摘 要和變速器的設計。根據(jù)匹配車型的使用條件和車輛參數(shù)選擇分動器的結構形式，并按照分動器系統(tǒng)的設計步驟和要求，具體進行了分動器軸、齒輪等零部件的相關設計工作和校核工作，在對機械式變速器的開展歷史、變速器的地位和作用，以及未來開展趨勢進行深入了解的根底上研究了機械式變速器的根本結構和變速原理，對機械式變速器各擋傳動路線進行了簡要分析，并以此為理論根底，設計了起亞獅跑汽車三軸五檔變速器，完成了變速器的布置方案分析、變速器回轉件結構參數(shù)確實定、同步器設計、各擋齒輪、軸的設計以及強度校核、軸承的使用壽命計算等。關鍵詞： 分動器；設計；變速器；齒輪；同步器 全套圖紙，加153893706AbstractThe design is based mainly on the modern lion run manually 2.0L four-wheel-drive SUV vehicle-related parameters at the design of the actuator. In accordance with the conditions of vehicles and vehicle parameters, in accordance with the actuator sub-system design steps and requirements, mainly related to design work, including the sub-center distance of actuators, bevel gear and other parameters. And a sub-axis actuators, gears and other parts of the design and verification of the relevant work. At first, the thesis simply depicted the develop history of mechanical transmission, and it discussed the status and action of mechanical transmission as well as mechanical transmissions current situation and forthcoming development trend. In addition, it studied the mechanical transmissions basic structure and working principle. The transmission operation of every gear was researched. And mechanical transmission of three axles-five gears in KIA was designed based on above analysis. The layout plan of the mechanical transmission and the parameters of revolving parts were chose. At last, the synchronizer, axles and gears were designed and checked.Keywords: Sub-actuator; design； transmission; gear; synchronizer目 錄摘 要IAbstractII第1章 緒論11.1 分動器簡介11.1.1 分動器的構造原理及設計要求11.1.2 分動器類型21.2 變速器的開展概況31.2.1 變速器的設計要求3第2章 主要參數(shù)的選擇42.1 分動器42.1.1 檔數(shù)及傳動比42.1.2 中心距確實定52.1.3 齒輪參數(shù)確實定52.2 變速器82.2.1 傳動機構布置方案82.2.2 零部件結構方案分析102.2.3 檔數(shù)及各檔傳動比112.2.4 中心距確實定112.2.5 齒輪參數(shù)確實定12第3章齒輪的強度計算153.1 分動器153.1.1 齒輪的失效形式與原因153.1.2 齒輪強度的計算與校核153.2 變速器17輸入軸常嚙合齒輪17輸出軸齒輪18中間軸齒輪19第4章 軸的初選與強度計算224.1 分動器軸的初選與計算224.2 鍵的選擇與計算234.3 變速器軸的初選與計算234.3.1 軸的尺寸初選234.3.2 輸出軸的計算244.3.3 中間軸的計算28第5章 同步器335.1 同步器的結構類型335.2 鎖環(huán)式同步器工作原理33鎖環(huán)式同步器的主要結構參數(shù)36第6章 軸承的選用與壽命計算38分動器軸承38變速器軸承386.2.2 輸出軸后端軸承386.2.2 輸入軸后端軸承406.2.3 中間軸前端軸承416.2.4 中間軸后端軸承42結 論44參考文獻45致 謝46第1章 緒論1.1 分動器簡介多橋驅動的越野汽車的傳動系中均裝有分動器。分動器也是一組齒輪傳動裝置，其主要功用是將變速器輸出的動力分配到各個驅動橋。另外，由于大多數(shù)分動器都有兩個檔位，所以它還兼起副變速器的作用1。1帶軸間差速器的分動器各輸出軸可以以不同的轉速旋轉，而轉矩分配那么由差速器傳動比決定。據(jù)此，可將轉矩按軸荷分配到各驅動橋。裝有這種分動器的汽車，不僅掛加力檔時可使全輪驅動，以克服壞路面和無路地區(qū)地面的較大阻力，而且掛分動器的高檔時也可使全輪驅動，以充分利用附著重量及附著力，提高汽車在好路面上的牽引性能。2不帶軸間差速器的分動器各輸出軸可以以相同的轉速旋轉，而轉矩分配那么與該驅動輪的阻力及其傳動機構的剛度有關。這種結構的分動器在掛低檔時同時將接通前驅動橋；而掛高檔時前驅動橋那么一定與傳動系別離，使變?yōu)閺膭訕蛞苑乐拱l(fā)生功率循環(huán)并降低汽車在好路面上行駛時的動力消耗及輪胎等的磨損。3裝有超越離合器的分動器利用前后輪的轉速差使當后輪滑轉時自動接上前驅動橋，倒檔時那么用另一超越離合器工作。分動器的功用就是將變速器輸出的動力分配到各驅動橋，并且進一步增大扭矩，是4x4越野車汽車傳動系中不可缺少的傳動部件，它的前部與汽車變速箱聯(lián)接，將其輸出的動力經(jīng)適當變速后同時傳給汽車的前橋和后橋，此時汽車全輪驅動，可在冰雪、泥沙和無路的地區(qū)地面行駛。1. 分動器的構造原理及設計要求分動器的輸入軸與變速器的第二軸相連，輸出軸有兩個或兩個以上，通過萬向傳動裝置分別與各驅動橋相連。對分動器的設計要求要滿足以下幾點：1 便于制造、使用、維修以及質量輕、尺寸緊湊；2 保證汽車必要的動力性和經(jīng)濟性；3 換檔迅速、省力、方便；4 工作可靠，不得有跳檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；5 分動器應有高的工作效率；6 分動器的工作噪聲低；分動器的工作要求：1先接前橋，后掛低速檔；2先退出低速檔，再摘下前橋；上述要求可以通過操縱機構加以保證。1.1.2 分動器類型1分時四驅(Parttime 4WD) 這是一種駕駛者可以在兩驅和四驅之間手動選擇的四輪驅動系統(tǒng)，由駕駛員根據(jù)路面情況，通過接通或斷開分動器來變化兩輪驅動或四輪驅動模式，這也是一般越野車或四驅SUV最常見的驅動模式。最顯著的優(yōu)點是可根據(jù)實際情況來選取驅動模式，比擬經(jīng)濟。2全時四驅(Fulltime 4WD)這種傳動系統(tǒng)不需要駕駛人選擇操作，前后車輪永遠維持四輪驅動模式，行駛時將發(fā)動機輸出扭矩按50：50設定在前后輪上，使前后排車輪保持等量的扭矩。全時驅動系統(tǒng)具有良好的駕駛操控性和行駛循跡性，有了全時四驅系統(tǒng)，就可以在鋪覆路面上順利駕駛。但其缺點也很明顯，那就是比擬廢油，經(jīng)濟性不夠好。而且，車輛沒有任何裝置來控制輪胎轉速的差異，一旦一個輪胎離開地面，往往會使車輛停滯在那里，不能前進。 3適時驅動(Realtime 4WD)采用適時驅動系統(tǒng)的車輛可以通過電腦來控制選擇適合當下情況的驅動模式。在正常的路面，車輛一般會采用后輪驅動的方式。而一旦遇到路面不良或驅動輪打滑的情況，電腦會自動檢測并立即將發(fā)動機輸出扭矩分配給前排的兩個車輪，自然切換到 四輪驅動狀態(tài)，免除了駕駛人的判斷和手動操作，應用更加簡單。1.2 變速器的開展概況汽車是最重要的現(xiàn)代化交通工具，又是科學技術開展水平的標志，而變速器又是汽車傳動系統(tǒng)重要的總成。機械式變速器經(jīng)過多年的研究和開展，己積累了相當?shù)脑O計和生產(chǎn)經(jīng)驗，形成不少定型的產(chǎn)品，現(xiàn)代商用車和乘用車大都采用機械變速器。在變速器上廣泛采用斜齒常嚙合齒輪傳動，用同步器換檔。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為：手動變速器MT、自動變速器AT、手動/自動變速器AMT、無級變速器CVT2。手動變速器Manual Transmission采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值。比方，一檔變速比是3.85，二檔是2.55，再到五檔的0.75，這些數(shù)字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值(即有5級)，所以說它是有級變速器。自動變速器Automatic Transmission，利用行星齒輪機構進行變速，它能根據(jù)油門踏板程度和車速變化，自動地進行變速。而駕駛者只需操縱加速踏板控制車速即可。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔、油門反響慢、油耗高等缺點。1.2.1 變速器的設計要求汽車設計中對齒輪變速器的要求是：（1） 傳遞兩個平行軸或相交軸間的回轉運動和轉矩；（2） 保證傳動比恒定不變,能到達預定的工作壽命（3） 能傳遞足夠大的動力，工作可靠,保證較高的運動精度;（4） 與汽車采用的內燃機匹配后使汽車具有較好的動力性和經(jīng)濟性；傳動效率高、重量輕、體積小、噪聲低、制造簡單、維修方便等第2章 主要參數(shù)的選擇2.1 分動器本設計是根據(jù)起亞獅跑手動四驅SUV而開展的，設計中所采用的相關參數(shù)均來源于此種車型，具體參數(shù)如下表所示：表2-1 分動器設計參數(shù)項 目參 數(shù)最高時速171km/h輪胎型號235/60 R16發(fā)動機型號CVVT最大扭矩184/4500最大功率104/6000 整車整備質量 2090Kg 檔數(shù)及傳動比為了增強汽車在不好道路的驅動力，目前，四驅車一般用2個檔位的分動器，分為高檔和低檔.本設計也采用2個檔位。選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，那么最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。本設計中的參數(shù)均來自獅跑車原型，低檔傳動比，高檔傳動比.2 中心距確實定中心距是一個根本參數(shù)，其大小不僅對分動器的外形尺寸、體積和質量大小，而且對輪齒的接觸強度有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪壽命越短。因此，最小允許中心距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。三軸式變速器的中心距Amm可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定： (2-1)式中，K A-中心距系數(shù)。對轎車，K A =8.99.3；對貨車，K ATI max -變速器處于一檔時的輸出扭矩TI max=Te max igI =670.9Nm故可得出初始中心距A=80mm。 齒輪參數(shù)確實定1齒輪模數(shù)建議用以下各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合JB111-60規(guī)定的標準值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn (2-2)其中,=184Nm，可得出=2.67。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一分動器中的結合套模數(shù)都相同，轎車和輕型貨車取23.5。本設計取3。2齒形、壓力角、螺旋角和齒寬壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和外表接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角取20°,嚙合套或同步器取30o；斜齒輪螺旋角25°。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使軸上是軸向力相互抵消。為此，第二軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸的斜齒輪左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度的大小直接影響著齒輪的承載能力，加大，齒的承載能力增高。但試驗說明，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=,斜齒=,本設計=3×8=24為齒寬(mm)。采用接合套或同步器換檔時，其接合套的工作寬度初選時可取為24mm。第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加,接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。3各檔齒數(shù)確實定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。4確定低檔齒輪的齒數(shù)低檔傳動比=1.5，其中=80mm、=3；由 2-3有=48 示采用的相關參數(shù)均來源于此種車型：7777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777777此處取=29，那么可得出=19.上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式2-3看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A=80，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。5確定高檔的齒數(shù)同理，由 2-4得=48取=26，=22 齒輪參數(shù)計算結果如表2-2所示。表2-2 齒輪參數(shù)計算結果螺旋角低檔齒輪高檔齒輪法面膜數(shù)33 33端面模數(shù) 法面壓力角2020 2020法面齒距 端面齒距 標準中心距8080 8080齒根圓直徑55.4188.52.65.3齒頂高33 33齒根高 齒厚 2.2 變速器2.2.1 傳動機構布置方案汽車變速器的主要功能是使汽車在各種使用條件下得到足夠的動力性與燃油經(jīng)濟性，此外還應使汽車具有倒向行駛、中斷動力行駛等。機械變速器的根本結構主要是由輸入軸、主動輪、從動輪、輸出軸、中間軸、同步器、軸承、操縱機構等組成3。圖2-1，分別示出了幾種中間軸式五檔變速器傳動方案。它們的共同特點是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，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不承載，發(fā)動機轉矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時變速器的傳動效率高，可達90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少。因為直接檔的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進檔位工作時，變速器傳遞的動力需要經(jīng)過設置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對齒輪傳遞，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比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，檔位低的齒輪一檔可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動；多數(shù)傳動方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機構，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結構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，中間軸式變速器的傳動效率略有降低，這是它的缺點。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數(shù)，換檔方式和到檔傳動方案上有差異。圖2-1a所示方案，除一倒檔用直齒滑動齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動。圖2-1b，c，d所示方案的各前進檔，均用常嚙合齒輪傳動；圖2-1d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，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，很容易形成一個只有四個前進檔的變速器。圖2-1 中間軸式五檔變速器傳動方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來實現(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)動機前置后輪驅動的轎車采用中間軸式變速器，為縮短傳動軸長度，可將變速器后端加長。伸長后的第二軸有時裝在三個支承上，其最后一個支承位于加長的附加殼體上。如果在附加殼體內，布置倒檔傳動齒輪和換檔機構，還能減少變速器主體局部的外形尺寸。綜上所述選擇第2種傳動方案，前進檔，均用常嚙合齒輪傳動。與前進檔位比擬，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。為實現(xiàn)倒檔傳動，有些方案利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中，參加一個中間傳動齒輪的方案。本設計采用了下面的第四種布置方案。 圖2-2 倒檔布置方案圖2-2為常見的倒檔布置方案。圖2-2b所示方案的優(yōu)點是換倒檔時利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換檔時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換檔困難。圖2-2c所示方案能獲得較大的倒檔傳動比，缺點是換檔程序不合理。圖2-2d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖2-2c所示方案。圖2-2e所示方案是將中間軸上的一，倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖2-2f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒檔傳動采用圖2-2g所示方案。2.2.2 零部件結構方案分析1齒輪形式 變速器用斜齒輪和直齒圓柱齒輪。斜齒圓柱齒輪雖然制造時稍復雜、工作時有軸向力，但因其使用壽命長、噪聲小而仍得到廣泛使用。直齒圓柱齒輪用于低檔和倒檔。2換檔結構形式變速器換檔結構型式有直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器換檔等三種。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與其操作技術熟練程度無關，從而提高汽車的加速性，經(jīng)濟性和行駛平安性。2.2.3 檔數(shù)及各檔傳動比 為了使發(fā)動機在最有利轉速范圍內工作，變速器各檔傳動比之間的關系根本是幾何級數(shù)，故臨檔傳動比比值就是幾何級數(shù)的公比4。1最大傳動比。 2-5式中：主減速比，=2305kg， =0.03,=95%，=184N·mm， r=，可得。2最小傳動比。，該公式為計算最小傳動比公式3其余各擋傳動比比值。 2-6變速器各擋傳動比方表2-3所示。表2-3 變速器各擋傳動比一擋二擋三擋四擋五擋倒擋12.2.4 中心距確實定齒輪中心距是變速器很重要的參數(shù)，它對變速器整體尺寸及質量有很大影響。通常根據(jù)經(jīng)驗公式初選中心距。經(jīng)驗公式：mm。2.2.5 齒輪參數(shù)確實定1 齒輪模數(shù)初選模數(shù)時，可以參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定，也可根據(jù)大量現(xiàn)代汽車變速器齒輪模數(shù)的統(tǒng)計數(shù)據(jù)，找出模數(shù)的變化規(guī)律，即經(jīng)驗公式。利用經(jīng)驗公式初選模數(shù),斜齒輪法向模數(shù)=2.5，直齒輪=3mm。2齒輪壓力角實際上應國家規(guī)定的齒輪標準壓力角為20度，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20度。3 齒輪螺旋角為減少工作噪聲和提高強度，汽車變速器齒輪多用斜齒輪，只有倒檔齒輪。隨著螺旋角的增大，齒的強度也相應的提高，不過當螺旋角大于30度時，其彎曲強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升，因此從提上下檔齒輪的彎曲強度出發(fā)，并不希望過大，而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，可選取較大值。 斜齒輪螺旋角可在下面提供的范圍選用:轎車變速器：，貨車變速器：，在此選用螺旋角。4 齒寬 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬。直齒輪b=(4.57.5)，斜齒輪=(6.58.5)。因此得直齒輪b=4.5×3=14mm，斜齒輪=8.0×2.5=20mm，第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)取大些=8×2.5=20mm，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪的壽命。采用同步器換檔，其接合齒的工作寬度初選時可取為(2-4)m5。5 各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪齒數(shù)。常嚙合齒輪副的齒數(shù)。， 其它各擋的齒數(shù)。 二擋齒數(shù)：從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，有公式： 2-7可得： 三擋齒數(shù)：，由式8-3可得： 五擋齒數(shù)：，由式8-3可得： 倒擋齒數(shù)：分配齒數(shù)，。倒擋軸與中間軸的中心距：為防止運動干預，齒輪11和12的齒頂圓間應保持以上的間隙，那么有：。66 齒輪分度圓直徑。各擋齒輪分度圓直徑如表8-2所示。表2-4 齒輪分度圓直徑mm一擋二擋三擋五擋倒擋常嚙合齒輪輸入軸齒輪96.8輸出軸齒輪 43.30 60.35 78.42 110.27 43.5 倒擋軸齒輪 7 齒輪輪齒尺寸。齒頂高：。齒根高：。 第3章齒輪的強度計算 分動器3.1.1 齒輪的失效形式與原因齒輪的失效形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。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；輪齒再重復載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，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，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進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。3.1.2 齒輪強度的計算與校核與其他機械設備使用的變速器比擬，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、支撐方式也根本一致。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，齒輪外表采用滲碳淬熾熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。(1).斜齒輪彎曲應力 3-1 式中，為K重合度影響系數(shù)，取1.0；注釋相同，K7。低檔齒輪圓周力： 5111.11 N 齒輪1的當量齒數(shù),可查表的： MPa同理得：依據(jù)計算二擋齒輪的方法可以得到其他檔位的彎曲應力，其計算結果如下：2當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在180350MPa范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求.(2). 輪齒接觸應力 3-2斜齒圓柱齒輪：mn=3=29, =19,E=2.04×105 =72,d2=100Tj=0.5,Temax=0.5×184=92N=MPa 3-3 同理得：MPaMPaMPa滲碳齒輪的許用應力在13001400 之間，強度符合要求。3.2 變速器3.輸入軸常嚙合齒輪斜齒輪彎曲應力：3-4 直齒輪彎曲應力： 3-5式中：為彎曲應力，N/；為圓周力，N ；為計算載荷， N·mm ；為節(jié)圓直徑，mm 。為應力集中系數(shù)，直齒輪=1.65，斜齒輪=1.5；為重合度系數(shù)，=2；為齒寬系數(shù)，；為摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪，從動齒輪；為齒形系數(shù)，查表y=0.14；為齒寬，mm；為端面齒距，mm；為齒輪螺旋角，；mm。由式3-4可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：， 3-6式中： N/；為齒面上的法向力，N ；為節(jié)點處壓力角，；為齒輪材料的彈性模量，N/；為齒輪接觸的實際寬度， mm ；為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，mm 。由式3-6可得：N/ N/ 符合條件8。3.輸出軸齒輪1 一擋齒輪。彎曲應力：由式3-4可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。2 二擋齒輪。彎曲應力：由式3-4可得： N/ 350 N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。3 三擋齒輪。彎曲應力：由式3-4可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。4 五擋齒輪。彎曲應力：由式3-4可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。5 倒擋齒輪。彎曲應力：由式3-5可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件9。3.軸齒輪1 一擋齒輪。彎曲應力：由式3-4可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。2 二擋齒輪。彎曲應力： 由式3-4可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。3 三擋齒輪。彎曲應力：由式3-4可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。4 五擋齒輪。彎曲應力：由式3-4可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。5 倒擋齒輪。彎曲應力：由式3-5可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。6 中間軸常嚙合齒輪。彎曲應力：由式3-4可得： N/ N/ 符合條件。接觸應力：由式3-6可得： N/ N/ 符合條件。第4章 軸的初選與強度計算 分動器軸的初選與計算1輸入軸直徑初選與校核軸的材料主要是經(jīng)過軋制或鍛造的碳鋼或合金鋼。通常用的是碳鋼，其中最常用的是45鋼。為了提高軸的強度和耐磨性，可對軸進行各種熱處理或化學處理，以及外表強化處理。綜上，從動軸同樣選用45鋼，查手冊得=2545MPa。主動軸主要受額定轉矩T的作用，由于軸上重力而產(chǎn)生的彎矩很小，可以忽略不計。轉動零件的各外表都經(jīng)過機械加工，零件幾何形狀都是對稱的，高速旋轉時對軸產(chǎn)生的不平衡力矩較小，產(chǎn)生的彎矩可忽略不計。故軸的強度按轉矩進行計算。軸的最小直徑可按公式：(4.0-4.6)=24.81mm 4-1式中，最大轉矩184 N/m；軸徑mm；許用扭應力2545MP；故本設計中取=25符合強度要求。最小段符合要求，其它各段一定符合要求。 (2)輸出軸的初選與校核從動軸的最小直徑同前可得：=27mm 4-2式中，功率100KW；轉速6000r/min；許用扭應力2545MP 取40MP；同樣在這里取=30mm符合要求10。4.2 鍵的選擇與計算 平鍵聯(lián)接受額定轉距作用時，鍵的側面受擠壓，主截面受剪切力，可能的失效形式是工作面壓潰或鍵剪斷。對于實際采用的材料和按標準選用的平鍵來說，壓潰是主要的失效形式。因而平鍵聯(lián)接的強度常按鍵側的擠壓應力來計算。 軸與半聯(lián)軸器用單鍵聯(lián)接，其擠壓應力為： 4-3式中, 鍵聯(lián)接的擠壓應力(Pa)；K鍵與聯(lián)軸器的接觸高度，對平鍵可取鍵高的一半,k=H/2；額定轉距(Nm)；軸的直徑(m)；鍵的工作長度(m),對于圓頭普通平鍵可取為鍵全長與鍵寬之差；鍵聯(lián)接許用擠壓應力(MPa)；在第一段軸上選用圓頭普通平鍵，根據(jù)=25mm，查得鍵的截面尺寸為：寬度=8mm，高度=7mm。取鍵長=16.5mm 。鍵的工作長度l=-8=mm。鍵與鍵槽的接觸高度=4mm。其擠壓應力為：=110MPa 所以所選鍵符合強度要求。同理第二周選用圓頭普通平鍵的擠壓應力為： =110MPa所以所選鍵符合強度要求。4.3 變速器軸的初選與計算4. 軸的尺寸初選變速器軸在工作時承受扭矩、彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。)A。2軸的直徑。變速器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大，滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調關系。第一軸花鍵局部直徑的初選：mm。軸的直徑與支撐跨度長度L之間關系：軸的結構形狀應保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定，并與工藝要求有密切關系。4. 輸出軸的計算軸的許用應力: 4-4式中： 為軸的許用應力，MPa；為軸所受的彎矩，N·mm；為抗彎截面系數(shù)，；為軸的直徑，mm。 a b 圖4-1 輸出軸受力分析簡圖1一擋時。剛度條件：N·mmN，N，N185.5mm，mm，38mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。式中：為軸在垂直面內的撓度，mm；為軸在水平面內的撓度，mm；為齒輪齒寬中間平面上的圓周力，N；為齒輪齒寬中間平面上的徑向力，N；為軸的直徑，mm；為彈性模量，MPa；為慣性矩，；、-為齒輪上作用力距支座A、B的距離，mm；-為支座間距離，mm。強度條件： CBA圖4-2 垂直方向受力分析簡圖ACB圖4-3 水平方向受力分析簡圖向B點取矩，得： N向C點取矩，得： NN·mm，N·mm彎矩如圖4-4所示： 圖4-4 垂直方向彎矩圖 圖4-5 水平方向彎矩圖 N·mm由式4-4可得： N/mm N/mm 強度合格11。2 二擋時。剛度條件：T=184× N·mmN， N， N156mm，107mm，38mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。許用應力：同理由式4-4可得： N/ N/ 強度合格。3 三擋時。剛度條件：T=184× N·mmN，N，N104mm，159mm，34mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。許用應力：同理由式4-4可得： N/ N/ 強度合格。4 五擋時。剛度條件T=184× N·mmN，N，N80mm，183mm，27mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。許用應力：同理由式4-4可得： N/ N/ 強度合格。5 倒擋時。剛度條件：T=184× N·mmN，N，N241mm，22mm，34mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。許用應力：同理由式4-4可得： N/ N/ 強度合格。4. 中間軸的計算中間軸受力分析如圖4-6所示。A B圖4-6 中間軸受力分析簡圖1 一擋時。剛度條件：中間軸上各擋齒輪受力與二軸上相對應各擋齒輪受力大小相等，方向相反12。T=184× N·mmN，N，N184mm，79mm，48mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。強度條件： A B圖4-7 垂直方向受力分析簡圖A B圖4-8 水平方向受力分析簡圖mm, mm, mm, mm一擋時常嚙合齒輪受力為：N，N，N設中間軸上一擋齒輪受力為：， 垂直方向： 向B點取矩，得： N向A點取矩，得： NN·mm， N·mm彎矩如圖4-9所示： 圖4-9 垂直方向彎矩圖水平方向：對B點取矩，得： N對A點取矩，得： N N·mm， N·mm彎矩如圖4-10所示： 圖4-10 水平方向彎矩圖 N·mm N/ N/ 強度合格。2 二擋時。剛度條件：T=184× N·mmN，N，N156.5mm，106.5mm，65mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。許用應力：同理由式4-4可得： N/ N/ 強度合格。3 三擋時。剛度條件：T=184× N·mmN，N，N99.5mm，163.5mm，83.5mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。許用應力：同理由式4-4可得： N/ N/ 強度合格。4 五擋時。剛度條件：T=184× N·mmN，N，N79.5mm，183.5mm，38mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。許用應力：同理由式4-4可得： N/ N/ 強度合格。5 倒擋時。剛度條件：T=184×N·mmN，N，N238mm，25mm，mm垂直方向： 水平方向： 轉角： 全撓度： 剛度合格。許用應力：同理由式4-4可得： N/ N/ 強度合格。第5章 同步器5.1 同步器的結構類型 慣性同步器能確保同步嚙合換擋，性能穩(wěn)定、可靠，因此在現(xiàn)代汽車變速器中得到了最廣泛的應用。它又分為慣性鎖止器和慣性增力式。用得最廣的是鎖環(huán)式、鎖銷式等慣性鎖止式同步器，它們雖結構有別，但工作原理無異，都有摩擦原件、鎖止原件和彈性原件。掛擋時，在軸向力作用下摩擦原件相靠，在慣性轉矩作用下產(chǎn)生摩擦力矩，使被結合的兩局部逐漸同步；鎖止原件用于阻止同步前強行掛擋；彈性原件使嚙合套等在空擋時保持中間位置，又不阻礙整個結合和別離過程。本設計采用鎖環(huán)式同步器又稱鎖止式、齒環(huán)式或滑塊式，其工作可靠、耐用，因摩擦半面受限，轉矩容量不大，適于輕型以下汽車，廣泛用于轎車及輕型客、貨車。5.2 鎖環(huán)式同步器工作原理變速器中采用鎖環(huán)式慣性同步器，如圖5-1所示。圖5-1 鎖環(huán)式慣性同步器 同步器換檔過程有三個階段組成。第一階段，同步器離開中間位置，作軸向移動并靠在摩擦面上。摩擦面接觸瞬間，由于齒輪的角速度()和滑動齒套的角速度()不同，在摩擦力矩作用下鎖銷相對滑動齒套轉動一個不大的角度，并占據(jù)圖上所示的鎖止位置。此時鎖止面接觸，結果阻止滑動齒套向換檔方向移動。 第二階段，來自手柄傳至換檔撥叉并作用在滑動齒套上的力，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于和不等，在上述外表產(chǎn)生摩擦力?；瑒育X套和齒輪分別與整車和變速器輸入軸轉動零件相連接。于是在摩擦力矩作用下，滑動齒套1和齒輪3的轉速逐步接近，其角速度差=-減小了。在=0的瞬間同步過程結束。第三階段=0,摩擦力矩消失，而軸向力仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，屆時滑動齒套和鎖銷上的斜面相對移動，從而使滑動齒套占據(jù)了換檔位置13。在分析與計算中考慮到常溫條件下潤滑油阻力對齒輪轉速的影響可以忽略不計，并假設在同步過程中車速保持不變，這一假設在道路阻力系數(shù)1s是符合實際的。由于變速器輸出端的轉速在換擋瞬時保持不變，而輸入端靠摩擦作用到達與輸出端同步。如圖5-2、5-3同步器的計算模型：圖5-2同步器計算模型圖5-3同步器計算模型現(xiàn)建立輸入端慣性質量的運動方程： (5-1) 將上式積分得 由上式可得同步時間： (5-2)將上式中的以摩擦面所受的軸向力代替，那么有 (5-3)同步器摩擦錐面的滑磨功為 (5-4)將其代入上式，并將其中的值用式(5-4)代入，得 (5-5)同步器的滑磨功與其摩擦面積之比 (5-6)稱為同步器的比滑磨功。對高檔同步器2;而對低檔同步器那么應不大于(0.30.5)J/m2。為了阻止同步前掛擋，那么要求摩擦力矩大于脫鎖力矩,假設忽略鎖止面的摩擦系數(shù)，以鎖環(huán)式同步器為列，如圖5-3所示： 根據(jù)TfTT ，那么可建立同步器的鎖止條件： 5-7鎖環(huán)式同步器的主要結構參數(shù)1摩擦錐面的半錐角和摩擦系數(shù)愈小那么摩擦力矩愈大，故為增大同步器容量值應取小一些，但為了防止摩擦面的自鎖應使大于摩擦角，后者與摩擦系數(shù)有關，即=。推薦，=(78)的上限允許到12。當取=6時摩擦力矩較大，但當錐面粗糙度、潤滑油種類及溫度等因素的不同而異。一般，在油中工作的青銅-鋼同步器摩擦副，可按=0.1計算。2摩擦錐面的平均半徑和同步錐環(huán)的徑向厚度 和都受到變速器齒輪中心距及有關零部件的尺寸和布置上的限制。當結構布置允許時，和應盡量取大些。3摩擦錐面的工作面寬 同步錐環(huán)的工作面寬，受到變速器總長的尺寸限制，也要為散熱和耐磨損提供足夠大的摩擦面積。可根據(jù)摩擦外表的許用壓力來確定：，MPa (5-8) 對于鎖銷式同步器(0.140.2) =100N, =0.1, =8 (5-9)得=14mm =6mm4鎖止角由公式(5-7)得出，通常在2640范圍內。，得出mm5同步時間與軸向推力和是一對相互影響的可變參數(shù)。應按以最短時間到達同步狀態(tài)來考慮軸向力的大小。第6章 軸承的選用與壽命計算6.1分動器軸承軸承分兩類：滾動軸承和滑動軸承。磁流變液離合器所需的軸承，主要承受因主機重力而產(chǎn)生的徑向負荷，同時考慮軸向定位。但磁流變液離合器主要受徑向負荷，因此根據(jù)尺寸要求選用深溝球軸承14。 根據(jù)軸徑d=45mm，查機械設計手冊選取單列深溝球承,=62mm,=16mm。軸承的壽命為：= 6-1式中, 軸承壽命(h)；軸承轉速(r/min)；當量動載荷(N)；軸承的額定動負荷(N)；由手冊查出，根據(jù)計算，選擇軸承的型號為6206。軸承的壽命由工作需要而定，一般不得小于10000h。6.2變速器軸承變速器各擋計算載荷如表6-1所示。表6-1 變速器各擋計算載荷擋數(shù)一擋二擋三擋四擋五擋倒擋扭矩系數(shù)656050506565計算載荷N·mm11710890901171176. 輸出軸后端軸承選用深溝球軸承6206。KN，KN，mm，mm， mm軸承實際壽命： 6-2式中：為軸承實際壽命，h；為軸承的額定靜載荷，N；為當量動載荷，N；為軸的轉速，r/min。圖6-1為輸出軸后軸承受力圖。 A Bab圖6-1 輸出軸后端軸承受力分析簡圖1 一擋時。二軸一擋齒輪受力：N，N，N183.5mm，82.5mm，266mm對A點取矩： N對B點取矩： NN·mm由式6-1可得： hh 條件符合15。2 二擋時。軸承實際壽命：由式6-1可得：hh 條件符合。3 三擋時。軸承實際壽命：由式6-1可得：h