(1)斜齒圓柱齒輪的受力齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出: 圓周力: (4.6)徑向力: (4.7)軸向力: (4.8)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩;齒輪分度圓半徑;齒輪壓力角;螺旋角。將各斜齒輪參數(shù)帶入式(4.6)、(4.7)、(4.8)可得:一檔: Ft1= 8.7103 Fr1= 3.4103 Fa1 = 3.3103 二檔: Ft2=6.2103 Fr2= 2.4103 Fa2 = 2.4103 三檔: Ft3= 4.5103 Fr3= 1.8103 Fa3 = 1.7103 四檔: Ft4=3.7103 Fr4= 1.5103 Fa4 = 1.4103 (2)直齒圓柱齒輪的受力齒輪嚙合的圓周力、徑向力及法向力可按下式求出:圓周力: (4.9)徑向力: (4.10)法向力: (4.11)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩;齒輪分度圓半徑;齒輪壓力角;螺旋角。將倒檔參數(shù)帶入式(4.9)、(4.10)、(4.11)可得: FtR= 8.6 103 FrR= 3.1103 FaR = 9.2103 2、軸的剛度校核對(duì)齒輪工作影響最大的軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角,前者使齒輪中心距發(fā)生變化,破壞了齒輪的正確嚙合,后者使齒輪相互歪斜,致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后,可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。檔位不同,不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同,而且力到支點(diǎn)的距離也有變化,所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)檔位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí),將軸看作鉸接支撐的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取。計(jì)算時(shí),僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。 (4.12) (4.13) (4.14)式中:齒輪齒寬中間平面的徑向力();齒輪齒寬中間平面上的圓周力();彈性模量(),=;慣性矩(),對(duì)于實(shí)心軸,;軸的直徑(),花鍵處按平均直徑計(jì)算;、齒輪上的作用力距支座、的距離();支座間的距離()。軸的全撓度為。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的許用值為,。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002。(1)一軸的剛度校核將一檔處數(shù)值帶入公式可得出:一檔處:;且有: fs1 一檔時(shí)滿足剛度要求。 二檔處:; 且有: 二檔時(shí)滿足剛度要求。三檔處、四檔用同步器與軸相連,因此,只校核花鍵處即可。三檔與四檔齒輪受力相比較,三檔的徑向力、圓周力都大于四檔,因此,只要三檔滿足要求即可。三檔:;且有: 三檔時(shí)滿足剛度要求。倒檔:; 倒檔時(shí)滿足剛度要求。一軸各檔處都滿足剛度要求,因此,一軸滿足要求。(2)二軸的剛度校核第二軸為花鍵軸,有哪次指教和花鍵處即可。將兩處花鍵的數(shù)值帶入公式(4.12)、(4.13)、(4.14)可得:第一處:; 且有: 第二處:;且有: 二軸各花鍵處都滿足剛度要求,因此,二軸滿足要求。3、軸的強(qiáng)度計(jì)算作用在齒輪上的徑向力和軸向力使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形,而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形,在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力和之后,計(jì)算相應(yīng)的彎矩和,軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用下,其應(yīng)力為: (4.15)式中: ; (4.16) 軸的直徑; 抗彎截面系數(shù)。在低檔工作時(shí)。(1)一軸強(qiáng)度計(jì)算一檔時(shí): 圖4.5 一軸一檔受力圖面: 圖4.6 面受力分析圖 FA=334N FB=3068N彎矩圖: 圖4.7 面彎矩圖MA=FA a=63.6NmMB=FB b=58.3Nm面: 圖4.8 面受力分析圖FA+FB=Ft FA=789N FB=7923N 彎矩圖: 圖4.9 面彎矩圖轉(zhuǎn)矩: Tn=Fad1/2=33Nm將所得數(shù)值帶入公式(4.16)得出:M=101426Nm將值帶入公式(4.17)得出:一軸一檔工作時(shí)滿足強(qiáng)度要求,合理。同理:二檔處:M=324875Nm 一軸二檔工作時(shí)滿足強(qiáng)度要求,合理?;ㄦI處: M=293660Nm 一軸三、四擋工作時(shí)滿足強(qiáng)度要求,合理。(2)二軸強(qiáng)度計(jì)算第二軸需要校核的是兩處花鍵軸第一處: 圖4.10 二軸花鍵處受力圖面: 圖4.11 面受力分析圖 彎矩圖 : 圖4.12 面受力彎矩圖面: 圖4.13 面受力分析圖
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