汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(變速器)
汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)(變速器),汽車,設(shè)計(jì),課程設(shè)計(jì),變速器
本科課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書題目:汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 變速器設(shè)計(jì) 學(xué) 院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院 班 級(jí) 09級(jí)車輛3班 指導(dǎo)教師 趙克剛 學(xué)生姓名 鄭振群 學(xué) 號(hào) 200930081500 提交日期 2012年07月 06日 車輛工程專業(yè)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)任務(wù)書機(jī)械與汽車學(xué)院 班級(jí) 姓名一設(shè)計(jì)任務(wù):商用汽車變速器設(shè)計(jì)(I)二基本參數(shù):協(xié)助同組總體設(shè)計(jì)同學(xué)完成車輛性能計(jì)算后確定三設(shè)計(jì)內(nèi)容主要進(jìn)行變速器總成設(shè)計(jì),設(shè)計(jì)的內(nèi)容包括:1查閱資料、調(diào)查研究、制定設(shè)計(jì)原則2根據(jù)給定的設(shè)計(jì)參數(shù)(發(fā)動(dòng)機(jī)最大力矩,傳動(dòng)系傳動(dòng)比,驅(qū)動(dòng)輪類型與規(guī)格,汽車總質(zhì)量和使用工況),選擇變速器總成的傳動(dòng)方案及零部件方案,協(xié)同設(shè)計(jì)完成一套完整的變速器裝置,設(shè)計(jì)過(guò)程中要進(jìn)行必要的計(jì)算。3變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和主要技術(shù)參數(shù)的確定(1)主要參數(shù)的選擇和計(jì)算中心距,外形尺寸,檔位數(shù)(不少于5擋),各擋齒數(shù)等(2)輸入軸(一軸)及輸出軸(二軸)主要零部件的設(shè)計(jì)與計(jì)算齒輪強(qiáng)度計(jì)算,軸的強(qiáng)度計(jì)算,3結(jié)合同組“商用汽車變速器設(shè)計(jì)(II)”設(shè)計(jì)結(jié)果,繪制變速器裝配圖及主要零部件的零件圖四設(shè)計(jì)要求 1變速器總成的裝配圖,1號(hào)圖紙一張。裝配圖要求表達(dá)清楚各部件之間的裝配關(guān)系,標(biāo)注出總體尺寸,配合關(guān)系及其它需要標(biāo)注的尺寸,在技術(shù)要求部分應(yīng)寫出總成的調(diào)整方法和裝配要求。2主要零部件的零件圖,3號(hào)圖紙4張。要求零件形狀表達(dá)清楚、尺寸標(biāo)注完整,有必要的尺寸公差和形位公差。在技術(shù)要求應(yīng)標(biāo)明對(duì)零件毛胚的要求,材料的熱處理方法、標(biāo)明處理方法及其它特殊要求。3編寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書。五設(shè)計(jì)進(jìn)度與時(shí)間安排本課程設(shè)計(jì)為3周 明確任務(wù),分析有關(guān)原始資料,復(fù)習(xí)有關(guān)講課內(nèi)容及熟悉參考資料0.5周。 設(shè)計(jì)計(jì)算 1.0周 繪圖 1.0周 編寫說(shuō)明書、答辯 0.5周六、主要參考文獻(xiàn)1成大先 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(第三版)2汽車工程手冊(cè) 機(jī)械工業(yè)出版社3陳家瑞 汽車構(gòu)造(下冊(cè)) 人民交通出版社4王望予 汽車設(shè)計(jì)機(jī)械工業(yè)出版社5余志生 汽車?yán)碚?機(jī)械工業(yè)出版社七注意事項(xiàng)(1)為保證設(shè)計(jì)進(jìn)度及質(zhì)量,設(shè)計(jì)方案的確定、設(shè)計(jì)計(jì)算的結(jié)果等必須取得指導(dǎo)教師的認(rèn)可,尤其在繪制裝配圖前,設(shè)計(jì)方案應(yīng)由指導(dǎo)教師審閱。圖面要清晰干凈;尺寸標(biāo)注正確。(2)編寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書時(shí),必須條理清楚,語(yǔ)言通達(dá),圖表、公式及其標(biāo)注要清晰明確,對(duì)重點(diǎn)部分,應(yīng)有分析論證,要能反應(yīng)出學(xué)生獨(dú)立工作和解決問(wèn)題的能力。(3)獨(dú)立完成圖紙的設(shè)計(jì)和設(shè)計(jì)說(shuō)明書的編寫,若發(fā)現(xiàn)抄襲或雷同按不及格處理。八成績(jī)?cè)u(píng)定出勤情況(20%)設(shè)計(jì)方案與性能計(jì)算(40%)圖紙質(zhì)量(20%)說(shuō)明書質(zhì)量(20%)評(píng) 語(yǔ)總 成 績(jī)指導(dǎo)教師注意:此任務(wù)書要妥善保管,最后要裝訂在設(shè)計(jì)說(shuō)明書的第一頁(yè)。 目錄概 述4中間軸式變速器設(shè)計(jì)5一、傳動(dòng)方案和零部件方案的確定51傳動(dòng)方案初步確定52零部件結(jié)構(gòu)方案6二、主要參數(shù)的選擇和計(jì)算71先確定最小傳動(dòng)比72確定最大傳動(dòng)比83擋位數(shù)確定104中心距A105外形尺寸設(shè)計(jì)116齒輪參數(shù)11三、輪齒設(shè)計(jì)計(jì)算161齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算162輪齒接觸應(yīng)力20四、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算241軸的結(jié)構(gòu)242確定軸的尺寸243軸的強(qiáng)度驗(yàn)算25參考文獻(xiàn)32概 述變速器的功用是根據(jù)汽車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。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離,變速器具有倒擋和空擋。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)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí),根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求,選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動(dòng)比,來(lái)滿足這一要求。2.工作可靠,操縱輕便。汽車在行駛過(guò)程中,變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(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)換擋或自動(dòng)、半自動(dòng)換擋來(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)有直接擋。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。中間軸式變速器設(shè)計(jì)一、 傳動(dòng)方案和零部件方案的確定作為一輛前置后輪驅(qū)動(dòng)的貨車,毫無(wú)疑問(wèn)該選用中間軸式多擋機(jī)械式變速器。中間軸式變速器傳動(dòng)方案的共同特點(diǎn)如下:(1) 設(shè)有直接擋;(2) 1擋有較大的傳動(dòng)比;(3) 擋位高的齒輪采用常嚙合傳動(dòng),擋位低的齒輪(1擋)可以采用 或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng);(4) 除1擋外,其他擋位采用同步器或嚙合套換擋;(5) 除直接擋外,其他擋位工作時(shí)的傳動(dòng)效率略低。1 傳動(dòng)方案初步確定(1)變速器第一軸后端與常嚙合主動(dòng)齒輪做成一體,第2軸前端經(jīng)滾針軸承支撐在第1軸后端的孔內(nèi),且保持兩軸軸線在同一條直線上,經(jīng)同步器將它們連接后可得到直接擋。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng),1擋采用滑動(dòng)直齒齒輪傳動(dòng)。(2)倒擋利用率不高,而且都是在停車后再掛入倒擋,因此可以采用支持滑動(dòng)齒輪作為換擋方式。倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪,避免中間齒輪在最不利的正負(fù)交替對(duì)稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作,提高壽命,并使倒擋傳動(dòng)比有所增加,倒擋的輸出軸從動(dòng)齒輪與1擋的輸出軸從動(dòng)齒輪相同。圖1 中間軸式五擋變速器傳動(dòng)方案 根據(jù)以上要求,選擇圖1-a方案作為本設(shè)計(jì)的中間軸式五擋變速器的傳動(dòng)方案。2 零部件結(jié)構(gòu)方案1齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較,斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn);缺點(diǎn)是制造工藝復(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。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。2換擋機(jī)構(gòu)形式此變速器換擋機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪和同步器換擋兩種形式。采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋,會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊,齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞,并伴有噪聲,不宜用于高擋位。為簡(jiǎn)化機(jī)構(gòu),降低成本,此變速器1擋、倒擋采用此種方式。使用同步器能保證換擋迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲,得到廣泛應(yīng)用。雖然結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大,但為了降低駕駛員工作強(qiáng)度,降低操作難度,2擋以上都采用同步器換擋。3變速器軸承變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。變速器第1軸、第2軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承,按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力,原則上由前或后軸承來(lái)承受都可以;但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候,必須由后端軸承承受軸向力,前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。滾針軸承、滑動(dòng)軸套用于齒輪與軸不固定連接,有相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)的地方,比如高擋區(qū)域同步器換擋的第2軸齒輪和第2軸的連接,由于滾針軸承滾動(dòng)摩擦損失小,傳動(dòng)效率高,徑向配合間隙小,定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高,有利于齒輪嚙合,在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下,應(yīng)盡量使用滾針軸承。二、 主要參數(shù)的選擇和計(jì)算目前,貨車變速器采用45個(gè)擋或多擋,多擋變速器多用于重型貨車和越野汽車。因此擋位數(shù)大致在45個(gè),需要通過(guò)計(jì)算傳動(dòng)比范圍后最后確定。1 先確定最小傳動(dòng)比傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比可由變速器最小傳動(dòng)比ig和主減速器傳動(dòng)比i0的乘積來(lái)表示itmin=igmini0 3-1通常變速器最小傳動(dòng)比igmin取決于傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比it0和主減速器傳動(dòng)比i0,而根據(jù)汽車?yán)碚?,汽車最高車速時(shí)變速器傳動(dòng)比最小,則根據(jù)公式ua=0.377rnigmini0 3-2式中:ua為汽車行駛速度,km/h; n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速,r/min; r為車輪半徑,m; igmin特指為最高擋傳動(dòng)比??傻?itmin=0.377rnvuamax 3-3 指最高車速時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速,一般=(091.1),其中為發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率時(shí)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速,本車取=3800r/min , r/min中型車輪胎尺寸根據(jù)GB/T 19047-2003增強(qiáng)型載重汽車輪胎系列可選用后輪9.0R20型號(hào),負(fù)荷下靜半徑為471mm。汽車給定的最大車速為95km/h,后經(jīng)過(guò)主減速器校核修正之后得到另外,為了滿足足夠的動(dòng)力性,還需要校核最高擋動(dòng)力因數(shù)D0max。一般汽車直接擋或最高擋動(dòng)力因數(shù)取值范圍如下表所示動(dòng)力因數(shù)取值中型貨車微型貨車轎車0.040.080.080.10.10.2本設(shè)計(jì)中取D0max=0.05,最小傳動(dòng)比與最高擋動(dòng)力因數(shù)D0max有如下關(guān)系D0max = TtqmaxitmintrG-CDAuat221.15G 3-4式中:uat為直接擋或最高擋時(shí),發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)出最大扭矩時(shí)的最大車速,km/h,此時(shí)可近似取uat=uamax。其它參數(shù)見(jiàn)下表。參數(shù)說(shuō)明tTtqmax(N.m)最大轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速(r/min)空氣阻力系數(shù)CD迎風(fēng)面積A(m2)uamax(km/h)0.9366.520370.64.23495根據(jù)3-4式可得itmin=8.856.86,從滿足最高擋動(dòng)力因數(shù)兼顧燃油經(jīng)濟(jì)性,取傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比為itmin=6.86。若按直接擋igmin=1,則i0=6.86該車采用單級(jí)主減速器,主減速器傳動(dòng)比i07,滿足要求。2 確定最大傳動(dòng)比確定傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比,要考慮三方面問(wèn)題,最大爬坡度或1擋最大動(dòng)力因數(shù)D0max、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比通常是變速器1擋傳動(dòng)比ig1與主減速器傳動(dòng)比i0的乘積,即itmax=ig1i0 3-5當(dāng)汽車爬坡時(shí)車速很低,可以忽略空氣阻力,汽車的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為Ftmax=Ff+Fimax 3-6各表達(dá)式展開(kāi)為Ttqmaxitmintr=Gfcosmax+Gsinmax 3-7則ig1G(fcosmax+sinmax)rTtqmaxi0t 3-8各參數(shù)見(jiàn)下表計(jì)算參數(shù)表tfi0r(m)ma(kg)Ttqmax(N.m)max0.90.026.750.47110440366.5167(30%)代入3-8式計(jì)算可得ig16.6。1擋傳動(dòng)比還應(yīng)滿足附著條件Ftmax=Ttqmaxig1i0trF 3-9對(duì)于后輪驅(qū)動(dòng)汽車,最大附著力有如下公式F=FZ2=G2=m2g 3-10式中:m2為后軸質(zhì)量,m2=66.4%ma,取=0.8將式3-10代入式3-9求得ig1m2grTtqmaxi0t=11.5取ig1=6.8。此時(shí)校核的最大爬坡度為31%,即 。因此,變速器傳動(dòng)比范圍是16.8,傳動(dòng)系最大傳動(dòng)比itmax=46。3 擋位數(shù)確定增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。擋位數(shù)越多,變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜,使輪廓尺寸和質(zhì)量加大,而且在使用時(shí)換擋頻率也增高。在最低擋傳動(dòng)比不變的情況下,增加變速器的擋位數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低擋和高擋之間的傳動(dòng)比比值減小,使換擋工作容易進(jìn)行。在確定汽車最大和最小傳動(dòng)比之后,應(yīng)該確定中間各擋的傳動(dòng)比。實(shí)際上,汽車傳動(dòng)系各擋傳動(dòng)比大體上是按照等比級(jí)數(shù)分配的。此貨車暫定擋位數(shù)為5,則相鄰擋位傳動(dòng)比的比值為Q=4ig1=46.8=1.6151.8一般擋數(shù)選擇要求如下:1) 為了減小換擋難度,相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。2) 高擋區(qū)相鄰擋位之間的傳動(dòng)比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。滿足要求,確定擋位數(shù)為5,則ig1=6.86,ig2=q3=4.21,ig3=q2=2.61,ig4=q=1.61,ig5=1。4 中心距A對(duì)于中間軸式變速器,中間軸與第2軸之間的距離稱為變速器中心距A。變速器中心距是一個(gè)基本參數(shù),對(duì)變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接觸強(qiáng)度都有影響。中心距越小,齒輪的接觸應(yīng)力越大,齒輪的壽命越短。因此,最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。初選中心距A時(shí),可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算A=KA3Temaxig1g 3-11式中:KA為中心距系數(shù),貨車為8.69.6;Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩,N.m;ig1為變速器1擋傳動(dòng)比;g為變速器傳動(dòng)效率,取96%。貨車的變速器中心距在80170mm范圍內(nèi)變化。對(duì)于本輕型貨車,可取KA=9.0,其余取值按照已有參數(shù)計(jì)算3-11式可得A120.37mm。5 外形尺寸設(shè)計(jì)貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān),5擋為(2.73)A。當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí),應(yīng)取給出范圍的上限。本車5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A,取整得L=361mm。6 齒輪參數(shù)1模數(shù)的選取齒輪模數(shù)選取的一般原則如下1)為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù),同時(shí)增加齒寬;2)為使質(zhì)量小些,應(yīng)該增加模數(shù),同時(shí)減少齒寬;3)從工藝方面考慮,各擋齒輪應(yīng)該選用同一種模數(shù);4)從強(qiáng)度方面考慮,各擋齒輪應(yīng)該選用不同模數(shù);5)對(duì)于貨車,減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要,因此模數(shù)應(yīng)該選得大一些;6)低擋齒輪選用大一些的模數(shù),其他擋位選用另一種模數(shù)。中型貨車(6tma14t)變速器齒輪法向模數(shù)范圍為3.54.5,所選模數(shù)應(yīng)該符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列的模數(shù),盡量不選括號(hào)內(nèi)的模數(shù)。遵照以上原則,1擋直齒齒輪選用模數(shù)m=4.5mm,其余擋位斜齒齒輪選mn=4mm。同步器與嚙合套的結(jié)合齒多采用漸開(kāi)線齒形,出于工藝性考慮,同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同,其選取范圍為:中型貨車(1.8tma14t)取23.5。選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多,有利于換擋,在此取2.0。2壓力角壓力角較小時(shí),重合度較大,傳動(dòng)平穩(wěn),噪聲較低;壓力角較大時(shí),可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)貨車,為提高齒輪強(qiáng)度應(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,所以普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20、25、30等,普遍采用30壓力角。遵照國(guó)家規(guī)定取齒輪壓力角為20,同步器的接合齒壓力角為30。3螺旋角齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、齒輪強(qiáng)度、軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí),可使齒輪嚙合的重合度增加,因而平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高低擋齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā),以1525為宜,從提高高擋齒輪的接觸強(qiáng)度和重合度出發(fā),應(yīng)當(dāng)選用大些的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是1826。4齒寬b齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量,但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)削弱,齒輪工作應(yīng)力增加;選用較大的齒寬,工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜,使齒輪沿齒寬方向受力不均勻,并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)確定齒寬b。直齒為b=Kcm,Kc為齒寬系數(shù),取為4.58.0。斜齒為b=Kcmn,Kc取為6.08.5。嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時(shí)可選為24mm。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)Kc可取大些,使接觸線長(zhǎng)度增加,接觸應(yīng)力降低,以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。因此,第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù)為8,齒寬為32mm; 第一檔直齒齒輪副的齒寬系數(shù)為7,齒寬為31.5mm; 其他各斜齒齒輪副的齒寬系數(shù)為7,齒寬為28mm。 5齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因?yàn)椋号錅愔行木啵惶岣啐X輪的強(qiáng)度和壽命;降低齒輪的嚙合噪聲。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)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。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。變位系數(shù)的選擇原則如下。1)對(duì)于高擋齒輪,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)。2)對(duì)于低擋齒輪,為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度,應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大小齒輪的變位系數(shù)。3)總變位系數(shù)越小,齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng),噪聲要小一些。為了降低噪聲,對(duì)于變速器中除去1、2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。一般情況下,隨著擋位的降低,總變位系數(shù)應(yīng)該逐擋增大。1、2擋和倒擋齒輪應(yīng)該選用較大的值。6齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)取值為1.0。7各擋齒輪齒數(shù)的分配(1)確定一擋齒輪齒數(shù)1擋傳動(dòng)比ig1=z2z9z1z10 3-111擋采用直齒滑動(dòng)齒輪傳動(dòng)z=2Am=z9+z10 3-12其中模數(shù)m=4.5,中心距A=120.37mm,代入3-12式得z=53.5,z取整為54,中間軸上1擋齒輪z10的齒數(shù)應(yīng)該盡量少些,以便使z9z10的傳動(dòng)比大些,貨車可在1217之間選取,因此取z10=13,則z9=z-z10=41。(2)修正中心距AA=mz/2=121.5(mm)通過(guò)選用正角度變位系數(shù),可以湊出新的中心距為A=121mm。(3)確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式3-11可知z2z1=ig1z10z9 3-13常嚙合傳動(dòng)齒輪z1、z2中心距和1擋齒輪的中心距相等,即A=mn(z1+z2)2cos2 3-14其中,常嚙合齒輪z1、z2采用斜齒圓柱齒輪,模數(shù)mn=4,初選螺旋角2=26,代入3-13和3-14,解得z117.37,取整得z1=17,則z2取整為37。根據(jù)所確定的齒數(shù),修正螺旋角2=27。本例ig1=z2z9z1z10=6.866.8,則齒數(shù)分配合適。(4)確定其他各擋齒輪的齒數(shù)a) 2擋齒輪齒數(shù)。2擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計(jì)算如下:z7z8=ig2z1z2 3-15A=mn(z7+z8)2cos8 3-16 tan2tan8 = z1ig2+z2z1+z2 3-17初選8=18,將ig2=4.21和A=121代入3-15和3-16可求得z8=19.1,分別取整為z7=37,z8=19。根據(jù)所確定的齒數(shù),核算傳動(dòng)比ig2=4.244.21,滿足設(shè)計(jì)要求。根據(jù)所確定的齒數(shù),修正螺旋角8=22。b) 3擋齒輪齒數(shù)。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計(jì)算如下:z5z6=ig3z1z2 3-18A=mn(z5+z6)2cos6 3-19tan2tan6 = z1ig3+z2z1+z2 3-20其中ig3=2.61,初選螺旋角6=19,計(jì)算式3-19左右兩端得z1ig3+z2z1+z2=1.51 tan2tan6=1.481.51相差不大,滿足基本要求。將6=19代入3-18和3-19可求得z5=31,z6=26。根據(jù)所確定的齒數(shù),核算傳動(dòng)比ig3=2.602.61,滿足設(shè)計(jì)要求。根據(jù)所確定的齒數(shù),修正螺旋角6=20。c) 4擋齒輪齒數(shù)。4擋常嚙合齒輪采用斜齒輪。計(jì)算如下:z3z4=ig4z1z2 3-21A=mn(z3+z4)2cos4 3-22tan2 tan4 = z1ig4+z2z1+z2 3-23其中ig4=1.61,初選螺旋角4=23,計(jì)算式3-23左右兩端得z1ig4+z2z1+z2=1.19 tan2tan4=1.20相差不大,滿足基本要求。將4=23代入3-21和3-22可求得z3=23,z4=32。根據(jù)所確定的齒數(shù),核算傳動(dòng)比ig4=1.561.61,根據(jù)所確定的齒數(shù),修正螺旋角4=25。d) 5擋為直接擋。(5)確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距倒擋選用的模數(shù)與1擋齒輪相同,中間軸上倒擋齒輪z11的齒數(shù)已經(jīng)確定為13,倒擋軸上的倒擋齒輪z12一般在2133之間選取。初選z12=23,m=4.5,則中間軸與倒擋軸的中心距為A=m(z11+z12)2=81(mm)倒擋齒輪z13與1擋齒輪z9嚙合,初選z13=21,則可計(jì)算倒擋軸與第2軸的中心距為A=m(z13+z9)2=140(mm)iR=z2z12z9z1z11z13=6.27因此,變速器所有擋位的傳動(dòng)比確定如下:ig1=6.86 ig2=4.24ig3=2.6 ig4=1.56 ig5=1 iR=6.27三、 輪齒設(shè)計(jì)計(jì)算變速器齒輪的損壞形式主要有:輪齒折斷、齒面疲勞剝落(點(diǎn)蝕)、移動(dòng)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時(shí),齒輪受到較大的沖擊載荷作用;一對(duì)齒輪相互嚙合,齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕;換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。所以需要對(duì)齒輪進(jìn)行計(jì)算和校核。與其它機(jī)械設(shè)備用變速器比較,不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外,汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級(jí)別、支承方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作,采用剃齒或磨齒精加工,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)算汽車齒輪,同樣可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 (1)一擋直齒輪彎曲應(yīng)力: 3-23式中: 彎曲應(yīng)力(MPa); 圓周力(N),;為計(jì)算載荷(Nmm);為節(jié)圓直徑(mm); 應(yīng)力集中系數(shù), 取=1.65; 摩擦力影響系數(shù),主動(dòng)齒輪=1.1,從動(dòng)齒輪=0.9; 齒寬(mm); 端面齒距,; 齒形系數(shù),=0.208因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑,式中為齒數(shù),所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式3-23后得 3-24當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí),一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa。對(duì)于本設(shè)計(jì),取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距根據(jù)傳動(dòng)比換算到1擋的值,前面已經(jīng)得出=366500Nmm,代入下式得=797676 Nmm由公式3-24得: 22 =27976761.651.1(4.5)31380.208=467.57MPa滿足設(shè)計(jì)要求。倒檔上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪相同,且不承受交變載荷,所以同樣適應(yīng)。(2)二擋斜齒輪彎曲應(yīng)力: 3-25彎曲應(yīng)力(MPa); 圓周力(N),;為計(jì)算載荷(Nmm);為節(jié)圓直徑(mm); ; 斜齒輪螺旋角( ),8=22; 應(yīng)力集中系數(shù), =1.50; 齒寬(mm); 法向齒距,; 齒形系數(shù),=0.18 重合度影響系數(shù),=2.0。將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式3-25,整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為: 3-26當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí),斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100250MPa。由公式3-26得:2TgcosKZmn3KcK=2797676cos221.519430.1882= 201.7MPa滿足設(shè)計(jì)要求。(3)三擋斜齒輪彎曲應(yīng)力: 斜齒輪螺旋角( ),6=20; 齒形系數(shù),=0.162 由公式3-26得:=2797676cos201.526430.16282= 166.0MPa滿足設(shè)計(jì)要求。(4)四擋斜齒輪彎曲應(yīng)力: 斜齒輪螺旋角( ),4=25; 齒形系數(shù),=0.12 由公式3-26得:=2797676cos251.532430.1282= 175.6MPa滿足設(shè)計(jì)要求。(5)五擋斜齒輪彎曲應(yīng)力: 斜齒輪螺旋角( ),2=27; 齒形系數(shù),=0.09 由公式3-26得:=2797676cos271.537430.0982= 199MPa滿足設(shè)計(jì)要求。2 輪齒接觸應(yīng)力 3-27式中: 輪齒的接觸應(yīng)力(MPa); 齒面上的法向力(N),;為圓周力; 斜齒輪螺旋角( ); 齒輪材料的彈性模量(MPa), 齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm); 主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm),直齒輪,斜齒輪;從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm),直齒輪,斜齒輪; 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4.1表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa)齒 輪常嚙合齒輪和高擋齒輪滲 碳 齒 輪650700130014009501000一擋和倒擋齒輪19002000液體碳氮共滲齒輪1.計(jì)算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = Kcmn =84.0=32(mm)由公式3-27得: =810MPa滿足設(shè)計(jì)要求。2.計(jì)算一擋直齒輪接觸應(yīng)力b = Kcm =74.5=31.5(mm)由公式3-27得: =685.5MPa 滿足設(shè)計(jì)要求。3. 計(jì)算二擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = =74=28(mm) 由公式3-27得: =599.8MPa 滿足設(shè)計(jì)要求。4. 計(jì)算三擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = =74=28(mm) 由公式3-27得: =479.5MPa 滿足設(shè)計(jì)要求。5. 計(jì)算四擋常嚙合齒輪接觸應(yīng)力b = =74=28(mm) 由公式3-27得: =447.9MPa 滿足設(shè)計(jì)要求。6. 計(jì)算倒檔齒輪接觸應(yīng)力b = Kcm =74.5=31.5(mm) 由公式3-27得: =352MPa 滿足設(shè)計(jì)要求。本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用20CrMnTi,并進(jìn)行滲碳處理,大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。滲碳齒輪表面硬度為5863HRC,芯部硬度為3348HRC四、 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算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)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)的中間軸采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。倒擋軸采用固定軸式,倒擋軸上的齒輪采用聯(lián)體齒輪,而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上,以便齒輪磨損后更換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、換擋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汽車變速器軸的尺寸選定,也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定:第二軸和中間軸中部直徑: 第一軸花鍵部分: 式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩,Nm K-經(jīng)驗(yàn)系數(shù),K=4.04.6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。前面算過(guò),5擋變速器殼體的軸向尺寸取3A,則L=363mm,中間軸兩支撐間距離略小于變速器殼體的軸向尺寸L,可近似取L=350mm進(jìn)行計(jì)算。中間軸d/L=55/363=0.150.16,過(guò)小了,將d取大一點(diǎn),取d=58mm,則d/L=0.16,滿足設(shè)計(jì)要求。第二軸支撐間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定:Lz=Lk-2b2=363-232=299第二軸d/L=58/299=0.19,滿足設(shè)計(jì)要求。3 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算(1)軸的剛度驗(yàn)算對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(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。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。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力,必須先求第二軸的支反力。擋位不同,不僅圓周力、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)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)將軸看做鏈接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取Temax。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副,因距離支承點(diǎn)近、負(fù)荷又小,通常撓度不大,故可不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖2所示時(shí),若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc,在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為,則可分別用下式計(jì)算圖2 全撓度 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),慣性矩(mm),對(duì)于實(shí)心軸,;軸的直徑,花鍵處按平均直徑計(jì)算;、為齒輪上的作用力距支座、的距離(mm);支座間的距離(mm)。A. 對(duì)于第一軸與中間軸常嚙合齒輪:變速器軸向尺寸L=363mm,取a=33mm,則b=L-a=330mm代入上式得:滿足設(shè)計(jì)要求。B. 一擋齒輪副中間軸上的齒輪:L=363mm,取a=3b2=33296(mm),b=L-a=267(mm)代入上式得:滿足設(shè)計(jì)要求。C. 二擋齒輪副中間軸上的齒輪:L=363mm,取a=150(mm), b=L-a=213(mm)代入上式得:滿足設(shè)計(jì)要求。D. 三擋齒輪副中間軸上的齒輪:L=363mm,取a=163(mm), b=L-a=200(mm)代入上式得:滿足設(shè)計(jì)要求。E. 四擋齒輪副中間軸上的齒輪:L=363mm,取a=93(mm), b=L-a=270(mm)代入上式得:滿足設(shè)計(jì)要求。(2)軸的強(qiáng)度驗(yàn)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Fc和Fs之后,計(jì)算相應(yīng)的彎矩Mc,Ms。軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的共同作用下,其應(yīng)力為:式中:計(jì)算轉(zhuǎn)矩,Nmm; 軸在計(jì)算斷面處的直徑,花鍵處取內(nèi)徑,mm;彎曲截面系數(shù),mm;在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩,Nmm;在計(jì)算斷面處軸的垂向彎矩,Nmm;許用應(yīng)力。變速器軸采用與齒輪相同的材料制作。A 對(duì)于第一軸與中間軸常嚙合齒輪:支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直 面內(nèi)支反力為: 強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。B 一擋齒輪副中間軸上的齒輪:支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為: 強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。C 二擋齒輪副中間軸上的齒輪:支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為: 強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求D 三擋齒輪副中間軸上的齒輪:支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)支反力為: 強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。E 四擋齒輪副中間軸上的齒輪:支點(diǎn)A的水平面內(nèi)和垂直 面內(nèi)支反力為: 強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。參考文獻(xiàn) 1 吉林大學(xué) 陳家瑞 主編.汽車構(gòu)造(下冊(cè)).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,20112 清華大學(xué) 余志生 主編.汽車?yán)碚?第五版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,20113 吉林大學(xué) 王望予 主編.汽車設(shè)計(jì)(第四版).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,20114 清華大學(xué) 張鐵 李旻 主編.互換性與測(cè)量技術(shù).北京:清華大學(xué)出版社,201032
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汽車
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