0009-實用微型客車設計-傳動軸變速器及操縱機構設計【CAD圖紙+文檔】

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畢業(yè)設計（論文）開題報告 （學生填表） 院系：車動學院 課題名稱 實用微型客車設計——傳動軸，變速器及操縱機構設計 學生姓名 專業(yè)班級 課題類型 指導教師 職稱 課題來源 1. 設計（或研究）的依據與意義 本設計，是為了滿足所選的微型客車的需要而設計的。本設計依據國內外汽車的變速器的快速發(fā)展的潮流，緊跟設計的方向，使所設計的變速器能更好的接近現實，接近潮流。而傳動軸的設計則更是根據汽車總體設計而選用，操縱機構則是由變速器的齒輪的排列而定。一切的設計盡可能的接近現實的潮流。 隨著世界經濟的飛速發(fā)展，汽車工業(yè)也飛速發(fā)展，而底盤部分作為汽車的重要一部分，它的作用也越來越重要，變速器作為底盤的重要一部分，其設計也越來越精密，現在的汽車變速器，多數為有手動和自動，但手動變速器由于其的變速靈活性，燃油的經濟性，行駛的方便性，還是被大多數的用戶的許可，所以手動變速器的設計的重要性不言而喻。 微型客車是大眾買的起的車，適用于家庭的短途旅行，市內行駛，也可以經過簡單的改裝成為短途小型貨車。所以此設計的目的也可為適用于多功能的車輛并且有合適的性價比。 2. 國內外同類設計（或同類研究）的概況綜述 國內外有這種車型的比較少，主要集中在日本，如鈴木公司，豐田公司。但它們生產的這種車型也比我國的大，還有美國通用公司合資的上汽通用五菱生產的系列微型客車。 我國的微型客車作為客車的一種，在我國的客車市場占有很大的分量，因為它價格低廉，用途廣泛，特別是適應我國的農村市場，既能當客車，容納多的人口，也能載貨，現在市場上主要是由重慶長安生產的“長安”牌微客，上汽通用五菱生產的“五菱”牌系列車；“哈飛”系列；東風的“小康”系列；一汽的“佳寶”系列等。 當代的微客的發(fā)展方向是越來越精細，在節(jié)油環(huán)保，美觀舒適的條件下，動力性，平穩(wěn)性的要求也更高，特別是變速器的要求也更高。在噪音，效率，布置方向給我們提了很大的要求。 3. 課題設計（或研究）的內容 參照長安CS6331A微型客車的方案，微型客車的基本參數為：發(fā)動機選用JL462Q，最高車速為95KM/H，最小轉彎半徑《4.5m，乘用人數6人，檔位數4+1.完成設計的任務。 4. 設計（或研究）方法 參考長安SC6331A基本參數,亞洲牌微型客車底盤實物，長劍牌微型轎車實物和其他的有關車型（查有關資料），完成設計任務。 5. 實施計劃 5—6周：調研，收集資料，分析資料，全組集體討論，制定確定總體方案。 7—10周：完成主要總圖的設計。 11—14周：完成零部件圖，設計說明書。 15周：整理圖紙以及全部設計文件，最后交卷。 16周：審核，互審評閱設計。 17周：答辯，平定成績。 指導教師意見 指導教師簽字： 年 月 日 研究所（教研室）意見 研究所所長（教研室主任）簽字： 年 月 日 畢 業(yè) 設 計（論 文） 題目：實用微型客車設計——傳動軸，變速器及操縱機構設計 外文資料譯文 翻譯 2. 8. 5不同狀況的影響 作為一個先前選擇的例子185/65R 15 88H是一個65系列的寬輪胎，直徑15也允許是一個大小合適的制動圓盤直徑。 對比82系列標準的輪胎，70系列和寬輪胎（H/W〈=65通常受到更高的側向彎曲力。在相同的滑動角情況下，就象在表1.6中所見，輪胎越大，汽車就越快通過彎道。 輪胎和路面之間的附著力傳遞率主要由路面的結構，表面粗糙度和路面條件決定。 圖3.6和35表明，汽車在無阻礙的直路上行走時，車輪壓下的軌跡寬度增加不想要的車輪橫向力在兩個車輪的中心接觸線上，特別是獨立懸架的汽車。 像83系列的輪胎在直線上滾動時，由于側向力，車輪被改變方向，這些對于滑動力的增大的影響是十分重要的，特別是對于寬輪胎來說。 在車輛轉彎的時候，垂直的徑向力在輪胎中心處的接觸面產生一種減弱的側向力，FY，W因為輪胎需要一定的時間和距離來產生橫向力。 減少的輪胎橫向力是由輪胎的震動，輪胎的壓力P（增加輪胎的跳躍）和汽車懸架的安放形式，等因素來吸收，最重要的是輪胎的附著力和汽車行駛的車速，為了估算轉彎的情況，平均減少的橫向力ΔFY，W4主要取決于徑向力的變化和輪胎設計時的滑動角。 ΔFY，W4=40αN 在轉彎時車輪隨著車身的傾斜有一個微小的確定的影響，隨著橫向力的轉移，從圖1.6可以看出，在微拱曲面的彎曲的外部有了正的角度的變化，里面改變了負的角度，隨著車輪的滾動，橫向力被集中在彎曲的中心處，如果車輪的彎曲和微小曲面的彎曲是一樣的，也就是發(fā)生在彎曲的外部的頂部時，輪胎橫向力減弱的可能性就越大，在一個干路面，主要取決于輪胎的尺寸，這個變化就是 ΔFY，W3=（40——70）Δα 為了抵消這種力，就必須發(fā)生大的滑動角，并且需要對前輪的操控有一個大的引導，這就使汽車更難于操控，并且不容易的去用方向盤，更重要的是方向盤操控力的增加，如果這樣的力發(fā)生在后輪軸方向——它是前后輪連接的關鍵，汽車就有可能翻車，在曲面外部有一個負的角度和在曲面內部有一個正的角度對汽車有極大的相反的影響 車輪在這種條件下將增加的橫向力由ΔFY，W3產生的力抵消，并且使輪胎的滑動角減小。 汽車在行駛中，隨著車輪的滾動，輪胎面向彎曲的向外的邊緣有一個伴隨的傾斜，這樣就可以試著使汽車不往外滑動，同時增加的的彎曲應力在輪胎與地面的接觸點處時汽車車輪往需要的方向轉向，由于在這些地方作用有各個不同的方向的力，比如軸向力，更大的橫向滑動力等等，因此在車輪的各個部分上，要有更大的滑動角被用來保持力的平衡。在車輪的各個部分上，對于獨立懸架的汽車車輪在干燥的路面的微小彎曲力標準 平均力FεW≈FZ W*sinε 當汽車安全通過一個彎時，汽車車輪的滾動阻力增加，如果增加的牽引力不夠大，而汽車為了保持汽車轉彎時所需要的速度時，汽車就很難保持平衡，當然汽車就會翻車。通過方程式6.36，FXWA 依靠一系列的因素和根據不同的汽車的轉向系的種類的不同，依靠單一的輪軸驅動，那么地面牽引力將產生摩擦力，在驅動輪上產生大的滑動摩擦角，當汽車在足夠的車速下行駛時，汽車的最終的摩擦因數μ就會被確定，當然μ會因為在不同的情況，比如路的表面，路的狀況，被限定不能超過一定的范圍，也就是說摩擦因數μ要有一個上限。 當汽車在轉彎時剎車，摩擦力理所當然的就會增加，并且在汽車的所有輪子上摩擦力是一樣的，都會阻礙汽車的前進，就如公式2.18所式。 μxw=Fxwforr/Fzvforr 從汽車的行業(yè)標準和前輪驅動的標準來看，前輪在制動時的制動力占總數的70%——80%，而后輪只占20%——30%，這就意味著在前后兩個輪軸上，都會同時增加滑動角，但是大部分是在前輪，并且汽車更加容易控制，如果汽車有一個輪子的輪軸被鎖住而不能工作時，本來的摩擦力變成了滑動摩擦力，這樣就使汽車的這個輪子沖向彎道的外緣而出現事故。 考慮到汽車在公路上的橫向力和軸向力的最大可能性的增加的摩擦力能這樣計算 現在取這樣一個例子，一輛汽車在干燥的路面上以100千米每小時的車速行駛，如果要轉一個半徑是156米的彎道，用方程2.9計算得=0.5 曲線2.48表示了曲線在輪胎上的摩擦力是在哪是最大的，在橫向力Fzw=2490N，和 μYw=FYw/FzW=2850/2940=0。97 在軸向力方向，當可能制動力FXWb=3130N 所以 μxwMAX= μxw=1.06[1-(0.5/0.97)]=0.91 在汽車制動時，被吸收的輪胎橫向力也能被計算 當μxw=0.7時 μyw=0.97[1-(0.7/1.06)]=0.73 當Sxwb=10%，，減少的橫向力 Fyw=μyw Fzw=0.732940 =2146N 被吸收的制動力 =μxw Fzw=0.72940 =2058N 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 實用微型客車設計——變速器、傳動軸及操縱機構設計 摘　要 本次設計中密切聯系總體整體布置、離合器、傳動軸、驅動橋設計人員，以實現變速器與發(fā)動機及其他傳動機構的最佳匹配，力求整車結構更加合理。 變速器的結構對汽車的動力性，經濟性，操縱的可靠性與輕便性，工作噪聲等都有直接影響。變速器主要用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，目的是在起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況下范圍工作，設有空檔和倒檔。 本次設計按照傳統(tǒng)設計方法，本著半經驗半理論的設計原則通過類比法確定方案，參照已有車型變速器結構，最后以機械零件的強度和剛度理論對確定的形狀和尺寸進行必要的計算和校核，以滿足約束條件，進而縮短設計周期，降低設計成本。 通過對傳動軸的傳動類型、結構的分析；對萬向節(jié)的十字軸 、滾針軸承 、萬向節(jié)差的設計；對傳動軸的臨界轉速和計算載荷的確定，對傳動方式、傳動軸和十字軸滾針軸承，確定了所設計車輛使用的這些部件的具體尺寸，確定了傳動軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核了其扭轉強度和臨界轉速，確定了合適的安全系數。 關鍵詞：變速器，傳動軸，操縱機構 THE DESIGN OF PRARECTICAL MINIATURE CAR——TRANSMISSION、TRANSMISSION SHAFT AND MANIPULATING BODIES DESIGN ABSTRACT The design connects with the overall layout、clutch、transmission shaft and drive bridge of designers to get the best match of transmission with engine and other drives,and to make the vehicle structure more reasonable. The structure of transmission have the direct influence on the power and fuel economy of automobiles,the reliability and portability of manipulation.Transmission is mainly used to change the driving wheels’ torque and speed which are from the engine.The purpose is,under the starting、the climbing 、the turning、the acceleration and other traffic conditions,to make car get different traction and speed ,and make engine set up free gear and reverse gear. According to the traditional design methodology, and consulting the transmission structures which existed cars have,the design establishes program by analogy with the semi-empirical theory of design priciples,calculats and check the shape and size with strength and stiffness of mechanical parts theory to meet the restrictive conditions,then shorts the design cycle and reduces design costs. Based on the analysis of the type and the structure of the drive shaft,the design of the cross shaft、the needle roller bearings and the universal joint of the gimbal;the confirm of the critical speed and load calculation of the drive shaft, the specific sizes of drive manner、drive shaft and cross needle roller bearings are confirmed.Their strength and reverse are checked.At last the approriate safety factor is determined. KEY WORDS：transmission，power transmission shaft，manipulate bodies 目 錄 第一章 前言.......................................1 第二章 傳動軸的設計.............................2 §2.1 傳動軸的設計標準..........................2 §2.2 萬向傳動的計算載荷........................2 §2.3 十字軸設計計算............................3 §2.4 十字軸滾針軸承計算........................4 §2.5 萬向節(jié)叉的設計計算........................5 §2.6 傳動軸臨界轉速計算........................7 §2.7 軸管強度計算..............................9 §2.8 傳動軸花鍵軸的計算........................10 第三章 變速器的結構分析..........................12 §3.1 概述.....................................12 §3.2 變速器的總體結構........................13 §3.3 變速器操縱機構..........................14 第四章 變速器主要參數的確定......................15 §4.1 擋數選擇...............................15 §4.2 主減速器傳動比...........................15 §4.3 分配各擋傳動比........................15 §4.4 初定中心距.............................15 §4.5 齒輪模數的選取..........................16 §4.6 壓力角.................................16 §4.7 螺旋角的選擇...........................16 §4.8 齒寬的選擇...............................16 第五章 齒輪參數的選擇計算........................18 §5.1變速器各擋齒數的確定......................18 §5.2 齒輪的設計計算..........................19 第六章 變速器齒輪的強度計算及材料的選擇..........23 §6.1 齒輪的材料選擇........................23 §6.2 齒輪的破壞形式........................23 §6.3 強度的校核........................24 第七章 變速器軸的設計計算........................26 §7.1 估算軸的直徑........................26 §7.2 變速器軸的強度校核計算....................26 第八章 軸承的設計計算............................30 第九章 結論..............................32 參考文獻...................................33 致謝.....................................34 附錄.........................................35 32 第一章前言 萬向傳動軸在汽車上應用比較廣泛。在發(fā)動機前置后輪或全輪驅動的汽車上，由于彈性懸架的變形，變速器或分動器輸出軸與驅動橋輸入軸的軸線相對位置經常變化，所以普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉向驅動橋中，內、外半軸之間的夾角隨行駛需要而變，這時多采用等速萬向傳動軸。當后驅動橋為獨立懸架時，也必須采用萬向傳動軸。 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，使汽車獲得在不同使用工況下不同的牽引力和速度，使發(fā)動機在最有利的工況范圍下工作。 變速器的設計需要在整車設計的總體原則下結合變速器要滿足的具體功能展開。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產品通用化、標準化、系列化。 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 變速器操縱機構分為直接操縱式和遠距離操縱式。直接操縱結構簡單，在各種類型的汽車上得到廣泛的應用。但只有在當變速器布置在駕駛座位附近時直接操縱的方案才能實現。但要把變速器布置在駕駛室附近會給總體布置帶來極大限制。 遠距離操縱機構用于當變速器布置得離駕駛座椅較遠時，在客車、貨車、轎車上都有廣泛的應用。因僅需桿系、繩索等換檔傳動機構操縱變速器，使總體布置有很大的靈活性，也易于實現整車結構的優(yōu)化設計。 考慮到變速器操縱機構與總體布置密切相關，為了協調駕駛室、總體布置等問題，本次設計采用雙拉變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，使汽車獲得在不同使用工況下不同的牽引力和速度，使發(fā)動機在最有利的工況范圍下工作。 第二章 傳動軸設計計算 萬向傳動軸由萬向節(jié)和傳動軸組成，有時還加裝中間支承。它主要用來在工作過程中相對位置不斷改變的兩根軸間傳遞轉矩和旋轉運動。 萬向傳動軸在汽車上應用比較廣泛。在發(fā)動機前置后輪或全輪驅動的汽車上，由于彈性懸架的變形，變速器或分動器輸出軸與驅動橋輸入軸的軸線相對位置經常變化，所以普遍采用十字軸萬向傳動軸。在轉向驅動橋中，內、外半軸之間的夾角隨行駛需要而變，這時多采用等速萬向傳動軸。當后驅動橋為獨立懸架時，也必須采用萬向傳動軸。 §2.1傳動軸的設計標準 傳動軸外觀及零件加工表面不得有毛刺、碰傷、銹蝕、折痕、扭曲變形及裂紋等缺陷。 傳動軸裝配前零部件應符合以下要求： 1)保證所連接的兩軸相對位置在預計范圍內變動時，能可靠地傳遞動力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運轉。由于萬向節(jié)夾角而產生的附加載荷、振動和噪聲應在允許范圍內。 3)傳動效率高，使用壽命長，結構簡單，制造方便，維修容易等。 §2.2 萬向傳動的計算載荷 萬向節(jié)傳動軸因布置位置不同，計算載荷是不同的。本次設計傳動軸布置在變速器與驅動橋之間。計算載荷的設計方法有三種：1）按發(fā)動機最大轉矩和一擋傳動比來確定；2）按驅動輪打滑來確定；3）按日常平均使用轉矩來確定。 在此設計中采用根據發(fā)動機最大轉矩和一擋傳動比來計算。由公式： （2—1） 式中：--傳動軸計算載荷，單位：； --猛接離合器所產生的動載系數，在此取=2； --發(fā)動機最大轉矩，單位：N.m； K --液力變矩器變矩系數，k=1; --變速器一擋傳動比，； --分動器傳動比，； --發(fā)動機到萬向傳動軸之間的傳動效率，％； n—計算驅動橋數，為1。 由公式（2—1）： 對萬向傳動軸進行靜強度計算時，計算載荷取，安全系數一般取2.5-3.0 。 §2.3. 十字軸設計計算 十字軸萬向節(jié)的損壞形式主要有十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸和滾針軸承碗工作表面出現壓痕和剝落。一般情況下，當磨損或壓痕超過0.15mm時，十字軸萬向節(jié)便應報廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂，所以在設計十字軸萬向節(jié)時，應保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強度。 本次設計參考《底盤設計》（吉林工業(yè)大學出版），根據不同噸位載重汽車的十字軸總成初選其尺寸： 十字軸：H=90mm d=18mm h=16mm 設各滾針對十字軸軸頸作用力的合力為F，則： （2—2） 式中：--萬向傳動的計算轉矩，； r--合力F作用線到十字軸中心之間的距離，r=37mm； --萬向傳動的最大夾角，取 。 則由式（1—2）可得: 十字軸軸頸根部的彎曲應力應滿足： （2—3） 式中：--十字軸軸頸根部彎曲應力，單位：； --十字軸軸頸直徑，； --十字軸油道孔直徑，； s--合力F作用線到軸頸根部的距離，s=8mm； --彎曲許用值，為 。 由公式（1—3）可得： 滿足強度要求。 十字軸軸頸的切應力應滿足： （2—4） 則由已知數據可得： 滿足切應力許用范圍 。 §2.4 十字軸滾針軸承的計算 滾針軸承中的滾針直徑一般不小于1.6mm，以免壓碎。而且差別要小，否則會加重載荷在滾針間分配的不均勻性。公差帶一般控制在0.003mm以內。滾針軸承徑向間隙過大時，承受載荷的滾針數減少，有出現滾針卡住的可能性；而間隙過小時，有可能出現所熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為0.009-0.095mm .滾針軸承得軸向總間隙以0.08-0.30mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度。使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場發(fā)生歪斜而造成應力集中。滾針得軸向間隙一般不超過0.2-0.4mm 。 十字滾針軸承的接觸應力為： （2—5） 式中：--滾針直徑，； --十字軸軸頸直徑，； --滾針工作長度，。 其中，為合力F作用下一個滾針所受的最大載荷（N），可有下式求得: (2—6) 式中：i—滾針列數，i=1； Z—每列中滾針數，Z=22 。 則: 由公式（1—5）可得: 當滾針和十字軸軸頸表面硬度在58HRC以上時，許用接觸應力為3000-3200，即滿足接觸強度要求。 計算結果: 滾針直徑； 工作高度； 列數 i=1； 單列滾針數Z=22 §2.5萬向節(jié)叉的設計計算 由于十字軸萬向節(jié)主、從動叉軸轉矩 、的作用，在主、從動萬向節(jié)叉上產生相應的切向力 、和軸向力 、 。 （2—7） 式中：R—切向力作用線與萬向節(jié)叉軸之間的距離； --轉向節(jié)主動叉軸之轉角； --轉向節(jié)主、從動叉軸之夾角。 在十字軸軸線所在平面內并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為： （2—8） 圖（a）為主動叉位于與初始位置的受力狀況，此時 ，達最大值： （2—9） 圖（b）為主動叉軸轉角時的受力狀況，這時 、及均達最大值： （2—10）圖2-1 萬向節(jié)叉危險截面示意圖 萬向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉載荷，在截面B-B處，彎曲應力和扭轉應力分別為： （2—11） 式中: 、--抗彎截面系數和抗扭截面系數 ，對于本設計中矩形截面： （2—12） 根據相關設計參數可知： H=60mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm 則： 萬向節(jié)叉由45鋼制造，其彎曲應力不應大于 ，扭轉應力不應大于 。而設計計算所得結果滿足條件要求。 §2.6 傳動軸臨界轉速計算 萬向傳動軸的結構與其所連接的萬向節(jié)的結構有關。通常，萬向傳動軸由中間部分和端部組成，中間部分可為實心軸或為空心軸管。本次設計采用空心軸管。空心的軸管具有較小的質量但能傳遞較大的轉矩，且較實心軸具有更高的臨界轉速，故用作汽車傳動系的萬向傳動軸。 傳動軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及內徑是根據所傳遞最大轉矩、最高轉速及長度按有關標準（YB242-63）選定，并校核臨界轉速及扭矩強度。 傳動軸的臨界轉速與其長度及斷面尺寸等有關。由于沿軸管表面鋼材質量分布的不均勻性以及在旋轉使其本身質量產生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產生彎曲應力，后者在一定的轉速下會導致軸管的斷裂。所謂傳動軸的臨界轉速是指旋轉軸失去穩(wěn)定的最低轉速，它決定于傳動軸的尺寸、結構及其支撐情況。為了確定臨界轉速，可研究一下兩端自由支撐與剛性球鉸上的軸（見下圖）： 圖2-2 傳動軸臨界轉速計算示意圖 設軸的質量m集中于O點，且O點偏離旋轉軸線的量為e，當軸以角速度旋轉時，產生的離心力為： 式中：y—軸在其離心力作用下產生的撓度。 與離心力相平衡的彈性力為： 式中：c—周的側向剛度，對于質量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接的軸，其側向剛度為： E—材料的彈性模量，可取； J—軸管截面的抗彎慣性矩。 因 故有 認為在達到臨界轉速的角速度時，傳動軸將破壞，即，則有： （2—13） 傳動軸管： 式中：D、d—軸管的外徑及內徑，mm. D=50mm,d=46mm; L—傳動軸的支撐長度，取兩萬向節(jié)之中心距，mm； --軸管材料的密度，對于鋼 ； 將上述c、J及m的表達式代入（3-13），令 則得傳動軸的臨界轉速為： （2—14） 由于傳動軸動平衡的誤差，伸縮花間聯接的間隙以及支承的非剛性等，傳動軸的實際臨界轉速要低于所計算的臨界轉速。因此引進安全系數K，并取： 式中：--相應于最高車速時傳動軸最大轉速，r/min; --傳動軸臨界轉速,r/min; 在本次設計中，已知D=50mm，d=46mm,L=327.65mm; 已知發(fā)動機額定轉速。 安全系數。 §2.7 軸管強度計算 萬向傳動軸的尺寸除了要有足夠的扭轉強度，傳動軸的最大扭轉應力可按下式計算： （2—15） 式中：--發(fā)動機最大轉矩，N.m; --變速器一擋傳動比； --動載系數； --抗扭截面系數。 傳動軸采用空心結構，則： （2—16） 式中：T—傳動軸計算轉矩，T=357128N.mm； D d—傳動軸管的外徑和內徑，D=50mm,d=46mm; 傳動軸管扭轉應力不大于，安全系數 。 §2.8 傳動軸花鍵軸的計算 對于傳動軸上的花鍵軸，應保證在傳遞轉矩時有足夠的扭轉強度。通常以底徑計算其扭轉且應力。 （2—17） 軸的許用扭轉切應力為，可初取花鍵軸直徑計算，然后進行強度校核。取，則： 安全系數為 ，安全系數一般在2-3左右。即滿足要求。 傳動軸滑動花鍵采用矩形花鍵，齒側擠壓應力為： （2—18） 式中：--花鍵處轉矩分布不均勻系數。=1.3-1.4 ； --花鍵外徑，取 ； --花鍵內徑，取 ； --花鍵的有效工作長度， ； --花鍵齒數， ； 則： 對于齒面硬度大于35HRC的滑動花鍵，齒側許用擠壓應力為 。故安全系數 ，滿足要求強度。 根據以前計算傳動軸管強度，可取滑動叉軸直徑為46mm 。 　　　　　　 第三章 變速器的結構分析 §3.1概述 變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉矩和轉速，使汽車獲得在不同使用工況下不同的牽引力和速度，使發(fā)動機在最有利的工況范圍下工作。 變速器的設計需要在整車設計的總體原則下結合變速器要滿足的具體功能展開。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產品通用化、標準化、系列化。 對變速器提出如下的基本要求： （1）正確選擇擋數和傳動比，保證汽車有必要的動力性和經濟性指標； （2）設置空擋，以使發(fā)動機能啟動怠速、換檔、切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸；在滑行或停車時使發(fā)動機和傳動系徹底分離； （3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛； （4）設置動力輸出裝置，能進行功率輸出； （5）換檔迅速、省力、方便，以便縮短加速時間并提高汽車的動力性能； （6）工作可靠，汽車行駛中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)生； （7）變速器還應當滿足效率高，噪聲低，體積小，質量輕，制造容易，成本低等要求、維修方便等要求。 滿足汽車必要的動力性和經濟性指標，這與變速器的擋數、傳動比范圍和各擋傳動比有關。汽車工作的道路條件越復雜、比功率越小，變速器的傳動比范圍越大。 §3.2 變速器的總體結構 有級變速器與無級變速器相比具有傳動效率高（0.96～0.98），造價低廉，因此在各類汽車中均得到廣泛采用，此次設計也采用有級變速器。有級變速器傳動機構分為固定軸式和旋轉軸式兩類。固定軸式又分為中間軸式，兩軸式和多中間軸式變速器。固定軸式應用最廣泛。兩軸式變速器多用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。由于中間軸式變速器直接檔工作時，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應齒輪嚙合，且第一，二軸均不承受徑向載荷載荷，第一，二軸只起傳遞扭矩的作用。因此直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也最小，這是中間軸式變速器的突出的優(yōu)點。速器的。 從結構上講兩軸式變速器與中間軸式變速器相比，其傳動系結構簡單，緊湊且除最高檔外其他各檔的傳動效率都比較高，噪聲也低，但多用于前置前驅的轎車布置。綜合對比后選用中間軸式。 一般情況下，變速器的檔位數與汽車的動力性，燃油經濟性有著密切的關系。就汽車的動力性而言，檔位數多，增加了發(fā)動機在底燃油消耗率區(qū)工作的可能性，降低了油耗；同時有利擴大傳動比范圍，以適應各種使用條件下動力性經濟性的要求。 主、副變速器主要用于空、滿載質量變化大、使用條件復雜、加之柴油機轉矩變化平穩(wěn)、適應性差而需要擴大傳動比范圍、增加擋位數以適應各種使用條件下的動力性與經濟性要求的重型車。為使變速器的結構不致過于復雜和便于系列化，多以四檔或五檔的變速器與三檔、四檔的副變速器組合，副變速器裝在主變速器之前之后或前后。 倒檔的布置方式參考中間軸式變速器倒檔布置方式。從動力性、加工工藝性考慮宜使倒檔軸傳動比接近于一擋傳動比。 考慮到微客的使用條件和要求，此次設計所選用的變速器結構方案為采用中間軸式，4+1前置后驅的變速方案。 圖1－1 變速器傳動結構簡圖 §3.3 變速器操縱機構 變速器操縱機構分為直接操縱式和遠距離操縱式。直接操縱結構簡單，在各種類型的汽車上得到廣泛的應用。但只有在當變速器布置在駕駛座位附近時直接操縱的方案才能實現。但要把變速器布置在駕駛室附近會給總體布置帶來極大限制。 遠距離操縱機構用于當變速器布置得離駕駛座椅較遠時，在客車、貨車、轎車上都有廣泛的應用。因僅需桿系、繩索等換檔傳動機構操縱變速器，使總體布置有很大的靈活性，也易于實現整車結構的優(yōu)化設計。 考慮到變速器操縱機構與總體布置密切相關，為了協調駕駛室、總體布置等問題，本次設計采用雙拉桿式遠距離換檔操縱機構和單桿式高低檔換檔操縱機構。 第四章 變速器主要參數的確定 §4.1 擋數 本設計選用4+1擋。 §4.2主減速器傳動比 由式ua=nr/(igio) 有umax=nmaxr/(igminio) 若變速器最小傳動比 igmin 取1；發(fā)動機的最高轉速nmax當取發(fā)動機在額定功率下的轉速，即nmax=4000r/min 已知滾動半徑r=0.382m,最高車速umax=100km/h 求得io=5.599 。 同時考慮的總體布置要求，驅動橋設計等問題，綜合分析后io取5.599合適 。 §4.3分配各檔傳動比 已知最小傳動比igmin=1,最大傳動比ig1=3.647；按等比數列分配各檔傳動比，設相鄰兩檔公比為q；在4+1的變速器中 則有：ig8= igmin=1 , ig8= ig1×q7 代入ig8=1 ， ig1=3.647 所以 i2= ig1 q=2.369 ; i3= ig1 q2=1.539; i4= ig1 q3=1; ; 注：ig1～ig8一到八檔傳動比i01 、i02分別為倒檔一、二檔傳動比. §4.4 初定中心距 初定中心距A時可根據下面經驗公式計算： A=K（Memax）1/3 Memax是發(fā)動機輸出最大扭矩，即: Memax=Temex=52Nm ; K是經驗系數對商用車K在14～17之間。 代入數據求的A=56.71～68.86mm ;主箱中心距A取60 mm。 §4.5 齒輪模數的選取 齒輪模數的選取由輪齒的彎曲或最大載荷作用下的靜強度所決定，選擇模數時應考慮到當增大齒寬而減小模數時，能有效降低變速器的噪聲，而從減小變速器的質量考慮，則應增大模數并減小齒寬和中心矩，初選模數 m＝2。 §4.6 壓力角 壓力角的大小對傳動的平穩(wěn)性，工作噪聲，齒輪的彎曲強度和表面的接觸強度為都有影響。為提高齒輪的承載能力應選用大的壓力角。實際國家標準壓力角為20O，所以變速器齒輪普遍采用20O。按國家標準選取=20O。 §4.7 螺旋角的選擇 增大角可以使齒輪嚙合的重合度系數增加，工作平穩(wěn)噪聲降低，隨著角的增大齒抗彎的強度也相應的提高，不過當螺旋角大于30O時，其抗彎強度驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升，故從提高齒輪的接觸強度考慮可取較大的角，但從保證齒輪的彎曲強度著眼不應大于30O。一般商用車選180～260。 角選擇應力求使中間軸上的軸向力平衡，因此角的最終確定應根據中心距、軸向力、傳動比綜合選擇。 主箱第一軸常嚙合齒輪定為右旋，中間軸上各齒輪定為左旋，則主箱第二軸各檔齒輪為右旋。 §4.8 齒寬的選擇 選擇齒寬時應綜合考慮，變速器的軸向尺寸，齒輪的強度以及齒輪工作時受力均勻程度度等因素的影響。 由經驗公式 ：kc為齒寬系數 直齒寬：b=kc×m kc=4.5～8.0 b=9～16mm 斜齒：b=kc×mn kc=7.0～8.6 b=14～16mm 第五章 齒輪參數的確定 §5.1 變速器各擋齒數的確定 一、確定一擋齒輪的齒數 ig1=Z2Z7/Z1Z8=3.504 Zh=2A cosβ/mn=2×60×cos25/2=54 初選Z8=39，Z7=15 Z2/Z1=i1×Z7/Z8=3.647×15/39=1.40 Zh=Z1+Z2=60 取Z1=23，Z2=31 i1=31×39/(23×15)=3.504 β=arcosZhmn/A=25.8420 故取Z8=39，Z7=15 ，Z1=23，Z2=31 二、確定二擋齒輪齒數 ig2=Z2Z5/Z1Z6=2.369 Z5/Z6=i2×Z1/Z2=2.369×23/31=1.69 Zh=2A cosβ/mn=2×60×cos25/2=54 取Z6=19，Z5=35 為減少或抵消中間軸的軸向力 tgβ1/tgβ2=[Z2/(Z1+Z2)](1+Z5/Z6) 由Z1=23，Z2=31，Z6=19，Z5=35 算出β2=24.860 i2=31×35/(23×19)=2.48 三、確定三擋的齒數 ig3=Z2Z3/Z1Z4=1.539 Z5/Z6=i2×Z1/Z2=2.369×23/31=1.099 Zh=2A cosβ/mn=2×60×cos25/2=54 取Z4=26，Z3=31 為減少或抵消中間軸的軸向力由 Z1=23，Z2=31，Z4=26，Z3=31 tgβ1/tgβ3=[Z2/(Z1+Z2)](1+Z3/Z4)= 1.1算出β3=22.970 i3=31×31/(26×19)=1.56 四擋的傳動比為1 五、確定倒擋齒輪的齒數 擋齒輪選用的模數往往與一擋的相近。 初選i倒=3.4，Z9=17，可得Z10=37 §5.2 齒輪的設計計算 1. 計算Z1，Z2的幾何尺寸 已知Z1=23，Z2=31計算中心距A＇=60mm 故采取標準齒輪傳動 1) 端面模數 mt=mn/cosβ=2/cos25.8420=2.22mm 2) 端面壓力角 tanαt=tanαn/cosβ=0.411 αt=22.3460 3) 分度圓直徑 d1=23×2/cos25.8420=51mm d2=31×2/cos25.8420=69mm 4) 齒頂高 ha=mn(ha*+xn*)=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*-xn*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=53mm da2=d2+2ha=71mm 7) 齒根圓直徑 df1=d1-2hf=48.5mm df2=d2-2hf=66.5mm 8) 中心距 A=60mm 2. 計算Z3，Z4的幾何尺寸 已知Z3=31，Z4=26計算中心距A＇=60mm 故采取標準齒輪傳動 1) 端面模數 mt=mn/cosβ=2/cos22.970=2.31 2) 端面壓力角 tanαt=tanαn/cosβ=0.478 αt=23.4750 3) 分度圓直徑 d3=31×2/cos22.970=64mm d4=26×2/cos22.970=56mm 4) 齒頂高 ha=mn(ha*+xn*)=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*-xn*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da3=d3+2ha=66mm da4=d4+2ha=58mm 7) 齒根圓直徑 df3=d3-2hf=61.5mm df4=d4-2hf=53.5mm 8) 中心距 A=60mm 3. 計算Z5，Z6的幾何尺寸 已知Z5=35，Z6=19計算中心距A＇=60mm 故采取標準齒輪傳動 1) 端面模數 mt=mn/cosβ=2/cos24.860=2.31 2) 端面壓力角 tanαt=tanαn/cosβ=0.478 αt=23.4750 3) 分度圓直徑 d5=35×2/cos24.860=78mm d6=19×2/cos24.860=42mm 4) 齒頂高 ha=mn(ha*+xn*)=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*-xn*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da5=d5+2ha=80mm da6=d6+2ha=44mm 7) 齒根圓直徑 df5=d5-2hf=75.5mm df6=d6-2hf=39.5mm 8) 中心距 A=60mm 4. 計算Z7，Z8的幾何尺寸 已知Z7=39，Z8=15計算中心距A＇=60mm 故采取標準齒輪傳動 1) 端面模數 mt=mn/cosβ=2/cos25.8420=2.22 2) 端面壓力角 tanαt=tanαn/cosβ=0.411 αt=22.3460 3) 分度圓直徑 d7=31×2/cos25.8420=86mm d8=26×2/cos25.8420=34mm 4) 齒頂高 ha=mn(ha*+xn*)=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*-xn*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da7=d7+2ha=88mm da8=d8+2ha=36mm 7) 齒根圓直徑 df7=d7-2hf=83.5mm df8=d8-2hf=31.5mm 8) 中心距 A=60mm 在變速器各齒輪齒數確定后實際傳動比如下表5-1： 表5-1 擋數 一擋 二擋 三擋 四擋 倒擋 傳動比 3.504 2.48 1.56 1 3.4 第六章 變速器齒輪的強度計算與材料選 §6.1 齒輪的材料選擇 變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的耐磨及抗彎疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理是時，對切削加工的性能及成本也應該考慮。國內變速器齒輪的材料主要有： , , . 本次設計各齒輪材料選用 ，滲碳淬火，表面硬度58～63HRC,芯部硬度33～48HRC. §6.2 齒輪的破壞形式 齒輪在嚙合過程中，輪齒根部產生彎曲應力，過度圓角處有應力集中，所以齒輪受到足夠大的載荷作用時其根部彎曲應力超過材料的許用應力，輪齒就會斷裂。在汽車變速器中這種破壞情況很少發(fā)生，而常見的斷裂是由于在重復載荷作用下，使齒根受拉面的最大應力區(qū)出現疲勞裂縫，而逐漸擴展到一定深度而產生折斷其破壞斷面在疲勞裂縫部位呈光滑表面，而突然斷裂部位呈粗粒狀表面。 齒面點蝕是常見的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒面長期在脈動的接觸應力作用下，會逐漸產生大量與齒面成尖角的小裂縫。嚙合時由于齒面的相互擠壓使充滿潤滑油的裂縫處有油壓增高導致裂縫的擴展，最后產生剝落，使齒面產生大量的扇形小麻點，即所謂點蝕。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點蝕嚴重，主動小齒輪較被動大齒輪較嚴重。在局部高溫，高壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱為齒面膠合。 綜上所述，在汽車變速器中齒輪的破壞形式主要有彎曲疲勞斷裂和點蝕兩種。應對齒輪的彎曲強度和接觸強度進行重點校核。 §6.3 強度的校核計算 三擋齒輪強度計算 （1） 斜齒輪的彎曲應力： = 式中 為彎曲應力（ N/）； F1圓周力，F1=2Tg/d； 為模數,m=3；y 為齒形系數，查齒形系數圖取y=0.12; 為集中應力系數，?。?.5，為重合度影響系數=2.0 代入數據=260MPa 對于采用20CrMnTi的材料，齒輪的許用彎曲應力[]在180～350之間，因=260<350N/，故三檔齒輪滿足彎曲疲勞強度要求 （2） 輪齒接觸應力 = 式中，為輪齒的接觸應力，F為齒面上的法向力，F=F1/（coscos）, F1 為圓周力，F1=2T/d,T為計算載荷，d為節(jié)圓直徑，為節(jié)點出壓力角，為齒輪螺旋角，E為材料的彈性模量，b為齒輪接觸的實際寬度,為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，斜齒輪, 由于滲碳高檔齒輪的許用接觸應力為1300-1400N/ 可得齒輪接觸強度滿足設計要求。 第七章 變速器軸的設計與校核 §7.1 估算軸的直徑 由經驗公式得第二軸和中間軸直徑 d ≈ 0.45A 由A＝60mm 則d ≈ 0.45A＝27.5mm變速器輸入軸花鍵部分直徑d=K=14.93～17.17mm. 軸的結構尺寸確定應參考經驗公式得到的估計值結合軸的結構布置，在草圖的繪制中最終確定。 選d=20mm §7.2 變速器軸的強度校核計算 軸的強度校核應考慮扭矩彎矩對軸的影響，因此應選擇承受彎矩、扭矩都較大的軸進行校核。綜合分析最危險的應是中間軸和第二軸. 1. 對第二軸 變速器工作在一檔工作時主箱第二軸有最大扭矩和彎矩. 其的結構簡圖如下： 圖7-1主箱第二軸結構 在豎直平面內： 圖7-2 豎直平面第二軸受力簡圖 由力的平衡條件有 Fz1+Fz2=Fr FZ1×166=Fz2×97 綜合以上兩式得 Fz2=973.28N ,Fz1=568.72N 在水平面上 圖6-3 水平面第二軸受力簡圖 由力的平衡條件有 Fx1+Fx2=Fr Fx1×166 =Fx2×97 綜合以上兩式得 Fx2=2674.56N ,Fx1=1562.84N 有以上計算可得到彎矩、扭矩圖如下： 豎直面內： 圖7-4 豎直面內彎距圖 水平面內： 圖7-5 水平面內彎距圖 扭矩圖： 182208Nmm 圖7-6扭距圖 根據彎矩、扭矩圖知危險截面出現在一檔齒輪所在的位置。 由 即 ＝335.8

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