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I 現(xiàn)代 SUV 變速器設(shè)計(jì) 摘要 汽車(chē)傳動(dòng)系是汽車(chē)的核心組成部分 其任務(wù)是調(diào)節(jié)變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能 將動(dòng)力有效而經(jīng) 濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車(chē)輪 以滿足汽車(chē)的使用要求 變速器是完成傳動(dòng)系任務(wù)的重要部件 也是決定 整車(chē)性能的主要部件之一 變速器的設(shè)計(jì)水平對(duì)汽車(chē)的動(dòng)力性 燃料經(jīng)濟(jì)性 換擋操縱的可靠 性與輕便性 傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響 隨著汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展 轎車(chē)變速器的設(shè)計(jì) 趨勢(shì)是增大其傳遞功率與重量之比 并要求其具有更小的尺寸和良好的性能 本設(shè)計(jì)以現(xiàn)有企業(yè)正在生產(chǎn)的車(chē)型現(xiàn)代途勝手動(dòng)兩驅(qū) SUV 變速器為基礎(chǔ) 在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸 出轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速及最高車(chē)速 最大爬坡度等條件下 著重對(duì)變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù) 軸的結(jié)構(gòu)尺 寸等進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算 并對(duì)變速器的傳動(dòng)方案和結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行設(shè)計(jì) 同時(shí)對(duì)操縱機(jī)構(gòu)和同步器的 結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì) 從而提高汽車(chē)的整體性能 關(guān)鍵詞 變速器 齒輪 同步器 設(shè)計(jì) II HYUDNAI SUV Transmission Design Abstract Transmission line is a core component of the car Its mission is to regulate transformation engine performance the power transmitted effectively and economically driven wheels to meet the requirements of the car Transmission is an important component to complete drivetrain task but also one of the main components determine vehicle performance Design standards for automotive transmission power fuel economy reliability and shift manipulation portability stability and transmission efficiency etc have a direct impact With the development of the automobile industry car design trends is to increase its transmission power to weight ratio is passed and is required to have a smaller size and a good performance The design of existing enterprises are producing models Hyundai Tucson SUV two drive manual transmission based on a given engine output torque speed and maximum speed maximum gradeability and other conditions focusing on the structural parameters of the transmission gears shafts structure size and other design calculations transmission scheme and the design and structure of the transmission while operating mechanism and synchronize the structure design thus improving the overall performance of the car Keywords transmission gear synchronizer design III 目 錄 第 1 章 緒 論 1 1 1 變速器的概述 1 1 2 變速器的種類 1 1 3 設(shè)計(jì)要求 3 第 2 章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 4 2 1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 4 2 1 1 結(jié)構(gòu)方案選定 4 2 1 2 倒檔布置方案 6 2 1 3 總體布置方案確定 6 2 2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 7 2 2 1 齒輪形式 7 2 2 2 變速器軸 7 2 2 3 變速器軸承的選擇 7 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 9 3 1 主要參數(shù)的選擇 9 3 1 1 檔數(shù) 9 3 1 2 傳動(dòng)比范圍 9 3 1 3 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 9 3 1 4 中心距的選擇 11 3 1 5 變速器的外形尺寸 11 3 1 6 齒輪參數(shù)的選擇 11 3 2 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算 13 3 3 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 16 第 4 章 變速器齒輪強(qiáng)度校核 18 4 1 齒輪材料的選擇原則 18 4 2 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 18 4 3 輪齒接觸應(yīng)力校核 20 4 4 倒檔齒輪的校核 22 第 5 章 軸的及軸上零件的設(shè)計(jì)與選擇 23 5 1 初選軸的直徑 23 5 2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 24 5 2 1 軸的剛度計(jì)算 24 5 2 2 軸的強(qiáng)度計(jì)算 27 IV 5 3 軸承選擇與壽命計(jì)算 30 5 3 1 輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 30 5 3 2 輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算 31 第 6 章 變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計(jì) 33 6 1 同步器設(shè)計(jì) 33 6 1 1 同步器的功用及分類 33 6 1 2 慣性式同步器 33 6 1 3 鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 34 6 1 4 主要參數(shù)的確定 35 6 2 變速器箱體設(shè)計(jì) 36 第 7 章 變速器的操縱機(jī)構(gòu) 37 參考文獻(xiàn) 38 致 謝 39 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 1 第 1 章 緒 論 1 1 變速器的概述 變速器作為傳遞力和改變汽車(chē)車(chē)速的主要裝置 現(xiàn)在對(duì)其操縱的方便性和檔位數(shù)方面的要求 愈來(lái)愈高 目前 四 五檔特別是五檔的變速器的用量有日漸增加的趨勢(shì) 同時(shí) 六擋變速器的 裝車(chē)率也在上升 變速器是用于改變發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速 以適應(yīng)汽車(chē)在起步 加速 行駛以及克服各種路障 的不同條件下對(duì)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪牽引力級(jí)車(chē)速不同要求的汽車(chē)總成 設(shè)置變速器的目的是在各種行駛狀 況下 是汽車(chē)獲得不同的牽引力和速度 同時(shí)是發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工作范圍內(nèi)工作 因此它的性 能直接影響到汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性 我們知道 汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)在一定的轉(zhuǎn)速下能夠達(dá)到最好的狀態(tài) 此時(shí)發(fā)出的功率你較大 燃油 經(jīng)濟(jì)性也比較好 因此 我們希望發(fā)動(dòng)機(jī)總能在其最佳狀態(tài)下工作 但是 汽車(chē)在實(shí)際使用中還 是需要有不同的速度 這樣就產(chǎn)生了矛盾 這個(gè)矛盾需要通過(guò)變速器來(lái)解決 變速器的作用用一句話來(lái)概括就是變速變扭 即減速增扭或增速減扭 為什么減速可以增扭 而增速又要減扭呢 在相同情況下 發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的功率是不變的 功率可以表示為 N T 其中 是傳動(dòng)角速度 T 是扭矩 當(dāng) N 固定的時(shí)候 和 T 是成反比的 所以減速必增扭 反之亦 然 汽車(chē)變速器的就是根據(jù)變速器變速變扭的原理 分成各個(gè)檔位對(duì)應(yīng)不同的傳動(dòng)比 以適應(yīng)不 同的運(yùn)行狀況 1 2 變速器的種類 變速器有傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成 從現(xiàn)在市場(chǎng)上不同車(chē)型所配置的變速器來(lái)看 主要分為 手動(dòng)變速器 MT 自動(dòng)變速器 AT 手 自一體變速器 AMT 無(wú)級(jí)變速器 CVT 1 手動(dòng)變速器 MT 手動(dòng)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(gè)定值 也就是所謂的 級(jí) 比如 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(dòng)比 總共只有 5 個(gè)值 即有 5 級(jí) 所以說(shuō)它是有級(jí)變 速器 曾有人斷言 繁瑣的駕駛操作等缺點(diǎn) 阻礙了汽車(chē)高速發(fā)展的步伐 手動(dòng)變速器會(huì)在不久 下課 從事物發(fā)展的角度來(lái)說(shuō) 這話確實(shí)有道理 但是從目前市場(chǎng)的需求和適用角度來(lái)看 筆者認(rèn)為手動(dòng)變速器不會(huì)過(guò)早的離開(kāi) 首先 從商用車(chē)的特性上來(lái)說(shuō) 手動(dòng)變速器的功用是其他變速器所不能替代的 以卡車(chē)為例 卡車(chē)用來(lái)運(yùn)輸 通常要裝載數(shù)噸的貨品 面對(duì)如此高的 壓力 除了發(fā)動(dòng)機(jī)需要強(qiáng)勁的動(dòng)力之 外 還需要變速器的全力協(xié)助 我們都知道一檔有 勁 這樣在起步的時(shí)候有足夠的牽引力量 將車(chē)帶動(dòng) 特別是面對(duì)爬坡路段 它的特點(diǎn)顯露的非常明顯 而對(duì)于其他新型的變速器 雖然具 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 2 有操作簡(jiǎn)便等特性 但這些特點(diǎn)尚不具備 其次 對(duì)于老司機(jī)和大部分男士司機(jī)來(lái)說(shuō) 他們的最愛(ài)還是手動(dòng)變速器 從我國(guó)的具體情況 來(lái)看 手動(dòng)變速器幾乎貫穿了整個(gè)中國(guó)的汽車(chē)發(fā)展歷史 資歷郊深的司機(jī)都是 手動(dòng) 駕車(chē)的 他們對(duì)手動(dòng)變速器的認(rèn)識(shí)程度是非常深刻的 如果讓他們改變常規(guī)的做法 這是不現(xiàn)實(shí)的 雖然 自動(dòng)變速器以及無(wú)級(jí)變速器已非常的普遍 但是大多數(shù)年輕的司機(jī)還是崇尚手動(dòng) 尤其是喜歡超 車(chē)時(shí)手動(dòng)變速帶來(lái)的那種快感 所以一些中高檔的汽車(chē) 尤其是轎車(chē) 也不敢輕易放棄手動(dòng)變速 器 另外 現(xiàn)在在我國(guó)的汽車(chē)駕駛學(xué)校中 教練車(chē)都是手動(dòng)變速器的 除了經(jīng)濟(jì)適用之外 關(guān)鍵 是能夠讓學(xué)員打好扎實(shí)的基本功以及鍛煉?cǎi){駛協(xié)調(diào)性 第三 隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車(chē)已經(jīng)進(jìn)入了家庭 對(duì)于普通工薪階級(jí)的老百姓來(lái)說(shuō) 經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)最為合適 手動(dòng)變速器以其自身的性價(jià)比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)廠家 而且經(jīng)濟(jì)適用型轎 車(chē)的銷量一直在車(chē)市名列前茅 例如 夏利 奇瑞 吉利等國(guó)內(nèi)廠家的經(jīng)濟(jì)型轎車(chē)都是手動(dòng)變速 的車(chē) 它們的各款車(chē)型基本上都是 5 檔手動(dòng)變速 2 自動(dòng)變速器 AT 自動(dòng)變速器 AutomaticTransmission 利用行星齒輪機(jī)構(gòu)進(jìn)行變速 它能根據(jù)油門(mén)踏板程度 和車(chē)速變化 自動(dòng)地進(jìn)行變速 而駕駛者只需操縱加速踏板控制車(chē)速即可 雖說(shuō)自動(dòng)變速汽車(chē)沒(méi) 有離合器 但自動(dòng)變速器中有很多離合器 這些離合器能隨車(chē)速變化而自動(dòng)分離或合閉 從而達(dá) 到自動(dòng)變速的目的 在中檔車(chē)的市場(chǎng)上 自動(dòng)變速器有著一片自己的天空 使用此類車(chē)型的用戶希望在駕駛汽車(chē) 的時(shí)候?yàn)榱撕?jiǎn)便操作 降低駕駛疲勞 盡可能的享受高速駕駛時(shí)快樂(lè)的感覺(jué) 在高速公路上 這 是個(gè)體現(xiàn)地非常完美 而且 以北京市來(lái)說(shuō) 現(xiàn)在的交通狀況不好 堵車(chē)是經(jīng)常的事情 有時(shí)要 不停地起步停步數(shù)次 司機(jī)如果使用手動(dòng)檔 則會(huì)反復(fù)地掛檔摘檔 操作十分煩瑣 尤其對(duì)于新 手來(lái)說(shuō)更是苦不堪言 使用自動(dòng)檔 就不會(huì)這樣麻煩了 在市場(chǎng)上 此類汽車(chē)銷售狀況還是不錯(cuò)的 尤其是對(duì)于女性朋友比較適合 通常女性朋友駕 車(chē)時(shí)力求便捷 而我國(guó)要普及這種車(chē)型 關(guān)鍵要解決的是路況問(wèn)題 現(xiàn)在的路況狀況不均勻 難 以發(fā)揮自動(dòng)檔汽車(chē)的優(yōu)勢(shì) 3 手動(dòng) 自動(dòng)變速器 AMT 其實(shí)通過(guò)對(duì)一些車(chē)友的了解 他們并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動(dòng)變速器 而且在某些時(shí)候也需要 自動(dòng)的感覺(jué) 這樣手動(dòng) 自動(dòng)變速器便由此誕生 這種變速器在德國(guó)保時(shí)捷車(chē)廠 911 車(chē)型上首先推 出 稱為 Tiptronic 它可使高性能跑車(chē)不必受限于傳統(tǒng)的自動(dòng)檔束縛 讓駕駛者也能享受手動(dòng)換 檔的樂(lè)趣 此型車(chē)在其檔位上設(shè)有 選擇檔位 在 D 檔時(shí) 可自由變換降檔 或加檔 如同手動(dòng)檔一樣 自動(dòng) 手動(dòng)變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式 為了駕駛樂(lè)趣使用手動(dòng)檔 而在交通擁擠時(shí) 使用自動(dòng)檔 這樣的變速方式對(duì)于我國(guó)的現(xiàn)狀還是非常適合的 筆者曾在上面提到 手動(dòng)變速器 有著很大的使用群體 而自動(dòng)變速器也能適應(yīng)女士群體以及解決交通堵塞帶來(lái)的麻煩 這樣對(duì)于一 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 3 些夫妻雙方均會(huì)駕車(chē)的家庭來(lái)說(shuō) 可謂是兼顧了雙方 體現(xiàn)了 夫妻檔 雖然這種二合一的配 置擁有較高的技術(shù)含量 但這類的汽車(chē)并不會(huì)在價(jià)格上都高不可攀 比如廣州本田飛度 1 3L CVT 兩廂 南京菲亞特 2004 派力奧 1 3 HL Speedgear 南京菲亞特 西耶那 Speedgear EL 這些 二合 一 的車(chē)型價(jià)格均在 10 萬(wàn)元左右 這個(gè)價(jià)格層面還比較低的 所以 手動(dòng) 自動(dòng)車(chē)在普及上 還是具有相當(dāng)?shù)膬?yōu)勢(shì) 而汽車(chē)廠商和配套的變速器廠家應(yīng)該以此為契機(jī) 根據(jù)市場(chǎng)要求精心打造 此類變速器 因?yàn)檫@類變速器是有比較廣闊的市場(chǎng)的 4 無(wú)級(jí)變速器 當(dāng)今汽車(chē)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展 是非常迅速的 用戶對(duì)于汽車(chē)性能的要求是越來(lái)越高的 汽車(chē)變速器 的發(fā)展也并不僅限于此 無(wú)級(jí)變速器便是人們追求的 最高境界 無(wú)級(jí)變速器最早由荷蘭人范 多尼斯 VanDoorne s 發(fā)明 無(wú)級(jí)變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速 而 是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來(lái)變速 其傳動(dòng)比可以隨意變化 沒(méi)有換檔的突跳感覺(jué) 它能克服普通 自動(dòng)變速器 突然換檔 油門(mén)反應(yīng)慢 油耗高等缺點(diǎn) 通常有些朋友將自動(dòng)變速器稱為無(wú)級(jí)變 速器 這是錯(cuò)誤的 雖然它們有著共同點(diǎn) 但是自動(dòng)變速器只有換檔是自動(dòng)的 但它的傳動(dòng)比是 有級(jí)的 也就是我們常說(shuō)的檔 一般自動(dòng)變速器有 2 7 個(gè)檔 而無(wú)級(jí)變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí) 現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化 并選定幾個(gè)常用的速比作為常用的 檔 裝配該技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn) 速下自動(dòng)獲得最合適的傳動(dòng)比 本次設(shè)計(jì)的變速器為手動(dòng)變速器 1 3 設(shè)計(jì)要求 本次設(shè)計(jì)是在給定主要整車(chē)參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì) 整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)如下 車(chē)型 現(xiàn)代途勝 2013 款 2 0L 手動(dòng)兩驅(qū)舒適型 發(fā)動(dòng)機(jī) 2 0L 141 馬力 車(chē)身尺寸 長(zhǎng) 寬 高 4345 1795 1680 軸距 2630mm 最小離地間隙 195mm 最高車(chē)速 171Km h 整備質(zhì)量 1541Kg 最大功率 最大功率轉(zhuǎn)速 104KW 6000 rpm 最大扭矩 最大扭矩轉(zhuǎn)速 184N m 4500 rpm 輪胎尺寸 前輪 215 65 R16 后輪 215 65 R16 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 4 第 2 章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 機(jī)械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 傳動(dòng)效率高 制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn) 故在不同形式 的汽車(chē)上得到廣泛的應(yīng)用 2 1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 2 1 1 結(jié)構(gòu)方案選定 1 兩軸式變速器 固定軸式變速器中的兩軸式和中間軸式變速器得到廣泛應(yīng)用 其中 兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)上 與中間軸式變速器比較 兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少 結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單 輪廓尺寸小和容易布置 等優(yōu)點(diǎn) 此外 各中間擋位因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力 故傳動(dòng)效率高同時(shí)燥聲也低 因兩軸式變 速器不能設(shè)置直接擋 所以在高檔工作時(shí)齒輪和軸承均承載 不僅工作燥聲增大 容易損壞 還 有 受結(jié)構(gòu)限制 兩軸式變速器與一擋速比不可能設(shè)計(jì)的很大 對(duì)于前進(jìn)擋 兩軸式變速器輸入 軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反 而中間軸式變速器的第一軸與輸出軸的轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同 圖 2 1 示出用在發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)轎車(chē)的兩軸式變速器傳動(dòng)方案 圖 2 1 兩軸式變速器的傳動(dòng)方案 2 中間軸式變速器 中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪 驅(qū)動(dòng)的客車(chē)上 變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支撐在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪上 第一軸上的花鍵用來(lái)裝設(shè)離合器 的從動(dòng)盤(pán) 而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬(wàn)向節(jié)連接 在除直接擋以外的其它擋位工作時(shí) 中間軸式變 速器的 傳動(dòng)效率略有降低 這是它的缺點(diǎn) 在擋數(shù)相同的情況下 中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù) 軸的支撐方式 換擋方式和倒擋 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 5 傳動(dòng)方案以及擋位布置順序上有差別 如圖 2 3 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案中 圖 2 3a 所示方案中 除一 倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換 擋外 其余各擋為常嚙合齒輪傳動(dòng) 圖 2 3b c d 所示的方案的各前進(jìn)擋均采用常嚙合齒輪傳動(dòng) 圖 2 3d 所示方案中的倒擋和超速擋安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi) 這樣布置除可以提高軸的 剛度 減少齒輪磨損和降低噪聲外還可以在不需要超速擋的條件下 很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn) 擋的變速器 圖 2 4a 所示方案中的一擋 倒擋和圖 2 4b 所示方案中的倒擋用直齒滑動(dòng)齒輪換擋 其 余各擋均為常嚙合齒輪 圖 2 2 中間軸四檔變速器傳動(dòng)方案 以上各方案中 凡采用嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位 其換擋方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)現(xiàn) 同一 變速器中 有的擋位用用同步器換擋 有的擋位用嚙合套換擋 那么一定是擋位高的用同步器換擋 擋 位低的用嚙合套換擋 發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的承用車(chē)采用中間軸式變速器 為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度 將第二軸加長(zhǎng)置于附 加殼體內(nèi) 如果在附加殼體內(nèi)布置倒擋傳動(dòng)齒輪和換擋機(jī)構(gòu) 還能減少變速器主體部分的外形尺寸 及提高中間軸和輸出軸的剛度 變速器用圖 2 2c 所示的多支撐結(jié)構(gòu)方案 能提高軸的剛度 這時(shí)如用在軸的平面上可分開(kāi)的 殼體 就能很好的解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)題 圖 2 2c 所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于 懸臂狀態(tài) 同時(shí)一擋和倒擋齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里 而中間擋的同步器布置在中間軸 上是這個(gè)方案的特點(diǎn) 綜上所述 由于此次設(shè)計(jì)的途勝手動(dòng)變速器是 SUV 變速器 驅(qū)動(dòng)形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 6 驅(qū)動(dòng) 且可布置變速器的空間較小 對(duì)變速器的要求較高 要求運(yùn)行噪聲小 設(shè)計(jì)車(chē)速高 故選 用二軸式變速器作為傳動(dòng)方案 選擇 5 檔變速器 并且五檔為超速檔 2 1 2 倒檔布置方案 常見(jiàn)的倒檔布置方案如圖 2 3 所示 圖 2 3b 方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪 縮短了中間 軸的長(zhǎng)度 但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合 使換檔困難 圖 2 3c 方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng) 比 缺點(diǎn)是換檔程序不合理 圖 2 3d 方案對(duì) 2 3c 的缺點(diǎn)做了修改 圖 2 3e 所示方案是將一 倒 檔齒輪做成一體 將其齒寬加長(zhǎng) 圖 2 3f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪 換檔換 更為輕便 綜合考慮以上因素 為了換檔輕便 減小噪聲 倒檔傳動(dòng)采用圖 2 3f 所示方案 圖 2 3 倒檔布置方案 2 1 3 總體布置方案確定 綜上所述選定本次變速器總體布置方案確定如下圖 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 7 1 一檔主動(dòng)齒輪 2 一檔從動(dòng)齒輪 3 二檔主動(dòng)齒輪 4 二檔從動(dòng)齒輪 5 三檔主動(dòng)齒輪 6 三檔 從動(dòng)齒輪 7 四檔主動(dòng)齒輪 8 四檔從動(dòng)齒輪 9 五檔主動(dòng)齒輪 10 五檔從動(dòng)齒輪 11 倒檔主動(dòng)齒輪 12 倒檔中間軸齒輪 13 倒檔輸出軸齒輪 圖 2 4 兩軸五檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 2 2 零部件結(jié)構(gòu)方案分析 2 2 1 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種 直齒圓柱齒輪主要用于一檔 倒檔齒輪 與直齒圓柱齒輪相比 斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng) 運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn) 工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn) 所以本設(shè)計(jì) 全部選用斜齒輪 變速器齒輪可以與軸設(shè)計(jì)為一體或與軸分開(kāi) 然后用花鍵 過(guò)盈配合或者滑動(dòng)支承等方式之 一與軸連接 齒輪尺寸小又與軸分開(kāi) 其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 圖 2 7 影響齒輪強(qiáng)度 6 要求b 尺寸 應(yīng)該大于或等于輪齒危險(xiǎn)斷面處的厚度 為了使齒輪裝在軸上以后 保持足夠大的穩(wěn)定性 b 齒輪輪轂部分的寬度尺寸 在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些 至少滿足尺寸要求 C 2 1 2 4 1 dC 式中 花鍵內(nèi)徑 為了減小質(zhì)量 輪輻處厚度 應(yīng)在滿足強(qiáng)度條件下設(shè)計(jì)得薄些 圖 2 7 中的尺寸 可取為花 1D 鍵內(nèi)徑的 1 25 1 40 倍 2 2 2 變速器軸 變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體的軸承孔內(nèi) 當(dāng)變速器中心距小 在殼體的同一端面 布置兩個(gè)滾動(dòng)軸承有困難時(shí) 輸出軸可以直接壓入殼體孔中 并固定不動(dòng) 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 8 用移動(dòng)齒輪方式實(shí)現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間 應(yīng)選用矩形花鍵連接 以保證良好的定心和滑動(dòng) 靈活 而且定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開(kāi)線花鍵要容易 7 兩軸式變速器輸入軸和中間 軸式變速器中間軸上的高檔齒輪 通過(guò)軸與齒輪內(nèi)孔之間的過(guò)盈配合和鍵固定在軸上 兩軸式變 速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間 常設(shè)置有滾針軸承 滑動(dòng)軸承 少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上 此時(shí) 軸的表面粗糙度不應(yīng)低與 m 硬度不8 0aR 低于 58 63HRC 因漸開(kāi)線花鍵定位性能良好 承載能力大且漸開(kāi)線花鍵的齒短 小徑相對(duì)增大 能提高軸的剛度 所以軸與同步器上的軸套常用漸開(kāi)線花鍵連接 倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸 并由螺栓固定 由上述可知 變速器的軸上裝有軸承 齒輪 齒套等零件 有的軸上又有矩形或漸開(kāi)線花鍵 所以設(shè)計(jì)時(shí)不僅要考慮裝配上的可能 而且應(yīng)當(dāng)可以順利拆裝軸上各零件 此外 還要注意工藝 上的有關(guān)問(wèn)題 2 2 3 變速器軸承的選擇 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 滾針軸承 滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接 并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方 8 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小 寬度較大因而容量大 可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn) 但也有需要調(diào)整預(yù)緊 裝配麻煩 磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn) 由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸變速器 具有較大的軸向力 所以設(shè)計(jì)中變速器輸入軸 輸出軸 的前 后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 9 第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 3 1 主要參數(shù)的選擇 3 1 1 檔數(shù) 近年來(lái) 為了降低油耗 變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì) 目前 乘用車(chē)一般用 4 5 個(gè)檔位的 變速器 發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車(chē)變速器多用 5 個(gè)檔 商用車(chē)變速器采用 4 5 個(gè)檔或多檔 載質(zhì) 量在 2 0 3 5t 的貨車(chē)采用五檔變速器 載質(zhì)量在 4 0 8 0t 的貨車(chē)采用五檔變速器 多檔變速器 多用于總質(zhì)量大些的貨車(chē)和越野汽車(chē)上 檔數(shù)選擇的要求 1 相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在 1 8 以下 2 高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小 因此 本次設(shè)計(jì)的 SUV 變速器為 5 檔變速器 3 1 2 傳動(dòng)比范圍 變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值 最高檔通常是直接檔 傳動(dòng)比 為 1 0 有的變速器最高檔是超速檔 傳動(dòng)比為 0 7 0 8 影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有 發(fā)動(dòng) 機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車(chē)最大爬坡能力 驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力 主減速比 和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車(chē)速等 目前乘用車(chē)的傳動(dòng)比范圍在 3 0 4 5 之間 總質(zhì)量輕些的商用車(chē)在 5 0 8 0 之間 其它商用車(chē)則更大 本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為 0 78 3 1 3 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 1 主減速器傳動(dòng)比的確定 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車(chē)行駛速度之間的關(guān)系式為 12 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 10 3 1 0 37 irnuga 式中 汽車(chē)行駛速度 km h au 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 r min n 車(chē)輪滾動(dòng)半徑 m r 變速器傳動(dòng)比 gi 主減速器傳動(dòng)比 0 已知 最高車(chē)速 171 km h 最高檔為超速檔 傳動(dòng)比 0 78 車(chē)輪滾動(dòng)半徑maxuv gi 由所選用的輪胎規(guī)格 215 65 R16 得到 mr 95 342 62154 6 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 6000 r min 由公式 3 1 得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式 np 816 5178 037 0 3 aguinri 2 最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算 按最大爬坡度設(shè)計(jì) 滿足最大通過(guò)能力條件 即用一檔通過(guò)要求的最大坡道角 坡道時(shí) max 驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力 加速阻力為零 空氣阻力忽略不計(jì) 13 用 公式表示如下 3 2 maxmax 0max sinco GfriTtge 式中 G 車(chē)輛總重量 N 坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù) 對(duì)瀝青路面 0 01 0 02 f 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 N m maxeT 主減速器傳動(dòng)比 0i 變速器傳動(dòng)比 g 為傳動(dòng)效率 0 85 0 9 t R 車(chē)輪滾動(dòng)半徑 最大爬坡度 一般 SUV 要求能爬上 20 的坡 此處取 max 5 21 由公式 3 2 得 3 3 te giTrGi 0maxax1 snco 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 11 已知 m 1541kg r 0 343m g 9 8m s2015 f 5 31max mNTe 184max816 50 i 把以上數(shù)據(jù)代入 3 3 式 87 t 2875 016 8434 2sin92cos 94 1 gi 滿足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件 即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí) 驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象 公式表示如下 ntgeFriT 10max 3 4 te ngii0max1 式中 驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力 nFFn1 驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù) 對(duì)干燥凝土或?yàn)r青路面 可取 0 7 0 8 之間 已知 前輪軸荷 kg 取 0 6 把數(shù)據(jù)代入 3 4 式得 548 01 m 65 287 016 349 gi 所以 一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是 2 gi 初選一檔傳動(dòng)比為 2 6 3 變速器各檔速比的配置 按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比 即 qii 54321 35 178 062451 i057 13 42 96 4312 qiq 3 1 4 中心距的選擇 初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 14 3 5 31maxgeAiTK 式中 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 12 A 變速器中心距 mm 中心距系數(shù) 乘用車(chē) 8 9 9 3 KAK 發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為 184 N m maxeT 變速器一檔傳動(dòng)比為 2 6 1i 變速器傳動(dòng)效率 取 96 g 8 9 9 3 8 9 9 3 7 715 68 67 71 75mm A396 02184 轎車(chē)變速器的中心距在 60 80mm 范圍內(nèi)變化 初取 A 70mm 3 1 5 變速器的外形尺寸 變速器的橫向外形尺寸 可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù) 換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式 乘用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用 238 107 4 3 0 4 3 0 AL mm 初選長(zhǎng)度為 230mm 3 1 6 齒輪參數(shù)的選擇 1 模數(shù) 選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是 為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù) 同時(shí)增加齒寬 為使 質(zhì)量小些 應(yīng)該增加模數(shù) 同時(shí)減少齒寬 從工藝方面考慮 各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù) 從強(qiáng) 度方面考慮 各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù) 對(duì)于轎車(chē) 減少工作噪聲較為重要 因此模數(shù)應(yīng)選得小 些 對(duì)于貨車(chē) 減小質(zhì)量比減小噪聲更重要 因此模數(shù)應(yīng)選得大些 表 3 2 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù) 轎車(chē)模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù) 由表 3 2 選取各檔模數(shù)為 由于轎車(chē)對(duì)0 3 nm 降低噪聲和振動(dòng)的水平要求較高 所以各檔均采用斜齒輪 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) 可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度 和表面接觸強(qiáng)度 對(duì)于轎車(chē) 為了降低噪聲 應(yīng)選用 14 5 15 16 16 5 等小些的壓力角 對(duì)貨車(chē) 為提高齒輪強(qiáng)度 應(yīng)選用 22 5 或 25 等大些的壓力角 15 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 嚙合套或同步器的壓力角 有 20 25 30 等 普遍采用 30 壓力角 乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V L 貨車(chē)的最大總質(zhì)量 ta 車(chē) 型 1 0 V 1 6 1 6 V 2 5 6 0 14 模數(shù) mmnm2 25 2 75 2 75 3 00 3 50 4 50 4 50 6 00 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 13 本變速器為了加工方便 故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20 3 螺旋角 齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲 輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響 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 試驗(yàn)證明 隨著螺旋角的增大 齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高 但當(dāng)螺旋角大于 30 時(shí) 其抗彎強(qiáng)度驟 然下降 而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升 因此 從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā) 并不希望用過(guò)大的螺 旋角 而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼 應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角 本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為 22 4 齒寬 b 齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸 質(zhì)量 齒輪工作平穩(wěn)性 齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度 等均有影響 考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量 應(yīng)該選用較小的齒寬 另一方面 齒寬減 小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱 此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償 但這時(shí)軸 承承受的軸向力增大 使其壽命降低 齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加 選用較大的齒寬 工作中會(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造成偏載 導(dǎo)致承載能力降低 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)選定齒寬 nm 斜齒 取為 6 0 8 5 取 7 8nckb c mm45 217 8 5 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)對(duì)重合度 輪齒強(qiáng)度 工作噪聲 輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度 輪齒根切和齒頂厚度等有 影響 若齒頂高系數(shù)小 則齒輪重合度小 工作噪聲大 但因輪齒受到的彎矩減小 輪齒的彎曲 應(yīng)力也減少 因此 從前因齒輪加工精度不高 并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上 所以曾采 用過(guò)齒頂高系數(shù)為 0 75 0 80 的短齒制齒輪 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 為了增加齒輪嚙合的 重合度 降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度 有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與 1 00 的細(xì)高齒 本設(shè)計(jì)取為 1 00 3 2 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可根據(jù)變速器的檔數(shù) 傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各 檔齒輪的齒數(shù) 應(yīng)該注意的是 各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù) 以使齒面磨損均勻 16 根據(jù)圖 3 1 確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動(dòng)比 1 一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 14 一檔傳動(dòng)比為 6 21 zi27 430 cos72 3cos2 hnnhzmAz 取整得 43 轎車(chē) 可在 12 17 之間選取 取 12 則 1z 312 z 則一檔傳動(dòng)比為 583 21i 1 一檔主動(dòng)齒輪 2 一檔從動(dòng)齒輪 3 二檔主動(dòng)齒輪 4 二檔從動(dòng)齒輪 5 三檔主動(dòng)齒輪 6 三檔 從動(dòng)齒輪 7 四檔主動(dòng)齒輪 8 四檔從動(dòng)齒輪 9 五檔主動(dòng)齒輪 10 五檔從動(dòng)齒輪 11 倒檔主動(dòng)齒輪 12 倒檔中間軸齒輪 13 倒檔輸出軸齒輪 圖 3 1 兩軸五檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖 2 對(duì)中心距 A 進(jìn)行修正 coshnzm 57 69243 取整得 mm 為標(biāo)準(zhǔn)中心距 0A0 中心距調(diào)整后取 則31 21 z 86 2 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 15 3 二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 3 6 926 1342 zi 3 7 cos 40mAn 已知 70mm 1 926 3 0 將數(shù)據(jù)代入 3 6 3 7 兩式 齒數(shù)取0A2in 2 整得 所以二檔傳動(dòng)比為 153 z84 867 15342zi 4 計(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比 3 8 47 1563 zi 3 9 cos2 60mAn 已知 70mm 1 427 3 0 將數(shù)據(jù)代入 3 8 3 9 兩式 齒數(shù)取0A3in 整得 所以三檔傳動(dòng)比為 185 z256 389 1563zi 5 計(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比 3 10 057 1784 zi 3 11 cos2 80zmAn 已知 70mm 1 057 3 0 將數(shù)據(jù)代入 3 10 3 11 兩式 齒數(shù)0A4in 取整得 所以四檔傳動(dòng)比為 217 z8 048 12784 zi 6 計(jì)算五檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比 3 10 8 0915 zi 3 11 cos2 100zmAn 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 16 已知 70mm 0 78 3 0 將數(shù)據(jù)代入 3 10 3 11 兩式 齒數(shù)0A5inm 2 取整得 所以五檔傳動(dòng)比為 249 z190 792 041905 zi 8 計(jì)算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比 初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為 23 輸入軸齒輪齒數(shù) 11 為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)12z1 動(dòng)干涉齒輪 11 和齒輪 13 的齒頂圓之間應(yīng)保持有 0 5mm 以上的間隙 即滿足以下公式 3 14 0135 2cos Amn 已知 把數(shù)據(jù)代入 3 14 式 齒數(shù)取整 解得 21 0 nm7 A 則倒檔傳動(dòng)比為 913z 64 2193ziR 輸入軸與倒檔軸之間的距離 mm 取 3 52cos 0 cos2 12 zmAn 5 A 輸出軸與倒檔軸之間的距離 mm 取 81cs 9 3cs 123 zn 84 3 3 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整 采用變位齒輪的原因 配湊中心距 提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命 降低齒輪的嚙合噪聲 17 為了降低噪聲 對(duì)于變速器中除去一 二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一 些的數(shù)值 一般情況下 隨著檔位的降低 總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大 本次設(shè)計(jì)螺旋角定為 一檔至五檔 倒檔 2 1 根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)及相關(guān)圖表得 一檔齒輪的變位 當(dāng) A0 70 Z1 12 Z2 31 時(shí) 查得總變位系數(shù) X 0 522 變位系數(shù)分 2 配為 X1 0 324 X2 0 198 二檔齒輪的變位 當(dāng) A0 70 Z3 15 Z4 28 時(shí) 查得總變位系數(shù) X 0 522 變位系數(shù) 分配為 X3 0 311 X4 0 211 三檔齒輪的變位 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 17 當(dāng) A0 70 Z5 18 Z6 25 時(shí) 查得總變位系數(shù) X 0 522 2 變位系數(shù)分配為 X5 0 296 X6 0 226 四檔齒輪的變位 當(dāng) A0 70 Z7 21 Z8 22 時(shí) 查得總變位系數(shù) X 0 522 變位系數(shù)分配為 X7 0 270 X8 0 252 五檔齒輪的變位 當(dāng) A0 70 Z9 24 Z10 19 時(shí) 查得總變位系數(shù) X 0 522 2 變位系數(shù)分配為 X9 0 234 X10 0 288 倒檔齒輪的變位 輸入軸與倒檔軸之間 當(dāng) A0 46 Z11 11 Z12 23 時(shí) 查得總變位系數(shù) X 0 200 21 變位系數(shù)分配為 X11 0 17 X12 0 03 輸出軸與倒檔軸之間 當(dāng) A0 80 Z12 23 Z13 29 時(shí) 查得總變位系數(shù) X 0 12 變位系數(shù)分配為 X12 0 03 X13 0 15 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 18 第 4 章 變速器齒輪強(qiáng)度校核 4 1 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 30 50HBS 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 大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯 可選用鑄鋼或鑄鐵 中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯 可選擇鍛鋼制作 尺寸較小而又要求不高 時(shí) 可選用圓鋼作毛坯 軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼 經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后 再進(jìn)行切 削加工即可 硬齒面齒輪 硬度 350HBS 常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼 或中碳合金鋼 切齒后表面淬火 以獲得齒面 齒芯韌的金相組織 為消除熱處理對(duì)已切輪齒 造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒 但若采用滲氮處理 其齒面變形小 可不磨齒 故可適用于內(nèi)齒輪 等無(wú)法磨齒的齒輪 18 由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng) 磨損較大 齒輪所受沖擊載荷作用也大 抗彎強(qiáng)度要求比較高 應(yīng)選用硬齒面齒輪組合 所有齒輪均選用 20CrMnTi 滲碳后表面淬火處理 硬度為 58 62HRC 4 2 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核 齒輪彎曲強(qiáng)度校核 斜齒輪 3 15 btyKFw1 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 19 式中 圓周力 N 1Fd TFg21 計(jì)算載荷 N mm gT 節(jié)圓直徑 mm 為法向模數(shù) mm d cos zmdn n 斜齒輪螺旋角 應(yīng)力集中系數(shù) 1 50 K K 齒面寬 mm b 法向齒距 t nmt 齒形系數(shù) 可按當(dāng)量齒數(shù) 在齒形系數(shù)圖 3 2 中查得 y 3coszn 重合度影響系數(shù) 2 0 K K 圖 3 2 齒形系數(shù)圖 將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式 3 15 整理得到 3 16 KyzmTcngw3os2 1 一檔齒輪校核 已知 31084 gT 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 20 N mm mm X1 0 324 2 5 1 K0 3 nm0 7 cK0 2 K 查齒形系數(shù)圖 3 2 得 y 0 153 把以上數(shù)據(jù)代入 3 16 式 得 6cos33 zn MPa 04 27153 0214 3 cos8231 KymzTcngw 2 二檔齒輪校核 已知 308 g N mm mm X3 0 311 5 1 0 n0 7 cK0 2 K 查齒形系數(shù)圖 3 2 得 y 0 157 把以上數(shù)據(jù)代入 3 16 式 得 7 2cos33 zn MPa 69 25715 0314 cos8233 KymzTcngw 其他各檔位齒輪的校核同理 此處不再一一復(fù)述 對(duì)于轎車(chē)當(dāng)計(jì)算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時(shí) 其許用應(yīng)力不超過(guò) 180 350MPa 以上各 檔均合適 4 3 輪齒接觸應(yīng)力校核 3 17 1 418 0bzjFE 式中 輪齒接觸應(yīng)力 MPa j 齒面上的法向力 N F cos 1F 圓周力 N 1 d TFg21 計(jì)算載荷 N mm 為節(jié)圓直徑 mm gT 節(jié)點(diǎn)處壓力角 為齒輪螺旋角 齒輪材料的彈性模量 MPa E510 2 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 21 齒輪接觸的實(shí)際寬度 mm b 主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 mm 直齒輪 斜z sinzr sinbr 齒輪 2cosinzr 2cosinbr 主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 mm zb 表 3 3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力 MPaj 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900 2000 950 1000 常嚙合齒輪和高檔齒輪 1300 1400 650 700 將作用在變速器第一軸上的載荷 作為作用載荷時(shí) 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 見(jiàn)2 maxeT j 表 3 3 1 一檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知 N mm MPa 31084 gT 0 5106 2 E mm 7 927201hzAd mm 3 104202 h mm 9cos36 ncmKb N 5 9042cos07 1842231 dTFg 7 20cos2in93 10cos2insi isisi 2212 drbz 由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力 故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可 將作用 在變速器第一軸上的載荷 作為計(jì)算載荷 將以上數(shù)據(jù)代入 3 17 可得 maxeT MPa 4 1802 7 87 10625904 521 j 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 22 2 二檔齒輪接觸應(yīng)力校核 已知 N mm MPa 31084 gT 20 5106 2 E mm 84 572303hzAd mm 16 93404 h mm 2cos6 ncmKb N 18 732cos084 133 dTFg incos2insi 23 rz 1 9cos0i16 9ii 2242 db 同一檔 將以上數(shù)據(jù)代入 3 17 可得 MPa 94 527 1 7 8 7 1834 053 j 其他各檔位校核同理此處不再一一復(fù)述 以上各檔變速器齒輪的接觸應(yīng)力均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力 所以各檔均合格 j 4 4 倒檔齒輪的校核 由于采用斜齒故與前五檔校核相同 1 齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計(jì)算 倒檔輸入齒輪 已知 N mm mm X11 0 17 3084 gT 21 5 K0 3 nm0 7 cK 查齒形系數(shù)圖 3 2 得 y 0 132 把以上數(shù)據(jù)代入 2 K 2 cos33 zn 3 16 式 得 MPa 35721 0314 cos8s37 KymzTcngw 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 23 2 齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計(jì)算 19 已知 N mm MPa 31084 gT 20 1 5106 2 E86 14cos2insi 7ss10292 drbz N 9 79TFg 同一檔 將以上數(shù)據(jù)代入 3 17 可得 MPa 150389 1 78 4 87 1062904 51 j 所以倒檔齒輪接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度均合格 第 5 章 軸的及軸上零件的設(shè)計(jì)與選擇 變速器在工作時(shí) 由于齒輪上有圓周力 徑向力和軸向力作用 變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎 矩 要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度 因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形 結(jié)果破壞了齒輪的 正確嚙合 對(duì)齒輪的強(qiáng)度 耐磨性等均有不利影響 5 1 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距 時(shí) 軸的最大直徑 和支承距離 的比值可在以下范圍內(nèi)選取 AdL 對(duì)輸入軸 0 16 0 18 對(duì)輸出軸 0 18 0 21 Ld L 輸入軸花鍵部分直徑 mm 可按下式初選取 3maxeTKd 式中 經(jīng)驗(yàn)系數(shù) 4 0 4 6 K 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N m maxeT 輸入軸花鍵部分直徑 21 49 24 71mm 31156 40 d 初選輸入 輸出軸支承之間的長(zhǎng)度 270mm L 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 24 3 22 33 2 0195nPd 式中 d 軸的最小直徑 mm 軸的許用剪應(yīng)力 MPa P 發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率 kw n 發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 r min 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入 3 22 式 得 mm 98 2360142 95 2 01953333 nPd 所以 選擇軸的最小直徑為 25mm 根據(jù)軸的制造工藝性要求 20 將軸的各部分尺寸初步設(shè)計(jì)如圖 3 3 3 4 所示 圖 3 3 輸入軸各部分尺寸 圖 3 4 輸出軸各部分尺寸 5 2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 5 2 1 軸的剛度計(jì)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 致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻 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 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 25 圖 3 5 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖 3 5 所示 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cf sf 可分別用下式計(jì)算 3 23 EIL baFfc321 3 24 I fs2 3 25 EILabF31 式中 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N 1F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力 N 2 彈性模量 MPa 2 1 105 MPa EE 慣性矩 mm4 對(duì)于實(shí)心軸 I 64dI 軸的直徑 mm 花鍵處按平均直徑計(jì)算 d 齒輪上的作用力距支座 的距離 mm abAB 支座間的距離 mm L 軸的全撓度為 mm 2 0 2 scff 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為 0 05 0 10mm 0 10 0 15mm 齒輪所在 cf sf 平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò) 0 002rad 1 變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核 1 軸上受力分析 一檔工作時(shí) N 046 798123cos084cos211 zmTdFngt 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 26 N 74 3152cos0tan46 798costan11 rF N8 t t1 a 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算 已知 a 23mm b 231 24mm L 254 24mm d 35 5mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 mm 10 5 071 2 5 0 237542 cf mm 5 8 245 3 10 3669864541 sts fLdEbaFf mm 0197 222 scff rad 02 78 24 5 34 10 36 453 451 EILabr 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 25 25mm b 231 24mm L 256 49mm d 43mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 LdEbaFIfrrc 4212136 mm 10 5 04 9 25 0 2357442 cf mm 1 631 698452 ss ff mm2 0897 0 222 scff rad 02 14 49 56314 3 5743 1 EILabFr 二檔工作時(shí) 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 27 N 29 640150 3cos842cos2332 zmTdFngt N 7 cstan9 60costa22 r N25 6t 4tn2 aF 輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算 已知 a 76 74mm b 177 5mm L 254 24mm d 43 5mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 24 5 314 0 236767953644222 LdEbaFILfrrc mm1 0 5 0168 cf mm 15 0 04279 5 43 23676945222 srs fILbaf mm 09180 222 scff rad 02 14 024 5 314 36 7 7695473 452 EILabFr 輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算 輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等 方向相反 已知 a 79mm b 177 5mm L 256 49mm d 40mm 把有關(guān)數(shù)據(jù)代入 3 23 3 24 3 25 得到 49 256014 3 23 795364222 LdEbaFILfrrc mm10 5 0468 cf mm 15 0 0628 495 3 2 794352242 sts fLdbaf mm 06806 22 scff rad 02 17 49 2514 3 36 7 79543 52 EILabFr 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 28 其他各檔位工作時(shí)剛度校核計(jì)算同理 此處不再一一復(fù)述 由以上可知道 變速器在各檔工作時(shí)均滿足剛度要求 5 2 2 軸的強(qiáng)度計(jì)算 變速器在一檔工作時(shí) 對(duì)輸入軸校核 計(jì)算輸入軸的支反力 N 046 798120 3cos84cos211 zmTdFngt N 5cstan6 79costa1 r N38 27t04 8tn1 aF 已知 a 23mm b 231 24mm L 254 24mm d 35 5mm 1 垂直面內(nèi)支反力 對(duì) B 點(diǎn)取距 FAY a b Fa1 r1 Fr1 b 0 代入得 FAY 2623 567N 對(duì) A 點(diǎn)取距 FBY a b Fa1 r1 Fr1 a 0 代入得 FBY 512 173N 2 水平面內(nèi)的支反力 對(duì) B 點(diǎn)取距 FAX a b Ft1 b 0 代入得 FAX 7265 402N 對(duì) A 點(diǎn)取距 FBX a b Ft1 b 0 代入得 FBX 722 644N 3 計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩 軸上各點(diǎn)彎矩如圖 3 6 所示 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)的支反力之后 計(jì)算相應(yīng)的彎矩 軸在轉(zhuǎn)矩BMH 和彎矩的同時(shí)作用下 其應(yīng)力為T(mén) 3 29 3 2dWM 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 29 式中 N m 22TMBH 軸的直徑 mm 花鍵處取內(nèi)徑 d 抗彎截面系數(shù) mm3 W 將數(shù)據(jù)代入 3 29 式 得 MPa 04 57 314 295032maxinmax d 在低檔工作時(shí) 400MPa 符合要求 圖 3 6 輸入軸的彎矩圖 對(duì)輸出軸校核 計(jì)算輸出軸的支反力 齒輪受力如下 N 05 798120 3cos84cos2112 zmTdFngt N 5cstan6 79costa12 r N38 27t04 8tn aF 已知 a 25 25mm b 231 24mm L 256 49mm d 43mm 湖州師范學(xué)院本科畢業(yè)論文 30 軸上各點(diǎn)彎矩如圖 3 7 所示 1 垂直面內(nèi)支反力 對(duì) B 點(diǎn)取距 FAY a b Fa2 r2 Fr2 b 0 代入得 FAY 3097 58N 對(duì) A 點(diǎn)取距 FBY a b Fa2 r2 Fr2 a 0 代入得 FBY 38 16N 2 水平面內(nèi)的支反力 對(duì) B 點(diǎn)取距 FAX a b Ft2 b 0 代入得 FAX 786 69N 對(duì) A 點(diǎn)取距 FBX a b Ft2 b 0 代入得 FBX 7357 39N 圖 3 7 輸出軸彎矩圖 把以上數(shù)據(jù)代入 3 29 得 MPa 0 213 dMWAXAXM 在低檔工作時(shí) 400MPa 符合要求 5 3 軸承選擇與壽命計(jì)算 軸承的使用壽命可按汽車(chē)以平均速度