GD1042轻型货车-传动轴、变速器设计【含CAD图纸+文档】
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机电工程学院毕业设计说明书设计题目:GD1042轻型货车设计变速器、传动轴设计学生姓名: 学 号: 专业班级: 指导教师: 20xx年5月22日目次1 概述12 变速器结构方案确定12.1传动机构的布置方案12.2零部件结构方案设计23 变速器主要参数的选择33.1变速器的传动比范围、挡位数及各挡传动比33.2变速器中心距53.3变速器外型尺寸63.4齿轮参数63.5各挡齿轮齿数的分配84变速器齿轮及轴的计算与校核104.1齿轮的失效形式104.2齿轮的强度计算与校核114.3轴的设计145 同步器设计计算185.1同步器简介185.2同步器主要参数196传动轴的设计计算206.1传动轴的简介206.2万向传动轴的设计计算206.3十字轴万向节的设计216.4传动轴结构分析与设计24设计总结28致 谢29参考文献301 概述变速箱的优良性能在日常驾驶中起着非常重要的作用。发动机扭矩的力量再大,也必须通过变速箱的输出才能起作用。如果遇到一个性能不太好的变速器,当开始启动时就容易停滞,转变不平稳,振动,即使再好的匹配引擎也是没有用的。因此设计性能优良的变速器很重要。变速器的设计原则如下所示:(1)保证汽车的经济性和动力性能要高;(2)汽车的变速器的工作效率要高;(3)应该安置P挡(空挡),可以用来切断发动机和驱动轮之间的能源输送;(4)应安置R挡(倒挡),使汽车能够向后倒退运动;(5)应该安置功率输出装置,用于输出功率需要;(6)换挡迅速,便捷,轻快 ,准确;(7)变速器工作时,应当噪声很低;2变速器结构方案的确定2.1 传动机构布置方案变速器有两部分组成,这两部分分别是变速传动机构和操纵机构。按照行进挡数目的差异,变速器能够分为三、四、五和多挡几种模式;依据轴的类型可以分为固定轴式和旋转轴式两种。在固定轴式的变速器中,两轴式和中间轴式,这两种变速器的运用更加普遍。2.1.1 固定轴式变速器固定轴式能够分为两轴式和中间轴式变速器。固定轴式变速器运用较为宽泛,一般放在FR车上用。中间轴式变速器效率较高,传动基本上不会产生太大的声音,使用过程中损耗也小。它的弊端是除直接挡外其余各挡位的传动效率较低。将中间轴式和两轴式放在一起,能够看出两轴式内部结构不复杂,且零件之间布置间隙非常紧密,此外它的工作效率也比较高,传动产生的声音小,它多用在RR布置装置中。经过综合对比之后,此次设计我所的选用的变速器是中间轴式变速器。2.1.2 倒挡布置方案倒挡R是一个很重要的附加装置,它方便了驾驶者,但是用到它的地方很少,例如停车,其他情况一般情况下是不会用到的。所以换倒挡一般采用直齿滑动齿轮形式。倒挡R是一个很重要的附加装置,它方便了驾驶者,但用到它的地方却很少,例如停车,其他情况一般不会用得到。所以换倒挡普遍运用的是直齿滑动齿轮形式。倒挡的布置设计方案如下图所示: (a) (b) (c) (d) 图2.1 倒挡布置方案(c)(b)(a)(d)上图的倒挡布置方案各有各的优点,各有各的缺点。(a) 图优点是中间轴相对较短,弊端是换挡较困难。(b) 图优势是倒挡的传动比大,缺点是混乱的换挡次序。(c) 图优点是齿宽变长。(d) 图的优点是换挡顺序合理,很容易换挡。综上所述,本设计所选择得方案(d)较为适合。2.2零部件结构方案设计2.2.1齿轮形式变速器所用的齿轮能够分为直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮。把斜齿和直齿圆柱齿轮放在一起,斜齿在寿命,运转工况,产生噪音方面都优异些;但在制造方面困难一些。斜齿圆柱齿轮经常用于变速器中的常啮合齿轮。2.2.2 换挡机构形式换挡机构形式很多,有些多数位置应用,而有些只在少数的位置才能得到使用。例如直齿滑动齿轮,啮合套,同步器等等。直齿滑动齿轮换挡方式具有简单的结构,而且有比较方便维修的优势。但这种转变将影响齿面,并且噪音大,造成齿轮磨损和损伤,转变时间很长。这种情况下可以使换挡行程缩短,并且增加承受换挡冲击的接合齿齿数,而轮齿又不参与换挡,进而延长轮齿寿命;但换挡会产生残余冲击,对驾驶者有很高的技术要求。 同步器换挡能够保证快速,没有大的冲击,没有噪音,没有需求的驾驶技术,能提高汽车的加速度,燃油经济性和驾驶安全,因而得到广泛应用。虽然同步器换挡的轴向尺寸相对较大,再加上较高的制造精度要求和结构相对复杂的弊端,但在综合对比分析的时候考虑到以上所述的具体优点和在实际中的运用的方便性,在实际中应用依然较为广泛。通过对同步器的具体结构作具体的了解和分析,并加以认识和揣摩,最终决定本次设计选用同步器换挡形式。3 变速器主要参数的选择3.1变速器的传动比范围、挡位数及各挡传动比3.1.1 挡数320个挡位一般情况下是变速器的挡数变化范围,变速器的挡数普遍在6挡以下。随着变速器挡数的逐渐增加,汽车将更加省油,跑得更快,马力更大。当挡位数越多时,变速器的内部结构就越复杂,并且使得轮廓尺寸和质量变大,同时使操纵机构变的复杂,因此,需要设计者综合考虑设计要求来选取合适的挡位,本次设计采用5+1挡。3.1.2 传动比范围 变速箱比率是最低和最高变速比的比率。本次设计的最大的挡为5挡,变速比取为1。在发动机发出最大的动力和最低传输引擎速度的前提条件下,车辆的爬坡能力最大,车轮所要求的径向距离,主减速比,以及选择低传输引擎速度都会影响最小的稳定的比率。所选用的技术参数如下:整车整备质量:2000Kg最高车速:130Km/h 爬坡度:30%最大总质量:4000Kg 主减速器的传动比:5.86 最大转矩:160Nm 最大转矩转速:2700rmp 最大功率:96kw汽车的省油能力会影响传动齿轮最高变速比的数值,一般最高变速比的取值小于等于1。然后,根据驱动轴齿轮比确定的汽车的动力、油耗。汽车爬过的最陡坡度对传动比也有影响,它可以通过计算得出1挡的变速比数值。汽车从下往上爬坡的时候,因为是上坡,所以行车的速度并不是很高,又加上空气阻力可以忽略,则发动机发出的动力传输到驱动轮的力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力,查文献1可知: (3-1)式中:汽车总质量,4000kg;重力加速度,取=9.8;道路最大阻力系数,0.31;驱动车轮的滚动半径,取0.42m;发动机最大转矩,160 Nm;主减速比,5.86;汽车传动系的传动效率,0.9;最大爬坡度30%,即=;滚动阻力系数,取0.020;变速器一挡传动比。查文献1由最大爬坡度要求的变速器一挡传动比可知: (3-2) 2.69依据驱动车轮与路面的附着条件可得: (3-3)上式中:车辆在地面上完全装载的一个水平面上固定轴重;道路的附着系数,计算时取。查文献1,一挡传动比可知: (3-4)=8.21按照本设计要求的通常情况和必要条件可以初步确定一挡传动比的数值为5.42。3.1.3各挡传动比当变速器的最高挡传动比与最低挡传动比确定以后,中间各挡的传动比从理论上来说是可以按照公比(查文献1可知): (3-5)挡位数挡数 由于齿的数量都是整数,也可以配置稍有不同,使用小挡位之间的共同的比率,方便切换挡位。五挡传动比,另外,必须考虑到发动机的合理配置,因此,每个齿轮比初选为: , , , , 3.2 变速器中心距A 中间轴式变速器的中心距离是指一段距离,这段距离的数值代表着第二轴和中间轴,这两根轴中心线之间的距离。这段距离影响变速器的外形尺寸、体积和质量。中心距A可以根据下列公式进行计算(查文献1): (3-6)式中: 中心距系数,货车();发动机最大转矩,Nm;变速器1挡传动比,;变速器的传动效率,取。本设计变速器的中心距为: (3-7)=85mm3.3变速器外型尺寸 传动装置的横向外形尺寸可以通过该齿轮装置和倒挡齿轮和变速机构的直径来初步确定。传动挡数的多少,齿轮切换部件的形态以及齿轮的样式都会影响传动装置的在轴线方向的尺寸。 货传动装置外廓在轴向方向的尺寸参考:五挡,中心距A最好取为整数时,检测比较方便。3.4 齿轮参数3.4.1模数在相同条件下的传输的中心距,选择较小的弹性模量可以增加齿的数目,并且增大齿宽可以增加齿轮的重叠部分,并降低齿轮噪音,因此为了降低噪声应降低模量,选取合理数,同时增加齿宽;较小的质量,应增加模量,同时减少齿宽;从工艺方面的考虑,各种齿轮,应使用一个模数,并从强度的观点来看,每个齿轮应不同的模量; = =2.52 高挡齿轮K=1 = =4.00 一挡齿轮 (3-8)式中: 为斜齿轮法向模数; 为直齿轮模数;发动机最大扭矩,Nm ;变速器一挡传动比; 变速器传动效率,取0.96; 本次设计取同步器和啮合套的接合普遍运用的是渐开线齿轮的形式。因此,一个传输机构中的接合套模数尽量取相同值,总质量在的货车取。本次设计取模数m=3,因为选取较小的模数可以使齿数增加,便于换挡。3.4.2 压力角压力角小,造成重合度大,传动平稳;压力角大时轮齿抗弯强度和表面接触强度得到提高。其实,压力角为20已经被写入国家规定的设计标准。因此在本次设计中的变速器的齿轮采用的压力角数值也为20度。啮合套或者同步器的结合齿压力角有时也可以为20、25、30等。此次设计所选用30的压力角。当压力角小时,降低了齿轮钢度,但优势是相对稳定的传输,噪音低,重合度较大;相反压力角大齿轮的刚度就有了很大程度上的提高。对与乘用车而言取小些将更加有利于汽车的平稳性的提高;对与载重汽车而言,取大些将有利于提高相应齿轮的承重负荷时稳定运转能力。3.4.3 螺旋角螺旋角数值的选择很重要,它的变化会带来两个意想不到的结果,随着值的增加,轮齿的抵抗弯曲的能力在增加。此外,螺旋角数值的变化,还会影响两齿轮间的啮合,以及产生噪音的大小。实验得证:螺旋角的相对增大,会相应提高齿的强度。当选择大的螺旋角数值时,会减少轮齿抵抗弯曲的能力,不过也会增加相应的接触强度。考虑到低挡齿轮的的抗弯强度,角度不宜过大,取15- 25之间的值;结合本设计技术要求初选螺旋角为=20。图3.1 中间轴轴向力平衡图依据图3.1可以得到,要使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡,需要满足的条件如下所示:因为,可得 (3-9)式中,和是作用在中间轴齿轮1和2上的轴向力;和是作用在中间齿轮1和2上的圆周力;和的节圆半径;为中间轴传递的转矩。货车变速器斜齿螺旋角的选择范围18-26。3.4.4齿宽b齿宽的定义是轮齿的宽度,是齿轮的一个非常重要的参数,齿宽的大小对于变速器的质量和尺寸、齿轮的工作的稳定性、齿轮强度等都有一定的影响。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽:直齿,为齿宽系数,取为4.58.0,=8.0 b=48.0=32mm斜齿,取为6.08.5,=8.b=38.0=24mm3.5各挡齿轮齿数的分配当每个齿轮的初选中心距、模数以及螺旋角的数据确定后,齿轮的齿可以依据挡数、变速比和传输方案来分配齿数。当分配尽可能使各传动比的齿数不是整数,可以使轮齿表面均匀磨损。本次设计的传动方案结构简图如右图。3.5.1 确定一挡齿轮的齿数 一挡图3.2 五挡变速器示意图 当一挡的齿数和Zh确定后,就可以确定Z9、Z10的齿数: 直齿齿轮 斜齿齿轮Zh=2Acos/mn 其中 ;故有。货车变速器一挡齿轮Z10可在1217之间选择,此处取。则可得出。3.5.2 确定常啮合齿轮副的齿数由式(2-7)求出常啮合齿轮的传动比 由已经得出的数据可确定Z2/Z1=2.35 1 而常啮合齿轮的中心距和一挡齿轮的中心距相等 由此可知: (3-10) 而根据已求得的数据可计算出:。 21与2联立可得:。则根据式(2-7)可计算出一挡实际传动比为。3.5.3 确定其他挡位的齿数二挡传动比 (3-11) 联立得:。按同样的方法可分别计算出:三挡齿轮 =26 ,=28 四挡齿轮 =21 , =33。 3.5.4 确定倒挡齿轮的齿数倒挡传动比与一挡传动比,相比较来说比较靠近,所以在本次设计中倒挡的传动比可以取为5.40,中间轴上倒挡传动齿轮的齿数比一挡主动齿轮10略小一些,可以取Z12=12。因为通常情况下,倒挡轴齿轮Z13取2123,此处取Z13=22。由 (3-12)可计算出Z11=28。故可得出中间轴与倒挡轴的中心距: (3-13) 而倒挡轴与第二轴的中心: (3-14)3.5.5 齿轮变位系数的选择原则为了防止产生根切、干涉、中心距配凑等问题,常用变位齿轮来解决。而且对变速器而言,不同的齿轮轮齿的弯曲强度和接触强度,抵抗粘接在一起的能力,耐磨性等有不同的要求。变位齿轮的使用满足了以上的要求,并且可以有效地提高齿轮寿命极限。变位齿轮分为高度变位和角度变位两种。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可使小齿轮的齿根强度增强,但很难降低传动时产生的噪声。如果实际中心距等于中心距,使用高系数。如果实际中心距不等于已定中心距时,采用角度变位的方式。其中,角度位移可以获得良好的啮合性能和传动质量指标,被最多使用。齿轮传动装置工作频繁,经常在循环荷载作用下,也在冲击荷载作用下。根据实际齿轮损坏统计,变速器齿轮损坏形式大多是因为齿面剥落和疲劳强度破坏。因此,选择变位系数,主要着眼于提高齿面耐磨性和强度。总的来说,总变位系数的取值应该谨慎,不能取得过大,会产生不利的后果,酌情可以取小一些的值。其中,一挡主动齿轮10的齿数小于17,因此一挡齿轮需要变位。变位系数: (3-15)式中Z为要变位的齿轮齿数。4 变速器齿轮及轴的校核4.1 齿轮的失效形式齿轮的损毁形式是有很多形式,比较突出的就是齿面点蚀,齿面磨损,轮齿断裂等几种形式,这些损坏形式对齿轮造成不可修付的损坏。轮齿破碎方法有两类:一个大的冲击载荷的齿牙,使轮齿弯曲断裂;轮齿表面不断地受力,一次一次的施加力,会破坏齿根,可能会产生裂纹,因为力是一次次不断施加的,就是裂纹过大,最终轮齿折断了。前者在变速器中发生的很少,后者出现的较多。4.2 齿轮的计算与校核4.2.1齿轮弯曲强度计算(1)一挡直齿轮弯曲应力,查文献2可知: (4-1)式中: 弯曲应力(Mp);圆周力(N),;为计算载荷(Nmm);为节圆直径(mm);应力集中系数, =1.65;摩擦力影响系数,主动齿轮=1.1,从动齿轮=0.9;齿宽(mm);端面齿距,;齿形系数,=0.46因为齿轮节圆直径,式中为齿数,所以将上述有关参数带入式(4-1)后得 (4-2)当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转距时,一挡和倒挡直齿轮可以允许使用弯曲应力取值范围在400850MPa之间。由公式(4-2)得:=526MPa 设计比较合理。(2)二挡斜齿轮弯曲应力,查文献2可知: (4-3)弯曲应力(兆帕);圆周力(N),;为计算载荷(Nmm);为节圆直径(mm); ;斜齿轮螺旋角( ),=20;应力集中系数, =1.50;齿宽(mm);法向齿距,;齿形系数,=0.47;重合度影响系数,=2.0。 将上述相关参数带入公式(4-3)中,整理后可以得到斜齿轮弯曲应力的式子为: (4-4) 当计算载荷取时,可以得到斜齿轮许用弯曲应力在。 由公式(4-4)得:=设计比较合理。4.2.2轮齿接触应力 (4-5) 式中:轮齿的接触应力(兆帕);齿面上的法向力(N),为圆周力;斜齿轮螺旋角( );齿轮材料的弹性模量(兆帕), ;齿轮接触的实际宽度(mm);主动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮,;从动齿轮节点处的曲率半径(mm),直齿轮,; 当选择作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触应力查文献2可知,见表4.1表4.1 变速器齿轮的许用接触应力(MPa)齿 轮液体碳氮共渗齿轮渗 碳 齿 轮950100019002000一挡和倒挡齿轮65070013001400常啮合齿轮和高挡齿轮 计算所得结果分别如下:一挡: 二挡: 三挡: 四挡: 五挡: 倒挡: 所以设计的是合格的。 本次设计传动齿轮的材料采用的是20CrMnTi钢和渗碳处理,提高了其耐磨损性,并且改善了齿轮弯曲疲劳和接触疲劳。4.3轴的参数设计变速器中有非常多的传动机构,且大部分都是齿轮机构,齿轮机构在传递动力过程中,轮齿经常会受到圆周力、径向力、以及轴向力,这些力最后会集中的施加到承载齿轮的轴上,轴在受到外力情况下,会产生弯矩和扭矩,使轴发生弯曲变形。所以选择承载齿轮的轴应该具有抵抗外界施加的弯矩和扭矩的能力。因为缺乏刚性,会引起弯曲变形,会破坏正确的齿轮,所述齿轮的冲击强度、工作磨损和噪音。因此,在设计变速器的时候,要求它的刚度大小应该确保该齿轮可以被接合到正确的先决条件。 (1)初选轴的直径在中心距数值已经给出的情况下,中间轴式的变速器的第二轴与中间轴的最大直径可以按照中心距根据下式初选。初选二轴中部直径mm,圆整至d=43mm。 (2)按弯扭合成强度条件计算计算二轴一挡齿轮啮合的圆周力、径向力和轴向力。查文献2可知: (4-6) (4-7) (4-8) 式中: 至计算齿轮的传动比;计算齿轮的节圆直径,mm; 节点处压力角;螺旋角。 因为二轴一挡齿轮是直齿轮,所以,轴向力。 图4.1为变速器二轴结构简图图4.1变速器二轴结构简图图4-2轴的载荷分析图 如图4.2所示,I截面为危险截面 由公式(4-6)计算二轴一挡齿轮所受圆周力为:d=mz=430=120mm=25714.3N 由公式(4-7)计算二轴一挡齿轮所受径向力为:=1256N 垂直力计算:1256102+FNV1322=0FNV1=(1256102)/322= 398N 水平力计算: 弯矩计算: 计算转矩:Nmm力和在轴铅垂面内弯曲变形并产生垂向挠度;另外,使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度。在求得各支点的铅垂反力和水平反力后,计算相应垂向弯矩和水平弯矩。在弯矩和转矩联合作用下的轴向应力: (MPa) (4-8) 式中:计算转矩,Nmm; 轴在计算断面处的直径,花键处取内径,mm;弯曲截面系数,mm;在计算断面处轴的水平弯矩,Nmm;在计算断面出轴的垂向弯矩,Nmm;许用应力,在低挡工作时参阅文献2可知MPa.Nmm 由公式(4-8)得: =105MPa影响最大的是在齿轮该部分的水平面上的偏转角和轴的的垂直方向距离变化。前者改变了齿轮的中心距,并破坏其正常啮合;后者使大,小齿轮倾斜,如图所示。 图4-3变速器轴的变形简图变速器齿轮在轴上的位置如图4-3所示时,假如轴在垂直面内挠度是,在水平面内挠度是和转角是,查文献2可知: (4-9) (4-10) 式中:齿轮齿宽中间平面上的径向力(N);齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N);弹性模量(MPa),MPa;惯性矩(mm),对于实心轴,;轴的直径,花键处按平均直径计算;、为齿轮上的作用力距支座、的距离(mm);支座间的距离(mm)。图4-4变速器轴的挠度和转角 由文献2可知,轴的合成挠度为: (4-11) 可得惯性矩:mm 将数值代入式(4-9)(4-10)得: 可得轴的全挠度,则刚度符合要求。5 同步器设计计算5.1 同步器简介同步器按照某个条件可以分为三种,分别是常压式、惯性式和惯性增力式。在这三者中,惯性式同步器是使用最多的。惯性同步器换挡有自己的特殊要求-只有当换挡时机合适时,即将换挡的两元件的角速度达到同步才可以换挡,否则就不能成功换挡。惯性式同步器可以分很多种类,比如锁销式、滑块式、锁环式、多片式等等。这些分类的结构可能有所不同,与其说它们有些相同点,不如说一些元器件是一样的,例如摩擦元件、弹性元件等等。本设计所采用的同步器是锁销式同步器。5.2 同步器主要参数5.2.1 摩擦因数同步器工作的次数很多,在高挡区进行传动比的切换时,磨损消耗会比较大的,所以它要求很耐磨,来保持较长的寿命。选择其材料很重要,为了获得良好的摩擦因数。较大的摩擦因数,会省力,缩短工作时间;较小的摩擦因数,有可能失去换挡同步。5.2.2 同步环主要尺寸的确定(1)同步环锥面上的螺纹槽 接触表面的宽度较窄的顶部会对压力产生影响,磨损加快。大螺纹槽设,有很多好处,方便存油,但也有些坏的影响,会使损耗速度增加,使零件的寿命变的更短。一般情况下轴向泄油槽为612个,且槽宽范围34mm。(2) 锥面半锥角 当摩擦锥面半锥角的数值取得较小时,产生的摩擦力矩就会越大。但过小将产生自锁现象,避免自锁的条件是 f 。一般情况下=68。当=6时,会出现咬住、粘着的现象;在=7时,就会很少出现咬住的现象。 (3)摩擦锥面平均半径R 随着R越大,会产生较大的摩擦力矩。原则上是尽可能将R取的大一些。 (4)锥面工作长度b锥面工作长度b值小一些,可以减小传输装置轴向长度,但也会带来一些负面的影响,例如工作面积锥面少了使单位面积的受力变大,表面损耗加速。 (5)同步环径向厚度同步环径向厚度受到外界条件(结构布置等)的限制,厚度不能太厚,但也不能太薄。为保证同步环有足够的强度,必须选取合适的厚度。5.2.3 锁止角 锁止角的选择很值得关注,选取的角度合适,换挡成功几率就越大。上述值得大小都会影响锁止角的选择。5.2.4 同步时间t 同步时间是一个很关键的概念。它的取值大小会影响换挡时机,当在最短的时间,使两个传动零件同步,使换挡更加迅速、方便。诸多因数都会影响其值的大小。例如同步器的结构尺寸、转动惯量、轴向力等等,除了这些因素之外,车的外貌形状也会产生一定的影响。比如说,高挡货车变速器同步时间的值取一般取的小一些,在0.300.80s之间,货车低挡值取的值大一些,大概在1.001.50s之间.5.2.5 转动惯量的计算转动惯量的计算要根据具体的情况而定。对与现在已经存在的零件,其转动惯量的值通常用扭摆法测量出来;对于不存在的零件,可以重新设计,应该先经过仔细分析、观察,然后用数学的方法求出具体数值。6 传动轴的设计计算6.1 传动轴的概述万向传动轴是一个很普通的传动部件,但它肩负着很重要的任务,动力传递、改变转矩等等。万向传动轴设计应满足如下基本要求: (1) 能可靠而又稳定地传递动力。 (2) 保证所连接的两轴尽可能等速运转。 (3) 肩负着动力传递、保证动力的最高效利用,传递过程的损失要少。 (4)传动轴很普通,但又很重要,要求使用周期尽量长久一些。万向传动轴在汽车上有着比较广泛的应用,可以分为多种。大类主要分为刚性和挠性万向节两种。刚性万向节又分为不等速、准等速、等速万向节。不等速万向节内有十字轴式万向节。本次设计采用的万向节是十字轴万向节,结构如下图:6.1万向传动轴花键轴结构简图 1-盖子,2-盖板,3-盖垫,4-万向节叉,5-加油嘴,6-伸缩套,7-滑动花键槽,8-油封,9-油封盖,10-传动轴管6.2 万向传动轴的载荷计算传动力的计算一般有三种算法:(1) 依据发动机最大的转矩和一挡的传动比来确定;(2) 依据驱动轮找滑来确定;(3) 依据日常平均使用转矩来确定;本次传动轴传动力的计算一般采用第一种算法: (6-1)其中: 为发动机最大扭矩;为1挡传动比;为从发动机到传动轴的传动效率;为猛接离合器所产生的动载系数。6.3 十字轴万向节设计十字轴万向节是个非常重要的零部件,必须注意对它的保护,以免其受到损坏。由于它经常运动,就会产生磨损,当受到重压作用时,会产生深深的痕迹,甚至表面的物质被去除。像上面这些损坏,容易出现在轴颈和滚针轴承表面两个地方。通常来说,当出现的磨损或压痕超过0.15mm时,十字轴万向节应该被更换。因为十字轴轴颈的根部很脆弱,容易断裂,所以要非常重视十字轴轴颈的抵抗弯曲的能力。(a) (b)图6.2 万向节叉危险截面示意图 (a) 十字轴 (b)万向节叉设各滚针轴承对十字轴轴径的作用的合力为F,则 (6-2)其中: 为万向传动轴的计算载荷,=min(); r为合力作用线到十字轴中心的距离;为主、从动叉的最大夹角。十字轴轴径根部弯曲应力和切应力应满足下式:(6-3)(6-4)式中: 为十字轴轴径直径(mm);本次取32mm;为十字轴油道孔直径(mm);本次取4mm;s为合力F作用线到轴颈根部矩离(mm),本次取20mm ;为弯曲应力的许用值,为250350MPa; 为许用的切应力,为80120Mpa;滚针轴承的直径有要求,一般不能小于1.6mm,否则会被粉碎。大小差异要尽量小,否则会增加不均匀性之间的负载分配。一般控制0.003mm以内。滚针轴承径向间隙也要控制的合理,一般也有特殊的要求,合适的间隙为0.0090.095mm .滚针轴承得轴向总间隙以0.080.30mm为最好。滚针的轴向间隙一般不超过0.20.4mm。滚针轴承的接触应力为: (6-5)式中: 滚针直径(mm);滚针工作长度(mm)(N),由下式决定: (6-6)滚针和十字轴轴颈表面硬度有严格的要求,不同的硬度值,对应的许用接触应力也不一样。当硬度在58HRC以上时,许用接触应力取值范围在之间。 本次取。万向节叉与十字轴轴承整体的连接,轴承受力F,孔轴中心线截面产生的反作用力,在45的B-B截面,承受弯曲和扭转载荷,这个过程中产生的弯曲应力和扭转应力应满足下式: (6-7) (6-8)式中,、分别表示的为截面处的抗弯截面系数和抗扭截面系数,矩形截面系数,矩形截面:,;椭圆形截面:,分别为矩形截面的高和宽;是有关的系数,按表选取,如图所示;弯曲应力的许用值 为,扭应力的许用值为。表6-1 系数k的选取h/b11.51.7522.53410k0.2080.2310.2390.2460.2580.2670.2920.312本次取,。十字轴万向节的传动效率受到很多因素的影响,具体可以从(6-9)看出。当25O 时,可按下式计算 (6-9)是十字轴万向节的传动效率,是轴颈与万向节叉的摩擦因数,对于滑动轴承:,对于滚针轴承:;其它符号的意义同前。通常情况下,十字轴万向节的传动效率约为。符合设计要求。十字轴适用的材料通常是低碳合金钢,例如20CrMnTi、20Cr、20MnVB、12CrNi3A等等,为了轴颈表面高硬度和高耐磨强度,渗碳淬火工艺是必须的。经过渗碳处理,使得渗碳层深度达到0.81.2mm,并改变其表面硬度,大约在5864HRC,使轴颈端面硬度55HRC,心部硬度为3348HRC。万向节叉可以使用的材料是中碳钢或中碳合金钢,为了获取更好地硬度,经过特殊加工,所能达到的硬度在1833HRC之间,滚针轴承碗材料一般采用GCr15.综合以上结果,十字轴相关参数如下:表6-2十字轴相关参数6.4 传动轴结构分析与设计传动轴中的滑动花键能够伸缩,进而能改变传动的距离。当传递转矩的花健进行伸缩时,产生的轴向阻力如下式所示: (6-10)以减小轴向滑动花键滑动阻力和磨损,有时花键齿磷酸盐处理或者喷涂尼龙层,而其他的放滚针,滚子或球轴承,以便滚动元件的滚动摩擦而不是滑动摩擦,因此提高了其传输效率。有时对于有严重冲击载荷的传动来说,还采用具有弹性的传动轴。花键轴应该进行润滑,并且在花键和键槽间隙的防尘措施不应该过大,为了避免安装错误,均衡驱动轴总成以免损坏。汽车的总体布置影响了传动轴的长度的变化范围。在一个特定的长度,具有驱动轴的截面尺寸驱动轴应确保足够的强度和足够高的临界速度。临界速度就是接近其运行速度轴弯曲固有频率,共振现象出现时,急剧增加幅度的所造成的驱动轴破损时速度,它决定于传动轴的长度,形态和支撑情况,传动轴的临界转速为:(6-11) 式中,为传动轴的最大转速(r/min);传动轴的两万向节的中心之间的长度;和分别为传动轴轴管的内、外径(mm)。在设计时,安全系数取值范围是;为传动轴的的最高转速(r/min)。初选,则,进而求115mm,又因3-6,故可选得,。为了值以及总体的放置位置相对合格,当传动轴长度超过时,要增设中间支撑,一般会打断传动轴成23段,选取3或4个万向节。除管段的驱动轴轴线的尺寸应满足的临界速度的要求以外,而且要确保有足够的抗扭强度。轴管的扭转应力(MPa)应满足 (6-12)计算转矩(Nmm);为许用扭应力,=300Mpa;其余符号如前。公式如下所示:(6-13)(-计算转矩,单位N.m;花键的内径,单位mm)传动花键的齿侧挤压应力(Mpa)应满足(6-14)式中:为传动轴的计算转矩(Nmm);为花键处转矩分布不均匀系数,;为花键外径(mm);为花键内径(mm);为花键的有效工作长度(mm);为花键齿数;花键的齿面硬度有要求,取不同的值域,会有不同的选择结果。当选他的值高于35HRC时,会产生两个不同的许用挤压应力,其一:=,其二:=所选的数据均符合要求。设计总结本次设计的是GD1042轻型货车的变速器、传动轴部分。汽车零部件的设计是汽车设计工作的主要内容之一,汽车变速器是在汽车使用中比较容易损坏的一个部件,本次设计通过对其结构进行分析,初步进行结构方案的设计,从而达到提高变速器工作性能的目的,并与合适的传动轴结构相匹配。然而在设计过程中也发现了许多不足,平时在课堂上学到的理论知识并不能很好的运用在实际的工作中。对具体的设计步骤也不是很了解,特别是机械中的一些知识更需要学习。这些缺点都需要在日后的学习和实际工作中需要改善。在这段时间里,从收集资料到方案定型、绘图、修改、编写说明书,使我对汽车设计过程有了更加深刻的理解,收获了很多。不但使我重新对我所学的专业知识有了全新的认识,同时还使我学习到了很多以前没有接触到的东西,这些使我对四年所学的知识有了一个更深层次的认知。致 谢经过几个月的努力,毕业设计马上到达终点,如今我们也基本上完成了对GD1042货车的设计工作,这次的设计紧张而又短暂,但是在工作完成之后伴随在内心的最大的感觉还是发自内心的开心,以及对自己工作的成就感。在此时此刻,由衷的感谢邓伟老师对我的帮助和指导。在这次设计中,我学习到了许多以前在课堂上学习不到的知识和方法。自己运用知识解决问题的能力有了一定程度的提高,同时也为以后的工作打下了坚实的基础。在毕业设计即将结束的现在,看着自己的工作成果,成就感油然而生。再次感谢邓伟老师的悉心指导,邓老师丰富的专业知识和工作经验,认真的治学态度,都深深的影响了我,使我受益匪浅。感谢同组同学指导帮助,感谢学校给的这次机会,没有老师和同学的大力支持我的设计不可能顺利地完成。参考文献1罗永革汽车设计第1版.北京:机械工业出版社,20112陈家瑞汽车构造(下)第5版.北京:人民交通出版社,2004.13汽车工程手册设计篇北京:人民交通出版社,2001.54王望予汽车设计.第4版北京:机械工业出版社,2004.85曹红兵.汽车理论.北京:机械工业出版社,20086余志生汽车理论(第3版)吉林:机械工业出版社,20007中华人民共和国机械工业部轿车轮胎标准JB398488吴文琳图解汽车底盘构造手册北京机械工业出版社,20009国家行业标准ZB/TT0400589汽车产品零件编号规则,200310刘鸿文材料力学(第4版)北京:高等教育出版社,2004.111王昆,何小伯,汪信远机械设计课程设计北京:高等教育出版社12纪名刚机械设计(第8版)西安:西北工业大学出版社,200113胡宁.崔靖现代汽车底盘构造上海:上海交通大学出版社,199214刘修冀车辆传动系统分析北京:国防工业出版社,2003.915黄余平汽车构造教学图解北京:人民交通出版社,2003.416汽车工程手册编辑委员会汽车工程手册基础篇M北京:人民交通出版社,2004.617张红伟.汽车底盘结构与维修西安:西安电子科技大学出版社,2008.0418Hartley,J,1984.Designtheteachingtext,thirdedition,high root page,London.19Herriott,P,1987.Cardesign.Cardesignseminar.Britishsocietyofmechanicalengineers,London.20Kirk,g,1996securityoldercardriversintheEuropeanUnion.39
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