城市公交車自動變速器系統設計【DSG六檔齒輪變速器】【雙輸出軸式六檔齒輪傳動裝置】,DSG六檔齒輪變速器,雙輸出軸式六檔齒輪傳動裝置,城市公交車自動變速器系統設計【DSG六檔齒輪變速器】【雙輸出軸式六檔齒輪傳動裝置】,城市,公交車,自動變速器,系統,設計,dsg,齒輪,變速器,輸出,軸式六檔 摘要 隨著汽車的發(fā)展和普及，自動變速器的研究成為被人們越來越重視，它對汽車行業(yè)的發(fā)展起著至關重要的作用。而公交車自動變速器的研究在如今社會更顯得尤為重要。 如今大部分自動變速器都是由行星齒輪，控制系統，液力變矩器以及液壓控油系統等幾部分組成。液力變矩器是將發(fā)動機的動力傳輸到變速箱的自動變速器的輸入軸，而且根據汽車的行駛阻力變化，在一定的范圍內，不斷改變傳動關系和轉矩。本文采用雙離合自動變速器六速變速器設計，通過數據資料采集可以了解到DSG變速原理，其大致可分為三種結構，分別是單輸出軸，雙輸出軸，三輸出軸，本文設計研究了雙輸出軸式六檔齒輪傳動裝置。通過這些設計研究可以讓我們學過的汽車設計，汽車理論還有汽車構造與UG等三維制圖等相關知識有機結合，熟練運用。 關鍵詞：變速器；自動變速器；雙離合式自動變速器 Abstract With the development and popularization of automobile, people pay more and more attention to the research of automatic transmission, which plays an important role in the development of automobile industry. The research of automatic transmission of bus is more and more important in today's society. Nowadays, most automatic transmissions are composed of planetary gear, control system, hydraulic torque converter and hydraulic oil control system. The hydraulic torque converter is the input shaft of the automatic transmission which transfers the engine power to the gearbox. According to the change of the driving resistance of the vehicle, the transmission relationship and torque are constantly changed in a certain range. In this paper, the design of six speed transmission of double clutch automatic transmission is adopted. The principle of DSG transmission can be understood by data collection. It can be roughly divided into three kinds of structures: single output shaft, double output shaft, three output shaft, two output shaft, three output shaft. In this paper, the two-output six-speed gear drive is designed and studied. Through these design studies, Let us learn automobile design, automotive theory and automobile construction and UG and other related knowledge of three-dimensional graphics, skilled use. Key words: transmission; automatic transmission; double decoupling automatic transmission 目 錄 1 緒論 1 1.1 研究背景 1 1.2 研究的目及意義 1 1.3 研究的國內外現狀 2 1.3.1 國外現狀 2 1.3.2 國內現狀 2 2 變速器設計方案的選擇 3 3 變速器主要參數的設計計算 7 3.1 變速器各檔傳動比確定 7 3.1.1 設計的給定參數 7 3.1.2 確定變速器的一檔傳動比 8 3.1.3 變速器各檔傳動比的確定 9 3.2 變速器中心距的確定 10 3.3 變速器的齒輪參數的確定 10 3.3.1 齒輪模數 10 3.3.2 壓力角及螺旋角 10 3.3.3 齒寬 10 3.3.4 齒頂高系數 11 III 3.4 變速器各檔齒輪齒數的分配 11 3.4.1 確定各檔齒輪齒數及其參數 11 4 變速器齒輪的材料選擇及校核計算 14 4.1 齒輪的材料選擇 14 4.1.1 齒輪的常用材料及材料的選擇 14 4.2 齒輪的強度計算 14 4.2.1 輪齒接觸應力 16 4.2.2 各檔齒輪的強度計算校核 17 5 變速器軸和軸承的設計及校核計算 18 5.1 軸的設計 18 5.1.1 軸的功用及其設計要求 18 5.1.2 軸的尺寸 18 5.2 軸的剛度驗算 19 5.2.1 軸剛度計算公式 19 5.2.2 一檔主動齒輪處軸的剛度計算 20 5.2.3 一擋從動齒輪處軸的剛度校核 21 5.2.4 倒擋的剛度校核 23 5.3 軸的強度計算 28 5.3.1 實心輸入軸的強度校核 28 5.3.2 一擋輸出軸段的強度校核 30 5.3.3 空心輸入軸的強度校核 31 5.3.4 倒檔軸的強度校核 33 5.3.5 倒擋輸出軸段的強度校核 34 5.4 軸承的選擇及校核 36 5.4.1 一擋時軸承的壽命校核 36 5.4.2 倒擋軸軸承的校核 38 6 有限元分析 41 7 三維建模與動態(tài)仿真 45 8 總?結 50 致?謝 51 參考文獻 52 V 1 緒論 1.1 研究背景 隨著科學技術的發(fā)展，我國人民生活水平的不斷提高，物質文化的需求越來越大，人們對出行的要求越來越多，對公交車舒適性的要求越來越高。在這種情況下，汽車行業(yè)開始迅速發(fā)展。而公交車作為最常用的出行工具，人們的目光開始逐步轉移到它的身上。城市公交車的發(fā)展變成了不可避免的話題。公共汽車的普及使人的生活變得更加暢通，便捷，并緩解了交通堵塞和環(huán)境的問題。為長期繁榮發(fā)展中國的汽車工業(yè)并提升在世界上的競爭力，我們需要自主研制開發(fā)汽車零部件。因為它是傳輸系統中非常重要的部分，研究和開發(fā)其傳輸技術對汽車的發(fā)展起到非常關鍵的作用。由于汽車的發(fā)展，由于汽車的推陳出新，自動變速器已經不能僅僅在轎車上使用，在公交車上應用也很關鍵，但是司機在操作手動變速器換擋時操作繁雜，在遇到交通擁擠時還不容易把握換擋的時機導致汽車熄火或顛簸，嚴重影響了旅客出行的質量。若在公交車上使用自動變速器則能夠大大緩解上述問題，還可以大大提高安全性和舒適性。使公交車司機減少壓力，輕松駕駛。 1.2 研究的目及意義 根據我國的情況，使用公共汽車自動變速器方面存在大量問題，首先主要的自動傳輸技術我國未能突破，控制系統的開發(fā)也非常困難，材料加工的技術要求也非常高；第二，投入的人力物力財力非常大，制造成本高，但是回報卻很低，會使城市公交車產業(yè)長期處于虧損的狀態(tài)。并且外國公司對自動變速器技術壟斷了很長時間，突破技術攻關相當困難。在操作中，公交車司機需要頻繁的去換擋，大約每天要操作5000次左右，這使得工作強度變得非常大。而汽車自動變速器可以大大提高工作效率，沒有那么多的工作量，所以會減少錯誤出現，還能減少對傳動系統的磨損。由于我國人口眾多，導致城市出行交通變得十分擁擠，嚴重影響著社會發(fā)展和公民出行質量。公交車變速器的開發(fā)有利于促進社會發(fā)展和改善城市居民的生活水平，還可以極大地改善傳輸系統和發(fā)動機系統的使用壽命。 1.3 研究的國內外現狀 1.3.1 國外現狀 自動變速器技術在國外發(fā)展的速度特別迅速很多國家的自動變速器公交車使用率遠超中國。法國標志在1890年成為第一個研制出高速齒輪傳動自動變速器的公司。1904年，誕生了世界上第一個利用離合器和制動器的行星齒輪機構的自動變速器。1908年福特行星齒輪變速器的應用代替了固定軸式變速器；1942年，液壓式換擋自動變速器被美國通用汽車公司和克萊斯勒公司研制成功。美國與此同時也制造出了世界上第一臺在公交車上使用的自動變速器。在二十世紀90年代，德國開發(fā)了一個S685變速器主宰了當代手動變速器的技術。從那時起，對自動變速器的研究開始大規(guī)模進行，公交車作為公眾出行的主要交通工具也很快開始了發(fā)展自動變速器的步伐。在日本、韓國和新加坡等許多富裕國家，自動變速器的普及率和使用率超過了93%，公交車的普及率超過95%。而美國這個發(fā)達國家公交車自動變速器的使用率超乎想象的已接近100%，西歐已達到90%以上。 1.3.2 國內現狀 在中國國內，比例不斷上升的城市公交車正在走向城市出行的主流，但中國汽車制造業(yè)起步較晚，技術條件還沒有達到，在1995年，北京第一次在公共汽車上安裝艾麗森式液壓動力變速器。目前，自動變速器已廣泛應用于中國大中型客車上。自動變速器占有70%以上的特大城市，如上海、北京、廣州、深圳、重慶等一線城市。在一些像常州這樣的二線城市，它的公交車自動變速器使用率也占20%以上。但是這些汽車自動變速器大部分只有三檔變換或四擋變換，速度比較慢，同時也不能滿足載重量。我國對公共汽車的需求在近20年中越來越大。自動傳輸變速器在我國也得到前所未有的發(fā)展，年均增長率為30%，便捷性，穩(wěn)定性，安全性，舒適性，操縱性都有所提高。 但中國的自動變速器技術發(fā)展仍然跟不上時代發(fā)展，技術難題難以攻破。我國城市公交自動變速器的發(fā)展還是比較緩慢的。國內自動變速器的年產量仍然很低，大部分還得靠國外進口，這成為了我們國家公交車自動變速器發(fā)展緩慢，比國外先進水平相對落后的原因。 2 變速器設計方案的選擇 圖2-1 DCT變速器 Fig.2-1 DCT transmission 如圖，與雙離合器的殼體相連接的是變速器的輸入端，其實它也是發(fā)動機飛輪的輸出端，而在殼體的內部裝著兩個被互相嵌套在一塊的兩個離合器。這兩個離合器分為外離合器和內離合器，它的內離合器C2如圖與空芯軸連接，而外離合器C1則是與芯軸連接，此時便會形成一個齒輪組1，這個齒輪組則是由1檔、3檔、5檔和倒檔齒輪與芯軸構成，此外，還會形成另外一個齒輪組2，它則由2檔、4檔和6檔齒輪構成，同時，在這兩個齒輪組軸的輸出端有一個嚙合，它與主減速器齒輪嚙合。 1、雙離合器 圖2-2 離合器 Fig. 2-2 clutch 在雙離合器中有兩個離合器，他與我們傳統的干式離合器很像?？刂破潆x合器的分開和關閉是需要機電裝置去調控的，而控制它則需要切換變速器的檔位。 在發(fā)動機的輸出軸上固定有兩個質量飛輪，把雙離合器布置在鐘形殼上。雙質量飛輪交織在一起的外牙雙離合器的支撐環(huán)使其緊密相連，因此，發(fā)動機扭矩通過雙質量飛輪到曲軸輪雙離合器，相反，在驅動軸牽引支架，本設計實現通過對軸承與C1離合器驅動盤的工作面緊密結合，前、后工作面與是離合器C2相連接。在壓盤的作用的情況下，如果這之間的一個離合器從動盤被壓緊了，發(fā)動機轉矩就會由驅動盤傳遞到相對應的離合器從動盤上，之后把轉矩傳遞給相應的齒輪變速器的驅動軸。 這兩個離合器可能出現的情況： 當發(fā)動機停止工作或者是在怠速的狀態(tài)下，這兩個離合器都都會處在分開的狀態(tài)。在汽車啟動運行時，這兩個離合器中只有其中的一個處在接合狀態(tài)。 當變速器處在1檔、3檔、5檔和倒檔的情況下，長分離杠桿在變速器的控制器操縱情況下還有液壓缸壓力的推動下，使得外分離軸承被按壓在外膜片的彈簧上，離合器C1的壓盤就會讓從動盤推至驅動盤，此時離合器C1接合，而分離杠桿回位的時，離合器C1分離。 當變速器處在2檔、4檔、6檔時，短分離杠桿在變速器的控制器操縱狀況下還有液壓缸壓力的推動下，使得內分離軸承被按壓在內膜片的彈簧上，此時離合器C2的壓盤就會讓從動盤推至驅動盤，此時離合器C2接合，它會將發(fā)動機的轉矩傳遞給驅動軸2上。而分離杠桿回到原來位置時候，此時離合器C2分離。 2、齒輪變速器 輸入軸、輸出軸、各個檔的齒輪與變速器外殼組成齒輪變速器。 輸入軸 ： 輸入軸也可以被稱為驅動軸，一共有兩根驅動軸，驅動軸2是中空軸的結構，把驅動軸1從中空的驅動軸2中穿過去，軸1和軸2上都有一個球軸承來支撐在變速器的外殼上，這兩根驅動軸則通過花鍵與一個離合器相連，然后根據嚙合的檔位，發(fā)動機的轉矩分別由它們傳遞到輸出軸上。 驅動軸2是中空軸結構的，它也是通過花鍵與離合器C2相連，此軸用于切換到2檔、4檔、6檔。變速器的輸入速度就是由軸上這個專門的變速器上輸入轉速傳感器的小齒輪來獲得。 輸出軸 ： 一共有兩根輸出軸，分別位于變速器的外殼體內。它根據嚙合的檔位，把發(fā)動機上的轉矩從輸入軸傳給輸出軸，然后由各輸出軸上的輸出齒輪再傳遞到差速器上的主傳動齒輪上。 3、液壓控制系統 雙離合式自動變速器的液壓控制系統主要是接收電控系統的控制命令，從而對離合器還有變速器的換擋機構來控制操縱。雙離合器控制、換擋機構控制還有冷卻控制組成了液壓控制系統。 檔位選擇器來操作雙離合器變速箱(DCT)上的檔位切換，檔位選擇器其實就是一個液壓馬達，撥動撥叉就可以使變速器進入相對應的檔位，然后液壓控制系統控制變檔后的工作。一個6檔雙離合器變速箱(DCT)，其中的液壓控制系統6個油壓調節(jié)電磁閥去調節(jié)2個離合器還有4 個檔位選擇器中的油壓壓力，而有5 個開關電磁閥，它們分別去控制檔位選擇器和離合器的工作。 4、電子控制系統 車輛獲取信息電子控制系統、駕駛員信息、操作指令、通用管理信息及實際車輛運行狀態(tài)確定系統與在線處理，控制DCT的操作。同時，還負責控制系統與電控單元電子發(fā)動機等系統的協調，與手動變速箱相比，雙離合器變速箱有兩個離合器，但沒有踏板離合器。新型離合器電控系統及液壓系統作為自動變速器的標準和雙離合器變速箱，與作業(yè)的距離無關。一個離合器控制奇數檔位另一個控制偶數檔位。有了這個布局，因為變速箱的控制，在此基礎上齒輪變速箱中速度的變化按等級順序排列，這種變化是雙離合器變速箱核心。機械零件精巧的把結構分為兩個單獨的奇數檔位和偶數檔位。它不同于傳統的手動變速箱，它集中在雙離合器變速箱(DCT)的輸入軸上且分布在兩個輸入軸中。外部輸入軸是中空的的，給內部輸入軸留出嵌入的空間。在6速變速箱的情況下，輸入軸安裝在齒輪1，3，5檔和倒擋上，外部輸入軸安裝齒輪2，4和6檔上從而達到快速換擋的操作效果。必須分別使用兩個離合器來控制奇數和偶數檔。原則上，變速裝置的直接交換由兩個獨立的執(zhí)行機構組成，即獨立的分動器，如圖所示 圖2-3 雙離合自動變速箱結構 Fig.2-3Double clutch automatic gearbox structure 3 變速器主要參數的設計計算 3.1 變速器各檔傳動比確定 3.1.1 設計的給定參數 表3-1 Tablet.3-1 整車總質量 18000kg 發(fā)動機最大扭矩 880N·m 最大馬力 260馬力 發(fā)動機最大功率轉速 1650RPM 汽車最高車速 100Km/h 輪胎類型與規(guī)格 275/70R22.5 汽車前軸負荷 21500N 汽車后軸負荷 18500N 根據現在任務書中提供的設計數據確定主減速比： (3-1) 式中； ——汽車行駛速度（km/h）； ——變速器傳動比； ——主減速器傳動比。 ——車輪滾動半徑（m）； ——發(fā)動機最大功率轉速（r/min） 直接檔為最高檔，根據查閱資料取傳動比=0.8；根據計算公式得==0.47825m；任務書給出n==1650(r/min)，根據公式得到主減速器的傳動比為： 3.1.2 確定變速器的一檔傳動比 應根據車輪和地面的一般支撐力、最小穩(wěn)定車速和主減速比以及車輪的旋轉半徑，車輛的最大坡度等因素來確定一檔最小傳動比。 汽車行駛方程式 一般最高檔檔傳動比為1.0且是直接檔；但有的變速器最高擋是超速擋，傳動比為0.7~0.8，我們取最高擋傳動比為=0.8所以： 最大爬坡度一般約為30%，即=16.7°則1擋傳動比為： 式中：——汽車的總載荷，； ——道路附著系數，； ——汽車傳動系的傳動效率，。 ——驅動車輪的滾動半徑，m； ——發(fā)動機最大轉矩，N·m ——主減速比，； 將數據代入公式： 其中驅動車輪與路面的附著條件為： (3-2) 一檔傳動比為： (3-3) 式中：——汽車滿載靜止時在水平路面上驅動橋給地面的載荷，任務書所給前軸載荷21500N ——附著系數，計算?。? 將各個數據代入下列公式可得： 由上面的計算可得到1.835＜＜2.6452，所以在本次設計中我們取。 3.1.3 變速器各檔傳動比的確定 現在一檔傳動比為2.4，根據公式 （其中n為檔位數）求得公比。因為，滿足要求。所以： 3.2 變速器中心距的確定 查閱資料得變速器的中心距(mm)公式為： (3-4) 其中式中：——中心距系數， ——變速器一擋傳動比； ——發(fā)動機的最大轉矩(N·m)； ——變速器的傳動效率，取96%； 將各數代入式(3.5)中得 取得A=75mm 3.3 變速器的齒輪參數的確定 3.3.1 齒輪模數 當齒寬增大，模量減小時，可以減小傳動的噪聲，但為了降低傳動質量，應增大模量，減小小齒寬和中心距，輪齒的最大載荷作用下的靜強度或彎曲疲勞強度決定齒輪模數。 由于技術原因，與齒輪的接合應同步化且多數采用漸開線，在與齒的傳動中使用相同的較小模數。便于換擋 。 3.3.2 壓力角及螺旋角 壓力角越小，齒輪齒的重合度越大，剛度越低，可以降低嚙合時的動載荷，使傳動系統具有良好的傳動性能。并且有助于降低噪聲，壓力角較大，可提高齒輪齒的彎曲強度和表面接觸強度。事實上，因為國家標準壓力角傳動齒輪的壓力角為20°。嚙合套筒或同步器嚙合齒的壓力角為20°/25°/30°，而壓力角為30°。 3.3.3 齒寬 應選擇較小的齒寬，以盡可能減小傳動的軸向尺寸，降低傳動質量。另一方面，齒輪寬度的減小使齒輪穩(wěn)定。減小斜齒輪，可以補償增大齒輪螺旋角的方法，但增加了軸承的軸向力，降低了齒輪的壽命。齒寬會增加齒輪的工作應力。大齒輪寬度通常是根據齒輪模數m(MN)的大小選擇的，直齒寬系數齒寬系數，取為4.5～8.0；斜齒，從6到8.5。 3.3.4 齒頂高系數 齒頂的高度系數對齒根切削齒、齒頂厚度等的影響程度、齒輪強度、工作噪聲、齒的相對滑動速度、齒根切削、齒頂厚度等有一定的影響。如果齒頂高度系數小，齒輪的重合度小，工作噪聲大，但由于減小了齒輪的彎矩，齒輪的彎曲應力也隨之降低。在我國，齒頂高度系數取1。 3.4 變速器各檔齒輪齒數的分配 圖3-1 變速器傳動示意圖 Fig.3-1Transmission diagram 取各擋的模數，壓力角，螺旋角均為2.75mm，20°，20°即可。 3.4.1 確定各檔齒輪齒數及其參數 一檔齒輪我們確定為斜齒圓柱齒輪 壓力角，螺旋角，模數分別為20°=20°=2.75mm 根據上述數據計算齒數和 斜齒: ==51.26取整為51 即15，51-15=36 一擋傳動比為 邊位系數： 當量齒數： 齒頂高變動系數： 由當量齒數和查表可得： ==74.6257mm取整為=75mm。 對一檔齒輪進行變位： 端面壓力角： 端面嚙合角： 中心距變動系數： 變位系數之和： 由變位系數線圖得： 齒頂降低系數σn： 一檔齒輪、參數： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 節(jié)圓直徑: 4 變速器齒輪的材料選擇及校核計算 4.1 齒輪的材料選擇 4.1.1 齒輪的常用材料及材料的選擇 通常多用途鍛件、大直徑齒輪不適用于鍛造，故使用鑄鐵或使用鑄鋼。 齒輪材料的種類選擇上應應考慮的一些因， 1． .對于一般的動力傳動齒輪，材料必須具有足夠的強度和耐磨性，齒面必須堅硬，齒芯必須堅硬才可以。 2． 小齒輪材料的硬度應略高于大齒輪的硬度，兩輪的硬度差應在30~50 HBS之間。 3.一般來說，考慮到加工工藝和熱處理工藝，鑄鐵可用于大尺寸齒輪。在尺寸小、要求低的條件下，可采用圓鋼作為坯料.中、低尺寸齒輪采用凹凸毛坯，可選用鍛鋼。 4.2 齒輪的強度計算 汽車變速箱的材料、熱處理、加工方法、精度等級和支承方式基本相同，如果汽車變速器的齒輪是由低碳鋼制成的。4.2.1輪齒的彎曲應力 1．直齒輪彎曲應力公式為： 式中：——彎曲應力(MPa)； ——圓周力(N)，； ——計算載荷(N·m)； ——節(jié)圓直徑(mm)； ——應力集中系數，查閱資料可近似取=1.65； ——摩擦力影響系數，查閱課本取主動齒輪=1.1，從動齒輪取=0.9； ——齒寬(mm)； ——端面齒距(mm)，； ——模數； ——齒形系數， 齒輪節(jié)圓直徑，為齒數，將上面的所有數據代入式后得： 　　　　　　　　　　　　　 (4-1) 當計算傳動第一軸的最大扭矩時，反向齒輪的允許彎曲應力在400~850 MPa之間。 2．斜齒輪的彎曲應力公式為 式中：——圓周力()，； ——計算載荷(N·m)； ——節(jié)圓直徑(mm)，， －法向模數(mm)， －齒數， －斜齒輪螺旋角()； ——應力集中系數，； ——齒面寬(mm)； ——法向齒距(mm)，； ——齒形系數，可按當量齒數； ——重合度影響系數，。 斜齒輪的彎曲應力公式為： 　 　　　　　　　　　 (4-2) 4.2.1 輪齒接觸應力 　　　　　　　 (4-3) 式中：——輪齒的接觸應力（MPa） ——齒面上的法向力（N），； ——計算載荷(N·m)； ——節(jié)點處壓力角()； ——齒輪材料彈性模量(MPa)，= N·mm-2； ——齒輪接觸實際寬度(mm)； ——端面內分度圓切向力，； ——節(jié)圓直徑(mm)； ——齒輪螺旋角()； ，——主動及被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑(mm)， 其中：斜齒輪——，； 直齒輪——，。、 主動及被動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力 變速器齒輪的許用接觸應力 表4-1 Tablet.4-1 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高檔 1300～1400 650～700 4.2.2 各檔齒輪的強度計算校核 1.計算一擋斜齒輪、的彎曲應力 =15，=36，=0.16，=0.19，=880N·m，=20°，=2。75mm，=6.55 公式得： = =303.08MPa<180～350MPa = =347.71MPa<180～350MPa 一擋齒輪接觸應力 由公式（4.3）得： < 1300~1400 5 變速器軸和軸承的設計及校核計算 5.1 軸的設計 5.1.1 軸的功用及其設計要求 變速器在扭矩和彎矩作用下工作，因此應具有足夠的強度和剛度。軸的鋼度不夠。在負荷下，軸會產生大的變形。它會影響齒輪的正常嚙合，產生過多的噪聲。 5.1.2 軸的尺寸 有上述計算得到中間軸式變速器中心距， 各軸的最小直徑： (5-1) 其中：——軸的估算最小徑 ——計算常數，它的確定取決于軸的材料及受載情況， ——軸傳遞的功率（kW） ——軸的轉速 第一軸花鍵部分： (5-2) 其中： ——經驗系數， ——發(fā)動機最大轉矩 第一軸花鍵部分直徑=24.15～27.77mm取，； 對于空心軸的可根據剪應力進行計算： 可以選擇d=31mm D=40mm 5.2 軸的剛度驗算 5.2.1 軸剛度計算公式 若軸在垂直面內撓度為，在水平面內撓度為和轉角為δ，可分別用式計算 (5-3) (5-4) (5-5) 式中：——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； ——彈性模量（MPa），=2.06×105MPa； ——慣性矩（mm4），對于實心軸，；——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算[13]； 、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 (5-6) 軸在垂直面和水平面內撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉角不應超過0.002rad。 a b L δ Fr 圖5-1 變速器輸出軸的剛度變形簡圖 Fig.5-1A brief diagram of the stiffness and deformation of the output shaft of the transmission 5.2.2 一檔主動齒輪處軸的剛度計算 一擋主動齒輪受力位置圖如5-2，齒輪轉角如圖5-3。 圖5-2 軸的受力位置 Fig.5-2 Axial force position 圖5-3 齒輪轉角 Fig.5-3 Gear angle N N 根據兩齒輪間的角度關系見圖5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分別為： 垂直方向： 水平方向： 合成：垂直受力： 水平受力： 此時軸的受力位置圖5.2，由公式得， 0.002rad 軸的剛度滿足要求 5.2.3 一擋從動齒輪處軸的剛度校核 對于處軸的剛度校核，即一擋輸出軸處 圖5-4 軸的受力位置 Fig.5-4 Axial force position 作此時軸的受力位置見圖5-4 水平撓度 垂直撓度 轉角 0.002rad 對于處的軸的剛度校核 N N 根據兩齒輪間的角度關系見圖5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上分力分別為： 圖5-5 齒輪的轉角 Fig.5-5 Gear angle 垂直方向： 水平方向： 合成：垂直受力： 水平受力： 此時軸的受力位置見圖5-4 0.002rad 合成： 可知輸出軸在一擋位置時滿足剛度要求 5.2.4 倒擋的剛度校核 由于倒擋的主動齒輪與一擋主動齒輪是同一個齒輪，故無需再對倒擋是處的軸段進行剛度校核。 對于處軸的剛度校核 圖5-6 軸的受力位置 Fig.5-6 Axial force position 垂直方向： 水平方向： 此時軸的受力位置見圖5-6 0.002rad 對于處軸剛度校核 N N 根據兩齒輪間的角度關系見圖5-7，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分別為： 圖5-7 齒輪轉角 Fig.5-7 Gear angle 垂直方向： 水平方向： 合成：垂直受力： 水平受力： 此時軸的受力位置見圖5-8 0.002rad 合成： 可知在倒擋軸各軸段軸滿足剛度要求 對齒輪處軸的剛度校核 垂直方向： 水平方向： 圖5-8 軸的受力位置 Fig.5-8 Axial force position 此時軸的受力位置見圖5-8 0.002rad 對于處軸剛度校核 N N 根據兩齒輪間的角度關系5-9 圖5-9 齒輪轉角 Fig.5-9 Gear angle 垂直方向： 水平方向： 合成：垂直受力： 水平受力： 此時軸的受力位置見圖 0.002rad 合成： 可知在倒擋輸出各軸段軸滿足剛度要求 5.3 軸的強度計算 先求取支點的垂直面和水平面內的反力，計算相應的垂向彎矩、水平彎矩。則軸在轉矩和彎矩的同時作用下，其應力為： (5.6) 式中: (MPa)； 為軸的直徑(mm)，花鍵處取內徑； 為抗彎截面系數(mm2)，在低擋工作時，≤400MPa。 5.3.1 實心輸入軸的強度校核 一擋時軸的強度校核 由剛度校核可知齒輪處的受力情況： 垂直受力： 水平受力： 軸向受力： 求水平面內支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 求垂直面內的支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 按第三強度理論得： N·mm 彎矩、扭矩圖見5-10 圖5-10 軸的彎矩與扭矩圖 Fig.5-10 The bending moment and torque diagram of the shaft 5.3.2 一擋輸出軸段的強度校核 對于處軸的強度校核 求水平面內支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 求垂直面內的支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 按第三強度理論得： 對于處軸段 對于處軸段 彎矩、扭矩圖見5-11 圖5-11 彎矩與扭矩圖 Fig.5-11 Bending moment and torque diagram 5.3.3 空心輸入軸的強度校核 二擋齒輪軸段處的強度校核 由剛度校核可知齒輪處的受力情況： 水平受力： 垂直受力： 軸向受力： 求水平面內支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 求垂直面內的支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 按第三強度理論得： N·mm 彎矩、扭矩圖見5-12 圖5-12 彎矩與扭矩圖 Fig.5-12 Bending moment and torque diagram 5.3.4 倒檔軸的強度校核 求水平面內支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 求垂直面內的支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 按第三強度理論得： 對于處軸段： 對于處軸段： 彎矩、扭矩圖見5-13 圖5-13 彎矩與扭矩圖 Fig.5-13 Bending moment and torque diagram 5.3.5 倒擋輸出軸段的強度校核 對于倒擋時的、處的軸的強度校核，即倒擋輸出軸處的剛度校核 求水平面內支反力、和彎矩、 由以上兩式可得，， 求垂直面內的支反力、和彎矩 　 　 由以上兩式可得，，　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 按第三強度理論得： 對于處軸段： 對于處軸段： 彎矩、扭矩圖見5.25 圖5-14 彎矩與扭矩圖 Fig.5-14 Bending moment and torque diagram 5.4 軸承的選擇及校核 由于一擋及倒檔受力最大，故只需考慮一擋及倒擋時的軸承受力情況 軸承的使用壽命可按汽車平均車速行駛至大修前的總行駛里程s來計算： 式中的汽車平均車速可按 可知只要軸承壽命不小于5000h就滿足使用壽命要求。各個檔位的使用頻率從一擋至六擋分別為：0.5%、2%、12.5%、30%、35%、20%，對于倒擋的使用頻率與一擋相近，故取0.5%。 5.4.1 一擋時軸承的壽命校核 一擋軸承時受力最大。故用一擋時的受力對軸承校核 （1）初選軸承的型號右端33008，左端33006，正裝,可知右端軸承被壓緊左端軸承被放松；=3629.8N， （2）求垂直面內支反力 為右側支反力，為左側支反力 （3）內部附加力右側、左側，由軸承手冊查得Y=1.7 （4）右端軸承軸向力和左端軸承軸向力 由于 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 （5）求當量動載荷 查機械設計課程設計得 ，，， 徑向當量動載荷 因為 查機械設計手冊得：， 取所以 （6）校核軸承壽命 預期壽命 ，為壽命系數，對滾子軸承=10/3。 =3050.17h 實際使用時間6778.16＞=5000h合格 實際使用時間＞=2500h合格 5.4.2 倒擋軸軸承的校核 （1）初選軸承的型號右端滾針軸承，左端雙列圓錐滾子軸承351305E，正裝,可知右端軸承被壓緊左端軸承被放松；， （2）求垂直面內支反力 為右側支反力，為左側支反力 （3）校核滾針軸承軸承壽命 預期壽命 命 ，為壽命系數，對滾子軸承=10/3。 實際使用時間＞=5000h合格 內部附加力右側，由軸承手冊查得， （5）倒擋軸右端承受軸向力，右端雙列圓錐滾子軸承軸向力， 由于 所以軸承1被放松，軸承2被壓緊 （6）求當量動載荷 查機械設計課程設計得 ，，， 徑向當量動載荷 因為 查軸承手冊得： （7）校核軸承壽命 預期壽命 ，為壽命系數，對滾子軸承=10/3。 實際使用時間＞=5000h合格 5.4.4倒擋時輸出軸承的校核 （1）初選軸承的型號右端33207，左端33205，正裝,可知右端軸承被壓緊左端軸承被放松；， （2）求垂直面內支反力 為右側支反力，為左側支反力 （3）內部附加力右側、左側，由軸承手冊查得Y=1.7 （4）右端軸承軸向力和左端軸承軸向力 由于 所以右端軸承被放松，左端軸承被壓緊 右端： 左端： （5）求當量動載荷 查軸承手冊可知 ，，， 徑向當量動載荷 因為 查軸承手冊得： （6）校核軸承壽命 預期壽命 ，為壽命系數，對滾子軸承=10/3。 由于倒擋的使用比率為0.5%，所以 實際使用時間＞=5000h合格 定軸的強度及剛度滿足要求和軸承的壽命滿足要求。 6 有限元分析 打開ANSYS workbenc，雙擊Static Structural，拖入靜力學分析模塊。 圖6-1啟動界面 6-1 startup interface 雙擊Engineering Data編輯工程材料，定義材料的密度，楊氏模量，泊松比 圖6-2材料選擇 6-2 material selection 雙擊Geometry，進入幾何編輯界面，點擊File-Attach to Active CAD geometry,然后點擊Generate生成幾何模型。 圖6-3導入模型 6-3 import model 雙擊model進入有限元分析界面，點擊Mesh，設置網格相關中心為100，并且劃分映射面網格。 圖6-4網格劃分 6-4 mesh generation 查看網格節(jié)點個數46341，單元數為26824，單元平均質量為0.658. 圖6-5節(jié)點觀察 6-5 node observation 設置約束。點擊Static Structural（A5）—Supports—Remote Displacement，6個自由度只允許軸向轉動，其它位移以及轉動自由度為0. 圖6-6坐標系建立 6-6 coordinate system establishment 6.設置齒輪軸的加載，X方向載荷為4198.7N，Y負方向為-9688.8N，Z軸方向為3629.8N。 圖6-7載荷施加 6-7 load application 點擊solve求解。 右鍵點擊inset，插入total information，查看總的變形。 圖6-8變形量云圖 6-8 deformation cloud map 圖 6-9應力云圖1 6-9 stress cloud figure 1 同樣的查看應力結果，應力最大值為55MPa，其最大值應力點在軸肩處。 圖6-10應力云圖2 6-10 stress cloud figure 2 圖 6-11變形云圖 6-11 deformed cloud map 查看應變，發(fā)現應變值很小 應力應變都滿足要求，因此設計合理。 7三維建模與動態(tài)仿真 1 雙離合器UG三維建模 有了之前的雙離合器參數設計與校核，接下來可以進行三維建模與運動仿真來進行驗證此次的雙離合器設計的合理性，減少產品試制的過程，增加整車研發(fā)過程的效率，減少整車研制過程中的材料成本和時間成本，縮短整車研發(fā)周期。 主動軸UG三維建模 根據之前算得的主動軸齒輪參數一檔齒輪的壓力角20°螺旋角=20°模數=2.75mm，以及變位系數： ，可以利用UG自帶的【柱齒輪建模】，選擇斜齒輪建模，選擇變位齒輪，輸入法相模數2.75mm，牙數、齒寬、壓力角及變位系數等參數，可以自動生成齒輪，以齒輪為核心，向兩端運用【草圖】、【拉伸】、【旋轉】等簡單操作命令可以畫出各個齒輪軸，如下所示： 圖 7-1 齒輪1 7-1 gear 1 圖7-2 齒輪2 7-2 gear 2 圖 7-3 齒輪3 7-3 gear 3 圖7-4 齒輪4 7-4 gear4 2.輸入軸UG三維建模 變速器齒輪建模完以后，需要建立輸入軸，來保證發(fā)動機的轉矩能傳遞到車輪來驅動汽車的行駛，利用之前所設計好的尺寸參數，運用UG三維軟件的【草圖】、【拉伸】、【倒斜角】、【圓錐】、【陣列】等功能鍵，建立輸入軸的三維模型，如下圖所示： 圖7-5輸入軸1 7-5 input shaft 1 3.變速器UG裝配 建模完變速器所需要的各個零件以后進行裝配，為了便于后面的裝配，運用【同心】、【接觸】等裝配命令，先裝配兩根輸入軸，如圖所示： 圖7-6輸入軸2 7-6 input shaft 2 同理，運用【距離】、【接觸】、【同心】、【移動】等指令裝配好整個變速器，如下圖所示： 圖 7-7裝配圖 7-7 assembly drawing UG三維建模運動仿真 建模好整個變速器三維模型并裝配好以后，還需要進行運動仿真，來驗證整個變速器是否符合語預期要求的運動。進入運動模塊，然后新建仿真，建立連桿，設立運動副：旋轉副和齒輪副，給輸入軸一個多項式驅動，設定為20°/s，然后求解運算方案，點擊動畫仿真，觀察整個運動過程符合預期的運動。 圖7-13動態(tài)仿真 7-13 dynamic simulation 6 總?結 公交車，這個社會出行必不可少的交通工具，為了更好的讓它為我們服務，提升我們的生活品質和出行質量，我們對公交車的變速器進行了一系列的研究設計。在此次畢業(yè)設計中，我對公交車自動變速器系統進行了設計，對主要零部件進行了有限元分析，對系統進行了動態(tài)仿真分析。通常我們使用的自動變速箱的變速機構大部分都是齒輪傳動的原理，在此次設計中我選用了雙離合器式自動變速器作為城市公交車的變速裝置。雙離合變速器的技術已經相當成熟，采用此種變速器是因為它沒有液力變矩器，所以可以使發(fā)動機的動力完全發(fā)揮出來。而且通過兩套離合器的相互交替著去工作可以使換擋更加輕松舒適。換擋的時間也大大減少。換擋直接同時也降低了油耗。它的大量普及已成為必不可擋的趨勢。在此次設計的過程中，通過這些設計研究讓我們把學過的汽車設計，汽車理論還有汽車構造與UG等三維制圖等相關知識有機結合，熟練運用起來。在此次設計中我分別對自動變速器的一檔軸及齒輪進行了尺寸計算，剛度校核以及倒擋軸和倒擋軸齒輪的尺寸計算和剛度校核。對輸入軸進行了有限元分析，并且對自動變速器系統進行了三維建模和動態(tài)仿真。 致?謝 本文的分析、研究和撰寫，是在朱占平老師的指導和幫助下完成的。從前期的查閱相關文獻資料、熟悉有關建模軟件到后期的分析設計建模裝配，無不傾注著老師的心血。這幾個月來，老師們淵博的學識，誨人不倦的工作態(tài)度使我受益匪淺，同時，他們高尚的人格和強烈的責任感也深深的感染了我。在此，謹向他們的辛勤培養(yǎng)和悉心關懷表示衷心的感謝！ 另外，也向在此過程中給予我?guī)椭耐瑢W和其他的老師們表示由衷的謝意！ 最后，我要謝謝在百忙之中抽空指導評審本論文的評閱老師和答辯委員會的老師，謝謝你們！ 參考文獻 [1] 孫桓，陳作模，葛文杰.機械原理（第七版）[M].北京：高等教育出版社，2005.12 [2] 濮良貴，紀名剛.機械設計（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.5.213-223 [3] 陳家瑞,馬天飛.汽車構造（下冊）[M].北京：人民交通出版社，2005.9.74-112 [4] 余志生，夏群生.汽車理論（第5版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2009.3.80-83 [5] 王望予.汽車設計（第四版）[M].北京：機械工業(yè)出版社，2011 [6] 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