X型载重汽车变速箱的三维结构设计（全套含CAD及三维图纸仿真）
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共37页)
编号：1029346
类型：共享资源
大小：20.49MB
格式：RAR
上传时间：2017-02-17
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
载重汽车
变速箱
三维
结构设计
全套
cad
图纸
仿真
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
西安工业大学 毕业设计（论文）任务书 院（ 系） 专业 机 械制造及其自动化 班 级 姓名 学号 文）题目 ： 变速箱是汽车实现进退和换档行驶的执行部件，其设计合理性，装配精度和使用寿命直接影响到汽车的寿命。采用三维 仅可以通过并行工作的方式缩短设计周期，也可以通过仿真的手段 进行虚拟样机的预装配和干涉检验，以减少样机的试验过程，达到无样机生产，为企业在市场竞争中获得先机。 论文 )的主要内容（理工科含技术指标）： 主要内容： 课题要求根据汽车变速器的功能要求、设计指标及相关技术要求，进行原理设计，机构设计并作出相应的原理及机构简图；将各完成机构转化为运动及承载执行部件，进行其结构设计，完成相应的三维结构图，实现三维 各零件进行装配形成一完整部件并检验干涉情况。 技术指标： 1)档数 :五个前进档和一个倒档； 2)最高档传动比 l: 1，最低档传动比 1: 3)换档方式 :直接操纵 ； 4）重量指标 :小于 140公斤。 起始时间、设计地点）： 在金花校区进行 ，进度如下： 查阅资料，翻译英文资料；（ 2周） 确定设计方案，进行原理和结构设计并完成原理及结构示意图；（ 2周） 2周） 对各零件进行结构设计，利用 行建模；（ 4周） 作三维装配图及干涉检验；（ 4周） 二维工程图绘制；（ 2周） 论文撰写 。（ 2 周） 文）的工作量要求 实验（时数） *或实习（天数）： 上机机时 40以上 图纸（幅面和张数） *： 绘图量不少于 折合后 其他要求： 论文字数 1万以上，不少于 2000汉字的英文资料翻译。 指导教师签名： 年 月 日 学生签名： 年 月 日 系（教研室）主任审批 ： 年 月 日 第一章 基本数据选择 高车速：104Km/h； - 发动机功率：6=53 转矩：103/2=171 总质量： 1002=4048 转矩转速： 100r/ 车轮： 205/55 ； r R=16 10/2+205= 速器各挡传动比的确定 初选传动比： 设五挡为直接挡，则5 式中：最高车速 发动机最大功率转速 r 车轮半径 变速器最小传动比 0i 主减速器传动比 即 2100=2940 4200r/取500r/549式中 = = 所以，549171 53)=i=84 =曲面主减速器， 当0i6 时，取 =90%，0i6 时， =85%。 轻型商用车1围 ， g=96%， T = T =90% 96%=最大传动比1 满足最大爬坡度。 根据汽车行驶方程式 20e m a 汽车以一挡在无风、干砂路面行驶，公式简化为 s in c o m a x g （ 即， 01s o s 式中： G 作用在汽车上的重力 ， ， m 汽车质量， g 重力加速度， =48407432N； 发动机最大转矩， 0i 主减速器传动比，0i= T 传动系效率 ， T = r 车轮半径， r = f 滚动阻力系数，对于货车取 f = 爬坡度，取 = %i o ）（ 满足附着条件。 g 01 在沥青混凝土干路面， = =11 3 4 8 = 得 又因为轻型商用车1 所以，取1 其他各挡传动比的确定： 按等比级数原则， 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系： 54433221 式中： q 常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为： 41 ， 32 ， 23 ， 4 所以其他各挡传动比为： 23q =2q =gi=q = 中心距 A 初选中心距时，可根据下述经验公式 3 1m a x （ 式中： A 变速器中心距（ 中心距系数，乘用车： 用车： 发动机最大转矩 （ 1i 变速器一挡传动比， 1 g 变速器传动效率，取 96% ； 发动机最大转矩， 则， 31m a x = 3 % 1) = 初选中心距 A =98 齿轮参数 1、 模数 对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的 接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量货车为 总质量货车为 选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。 表 车变速器齿轮法向模数 车型 乘用车的发动机排量 V/L 货车的最大总质量am/t VV.04.0 数nm/ 车变速器常用齿轮模数 一系列 系列 根据表 轮的模数定为 2、压力角 理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用 15、 16、 小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用 25等大些的压力角。 国家规定的标准压力角为 20 ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为 20。 3、螺旋角 实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。 货车变速器螺旋角： 18 26 初选一挡斜 齿轮齿轮螺旋角为 24 ， 其余挡斜齿轮螺旋角 24。 4、齿宽 b 直齿 为 斜齿 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为 2 4 4 5、齿顶高系数 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为 各 挡 齿 轮齿 数 的分 配 图 速器传动示意图 如图 示为变速器的传动示意图。在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。应该注意的是，各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以使齿面磨损均匀。 1、 确定一挡齿轮的齿数 中间轴一挡齿轮齿数，货车可在 1217 之间选用，最 小为 1214， 取10Z=13，一挡齿轮为斜齿轮。 一挡传动比为101921g （ 为了求9Z，10求其齿数和 斜齿nh （ =4 22 =整为 45 即9Z= 10Z=452 2、对中心距 A 进行修正 因为计算齿数和过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 ，再以修正后的中心距 A 作 为各挡齿轮齿数分配的依据。 n0 = 2134 ）（=整为 A=97 对一挡齿轮进行角度变位： 端面啮合角 t： n /t= 啮合角 ,t： t=t= 变位系数之和 nt,t a in = 计算 精确 值： A=10 一挡齿轮参数： 分度圆直径 109n9 m =4 29/=010co s/m =4 13/=顶高 yh mh a = yh mh a =中：（ =（ 98 =根高 h f = h f =全高 9h=顶圆直径 99 =0 a =根圆直径 999 2 ff = =01010 2 ff =量齿数 10399v co s/=031010v co s/=、 确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式 （ 求出常啮合传动齿轮的传动比 9101（ =啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 221n （ 21c =4 24=式 （ （ 得 1Z =2Z =整为 1Z =11， 2Z =34，则： 101921g = 1311 3234 =1常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距 221c = 244114 =面压力角 n / t= 端面啮合角 A c = t变位系数之和 in t a 21n = 20t a in v= 变位系数线图得： 3 7 计算 精确值： A=2 常啮合齿轮数： 分度圆直径 211 =22 =顶高 yh mh a =（ 1+） 4= yh mh a =（ y ） 4=中：（ =（ =根高 h f =（ 1+ 4= h f =（ 1+ 4=全高 1h=顶圆直径 11 = a =根圆直径 111 2 ff =22 2 ff =量齿数 2311v =322v co s/= 4、 确定其他各挡的齿数 （ 1） 二挡齿轮为斜齿轮，模数与一挡齿轮相同，初选8=24 81722 （ 21287 = 887n （ c = 4 24 =式 （ （ 得7Z=Z=整为7Z=26，8Z=18 则，81722 = 1712 2631 =2二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 887c =面压力角 n /t= 端面啮合角 A c = t变位系数之和 nt,t a in = 7= 8的精确值： 887c n 8 = 二挡齿轮参数： 分度圆直径 877 =88 =顶高 yh mh a = yh mh a =中：（ = =根高 h f = h f =全高 7h=顶圆直径 77 = a =根圆直径 777 2 ff =88 2 ff =量齿数 8377v co s/=388v co s/= 2） 三挡齿轮为斜齿轮， 初选6=20 21365 （ = 665 n （ 由式 （ （ 得5Z=Z=取整5Z=Z=5=21, 4 61523 =2412 2331=i=三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距 665c =面压力角 n /t= 端面啮合角 A c = t变位系数之和 nt,t a in = 6=6的精确值： 665c n 6= 三挡齿轮参数： 分度圆直径 655 = 666 =顶高 yh mh a = yh mh a =中：（ = =根高 h f = h f =全高 5h=顶圆直径 55 = a =根圆直径 555 2 ff =66 2 ff =量齿数 6355v co s/=366v co s/= 3） 四挡齿轮为斜齿轮，初选螺旋角 4 =24 21443 （ = 443 n （ 由 （ （ 得3Z=4Z = 取整3Z=17， 4Z =28 M=4 则： 41324 =2811 1734=4i =四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距 443c =面压力角 n / =t= 端面啮合角 A c = t变位系数之和 nt,t a in = 4 =螺旋角 4 的精确值： 443c n 4 = 四挡齿轮参数： 分度圆直径 433 =44 =顶高 yh mh a = yh mh a =中：（ = =根高 h f = h f =全高 3h=顶圆直径 33 = a =根圆直径 333 2 ff =44 2 ff =量齿数 4333v co s/=344v co s/=、 确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮131 23 之间，初选 12Z 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 ，A 。初选13Z=21， 12Z =11，则： 131221 = 2111421 =64保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉， 齿轮 12 和 11 的齿顶圆之间应保持有 上的间隙，则齿轮 11 的齿顶圆直径11 112 121211 94 4 (11+2) 1 =1351111 e =4135 2 =了保证齿轮 10 和 11 的齿顶圆之间应保持有 上的间隙，取 11Z =31 计算倒挡轴和第二轴的中心距 A 2 1113, = 2 31214 =106算倒挡传动比 1311121312 倒=211112 312131 =挡齿轮参数： 31212131312 ，11313111113 ，查表得 111 =31 4=124 212 11 4=44 4=84 顶高 1*h 12*h = 3*h =齿根高 1h = 2h = f 13h =全高 11h=9 顶圆直径 1111 =2 a =3 a =根圆直径 111111 2 ff =21212 2 =31313 2 =本章小结 本章首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。 第 2章 齿轮校核 齿 轮 材 料的 选 择原 则 1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对 如对硬度 350使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在 30 50右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： m 时渗 碳层深度 m 时渗碳层深度 法m 时渗碳层深度 面硬度 63；心部硬度 48 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于 面硬度 5312。 对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用 252012钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材 料晶面粒 13。 计 算 各 轴的 转 矩 发动机最大扭矩为 齿轮传动效率 99%，离合器传动效率 98%，轴承传动效率 96%。 轴 1T =承离 719 8%96%=间轴 2T =121 承 =6%99%3 1/12= 轴 一挡109231 承 =0/13=挡87232 承 =6/17=挡65233 承 =1/23=挡43234 承 =6/27=挡齿承 235 =挡121122 （ 齿承倒 =（ 31/11=轮 齿 强 度计 算 齿弯曲强度计算 1、倒档直齿轮弯曲应力w 图 形系数图 （ 式中：w 弯曲应力 （ 计算载荷 （ K 应力集中系数，可近似取K= 摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮动齿轮 b 齿宽 （ m 模数； y 齿形系数，如图 当计算载荷、倒挡直齿轮许用弯曲应力在 400850车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 计算倒挡齿轮 11， 12， 13 的弯曲应力11w，12w，13w11z =31， 12z =11， 13z =21， 11y =12y =34y =倒T =T =1113112 倒 33 =00 8502123212 2 = 33 =00 85031331213213 /2 ）（ = 33 ）（ =00 850、 斜齿轮弯曲应力w （ 式中：计算载荷 （ N 法向模数 （ z 齿数； 斜齿轮螺旋角（）； K 应力集中系数，K= y 齿形系数，可按当量齿数 3n 在图中查得； 齿宽系数K 重合度影响系数，K= 当计算载荷乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在 180 350围，对货车为 100 250 （ 1）计算一挡齿轮 9， 10 的弯曲应力9w，10w9z=30，10z=13，9y=0y=1T=2T =，z ， z ， 3910319 c o = 33 o 62 。 =00 250 031010210 c o 33 o 42 。 =00 250 2）计算二挡齿轮 7， 8 的弯曲应力 7z=26，8z=17，7y=y=2T=2T =22 ， Z，Z ， 378327 c = 33 o 42 。 =00 250 38828 c o = 33 o 42 。 =00 250 3）计算三挡齿轮 5， 6 的弯曲应力 5z=21，6z=23，5y=y=3T=2T = =， 356335 c 33 o 22 。 =00 250 36626 c 33 o 42 。 =00 250 4）计算四挡齿轮 3， 4 的弯曲应力 3z=16， 4z =27，3y=4y =4T=2T = =， 334343 c o = 33 o 22 。 =00 250 34424 c o = 33 o 42 。 =00 250 5）计算常啮合齿轮 1， 2 的弯曲应力 1z =12， 2z =31， 1y =2y =1T =T = =， 31211 c = 33 o 82 。 =00 250 32222 c o 33 o 42 。 =00 250 轮齿接触应力 j 11co 式中：j 轮齿的接触应力 （ 计算载荷 （ ； d 节圆直径 ( 节点处压力角（）， 齿轮螺旋角（）； E 齿轮材料的弹性模量（ b 齿轮接触的实际宽度 ( z 、 b 主、从动齿轮节点处的曲率半径 (直齿轮 r 、 r ， 斜齿轮 2c o ss r 、 2co ss r ； 主、从动齿轮节圆半径 ( 将作用在变速器第一轴上的载荷 2/速器齿轮的许用接触应力j见表 弹性模量 E =04 N齿宽=74=28 速器齿轮的许用接触应力 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共 渗齿轮 一挡和倒挡 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 650 700 （ 1）计算一挡齿轮 9， 10 的接触应力 31T=2T =（ 1u/210 2 94/（ ） = 109 d= o s/s 1010 o s/s 99 9109 319 8.0 T = 34 =900 2000 91010 210 8.0 T = 34 o o =900 2000 2）计算二挡齿轮 7， 8 的接触应力 32T=2T =（ 1u/28 2 94/（ ） = 87 d= o s/s 88 o s/s 77 787 327 T = 34 o o =900 2000 788 28 T = 34 o o =300 1400 3）计算三挡齿轮 5， 6 的接触应力 33T=2T =（ 1u/26 2 94/（ ） = 65 d= o s/s 66 o s/s 75 565 335 110 . 5 82co T = 34 5 82c o o =300 1400 566 26 110 . 5 82co T = 34 5 82c o o =300 1400 4）计算四挡齿轮 3， 4 的接触应力 34T=2T =（ 1u/23 2 94/（ ） = 34 d= o s/s 44 o s/s 33 343 343 T = 34 =300 1400 344 24 T = 34 =300 1400 5）常啮合齿轮 1， 2 的接触应力 1T =T =（ 1u/21 2 94/（ ） = 12 d = o s/s 1
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号