机械式六档变速器设计【三轴式 普通轿车1.5吨】【三维UG】【全套含CAD图纸】
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编号: 毕业设计(论文)开题报告 题 目: 机械式六档变速器设计学院: 机电工程学院 专 业:机械设计制造及其自动化学生姓名: 刘京华 学 号: 1000110124 指导教师单位: 桂林电子科技大学 姓 名: 彭晓楠 职 称: 副教授 题目类型:理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发2014年1月3日一、选题的依据及意义 作为汽车传动系统的重要组成部分,变速器对整车的动力性与经济性、操纵的可靠性与轻便性、传动的平稳性与效率都有着较为直接的影响。虽然传统机械式的手动变速器具有换档冲击大,体积大,操纵麻烦等诸多缺点,但仍以其传动效率高、生产制造工艺成熟以及成本低等特点,广泛应用于现代汽车上。本课题以机械式六档变速器为载体,完成机械式六档变速器的结构优化设计。合理的设计和布置变速器,使发动机的功率得到最合理的利用,从而提高汽车的动力性能和经济性。二、课题任务(一)本课题的主要工作内容有以下几点:1、收集关于机械式六档变速器产品的相关知识,了解现有机械式六档变速器产品的结构;2、熟悉机械式六档变速器的工作原理及过程;3、查阅相关资料,熟悉机械产品设计、机械设计基础、机械零件的加工工艺、工程力学、工程制图等与本毕业设计课题相关的知识;4、熟练掌握计算机辅助设计软件;5、对机械式六档变速器设计方案进行详细规划及分析,反复对方案进行论证,逐步进行修改及优化;6、利用计算机及相关软件完成机械式六档变速器的结构设计;7、利用计算机及相关软件完成机械式六档变速器相关机构的各种参数计算和分析;8、完成机械式六档变速器相关零件材料的选用及其工艺分析;9、利用计算机及相关软件完成机械式六档变速器产品零件及装配部件的3D和2D工程图的绘制;(二)毕业设计(论文)的要求与数据 本毕业设计课题需要掌握机械产品设计、机械设计基础、机械零件加工工艺、工程力学、工程制图等相关知识及计算机辅助设计技能。本课题需要提交的数据资料及要求主要有以下几点:1、设计方案的规划及分析对比必须在毕业设计说明书中体现出来;2、机械式六档变速器产品结构设计要合理,提交合理、完整的3D模型;3、机械式六档变速器相关机构的各种参数计算和分析(齿轮强度的计算与校核、齿轮弯曲强度计算、齿轮接触应力计算、轴的受力分析、刚度校核、强度校核等),并提供结果;4、零部件装配正确合理,并提供干涉分析结果;5、2D工程图要整洁规范,必须符合国家标准,并提交规范完整图纸;6、机构运动仿真及零件拆、装过程视频动画分辨率不小于720*480 px,并提交AVI格式视频文件; 7、外文资料翻译和毕业设计说明书(论文)的内容及字符要符合“毕业设计任务书”的要求;8、毕业设计说明书的格式必须符合 “2014年毕业设计说明书统一格式”的要求;9、各个文件资料所需填写的时间必须符合“2014年毕业设计(论文)管理办法”的要求;10、答辩PPT课件能清晰体现毕业设计课题的设计思路,版面生动、简洁;三、准备情况(查阅过的文献资料及现有设备、实验条件等)(一)应查阅的文献资料1 铭卓. UG NX6模具设计实例详解M. 北京:清华大学出版社,20092 陈锡栋,周小玉.实用模具技术手册M,机械工业出版社,2001.73 陈万林.实用塑料注射模设计与制造M,机械工业出版社2000.104 郁文娟. 塑料产品工业设计基础M. 北京:化学工业出版社,20075 付宏生,刘京华.注塑制品与注塑模具设计M,化学工业出版社,2003.76 BRYDSON, J. A. Plastics Materials (7th ed.) Plastics_Materials_7EM,2001(二)所需主要仪器设备及条件如下:1、计算机一台。2、CAD设计软件(UG或Solidworks)。指导教师意见指导教师(签字): 2013年12月日开题小组意见开题小组组长(签字):2014年1 月日 院(系、部)意见 主管院长(系、部主任)签字: 2014年1月日2014年机电工程学院毕业设计(论文)进度计划表学生姓名:刘京华 学号:1000110124序号起止日期计划完成内容实际完成内容检查日期检查人签名12013.12.1712.23收集关于机械式六档变速器产品的相关知识,了解现有机械式六档变速器产品的结构22013.12.2412.30熟悉机械式六档变速器的工作原理及过程32013.12.31-2014.1.6完成开题报告42014.1.7-1.13完成与课题相关,不少于四万字符的指定英文资料翻译(附英文原文)53.4-3.10系统方案设计并比较、优化,确定最终方案63.11-3.17主要零部件结构计,参数计算、理论分析,并进行方案论证73.18-3.24机构的参数化设计83.25-3.31相关零件材料的选用及其工艺分析(本表同时作为指导教师对学生的16次考勤记录)2014年机电工程学院毕业设计进度计划表(续)学生姓名:刘京华 学号:1000110124序号起止日期计划完成内容实际完成内容检查日期检查人签名94.01-4.07零件三维数字模型设计104.08-4.14装配三维数字模型设计114.15-4.21机构运动仿真及零件拆、装过程视频动画124.22-4.28绘制二维零件图134.29-5.05绘制二维装配图145.06-5.12完成设计说明书和答辩PPT课件155.13-5.19设计资料的检查和修改165.20-5.26完成毕业设计,提交论文任务下达时间:2013年12月17日(本表同时作为指导教师对学生的16次考勤记录)第 1 页 共 2 页 编号: 毕业设计(论文)说 明 书 题 目: 机械式六档 变速器 设计 院 (系): 机电工程学院 专 业: 机械设计制造及其自动化 学生姓名: 刘京华 学 号: 1000110124 指导教师: 彭晓楠 职 称: 副教授 题目类型: 理论研究 实验研究 工程设计 工程技术研究 软件开发 2014 年 5 月 26 日 II 摘 要 变速器是汽车中非常 重要 的 组成 部分。虽然机械式变速器换档时冲击比较大,操纵 繁琐,但其传动效率高、生产制造简单以及成本低,所以仍广泛应用在现代汽车上。 在 变速器 中 增加一个档位 ,由于变速器 相邻 档 之 间的传动比变化更 小,所以 汽车 换挡时的 冲击较小。 本文根据市场上的五档汽车,设计一个机械式六档变速器, 依据机械设计基 本原理和方法 主要设计变速器的传动机构 、同步器和换挡操纵机构等 ,然后对齿轮和轴 进行校核。 关键词: 变速器,六档,机械式 III Abstract Transmission is a very important component in automobile. Although the impact of the mechanical transmission is relatively large and has complex manipulation, but the transmission is efficient and simple and also has a low manufacturing cost, so it is still widely used in modern vehicles. An increase in the transmission gear, because the transmission ration between adjacent transimission gear become smaller, so the impact of the shift become smaller when the car change the gears. Based on the five-speed car on the market, the article designs a mechanical six-speed transmission according to the mechanical design of the basic principles and methods.The design contains transmission main mechanism design, synchronizer and shift control mechanism, etc., and then check the gear and shaft. KeyWords: Transmission; six-speed; mechanical IV 目录 引言 . 1 1 变速器设计方案分析 . 2 1.1 传动结构的分析与选择 . 2 1.2 换挡结构的分析与选择 . 3 1.3 倒档结构布置 . 5 1.4 换挡操纵结构 . 6 1.5 其他 零部件分析和选择 . 9 2 变速器主要参数的选择 . 10 2.1 主要输入参数 . 10 2.2 变速器 传动比的选择 . 10 2.3 中心距初步计算 . 12 2.4 齿轮参数选择 . 12 2.5齿轮齿数的分配 . 13 3 变速器主要零部件的设计与计算 . 17 3.1齿轮的几何尺寸设计计算 . 17 3.2 齿轮损坏的形式及原因 . 19 3.3 齿轮的材料选择和处理工艺 . 20 3.4 变速器齿轮强度计算 . 20 3.5 轴的结构设计与校核 . 22 3.6 花键 . 24 4 同步器设计与计算 . 26 4.1 同步器结构 . 26 4.2 同步器工作原理 . 27 4.3 同步器主要尺寸确定 . 28 4.4 同步器主要参数确定 . 30 5 变速器的润滑和密封 . 32 5.1 润滑 . 32 5.2 密封 . 32 结论 . 33 谢 辞 . 34 参考文献 . 35 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 1页 共 36页 引言 车在不同使用场合有不同的要求,采用往复活塞式内燃机为动力的汽车,其在实际 工况下所要求的性能与发动机的动力性、经济性之间存在着较大的矛盾。例如,受到载 运量、道路坡度、路面质量、交通状况等条件的影响,汽车所需的牵引力和车速需要在 较大范围内变化,以适应各种使用要求;此外,汽车还需要能倒向行驶,发动机本身是 不可能倒转的,只有靠变速箱的倒挡齿轮来实现。上述发动机牵引力、转速、转向与汽 车牵引力、车速、行驶方向等之间的矛盾,单靠发动机本身是难以解决的,车用变速器 应运而生,它与发动机匹配,通过多挡位切换,可以使驱动轮的扭矩 增大到发动机扭矩 的若干倍,同时又可使其转速减小到发动机转速的几分之一 。 变速器是汽车非常重要配置,它对汽车的操控性、舒适性以及燃油经济性都起到很 重要的作用,它占汽车制造成本的 7%。随着我国汽车消费者对汽车认识的不断提升, 变速器已经开始影响消费者的购车观念。在过去的几十年我国主要致力于研究开发发动 机技术,而变速器已是现在的研发热点。现在市场上主要的几种变速器是手自一体变速 器( AMT)、自动变速器( AT)、无级变速变速器( CVT)和双离合变速器( DCT),它们各 有优缺点。 AT 的节能效果差一些,但是舒适性好, 元器件可靠性高,其生产历史长, 使用范围大。 CVT 适合小型车, AMT 在换档时会有短暂的中断,舒适性差一些。 DCT 结 合了手动变速器的燃油经济性和自动变速器的舒适性,它是从传统的手动变速器演变而 来。 在我国,据调查 2008 年手动变速器的市场比重为 74%,占据较大的市场份额。虽 然自动变速器市场占有率会不断的增加,但是由于手动变速器的燃油经济性、节能性、 技术的高度成熟以及它给驾驶者带来的全方位的驾驶乐趣决定了其在变速器市场上不 可取代的地位。 目前,国内 机械式 变速器主要采用齿轮传动机构传递动力。齿 轮是手动变速器的主 要传动部件,由于其具有结构紧凑、效率高、寿命长、工作可靠和维修方便等特点,在 运动和动力的传递等方面得到了非常普遍的应用,并且有关齿轮的设计方法也已经有了 相应的规范和标准。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 2页 共 36页 1 变速器设计方案分析 变速器设计方案主要有传动结构设计、换挡结构设计、倒档结构设计 和换挡操纵机 构等 设计 。这些都是变速器中的重要的组成部分。 1.1 传动结构的分析与选择 变速器传动布置方案主要 有两种: 两轴式 布置和 三轴式 布置。变速器的传动布置方 案对变速器的传动 效率、尺寸结构、传动比有直接影响。 1.1.1 两轴式变速器 图 1.1 二轴结构 如图 1.1是一个两轴 式 变速器的传动布置方案。两轴式布置方案的变速器 的主要特 点是 结构简单、 空间 尺寸小 。 发动机 前置 且 前轮 驱动的轿车 , 这种布置使汽车 传动系统 紧凑、操纵性 能好并且 可使汽 车重量 降低 6%10%。 如图 1.1所示 。两轴式变速器 是没有 直接挡,所以汽车在高挡运行时,齿轮和轴承都有承载,因此产生的噪声较大,也 加 大 了 齿轮磨损,这是它的缺点。另外,变速器的低挡传动比上限也受到较大限制。两轴式 变速器的优点是结构简单,空间紧凑,缺点是没有直接档、低档传动比小。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 3页 共 36页 1.1.2 三轴式变速器 图 1.2 三轴式结构 如图 1.2是三轴式变速器的示意图。 从图中我们可以看到,变速器的第一轴(接发 动机的轴) 常啮合齿轮与第二轴 (至差速器的轴)的各挡齿轮分别与中间轴上 相应 的齿 轮相互啮合,并且 第一、第二轴同心。 如果将第一、第二轴直接连起来时称为直接挡。 使用直接档时,齿轮、轴承及中间轴均不承受载荷,第一、第二轴之间直接传递动力。 所以 , 挂 直接挡 时,变速器传递效率高,齿轮磨损和噪音也比较小,这是三轴式变速器 的一个 优点。 在其他档位时需要 经过 中间轴的两对齿轮传递动力,所以 在齿轮中心距( 第 二轴与中间的中心距 ) 比较小的情况下依然 可以获得 比较大 传动比,这是三轴式变速器 的另 外 一 个 优点。 但是它 其缺点是:除直接挡外其他各挡 需要经过中间轴,传动效率有 所 下降。 为了汽车在高速运行时有较高的效率,减少噪声,在低速运行时有较大传动比,所 以综合二轴式变速器和三轴式变速器的优点和缺点,在本设计中使用三轴式布置方案。 1.2 换挡结构的分析与选择 常用的换挡结构有 同步器、啮合套和直齿滑动齿轮 三种。 1.2.1 直齿滑动齿轮换档 直齿轮滑动换挡结构制造方便,结构简单。但是这种结构缺点比较多:汽车运行时 各档的齿轮有不同的角 度 速度,使用用滑动直齿齿轮换档,会在齿轮 端面产生 较大冲击, 并 有 巨大的噪声,另外这种结构齿轮端面容易磨损,导致变速器容易损坏。 换档 时 产生 冲击和噪声使乘坐体验大大地 降低。 要克服上述特点要求 驾驶员用 较熟练的驾驶 技术 (如恰当地控制离合器),使齿轮换档时产生 冲击 较小 。 所以,这种直齿轮滑动换挡结 结构简单,但 是在现代汽车中已经很少使用 。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 4页 共 36页 1.2.2 啮合套换档 变速器输出 轴齿轮和 中间轴齿轮 是常啮合的,因此 可 以使用 啮合套 来换档。变速器 中的齿轮 不再 参与 换档, 齿轮端面与换挡机构没有接触 , 所以齿轮不像直齿滑动齿轮换 挡那样齿轮容易损坏。 但 是由于啮合换挡时,输出轴的转速与即将被啮合的齿轮的转速 不相同,在换挡时会产生较大换档冲击。对汽车安全性和乘坐体验仍有影响。同时,依 然要求驾驶员有比较熟练的驾驶技术 。 1.2.3 同步器换档 图 1.3 同步器 如图 1.3同步器在啮合套和啮合齿轮之间增加了一个同步环 (即锁环) 。在换挡时, 在换挡拨叉的作用下 , 啮合套和同步环一起移向被啮合齿轮。在啮合套与齿轮啮合之前, 同步环的锥面先与齿轮上的锥面接触,在换挡拨叉的作用力下,同步环锥面与齿轮上的 锥面产生摩擦力,使输出轴的转速与 被啮合齿轮的转速相同。这样在啮合时,啮合齿之 间的冲击减少,这样在换挡时就没有较大的换挡冲击。 虽然同步器的 结构 比较复杂,制造的精度 高, 并且 轴向尺寸大 , 但由于它能 够在换 挡时操作轻便、迅速,并且换挡 冲击 小 、无噪声 ,并且在驾驶时换挡技术要求不高,从 而有显著 提高汽车的加速性 能 、 与汽车驾驶安全性,亦可以 延长齿轮 使用寿命,故在现 代汽车上得到广泛地使用。 在本设计中,所有的换挡结构都是使用同步器换挡。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 5页 共 36页 1.3 倒档结构布置 图 1.4倒档 布置 在汽车倒档时,输出轴的转动方向与前进档的方向是相反的,所以在倒档齿轮之间 放一个惰轮,改变输出轴上的齿轮转动方向。 所谓“惰轮”是两个不互相接触的传动齿 轮中间起传递作用的齿轮,同时跟这两个齿轮啮合,用来改变被动齿轮的转动方向,使 之与主动齿轮相同。它的作用只是改变转向并不能改变传动比。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 6页 共 36页 1.4 换挡操纵结构 图 1.5 操纵器 如图 1.5 所示是变速器的操纵机构。主要由拨叉、拨叉轴和变速杆组成。变速器的 操纵机构主要有两种:直接操纵式和远距离操纵式。一般的汽车的变速器安放在驾驶员 位置附近,这样变速杆可以放在驾驶员附近,驾驶员可以直接操纵变速器。另外有些汽 车的驾驶员座位远离变速器,这时通过在变速杆和换挡拨叉间加几个传动结构,实现远 距离操作变速器。 另外,在设计变速器时还要考虑几个问题。一是 操纵结构中应该 设置自锁装置,以 防变速器 自动换挡或者挂档后脱档。二 是操纵结构中应该设置互锁装置,防止变速器同 时挂上两个档位,导致变速器损坏。 三是设置倒档 安全机构,防止汽车在高速运行时, 驾驶员不小心挂上倒档。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 7页 共 36页 1.4.1 自锁结构 图 1.6 自锁结构 如图 1.6所示,自锁结构由自锁弹簧、自锁钢球、和拨叉轴上的凹槽组成。当换挡 时,拨叉轴在换挡拨叉的作用力下移动,自锁钢球向上运动 。挂好档之后,钢球在弹簧 的作用力下压在拨叉轴的另一个凹槽中,锁住拨叉轴,防止拨叉轴移动。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 8页 共 36页 1.4.2 互锁结构 图 1.7互锁结构 图 1.8 自锁与互锁 如图 1.7和图 1.8 所示,互锁结构由互锁钢球、互锁销和拨叉轴上的凹槽组成。在 换挡时,拨叉轴在换挡拨叉的作用力下移动,互锁钢球和互锁销随着移动。挂好档之后, 互锁钢球和互锁销会把其他的拨叉轴锁住,这样其他拨叉轴就不能移动。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 9页 共 36页 1.5 其他 零部件分析和选择 变速器的主要零部件有齿轮、轴和轴承。 1.5.1 齿轮 虽然斜齿圆柱齿轮在传动时产生轴向力,并且加工比直齿圆柱齿轮加工复杂。但是 与直齿轮传动相比较,斜齿轮的啮合性能好,传动比较平稳,噪声小,重合度大,大大 降低了每对齿轮的载荷,提高了齿轮的承载能力和寿命。另外,斜齿轮不产生根切的最 少齿数也较小 【 1】 。因为斜齿轮的这些优点,斜齿轮在变速器中得到广泛应用。直齿圆柱 齿轮仅用于变速器的一档和倒档。 所以在本设计中,一档和倒档都是使用直齿圆柱齿轮,其他各档都是使用斜齿圆柱 齿轮。 1.5.2 轴 机械式 变速器 的 轴在工作时 要承受转矩和 弯矩, 如果轴有比较明显的 变形将 会 影响 齿轮正常啮合 传动 , 并且产生 噪声, 会 降低 轴和齿轮的 使用寿命。 在设计 轴的结构形状 时, 除 了要保证轴的强度和刚度外,还要综合 考虑齿轮、 轴承 及 同步器 等 零部件的安装。 另外与轴的制造 工艺也有密切 联系 2。 第一轴一般和齿轮做一个齿轮轴,轴的 长度 由 离合器总成的轴向尺寸 确定 。第一轴 上的花键尺寸应该和离合器从动盘上的的内花键尺寸相适应。 为了方便 齿轮 、轴承和同步器的 安装, 第二轴设计成阶梯轴。另外依据轴 受力 情况 和 合理 地利用材料来看,将第二轴设计成阶梯轴也是合理的 。 但是第二轴上的 各 个截面 尺寸不能相差太大 。 为了方便 各档齿轮 的轴向定位 和阶梯轴的设计 , 齿轮上的轴向定位 都是使用弹性挡圈。另外 第二轴 上安装同步器的花键毂的花键都是使用矩形花键。 为了方便变速器的安装,减少不必要的零部件,变速器的中间设计为齿轮轴的阶梯 轴。 1.5.3 轴承 作 高速旋转运动的机械式变速器轴支承在箱体上或者其他部位 以及齿轮与轴不做 固定连接处 都应该 安装轴承。 一轴、二轴和中间轴支撑在箱体上,轴上有斜齿轮,所以 可以使用角接触轴承。角接触轴承可以同时承受径向载荷以及轴向载荷,也可以单独承 受轴向载荷。能在较高转速下正常工作 2。 在输出轴上,齿轮并不随轴一起转动,所以 使用滚针轴承。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 10 页 共 36页 2 变速器主要参数的选择 以 汽车发动机的输出参数作为变速器的输入参数,然后计算 变速器的传动比。 最后 依据传动比选择中心距和齿轮的参数等。 2.1 主要输入参数 在本设计中,变速器的主要输入参数依据目前市场热销的汽车来选择。主要的设计 参数如表 2.1所示。 表 2.1 变速器主要输入参数 2.2 变速器 传动比 的选择 在本节内容中主要讨论了机械式变速器的传动比范围,然后计算机械式变速器的各 档的传动比。 2.2.1 传动比范围 机械师 变速器的传动比范围是指变速器最低档 的 传动比与最高档 的 转动比的比值。 一般情况下最高档是直接档,其 传动比为 1,在本文设计中,最高档的传动比也是设置 为 1;有的机械式 变速器 的 最高档是超速档, 其 传动比为 0.7 0.8。影响 汽车 最低档 的 传动比 的因素有: 在 发动机的最大转矩和最低稳定转速 时所要求的汽车最大爬坡能力、 驱动轮与路面间的摩擦力 、主减速比和驱动轮的 滚动半径以及所要求的最低稳定行驶车 速等。现代 轿车的传动比范围 一般 在 3.0 4.5 之间,轻型货车 的传动比 在 5.0 8.0 之 间, 商用车 的传动比 则更大。 本文设计变速器是安装在现代轿车上的,所以其传动比范 围在 3.0 4.5之间。 2.2.2 一档传动比计算 在 选择 变速器一档的传动比时,要综合考虑 汽车 的最大爬坡度、车轮与路面的摩擦 力、 汽车的最低稳定车速以及主减速比和车轮的 半径 。 汽车 在使 用一档 爬陡坡时 , 车速 一般 不 会很 高,空气阻力可忽略 不计,那么发动机提供的 最大驱动力 主要 用于克服轮胎 与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有 主减速比 4.11 最高时速( km/h) 210 轮胎型号 215/60 R16 发动机型号 EA888 最大扭矩 (N m) 250 最大功率 (kw) 118 最大功率转速 4500-6200rpm 马力( ps) 161 整车质量( kg) 1500 满载质量( kg) 2040 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 11 页 共 36页 01 ( +) ( 2-1) 即 i1 (max+) 0 ( 2-2) 在上式中 -发动机最大转矩; 0-主减速比; i1-一档传动比; -传动效率(在本设计中,传动效率为 96%) ; -最大爬坡度 (在本设计中,最大爬坡度为 20 ); r-轮胎 半径 f-滚动阻力系数 下面计算轮胎半径。根据轮胎的型号 215/60 R16, 215是指轮胎 横截面宽度为 215 毫米, 55是指 高宽比为 55%, R表示 子午线轮胎结构, 16是指 轮辋直径为 16英寸 。 另 外, 1英寸约等于 25.4 毫米 。所以可以得到轮胎的半径为 + 根据变速器的主要输入参数(表 2.1)和公式 2.2 可以计算出变速器的一档传动比 为: i1 9 2.2.3 其他各档传动比的计算 在传统的机械式变速器中 各档传动比 之间一般是 按照等比级数来分配 ,用 等比级数 分配传动比 方法可以使发动机在接近外特性的最大功率附近 运转 ,增大 汽车后备功率 , 提高汽车的爬坡性能 3。 按等公比原则来分配传动比,所以各档的传动比是一个等比数列。即: i1/i2 = i2/i3= =q 等比级数 分配各档传动比只 是理论上的传动比分配 原则 ,而在 实际 设计 中由于齿轮 齿数只能是整数 ,实际 的传动比的会与 理论值 有点 偏离 。另外按照等比级数来分配各档 传动比主要 目的是在于改善汽车的性能 ,充分发挥发动机的动力 。 另外现代 的汽车研究理论认为传动比之间的比值越小 汽车 越省油 ,换挡也将会 更加 容易。在汽车实际行驶过程中,多数时间汽车是处在高档位 ,高档 之间的 换挡频率也比 低档 之间换挡频率要高 很多 ,所以 ,在设计时 高档传动比 之间的 比值应该要小于低档 4。 现在先根据等比级数分配各档传动比的原则粗略计算其他各档传动比,最后根据齿 轮的齿数计算实际的传动。 在本设计中,最高档六档的传动比为 1。各档之间的传动比公比 q为: 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 12 页 共 36页 q 1 6 5 由此得到其他各档传动比: i2=3.00 i3=2.28 i4=1.73 i5=1.32 在传统的变速器中倒档齿轮的传动比与一档的传动相近,所以在本设计中倒档传动 比取与 3.90. 变速器各档传动比如下表 : 表 2.2 传动比 2.3 中心距 初步计算 在三轴 式变速器 中 , 变速器中心距 A是 指 中间轴与 第二轴 之间的 轴线 距离距 A。中 心距 是 三轴式变速器的一个重要参数,它的大小不仅对变速器的结构尺寸有影响,而且 它 对齿轮的接触强度有 重要影响。变速器的中心距越小,齿轮 的接触压力越大,齿轮寿 命 就越短。所以最小的中心距要保证轮齿 的接触强度。 另外还要考虑轴在箱体上的安装。 为了方便安装轴,中心距应该设计大一点。在考虑箱体的强度时,最好也是将中心设计 大一点。现在先根据对实际生产的变速器的统计而得到的经验公式初选: A max03 ( 2-3) 在上面的公式中 A-中心距 KA-中心距系数。( 对轿车, KA=8.99.3。在本设计中 KA=9.0) 所以得到初选中心距为 88.15mm 2.4 齿轮参数 选择 在本节中主要齿轮的模数、齿轮齿形、压力角和螺旋角等。这些都是齿轮的重要参 数。 2.4.1 齿轮模数 齿轮 的 模数 是由轮齿的弯曲疲劳强度或者在最大载荷作用下的静强度确定的 。选择 齿轮 模数 时应该 考虑到适当增大齿轮齿宽而减小齿轮模数时可以 降低 变速器的噪声,然 而为了减小变速器的重量,则可以通过 增大 齿轮模数和 减小 齿轮 齿宽和中心距 实现 。 对 于轿车而言 降低噪声很重要,而对 于货汽车则应该减小变速器的重量 5。 对于 机械式 变 倒档 一档 二档 三档 四档 五档 六档 传动比 3.90 3.96 3.00 2.28 1.73 1.32 1.00 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 13 页 共 36页 速器齿轮 应 采用小模数 ,多齿数来获得 2 3 的重合系 数和 良好的 运行平稳性和较小的 噪声 ,且可增加接触寿命。 机械式变速器低档齿轮模数应该比高档的齿轮 大一点 。 一般机械式变速器齿轮模数可以 根据经验公式求得 : (0 0 )3 ( 2-4) 其中 0 N 所以 2.97mm。另外选择的模数应该符合 国标 GB1357-1987 规 定并满足强度要求 。所以在本设计中模数初选结果如下表 2.3所示。 表 2.3模数 2.4.2 齿轮齿形、压力角 和斜齿轮螺旋角 的选择 斜齿轮 在传递转矩时,会产生轴向力并 作用到轴承上。 在 设计 变速器 时应 尽量使 中 间轴上工作的两对 斜齿轮 产生 的轴向力相互抵消,以降低轴承载荷 ,提高轴承 的使用寿 命。所以 , 中间轴上 不同档位 的齿轮的螺旋角应该是相同的。但是为了简化 工艺 和设计 , 中间轴上 的斜 齿 轮的螺旋方向都取为右旋,那么 第一 轴和第二轴上的斜齿轮则 取为左旋。 另外,一档和倒档设计为直齿。 机械式变速器中的齿轮都使用 渐开线齿廓。国家 标准 规定的齿轮标准压力 角是 20。 增大 压力角 会 使 齿根圆齿厚和节圆处渐开线曲率半径增大,所以 齿轮 的弯曲强度与接触 强度得到提高,但是不根切的最少齿数变小 ,重合度减小,噪声 也会随之增大。所以在 本设计中使用国家标准压力角 20。 斜齿轮的 螺旋角 也要选择合适。斜齿轮的螺旋角 太小时 ,发挥不了斜齿轮的优点。 当斜齿轮的螺旋角 太大是,斜齿轮产生的 轴向 力又非常大,将会降低轴承的寿命 。 另外, 增大 齿轮的 螺旋角 会使齿轮啮合时 重合 系数增大,工作平稳、噪声减小 , 齿 轮的强度也 会得到 提高,但 是 当螺旋角 30 时,虽然 齿轮的接触强度将会 提 高,但是齿轮的 弯曲 强度则会突 然下降 6。所以,考虑到提高低档齿轮的弯曲强度 , 螺旋角不能太 大。 所以 本设计中的 斜齿轮的 螺旋角在 8 20之间选择。 2.5 齿轮齿数的分配 在初 步选择 中心距、齿轮模数和 斜齿轮的螺旋角之后,可根据机械 变速器的档数、 传动比 和传动方案来分配 各档齿轮的齿数 26。本文设计的机械式 变速器的传动方案如下 图 2.1 所示, 另外应该注意的是,各档齿轮间 的齿数比应尽量 不是整数,以使齿面磨 损均匀。 倒档 一档 二档 三档 四档 五档 六档 模数 (mm) 3.0 3.5 3.0 3.0 3.0 3.0 3.0 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 14 页 共 36页 图 2.1结构简图 2.5.1 一档齿轮齿数 一档齿轮的传动比: 1 211 112 ( 2-5) 如果 z11和 z12的齿数确定, z1和 z2就可以算出来了。为了计算 z11和 z12,可以先求 出它们的齿数之和 zh。 2 ( 2-6) 代入数据后计算得 zh=50.37,取整后 zh=50。 zh取整之后,对中心距修正得 A=87.5mm。 下面对 z11和 z12这一对齿轮的 齿数进行 分配。 为了使一档的传动比大一些, 中间轴 上的一档小齿轮的齿数 尽可能取小些。 在 一档传动比 i1已经确定 的情况下, 中间轴上的 一档小齿轮的齿数取小一些, 使 z11/z12的值尽可能大,这样 第一轴 上的 常啮合齿轮的齿 数 会 多些,以便 在第一轴的内腔设置 第二轴的前轴 承并保证第一轴 轴有足够的厚度。 另 外,中间轴上 一档齿轮的最少齿数 还 要受中间轴的轴径大小限制,也就是 受 中间轴的刚 度 限制。 所以要对轴的尺寸和 齿轮 的齿数 统一考虑 。在本设计中取中间轴上一档齿轮 z11 的齿数为 17。 z12=zh-z11=50-17=33。 2.5.2 常啮合传动齿轮副的齿数 常啮合齿轮的传动比为: z2 1 1 12 11 ( 2-7) 另外常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 。所以得到 A (1+2)2 ( 2-8) 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 15 页 共 36页 先初选螺旋角 1=20。算得 z1=18.12, z2=38.32。然后对齿数取整。得 z1=18, z2=38。 对齿数取整后,对螺旋角修正得 1=19 28。 2.5.2 其他档的齿轮的齿数 二档中两对啮合的斜齿轮满足下面两个等式: 2 29 110 ( 2-9) A (9+9)2 ( 2-10) 另外斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力并作用到轴承上。在设计变速器斜齿轮时, 应该使同时工作的两对齿轮的轴向力相互抵消。为了使两个轴向力平衡必须满足下面等 式: tan1 9 2( 1+2) ( + 9 10 ) ( 2-11) 联立上面三个方程解得 :z9=32.86,z10=24.12,取整后得 z9=33,z10=24, 螺旋角 =12 16。 依照同样的方法可以计算其他档的齿轮的齿数和螺旋角。求得的结果如下: 三档齿轮:齿数 z7=30 齿数 z8=27 螺旋角 =12 16 四档齿轮:齿数 z5=26 齿数 z6=31 螺旋角 =16 16 五档齿轮:齿数 z3=22 齿数 z4=34 螺旋角 =16 16 2.5.3 齿轮的齿宽 齿轮的 齿宽 对变速器的轴向尺寸、传动平稳性和齿轮寿命 情况 都有影响。齿轮的 齿 宽减小 将 影响 到变速器的传动平稳,小的齿宽加大了齿轮应力。但是为了 减小 变速器的 轴向尺寸以及减小变速器质 量, 宜 采用小的齿宽。 当 齿轮 的齿宽度较大 ,齿轮的 承载能 力会提高。但是当 齿轮 承载后 ,由于轴的挠曲 变形和齿轮的形状误差等 因素 ,会造成齿宽 方向的受力不均 ,所以齿轮的 齿宽 也 不宜过大。 这些都应该综合考虑。 在本设计中根据下面的经验公式来计算齿轮齿宽。 b ( 2-12) 其中 kc是齿宽系数(直齿轮取 4.5 8.0,斜齿轮取 6.0 8.5) 。为了简化制造工艺和设 计,齿宽都取 b=26mm。 2.5.4 倒档的齿轮的齿数 倒档的传动比跟一档的传动比非常接近,所以中间轴上的倒档齿轮取 z14=17。然后 根据倒档的传动比: 倒 z13 14 2 1 ( 2-13) 可以求得 z13=31. 由于惰轮只是用于转换输出轴的转向,所以本设计中惰轮的齿数 z 惰 =23。 根据倒档上三个齿轮的齿数,可以计算出中间轴与倒档轴的中心距: 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 16 页 共 36页 A 12(14 +惰 ) ( 2.14) 代入数据算得 A=60mm 同理得输出轴与倒档轴的中心距: A 12(13 +惰 ) ( 2.15) 代入数据算得 A=81mm 综合上面的计算可以得到变速器中所有齿轮的齿数和螺旋角 。如下表 2.4所示。 表 2.4 齿数和螺旋角 根据齿轮的实际齿数可以修正变速器的传动比,修正结果如下表: 表 2.5 修正传动比 齿轮 齿数 螺旋角 齿轮 1 18 19 28 齿轮 2 38 19 28 齿轮 3 22 16 16 齿轮 4 34 16 16 齿轮 5 26 16 16 齿轮 6 31 16 16 齿轮 7 27 12 16 齿轮 8 30 12 16 齿轮 9 33 12 16 齿轮 10 24 12 16 齿轮 11 33 0 齿轮 12 17 0 齿轮 13 31 0 齿轮 14 17 0 惰轮 23 0 一档 二档 三档 四档 五档 六档 倒档 传动比 3.99 2.83 2.28 1.78 1.33 1.00 3.75 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 17 页 共 36页 3 变速器主要零部件的设计与计算 变速器需要设计的主要零部 件有齿轮的几何尺寸、齿轮的校核、轴的设计、轴的 校核、花键的设计和 花键的校核等。 3.1 齿轮的几何尺寸设计计算 机械式 变速器 的 齿轮均为渐开线齿轮。渐开线齿轮除了能满足传动平稳、传动比 恒 定不变等 基本要求 之外,还具有 互换性好、中心距具有可分离性及切齿刀具制造容易等 优点。渐开线齿轮的正确啮合条件是:两齿轮的模数、分度圆压力角必须分别相等,两 斜齿轮的螺旋角必须相等而方向相反 7 下面表 3.1是齿轮的几何尺寸计算公式 表 3.1 齿轮计算公式 其中 h*an是法面齿顶高系数, c*n是法面顶隙系数。 是螺旋角 名称 符号 计算公式 基圆柱螺旋角 b tan b = tan cos t 端面模数 mt mt=mn/cos 端面压力角 at tan at= tan an/cos 法面齿距 pn pn= mn 端面齿距 pt pt=pn/cos 法面基圆齿距 Pbn pbn=pncos n 分度圆直径 d d=zmt 基圆直径 db db=dcos t 齿顶高 ha ha=mn h*an 齿根高 hf hf= mn(h*an+ c*n) 齿顶圆直径 da da=d+2ha 齿根圆直径 df df=d-2hf 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 18 页 共 36页 根据表 1.3的计算公式计算各个齿轮的几何尺寸 。如表 3.2和表 3.3所示 表 3.2 齿轮几何尺寸 -1 名称 齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4 齿轮 5 齿轮 6 齿轮 7 齿数 18 37 22 34 26 30 30 法面模数 (mm) 3 3 3 3 3 3 3 螺旋角 (deg) 19.46 19.46 16.26 16.26 16.26 16.26 12.27 基圆柱螺旋角 (deg) 18.75 18.75 15.52 15.52 15.52 15.52 11.61 端面模数 (mm) 3.19 3.19 3.19 3.19 3.19 3.19 3.19 端面压力角 (deg) 22.11 22.11 21.72 21.72 21.72 21.72 21.34 法面齿距 (mm) 9.42 9.42 9.42 9.42 9.42 9.42 9.42 端面齿距 (mm) 10.00 10.00 9.81 9.81 9.81 9.81 9.64 法面基圆齿距 (mm) 8.86 8.86 8.86 8.86 8.86 8.86 8.86 分度圆直径 (mm) 57.27 111.72 68.75 106.25 81.25 93.75 92.10 基圆直径 (mm) 53.06 109.06 60.86 98.70 75.48 87.09 85.79 齿顶高 (mm) 3 3 3 3 3 3 3 齿根高 (mm) 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 齿顶圆直径 (mm) 63.27 123.72 74.75 112.25 84.25 99.75 98.10 齿根圆直径 (mm) 49.77 110.23 61.25 98.75 73.75 86.25 84.60 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 19 页 共 36页 表 3.3齿轮几何尺寸 -2 3.2 齿轮损坏的形式及原因 机械式 变速器 的齿轮 损坏形式主要有:轮齿折断、齿面疲劳剥落、移动换档齿轮端 部破坏以及齿面胶合 8。 轮齿折断 主要发生在下面的几种情况 :轮齿受到的冲击载荷 太大,导致轮齿弯曲折 断; 在 齿轮的 啮合过程中,轮齿根部 会 产生弯曲应力, 另外在轮齿过渡圆角处又会产生 应力 集中,所以当齿轮受到太 大的载荷作用 时,轮齿 根部的弯曲应力超过 了 材料的许用 应力,轮齿就会断裂。这种由于 齿轮 强度不够而产生的 轮齿 断裂, 在机械式变速器中这 种断裂 情况 是较 少发生。在变速器中 常见的 轮齿断裂情况主要是因为 在重复载荷 的 作用 下使齿根受拉面的最大应力区出现 了疲劳裂缝而逐渐扩大到一定深度后导致 折断,其破 坏断面在疲劳裂缝部分 是呈光滑表面,而突然断裂的断面 呈粗粒状表面。变速器 中 低档 的 小齿轮由于载荷 较 大而齿数 较 少、齿根较弱,其主要破坏形式就是这种弯曲疲劳断裂。 齿面点蚀是变速器中 高 速 档齿轮齿面接触疲劳的破坏形式。 齿轮的齿面长期在脉动 的接触应力作用下,会 产生大量与齿面成尖角的小裂缝。 齿轮在 啮合时由于齿面 之间的 相互挤压,使填满了润滑油的裂缝内油压增高,导致裂缝的进一步加大 ,最后 在齿面 产 生剥落,使齿面上形成许多小 点,即所谓点蚀 9。 齿轮的 点蚀使 齿轮齿形误差加大进而 名称 齿轮 8 齿轮 9 齿轮 10 齿轮 11 齿轮 12 齿轮 13 齿轮 14 齿数 27 33 24 33 17 31 17 法面模数 (mm) 3 3 3 3.5 3.5 3 3 螺旋角 (deg) 12.27 12.27 12.27 基圆柱螺旋角 (deg) 11.61 11.61 11.61 端面模数 (mm) 3.19 3.19 3.19 端面压力角 (deg) 21.34 21.34 21.34 法面齿距 (mm) 9.42 9.42 9.42 10.99 10.99 9.42 9.42 端面齿距 (mm) 9.64 9.64 9.64 法面基圆齿距 (mm) 8.86 8.86 8.86 10.33 10.33 8.85 8.85 分度圆直径 (mm) 82.89 101.31 73.68 115.5 59.5 93051 69 基圆直径 (mm) 77.21 94.36 68.63 107.93 55.60 86.90 47.65 齿顶高 (mm) 3 3 3 3.5 3.5 3 3 齿根高 (mm) 3.75 3.75 3.75 4.36 4.36 3.75 3.75 齿顶圆直径 (mm) 88.89 107.31 79.68 122.5 66.5 99 57 齿根圆直径 (mm) 75.39 93.81 66.18 106.75 50.75 85.5 43.5 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 20 页 共 36页 产生 动载荷,甚至可能引起 齿轮轮齿折断。一般 是靠近节圆根部 的齿面处点蚀比靠近节 圆顶部 的点蚀严重;主动小齿轮 比 被动大齿轮 点蚀 严重。 对于高速重载齿轮,由于齿面 间的相对滑动速度快、接触压力大,在齿轮接触区产 生高温进而破坏掉齿面间的润滑油膜 ,使 两个齿轮的 齿面直接接触。在局部高温、高压 下 的条件下, 齿面 熔焊粘连 在一起 ,齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹的损坏形式称为齿面 胶合。在一般的汽车 机械式变速器中,产生胶合损坏的现象时很少见的 。 加 大 齿轮的轮齿根部齿厚,增 大 齿轮 齿根圆角半径,采用高齿,提高 齿轮重合度, 增加同时 轮齿 啮合 对数,提高轮齿柔度,采用优质材料等, 这些方法 都是提高 齿轮 轮齿 弯曲强度的 重要 措施。合理选择齿轮参数,增大齿廓曲率半径,降低接触应力, 提高齿 面硬度等,可以 提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油, 可以 提 高油膜强度,提高齿面硬度, 或者 选择适当的齿面表面处理和镀层等,是防止齿面胶合 的措施。 3.3 齿轮的材料选择和处理工艺 变速器齿轮多数采用渗碳合金钢 制造,它表层的 硬度 高,芯部的韧性大 , 能大大提 高齿轮的耐磨性、 抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力 10。在选用 齿轮的钢材和 热处理 工艺 时, 对 齿轮的 切削加工性能及 制造 成本也应 综合 考虑。 另外 , 通过 对齿轮进行强力喷丸处 理 后,能提高齿轮弯曲疲劳寿命及接触疲劳寿命 。齿轮在热处理之后 可以 进行磨齿,能消 除齿轮热处理产生的 变形; 经过 磨齿 后得 齿轮 其 精度高于热处理前剃齿和挤齿齿轮精度, 提高齿轮传动平稳性和效率;在同样载荷 的条件下, 经过 磨齿的 齿轮 弯曲疲劳寿命比剃 齿的要高。 目前 国内汽车变速器齿轮 的 材料主要用 20CrMnTi、 20Mn2TiB、 16MnCr5、 20MnCr5、 25MnCr5 等钢材,这些低碳合金钢都需 要进行 渗碳、淬火处理,以提高表面硬度 细化材 料晶粒 11。为消除内应力 ,还要进行回火 处理 。渗碳 处理 齿轮表面硬度为 58 63HRC, 芯部硬度为 33 48HRC。 在本设计 中 齿轮的 材料选用 20CrMnTi。 3.4 变速器齿轮强度计算 和 其他 的 机械行业相比,不同用途 的汽车机械式变速器齿轮使用条件基本上是相同 的。另外, 变速器齿轮 使 用的 制造 材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式 也 基本相同。一般的机械式 变速器齿轮用低碳钢制作,采用剃齿和磨齿 进行 精加工,齿 轮表 面使用 渗碳淬火热处理工艺,齿轮精度不低于 7 级 等 。因此, 使用比 计算通用齿 轮 强度公式更为简化的计算公式来计算汽车变速器的 齿轮,一样可以获得比较 准确的结 果。因此本设计中使用简化的计算公式来计算 变速器齿轮强度 3.4.1 变速器齿轮弯曲疲劳 w计算 ( 3-1) 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 21 页 共 36页 式中 w-弯曲应力 (Mpa); Ft-圆周力( N) ,t 2 ; Tg-计算载荷 ( Nm) ,取 T 2 ; d-分度 圆直径 (mm), d=mz; K -应力集中系数 ,可以近似取 1.65; Kf-摩擦力影响系数,主动齿轮取 1.1,从动齿轮取 0.9; b-齿宽( mm); t-端面齿距 (mm); y-齿形系数 ,取 0.133; K -重合度影响系数,取 2.0。 将有关参数代入上式,得到齿轮的弯曲应力为 12 2g 2 ( 3-2) 通过上面的方法计算齿轮的弯曲应力。结果如下表 3.4: 表 3.4 弯曲应力 一档 二档 三档 四档 五档 常啮合齿 倒档 弯曲应力( Mpa) 191.74 168.64 152.16 129.95 115.10 208.27 178.32 对于汽车变速器 齿轮的许用应力在 250Mpa左右, 各档的弯曲应力都在许用应力之 内,满足设计要求。 3.4.2 变速器轮齿接触应力 j计算 轮齿接触应力计算的简化公式如下 j 0 8 (1 + 1 ) ( 3-3) 式中 j-齿轮接触应力( MPa); F-齿面上的法向力( N); F ; FT-圆周力( N) , t 2 ; Tg-计算载荷( Nm) ,取 T 2 ; d-分度圆直径 E-材料的弹性模量( MPa),取 E=200000MPa 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 22 页 共 36页 b-齿轮的实际齿宽( mm),取 b=26mm; z、 b-主、从动齿轮节点处的曲率半径 (mm) 在直齿轮中 、 ( rz、 rb为主、从动齿轮节圆半径( mm) )。 在斜齿轮中 22 、 r2 ( rz、 rb为主、从动齿轮节圆半径( mm) )。 将各参数代入公式,整理后得到接触应力为: 0 8 emax(1 + 1 ) ( 3-4) 将各档齿轮的参数代入上面公式,计算出各档齿轮的接触应力如下表: 表 3.5 接触应力 渗碳齿轮的许用接触应力 1300 1400Mpa,通过上面的计算,各档齿轮都满足要求。 3.5 轴的结构设计 与校核 中间轴式变速器有三根轴,三根轴应该同步设计,以满足安装轴上齿轮以及同步器 的需要, 轴的初取最小直径取 30 设计,所有的齿轮宽度取为 26mm。 然后根据实际装配 情况设计轴。 3.5.1 轴的刚度验算 对齿轮工作影响最大的是轴在垂直面内产生的挠度和轴在水平面内的转角。前者 使 齿轮中心距发生变化,破坏了齿轮的正确啮合;后者使齿轮相互歪斜。 确定轴的尺寸以后,可对轴进行刚度和强度验算。欲求中间轴式变速器第一轴的支 点反作用力,必须先求第二轴的支点反力 ,因为第二轴是架在第一轴上的 。档位不同, 不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力 不同,而且力到支点的距离也有变化,所以应当 对每个档位都进行验算 。作用在第一轴上的转矩应取 发动机最大扭矩 Tmax。 轴的挠度和 转角计算时仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副,因距离支承 点近、负荷又小,通常挠度不大,故可以不必计算。 轴在垂直面内的挠度为 fc ,在水平面内挠度为 fs 和转角,可分别用下式 计算 12: 223 ( 3-5) 223 ( 3-6) ()3 ( 3-7) 式中 Ft-齿轮 的径向力 ( N) Fr-齿轮的圆周 力 ( N) E-弹性模量 (MPa),取 E=2.1 105 Mpa 一档 二档 三档 四档 五档 常啮合齿 倒档 接触应力 ( MPa) 555.85 387.70 533.39 429.05 521.72 528.14 619.30 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 23 页 共 36页 I-惯性矩( mm4),对于实心轴, I d464 ; d-轴的直径( mm)。 a、 b-齿轮上的作用力矩支座 A、 B的距离( mm); L-支座间的距离( mm)。 轴的全挠度 f 2 +2 0 。 ( 3-8) 齿轮所在平面的转角不应该超过 0.002rad。 根据上面的计算公式可以得到在各档工作时,输出轴和中间轴的挠度和转角。如下 表 1.6所示。 表 3.6轴的挠度和转角 通过分析上面的分析得到各档工作时,各轴的刚度满足要求。 3.5.2 轴的强度验算 变速器上的轴收到弯矩和扭矩,所以按弯扭合成来校核轴。 因为一档的齿轮的受力 最大,所以只校验一档时的轴强度即可。 一档上使用的是直齿轮, 齿轮啮合的圆周力 Ft、径向力 Fr以及轴向力 Fa按下面的公 式计算 7: 2 ( 3-9) ( 3-10) cos ( 3-11) T-转矩 (N m) d-节员直径 (mm) -压 力 角 ( ) 计算轴的弯扭合成强度,先做出轴的计算简图,然后分别按水平面和垂直面计算各 力产生的弯矩,并按计算结果分别做出水平面上的弯矩 MH和垂直面上的弯矩 Mv。然后按 照下面的公式计算弯矩。 M 2 +2 ( 3-12) 式中 ,M-轴所受的弯矩, N mm; MH-轴的水平方向弯矩, N mm; MV-轴的垂直方向弯矩 , N mm; 一档 二档 三档 四档 五档 倒档 挠度 ( mm) 输出轴 0.043 0.096 0.10 0.059 0.068 0.082 中间轴 0.084 0.12 0.11 0.094 0.17 0.78 转角 ( rad) 输出轴 0.0001 0.0004 0.0001 0.00013 0.0002 0.00018 中间轴 0.0002 0.0001 0.0004 0.00017 0.0003 0.0003 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 24 页 共 36页 已知轴的弯矩和扭矩之后,可针对某些危险的截面做弯扭合成强度校核计算。计算 公式为: 2+()2 ( 3-13) 式中 , -轴的计算应力, Mpa; M-轴所受的弯矩, N mm; T-轴所受的扭矩, N mm; W-轴的抗弯截面系数, mm3; -折合系数; 因为轴的扭转切应力和弯曲应力都是对称循环应力,所以取折合系数 =1。轴的抗弯截 面系数 W可以按下面的公式计算: W d332 ( 3-14) 式中, d是轴的直径。 根据上面的计算方法,计算的 结果为:输出轴的应力为 172Mpa,中间轴的应力为 187Mpa。 所以轴的强度满足要求。 3.6 花键 输出轴上的同步器周向定位是用矩形花键定位。下面进行花键的设计和校核。 3.6.1 花键的设计 根据轴的实际情况,在五六档处和倒档上连接同步器的花键小径 d=26mm,大径 D=30mm,花键齿数 z=6,齿宽 B=6mm。在三四档和一二档上连接同步器的花键小径 d=34mm, 大径 D=38mm,花键齿数 z=6,齿宽 B=6mm。 3.6.2 花键的校核 花键的主要失效形式是工作面被压溃(静连接)或工作面过度磨损(动连接)。因 此,静连接通常按工作面上的挤压应力进行强度计算,动 连接则按工作面上的压力进行 条件性的强度计算 7。 本设计中同步器与花键是静连接 ,花键的强度按下面的公式计算 7: 2 103 ( 3-15) 式中: -载荷分布不均系数,取 =0.7,; z-花键的齿数; l-齿的工作长度( mm); h-花键齿侧面的工作高度( mm); dm-花键的平均直径 (mm); p-花键连接的许用压力( MPa) ,取 p=140MPa; 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 25 页 共 36页 代入数据计算得到四个花键强度如下表: 表 1.7 花键强度 五六档花键 三四档花键 一二档花键 倒档花键 强度( MPa) 65.25 74.43 88.56 94.12 通过分析上面的分析花键 满足 设计 要求。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 26 页 共 36页 4 同步器设计与计算 同步器的设计主要有同步器的尺寸和同步器的参数选择等。 4.1 同步器结构 同步器结构如下图 4.1所示 图 4.1 同步器 1,4-同步环; 3-滑块; 5-啮合套座; 6-花键毂; 7-啮合套; 8-输入轴; 同步器主要由同步环、滑块、花键毂和啮合套组成。同步器工作可靠、耐用,在现 代汽车机械式变速器中得到广泛使用。 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 27 页 共 36页 4.2 同步器工作原理 同步器 的工作原理是利用被接合件的惯性防止同步前挂档。 同步器挂档过程可以分 为三个阶段 13。第一阶段,在 变速器换档拨叉的推动下, 啮合套 离开中间位置作轴向移 动,使摩擦元件的两摩擦表面相接触,惯性力矩引起的转速差产生的摩擦力矩使锁止元 件转至锁止位置,完成锁止过程,以阻止同步前挂档,这时摩擦力矩大于脱锁力矩,使 锁止可靠 。如图 4.2;第二阶段,在继续施加的轴向力作用下,经锁止面传至摩擦表面 的正压力不断加大,使摩擦副在滑磨过程中的两摩擦表面的角速度逐渐接近,当摩擦力 矩克服了被接合部分的惯性力矩后,两摩擦表面间的转速差及摩擦力矩均消失,完成同 步过程;第三阶段,摩擦力矩消失后,轴向力仍作用在锁止元件上,锁止面正压力的切 向分力产生的脱锁力矩使锁止元件倒转某个角度,使两锁止面脱离接触,完成脱锁过程, 让同步器顺利地 同步 ,如图 4.2。 所示 图 4.2 同步器啮合过程 a-同步器锁止; b-同 步器换挡 桂林电子科技大学毕业设计(论文)说明书用纸 第 28 页 共 36页 4.3 同步器主要尺寸确定 ( 1)接近尺寸 同步器换档 的 第一阶段中间,在滑
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