捷達(dá)汽車變速器的設(shè)計(jì)[二軸五檔手動(dòng)][5+1檔][8張圖]
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黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 目 錄 摘要.IAbstract.第1章 緒 論11.1 概述11.1.1 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀31.1.2 研究的目的、依據(jù)和意義31.1.3 研究的方法4第2章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算52.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)52.2變速器各擋傳動(dòng)比的確定52.3變速器傳動(dòng)方案的確定72.4中心距A的確定82.5齒輪參數(shù)82.5.1 模數(shù)82.5.2 壓力角92.5.3 螺旋角92.5.4 齒寬92.5.5 齒頂高系數(shù)102.6本章小結(jié)10第3章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核113.1齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算113.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配113.1.2齒輪材料的選擇原則203.1.3計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩213.2輪齒的校核213.2.1輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算213.2.2輪齒接觸應(yīng)力j253.3本章小結(jié)30第4章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核314.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算314.1.1 軸的工藝要求314.1.2 初選軸的直徑314.1.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算324.2軸承的選擇及校核364.2.1輸入軸的軸承選擇與校核364.2.2 輸出軸軸承校核374.3本章小結(jié)38第5章 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)395.1同步器的結(jié)構(gòu)395.2同步環(huán)主要參數(shù)的確定405.3變速器的操縱機(jī)構(gòu)415.4本章小結(jié)42結(jié) 論43參考文獻(xiàn)44致 謝45附 錄46 第1章 緒 論1.1 概述 本文以捷達(dá)汽車變速器為研究對(duì)象,變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速,目的是在原地起步,爬坡,轉(zhuǎn)彎,加速等各種行駛工況下,使汽車獲得不同的牽引力和速度,同時(shí)使汽車在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋和倒檔。需要時(shí),變速器還有動(dòng)力輸出功能。一、對(duì)變速器如下基本要求:1. 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)型。2. 設(shè)置空擋。用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。3. 設(shè)置倒檔,使汽車能倒退行駛。4. 設(shè)置動(dòng)力傳輸裝置,需要時(shí)進(jìn)行功率輸出。5. 換擋迅速、省力、方便。6. 工作可靠,汽車行駛過(guò)程中,變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7. 變速器應(yīng)有高的工作效率。8. 變速器的工作噪聲低。除此之外,變速器還應(yīng)該滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。滿足汽車必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo),這與變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小,變速器傳動(dòng)比范圍越大。二、變速器的類型: (1)手動(dòng)變速器(MT):手動(dòng)變速器應(yīng)該說(shuō)是最為節(jié)能的變速方式,另外由于中國(guó)企業(yè)已經(jīng)掌握該技術(shù),而且在生產(chǎn)方面也積累了長(zhǎng)期經(jīng)驗(yàn),從而在價(jià)格和質(zhì)量方面會(huì)有較大優(yōu)勢(shì)。所以在短期內(nèi)仍將是變速器主流。其不足在于操控上的不便,尤其是在城市工況。 (2)自動(dòng)手動(dòng)變速器(AMT):自動(dòng)手動(dòng)變速器實(shí)際上是由一個(gè)機(jī)器系統(tǒng)來(lái)完成操作離合器和選擋這兩個(gè)動(dòng)作。AMT的汽車駕駛簡(jiǎn)單,省去了離合器踏板,駕駛者只要踩油門,選速器系統(tǒng)會(huì)自動(dòng)選擇換擋的最佳時(shí)機(jī),從而消除了發(fā)動(dòng)機(jī)、離合器和變速器的錯(cuò)誤使用,以避免錯(cuò)換擋位。這一點(diǎn)對(duì)新手和整車的可靠性都非常重要。選速器大大簡(jiǎn)化了駕駛的復(fù)雜性,令A(yù)MT汽車駕駛更加簡(jiǎn)便、省心,且能夠保證最低的動(dòng)力損耗。由選速器完成駕駛者踩離合器換擋的動(dòng)作,選擇的換擋時(shí)機(jī)要比駕駛者完成得更準(zhǔn)確。因此,在能源日益緊缺和CO2排放壓力越來(lái)越大這一背景下,AMT順應(yīng)了“節(jié)能減排”這一趨勢(shì),是一項(xiàng)非常適合中國(guó)市場(chǎng)的先進(jìn)技術(shù)。AMT的制造成本遠(yuǎn)低于電液控自動(dòng)變速器,國(guó)內(nèi)的很多車型都準(zhǔn)備采用這一領(lǐng)先技術(shù),即有可能隨著中國(guó)汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展,將有更多車型采用AMT。中國(guó)也將會(huì)取代歐洲和美洲,成為世界上最大的AMT的應(yīng)用市場(chǎng)。 (3)電子控制液力自動(dòng)變速器(AT):電子控制液力自動(dòng)變速器近些年新技術(shù)也不斷在使用,它正朝著多擋位、數(shù)字化控制等方面發(fā)展。 日本最大的自動(dòng)變速器生產(chǎn)商AISIN AW公司2006年成功推出型號(hào)為AA80E型8前速自動(dòng)變速器,目前被使用在雷克薩斯LS460車上。這就形成了更大的總傳動(dòng)比范圍,同時(shí)各個(gè)傳動(dòng)比之間也比5速變速器更加接近。因此,駕駛員幾乎在各種行駛條件中都可以選擇最佳傳動(dòng)比。電子控制模塊可以選擇更多的傳動(dòng)比,傳動(dòng)比取決于行駛條件,從而降低了油耗并提高了換擋平順性。發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與行駛狀態(tài)的最優(yōu)化匹配意味著發(fā)動(dòng)機(jī)提高了動(dòng)力、燃油經(jīng)濟(jì)性并降低了運(yùn)行噪聲。 (4)無(wú)級(jí)變速器(CVT):無(wú)級(jí)變速器則只需兩組可移動(dòng)錐輪以及傳動(dòng)帶或傳動(dòng)鏈,即可實(shí)現(xiàn)無(wú)數(shù)個(gè)前進(jìn)擋的變速過(guò)程。CVT采用傳動(dòng)帶、傳動(dòng)鏈和可變槽寬的錐輪進(jìn)行動(dòng)力傳遞及傳動(dòng)比的選擇,即當(dāng)錐輪變化槽寬時(shí),相應(yīng)改變主動(dòng)輪與從動(dòng)輪上傳動(dòng)帶的接觸半徑進(jìn)行變速。CVT是真正無(wú)級(jí)化了,與AT相比具有較高的運(yùn)行效率,油耗較低。通過(guò)近幾年市場(chǎng)上的應(yīng)用看,其發(fā)展勢(shì)頭也比較迅猛,目前在我國(guó)應(yīng)用的車型已迅速發(fā)展到5、6種以上。 目前,全世界各大汽車廠商為了提高產(chǎn)品的競(jìng)爭(zhēng)力都在大力進(jìn)行CVT的研發(fā)工作,NISSAN、TOYOTA、FORD、GM、AUDI等著名汽車品牌中都配備CVT的轎車銷售,全世界CVT轎車的年產(chǎn)量已達(dá)到近50萬(wàn)輛。值得注意的一點(diǎn)是,裝備有CVT的汽車市場(chǎng),由最初的日本、歐洲已經(jīng)滲透到北美市場(chǎng),CVT汽車已經(jīng)成為當(dāng)今汽車發(fā)展的主要趨勢(shì)三、變速器的工作原理普通齒輪變速器也叫定軸式變速器,它由一個(gè)變速器殼、軸線固定的幾根軸和若干齒輪等零件組成,可實(shí)現(xiàn)變速、變扭和改變旋轉(zhuǎn)方向。 1.變速原理 一對(duì)齒數(shù)不同的齒輪嚙合傳動(dòng)時(shí),設(shè)主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速為,齒數(shù)為,從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速為,齒數(shù)為。若小齒輪帶動(dòng)大齒輪時(shí),轉(zhuǎn)速就降低了;若大齒輪帶動(dòng)小齒輪時(shí),轉(zhuǎn)速即升高。在相同的時(shí)間內(nèi)嚙合的齒數(shù)相等,即=。齒輪的傳動(dòng)比為=/=/。齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的傳動(dòng)比定義為主動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速與從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速之比,它也等于從動(dòng)齒輪的齒數(shù)與主動(dòng)齒輪的齒數(shù)之比,即: 這就是齒輪傳動(dòng)的變速原理。汽車變速器就是根據(jù)這一原理利用若干大小不同的齒輪副傳動(dòng)而實(shí)現(xiàn)變速的。 2.變向原理汽車發(fā)動(dòng)機(jī)在工作過(guò)程中是不能逆轉(zhuǎn)的。為了能使汽車倒退行駛,在變速器中設(shè)置了倒擋(R)。倒擋傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是在主動(dòng)齒輪與從動(dòng)齒輪之間增加一個(gè)中間齒輪,利用中間齒輪來(lái)改變輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向,因此,這個(gè)中間齒輪油稱之為倒擋換擋齒輪。1.1.1 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 變速器作為傳遞動(dòng)力和改變車速的重要裝置,國(guó)外對(duì)其操縱的方便性和擋位等方面的要求越來(lái)越高。目前對(duì)4擋特別是5擋變速器的應(yīng)用有日漸增多的趨勢(shì),同時(shí),6擋變速器的裝車率也在上升。中國(guó)汽車變速器(汽車變速器市場(chǎng)調(diào)研)市場(chǎng)正處于高速發(fā)展期。2010年中國(guó)汽車銷售1800萬(wàn)輛,同比增長(zhǎng)46.15%,2015年汽車銷售規(guī)模將達(dá)到4000萬(wàn)輛。在汽車行業(yè)市場(chǎng)規(guī)模高速增長(zhǎng)的情況下,中國(guó)變速器(變速器行業(yè)分析)行業(yè)面臨著重大的機(jī)遇。2009年中國(guó)汽車變速器(汽車變速器市場(chǎng)調(diào)研)市場(chǎng)規(guī)模達(dá)520億元人民幣,并且以每年超過(guò)20%的速度增長(zhǎng),預(yù)計(jì)2015年有望達(dá)到1500億元。 由于近年來(lái)乘用車市場(chǎng)增長(zhǎng)迅速,2007年中國(guó)乘用車變速器需求量在600萬(wàn)件以上,其中大部分為手動(dòng)變速器,但是自動(dòng)變速器的需求比例不斷提高。與此同時(shí)隨著商用車市場(chǎng)快速發(fā)展,2007年商用車變速器的市場(chǎng)需求量有200萬(wàn)件,其中輕型貨車用變速器占市場(chǎng)主流,然而重型車變速器市場(chǎng)有望成為未來(lái)的新亮點(diǎn)。在手動(dòng)變速器領(lǐng)域,國(guó)產(chǎn)品牌已占主導(dǎo)地位。但技術(shù)含量更高的自動(dòng)變速器市場(chǎng)卻是進(jìn)口產(chǎn)品的天下,2007年中國(guó)變速器產(chǎn)品(變速器產(chǎn)品進(jìn)口統(tǒng)計(jì))進(jìn)口額達(dá)到30億美元。國(guó)內(nèi)變速器企業(yè)未來(lái)面臨嚴(yán)峻的挑戰(zhàn)。1.1.2 研究的目的、依據(jù)和意義21世紀(jì),汽車工業(yè)成為中國(guó)經(jīng)濟(jì)發(fā)展的支柱產(chǎn)業(yè)之一,汽車企業(yè)對(duì)各系統(tǒng)部件的設(shè)計(jì)需求旺盛。其實(shí),汽車與人一樣,也是有著整套健康系統(tǒng)的有機(jī)結(jié)合體。發(fā)動(dòng)機(jī)是心臟,車輪、底盤與懸掛是軀干與四肢,然而連接它們的,是類似于人體經(jīng)脈的變速器系統(tǒng)。如果汽車喪失了變速器這個(gè)中心環(huán)節(jié),心臟、四肢與軀干再好,汽車只能如同植物人般成為廢鐵一堆!可以說(shuō),變速器是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物,是汽車上的必需品。變速器是用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速,因此它的性能影響到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo),對(duì)轎車而言,其設(shè)計(jì)意義更為明顯。在對(duì)汽車性能要求越來(lái)越高的今天,車輛的舒適性也是評(píng)價(jià)汽車的一個(gè)重要指標(biāo),而變速器的設(shè)計(jì)如果不合理,將會(huì)使汽車的舒適性下降,使汽車的運(yùn)行噪聲增大。通過(guò)本題目的設(shè)計(jì),學(xué)生可綜合運(yùn)用汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚?、汽車設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)、液壓傳動(dòng)等課程的知識(shí),達(dá)到綜合訓(xùn)練的效果。由于本題目模擬工程一線實(shí)際情況,學(xué)生通過(guò)畢業(yè)設(shè)計(jì)可與工程實(shí)踐直接接觸,從而可以提高學(xué)生解決實(shí)際問(wèn)題的能力。1.1.3 研究的方法 本次設(shè)計(jì)主要是通過(guò)查閱近幾年來(lái)有關(guān)國(guó)內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)的文獻(xiàn)資料,結(jié)合所學(xué)專業(yè)知識(shí)進(jìn)行設(shè)計(jì)。通過(guò)比較不同方案和方法選取最佳方案進(jìn)行設(shè)計(jì),通過(guò)排量選擇變速器中心距;各檔傳動(dòng)比的計(jì)算;計(jì)算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對(duì)其進(jìn)行校核計(jì)算;計(jì)算選擇軸與軸承,同時(shí)對(duì)其進(jìn)行校核,對(duì)同步器、換擋操縱機(jī)構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進(jìn)行分析計(jì)算;另外,對(duì)現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)、完善。第2章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算2.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù) 最高車速:=160Km/h 發(fā)動(dòng)機(jī)功率:=75KW 轉(zhuǎn)矩:=150 總質(zhì)量:=1500Kg 轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速:=3800r/min 車輪:185/60R14 2.2變速器各擋傳動(dòng)比的確定初選傳動(dòng)比: = 0.377 (2.1) 式中: 最高車速 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 車輪半徑 變速器最小傳動(dòng)比 乘用車取0.85 主減速器傳動(dòng)比 =9549 (轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)=1.11.3) (2.2) 所以,=9549=5653.006r/min/ =1.42.0 符合=0.377=0.377=4.025 (2.3)雙曲面主減速器,當(dāng)6時(shí),取=90%最大傳動(dòng)比的選擇:滿足最大爬坡度。 (2.4) 式中:G作用在汽車上的重力,汽車質(zhì)量,重力加速度,=15000N;發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,=150N.m;主減速器傳動(dòng)比,=4.025傳動(dòng)系效率,=90%;車輪半徑,=0.289m;滾動(dòng)阻力系數(shù),對(duì)于貨車取=0.01651+0.01(-50)=0.03795;爬坡度,取=16.7帶入數(shù)值計(jì)算得 滿足附著條件: (2.5)為附著系數(shù),取值范圍為0.50.6,取為0.6為汽車滿載靜止于水平面,驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷,這里取70%mg ;計(jì)算得3.283 ; 由得2.5513.283 ; 取=3.2 ;校核最大傳動(dòng)比 ;在3.04.5范圍內(nèi),故符合。其他各擋傳動(dòng)比的確定: 按等比級(jí)數(shù)原則,一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系: (2.6)式中:常數(shù),也就是各擋之間的公比;因此,各擋的傳動(dòng)比為: ,=1.337所以其他各擋傳動(dòng)比為: =3.2, =2.390,=1.788,=1.337 ,=0.852.3變速器傳動(dòng)方案的確定圖2.1a為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2.1b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2.1c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2.1d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改,因而取代了圖2.1c所示方案。圖2.1e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2.1f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2.1g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2.1f所示的傳動(dòng)方案。 圖2.1 變速器倒檔傳動(dòng)方案 圖2.2為變速器的傳動(dòng)路線示意圖,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。1. 輸入軸五擋齒輪 2.輸出軸五擋齒輪 3.輸入軸四擋齒輪 4.輸出軸四擋齒輪5. 輸入軸三擋齒輪 6.輸出軸三擋齒輪 7.輸入軸二擋齒輪 8.輸出軸二擋齒輪9. 輸入軸一擋齒輪 10.輸出軸一擋齒輪 11.倒擋齒輪 12.輸入軸倒擋齒輪13.輸出軸倒檔齒 圖2.2變速器傳動(dòng)示意圖2.4中心距A的確定初選中心距:發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)的乘用車變速器中心距A,可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選,A=66mm。2.5齒輪參數(shù) 2.5.1 模數(shù)對(duì)貨車,減小質(zhì)量比減小噪聲更重要,故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù);從工藝方面考慮,各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線。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1.814.0t的貨車為2.03.5mm;總質(zhì)量大于14.0t的貨車為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多,有利于換擋。 表2.1汽車變速器齒輪法向模數(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/t1.0V1.61.6V2.56.01414.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表2.2汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50 發(fā)動(dòng)機(jī)排量為1.6L,根據(jù)表2.1及2.2,齒輪的模數(shù)定為2.252.75mm。2.5.2 壓力角理論上對(duì)于乘用車,為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角;對(duì)商用車,為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20,所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。2.5.3 螺旋角 實(shí)驗(yàn)證明:隨著螺旋角的增大,齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí),使齒輪嚙合的重合度增加,因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí),要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。乘用車兩軸式變速器螺旋角:2025。2.5.4 齒寬直齒,為齒寬系數(shù),取為4.58.0,取7.0;斜齒,取為6.08.5。采用嚙合套或同步器換擋時(shí),其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為24mm,取4mm。2.5.5 齒頂高系數(shù)在齒輪加工精度提高以后,包括我國(guó)在內(nèi)規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。2.6本章小結(jié)通過(guò)初始數(shù)據(jù),首先確定變速器的最大傳動(dòng)比,然后根據(jù)最大傳動(dòng)比,確定擋數(shù)及各擋傳動(dòng)比的大小,然后根據(jù)變速器中心距A與發(fā)動(dòng)機(jī)排量的關(guān)系,初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù),壓力角,螺旋角,齒寬等參數(shù),為下一章齒輪參數(shù)的計(jì)算做準(zhǔn)備。 第3章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核3.1齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪,模數(shù)為2.5,初選=22一擋傳動(dòng)比為 (3.1) 為了求,的齒數(shù),先求其齒數(shù)和, 斜齒 (3.2) =48.96取整為49即=11.65 取12 =49-12=37對(duì)中心距進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后,經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化,所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距,再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。=66.06mm (3.3)對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位:端面壓力角 : tan=tan/cos=0.392 (3.4) =21.42 嚙合角 : cos=0.932 (3.5) =21.29變位系數(shù)之和 (3.6) =-0.11查變位系數(shù)線圖得: 計(jì)算一擋齒輪9、10參數(shù):分度圓直徑 =2.512/cos22=32.356mm =2.537/22=99.764mm齒頂高 =3.74mm =1.415mm式中: =(66-66.06)/2.5=-0.024 = -0.11+0.024 = -0.086齒根高 =2.1mm =4.425mm齒頂圓直徑 =39.836mm =102.062mm齒根圓直徑 =28.156mm =90.914mm 當(dāng)量齒數(shù) =15.056 =46.424二擋齒輪為斜齒輪,模數(shù)為2.25,初選=24 =53.59 取整為54=15.81,取整為17 =37則,=2.1765=2.390對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位:理論中心距 =66.499mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.574端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = -0.216查變位系數(shù)線圖得: -0.216 =0.35 =二擋齒輪參數(shù):分度圓直徑 =41.870mm =91.128mm齒頂高 =3.029mm =0.9675mm式中: = -0.22 =-0.004齒根高 =2.025mm =4.086mm齒頂圓直徑 =47.928mm =93.063mm齒根圓直徑 =37.370mm =82.956mm 當(dāng)量齒數(shù) =22.298 =49.843三擋齒輪為斜齒輪,初選=22模數(shù)為2.25 =1.649 =54.39, 取整為55得=19.727取整為21,=34 = =1.619=1.788對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木?=66.734mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.388 =21.218端面嚙合角 =0.9426 變位系數(shù)之和 = -0.31查變位系數(shù)線圖得: =0.19 = -0.50三擋齒輪5、6參數(shù):分度圓直徑 =50.916mm =82.508mm齒頂高 =2.642mm =1.089mm 式中: = -0.326 =0.016齒根高 =2.385mm =3.938mm齒頂圓直徑 =56.245mm =84.686mm齒根圓直徑 =46.191mm =74.633mm 當(dāng)量齒數(shù) =26.389 =42.660四擋齒輪為斜齒輪,初選=24模數(shù)=2.5 = 取整為49 =20.614,取整為23 =26 則: = =1.1304=1.377對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位:理論中心距 =67.064mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.3922 =21.42端面嚙合角 =0.946 變位系數(shù)之和 = -0.39查變位系數(shù)線圖得: = -0.03 = -0.36四擋齒輪3、4參數(shù):分度圓直徑 =62.942mm =71.151mm齒頂高 =2.375mm =1.55mm式中: =-0.41 =-0.02齒根高 =3.2mm =4.025mm齒頂圓直徑 =67.692mm =74.251mm齒根圓直徑 =56.542mm =63.101mm 當(dāng)量齒數(shù) =30.168 =34.103五擋齒輪為斜齒輪,初選=22模數(shù)=2.25 = 取整為55 =29.4,取整為31 =24 則: = =0.774=0.85對(duì)五擋齒輪進(jìn)行角度變位:理論中心距 =66.734mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.388 =21.218端面嚙合角 =0.9426 變位系數(shù)之和 = -0.31查變位系數(shù)線圖得: = 0.19 = -0.50五擋齒輪1、2參數(shù):分度圓直徑 =75.228mm =80.512mm齒頂高 =2.642mm =1.089mm式中: =-0.326 =-0.086齒根高 =2.385mm =3.938mm齒頂圓直徑 =80.512mm =60.419mm齒根圓直徑 =70.458mm =50.365mm 當(dāng)量齒數(shù) =38.896 =30.112確定倒擋齒輪齒數(shù):倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同,倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間,初選后,可計(jì)算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=21,=13,則:=42.5mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉,齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙,則齒輪13的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2662.5(13+2)1=93.5mm =2=35.4為了保證齒輪12和13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙,取=34計(jì)算倒擋軸和輸出軸的中心距 = =68.75mm計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 =2.6153.1.2齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件,對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求,故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪,要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性,而且齒面硬,齒芯軟。2、合理選擇材料配對(duì) 如對(duì)硬度350HBS的軟齒面齒輪,為使兩輪壽命接近,小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪,且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能,大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值:滲碳層深度0.81.2 時(shí)滲碳層深度0.91.3時(shí)滲碳層深度1.01.3表面硬度HRC5863;心部硬度HRC3348對(duì)于氰化齒輪,氰化層深度不應(yīng)小于0.2;表面硬度HRC。對(duì)于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪,可采用25CrMnMO,20CrNiMO,12Cr3A等鋼材,這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理,以提高表面硬度,細(xì)化材料晶面粒。3.1.3計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為192N.m,齒輪傳動(dòng)效率99%,離合器傳動(dòng)效率98%,軸承傳動(dòng)效率96%。輸入軸 =150N.m輸出軸 =15096%99%=142.56N.m 輸出軸一擋 =142.563.2=456.129N.m 輸出軸二擋 =142.562.297=334.351N.m輸出軸三擋 =142.561.649=240.028N.m輸出軸四擋 =142.561.184=172.343N.m輸出軸五擋 =142.560.85=123.726N.m倒擋 =15030.85=372.849N.m3.2輪齒的校核 3.2.1輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力圖3.1 齒形系數(shù)圖 (3.8) 式中:彎曲應(yīng)力(MPa);計(jì)算載荷(N.mm);應(yīng)力集中系數(shù),可近似取=1.65;摩擦力影響系數(shù),主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同,對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同;主動(dòng)齒輪=1.1,從動(dòng)齒輪=0.9;齒寬(mm);模數(shù);齒形系數(shù),如圖3.1。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí),一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa,貨車可取下限,承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。計(jì)算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力 ,=21,=13,=34,=0.141,=0.145,=0.162,=372.849N.m,=142.56N.m=719.114MPa400850MPa =735.948MPa400850MPa = = 512.219MPa400850MPa2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力 (3.9) 式中:計(jì)算載荷,Nmm;法向模數(shù),mm;齒數(shù);斜齒輪螺旋角,;應(yīng)力集中系數(shù),=1.50;齒形系數(shù),可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得;齒寬系數(shù)重合度影響系數(shù),=2.0。當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí),對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪,許用應(yīng)力在180350MPa范圍,對(duì)貨車為100250MPa。(1)計(jì)算一擋齒輪9,10的彎曲應(yīng)力 ,=12,=37,=0.118,=0.155,=456.129N.m,=150N.m,=316.37MPa180350MPa =344.001MPa180350MPa(2)計(jì)算二擋齒輪7,8的彎曲應(yīng)力=17,=37,=0.164,=0.122,=334.351N.m,=150N.m, =294.47MPa180350MPa =345.728MPa180350MPa(3)計(jì)算三擋齒輪5,6的彎曲應(yīng)力=21,=34,=0.152,=0.121,=240.028N.m,=150N.m =261.042MPa180350MPa =283.588MPa180350MPa(4)計(jì)算四擋齒輪3,4的彎曲應(yīng)力=23,=26,=0.145,=0.125,=172.343N.m,=150N.m =147.791MPa180350MPa =185.136MPa180350MPa(5)計(jì)算五擋齒輪1,2的彎曲應(yīng)力=31,=24,=0.156,=0.148,=150N.m,=123.726N.m = =172.301MPa180350MPa = =217.892MPa180350MPa3.2.2輪齒接觸應(yīng)力j (3.10) 式中:輪齒的接觸應(yīng)力,MPa;計(jì)算載荷,N.mm;節(jié)圓直徑,mm;節(jié)點(diǎn)處壓力角,齒輪螺旋角,;齒輪材料的彈性模量,MPa;齒輪接觸的實(shí)際寬度,mm; 、主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑,mm,直齒輪、,斜齒輪、; 、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)力見(jiàn)表3.2。彈性模量=20.6104 Nmm-2,齒寬齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700表3.2變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(1)計(jì)算一擋齒輪9,10的接觸應(yīng)力=456.192N.m,=150N.m, , =31.429mm, =u=100.573 mm=6.434mm=19.838mm = =1445.184MPa19002000MPa =1342.598MPa19002000MPa(2)計(jì)算二擋齒輪7,8的接觸應(yīng)力=334.351N.m,=150N.m,=40.036mm,=91.964mm=18.672mm=8.579mm = =1212.385MPa13001400MPa =1132.459MPa13001400MPa(3)計(jì)算三擋齒輪5,6的接觸應(yīng)力=240.028N.m,=150N.m,=49.830mm,=84.412mm=17.003mm=10.134mm = =1060.116MPa13001400MPa =987.396MPa13001400MPa(4)計(jì)算四擋齒輪3,4的接觸應(yīng)力=172.343N.m,=150N.m,=60.440mm,=71.560mm=14.579mm=12.897mm = =873.056MPa13001400MPa =740.923MPa13001400MPa(5)五擋齒輪1,2的接觸應(yīng)力=150N.m,=123.726N.m,=71.351mm,=60.649mm=14.476mm=11.796mm = =833.087MPa13001400MPa = 783.954MPa13001400MPa(6)計(jì)算倒擋齒輪11,12,13的接觸應(yīng)力=372.849N.m,=150N.m, mm mm mm =5.558mm =14.536mm =8.978mm = =564.157MPa19002000MPa =1604.646MPa19002000MPa = =12303150MPa19002000MPa3.3本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比,然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比;接著確定齒輪的參數(shù),如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù);介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則,并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù),根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動(dòng)比,同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡(jiǎn)要介紹了齒輪材料的選擇原則,即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對(duì)、考慮加工工藝及熱處理,然后計(jì)算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù),計(jì)算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力,為下章對(duì)軸及軸承進(jìn)行校核做準(zhǔn)備。第4章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核4.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 4.1.1 軸的工藝要求倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同,可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理,但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道,要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度,硬度應(yīng)在HRC5863,表面光潔度不低于8。對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面,光潔度不應(yīng)低于7,并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸,螺紋部分不應(yīng)淬硬,以免產(chǎn)生裂紋。對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō),設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單,階梯應(yīng)盡可能少。 4.1.2 初選軸的直徑傳動(dòng)軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算,輸入軸軸頸 =103=24.27mm 取整后d=25mm (4.1)圖4.1 軸的示意圖 4.1.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算軸的剛度驗(yàn)算若軸在垂直面內(nèi)撓度為,在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為,可分別用式計(jì)算 (4.2) (4.3) (4.4) 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),=2.1105MPa;慣性矩(mm4),對(duì)于實(shí)心軸,;軸的直徑(mm),花鍵處按平均直徑計(jì)算;、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。 (4.5)軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm,=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。變速器中一所受力最大,故只需校核一檔處軸的剛度與撓度 輸入軸剛度:N,Nmm,mm mm (4.6)=0.035mm (4.7)=0.090=-0.000323rad0.002rad (4.8)一擋齒輪所受力: 圖4.2 輸入軸受力分析圖輸出軸剛度圖4.3 輸出軸受力分析圖N,Nmm,mm mm=0.020mm =0.052=0.00019rad0.002rad輸入軸的強(qiáng)度校核 圖4.4 輸入軸的強(qiáng)度分析圖一檔時(shí)撓度最大,最危險(xiǎn),因此校核。 1).豎直平面面上得 =1062.39N豎直力矩=164971.09N.mm2).水平面內(nèi)上、和彎矩由以上兩式可得=6483.79N,=1004987.02N.mm按第三強(qiáng)度理論得: N.mm輸出軸強(qiáng)度校核 1).豎直平面面上得 =1048.05N豎直力矩=162447.93N.mm2).水平面內(nèi)上、和彎矩由以上兩式可得=5653.89N,=873562.59N.mm按第三強(qiáng)度理論得: N.mm4.2軸承的選擇及校核 4.2.1輸入軸的軸承選擇與校核 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號(hào),30205(左右),由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得代號(hào)為30205的圓錐滾子軸承, e=0.37, Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命:=103008=24000h。 校核軸承壽命:)、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=2572.99N,=1062.39N )、內(nèi)部附加力、,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6 (4.9) (4.10) )、軸向力和 由于 所以左側(cè)軸承被放松,右側(cè)軸承被壓緊 )、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 (4.11) =1.2(0.672572.99+1.6322.62)=2688.11N 校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ,為壽命系數(shù),對(duì)球軸承=3;對(duì)滾子軸承=10/3。(4.12) =55229.2h=24000h合格4.2.2 輸出軸軸承校核 初選輸出軸的軸承型號(hào),30206(左右),由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得代號(hào)為30206的圓錐滾子軸承, e=0.37, Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命:=103008=24000h 校核軸承壽命:)、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=2538.25N,=1048.05N )、內(nèi)部附加力、,由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6 )、軸向力和 由于 所以右側(cè)軸承被放松,左側(cè)軸承被壓緊 )、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 =1.2(0.672538.25+1.6327.52)=2669.59N 校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ,為壽命系數(shù),對(duì)球軸承=3;對(duì)滾子軸承=10/3; =150426.9h=24000h 故該軸承合格4.3本章小結(jié)本章首先簡(jiǎn)要介紹了軸的工藝要求,即滿足工作條件的要求。通過(guò)計(jì)算,確定軸的最小軸頸,通過(guò)軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長(zhǎng)度,然后對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度的驗(yàn)算校核。通過(guò)軸頸,選擇合適的軸承,通過(guò)軸向力的大小對(duì)軸承進(jìn)行壽命計(jì)算。第5章 變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)5.1同步器的結(jié)構(gòu)在前面已經(jīng)說(shuō)明,本設(shè)計(jì)所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器,其結(jié)構(gòu)如下圖所示: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
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