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CA10TA190M双中间轴变速器的设计【ANSYS静力学分析+PROE轴建模】【汽车类】【27张全套CAD图纸】

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CA10TA190M 双中间轴 变速器设计 ANSYS静力学分析PROE轴建模 全套cad图纸
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CA10TA190M双中间轴变速器的设计

254页 69000字数+说明书+任务书+开题报告+27张CAD图纸

CA10TA190M双中间轴变速器的设计开题报告.doc

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摘    要

变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,是汽车总成部件中的重要组成部分,是主要的传动系统。变速器的结构要求对汽车的动力性、燃料经济性、换档操纵的可靠性与轻便性、传动平稳性与效率等都有直接的影响。

CA10TA190M变速器是一款双中间轴重型汽车专用变速器。主副箱变速箱组合设计,主箱变速箱为手动操纵,副箱变速箱为气动操纵,具有10个前进档,2个倒档。该变速箱使用功率范围260~420马力之间的重型车用发动机,广泛适应中国目前的道路状况和运输情况。本设计研究了CA10TA190M双中间轴十档手动变速器。其主要目的是以机械设计基础、工程力学、机械精度设计与监测基础、金属工艺学、汽车构造、汽车设计、汽车制造工艺学等课程为依托,并运用AutoCAD、PRO/E、ANSYS设计校核软件对该变速箱进行仿形设计。本设计的主要成果:深入了解了国内外各大重型商用车组合式变速器生产厂家的研发现状;进行了该装配工艺的分析;进行了该变速箱的总体布置并确定了传动方案;完成了主箱一轴总成、主箱二轴总成,主箱左右中间轴总成、主箱换挡滑动套、主箱换挡操纵机构、副箱左右中间轴总成、副箱输出轴总成的设计与校核;进行了该变速箱的箱体设计;进行了该变速箱性能分析。主要包括变速器对整车动力性经济性影响的计算,换挡时机与车速的匹配;对该变速器主副箱各轴进行了ANSYS静力学分析;绘制了该变速箱的1张装配图与23张零件图;通过这些设计成果,基本完成了CA10TA190M双中间轴十档手动变速器的仿形设计。

关键词:CA10TA190M;变速器;双中间轴;设计

ABSTRACT

Transmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency.CA10TA190M transmission is a paragraph of heavy duty truck special twin countershaft transmission. Lord vice box transmissionassembly design, Lord box transmissionmanually manipulation, vice box for the pneumatic manoeuvring, with transmission10 forward gears, 2 in reverse. The trasmissionuse power range between 260 ~ 420 horsepower engine, widely &heavy vehicles to China's current road conditions and transportation situation.

This design research CA10TA190M Twin Countershaft Transmission. Its main purpose is mechanical design basis, engineering mechanics, mechanical precision design and monitoring foundation, metal technology, automobile structure, automobile design, automobile manufacture technology, and use relying on course to AutoCAD, PRO/E, ANSYS software in the transmissiondesign check for imitation shape design. The design of the main achievements: In-depth understanding of the major domestic and foreign heavy commercial combined-type transmission manufacturer's r&d status; The transmission assembly process analysis; The overall layout of the transmission and determine the transmission scheme; Completed a shaft assembly, Lord box second shaft assembly, Lord box about Lord box, Lord box Countershaft assembly, Lord box of shift sliding shift operation, deputy box Countershaft assembly, deputy box around the output shaft assembly design and checking; Conducted this transmission cabinet design; The transmission properties were analyzed. Mainly includes the transmission, the influence on the economy of vehicle dynamic calculation, the shift timing and speed matching;  Lord the vice box the axis ANSYS statics analysis; Painted this transmission assembly drawings of 1 card with 23 zhang parts graph; Through this design results, basic completed CA10TA190M twin manual shift transmission Countershaft  ten imitation shape design.

Key words: CA10TA190M;Transmission;Twin Countershaft;Design

目    录

摘要

Abstract

第1章 绪论1

1.1 选题的目的依据和意义1

1.1.1 选题的目的1

1.1.2 选题的依据1

1.1.3 选题的意义4

1.2 重型商用车变速器的研究现状4

1.2.1 国外重型商用车变速器的研究现状4

1.2.2 国内重型商用车变速器的研究现状5

1.3 设计的基本内容与解决的主要问题9

1.3.1 设计的基本内容9

1.3.2 设计解决的主要问题9

第2章 车型参数的确定与校核11

2.1 一汽解放J6车型参数11

2.1.1 车型参数的确定11

2.1.2 车桥参数的确定14

2.2 车型技术参数校核14

2.2.1 质量参数14

2.2.2 轴距和轮距15

2.2.3 轴荷分布15

2.2.4 动力性参数16

2.2.5 燃油经济性参数16

2.2.6 最小转弯直径17

2.2.7 通过性17

2.2.8 操作稳定性17

2.2.9 制动性18

2.2.10 发动机最大功率与最大功率转速18

2.2.11 发动机最大转矩与最大转矩转速19

2.2.12 主减速比19

2.3 本章小结22

第3章 变速器的装配工艺性分析23

3.1 变速器的装配工艺性分析23

3.1.1 产品能分成若干个独立装配的单元23

3.1.2 要有正确的装配基准23

3.1.3 便于装配与拆卸24

3.1.4 正确选择装配方法是尽量减少装配时的修配和机加工25

3.2 本章小结26

第4章 CA10TA190M双中间轴变速器的总体布置27

4.1 CA10TA190M双中间轴变速器的结构特点27

4.1.1 主副箱结构27

4.1.2 换挡滑套与同步器28

4.1.3 细高齿与“对齿”29

4.1.5 润滑与密封31

4.1.6 齿轮强度31

4.1.7 操纵机构31

4.1.8 取力形式31

4.1.9 成本与寿命31

4.2 CA10TA190M双中间轴变速器的工作原理和动力传递路线32

4.2.1 CA10TA190M双中间轴变速器的工作原理32

4.2.2 CA10TA190M双中间轴变速器的动力传递路线34

4.3 CA10TA190M双中间轴变速器的装配34

4.4 变速器传动机构分析和布置方案的设计34

4.4.1 两轴式变速器和中间轴式变速器多中间轴式变速器的特点分析35

4.4.2 变速器倒档布置方案分析确定36

4.4.3 传动机构布置中齿轮安排的分析确定37

4.5 变速器零部件结构方案分析确定38

4.5.1 齿轮形式38

4.5.2 变速器自动脱档机构形式分析确定39

4.6 本章小结40

第5章 变速器主要参数的确定41

5.1 变速器档位数目及各档传动比41

5.1.1 变速器档位数目的确定41

5.1.2 变速器一档传动比的确定41

5.1.3 变速器各档传动比的确定43

5.2 变速器中心距的确定48

5.3 变速器的外形尺寸50

5.4 变速器的齿轮参数的确定50

5.4.1 齿轮齿数50

5.4.2 齿轮模数51

5.4.3 齿形、压力角及螺旋角54

5.4.4 齿宽55

5.4.5 齿顶高系数56

5.4.6 齿轮的修正56

5.5 变速器各档齿轮齿数的分配58

5.5.1 确定主箱一档齿轮副参数60

5.5.2 确定主箱常啮合齿轮副参数64

5.5.3 确定主箱二档齿轮副参数67

5.5.4 确定主箱三档齿轮副参数71

5.5.5 确定主箱四档齿轮副参数74

5.5.6 确定主箱取力齿轮参数77

5.5.7 确定主箱二轴倒档齿轮与惰轮传动副参数78

5.5.8 确定主箱倒档惰轮与左右中间轴倒档齿轮副参数82

5.5.9 确定副箱高档齿轮副参数85

5.5.10 确定副箱低档齿轮副参数89

5.6 精确计算主副箱各档传动比94

5.7 主副箱各档齿轮几何参数97

5.8 本章小结97

第6章 变速器齿轮的设计及校核98

6.1 齿轮的材料选择98

6.1.1 齿轮坏损形式及防止措施98

6.1.2 齿轮传动设计准则100

6.1.3 齿轮的材料选择100

6.2 计算主副箱各轴转矩102

6.3 齿轮的强度计算103

6.3.1 轮齿的弯曲应力103

6.3.2 轮齿接触应力106

6.3.3 主副箱各档齿轮的强度计算校核107

6.4 计算主副箱各档齿轮的在啮合点处的受力119

6.4.1 主箱一档齿轮受力120

6.4.2 主箱二档齿轮受力120

6.4.3 主箱三档齿轮受力120

6.4.4 主箱四档齿轮受力121

6.4.5 主箱常啮合齿轮受力121

6.4.6 主箱倒档齿轮受力122

6.4.7 主箱一档时副箱低档齿轮受力123

6.4.8 主箱一档时副箱高档齿轮受力123

6.4.9 变速器R2档时副箱低档齿轮受力124

6.4.10 变速器R2档时副箱高档齿轮受力124

6.5 本章小结125

第7章 变速器主副箱各总成的设计127

7.1 轴的设计127

7.1.1 轴的功用及其设计要求127

7.1.2 轴的结构设计127

7.1.3 初步确定轴的尺寸129

7.2 主副箱各轴尺寸设计131

7.2.1 主副箱各轴总成详细尺寸131

7.2.2 主副箱各轴总成轴段设计131

7.3 计算主副箱各轴与齿轮的花键134

7.3.1 花键的特点及应用134

7.3.2 主副箱各轴花键的设计公式135

7.3.3 计算主副箱各轴与齿轮渐开线花键135

7.4 主副箱各轴总成校核140

7.4.1 主箱一轴总成校核140

7.4.2 主箱二轴总成校核146

7.4.3 主箱左右中间轴总成校核158

7.4.4 主箱倒档惰轮轴总成校核167

7.4.5 副箱左右中间轴总成校核171

7.4.6 副箱输出轴总成校核179

7.5 本章小结183

第8章 操纵机构和箱体的确定184

8.1 换挡操纵机构概述184

8.1.1 换挡操纵机构的功用184

8.1.2 换挡操纵机构结构的设计要求184

8.2  换档操纵机构零部件的选用185

8.2.1 换挡位置图185

8.2.2 变速器换档机构形式185

8.3 变速器的操纵形式188

8.3.1 直接操纵手动换挡变速器188

8.3.2 远距离操纵手动换挡变速器189

8.4 锁止装置189

8.4.1 互锁装置189

8.4.2 自锁装置191

8.4.3 倒档锁装置192

8.5 变速器箱体的设计193

8.6 本章小结194

第9章 变速器与整车匹配性计算195

9.1 汽车动力性评价指标195

9.1.1 汽车的最高车速195

9.1.2 汽车的加速时间195

9.1.3 汽车的最大爬坡度195

9.2 汽车燃油经济性的评价指标196

9.2.1 单位行驶里程的燃油消耗量196

9.2.2 单位运输工作量的燃油消耗量196

9.2.3 消耗单位燃油所行驶的里程196

9.2.4 汽车燃油经济性的影响因素196

9.2.5 变速器档数对燃油经济性的影响197

9.3 汽车动力性计算197

9.3.1 发动机功率—扭矩曲线197

9.3.2 汽车速度—发动机转速曲线197

9.3.3 汽车行驶驱动力图198

9.3.4 汽行驶驱动力—行驶阻力图198

9.3.5 加速性能曲线199

9.3.6 最大驱动力与经济车速分析200

9.4 换挡时机与发动机转速的匹配200

9.4.1 车速与发动机转速之间的关系200

9.4.2 两脚离合换挡方法举例201

9.5 本章小结203

第10章 主副箱各轴ANSYS静力学分析204

10.1 有限元基本理论简介204

10.2 有限元分析的基本步骤205

10.2.1 一轴的ANSYS静力学分析205

10.2.2 二轴的ANSYS静力学分析209

10.2.3 主箱左右中间轴的ANSYS静力学分析224

10.2.4 副箱左上中间轴的ANSYS静力学分析228

10.2.5 副箱右下中间轴的ANSYS静力学分析231

10.2.6 输出轴的ANSYS静力学分析234

10.3 本章小结237

结论238

参考文献240

致谢243

1.1选题的目的、依据和意义

1.1.1选题的目的

我国公路运输的迅速发展,对大功率发动机的需求量不断增加,重型货车新品动力总成方面的变化主要表现在发动机功率水平正在提高,排量为10L以上的发动机装车率不断增长,大排量发动机成为企业研发的热点。但重型商用车变速器的研发处于相对滞后状态,阻碍了重型商用车的发展。为了满足重型商用车不断地高转速化、大传递转矩的发展趋势,因此本课题进行了CA10TA190M双中间轴变速器的设计。

1.1.2选题的依据

双中间轴变速器在重型商用车上应用十分广泛,而变速器是整车的关键总成之一。其功用是在不同的使用条件下, 改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速, 使汽车得到不同的牵引力和速度, 同时使发动机在最有利的工况范围内工作。

在汽车开发过程中变速器参数的选择十分重要。因为它们关系到车辆的动力性和燃油经济性。如不同车速时驱动力和行驶阻力之间的关系,当车速低于最高车速时,驱动力大于行驶阻力,这样汽车就可以利用剩余的驱动力加速或爬坡,这些都与变速器的参数有关。通过对CA10TA190M双中间轴变速器设计让我更加的了解变速器参数的选择过程和优化过程。

汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程。其设计的优劣决定着整车的动力性、燃油经济性和行驶平顺性等多方面的使用性能。这就对变速器设计人员提出较高的要求。因此,采用成型软件进行齿轮、轴的设计与校核,轴承的校核。采用PRO/E软件进行齿轮、轴立体图的绘制,并将所得图形导入到ANSYS软件中对其进行静力学分析。采用AutoCAD绘制二维平面图。这样能够较好的提高设计的效率和质量。

重型汽车变速器是指与重型商用车和大型客车匹配的变速器,尽管在行业中对变速器的容量划分没有明确的界限,但我们通常将标定输入扭矩在900以上的汽车变速器称为重型汽车变速器。

重型汽车机械式变速器的技术特点:重型汽车的装载质量大,使用条件复杂。欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性,必须扩大变速器传动比的范围并增加档位数。为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,多采用组合式机械变速器。即以一种4~6档变速器为主体,通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器,得到一组不同档位数、不同传动比范围的变速器系列。目前,组合式机械变速器已成为重型汽车采用的主要型式。组合式机械变速器一般分为倍档(分段式配档)组合式机械变速器和半档(插入式配档)组合式机械变速器。

图1-1 双中间轴倍档组合式变速器

倍档组合式机械变速器是在主变速器后部串联安装一个2档(高档和低档)副变速器,将主变速器的档位数增加1倍,所增加的档位传动比数值等于主变速器传动比和副变速器传动比的乘积,而且齿轮对数少于档位数,因此箱体尺寸缩短,轴的长度减短,刚度增大,所以增大了变速器的容量。例如在一个5档主变速器后端,串联安装一个具有高、低2档的副变速器,即可组成10档(或9档)倍档组合式机械变速器。增加倍档组合式变速器最大输入扭矩和最低档传动比的技术难点是副变速器低档齿轮的强度容量不足,超出齿轮轮齿的承载能力。解决的办法是将由一个轮齿承受的载荷分流给几个轮齿来承担。这样一来,输入齿轮扭矩不变,每个轮齿的负荷将等于同时接触齿数的平均数值。

倍档组合式变速器的副变速器功率分流方法有两种:一种是采用行星齿轮系的传动方法,这种结构非常紧凑,体积小而扭矩容量大,直到现在仍广泛应用;另一种功率分流的方法是采用双中间轴传动结构。双中间轴传动最大工艺难点是保证主传动齿轮能和所啮合的双中间轴齿轮的轮齿同时接触问题,解决的办法是用浮动主传动齿轮的方法来消除齿轴对位的制造误差,确保轮齿同时接触,达到功率分流的目的。与此相适应的换档同步器也有一定的浮动量。

双中间轴倍档组合式变速器具有如下优点:

1.由于一轴和二轴上各档齿轮同时与两根中间轴上对应的齿轮相啮合,功率分流,从理论上讲,每对齿轮上传递的扭矩为,这就使每对齿轮传递的扭矩减少50%,使变速器的中心距、齿轮模数和宽度可以减小,从而减小变速器的质量和尺寸,特别是长度尺寸。

2.由于二轴从动齿轮在轴上处于径向浮动状态,两根中间轴的轴心线均匀分布在以二轴理论轴心为圆心、以中心距为半径的圆柱面上,所以二轴上各档齿轮及一轴齿轮在与两根中间轴上的对应齿轮相啮合产生的径向力达到平衡,即互相抵消。二轴不承受径向力,只传递扭矩,这样二轴可以设计得细一些,结构可以简单一些,其后轴承可以选择较小的规格,这也有助于减小变速器的质量和尺寸。

3.由于二轴齿轮的径向浮动和二轴的铰接式浮动的结果,使得齿轮在啮合时能自动抵消一部分制造和装配误差,啮合质量优于单中间轴。啮合区容易达到设计要求,实际使用情况也证实了这点。这就有利于降低啮合噪声和提高耐用度。

4.由于双中间轴倍档组合式变速器可以明显地减小变速器的质量和轴向尺寸,利用这种优点,可提高变速器的最大传递功率和扭矩,扩大使用范围。

1.3设计的基本内容、解决的主要问题

1.3.1设计的基本内容

1.进行变速箱的装配工艺分析

2.确定设计方案与基本参数;

3.进行主副箱各档齿轮的设计与校核;

4.进行主副箱轴的设计与校核;

5.进行主副箱轴承的选择与校核;

6.进行主箱滑动套的设计与校核;

7.进行操纵机构的设计和副箱同步器的选用;

8.进行变速器箱体设计;

9.进行变速箱的性能分析;

10.进行了主副箱各轴ANSYS静力学分析;

11.撰写设计说明书;

12.绘制变速器总装图与零件图;

13.检查设计说明书与图纸。

1.3.2设计解决的主要问题

1.参考相关文献资料,利用所选定的车型参数,完成CA10TA190M双中间轴变速器的结构布置,并且掌握CA10TA190M双中间轴变速器的工作原理和结构特点;

2.根据设计参数并结合结构工艺性和变速器的径向尺寸等要求,确定CA10TA190M双中间轴变速器的传动方案;

3.确定CA10TA190M双中间轴变速器的齿轮参数。根据重型商用车变速器传动方案确定各档齿轮齿数的分配,按齿轮受力、转速、噪声要求等情况选择齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和齿顶高系数;

4.使用相关书籍资料,采用已有的设计与校核软件,进行齿轮、轴、轴承的设计与校核;

5.使用CAD软件绘制CA10TA190M双中间轴变速器的装配图、零件图,撰写设计说明书;

6.使用PRO/E软件绘制CA10TA190M双中间轴变速器主箱一轴、主箱二轴、主箱左右中间轴、副箱左右中间轴、输出轴立体图,导入到ANSYS中,对二者分别进行静力学分析,得出相应结论;

7.进行汽车变速器换挡时机与车速、发动机转速的匹配,以及汽车动力性、经济性的校核,实现与整车性能的优化匹配。第2章 车型参数的确定与校核


2.1一汽解放J6车型参数

2.1.1车型参数的确定

表2.1 解放J6重卡350马力6×4自卸车(平头)(CA3250P66K2L1T1A1E)车型参数

基本信息

公告型号CA3250P66K2L1T1A1E类型自卸车

驱动形式6×4轴距3800+1350

车身长度8480车身宽度2495

车身高度3300轮距前轮距:2050

后轮距:1830/1830

前悬1470后悬1460

整车重量12额定载重12.805

最大总质量25最高车速75

接近角24°离去角24°

吨位级别重卡最大爬坡度70%(34.99°)

备注:选装环保上盖,货厢自卸方式为后卸,额定载质量12805kg对应准乘人数为3人额定

货箱参数

货箱(斗)长度5800货箱(斗)宽度2300

货箱(斗)高度1160货箱(斗)形式自卸式

发动机

发动机型号锡柴 CA6DL2-35E3F汽缸数6

燃油种类柴油汽缸排列形式直列

排量8.6L排放标准国Ⅲ

马力350最大输出功率231

扭矩1350最大扭矩转速1400

发动机厂商锡柴额定转速2100

系列6DM奥神发动机形式直列六缸、四冲程、水冷却、增压中冷、电控共轨直接喷射式

全负荷最低燃油耗率195发动机净重1000

进气形式增压中冷压缩比17.5∶1

一米外噪音95汽缸行程155

汽缸缸径123每缸气门数4

离合器形式430

变速器

变速器型号一汽 CA10TA190M直接档变速器形式双中间轴、主副箱结构,副箱带同步器

变速器档位数前进挡10个,倒档2个变速器油容量13/13.5(带取力器)L

变速器重量342取力器SAE1#传动比1.026,采用后取力器,增大取力器扭矩,950

倒档R1传动比3.382倒档R2传动比15.098

10档传动比19档传动比1.345

8档传动比1.837档传动比2.464

6档传动比3.3015档传动比4.464

4档传动比6.0033档传动比8.166

2档传动比111档传动比14.78

副箱中心距148主箱中心距148

换挡方式手动操纵形式直接操纵,远距离单、双杆操纵

最大输入扭矩1900是否有同步器

底盘和轮胎

前桥允许载荷7000后桥型号300轮减桥

后桥形式并装双轴后桥允许载荷18000

轮胎形式转向轮:真空胎

后轮:钢丝胎轮胎数10个

轮胎规格12.00R20

图2-1 一汽解放 J6重卡350马力6×4自卸车(平头)(CA3250P66K2L1T1A1E)

图2-2 一汽CA10TA190M双中间轴变速器

图2-3 一汽解放300轮边减速桥

2.1.2车桥参数的确定

表2.2 一汽解放300轮边减速桥技术参数

型号形式额定载荷

/ kg从动齿直径/制动器尺寸/速比

300冷轧内胀2×16000300410×2205.128/5.769/6.561/4.682

300整体铸造2×16000300410×2205.128/5.769/6.561/4.682

一汽在车桥研发上,采用先进技术的同时,吸收和借鉴了引进日产柴产品的技术和经验,同时采用例如等高齿、整体扩张桥壳等技术,开发出满足一汽商用车需求的产品,覆盖从轻型车、中型车、重型车及客车等车桥产品线。目前,中重卡产品主要采用一汽车桥分公司、一汽山改企业生产的车桥。300轮边减速桥在产品的承载、传扭、速比范围、制动力、噪声和效率等各项指标均领先于国内同类产品。本设计选择一汽解放300轮减桥速比是5.769。

2.2车型技术参数校核

2.2.1质量参数

质量系数是指汽车装载质量与整车整备质量的比值。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平,值越大,说明该汽车的结构和制造工艺越先进,其影响汽车的成本和使用经济性。7.数据分析

从表10.14可以得出输出轴最大应力是节点232、13274、232、232的S1=0.11238E+06Pa,S2=75547Pa、SINT=0.66049E+06Pa、SEQV=0.58959E+06 Pa,远小于许用应力400MPa,与手动校核结论一致,满足要求。从表10.13可以得出输出轴所有节点变形量均小于副箱左右中间周变形允许值0.15~0.25mm,与手动校核结论一致,满足要求。输出轴.log文件在主副箱各轴ANSYS静力学分析/输出轴文件夹内。

10.3本章小结

本章首先简单介绍了有限元的基本理论与有限元分析的基本步骤,然后着重进行了一轴、二轴、主箱做右中间轴、副箱左上中间轴、副箱右下中间轴的静力学分析,得到了相应的位移云图、应力云图,并从.list(Stress与DOF)文件中找到相应的极值。使用上述图表进行了各轴的刚度与强度校核,与手动校核结论一致,满足要求;使用ANSYS软件对此变速器的静力学分析,说明此变速器主副箱各轴的设计还有较大的修改空间,为主副箱各轴的优化设计提供了依据。本次毕业设计是以系统和总成的设计理念为基础,兼顾了生产加工工艺、装配工艺与维护工艺,并以重汽豪沃HW18710T与HW19710T双中间轴变速器、美国伊顿(Eaton)Fuller 9JS180双中间轴变速器、陕西法士特12JS160T双中间轴变速器、一汽伊顿FE18310双中间轴变速器、一汽解放CA10/12TA190M双中间轴变速器、一汽解放CA12TA(X)160/190/210M双中间轴变速器为参照,进行了CA10TA190M双中间轴变速器的设计。

本次设计在基本参数确定阶段,进行了车型参数的选择与校核,变速器的传动方案的确定;在设计阶段,进行了最大传动比的确定与主副箱各档传动比的分配(等比级数分配方法和主副箱分段式传动比分配方法),齿轮参数的确定,主副箱各档齿轮齿数分配,变速器齿轮的设计计算。然后根据系统学与总成的设计理念进行了变速器主副箱各轴总成的设计,其中包括主箱一轴总成、主箱左右中间轴总成、主箱二轴总成、副箱驱动齿轮总成、副箱左上中间轴总成、副箱右下中中间轴总成、副箱输出轴总成。在设计过程中,对变速器进行了分箱,考虑到变速器齿轮、轴、壳体等零部件的生产制造工艺性、装配工艺性与维护工艺性。在计算过程中所得到的数据是一个范围值,以便设计者合理选择。接着进行了轴承的选择与校核,副箱同步器的选择,箱体设计,变速器装配工艺性分析,使用AutoCAD绘制了装配图和零件图,使用齿轮计算9.5软件进行了渐开线花键的设计,变速器对汽车经济性影响进行了简单分析,使用汽车动力性计算软件进行了汽车动力性的计算,对变速器换挡时机与车速、发动机转速的匹配进行了计算,使用ANSYS软件对主副箱各轴进行了静力学分析;在后期校核阶段,完成了主副箱各轴的刚度与强度校核,渐开线内(外)花键的挤压强度校核,平键、半圆键挤压强度与剪切强度的校核,弹性圆柱销剪切强度的校核,尤其对副箱焊接轴总成焊接处进行了弯曲与扭转强度的校核。

在进行设计时,充分利用了有关变速器设计的国家标准与行业标准,力求CA10TA190M双中间轴变速器设计的规范性。由于时间和能力的限制,对此变速器主箱手动换挡操纵机构总成,副箱气动换挡操纵机构总成,主箱取力器总成,副箱取力器总成,主副箱齿轮、轴冷却润滑系统总成,变速器箱体以及其悬挂没有进行设计。由于缺少实际的工作经验,设计与校核过程只是根据一般步骤完成的,对具体的细节可能考虑不周,这些都造成了所设计的变速器离实际应用还有一定的的差距,需要在以后的学习和工作中不断提高,以待完善。[1]杨可桢,程光蕴,李仲生.机械设计基础(第五版)[M].北京:高等教育出版社,2006.5.

[2]马秋生. 机械设计基础[M].北京:机械工业出版社,2005.12.

[3]马兰.机械制图[M].北京:机械工业出版社,2006.5.

[4]周松鹤,徐烈烜.工程力学(第2版)[M].北京:机械工业出版社,2007.5.

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[7]臧杰,阎岩.汽车构造(下册)[M].北京:机械工业出版社,2005.8.

[8]陈家瑞.汽车构造(下册)[M].北京:机械工业出版社,2000.10.

[9]余志生.汽车理论(第5版)[M].北京:机械工业出版社,2009.3.

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[11]刘惟信.汽车变速器设计[M].北京:清华大学出版社,2001.7.

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[13]王望予.汽车设计(第4版)[M].北京:机械工业出版社,2004.8.

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[19]朱新涛.Pro/ENGINEER Widfire 3.0中文版在工程中的应用:汽车变速器设计[M].北京:机械工业出版社,2008.3

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内容简介:
毕业设计(论文)开题报告设计(论文)题目: CA10TA190M双中间轴变速器的设计 院 系 名 称: 汽车与交通工程学院 专 业 班 级: 车辆工程B07-1班 学 生 姓 名: 导 师 姓 名: 开 题 时 间: 指导委员会审查意见: 签字: 年 月 日SY-025-BY-3毕业设计(论文)开题报告学生姓名院系汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程B07-1班指导教师姓名职称副教授从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称CA10TA190M双中间轴变速器的设计一、课题研究现状、选题的目的、依据和意义(一)选题的依据、目的和意义1、选题的目的我国公路运输的迅速发展,对大功率发动机的需求量不断增加,重型货车新品动力总成方面的变化主要表现在发动机功率水平正在提高,排量为10L以上的发动机装车率不断增长,大排量发动机成为企业研发的热点。但重型商用车变速器的研发处于相对滞后状态,阻碍了重型商用车的发展。为了满足重型商用车不断地高转速化和大传递转矩的发展趋势,因此本课题进行了CA10TA190M双中间轴变速器的设计。2、选题的依据双中间轴变速器在重型商用车上应用十分广泛,而变速器是整车的关键总成之一。其功用是在不同的使用条件下, 改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速, 使汽车得到不同的牵引力和速度, 同时使发动机在最有利的工况范围内工作。在汽车开发过程中变速器参数的选择十分重要。因为它们关系到车辆的动力性和燃油经济性。如不同车速时驱动力和行驶阻力之间的关系,当车速低于最高车速时,驱动力大于行驶阻力,这样汽车就可以利用剩余的驱动力加速或爬坡,这些都与变速器的参数有关。通过对CA10TA190M双中间轴变速器设计让我更加的了解变速器参数的选择过程和优化过程。汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程。其设计的优劣决定着整车的动力性、燃油经济性和行驶平顺性等多方面的使用性能。这就对变速器设计人员提出较高的要求。因此,采用Excel软件编程进行齿轮、轴的设计与校核,轴承的校核。采用PRO/E软件进行齿轮、轴立体图的绘制,并将所得图形导入到ANSYS软件中对其进行静力学分析。采用AutoCAD 绘制二维平面图。这样能够较好的提高设计的效率和质量。重型汽车变速器是指与重型商用车和大型客车匹配的变速器,尽管在行业中对变速器的容量划分没有明确的界限,但我们通常将标定输入扭矩在900Nm以上的汽车变速器称为重型汽车变速器。重型汽车机械式变速器的技术特点:重型汽车的装载质量大,使用条件复杂。欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性,必须扩大变速器传动比的范围并增加档位数。为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,多采用组合式机械变速器。即以一种46档变速器为主体,通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器,得到一组不同档位数、不同传动比范围的变速器系列。目前,组合式机械变速器已成为重型汽车采用的主要型式。组合式机械变速器一般分为倍档(分段式配档)组合式机械变速器和半档(插入式配档)组合式机械变速器。(1)倍档组合式机械变速器倍档组合式机械变速器是在主变速器后部串联安装一个2档(高档和低档)副变速器,将主变速器的档位数增加1倍,所增加的档位传动比数值等于主变速器传动比和副变速器传动比的乘积,而且齿轮对数少于档位数,因此箱体尺寸缩短,轴的长度减短,刚度增大,所以增大了变速器的容量。例如在一个5档主变速器后端,串联安装一个具有高、低2档的副变速器,即可组成10档(或9档)倍档组合式机械变速器。增加倍档组合式变速器最大输入扭矩和最低档传动比的技术难点是副变速器低档齿轮的强度容量不足,超出齿轮轮齿的承载能力。解决的办法是将由一个轮齿承受的载荷分流给几个轮齿来承担。这样一来,输入齿轮扭矩不变,每个轮齿的负荷将等于同时接触齿数的平均数值。倍档组合式变速器的副变速器功率分流方法有两种:一种是采用行星齿轮系的传动方法,这种结构非常紧凑,体积小而扭矩容量大,直到现在仍广泛应用;另一种功率分流的方法是采用双中间轴传动结构。双中间轴传动最大工艺难点是保证主传动齿轮能和所啮合的双中间轴齿轮的轮齿同时接触问题,解决的办法是用浮动主传动齿轮的方法来消除齿轴对位的制造误差,确保轮齿同时接触,达到功率分流的目的。与此相适应的换档同步器也有一定的浮动量。图1 双中间轴倍档组合式变速器双中间轴倍档组合式变速器具有如下优点:1)由于一轴和二轴上各档齿轮同时与两根中间轴上对应的齿轮相啮合,功率分流,从理论上讲,每对齿轮上传递的扭矩为1/2,这就使每对齿轮传递的扭矩减少50%,使变速器的中心距、齿轮模数和宽度可以减小,从而减小变速器的质量和尺寸,特别是长度尺寸。2)由于二轴从动齿轮在轴上处于径向浮动状态,两根中间轴的轴心线均匀分布在以二轴理论轴心为圆心、以中心距为半径的圆柱面上,所以二轴上各档齿轮及一轴齿轮在与两根中间轴上的对应齿轮相啮合产生的径向力达到平衡,即互相抵消。二轴不承受径向力,只传递扭矩,这样二轴可以设计得细一些,结构可以简单一些,其后轴承可以选择较小的规格,这也有助于减小变速器的质量和尺寸。3)由于二轴齿轮的径向浮动和二轴的铰接式浮动的结果,使得齿轮在啮合时能自动抵消一部分制造和装配误差,啮合质量优于单中间轴。啮合区容易达到设计要求,实际使用情况也证实了这点。这就有利于降低啮合噪声和提高耐用度。4)由于双中间轴倍档组合式变速器可以明显地减小变速器的质量和轴向尺寸,利用这种优点,可提高变速器的最大传递功率和扭矩,扩大使用范围。(2)半档组合式机械变速器将副变速器传动比均匀地插入传动比间隔大的主变速器各档传动比之间,使变速器的档位数增加1倍。半档副变速器串联在主变速器前部,它只有一对齿轮副和换档同步器。早期的半档副变速器由单独的一个箱子组成,近年来发展成将半档齿轮副直接放到主变速器之内,既缩短变速器长度又简化半档结构。半档副变速器由一对类似一轴常啮合齿轮副组成,齿圈套在动力输入轴上自由转动,当动力输入轴上的齿圈与主变速器一轴结合时,各档传动比均由主变速器一轴齿轮副组成。当齿圈与动力输入轴上的接合齿连接时,常啮合齿轮与主变速器上的中间轴连接,因此主变速器中间轴也旋转,由此组成的各档传动比均匀地插人主变速器各档传动比之间。型号为ZFAK/6-80+GV80的半档组合式机械变速器,由6档AS6-80主变速器串联半档副变速器组成。最大输入扭矩为750Nm,传动比范围0.839.0,倒档传动比为7.05/8.46。这种变速器曾在欧洲广泛使用,如欧曼、依维柯、斯太尔、沃尔沃等。ZF公司开发的ECOSPLIT-16S型16档组合式机械变速器,在4档主变速器前端加装一对半档齿轮副等机构,再在后端串联行星齿轮传动副变速器。主变速器二轴一直伸入半档齿轮副的动力输入轴孔内,主变速器一轴在中间轴上自由转动。变速器最大输入扭矩1600Nm,传动比范围为1.0013.63或0.8511.46,倒档传动比为9.41/11.06或8.64/10.15,长度约950mm,总质量约300kg。图2 ZF公司ECOSPLIT-16S半档组合式机械变速器半档组合式变速器在国外被广泛应用,特别是在欧洲中型和中重型汽车大量采用这种变速器,其中长途汽车(包括大客车)应用得更多些。汽车发动机功率从85200kW的各种车辆多用半档副变速器增加档位,因为半档组合式变速器的长度小于倍档组合式变速器,而且它的结构简单、成本低、维修保养容易,深受用户青睐。国外中型和重型汽车发动机功率在200kW以下的基本上都采用半档组合变速器,发动机功率在200kW以上的多采用倍档(或倍档加半档)组合式变速器。3、选题的意义汽车变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下,使汽车获得不同的牵引力和速度,同时是发动机在最有利的工况范围内工作。随着汽车对安全、节能、环保的不断重视,汽车变速器作为整车的一个关键部件,其产品的质量对整车的安全使用及整车性能的影响是非常大的,因而对汽车变速器进行有效的优化设计计算是非常必要的。双中间轴变速器在我国重型商用车商应用十分广泛,通过CA10TA190M双中间轴变速器的设计,让我充分了解变速器的构造和设计过程,锻炼了独立思考能力和绘图能力,并使CA10TA190M双中间轴变速器的性能得到优化。(二)重型商用车变速器的研究现状1、国外重型商用车变速器的研究现状在国外,变速器专业化生产厂家很注重产品系列化,为主机厂选择最满意的变速器提供了极大的方便和灵活性。例如德国ZF(采埃孚)公司有中心距80、95、105、115、120、143、154mm7种基型变速器,适应输入扭矩为1301900Nm,档位数3到17个,有各种操纵方式的变速器适应不同匹配要求的车辆。日本丰田汽车公司爱信精机公司备有中心距72、78、88、98、135mm5种基型组合,286种变速器供用户选择。而我国众多的汽车变速器生产企业,尚没有形成本企业的变速器系列化产品。在国际市场上,德国采埃孚公司是单中间轴结构的代表,美国伊顿公司是双中间轴结构的代表。(1)德国ZF9S109多档变速器结构特点德国ZF公司生产的9S109同步器型倍档9档组合式变速器,主变速器有5个前进档,副变速器为行星齿轮系传动结构。当副变速器中的同步器接合套与固定外齿圈接合时,行星齿轮内齿圈被固定而不能转动,则副变速器挂入低档,此时将主变速器分别挂入5个不同档位可得到组合式变速器5个较大的传动比。当使接合套与副变速器高档齿圈接合时,行星齿轮轴、输出轴、行星齿轮内齿圈和副变速器输入轴齿轮固定在一起而同步旋转,则副变速器挂入高档(直接档),主变速器的5个档位传动比即分别等于组合式变速器5个较小的传动比。由于有两个传动比数值很接近,故省掉一个传动比,组成9档变速器。变速器最大输入扭矩1250Nm,总质量310kg,与发动机直接连接或独立安装,左卧式或右卧式。变速器的操纵系统由旋转轴远距离操纵或直接操纵,双H型换档排列,副变速器由压缩空气自动换档,爬行档和倒档用啮合套换档,其他档用同步器换档。(2)美国伊顿公司富勒系列双中间轴变速器结构特点美国伊顿公司生产的RT-11509C双中间轴倍档9档组合式机械变速器,主副变速器皆采用双中间轴结构。主变速器有5个前进档。副变速器为2档(高档和低档)齿轮传动,由于有2个传动比很接近,故省掉一个,组成9档变速器。变速器最大输入扭矩1250Nm,总质量310kg,与发动机直接连接或独立安装,左卧式或右卧式。变速器的操纵系统由旋转轴远距离操纵或直接操纵,双H型换档排列,副变速器由压缩空气自动换档,爬行档和倒档用啮合套换档,其他档用同步器换档。这是短轴距大功率重型汽车和特种车辆最理想的变速器。RT-11509C型变速器最大输入扭矩1500Nm,最大输入功率265kW,总长度735mm,双H或单H操纵,可左操纵亦可右操纵,总质量270kg。2、国内重型商用车变速器的研究现状国内重型车变速器产品的技术多源于美国、德国、日本几个国家,引进技术多为国外上世纪80-90年代的产品。作为汽车高级技术领域的重型汽车变速器在国内漫长的引进消化过程中,如今已有长足的进步,能够在原有技术引进的基础上,通过改型自行开发出符合配套要求的新产品,每年重型车变速器行业都能有十几个新产品推向市场。但从当今重型车变速器的发展情况来看,在新产品开发上国内重型车变速器仍然走的是一般性的开发过程,没有真正的核心技术产品;从国内重型汽车变速器市场容量来看,有三分之一的产品来自进口,而另外三分之二的产品中有80%以上源自国外技术,国内自主开发的重型汽车变速器产品销量很小,从而说明国内重型汽车变速器厂家的自主开发能力仍然很薄弱,应对整车新车型配套产品的能力远远不够。我国城市车辆将重点发展的13.8m客车上使用的变速器,目前只有ZF一家能向国内企业供应,就足以说明国内的重型车变速器企业仍然很渺小,在技术方面仍然有很长的路要走。表1 商用车三强与福田重卡变速器资源状况对比企业名称内部变速器企业控股变速器企业不可控社会变速器企业中国重汽重汽桥箱公司的变速器配套份额大约占60%-法士特、綦齿(少量)等:40%一汽解放解放变速器分公司的变速器配套约占40%一汽哈变12%法士特、ZF等:48%东风商用车东风变速器公司35%-法士特52%;重汽大齿、韶关齿轮、ZF等13%北汽福田-法士特90%、重汽大齿等10%国内重型汽车变速器几乎由陕西法士特齿轮有限责任公司、綦江齿轮传动有限公司、山西大同齿轮集团有限责任公司、一汽哈尔滨变速器厂等几大家包揽。这些企业生产的变速器产品针对的市场各有侧重,像陕西法士特在8t以上重型车市场占有率达到40%以上,并且在15t以上重型车市场占有绝对的优势,拥有85%以上的市场份额;綦江齿轮传动有限公司主要为安凯、西沃、亚星奔驰、桂林大宇及厦门金龙等企业的712m高档大、中型客车以及总质量在1450t重型载货车、鞍式牵引车、自卸车及各种专用车、特种车配套;山西大同齿轮集团配套市场主要在810t级的低吨位重型载货车。市场结构情况是法士特一家独大,内部配套尚难以满足。国内重卡厂家中,现在仅有一汽、重汽和北奔内部有相应的变速器厂可以生产重卡变速器(东风和江淮的内部变速器厂主要生产中卡和轻卡变速器),但这些集团内部重卡变速器供应商所占市场份额仅在10%左右,90%的重卡变速器市场份额由独立的专业变速器供应商配套,而这其中法士特又一家独大。(1)国内重型商用车企业变速器配套情况中国重汽、一汽解放和东风商用车作为商用车的三强企业,其重型车的市场份额都15%以上,三家共占重型商用车55.79%以上的市场份额。从表1可以看出,前三强的商用车企业均设有附属的变速器生产厂,或是内总生产厂,或是控股企业,因此,大部分变速器均来自内配。表2 我国主要重型商用车用变速器生产企业产能及配套情况生产企业产能(万台)产品配套陕西法士特8重卡变速器市场占有率80%,进入客车配套领域;占东风商用车变速器52%,北汽福田90%的配套份额綦江齿轮传动有限公司6适用于712米高档大、中型客车,总质量1050吨重型载货车及各式专用车、特种车,在78米客车市场占据43%份额,在9米以上客车领域份额达到70%中国重汽集团大同齿轮有限公司12中、重型卡车的单中间轴变速器。2008年大齿正式进入中国重汽集团,占北汽福田变速器10%的份额一汽哈尔滨变速器厂1210米以上客车、1520t卡车用变速器,客车占优势,占一汽解放变速器配套12%的份额一汽解放汽车有限公司变速器分公司15一汽解放J5和J6指定产品,占一汽解放变速器40%的份额东风汽车变速器有限公司16.5产品可配套重、中、轻等商用车各系列车型中国重汽(香港)有限公司变速器部5重点研发、制造重卡变速器,主要配套中国重汽卡车采埃孚传动技术(杭州)有限公司4为宝马、奔驰、沃尔沃等整车厂商配套重汽自配变速器占60%,其它的40%来自法士特、綦齿等企业,2008年末,重汽重组了山西大同齿轮公司,而其位于山东济南章丘的变速器生产线也开始生产AMT变速器,且是国内第一台批量生产并装配上市整车的AMT变速器,重汽变速器的需求将更多来自其下属生产厂的提供,同时将进一步减少法士特、綦齿等企业的配套份额。一汽解放下属生产变速器的厂家有两个,40%来自一汽解放变速器分公司,12%的配套来自控股公司一汽哈变,48%的配套则来自法士特、ZF等企业。2008年,一汽哈变为一汽解放提供2万台左右的变速器,一汽解放变速器分公司为一汽解放提供了约5万台变速器,法士特提供了6万多台变速器,可见法士特仍是一汽解放重型变速器的主要供应商。东风商用车自配的变速器份额为35%,其它52%来自法士特,13%则来自重汽大齿、韶关齿轮以及ZF等企业。北汽福田没有自己的变速器厂,其车型所使用的变速器90%以上都来自法士特,10%则来自重汽大齿等企业。从国内这三强的商用车企业以及福田重卡变速器的配套情况可以看出,国内的重型汽车变速器几乎由陕西法士特、綦江齿轮传动有限公司、重汽集团大同齿轮和一汽哈尔滨变速器厂等几大厂家包揽。(2)一汽解放汽车有限公司变速器分公司生产企业情况介绍表3一汽解放变速器分公司主要产品技术平台及参数情况技术平台产品型号扭矩Nm匹配发动hp档位适用车型日本日野CA6T1235206851301806公路载重车、自卸车、牵引车、高档客车、起重机、矿用及重型消防车等CA6T138735835180220机械式同步器变速器CA6T1509301470220280自主研发美国伊顿优化CA7T156107811761802607CA8T150135015002402808美国伊顿FS(O)10209150017502603509解放J6换代卡车指定匹配产品CA9T16015001750260350解放J5P奥威欧III系列重卡指定匹配产品自主研发美国伊顿优化CA10T1501350175026035010公路载重车、自卸车、牵引车、高档客车、起重机、矿用及重型消防车等一汽解放汽车有限公司变速器分公司是一汽集团中重型卡车变速器产品的专业生产企业,拥有年产15万套变速器的生产能力。一汽解放汽车有限公司变速器分公司先后引进了日本日野、美国伊顿公司的变速器产品和技术,通过技术吸收和创新,成功开发了不同规格的产品,扭矩覆盖530Nm2200Nm,拥有6、7、8、9、10等档位,并形成了中、重型两大类共7个产品系列,可完全满足国III环境保护标准要求。一汽哈变产品除供给一汽集团外,部分产品也为国内其它重型商用车企业,如安徽江淮、中通、丹东黄海、亚星商用车、恒通、安凯、福田等等配套,部分总成和零部件产品已经实现出口。二、设计的基本内容、拟解决的主要问题(一)设计的基本内容1、进行变速器设计方案与基本参数确定;2、进行主副箱各档齿轮的设计与校核;3、进行主副箱轴的设计与校核; 4、进行主副箱轴承的选择与校核;5、进行主箱滑动套的设计与校核; 6、进行操纵机构和副箱同步器的选用;7、进行变速器箱体设计; 8、撰写设计说明书;9、绘制变速器总装图与零件图;10、检查设计说明书与图纸。(二)设计拟解决的主要问题1、参考相关文献资料,利用所选定的车型参数,完成CA10TA190M双中间轴变速器的结构布置,并且掌握CA10TA190M双中间轴变速器的工作原理和结构特点;2、根据设计参数并结合结构工艺性和变速器的径向尺寸等要求,确定CA10TA190M双中间轴变速器的传动方案;3、确定CA10TA190M双中间轴变速器的齿轮参数。根据重型商用车变速器传动方案确定各档齿轮齿数的分配,按齿轮受力、转速、噪声要求等情况选择齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和齿顶高系数;4、使用相关书籍资料,采用Excel办公软件编写公式,进行齿轮、轴、轴承的设计与校核;5、使用CAD软件绘制CA10TA190M双中间轴变速器的装配图、零件图,撰写设计说明书;6、使用PRO/E软件进行主副箱各轴的三维建模,导入到ANSYS中,对其进行静力学分析,得出相应结论;7、进行汽车变速器换挡时机与车速、发动机转速的匹配,以及汽车动力性、经济性的计算,实现与整车性能的优化匹配。三、设计(论文)进度安排(1)查阅相关资料任务书与开题报告; 第12周(2月283月11日) (2)确定变速器传动机构、换挡操纵机构的总体布置方案; 第 3 周(3月133月17日)(3)变速器传动机构进行设计与校核; 第46周(3月204月8日) (4)静力学分析及优化设计; 第78周(4月114月22日)(5)对变速器换挡操纵部分进行设计与校核; 第910周(4月245月6日)(6)绘制变速器的总装图与零件图; 第1113周(5月95月27日) (7)撰写毕业设计说明书; 第 14 周(5月306月3日) (8)设计审核、修改设计说明书; 第1516周(6月66月17日) (9)毕业设计答辩。 第 17 周(6月206月24日)四、基本参数1、车型参数表4 解放J6重卡350马力64自卸车(平头)(CA3250P66K2L1T1A1E)车型技术参数基本信息公告型号CA3250P66K2L1T1A1E类型自卸车驱动形式64轴距3800+1350mm车身长度8.48m车身宽度2.495m车身高度3.3m轮距前轮距:2050mm后轮距:1830/1830mm前悬1.47m后悬1.46m整车重量12t额定载重12.805t最大总质量25t最高车速75km/h接近角24度离去角24度吨位级别重卡最大爬坡度70%(34.99)备注:选装环保上盖,货厢自卸方式为后卸,额定载质量12805kg对应准乘人数为3人额定货箱参数货箱(斗)长度5.8m货箱(斗)宽度2.3m货箱(斗)高度1.16m货箱(斗)形式自卸式发动机发动机型号锡柴 CA6DL2-35E3F汽缸数6燃油种类柴油汽缸排列形式直列排量8.6L排放标准国III马力350马力最大输出功率261kW扭矩1650Nm最大扭矩转速1400RPM发动机厂商锡柴额定转速1900RPM系列6DM奥神发动机形式直列六缸、四冲程、水冷却、增压中冷、电控共轨直接喷射式全负荷最低燃油耗率195g/kWh发动机净重1000kg进气形式增压中冷压缩比17.51一米外噪音95dB汽缸行程155mm汽缸缸径123mm每缸气门数4离合器形式430mm变速器变速器型号CA10TA190M变速器形式双中间轴主副箱结构,副箱带同步器变速器档位数前进挡10个,2个倒档变速器油容量13/13.5(带取力器)L变速器重量342kg取力器SAE1#传动比1.026,采用后取力器,增大取力器扭矩,950 Nm倒档R2传动比3.382倒档R1传动比15.09810档传动比19档传动比1.3458档传动比1.837档传动比2.4646档传动比3.3015档传动比4.4644档传动比6.0033档传动比8.1662档传动比111档传动比14.78副箱中心距148mm主箱中心距148mm换挡方式手动操纵形式直接操纵,远距离单、双杆操纵最大输入扭矩1900Nm是否有同步器是底盘与轮胎前桥允许载荷7000kg后桥型号300后桥形式并装双轴后桥允许载荷18000kg轮胎形式转向轮:真空胎 后轮:钢丝胎轮胎数10个轮胎规格12.00R20图3 一汽解放 J6重卡 350马力 64 自卸车(平头)(CA3250P66K2L1T1A1E)图4 一汽CA10TA190M双中间轴变速器2、一汽解放300轮边减速桥表5 一汽解放300轮边减速桥技术参数型号形式额定载荷/kg从动齿直径/mm制动器尺寸/mm速比300冷轧内胀2160003004102205.128/5.769/6.561/4.682300整体铸造2160003004102205.128/5.769/6.561/4.682一汽在车桥研发上,采用先进技术的同时,吸收和借鉴了引进日产柴产品的技术和经验,同时采用例如等高齿、整体扩张桥壳等技术,开发出满足一汽商用车需求的产品,覆盖从轻型车、中型车、重型车及客车等车桥产品线。目前,中重卡产品主要采用一汽车桥分公司、一汽山改企业生产的车桥。300轮边减速桥在产品的承载、传扭、速比范围、制动力、噪声和效率等各项指标均领先于国内同类产品。图5 一汽解放300轮边减速桥四、技术路线(研究方法)几何参数计算齿轮刚度校核齿轮强度校核几何参数计算轴的刚度校核轴的强度校核齿轮优化设计轴的优化设计主箱箱体设计副箱箱体设计动力性计算经济性计算匹配性计算轴承的选用与校核总体布置工艺性分析CA10TA190M双中间轴变速器设计方案参数确定齿轮的设计主副箱各轴总成的设计轴承的选择箱体的设计变速器性能分析主箱一轴总成主箱二轴总成主箱中间轴总成副箱中间轴总成副箱输出轴总成轴的设计确定传动方案五、参考文献1杨可桢,程光蕴,李仲生.机械设计基础(第五版)M.北京:高等教育出版社,2006.5.2马秋生. 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马力之间的重型车用发动机,广泛适应中国目前的道路状况和运输情况。本设计研究了 CA10TA190M 双中间轴十档手动变速器。其主要目的是以机械设计基础、工程力学、机械精度设计与监测基础、金属工艺学、汽车构造、汽车设计、汽车制造工艺学等课程为依托,并运用 AutoCAD、PRO/E、ANSYS 设计校核软件对该变速箱进行仿形设计。本设计的主要成果:深入了解了国内外各大重型商用车组合式变速器生产厂家的研发现状;进行了该装配工艺的分析;进行了该变速箱的总体布置并确定了传动方案;完成了主箱一轴总成、主箱二轴总成,主箱左右中间轴总成、主箱换挡滑动套、主箱换挡操纵机构、副箱左右中间轴总成、副箱输出轴总成的设计与校核;进行了该变速箱的箱体设计;进行了该变速箱性能分析。主要包括变速器对整车动力性经济性影响的计算,换挡时机与车速的匹配;对该变速器主副箱各轴进行了 ANSYS 静力学分析;绘制了该变速箱的 1 张装配图与 23 张零件图;通过这些设计成果,基本完成了 CA10TA190M 双中间轴十档手动变速器的仿形设计。关键词:CA10TA190M;变速器;双中间轴;设计 黑龙江工程学院本科毕业设计IABSTRACTTransmission to change the engine reached on the driving wheel torque and speed, Automotive transmission parts in the automobile assembly of an important part of the main drive system. Transmission of the power structure of the vehicle, economy, manipulation of the reliability and portability, the smooth drive and have a direct impact on efficiency.CA10TA190M transmission is a paragraph of heavy duty truck special twin countershaft transmission. Lord vice box transmissionassembly design, Lord box transmissionmanually manipulation, vice box for the pneumatic manoeuvring, with transmission10 forward gears, 2 in reverse. The trasmissionuse power range between 260 420 horsepower engine, widely &heavy vehicles to Chinas current road conditions and transportation situation.This design research CA10TA190M Twin Countershaft Transmission. Its main purpose is mechanical design basis, engineering mechanics, mechanical precision design and monitoring foundation, metal technology, automobile structure, automobile design, automobile manufacture technology, and use relying on course to AutoCAD, PRO/E, ANSYS software in the transmissiondesign check for imitation shape design. The design of the main achievements: In-depth understanding of the major domestic and foreign heavy commercial combined-type transmission manufacturers r&d status; The transmission assembly process analysis; The overall layout of the transmission and determine the transmission scheme; Completed a shaft assembly, Lord box second shaft assembly, Lord box about Lord box, Lord box Countershaft assembly, Lord box of shift sliding shift operation, deputy box Countershaft assembly, deputy box around the output shaft assembly design and checking; Conducted this transmission cabinet design; The transmission properties were analyzed. Mainly includes the transmission, the influence on the economy of vehicle dynamic calculation, the shift timing and speed matching; Lord the vice box the axis ANSYS statics analysis; Painted this transmission assembly drawings of 1 card with 23 zhang parts graph; Through this design results, basic completed CA10TA190M twin manual shift transmission Countershaft ten imitation shape design.Key words: CA10TA190M;Transmission;Twin Countershaft;Design黑龙江工程学院本科毕业设计目 录摘要.Abstract.第 1 章 绪论.11.1 选题的目的依据和意义.11.1.1 选题的目的.11.1.2 选题的依据.11.1.3 选题的意义.41.2 重型商用车变速器的研究现状.41.2.1 国外重型商用车变速器的研究现状.41.2.2 国内重型商用车变速器的研究现状.51.3 设计的基本内容与解决的主要问题.91.3.1 设计的基本内容.91.3.2 设计解决的主要问题.9第 2 章 车型参数的确定与校核.112.1 一汽解放 J6 车型参数.112.1.1 车型参数的确定.112.1.2 车桥参数的确定.142.2 车型技术参数校核.142.2.1 质量参数.142.2.2 轴距和轮距.152.2.3 轴荷分布.152.2.4 动力性参数.162.2.5 燃油经济性参数.162.2.6 最小转弯直径.17黑龙江工程学院本科毕业设计2.2.7 通过性.172.2.8 操作稳定性.172.2.9 制动性.182.2.10 发动机最大功率与最大功率转速.182.2.11 发动机最大转矩与最大转矩转速.192.2.12 主减速比.192.3 本章小结.22第 3 章 变速器的装配工艺性分析.233.1 变速器的装配工艺性分析.233.1.1 产品能分成若干个独立装配的单元.233.1.2 要有正确的装配基准.233.1.3 便于装配与拆卸.243.1.4 正确选择装配方法是尽量减少装配时的修配和机加工.253.2 本章小结.26第 4 章 CA10TA190M 双中间轴变速器的总体布置.274.1 CA10TA190M 双中间轴变速器的结构特点 .274.1.1 主副箱结构.274.1.2 换挡滑套与同步器.284.1.3 细高齿与“对齿”.294.1.5 润滑与密封.314.1.6 齿轮强度.314.1.7 操纵机构.314.1.8 取力形式.314.1.9 成本与寿命.314.2 CA10TA190M 双中间轴变速器的工作原理和动力传递路线 .324.2.1 CA10TA190M 双中间轴变速器的工作原理.324.2.2 CA10TA190M 双中间轴变速器的动力传递路线.344.3 CA10TA190M 双中间轴变速器的装配 .344.4 变速器传动机构分析和布置方案的设计.344.4.1 两轴式变速器和中间轴式变速器多中间轴式变速器的特点分析.35黑龙江工程学院本科毕业设计4.4.2 变速器倒档布置方案分析确定.364.4.3 传动机构布置中齿轮安排的分析确定.374.5 变速器零部件结构方案分析确定.384.5.1 齿轮形式.384.5.2 变速器自动脱档机构形式分析确定.394.6 本章小结.40第 5 章 变速器主要参数的确定.415.1 变速器档位数目及各档传动比.415.1.1 变速器档位数目的确定.415.1.2 变速器一档传动比的确定.415.1.3 变速器各档传动比的确定.435.2 变速器中心距的确定.485.3 变速器的外形尺寸.505.4 变速器的齿轮参数的确定.505.4.1 齿轮齿数.505.4.2 齿轮模数.515.4.3 齿形、压力角及螺旋角.545.4.4 齿宽.555.4.5 齿顶高系数.565.4.6 齿轮的修正.565.5 变速器各档齿轮齿数的分配.585.5.1 确定主箱一档齿轮副参数.605.5.2 确定主箱常啮合齿轮副参数.645.5.3 确定主箱二档齿轮副参数.675.5.4 确定主箱三档齿轮副参数.715.5.5 确定主箱四档齿轮副参数.745.5.6 确定主箱取力齿轮参数.775.5.7 确定主箱二轴倒档齿轮与惰轮传动副参数.785.5.8 确定主箱倒档惰轮与左右中间轴倒档齿轮副参数.825.5.9 确定副箱高档齿轮副参数.85黑龙江工程学院本科毕业设计5.5.10 确定副箱低档齿轮副参数.895.6 精确计算主副箱各档传动比.945.7 主副箱各档齿轮几何参数.975.8 本章小结.97第 6 章 变速器齿轮的设计及校核.986.1 齿轮的材料选择.986.1.1 齿轮坏损形式及防止措施.986.1.2 齿轮传动设计准则.1006.1.3 齿轮的材料选择.1006.2 计算主副箱各轴转矩.1026.3 齿轮的强度计算.1036.3.1 轮齿的弯曲应力.1036.3.2 轮齿接触应力.1066.3.3 主副箱各档齿轮的强度计算校核.1076.4 计算主副箱各档齿轮的在啮合点处的受力.1196.4.1 主箱一档齿轮受力.1206.4.2 主箱二档齿轮受力.1206.4.3 主箱三档齿轮受力.1206.4.4 主箱四档齿轮受力.1216.4.5 主箱常啮合齿轮受力.1216.4.6 主箱倒档齿轮受力.1226.4.7 主箱一档时副箱低档齿轮受力.1236.4.8 主箱一档时副箱高档齿轮受力.1236.4.9 变速器 R2 档时副箱低档齿轮受力.1246.4.10 变速器 R2 档时副箱高档齿轮受力.1246.5 本章小结.125第 7 章 变速器主副箱各总成的设计.1277.1 轴的设计.1277.1.1 轴的功用及其设计要求.1277.1.2 轴的结构设计.127黑龙江工程学院本科毕业设计7.1.3 初步确定轴的尺寸.1297.2 主副箱各轴尺寸设计.1317.2.1 主副箱各轴总成详细尺寸.1317.2.2 主副箱各轴总成轴段设计.1317.3 计算主副箱各轴与齿轮的花键.1347.3.1 花键的特点及应用.1347.3.2 主副箱各轴花键的设计公式.1357.3.3 计算主副箱各轴与齿轮渐开线花键.1357.4 主副箱各轴总成校核.1407.4.1 主箱一轴总成校核.1407.4.2 主箱二轴总成校核.1467.4.3 主箱左右中间轴总成校核.1587.4.4 主箱倒档惰轮轴总成校核.1677.4.5 副箱左右中间轴总成校核.1717.4.6 副箱输出轴总成校核.1797.5 本章小结.183第 8 章 操纵机构和箱体的确定.1848.1 换挡操纵机构概述.1848.1.1 换挡操纵机构的功用.1848.1.2 换挡操纵机构结构的设计要求.1848.2 换档操纵机构零部件的选用.1858.2.1 换挡位置图.1858.2.2 变速器换档机构形式.1858.3 变速器的操纵形式.1888.3.1 直接操纵手动换挡变速器.1888.3.2 远距离操纵手动换挡变速器.1898.4 锁止装置.1898.4.1 互锁装置.1898.4.2 自锁装置.1918.4.3 倒档锁装置.192黑龙江工程学院本科毕业设计8.5 变速器箱体的设计.1938.6 本章小结.194第 9 章 变速器与整车匹配性计算.1959.1 汽车动力性评价指标.1959.1.1 汽车的最高车速.1959.1.2 汽车的加速时间.1959.1.3 汽车的最大爬坡度.1959.2 汽车燃油经济性的评价指标.1969.2.1 单位行驶里程的燃油消耗量.1969.2.2 单位运输工作量的燃油消耗量.1969.2.3 消耗单位燃油所行驶的里程.1969.2.4 汽车燃油经济性的影响因素.1969.2.5 变速器档数对燃油经济性的影响.1979.3 汽车动力性计算.1979.3.1 发动机功率扭矩曲线.1979.3.2 汽车速度发动机转速曲线.1979.3.3 汽车行驶驱动力图.1989.3.4 汽行驶驱动力行驶阻力图.1989.3.5 加速性能曲线.1999.3.6 最大驱动力与经济车速分析.2009.4 换挡时机与发动机转速的匹配.2009.4.1 车速与发动机转速之间的关系.2009.4.2 两脚离合换挡方法举例.2019.5 本章小结.203第 10 章 主副箱各轴 ANSYS 静力学分析.20410.1 有限元基本理论简介.20410.2 有限元分析的基本步骤.20510.2.1 一轴的 ANSYS 静力学分析.20510.2.2 二轴的 ANSYS 静力学分析.20910.2.3 主箱左右中间轴的 ANSYS 静力学分析.224黑龙江工程学院本科毕业设计10.2.4 副箱左上中间轴的 ANSYS 静力学分析.22810.2.5 副箱右下中间轴的 ANSYS 静力学分析.23110.2.6 输出轴的 ANSYS 静力学分析.23410.3 本章小结.237结论.238参考文献.240致谢.243黑龙江工程学院本科毕业设计0第 1 章 绪论1.1 选题的目的、依据和意义1.1.1 选题的目的我国公路运输的迅速发展,对大功率发动机的需求量不断增加,重型货车新品动力总成方面的变化主要表现在发动机功率水平正在提高,排量为 10L 以上的发动机装车率不断增长,大排量发动机成为企业研发的热点。但重型商用车变速器的研发处于相对滞后状态,阻碍了重型商用车的发展。为了满足重型商用车不断地高转速化、大传递转矩的发展趋势,因此本课题进行了 CA10TA190M 双中间轴变速器的设计。1.1.2 选题的依据双中间轴变速器在重型商用车上应用十分广泛,而变速器是整车的关键总成之一。其功用是在不同的使用条件下, 改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速, 使汽车得到不同的牵引力和速度, 同时使发动机在最有利的工况范围内工作。在汽车开发过程中变速器参数的选择十分重要。因为它们关系到车辆的动力性和燃油经济性。如不同车速时驱动力和行驶阻力之间的关系,当车速低于最高车速时,驱动力大于行驶阻力,这样汽车就可以利用剩余的驱动力加速或爬坡,这些都与变速器的参数有关。通过对CA10TA190M双中间轴变速器设计让我更加的了解变速器参数的选择过程和优化过程。汽车变速器的设计是一个复杂的系统工程。其设计的优劣决定着整车的动力性、燃油经济性和行驶平顺性等多方面的使用性能。这就对变速器设计人员提出较高的要求。因此,采用成型软件进行齿轮、轴的设计与校核,轴承的校核。采用PRO/E软件进行齿轮、轴立体图的绘制,并将所得图形导入到ANSYS软件中对其进行静力学分析。采用AutoCAD绘制二维平面图。这样能够较好的提高设计的效率和质量。重型汽车变速器是指与重型商用车和大型客车匹配的变速器,尽管在行业中对变速器的容量划分没有明确的界限,但我们通常将标定输入扭矩在 900以上的汽车N m变速器称为重型汽车变速器。重型汽车机械式变速器的技术特点:重型汽车的装载质量大,使用条件复杂。欲保证重型汽车具有良好的动力性、经济性和加速性,必须扩大变速器传动比的范围并黑龙江工程学院本科毕业设计1增加档位数。为避免变速器的结构过于复杂和便于系列化生产,多采用组合式机械变速器。即以一种 46 档变速器为主体,通过更换系列齿轮副和配置不同的副变速器,得到一组不同档位数、不同传动比范围的变速器系列。目前,组合式机械变速器已成为重型汽车采用的主要型式。组合式机械变速器一般分为倍档(分段式配档)组合式机械变速器和半档(插入式配档)组合式机械变速器。倍档组合式机械变速器,如图 1-1 所示。图 1-1 双中间轴倍档组合式变速器倍档组合式机械变速器是在主变速器后部串联安装一个 2 档(高档和低档)副变速器,将主变速器的档位数增加 1 倍,所增加的档位传动比数值等于主变速器传动比和副变速器传动比的乘积,而且齿轮对数少于档位数,因此箱体尺寸缩短,轴的长度减短,刚度增大,所以增大了变速器的容量。例如在一个 5 档主变速器后端,串联安装一个具有高、低 2 档的副变速器,即可组成 10 档(或 9 档)倍档组合式机械变速器。增加倍档组合式变速器最大输入扭矩和最低档传动比的技术难点是副变速器低档齿轮的强度容量不足,超出齿轮轮齿的承载能力。解决的办法是将由一个轮齿承受的载荷分流给几个轮齿来承担。这样一来,输入齿轮扭矩不变,每个轮齿的负荷将等于同时接触齿数的平均数值。倍档组合式变速器的副变速器功率分流方法有两种:一种是采用行星齿轮系的传动方法,这种结构非常紧凑,体积小而扭矩容量大,直到现在仍广泛应用;另一种功率分流的方法是采用双中间轴传动结构。双中间轴传动最大工艺难点是保证主传动齿轮能和所啮合的双中间轴齿轮的轮齿同时接触问题,解决的办法是用浮动主传动齿轮的方法来消除齿轴对位的制造误差,确保轮齿同时接触,达到功率分流的目的。与此相适应的换档同步器也有一定的浮动量。黑龙江工程学院本科毕业设计2双中间轴倍档组合式变速器具有如下优点:1由于一轴和二轴上各档齿轮同时与两根中间轴上对应的齿轮相啮合,功率分流,从理论上讲,每对齿轮上传递的扭矩为,这就使每对齿轮传递的扭矩减少 50%,1/ 2使变速器的中心距、齿轮模数和宽度可以减小,从而减小变速器的质量和尺寸,特别是长度尺寸。2由于二轴从动齿轮在轴上处于径向浮动状态,两根中间轴的轴心线均匀分布在以二轴理论轴心为圆心、以中心距为半径的圆柱面上,所以二轴上各档齿轮及一轴齿轮在与两根中间轴上的对应齿轮相啮合产生的径向力达到平衡,即互相抵消。二轴不承受径向力,只传递扭矩,这样二轴可以设计得细一些,结构可以简单一些,其后轴承可以选择较小的规格,这也有助于减小变速器的质量和尺寸。3由于二轴齿轮的径向浮动和二轴的铰接式浮动的结果,使得齿轮在啮合时能自动抵消一部分制造和装配误差,啮合质量优于单中间轴。啮合区容易达到设计要求,实际使用情况也证实了这点。这就有利于降低啮合噪声和提高耐用度。4由于双中间轴倍档组合式变速器可以明显地减小变速器的质量和轴向尺寸,利用这种优点,可提高变速器的最大传递功率和扭矩,扩大使用范围。半档组合式机械变速器,如图 1-2 所示图 1-2 ZF 公司 ECOSPLIT-16S 半档组合式机械变速器将副变速器传动比均匀地插入传动比间隔大的主变速器各档传动比之间,使变速器的档位数增加 1 倍。半档副变速器串联在主变速器前部,它只有一对齿轮副和换档同步器。早期的半档副变速器由单独的一个箱子组成,近年来发展成将半档齿轮副直接放到主变速器之内,既缩短变速器长度又简化半档结构。半档副变速器由一对类似一轴常啮合齿轮副组成,齿圈套在动力输入轴上自由转动,当动力输入轴上的齿圈与主变速器一轴结合时,各档传动比均由主变速器一轴齿轮副组成。当齿圈与动力输入轴上的接合齿连接时,常啮合齿轮与主变速器上的中间轴连接,因此主变速器中间轴黑龙江工程学院本科毕业设计3也旋转,由此组成的各档传动比均匀地插人主变速器各档传动比之间。型号为ZFAK/6-80+GV80 的半档组合式机械变速器,由 6 档 AS6-80 主变速器串联半档副变速器组成。最大输入扭矩为,传动比范围 0.839.0,倒档传动比为 7.05/8.46。N m这种变速器曾在欧洲广泛使用,如欧曼、依维柯、斯太尔、沃尔沃等。ZF 公司开发的 ECOSPLIT-16S 型 16 档组合式机械变速器,在 4 档主变速器前端加装一对半档齿轮副等机构,再在后端串联行星齿轮传动副变速器。主变速器二轴一直伸入半档齿轮副的动力输入轴孔内,主变速器一轴在中间轴上自由转动。变速器最大输入扭矩1600,传动比范围为 1.0013.63 或 0.8511.46,倒档传动比为 9.41/11.06 或N m8.64/10.15,长度约 950,总质量约 300。mmkg半档组合式变速器在国外被广泛应用,特别是在欧洲中型和中重型汽车大量采用这种变速器,其中长途汽车(包括大客车)应用得更多些。汽车发动机功率从85200Kw 的各种车辆多用半档副变速器增加档位,因为半档组合式变速器的长度小于倍档组合式变速器,而且它的结构简单、成本低、维修保养容易,深受用户青睐。国外中型和重型汽车发动机功率在 200以下的基本上都采用半档组合变速器,发kW动机功率在 200以上的多采用倍档(或倍档加半档)组合式变速器。kW1.1.3 选题的意义汽车变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速,目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下,使汽车获得不同的牵引力和速度,同时是发动机在最有利的工况范围内工作。随着汽车对安全、节能、环保的不断重视,汽车变速器作为整车的一个关键部件,其产品的质量对整车的安全使用及整车性能的影响是非常大的,因而对汽车变速器进行有效的优化设计计算是非常必要的。双中间轴变速器在我国重型商用车商应用十分广泛,通过CA10TA190M双中间轴变速器的设计,让我充分了解变速器的构造和设计过程,锻炼了独立思考能力和绘图能力,并使CA10TA190M双中间轴变速器的性能得到优化。1.2 重型商用车变速器的研究现状1.2.1 国外重型商用车变速器的研究现状在国外,变速器专业化生产厂家很注重产品系列化,为主机厂选择最满意的变速器提供了极大的方便和灵活性。例如德国 ZF(采埃孚)公司有中心距80、95、105、115、120、143、1547 种基型变速器,适应输入扭矩为 1301900mm,档位数 3 到 17 个,有各种操纵方式的变速器适应不同匹配要求的车辆。日本N m黑龙江工程学院本科毕业设计4丰田汽车公司爱信精机公司备有中心距 72、78、88、98、1355 种基型组合,286mm种变速器供用户选择。而我国众多的汽车变速器生产企业,尚没有形成本企业的变速器系列化产品。在国际市场上,德国采埃孚公司是单中间轴结构的代表,美国伊顿公司是双中间轴结构的代表。1德国 ZF9S109 多档变速器结构特点德国 ZF 公司生产的 9S109 同步器型倍档 9 档组合式变速器,主变速器有 5 个前进档,副变速器为行星齿轮系传动结构。当副变速器中的同步器接合套与固定外齿圈接合时,行星齿轮内齿圈被固定而不能转动,则副变速器挂入低档,此时将主变速器分别挂入 5 个不同档位可得到组合式变速器 5 个较大的传动比。当使接合套与副变速器高档齿圈接合时,行星齿轮轴、输出轴、行星齿轮内齿圈和副变速器输入轴齿轮固定在一起而同步旋转,则副变速器挂入高档(直接档),主变速器的 5 个档位传动比即分别等于组合式变速器 5 个较小的传动比。由于有两个传动比数值很接近,故省掉一个传动比,组成 9 档变速器。变速器最大输入扭矩 1250,总质量 310,与发N mkg动机直接连接或独立安装,左卧式或右卧式。变速器的操纵系统由旋转轴远距离操纵或直接操纵,双 H 型换档排列,副变速器由压缩空气自动换档,爬行档和倒档用啮合套换档,其他档用同步器换档。2美国伊顿公司富勒系列双中间轴变速器结构特点美国伊顿公司生产的 RT-11509C 双中间轴倍档 9 档组合式机械变速器,主副变速器皆采用双中间轴结构。主变速器有 5 个前进档。副变速器为 2 档(高档和低档)齿轮传动,由于有 2 个传动比很接近,故省掉一个,组成 9 档变速器。变速器最大输入扭矩 1250,总质量 310,与发动机直接连接或独立安装,左卧式或右卧式。N mkg变速器的操纵系统由旋转轴远距离操纵或直接操纵,双 H 型换档排列,副变速器由压缩空气自动换档,爬行档和倒档用啮合套换档,其他档用同步器换档。这是短轴距大功率重型汽车和特种车辆最理想的变速器。RT-11509C 型变速器最大输入扭矩 1500,最大输入功率 265,总长度 735mm,双 H 或单 H 操纵,N mkW可左操纵亦可右操纵,总质量 270。kg1.2.2 国内重型商用车变速器的研究现状国内重型车变速器产品的技术多源于美国、德国、日本几个国家,引进技术多为国外上世纪 8090 年代的产品。作为汽车高级技术领域的重型汽车变速器在国内漫黑龙江工程学院本科毕业设计5长的引进消化过程中,如今已有长足的进步,能够在原有技术引进的基础上,通过改型自行开发出符合配套要求的新产品,每年重型车变速器行业都能有十几个新产品推向市场。但从当今重型车变速器的发展情况来看,在新产品开发上国内重型车变速器仍然走的是一般性的开发过程,没有真正的核心技术产品;从国内重型汽车变速器市场容量来看,有三分之一的产品来自进口,而另外三分之二的产品中有 80%以上源自国外技术,国内自主开发的重型汽车变速器产品销量很小,从而说明国内重型汽车变速器厂家的自主开发能力仍然很薄弱,应对整车新车型配套产品的能力远远不够。我国城市车辆将重点发展的 13.8客车上使用的变速器,目前只有 ZF 一家能向国内企m业供应,就足以说明国内的重型车变速器企业仍然很渺小,在技术方面仍然有很长的路要走。国内重型汽车变速器几乎由陕西法士特齿轮有限责任公司、綦江齿轮传动有限公司、山西大同齿轮集团有限责任公司、一汽哈尔滨变速器厂等几大家包揽。这些企业生产的变速器产品针对的市场各有侧重,像陕西法士特在 8 以上重型车市场占有率t达到 40%以上,并且在 15 以上重型车市场占有绝对的优势,拥有 85%以上的市场份t额;綦江齿轮传动有限公司主要为安凯、西沃、亚星奔驰、桂林大宇及厦门金龙等企业的 712高档大、中型客车以及总质量在 1450 重型载货车、鞍式牵引车、自mt卸车及各种专用车、特种车配套;山西大同齿轮集团配套市场主要在 810 级的低t吨位重型载货车。市场结构情况是法士特一家独大,内部配套尚难以满足。国内重卡厂家中,现在仅有一汽、重汽和北奔内部有相应的变速器厂可以生产重卡变速器(东风和江淮的内部变速器厂主要生产中卡和轻卡变速器) ,但这些集团内部重卡变速器供应商所占市场份额仅在 10%左右,90%的重卡变速器市场份额由独立的专业变速器供应商配套,而这其中法士特又一家独大。1国内重型商用车企业变速器配套情况中国重汽、一汽解放和东风商用车作为商用车的三强企业,其重型车的市场份额都 15%以上,三家共占重型商用车 55.79%以上的市场份额。 从表 1.1 可以看出,前三强的商用车企业均设有附属的变速器生产厂,或是内总生产厂,或是控股企业,因此,大部分变速器均来自内配。重汽自配变速器占 60%,其它的 40%来自法士特、綦齿等企业,2008 年末,重汽重组了山西大同齿轮公司,而其位于山东济南章丘的变速器生产线也开始生产 AMT 变速器,且是国内第一台批量生产并装配上市整车的 AMT 变速器,重汽变速器的需求黑龙江工程学院本科毕业设计6将更多来自其下属生产厂的提供,同时将进一步减少法士特、綦齿等企业的配套份额。表 1.1 商用车三强与福田重卡变速器资源状况对比企业名称内部变速器企业控股变速器企业不可控社会变速器企业中国重汽重汽桥箱公司的变速器配套份额大约占 60%法士特、綦齿(少量)等:40%一汽解放解放变速器分公司的变速器配套约占 40%一汽哈尔滨变速器 12%法士特、ZF 等:48%东风商用车东风变速器公司 35%法士特 52%;重汽大齿、韶关齿轮、ZF 等 13%北汽福田法士特 90%、重汽大齿等 10%表 1.2 我国主要重型商用车用变速器生产企业产能及配套情况生产企业产能产品配套陕西法士特80 万台重卡变速器市场占有率 80%,进入客车配套领域。占东风商用车变速器 52%、北汽福田90%的配套份额綦江齿轮传动有限公司6 万台适用于 712 米高档大、中型客车,总质量1050 吨重型载货车及各式专用车、特种车。在 78 米客车市场占据 43%份额,在 9 米以上客车领域份额达到 70%中国重汽集团大同齿轮有限公司12 万台中、重型卡车的单中间轴变速器。2008 年大齿正式进入中国重汽集团,占北汽福田变速器 10%的份额一汽哈尔滨变速器厂12 万台10 米以上客车、1520 卡车用变速器,客t车占优势,占一汽解放变速器配套 12%的份额一汽解放汽车有限公司变速器分公司15 万台一汽解放 J5 和 J6 指定产品,约占一汽解放变速器 40%的份额东风汽车变速器有限公司16.5 万台产品可配套重、中、轻等商用车各系列车型中国重汽(香港)有限公司变速器部5 万台重点研发、制造重卡变速器,主要配套中国重汽卡车采埃孚传动技术(杭州)有限公司4 万台为宝马、奔驰、沃尔沃等整车厂商配套一汽解放下属生产变速器的厂家有两个,40%来自一汽解放变速器分公司,12%的配套来自控股公司一汽哈变,48%的配套则来自法士特、ZF 等企业。2008 年,一黑龙江工程学院本科毕业设计7汽哈变为一汽解放提供 2 万台左右的变速器,一汽解放变速器分公司为一汽解放提供了约 5 万台变速器,法士特提供了 6 万多台变速器,可见法士特仍是一汽解放重型变速器的主要供应商。东风商用车自配的变速器份额为 35%,其它 52%来自法士特,13%则来自重汽大齿、韶关齿轮以及 ZF 等企业。北汽福田没有自己的变速器厂,其车型所使用的变速器 90%以上都来自法士特,10%则来自重汽大齿等企业。从国内这三强的商用车企业以及福田重卡变速器的配套情况可以看出,国内的重型汽车变速器几乎由陕西法士特、綦江齿轮传动有限公司、重汽集团大同齿轮和一汽哈尔滨变速器厂等几大厂家包揽。2一汽解放汽车有限公司变速器分公司生产企业情况介绍表 1.3 一汽解放变速器分公司主要产品技术平台及参数情况技术平台产品型号扭矩()N m匹配()hp档位适用车型CA6T123520685130180日本日野CA6T138735835180220机械式同步器变速器CA6T15093014702202806CA7T156107811761802607自主研发美国伊顿优化CA8T150135015002402808公路载重车、自卸车、牵引车、高档客车、起重机、矿用及重型消防车等FS(O)1020915001750260350解放 J6 换代卡车指定匹配产品美国伊顿CA9T160150017502603509解放 J5P 奥威欧系列重卡指定匹配产品自主研发美国伊顿优化CA10T1501350175026035010公路载重车、自卸车、牵引车、高档客车、起重机、矿用及重型消防车等一汽解放汽车有限公司变速器分公司是一汽集团中重型卡车变速器产品的专业生产企业,拥有年产 15 万套变速器的生产能力。一汽解放汽车有限公司变速器分公司先后引进了日本日野、美国伊顿公司的变速器产品和技术,通过技术吸收和创新,成功开发了不同规格的产品,扭矩覆盖 5302200,拥有 6、7、8、9、10 等N mN m档位,并形成了中、重型两大类共 7 个产品系列,可完全满足国环境保护标准要求。一汽哈变产品除供给一汽集团外,部分产品也为国内其它重型商用车企业,如安徽江黑龙江工程学院本科毕业设计8淮、中通、丹东黄海、亚星商用车、恒通、安凯、福田等等配套,部分总成和零部件产品已经实现出口。1.3 设计的基本内容、解决的主要问题1.3.1 设计的基本内容1进行变速箱的装配工艺分析2确定设计方案与基本参数;3进行主副箱各档齿轮的设计与校核;4进行主副箱轴的设计与校核;5进行主副箱轴承的选择与校核;6进行主箱滑动套的设计与校核;7进行操纵机构的设计和副箱同步器的选用;8进行变速器箱体设计;9进行变速箱的性能分析;10进行了主副箱各轴 ANSYS 静力学分析;11撰写设计说明书;12绘制变速器总装图与零件图;13检查设计说明书与图纸。1.3.2 设计解决的主要问题1参考相关文献资料,利用所选定的车型参数,完成 CA10TA190M 双中间轴变速器的结构布置,并且掌握 CA10TA190M 双中间轴变速器的工作原理和结构特点;2根据设计参数并结合结构工艺性和变速器的径向尺寸等要求,确定CA10TA190M 双中间轴变速器的传动方案;3确定 CA10TA190M 双中间轴变速器的齿轮参数。根据重型商用车变速器传动方案确定各档齿轮齿数的分配,按齿轮受力、转速、噪声要求等情况选择齿轮的变位系数、压力角、螺旋角、模数和齿顶高系数;4使用相关书籍资料,采用已有的设计与校核软件,进行齿轮、轴、轴承的设计与校核;5使用 CAD 软件绘制 CA10TA190M 双中间轴变速器的装配图、零件图,撰写设计说明书;黑龙江工程学院本科毕业设计96使用 PRO/E 软件绘制 CA10TA190M 双中间轴变速器主箱一轴、主箱二轴、主箱左右中间轴、副箱左右中间轴、输出轴立体图,导入到 ANSYS 中,对二者分别进行静力学分析,得出相应结论;7进行汽车变速器换挡时机与车速、发动机转速的匹配,以及汽车动力性、经济性的校核,实现与整车性能的优化匹配。黑龙江工程学院本科毕业设计10第 2 章 车型参数的确定与校核2.1 一汽解放 J6 车型参数2.1.1 车型参数的确定表 2.1 解放 J6 重卡 350 马力 64 自卸车(平头)(CA3250P66K2L1T1A1E)车型参数基本信息公告型号CA3250P66K2L1T1A1E类型自卸车驱动形式64轴距3800+1350mm车身长度8480mm车身宽度2495mm车身高度3300mm轮距前轮距:2050mm后轮距:1830/1830mm前悬1470mm后悬1460mm整车重量12t额定载重12.805t最大总质量25t最高车速75/km h接近角24离去角24吨位级别重卡最大爬坡度70%(34.99)备注:选装环保上盖,货厢自卸方式为后卸,额定载质量 12805kg 对应准乘人数为 3 人额定货箱参数货箱(斗)长度5800mm货箱(斗)宽度2300mm货箱(斗)高度1160mm货箱(斗)形式自卸式发动机发动机型号锡柴 CA6DL2-35E3F汽缸数6燃油种类柴油汽缸排列形式直列排量8.6L排放标准国黑龙江工程学院本科毕业设计11马力350hp最大输出功率231kW扭矩1350N m最大扭矩转速1400RPM发动机厂商锡柴额定转速2100RPM系列6DM 奥神发动机形式直列六缸、四冲程、水冷却、增压中冷、电控共轨直接喷射式全负荷最低燃油耗率195/g kW h发动机净重1000kg进气形式增压中冷压缩比17.51一米外噪音95dB汽缸行程155mm汽缸缸径123mm每缸气门数4离合器形式430mm变速器变速器型号一汽 CA10TA190M 直接档变速器形式双中间轴、主副箱结构,副箱带同步器变速器档位数前进挡 10 个,倒档 2个变速器油容量13/13.5(带取力器)L变速器重量342kg取力器SAE1#传动比 1.026,采用后取力器,增大取力器扭矩,950N m倒档 R1 传动比3.382倒档 R2 传动比15.09810 档传动比19 档传动比1.3458 档传动比1.837 档传动比2.4646 档传动比3.3015 档传动比4.4644 档传动比6.0033 档传动比8.1662 档传动比111 档传动比14.78副箱中心距148mm主箱中心距148mm换挡方式手动操纵形式直接操纵,远距离单、双杆操纵最大输入扭矩1900N m是否有同步器是黑龙江工程学院本科毕业设计12底盘和轮胎前桥允许载荷7000kg后桥型号300 轮减桥后桥形式并装双轴后桥允许载荷18000kg轮胎形式转向轮:真空胎 后轮:钢丝胎轮胎数10 个轮胎规格12.00R20图 2-1 一汽解放 J6 重卡 350 马力 64 自卸车(平头)(CA3250P66K2L1T1A1E)图 2-2 一汽 CA10TA190M 双中间轴变速器黑龙江工程学院本科毕业设计13图 2-3 一汽解放 300 轮边减速桥2.1.2 车桥参数的确定表 2.2 一汽解放 300 轮边减速桥技术参数型号形式额定载荷/ kg从动齿直径/mm制动器尺寸/mm速比300冷轧内胀2160003004102205.128/5.769/6.561/4.682300整体铸造2160003004102205.128/5.769/6.561/4.682一汽在车桥研发上,采用先进技术的同时,吸收和借鉴了引进日产柴产品的技术和经验,同时采用例如等高齿、整体扩张桥壳等技术,开发出满足一汽商用车需求的产品,覆盖从轻型车、中型车、重型车及客车等车桥产品线。目前,中重卡产品主要采用一汽车桥分公司、一汽山改企业生产的车桥。300 轮边减速桥在产品的承载、传扭、速比范围、制动力、噪声和效率等各项指标均领先于国内同类产品。本设计选择一汽解放 300 轮减桥速比是 5.769。2.2 车型技术参数校核2.2.1 质量参数0mh质量系数是指汽车装载质量与整车整备质量的比值。该系数反映了汽车的设0mh计水平和工艺水平,值越大,说明该汽车的结构和制造工艺越先进,其影响汽车0mh的成本和使用经济性。表 2.3 货车的质量系数0m参数车型总质量tma/0m黑龙江工程学院本科毕业设计141.86.0am0.801.106.014.0am1.201.35货 车14.0am1.301.70注:装柴油机的货车为 0.801.00。汽车的整备质量利用系数: 0m00emmmh=式中:汽车的载质量; em 整车整备质量。0m0.801.00 (2.1)0012.0850.99812.11emmmh=质量系数在表 2.3 范围内,所选车型符合要求。2.2.2 轴距和轮距轴距 L 对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。当轴距短时,上述各指标减小。此外,轴距还对轴荷分配有影响。轿车的级别越高,装载量或载客量多的货车或客车轴距取得长,对机动性要求高的汽车轴距宜取短些。增大轮距,随之而来的是室内宽并有利于增加侧倾刚度,但是此时汽车总宽和总质量增加,并影响最小转弯直径变化,受汽车总宽不得超过 2.5限制,轮距不宜m过大。表 2.4 车型轴距和轮距车 型类 别轴 距/L m轮 距/B m42 载货汽车1425amt=:4.105.602.504.00矿用自卸车60amt43.20所选车型是 64 重型载货汽车,轴距 3.80+1.35,前轮距:2.05,后轮距:mm1.83/1.83,因为没有 64 重型载货汽车轴距轮距参数,所以选择近似车型轴距和轮m距进行类比。经过比较,所选车型轴距与轮距均在表 2.4 范围内,所选车型符合要求。2.2.3 轴荷分布黑龙江工程学院本科毕业设计15轴荷是指汽车在空载或满载静止状态下,各车轴对支承平面的垂直载荷。也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。轴荷分配对轮胎寿命和汽车的使用性能有影响。表 2.5 车型轴荷分配车 型满 载空 载商用货车64 后轮双胎前 轴:19%25%后 轴:75%81%前 轴:31%37%后 轴:63%69%满载:前轴 19%25% (2.2)7100%28%25=后轴75%81% (2.3)18100%72%25=空载:前轴31%37% (2.4)5.43100%45%12.11= 后轴63%69% (2.5)6.68100%55%12.11=计算所得满载和空载前后轴载荷分布,基本在表 2.5 范围内,所选车型基本符合要求。2.2.4 动力性参数微型、轻型货车最高车速大于中型、重型货车的最高车速,重型货车最高车速较低。比功率是汽车所装发动机的标定最大功率与汽车最大总质量之比。它可以综合反映汽车的动力性。我国 GB7258-1997机动车运行安全技术条件规定:机动车不小于 4.8。/kW t比转矩是汽车所装发动机的最大转矩与汽车总质量之比。它能反映汽车的牵引能力。最高车速:75120(2.6)1max75vkm h-=1km h-比功率:620(2.7)max26110.4425ebaPPm=1kW t-1kW t-比转矩:2950(2.8)max135054.0025ebaTTm=1N m t- 1N m t- 表 2.6 汽车动力性参数范围黑龙江工程学院本科毕业设计16汽车类别最高车速max1avkm h-比功率1bPkW t-比转矩1bTN m t- 货车最大总质量14.0tam751206202950所选车型的最高车速、比功率、比转矩基本在表 2.6 范围内,所选车型基本符合要求。2.2.5 燃油经济性参数汽车在水平的水泥或沥青路面上,以经济车速或多工况满载行驶百公里的燃油消耗量(L/100km)。表 2.7 货车单位质量百公里燃油消耗量总质量/amt柴油机燃油消耗量1(100)Lt km h-121.431.53所选车型单位质量百公里燃油消耗量 1.48在表 2.7 范围内,所选1(100)Lt km h-车型符合要求。2.2.6 最小转弯直径inmD表 2.8 最小转弯直径inmD车型级别最小转弯直径/ inmDm商用货车最大总质量14.0 /amtt13.021.0最小转弯直径是指转向盘转至极限位置时,汽车前外转向轮轮辙中心在支承平面上的轨迹圆的直径。机动车的最小转弯直径不得大于 24。当转弯直径为 24时,mm前转向轴和末轴的内轮差(以两内轮轨迹中心计)不得大于 3.5。m所选车型最小转弯直径 23.2在表 2.8 范围内,所选车型符合要求。m2.2.7 通过性表 2.9 汽车通过性的几何参数车型最小离地间隙/minhmm接近角/( )1g离去角/( )2g64 货车26035045603545所选车型最小离地间隙 285,接近角 24,离去角 24,基本在表 2.9 范围内,mm黑龙江工程学院本科毕业设计17所选车型基本符合要求。2.2.8 操作稳定性汽车操纵稳定性的评价参数较多,与总体设计有关并能作为设计指标的有:1转向特性参数 为了保证有良好的操纵稳定性,汽车应具有一定程度的不足转向。通常用汽车以0.4g 的向心加速度沿定圆转向时,前、后轮侧偏角之差()作为评价参数。此参12dd-数在 13为宜。2车身侧倾角 汽车以 0.4的向心加速度沿定圆等速行驶时,车身侧倾角控制在 3 以内较好,g最大不允许超过 7。3制动前俯角 为了不影响乘坐舒适性,要求汽车以 0.4减速度制动时,车身的前俯角不大于g1.5。2.2.9 制动性汽车制动性是指汽车在制动时,能在尽可能短的距离内停车且保持方向稳定,下长坡时能维持较低的安全车速并有在一定坡道上长期驻车的能力。以制动距离和tS平均制动减速度两项评价汽车的制动效能。j2.2.10 发动机最大功率与最大功率转速emaxPPn3maxmaxmax1()360076140arDeaaTm gfC Apuuh+式中:发动机最大功率,;maxePkW传动系传动效率,货车传动系效率可在 0.820.85 之间取值TT余志生汽车理论;6P汽车总质量,;amkg重力加速度,;g2/m s滚动阻力系数,对载货汽车取 0.02;rf黑龙江工程学院本科毕业设计18最高车速,;maxu/km h空气阻力系数,货车取 0.81.0;DC汽车正面投影面积,若无测量数据,可按前轮距 B1、汽车总高A2mH、汽车总宽 B 等尺寸近似计算。 对载货汽车 AB1 H=2.4953.1=7.7345。2m(2.9)3max1250009.80.02(0.81.0)7.7345(7575 )0.820.85360076140ep+:=160.42176.75kW若按此计算得是发动机装有全部附件时,测得的最大有效功率。此功率约maxeP比发动机最大功率值低 10%20%。因此 (2.10)max(1.121.20)(460.42176.75)eP=:=179.67212.11kW所选车型发动机最大输出功率是 261,后备功率足,所选车型符合要求。发kW动机最大输出功率对应转速的范围是柴油机 18004000,总质量大些maxePpn/ minr的货车柴油机范围是 18002600,=2100在上述范围内,所选车pn/ minrpn/ minr型符合要求。2.2.11 发动机最大转矩与最大转矩转速emaxTTnmaxmax9550eepPTna=式中: 发动机输出的最大转矩,;maxeTN m转矩适应系数,一般在 1.11.3 之间选取;aa发动机输出最大功率,;maxePkW最大功率转速,。pn/ minr(2.11)max(1.11.3)(179.67212.11)95502100eT=:=898.781253.97N m黑龙江工程学院本科毕业设计19所选发动机最大输出转矩=1350与计算所得转矩相差不多,所选车型符maxeTN m合要求。所选发动机最大转矩转速=1400,与之间应有一定的差值,如Tn/ minrpnTn果他们很接近,将导致直接当最低稳定车速偏高,使汽车通过十字路口时,换挡次数增多,因此要求,在 1.42.0 之间选取。PTnn1.42.0(2.12)21001.51400PTnn=所选车型符合要求。2.2.12 主减速比0i最高档传动比的选择:汽车大多数时间是以最高档行驶的,即用最小传动比的档位行驶的。因此最小传动比的选定是很重要的。传动系的总传动比是传动系中各部件传动比的乘积,即0tgciii i= 式中: 变速器的传动比;gi主减速器的传动比;0i分动器或副变速器的传动比。ci 黑龙江工程学院本科毕业设计20图 2-4 不同时的汽车功率平衡图 图 2-5 汽车功率平衡图 0i1- 2- 3- -发动机最大功率对应车速01i02i03ipu -汽车的最高车速 max1au1pumax22apuu=maxau max3au3pumax2aumax3aumax1au普通的汽车由于没有分动器或副变速器,而变速器的最小传动比通常为 1,所以传动系的最小传动比就是。确定最高档传动比其实就是选择主减速器的传动比。0i0i主减速器的传动比是从汽车功率平衡图来选择的,在功率平衡图上将传动比划0i分为三个区域:(大传动比)是使得最高车速大于发动机最大功率时的车速,01imaxaupu它的优点在于汽车的后备功率最大,即动力性最好,但是燃油经济性最差;(中传02i动比)是使得最高车速等于发动机最大功率时的车速,它的优点是最高车速最maxaupu大,且动力性和经济性均居中;(小传动比)是使得最高车速小于发动机最大功03imaxau率时的车速,它的优点是发动机功率利用率最高,即燃油经济性最好,但是汽车pu的后备功率最小,即汽车动力性最差。过去,多数汽车将主减速器传动比选择为大传动比或中传动比,但是随着01i02i近年来不断要求提高汽车燃油经济性,使得主减速器的传动比开始偏向于小传动比。这里对主减速器传动比的选择只是一个初步的选择,计算汽车经济性和动力性03i来优化主传动比的方法,以精确地确定主减速器的传动比。本设计的最高档采用直接档,也就是最高档传动比为 1。设十档是直接当,则101gi=由 得 maxmin 00.377p ragn ruii=0minmax0.377p rgan riiu=式中: 发动机最大功率转速,r/min;pn车轮滚动半径, ;rrrrr黑龙江工程学院本科毕业设计21变速器最小传动比;mingi最高车速,;maxau/km h主减速器传动比。0i所选轮胎型号 12.00R20,D=1125;mm(2.13)1125562.522rDrmm=(2.14)302100562.50.377105.9371 75i-=所选一汽解放 300 轮边减速桥,所选车型符合要求。05.7695.937i =2.3 本章小结本章确定了车型参数,并对其进行了相关校核,所选车型基本符合设计要求。确定车型参数是开始设计的前提,为后续设计提供了基本数据。 黑龙江工程学院本科毕业设计22 第 3 章 变速器的装配工艺性分析3.1 变速器的装配工艺性分析为提高产品性能,降低成本,设计人员在设计变速器时,必须充分考虑其装配、保养和维修,要求装配消耗的劳动量较少,装配周期短和装配成本低等。汽车机变速器结构的装配工艺性应注重以下 4 点内容。3.1.1 产品能分成若干个独立装配的单元从装配工艺角度来说,变速器是由若干个装配单元组成的。一个装配单元可划分为 5 级,即零件、合件、组件、部件和产品。它们之问的关系可用图 3-1 的装配单元系统图表示。黑龙江工程学院本科毕业设计23图 3-1 装配单元系统图如汽车变速器的装配,应以变速器壳体为基础件,装配时,与部件装配的同时,进行一轴装配、二轴装配、中间轴装配、拨叉架装配等。这样就实现了合件、组件和部件装配的平行流水作业,扩大装配作业面积,缩短装配生产周期和提高工作效率。由于在总装之前,可以单独进行部件装配,部件装配后就可以进行部件的试验和调整,为提高变速器的质量和性能打下了良好的基础。这样也利于车间(企业)之间的协作和产品配套,易于组织部件的专业化生产。3.1.2 要有正确的装配基准零件在装配单元上的正确位置是靠零件的装配基准(基面)间配合和接触来实现的。因此为使零件能正确定位,应该有正确的装配基准,而且装配时的零件定位也应符合定位 6 点规则。一般隋况下,不要出现过定位现象。图 3-2 是变速器中间轴齿轮的装配示意图。中间轴装到变速器壳体内,装上中间轴后盖,通过调整垫片调节中间轴和中间轴前盖的间隙来保证轴承游隙。其装配基准是前后盖和轴承外环的接触面和变速器壳体的两个轴承孔。通过前后盖和壳体的轴承孔限制了 5 个自由度,绕轴线旋转的自由度不必限制。这样中间轴在变速器壳体内的位置就正确定位了。图 3-2 变速器中间轴齿轮装配示意图黑龙江工程学院本科毕业设计241-调整垫 2-壳体 3-轴承 4-中间轴后盖3.1.3 便于装配与拆卸产品设计时,要考虑零件结构便于装配和拆卸,下面结合实例进行说明。一般大部分油封装配孔的设计倒角皆为 45,个别的仅是去尖角毛刺。由于油封是橡胶件,压装时容易不平整或使油封切边,造成油封早期磨损等,因此要求倒角一般应为1530。不少产品已采用该方案,装配质量和效率明显提高。 图 3-3 变速器操纵杆图 3-4 改进后的变速器操纵杆1-定位球 2-操纵杆 3-圆柱销图 3-3 和图 3-4 是两种变速器操纵杆。从装配工艺来讲,图 3-4 结构明显优于图3-3 结构。图 3-3 结构装配时需要两个工序,且 3 个零件之间的配合要求高,装配比较困难,而图 3-4 结构就可直接装配。从工艺性方面讲。图 3-4 结构的工艺性较好,根据现有设备,可在数控车上将球体加工出来,省去加工时图 3-3 结构的操纵杆与定位球、圆柱销与定位球及操纵杆之间装配所需的尺寸要求,图 3-4 结构热处理工艺简单,不必考虑定位球的缩孔现象,从成本上讲,图 3-4 结构亦优于图 3-3 结构。又如图 3-2 的中间轴装配示意图,通过调整前盖与壳体之间的间隙来保证轴承游隙,调整垫应优先选用薄垫,这样便于用户进行变速器的保养。由于变速器使用一定时间后轴承磨损,游隙过大,用户可通过减少调整垫消除间隙,采用薄垫更加便于用户操作。另外,还可以通过轴承外环与轴承盖之间的间隙调整,这样需增加调整垫消除间隙,用户保养时,必须有合适的调整垫才可进行保养。(a) (b) (c)图 3-5 圆柱定位销定位的局部结构图图 3-5 为两个箱体零件用圆柱定位销定位的局部结构图,定位销与箱体定位销孔黑龙江工程学院本科毕业设计25为过盈配合。如果定位孔也设计成盲孔,由于打入定位销时,孔内空气不能排出,阻碍了定位销顺利进入。合理的设计应如图 3-5b 和图 3-5c 所示,即设计为通孔,或在定位销上铣出通气面或钻通气孔。3.1.4 正确选择装配方法,尽量减少装配时的修配和机加工保证产品的使用性能,各部件(总成)皆规定了若干装配精度。这些精度是依靠选择装配方法和零件制造精度来保证的。装配方法对部件的装配生产率和经济性有很大影响。完全互换装配法是最简单的一种装配方法,在变速器生产中被广泛采用。为此,在设计变速器结构时,设计人员应使结构尽量简单,结构中包含的零件数目尽量少些。这样在保证同样的装配精度下,装配尺寸链的环数减少,有可能采用完全互换装配法装配,生产率得到提高。因此,当装配精度要求不高,零件尺寸公差能在加工过程中经济地保证时,都应采用完全互换装配法解算尺寸链。只有装配精度要求较高,用完全互换装配法解算尺寸链使零件尺寸公差过小时,可采用补偿法(调整装配法和修配装配法)。采用补偿时,应合理选择补偿环,如变速器中间轴的间隙调整。补偿环的位置应尽可能便于调节,拆卸和保养等。装配过程进行修配或机加工时,切下的金属切屑容易掉进产品中,既影响产品清洁度和产品质量,也不易保证零件的互换性,也难以控制修配和机加工的时间,更不易组织流水作业,也因此延长了装配时间。因此,在变速器(或总成)装配时,应尽量避免修配或机加工。一般情况下,只有合件与组件要求的位置公差很小时,才将合件与组件装配后用修配保证其精度。通常这些工序安排在机加工车间进行,如发动机气门与阀座锥面的密封性精度的保证。同时,设计人员要尽可能考虑产品的结构,尽量避免装配时的机加工。通过以上分析可知,在设计或改进产品时,应在保证性能要求的情况下,充分考虑产品的装配工艺性,尽量使产品结构简单,易于进行流水线作业,避免装配过程中的修配或机加工,易于用户维修和保养。3.2 本章小结本章进行了汽车机械式变速器的装配工艺性分析。在变速器设计时,应充分考虑到生产加工、装配、维修等内容,这样才能使变速器结构合理,性能优越,便于维护。 黑龙江工程学院本科毕业设计26 第 4 章 CA10TA190M 双中间轴变速器的总体布置4.1CA10TA190M 双中间轴变速器的结构特点4.1.1 主副箱结构CA10TA190M 变速箱是由主、副箱两段式结构组成,主箱有 5 个档,副箱有 2个档,一共组成 10 个前进档和 2 个倒档。变速箱的总成主截面图,如图 4-1 所示。黑龙江工程学院本科毕业设计27图4-1 变速箱的总成主截面图主副箱均采用国内外重型车用变速箱普遍采用的双中间轴结构,结构紧凑,不仅缩短了变速箱的轴向尺寸,并且方便了传动轴的布置,同时减轻了变速箱的重量。CA10TA190M 双中间轴变速器主、副箱均采用两根结构完全相同的中间轴总成(因需要取力齿轮和带外花键的副箱右下中间轴除外) ,两根中间轴总成相间 180,动力从输入轴输入后,分流到两根中间轴上,然后汇集到二轴输出;副箱变速箱也是如此。在理论上每根中间轴只传递的扭矩,所以采用双中间可以使变速箱的中心1/ 2距和齿轮宽度减小,从而缩短整个变速箱的轴向长度,减轻变速箱的重量。 采用了双中间轴后,二轴上的各档齿轮必须同时与两根中间轴齿轮啮合。为了满足正确的的啮合并使载荷尽可能的的平均分配,二轴齿轮在二轴上呈径向浮动状态,如图 4-2 所示,二轴则采用绞接式浮动结构。因为二轴上各档齿轮在二轴上浮动,这样就取消了传统的滚针轴承,使二轴总成的结构更简单。在工作时,两个中间轴齿轮对二轴齿轮所施加的径向力大小相等,方向相反,因此互相抵消,这是二轴只承受扭矩,不承受弯矩,改善了二轴和轴承的受力状况,并大大提高了变速箱的使用可靠性和耐久性。图 4-2 主轴浮动结构示意图黑龙江工程学院本科毕业设计281-一轴 2-一轴齿轮 3-二轴 4-副箱驱动齿轮4.1.2 换挡滑套与同步器主箱用滑动套换档,副箱用锁销式同步器换档,同步器为进口美国博格华纳公司产品,采用高性能非金属摩擦材料,摩擦系数大,寿命长。 CA10TA190M 双中间轴变速器的主箱内没有同步器,换档是靠滑动齿套来进行的,滑动齿套通过渐开线花键套在二轴上,移动滑动齿套使滑动齿套的外花键齿与二轴齿轮的内花键啮合传递动力,如图 4-3 所示。滑动齿套和二轴各档齿轮齿端有相同大小的锥角:35,由于二轴和二轴齿轮处于浮动状态,所以挂档时,这两个锥a面能起到一定的自动定心和同步作用。CA10TA190M 双中间轴变速器档位多,各档间速比的级差小,所以工作时相邻档位之间的转速差也小,使得变速箱换档平稳。图 4-3 换档滑动齿套1-滑动齿套 2-二轴齿轮 3-二轴CA10TA190M 双中间轴变速器的副箱变速箱内装有锁销式惯性同步器,它由副箱换档气缸来操纵,仅从高档区向低档区或从低档区向高档区转换时才有动作,其动作由操纵手柄上的档位开控制。同步器构造如图 4-4 所示,高档同步环 3 和低档锥环7 上各铆有三个锁止销 1 和 6,滑动套 5 通过花键与副箱变速箱输出轴结合,高档同步环和低档锥环基体为铁基粉末冶金锻造烧结而成,在高档同步环的内锥面和低档锥环的外锥面上分别粘有高摩擦性能的非金属材料,在副箱变速箱输入齿轮和副箱变速箱的减速轮上分别有与之对应的外锥面和内锥面。 黑龙江工程学院本科毕业设计29图 4-4 同步器总成1-高档锁止销 2-高档摩擦带 3-高档同步环 4-弹簧5-滑动套 6-低档锁止销 7-低档锥环 8-低档摩擦带4.1.3 细高齿与“对齿”主箱齿轮采用直细高齿结构,副箱采用斜齿细高齿,重合度大,啮合平稳,有效的降低了变速箱的振动和噪声,同时也提高了变速箱的承载能力。在装配事应注意“对齿” 。 图 4-5 组装变速箱总成对齿示意图1-左中间轴齿轮 2-一轴齿轮 3-右中间轴齿轮为了解决双中间轴上的齿轮与二轴上齿轮的正确啮合问题,必须要进行“对齿” 。所谓“对齿”如图 4-5 即在组装变速箱时,将两根中间轴总成中间轴传动齿轮涂有标记的齿轮分别插入轴齿轮上涂有标记的两组轮齿的齿槽中,如图 4-5 所示。 “对齿”程序如下: 1先在一轴齿轮的任意两个相邻齿上做上记号,然后在与其相对称的另一侧两相邻齿上做上记号,两组记号间的齿数应相等,如图 4-6 所示。黑龙江工程学院本科毕业设计30图4-6 标记一轴齿轮2在每个中间轴减速齿轮上与齿轮键槽正对的那个齿上做上记号,以便识别,如图 4-7 所示。图4-7 标记中间轴齿轮3装配时,使两根中间轴减速齿轮上有标记的齿分别啮入一轴齿轮左右两侧有标记的两齿槽中。 副箱的对齿也按上述方法操作。通常是选用低档齿轮与副箱中间轴小轮进行“对齿” ,如图 4-8 所示。图 4-8 副箱齿轮对齿为了便于“对齿” ,一轴,二轴和副箱主轴上的齿轮齿数必须均为偶数。4.1.4 经济性一档速比大,爬坡能力强,各档之间的速比级差均匀,燃油经济型好,档位清晰。 4.1.5 润滑与密封一轴轴承采用单侧密封轴承,一轴油封采用 A 型密封圈形式,避免出现漏油现象。黑龙江工程学院本科毕业设计31CA10TA190M 变速箱采用齿轮飞溅润滑方式,使同步器、轴承及齿轮得到润滑冷却。也可选装外冷却装置,使其爬坡能力强,在热带和山区使用更加可靠 。4.1.6 齿轮强度开发重点关注我国国情,采用实际使用载合谱进行齿轮强度计算,明确地强化薄弱环节,保证了更高的可靠性和整车出动率。 4.1.7 操纵机构可单杆/双杆操纵,也可以近/远距离操纵。CA10TA190M 变速箱的操纵机构分为两种方式,即直接操纵式(单 H)和远距离操纵(单 H 或双 H)式,其中远距离,有单杆操纵、双杆操纵两种类型。直接操纵式和远距离操纵式换档机构气动线路相同,且都采用单 H 换档布置,缩小了换档操纵杆横向选档的运动范围。如图 4-9 所示。图 4-9 单 H 换档机构操纵手球位置CA10TA190M 双中间轴变速器采用来自整车的 0.70.8MPa 的压缩空气,整车压缩空气经过减压阀 2 后,输出压力为 0.400.43MPa 大小的气体,经管路 3 进入随动阀 4,由安装在操纵手球里的手柄阀 6 分别接通高档或低档。如图 4-10 所示。4.1.8 取力形式取力形式多样,具有广泛的适应性,CA10TA190M 双中间轴变速器可配置后底取力,后取力,侧取力,满足载重车、牵引车、自卸车、越野车、矿用车等各种车辆的使用要求。其中后取力不必另外加注润滑油,这种取力方式现在应用最为普遍。 4.1.9 成本与寿命使用成本低,合理的设计结构提高了变速箱的使用寿命,特别是副箱寿命得到很大提高,减少了维修费用和停车损失。黑龙江工程学院本科毕业设计32图 4-10 气控系统1-整车气源气管 2-减压阀及空气滤清器总成 3-控制阀进气软管4-随动阀 5-控制气管 1 6-手柄阀(整车装备) 7-控制气管 28-高档控制进气软管 9-低档控制进气软管4.2CA10TA190M 双中间轴变速器的工作原理和动力传递路线 4.2.1CA10TA190M 双中间轴变速器的工作原理CA10TA190M 双中间轴变速器的工作原理,如图 4-11 所示。CA10TA190M 双中间轴 10 档变速器由一个前置 5 档双中间轴主箱和一个双中间轴副箱组成。主箱换档为手动操纵,副箱换档为气动操纵,具有 10 个前进档,2 个倒档。在主箱中,一轴(输入轴)和一轴齿轮通过花键联结,二轴(主轴)上的齿轮由其中间轴上的齿轮支撑,与二轴在径向呈浮动状态,它们通过装在二轴上的三角键和轴间垫圈实现轴向定位,二轴由副箱输入齿轮上的轴承实现定位。主箱采用滑动齿套进行换档。在副箱中,通过惯性锁销式同步器实现高低档切换。同步器摩擦锥面采用高性能摩擦材料,具有摩擦力大,使用寿命长的特点。主副箱动力采用常啮合齿轮形式。图 4-11 工作原理黑龙江工程学院本科毕业设计33一档 二档 三档 四档 五档 六档 七档 八档 九档 十档 倒档(低) 倒档(高) 图 4-12 CA10TA190M 变速箱动力传递路线1-主箱接合齿轮 2-副箱接合齿轮黑龙江工程学院本科毕业设计344.2.2CA10TA190M 双中间轴变速器的动力传递路线CA10TA190M 双中间轴变速器的动力传递路线如图 4-12 所示。发动机的动力通过离合器传给变速箱的一轴和一轴齿轮,一轴齿轮与主箱中间轴传动齿轮为常啮合,从而驱动中间轴及其上的各档齿轮传动,中间轴上各档齿轮与主箱主轴上各档齿轮也为常啮合,因此,主轴上各档齿轮同时转动。主轴上各档齿轮空套在主轴上,所以在空档时主轴并不转动。当拨动主轴上的滑动齿套移向某一档位,并使主轴齿轮同主轴连为一体时,主轴则开始转动。当副箱同步器齿套移向变速箱前方时,副箱变速箱位于高档区,二轴的动力通过副箱输入齿轮和同步器齿套传递给副箱主轴输出;当副箱同步器齿套移向变速箱后方时,副箱变速箱位于低档区,二轴输出的动力通过副箱输入齿轮传递给副箱中间轴,再通过副箱主轴减速齿轮,同步器齿套传给副箱主轴输出。4.3CA10TA190M 双中间轴变速器的装配各总成与零部件的装配方法详见CA10TA190M双中间轴变速器维修手册 。4.4 变速器传动机构分析和布置方案的设计目前,汽车上采用的变速器结构形式是多种多样的,这是由于各国汽车的使用、制造、修理等条件不同,也是由于各种类型汽车的使用要求不同所决定的。尽管如此,一般变速器的结构形式,仍具有很多共同点。各种机构形式都有其各自的优缺点,这些优缺点随主观和客观条件的变化而变化。因此,设计人员应深入实际,收集资料,调查研究,对结构进行分析比较,并尽可能地考虑到产品的系列化、通用化和标准化,最后确定较合适的方案。机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本 低和工作可靠等优点,故在不同形式的汽车上得到广泛应用。通常,有级变速器具有三个、四个、五个前进 档;重型载货汽车和重型越野车则采用多档变速器,其前进档位数多大 616 个甚至 20 个。变速器档位的增多可提高发动机的功率利用率、汽车的燃料经济性和平均车速,从而可提高汽车的运输效率,降低运输成本。但档位数的增多也使变速器的尺寸及质量增大,结构复杂,制造成本提高,操纵也复杂。某些轿车和货车的变速器,采用仅在良好的路面和空载行驶时才使用的超速档。采用传动比小于 1(约为 0.70.8)的超速档,可充分地利用发动机功率,降低单位行驶里程的发动机曲轴总转数,因而会减少发动机的磨损,降低燃料消耗。黑龙江工程学院本科毕业设计35但与传动比为 1 的直接档比较,采用超速档会降低传动效率。机械式变速器的传动效率与所选用的传动方案有关,包括齿轮副 的数目、齿轮的转速、传递的功率、润滑系统的有效性、齿轮及轴以及壳体等零件的制造精度、刚度等。4.4.1 两轴式变速器和中间轴式变速器多中间轴式变速器的特点分析1两轴式变速器 两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。其特点是:变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体,发动机纵置时,主减速器采用弧齿锥齿轮或准双曲面齿轮,发动机横置时则采用斜齿圆柱齿轮;多数方案的倒档传动常用滑动齿轮,其他档位均采用常啮合齿轮传动。与中间轴式变速器相比,它具有轴和轴承数少,结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外,各中间档因只经一对齿轮传递动力,故传动效率高,同时噪声低。但两轴式变速器不能设置直接档,所以在高档工作时齿轮和轴承均承载,工作噪声增大且易损坏;受结构限制其一档速比不能设计的很大;对于前进档,两轴式变速器输入轴的传动方向与输出轴的传动方向相反。2中间轴式变速器 中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是:变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体。绝大多数方案的第二轴前端经轴承支承在第一轴后端的孔内,且保持两轴轴线在同一条直线上,经啮合套将它们连接后可得到直接档,使用直接档,变速器齿轮和轴承及中间轴不承载,发动机转矩经变速器第一轴和第二轴直接输出,此时变速器的传动效率高,可达 90%以上,噪声低,齿轮和轴承的磨损减少。因为直接档的利用率要高于其他档位,因而提高了变速器的使用寿命;在其他前进档位工作时,变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴之间的距离(中心距)不大的条件下,一档仍然有较大的传动比;档位高的齿轮采用常啮合齿轮传动,档位低的齿轮(一档)可以采用或不采用常啮合齿轮传动;多数传动方案中除了一档以外的其他档位的换挡机构,均采用同步器或啮合套换挡,少数结构的一档也采用同步器或结合套换挡,还有各档同步器或结合套多数情况下装在第二轴上。在除直接档以外的其他档位工作时,中间轴式变速器的传动效率略有降低,这是它的缺点。3多中间轴变速器通常的三轴式变速器,发动机的扭矩由第一轴传至第二轴,只经过一根中间轴。黑龙江工程学院本科毕业设计36这种变速器在装上扭矩高于的大功率柴油机时,其齿轮、轴和轴承12001300N m:都要承受很大的载荷,会导致过早损坏。近年来,国外一些重型汽车多采用多中间轴的结构。这种变速器具有 23 根中间轴,如图 4-13 所示。这种变速器在传递同样扭矩的情况下,变速器齿轮和质量分别减少 40%和 20%,变速器的整体质量和轴向尺寸也减少很多。多中间轴变速器具有质量轻、轴向长度短、承载能力大、保养费用低等优点。图 4-13 双中间轴变速器结构简图根据总体设计要求,CA10TA190M 双中间轴变速器的最大输出扭矩 1900,N m在这样大的扭矩要求下齿轮、轴和轴承都要承受很大的载荷,这会导致过早被损坏。所以本课题采用双中间轴的结构。4.4.2 变速器倒档布置方案分析确定倒档齿轮的结构及其轴的位置,应与变速器的整体结构方案同时考虑。倒档设计在变速器的左侧或右侧在机构上均能实现,不同之处是挂倒档时驾驶员移动变速杆的方向改变了。在结构布置上,要注意的是在不挂入倒档时,为了防止意外挂入倒档,一般在挂倒档时设有一个挂倒档时需克服弹簧所产生的力,用来提醒驾驶员注意。倒档齿轮不能与第二轴齿轮有啮合的状况。换倒档时能顺利换入倒档,而不和其它齿轮发生干涉。与前进档位比较,倒档使用率不高,而且都是在停车状态下实现换倒 档,故多数方案采用直齿滑动齿轮方式换倒 档。为实现倒档传动,有些方案利用在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中,加入一个中间传动齿轮的方案;也有利用两个联体齿轮方案的。前者虽然结构简单,但是中间传动齿轮的轮齿,是在最不利的正、负交替对称变化的弯曲应力状态下工作;而后者是在较为有利的单向循环弯曲应力状态下工作,并使倒档传动比略有增加。也有少数变速器采用结构复杂和使成本增加的啮合套或同步器方案换入倒档。黑龙江工程学院本科毕业设计37图 4-14 倒档布置方案图 4-14 为常见的倒档布置方案。图 4-14b 所示方案的优点是换倒档时利用了中间轴上的一档齿轮,因而缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合,使换档困难。图 4-14c 所示方案能获得较大的倒档传动比,缺点是换档程序不合理。图 4-14d 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮,换档更为轻便,且能获得较大的倒档传动比。图 4-14e 所示方案针对图 4-14c 所示方案的缺点做了修改,因而取代了图 4-14c 所示方案。图 4-14f 所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮做成一体,将其齿宽加长。图 4-14g 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮,换档更为轻便。为了充分利用空间,缩短变速器轴向长度,有的货车倒档传动采用图 4-14h 所示方案。其缺点是一、倒档须各用一根变速器拨叉轴,致使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 4.4.3 传动机构布置中齿轮安排的分析确定各齿轮副的相对安装位置对于整个变速器的结构布置有很大的影响。各档位置的安排应考虑以下四个方面:1 整车总布置 根据整车的总布置,对变速器输入轴和输出轴的相对位置和变速器的轮廓形状以及换档机构提出要求。2驾驶员的使用习惯 有人认为人们习惯于按档的高低顺序,由左到右或由右到左排列来换档。但是也有人认为应该将常用档位放在中间位置。值得注意的是倒档,虽然他是平常换档序列之外的一个特殊档位,然而却是决定序列组合方案的重要环节。按习惯,倒档最好与序列不接合。否则,从安全角度考虑,将倒档与一档放在一起较好。黑龙江工程学院本科毕业设计383提高平均传动效率 为提高平均传动效率,在双中间轴式变速器中,普遍采用具有直接档的传动方案,并尽可能地将使用时间最多的档位设计成直接档。4改善齿轮受载状况 各档齿轮在变速器中的位置安排,应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮,一般安置在离轴承较近的地方,以较小轴的变形,使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速器齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏,因此将高档齿轮安排在离两支撑较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小,故齿轮的偏载也小。因为变速器在一档和倒档工作时有较大的力,所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒档,都应当布置在靠近轴的支承处,以减少轴的变形,保证齿轮重合度下降不多,然后按照从低 档到高档顺序布置各挡齿轮,这样做既能使轴有足够大的刚性,又能保证容易装配。倒 档的传动比虽然与一档的传动比接近,但因为使用倒档的时间非常短,从这点出发有些方案将一 档布置在靠近轴的支承处,然后再布置倒档。此时在倒档工作时,齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加,与此同时在一档工作时齿轮的磨损与噪声有所减少。综上所述,由于本次设计的为重型货车变速器 ,布置形式采用发动机前置后轮驱动,变速器布置的空间较大,对变速器的结构要求较高,要求运行时噪声要小,故选用双中间轴变速器,并且十档为直接档。采用图 4-13d 的倒档布置形式。4.5 变速器零部件结构方案分析确定4.5.1 齿轮形式变速器齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与直齿圆柱齿轮比较,运转平稳、作时噪声低等优点;缺点是制造时工艺复杂,工作时有轴向力。变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮,尽管这样会使常啮合齿轮数增加,并导致变速器的转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。变速器齿轮可以与轴设计为一体或与轴分开,然后用花键、过盈配合或者滑动支承等方式之一与轴连接。齿轮尺寸小又与轴分开,其内径直径到齿根圆处的厚度(图 4-14)影响齿轮强度。要求尺寸应该大于或等于轮齿危险断面处的厚度。为bb了使齿轮装在轴上以后,保持足够大的稳定性,齿轮轮毂部分的宽度尺寸,在结构C允许条件下应尽可能取大些,至少满足尺寸要求:黑龙江工程学院本科毕业设计39 (4.1)2(1.21.4)Cd=:式中: 花键内径。2d图 4-14 变速器齿轮尺寸控制图为了减小质量,轮辐处厚度应在满足强度条件下设计得薄些。图 4-14 中的尺寸可取为花键内径的 1.251.40 倍。1D齿轮表面粗糙度数值降低,则噪声减少,齿面磨损速度减慢,提高了齿轮寿命。变速器齿轮齿面的表面粗糙度应在范围内选用。0.400.80aRmm=:4.5.2 变速器自动脱档机构形式分析确定自动脱档是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因,都会导致自动脱档。为解决这个问题,除工艺上采取措施以外,目前在结构上采取措施且行之有效的方案有以下几种:1将两接合齿的啮合位置错开,如图 4-15a所示。这样在啮合时,使接合齿端部超过被接合齿的 13mm。使用中两齿接触部分受到挤压同时磨损,并在接合齿端部形成凸肩,可用来阻止接合齿自动脱档。2将啮合齿套齿座上前齿圈的齿厚切薄(切下 0.30.6),这样,换档后啮mm合套的后端面被后齿圈的前端面顶住,从而阻止自动脱档,如图 4-15b 所示。黑龙江工程学院本科毕业设计40(a) (b) (c)图 4-15 防止自动脱挡的机构措施3将接合齿的工作面设计并加工成斜面,形成倒锥角(一般倾斜 23),使接合齿面产生阻止自动脱档的轴向力,如图 3-3c 所示。这种方案比较有效,应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状,也具有相同的阻止自动脱档的效果。4.6 本章小结本章首先阐述了 CA10TA190M 双中间轴变速器的结构特点,装配方法,工作原理,动力传递路线;然后进行了变速器传动机构分析和布置方案的确定以及变速器零、部件的结构的确定,为后续的设计指明了方向。黑龙江工程学院本科毕业设计41第 5 章 变速器主要参数的确定5.1 变速器档位数目及各档传动比5.1.1 变速器档位数目的确定对不同类型的汽车,具有不同的传动系档位数,其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同。而传动系的档位数的多少对汽车动力性、经济性影响很大。档数多,可以使发动机经常在最大功率附近的转速工作,而且发动机转速变化范围小,发动机平均功率高,故可提高汽车的动力性。即提高汽车的加速能力和爬坡能力。档数多也增加了发动机在低油耗区工作的可能性,因而提高了汽车的燃料经济性。档数多少还影响相邻的低档与高档间传动比的比值。档数多,则此比值小,换档容易。相邻的低档与高档间传动比的比值不应大于 1.8,而且高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的比值小。 档数多的缺点是使变速器的结构复杂、质量增大、操纵不轻便等。近年来,为了降低油耗,变速器的档数有增加的趋势。目前,乘用车一般用45 个档位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用 5 个档。商用车变速器采用 45 个档,重型商用车 620 个档。总质量 3.5 以下的货车多采用四档变速器,t总质量 3.510.0 的货车多采用五档变速器。总质量大于 10 的货车多采用六档变速tt器。多档变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。5.1.2 变速器一档传动比的确定在选择最低档传动比时,应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮和地面的附着力、汽黑龙江工程学院本科毕业设计42车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑来确定。1 满足最大爬坡度要求汽车行驶方程式emax0221.15gTDaTi iC AduGfuGimrdthd=+汽车爬坡时车速不高,空气阻力可忽略,则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有:()max1 0maxmaxmaxcossinegTrTi img fmgrhaay+=所选车型的最大爬坡度约为 70%,即=34.99。maxmaxmax1max 0(cossin)rgeTmg friTiaah+式中:汽车总质量,;mkg重力加速度, ;g29.8/gm s=道路附着系数,;f0.02f =驱动车轮的滚动半径,;rr0.5625rrm=发动机最大转矩,; maxeTmax1350eTN m=主减速比,;0i05.769i =最大爬坡度,%或;maxa汽车传动系的传动效率,。T0.820.85Th=:将各数据代入式(5.1)中得: (5.1)maxmax1max 0(cossin)rgeTmg friTiaah+250009.8(0.02cos34.99sin34.99 )0.562513505.769(0.820.85)+=:12.2812.73=:黑龙江工程学院本科毕业设计432根据驱动车轮与路面的附着条件:max1 02egTzrTi iFrhf可求得变速器一档传动比为: 21max 0zrgeTFriTifh式中:汽车满载静止于水平路面时,驱动桥给地面的载荷,双胎满载时后2zF轴的支反力;道路的附着系数,计算时取;0.70.8f=:将各数据代入式(5.2)得: (5.2)21max 0zrgeTFriTifh180009.8(0.70.8)0.0.5625213505.769(0.820.85)=:20.9824.86=:有上述两个条件得到 12.2812.7320.9824.86,所选车型为重型商用车1gi,所选车型符合要求。与 CA10TA190M 双中间轴变速器一档传动比进行1720gi=:类比,初定。115gi=5.1.3 变速器各档传动比的确定1组合式变速器形式黑龙江工程学院本科毕业设计44图 5-1 变速器与前置副变速器组合的多档传动1-副变速器第一轴 2-副变速器中间轴 3-副变速器第一轴齿轮 4-副变速器中间轴齿轮5-变速器第一轴 6-变速器中间轴 7-变速器第二轴 8-副变速器同步器重型商用车品种多、批量少,其多档变速器多采用组合方案,不仅可以简化结构,而且有利于系列化生产。组合式变速器是以四档或五档变速器为主体,和配置不同的副变速器,必要时亦可更换主变速器某些齿轮副的方法,得到一组档数不同,不同转矩容量及传动比范围的多档变速器系列。需要时还可设置爬行档(最低速档)和超速档。黑龙江工程学院本科毕业设计45图 5-2 变速器与行星齿轮式后置副变速器组合的多档传动1-太阳轮 2-行星轮 3-齿圈 4-输出轴 5-换挡机构 6-主变速器第二轴前置副变速器,如图 5-1 所示。用于分割主变速器相邻档位之间的间隔,并获得两倍于主变速器的档位。组合后得多当变速器也只有两对齿轮同时啮合,因此,传动效率不变。利用已有基本变速器与前支付变速器组合的多档变速器具有通用化程度高的优点。通常用于需要提高车速时(例如柴油机汽车) ,或用于需要不大的提高车轮牵引力(再煮变速箱可以承受的范围内) 。副变速箱油两个档,直接档和非直接档。后者根据需要可为超速档,其传动比;亦可为降速档,取,其中,1fis=fis=sq=为组合式变速器格挡传动比的平均值;为主变速器格挡传动比公比平均值;当前sq置变速器采用具有较大传动比的降速档时,要求主变速器有相对较大的中心距,以便能承受增大了的低档输出转矩,这是它的主要缺点。后置变速器的组合变速器组合方案,用于需要现住地提高驱动车轮的牵引力。它有两种结构方案。其中,固定轴线式后置副变速器,相当于一个两档变速器,即由第一轴、第二轴及两对常啮合齿轮组成。第一二轴连接后构成直接当;否则,经两对常啮合齿轮传动则成为降速档或低速档。与行星齿轮后置副变速器,如图 5-2 所示,相黑龙江工程学院本科毕业设计46比较,固定轴线式的结构简单,但质量较大。行星齿轮式结构复杂,但尺寸紧凑,质量小,能获得较大的低档传动比,也具有直接挡和低速挡两个档。后置副变速器的低档传动比取值应根据主变速器组合时传动比搭配方式确定。组合后的传动比范围也与搭配方式有关。例如分段式搭配可是传动比范围扩大一倍,使总传动比 1213 或更高,而插入式搭配则扩大的不多。这种组合方式未改变主变速器的转矩、工况,而不需要改变变速器的尺寸。档接固定轴式或后置副变速器低档时,变速器需要经 4 对齿轮传递转矩,传递效率略有降低。副变速器多采用同步器以利换档。 因重型车变速器的质量和反作用力具较大,为改善壳体受力状况,又便于拆装维修,组合得多档变速器(主副箱连为一单独总成),不直接与离合器相连,而采用万向节连接,并单独支撑与车架上。其动力输出也该由主变速器前端或后端输出,或由副变速器中间轴输出,而轻、中型货车的动力输出有变速器中间轴齿轮实现。 图 5-3 组合式多档变速器传动比搭配方式(1)插入式(2)分段式(3)综合式(4)综合式(带有辅助低档段)(1)插入式:主变速器档位间公比较大,副变速器的传动比均匀地插入主变速器各档传动比之间,两者交替换档:主变速器 5 档,传动比为:1s2s4s6s8,前置副变速器有两档,传动比是 1/s1,构成 10 个档:1/s1ss2s3s4s5s6s7s8,后置副变速器传动比为 1-s。黑龙江工程学院本科毕业设计47(2)分段式:主变速器档位间公比较小,副变速器高、低档传动比分别与主变速器各档搭配组成高低传动比两段范围:主变速器 5 档,传动比为:1ss1s2s3s4,副变速器传动比是 1s5,总的传动比序列:1ss2s3s4s5s6s7s8s9。(3)综合式:插入式和分段式的结合,使传动比范围进一步扩大。例如:四档主变速器的传动比为:1s2s4s6,分段式副变速器传动比是 1s8,插入式副变速器是 1/s1,则总传动比序列为:1/s1s s2s3s4s5s6s7s8s9s10s11s12s13s14。 2CA10TA190M 双中间轴变速器的传动比分配表 5.1 国外载货汽车变速器传动比参考数据(1)按等比级数方式确定格档传动比变速器各档传动比之间的关系基本是几何级数,故相邻档位传动比比值就是几何级数的公比;但是实际上与理论值略有出入,因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些,另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。此变速器的最高档为直接档,其传动比为 1.0,一档传动比初定中间各115gi=档的传动比按理论公式求得公比。11gngniqi-=黑龙江工程学院本科毕业设计48=1.35 (5.3)11gngniqi-=9151=1234567892345678910ggggggggggggggggggiiiiiiiiiqiiiiiiiii=式中: 常数,也就是格挡传动比之间的公比;q 档位数。n因此,各挡传动比为 (5.4)991882773664555446337228910121.3514.891.3511.031.358.171.356.051.354.481.353.321.352.461.351.821.35115.103.40ggggggggggRRiqiqiqiqiqiqiqiqiqiii=(2)按主副箱分配形式确定分段式传动比, 主箱传动比分配,令,主箱,取。则, 51gi=163.32ggii=12342345ggggggggiiiiqiiii=式中: 常数,也就是主箱传动比之间公比;q=1.35 (5.5)11gngniqi-=43.321=黑龙江工程学院本科毕业设计49 (5.6)44133222345121.353.321.352.461.351.821.35115.103.40gggggRRiqiqiqiqiii= 副箱传动比分配,低速档:fi (5.7)14.8911.038.176.054.483.322.461.821.3515.22210s+= (5.8)113.322.461.821.3511.415sq+=式中: 组合式变速器格挡传动比的平均值;s 组合式变速器主箱格挡传动比的平均值;1s11sq 主变速器各档传动比公比平均值。1q (5.9)5555111.415.571.354.48fisq=两种方法计算所得数值相差不大,因此,取。551154.48fgisqi=副箱直接当传动比为 1。表 5.2 速比极差速比极差12ggii23ggii34ggii45ggii56ggii67ggii78ggii89ggii910ggii14.8710.8210.856.054.484.483.323.322.462.461.821.821.351.351数值1.371.331.351.351.351.351.351.351.35各档速比极差大小相近均小于 1.8(商用车速比极差) ,换档轻便,满足双中间轴变速器速比极差小的要求。5.2 变速器中心距的确定对中间轴式变速器,是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距;对两A黑龙江工程学院本科毕业设计50轴式变速器,将变速器输入轴与输出轴线之间的距离称之为变速器中心距。它是一A个基本参数,其大小不仅对变速器的外形尺寸、体积和质量大小有影响,而且对轮齿的接触强度有影响。中心距越小,轮齿的接触应力越大,齿轮寿命越短。因此,最小允许中心距应当由保证轮齿有必要的接触强度来确定。变速器轴经轴承安装在壳体上,从布置变速器的可能与方便和不因同一垂直面上的两轴承孔之间的距离过小而影响壳体的强度考虑,要求中心距取大些。此外,受一档小齿轮齿数不能过少的限制,要求中心距也要取大些。还有,变速器中心距取得过小,会使变速器长度增加,并因此使轴的刚度被削弱和使齿轮的啮合状态变坏。表 5 5.3 3 传动比列表 1 1档位1gi2gi3gi4gi5gi6gi7gi8gi9gi10gi1Ri2Ri数值14.8911.038.176.054.483.322.461.821.35115.103.40表 5.4 传动比列表 2主箱档位1gi2gi3gi4gi5gi副箱档位低档fi直接当数值3.322.461.821.351数值4.481中间轴式变速器的中心距(mm)可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式A初选,在良好路面行驶的汽车取小值,确定中心距时,还要考虑齿轮几何参数及结构要求,如模数、齿数、变位系数及螺旋角要与中心距相匹配。中心距过小会使轴承放置困难,轴承容量及寿命减小。经验公式为:3max1AeggAKBTih=式中: 中心距系数,商用车:,多档主变速器;AK8.69.6AK =:9.511AK =:中心距,;Amm载荷分布不均系数,;B0.520.60B =:发动机的最大转矩,;maxeTN m变速器主箱一挡传动比;1gi变速器的传动效率,取 96%;g黑龙江工程学院本科毕业设计51按发动机最大输出转矩计算中心距A (5.10)3max1AeggAKBTih= 3(9.5 11) (0.520.60) 13503.220.96=: 124.26 150.81mm=按变速器最大输入转矩计算中心距A (5.11)3max1AeggAKBTih=3(9.5 11) (0.520.60) 19003.220.96=:139.27 169.07mm=根据两种算法,综合得出中心距,初选中心距。124.26169.07Amm=:152Amm=5.3 变速器的外形尺寸变速器的外形尺寸主要指变速器的轴向尺寸,其轴向尺寸与档位数、齿轮型式、换档机构的结构型式等都有直接关系,设计初可根据中心距的尺寸参照下列关系式A初选。商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用:四档: (2.22.7)A五档: (2.73.0)A六档: (3.23.5)A此变速器主箱为五档,故壳体的轴向尺寸 (5.12)(2.73.0)(2.73.0) 152410.40456.00Amm=:5.4 变速器的齿轮参数的确定5.4.1 齿轮齿数确定变速器齿轮齿数时,应考虑:1尽量符合动力性、经济性等对各档传动比的要求;2最少齿数不应产生根切。通常,变速器中间轴一档齿轮是齿数最少的齿轮,此齿轮不应产生根切,而且齿根圆直径应大于中间轴直径;3互相啮合的齿轮,齿数间不应有公因数,速度高的齿轮更应注意这点;4齿数多,可降低齿轮传动的躁声;黑龙江工程学院本科毕业设计525主副箱左右中间轴上的齿轮齿数均为奇数;6一轴常啮合齿轮、二轴上各档齿轮、副箱驱动齿轮、主箱倒档齿轮副箱输出轴低档齿轮齿数均为偶数,以便于对齿“对齿” 。5.4.2 齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声,而为了减小变速器的质量,则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要,而对载货汽车则应重视减小质量。根据圆柱齿轮强度的简化计算方法,可列出齿轮模数与弯曲应力之间有如mw下关系:直齿轮模数:m32jfcwT K KmzK ysps= 式中: 计算载荷,;jTN mm应力集中系数,直齿齿轮取 1.65;K摩擦力影响系数,主动齿轮取 1.1,被动齿轮取 0.9;fK齿轮齿数;z齿宽系数,直齿齿轮取 4.47.0;cK齿形系数,如图 5-5 所示;y轮齿弯曲应力,当时,直齿齿轮的许用应力wmaxjeTT=MPa。400 850wMPas=斜齿轮法向模数: nm32cosjncewT KmzK K ysbps=式中: 计算载荷,;jTN mm黑龙江工程学院本科毕业设计53应力集中系数,斜齿齿轮取 1.5;K斜齿螺旋角;摩擦力影响系数,主动齿轮取 1.1,被动齿轮取 0.9;eK齿轮齿数;z齿宽系数,斜齿齿轮取 7.08.6;cK齿形系数,如图 5-4 所示;y轮齿弯曲应力,当时,对乘用车变速器斜齿齿轮的许用应wmaxjeTT=力,商用车变速器斜齿齿轮的许用应力180 350wMPas=。100 250wMPas=也可以使用经验公式并参照同类车型初选模数。直齿轮: (第一轴常啮合直齿轮)3max0.58etmTh=斜齿轮:(主箱高档齿轮)3max/10netmk Th=1k = (主副箱低档齿轮)3max10.7/10tegtmTih=式中: 发动机最大输出转矩,也可用变速器最大输入转矩代替;maxeTN m 变速器主箱一档传动比;1gi 变速器传动效率,取。th0.960.98th=:0.96th=主箱高档齿轮:按发动机最大输出转矩计算: (5.13)33max/10113500.96/105.06netmk Tmmh= =按变速器最大输入转矩计算: (5.14)33max/10119000.96/105.67netmk Tmmh= =主副箱低档齿轮:黑龙江工程学院本科毕业设计54按发动机最大输出转矩计算: (5.15)33max10.7/100.7 13503.320.96/105.28tegtmTimmh=按变速器最大输入转矩计算: (5.16)33max10.7/100.7 19003.320.96/105.92tegtmTimmh=第一轴常啮合齿轮:按发动机最大输出转矩计算: (5.17)33max0.580.58 13500.966.32etmTmmh=按变速器最大输入转矩计算: (5.18)33max0.580.58 19000.967.09etmTmmh=经过以上计算,变速器主副箱齿轮模数均可在 5或 6之间选取,初定模数mmmm为 5。mm从轮齿应力的合理性及强度考虑,每对齿轮应有各自的模数,但出于工艺考虑,模数应尽量统一,多采用折衷方案。表 5.6 给出了汽车变速器齿轮模数范围。表 5 5.5 5 汽车变速器齿轮的法向模数()mm乘用车的发动机排量 V/L货车的最大总质量/amt车型1.0V1.61.6V2.56.014.0am14.0am模数/nmmm2.252.752.753.003.504.504.506.00设计时所选模数应符合国标 GB1357-78 规定(表 5.6)并满足强度要求。表 5 5.6 6 汽车变速器常用齿轮模数()mm一系列1.0002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.75(3.25)3.50(3.75)4.505.50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;现代汽车变速器通常是高档齿轮用一种模数,一档和倒档齿轮用另一种模数。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:乘用车和总质量在 1.814.0 的货车为 2.03.5 amt黑龙江工程学院本科毕业设计55;总质量大于 14.0 的货车为 3.55.0。选取较小的模数值可使齿数增多,mmamtmm有利于换档。图 5-4 齿形系数 y(当载荷作用在齿顶,=20,=1.0)0f由表 5.5 和表 5.6 并且参照同类车型选取模数,确定模数是 5。mm5.4.3 齿形、压力角及螺旋角压力角较小时,重合度大,传动平稳,噪声低;较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车,为加大重合度已降低噪声,取小些;对货车,为提高齿轮承载力,取大些。变速器齿轮用 20,啮合套或同步器的接合齿压力角用 30。斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。选斜齿轮的螺旋角,要注意它对齿轮工作噪声,齿轮的强度和轴向力的影响。从提高低档齿轮的抗弯强度出发,不希望用过大的螺旋角;而从提高高档齿轮的接触强度着眼,应选用较大螺旋角。对于重型货车一般选用较小的螺旋角,以降低噪声。斜齿轮传递转矩时,要产生轴向力并作用到轴承上。设计时应力求中间轴上同时工作的两对齿轮产生轴向力平衡,以减少轴承负荷,提高轴承寿命。因此,中间轴上的不同档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。中间轴上全部齿轮的螺旋方向应一律取为右旋,则第一、第二轴上的斜齿轮应取为左旋。轴向力经轴承端盖作用到壳体上。一档和倒档齿轮设计为直齿时,在这些档位上工作,中间轴上的轴向力不能黑龙江工程学院本科毕业设计56抵消(但因为这些档位使用得少,所以也是允许的),而此时第二轴则没有轴向力作用。根据图 5-5 可知,欲使中间轴上两个斜齿轮的轴向力平衡,须满足下述条件:;111tananFFb=222tananFFb=由于,为使两轴向力平衡,必须满足1 12 2nnTF rF r=1122tantanrrbb=式中: 、轴向力,;1Fa2FaN、圆周力,;1Fn2FnN、节圆半径,;1r2rmm中间轴传递的转矩。TN mm图 5-5 中间轴轴向力的平衡最后可用调整螺旋角的方法,使各对啮合齿轮因模数或齿数和不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。斜齿轮螺旋角可在下面提供的范围内选用:两轴式变速器为:2030中间轴式变速器为:2234货车变速器:1834重型货车变速器: 1030汽车变速器的齿形、压力角及螺旋角按表 5.7 选取。5.4.4 齿宽在选择齿宽时,应该注意齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿黑龙江工程学院本科毕业设计57轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减少质量,应该选用较小的齿宽。另一方面,齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱,此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿,但这时轴承承受的轴向力增大,使其寿命降低。齿宽窄又会使齿轮的工作应力增加。选用宽些的齿宽,工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜,使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载,导致承载能力降低,并在齿宽方向磨损不均匀。通常根据齿轮模数 ()的大小来选定齿宽mnm直齿:,为齿宽系数,取为 4.47.0;cbk m=ck (5.19)(4.47.0)(56)2242cbk mmm=:斜齿:,取为 7.08.6;cnbk m=ck (5.20)(7.08.6)(56)3551.6cnbk mmm=:采用啮合套或同步器换档时,其接合齿的工作宽度初选时可取为 24。mm第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大一些,使接触线长度增加,接触应力降ck低,以提高传动平稳性和齿轮寿命。对于模数相同的各档齿轮,档位低的齿轮的齿宽系数取的稍大。表 5.7 汽车变速器齿轮的齿形、压力角与螺旋角 项目车型齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形,14.5151616.52545一般货车GB1356-78 规定的标准齿形201826重型车GB1356-78 规定的标准齿形低档、倒档齿轮,22.52510305.4.5 齿顶高系数齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小,则齿轮重合度小,工作噪声大;但因轮齿受到的弯矩减小,轮齿的弯曲应力也减少。因此,从前因齿轮加工精度不高,并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上,所以曾采用过齿顶高系数为 0.750.80 的短齿制造齿轮。我国规定,齿顶高系数取为 1.00。5.4.6 齿轮的修正黑龙江工程学院本科毕业设计58为了改善齿轮传动的某些性能,常对齿轮进行修正。修正的方法有三种:1加工时改变刀具与齿轮毛坯的相对位置,又称变位;2改变刀具的原始齿廓参数;3改变齿轮齿廓的局部渐开线,又称修形;4齿形是 GB153678渐开线圆柱齿轮齿廓规定标准齿形。图 5-5 选择变位系数线图()*201aha=齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。采用变位齿轮,除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外,它还影响齿轮的强度,使用平稳性,耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声。变位齿轮主要有两类:高度变位和角度变位。高度变位齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数的和为零。高度变位可增加小齿轮的齿根强度,使它达到和大齿轮强度想接近的程度。高度变位齿轮副的缺点是不能同时增加一对齿轮的强度,也很难降低噪声。角度变位齿轮副的变位系数之和不等于零。角度变位既具有高度变位的优点,又避免了其缺点。有几对齿轮安装在中间轴和第二轴上组合并构成的变速器,会因保证各档传动比的需要,使各相互啮合齿轮副的齿数和不同。为保证各对齿轮有相同的中心距,此时黑龙江工程学院本科毕业设计59应对齿轮进行变位。当齿数和多的齿轮副采用标准齿轮传动或高度变位时,则对齿数和少些的齿轮副应采用正角度变位。由于角度变位可获得良好的啮合性能及传动质量指标,故采用的较多。对斜齿轮传动,还可通过选择合适的螺旋角来达到中心距相同的要求。变速器齿轮是在承受循环负荷的条件下工作,有时还承受冲击负荷。对于高档齿轮,其主要损坏形势是齿面疲劳剥落,因此应按保证最大接触强度和抗胶合及耐磨损最有利的原则选择变位系数。为提高接触强度,应使总变位系数尽可能取大一些,这样两齿轮的齿轮渐开线离基圆较远,以增大齿廓曲率半径,减小接触应力。对于低档齿轮,由于小齿轮的齿根强度较低,加之传递载荷较大,小齿轮可能出现齿根弯曲断裂的现象。总变位系数越小,一对齿轮齿根总厚度越薄,齿根越弱,抗弯强度越低。但是由于轮齿的刚度较小,易于吸收冲击振动,故噪声要小些。根据上述理由,为降低噪声,对于变速器中除去一、二档和倒档以外的其它各档齿轮的总变位系数要选用较小的一些数值,以便获得低噪声传动。5.5 变速器各档齿轮齿数的分配图 5-6 变速器传动示意图(倒档断面视图)黑龙江工程学院本科毕业设计60图 5-6 变速器传动示意图(俯视图)黑龙江工程学院本科毕业设计61图 5-6 变速器传动示意图(副箱低档断面视图)在初选中心距、齿轮模数和螺旋角以后,可根据变速器的档数、传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。应该注意的是,各档齿轮的齿数比应该尽可能不是整数,以使齿面磨损均匀。主箱齿轮均为直齿圆柱齿轮,副箱齿轮均为斜齿圆柱齿轮。齿数与模数类比同类型变速器进行选取。类比变速器如下:1 重汽 HW18710T/HW19710T 系列变速器(带气助力) ;2 一汽伊顿 FE18310 变速器;3 陕西法士特 12JS160T 变速器;4 美国伊顿(Eaton)Fuller 9JS180 变速器;5 一汽解放 CA10/12TA190M 双中间轴变速器,CA12TA(X)160/190/210M 双中间轴变速器。表 5-8 齿轮基本计算参数列表类型模数压力角齿顶高系数顶隙系数螺旋角直齿轮5mmm=20a=*1ahmm=*0.25cmm=斜齿轮n5mmm=20na=*1anhmm=*0.25ncmm=初定15b=5.5.1 确定主箱一档齿轮副参数一档齿轮选用圆柱齿轮,中间轴一档齿轮齿数,货车可在 1217 之间选用,最小为 1214,类比同类型变速器,主箱一档齿数可以放大到 2050 之间,取黑龙江工程学院本科毕业设计62。因为计算齿数和后,经过取整数使中心距有了变化,所以应根据取定的1221z=hz和齿轮变位系数重新计算中心距,再以修正后的中心距作为各档齿轮齿数分配的hz依据。主箱一档传动比: g1i ,21 14 12112g128 196863.32z z zz ziz z zz z=114zz=196zz=双中间轴变速器齿轮齿数选择原则:主副箱左右中间轴上的齿轮齿数均为奇数;一轴常啮合齿轮、二轴上各档齿轮、倒档惰轮、副箱驱动齿轮、主箱倒档齿轮副箱输出轴低档齿轮齿数均为偶数,以便于对齿“对齿” 。为了求,的齿数,先求其齿数和: 6z12z6 12hz- 取(5.21)6 1222 15260.85hazm-=6 1261hz-=(5.22)66 1212614219hzzz-=-=-=,619z =1242z=对主箱一档齿轮副进行角度变位:未变位时中心距:a(5.23)6126 12()561152.50222hm zzmzamm-+=中心距变动系数:y(5.24)152152.50.105aaymmm-= -啮合角:a(5.25)152coscos200.937152.5aaaa=20.4520 27a=变位系数之和:XS(5.26)()()6122tanzzinvinvXaaaS+-=黑龙江工程学院本科毕业设计63()6120 27202tan20invinvXS-=()610.0158090.01490420.364XS-=0.076mm=查变位系数线图得:(5.27)126422.2119zuz=60.35Xmm=(5.28)1260.0760.350.274XXXmmS=-=-= -计算主箱一档齿轮副齿轮参数:分度圆直径:d(5.29)665 1995dmzmm=(5.30)1212542210dmzmm=齿顶高变动系数:yD(5.31)612()0.0760.10.176yXXymmD =+-=+=齿顶高:ah(5.32)()*66h(10.350.176)55.87aahXy mmm=+- D=+-=(5.33)()*1212h(10.2740.176)52.75aahXy mmm=+- D=-=齿根高:fh(5.34)()*66h(10.250.35)54.50fahcXmmm=+-=+-=(5.35)()*1212h(10.250.274)57.62fahcXmmm=+-=+=全齿高:h(5.36)6665.874.5010.37afhhhmm=+=+=黑龙江工程学院本科毕业设计64(5.37)1212122.757.6210.37afhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad(5.38)66629525.87106.74aaddhmm=+=+=(5.39)121212221022.75215.50aaddhmm=+=+=齿根圆直径:fd(5.40)66629524.5086.00ffddhmm=-=-=(5.41)121212221027.62194.76ffddhmm=-=-=节圆直径:d(5.42)661261922 152209.314219zdammzz=+(5.43)12121264222 152209.314219zdammzz=+基圆直径:bd(5.44)66cos95cos2089.30bddmma=(5.45)1212cos210cos20197.40bddmma=齿顶圆压力角:aa(5.46)66689.30arccosarccos31.18106.74baadda=(5.47)121212197.40arccosarccos23.65215.50baadda=端面重合度:ae(5.48)6612121(tantan)(tantan)2aazzaeaaaap=-+- 119(tan31.38tan20.45 )42(tan23.65tan20.45 )23.14=-+-黑龙江工程学院本科毕业设计65 1.3=纵向重合度:be0be=总重合度:ge符合重合度不小于 1.2 的要求。1.31.2gaee=5.5.2 确定主箱常啮合齿轮副参数由 (5.49)21 14 12112g128 19686z z zz ziz z zz z=2128423.3219zz=得 21828.54zz=主箱常啮合齿轮副中心距与主箱一档齿轮副中心距相等,。152amm=,取18()2mazz=+182 15260.85zz+=1861zz+=(5.50)182186128.54zzzz+= (5.51)21128.541740.940zz+-=2128.5425.844 1 1740.9429.822 1z-+=(5.52)81616129.8231.18zz=-=-=双中间轴变速器齿轮齿数选择原则:主副箱左右中间轴上的齿轮齿数均为奇数;一轴常啮合齿轮、二轴上各档齿轮、倒档惰轮、副箱驱动齿轮、主箱倒档齿轮副箱输出轴低档齿轮齿数均为偶数,以便于对齿“对齿” 。,129z =832z =对主箱常啮合齿轮副进行角度变位:黑龙江工程学院本科毕业设计66未变位时中心距:a(5.53)181 8()561152.50222hm zzmzamm-+=中心距变动系数:y(5.54)152152.50.105aaymmm-= -啮合角:a(5.55)152coscos200.937152.5aaaa=20.4520 27a=变位系数之和:XS(5.56)()()182tanzzinvinvXaaaS+-=()6120 27202tan20invinvXS-= ()610.0158090.01490420.364XS-=0.076mm=查变位系数线图得:(5.57)18321.1029zuz=60.07Xmm=(5.58)1260.0760.070.006XXXmmS=-=-=计算主箱常啮合齿轮副齿轮参数:分度圆直径:d(5.59)61529145dmzmm=(5.60)885 32160dmzmm=齿顶高变动系数:yD黑龙江工程学院本科毕业设计67(5.61)18()0.0760.10.176yXXymmD =+-=+=齿顶高:ah(5.62)()*11h(10.0060.176)54.15aahXy mmm=+- D=+-=(5.63)()*88h(10.070.176)54.47aahXy mmm=+- D=+-=齿根高:fh(5.64)()*11h(10.250.006)56.22fahcXmmm=+-=+-=(5.65)()*88h(10.250.07)55.90fahcXmmm=+-=+-=全齿高:h(5.66)1114.156.2210.37afhhhmm=+=+=(5.67)8884.475.9010.37afhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad(5.68)111214524.15153.30aaddhmm=+=+=(5.69)888216024.47168.94aaddhmm=+=+=齿根圆直径:fd(5.70)111214526.22132.56ffddhmm=-=-=(5.71)888216025.90148.20ffddhmm=-=-=节圆直径:d(5.72)11182922 152144.523229zdammzz=+(5.73)88183222 152159.483229zdammzz=+基圆直径:bd黑龙江工程学院本科毕业设计68(5.74)11cos145cos20136.30bddmma=(5.75)88cos160cos20150.40bddmma=齿顶圆压力角:aa(5.76)111136.30arccosarccos27.25153.30baadda=(5.77)888150.40arccosarccos27.13168.94baadda=端面重合度:ae(5.78)11881(tantan)(tantan)2aazzaeaaaap=-+- 129(tan27.25tan20.45 )32(tan27.13tan20.45 )23.14=-+- 1.32=纵向重合度:be0be=总重合度:ge符合重合度不小于 1.2 的要求。1.321.2gaee=5.5.3 确定主箱二档齿轮副参数由 (5.79)21 14 11111g2285 1885z z zz ziz z zz z=21125292.4632zz=得 251110.68zz=主箱常二档齿轮副中心距与主箱一档齿轮副中心距相等,。152amm=,取511()2mazz=+5112 15260.85zz+=51161zz+=黑龙江工程学院本科毕业设计69(5.80)51125116110.68zzzz+= 25110.68651.480zz+-=2510.8610.864 1 651.4820.732 1z-+=(5.81)115616120.7339.26zz=-=-=双中间轴变速器齿轮齿数选择原则:主副箱左右中间轴上的齿轮齿数均为奇数;一轴常啮合齿轮、二轴上各档齿轮、倒档惰轮、副箱驱动齿轮、主箱倒档齿轮副箱输出轴低档齿轮齿数均为偶数,以便于对齿“对齿” 。,1140z =521z =对主箱二档合齿轮副进行角度变位:未变位时中心距:a(5.82)5115 11()561152.50222hm zzmzamm-+=中心距变动系数:y(5.83)152152.50.105aaymmm-= -啮合角:a (5.84)152coscos200.937152.5aaaa=20.4520 27a=变位系数之和:XS(5.85)()()5112tanzzinvinvXaaaS+-=()6120 27202tan20invinvXS-=()610.0158090.01490420.364XS-=0.076mm=黑龙江工程学院本科毕业设计70查变位系数线图得:(5.86)115401.90521zuz=50.23Xmm=(5.87)1150.0760.230.154XXXmmS=-=-= -计算主箱二档齿轮副齿轮参数:分度圆直径:d(5.88)55521105dmzmm=(5.89)1111540200dmzmm=齿顶高变动系数:yD(5.90)511()0.0760.10.176yXXymmD =+-=+=齿顶高:ah(5.91)()*55h(10.230.176)55.27aahXy mmm=+- D=+-=(5.92)()*1111h(10.1540.176)53.35aahXy mmm=+- D=-=齿根高:fh(5.93)()*55h(10.250.23)55.10fahcXmmm=+-=+-=(5.94)()*1111h(10.250.154)57.02fahcXmmm=+-=+=全齿高:h(5.96)5555.275.1010.37afhhhmm=+=+=(5.96)1111113.357.0210.37afhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad(5.97)555210525.27115.54aaddhmm=+=+=(5.98)111111220023.35206.70aaddhmm=+=+=黑龙江工程学院本科毕业设计71齿根圆直径:fd(5.99)555210525.1094.80ffddhmm=-=-=(5.100)111111220027.02185.96ffddhmm=-=-=节圆直径:d(5.101)555112122 152104.662140zdammzz=+(5.102)11115114022 152199.342140zdammzz=+基圆直径:bd(5.103)55cos105cos2098.70bddmma=(5.104)1111cos200cos20188.00bddmma=齿顶圆压力角:aa(5.105)55598.70arccosarccos31.35111.54baadda=(5.106)111111188.00arccosarccos24.56206.70baadda=端面重合度:ae(5.107)5511111(tantan)(tantan)2aazzaeaaaap=-+- 121 (tan31.15tan20.45 )34(tan24.56tan20.45 )23.14=-+- 1.38=纵向重合度:be0be=总重合度:ge黑龙江工程学院本科毕业设计72符合重合度不小于 1.2 的要求。1.381.2gaee=5.5.4 确定主箱三档齿轮副参数由 (5.108)21 14 10110g3284 1784z z zz ziz z zz z=21024291.8232zz=得 241014.44zz=主箱三档齿轮副中心距与主箱一档齿轮副中心距相等,。152amm=,取410()2mazz=+5112 15260.85zz+=41061zz+=(5.109)41024106114.44zzzz+= (5.110)24414.44880.840zz+-=2414.4414.444 1 880.8423.322 1z-+=104616123.3223.32zz=-=-=双中间轴变速器齿轮齿数选择原则:主副箱左右中间轴上的齿轮齿数均为奇数;一轴常啮合齿轮、二轴上各档齿轮、倒档惰轮、副箱驱动齿轮、主箱倒档齿轮副箱输出轴低档齿轮齿数均为偶数,以便于对齿“对齿” 。,423z =1038z=对主箱三档齿轮副进行角度变位:未变位时中心距:a(5.111)4104 10()561152.50222hm zzmzamm-+=中心距变动系数:y(5.112)152152.50.105aaymmm-= -啮合角:a黑龙江工程学院本科毕业设计73(5.113)152coscos200.937152.5aaaa=20.4520 27a=变位系数之和:XS(5.114)()()4102tanzzinvinvXaaaS+-=()6120 27202tan20invinvXS-= ()610.0158090.01490420.364XS-=0.076mm=查变位系数线图得:(5.115)104381.6523zuz=40.25Xmm=(5.116)1040.0760.250.174XXXmmS=-=-= -计算主箱三档齿轮副齿轮参数:分度圆直径:d(5.117)44523115dmzmm=(5.118)10105 38190dmzmm=齿顶高变动系数:yD(5.119)410()0.0760.10.176yXXymmD =+-=+=齿顶高:ah(5.120)()*44h(10.250.176)55.37aahXy mmm=+- D=+-=(5.121)()*1010h(10.1740.176)53.25aahXy mmm=+- D=-=黑龙江工程学院本科毕业设计74齿根高:fh(5.122)()*44h(10.250.25)55.00fahcXmmm=+-=+-=(5.123)()*1010h(10.250.174)57.12fahcXmmm=+-=+=全齿高:h(5.124)4445.375.0010.37afhhhmm=+=+=(5.125)1010103.257.1210.37afhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad(5.126)444211525.37125.74aaddhmm=+=+=(5.127)101010219023.25196.50aaddhmm=+=+=齿根圆直径:fd(5.128)444211525.00105.00ffddhmm=-=-=(5.129)101010219027.12175.76ffddhmm=-=-=节圆直径:d(5.130)444102322 152114.622338zdammzz=+(5.131)10104103822 152189.382338zdammzz=+基圆直径:bd(5.132)44cos115cos20108.10bddmma=(5.133)1010cos190cos20178.60bddmma=齿顶圆压力角:aa(5.134)444108.10arccosarccos30.68125.74baadda=黑龙江工程学院本科毕业设计75(5.135)101010178.60arccosarccos24.99196.50baadda=端面重合度:ae(5.136)4410101(tantan)(tantan)2aazzaeaaaap=-+- 123 (tan30.68tan20.45 )38(tan24.99tan20.45 )23.14=-+- 1.31=纵向重合度:be0be=总重合度:ge符合重合度不小于 1.2 的要求。1.311.2gaee=5.5.5 确定主箱四档齿轮副参数由 (5.137)21 14919g4283 1683z z zz ziz z zz z=2923291.3532zz=得 23919.47zz=主箱四档齿轮副中心距与主箱一档齿轮副中心距相等,。152amm=,取39()2mazz=+392 15260.85zz+=3961zz+=(5.138)392396119.47zzzz+= (5.139)23419.471187.670zz+-=2319.4719.474 1 1187.6735.812 1z-+=黑龙江工程学院本科毕业设计76(5.140)93616135.8125.19zz=-=-=双中间轴变速器齿轮齿数选择原则:主副箱左右中间轴上的齿轮齿数均为奇数;一轴常啮合齿轮、二轴上各档齿轮、倒档惰轮、副箱驱动齿轮、主箱倒档齿轮副箱输出轴低档齿轮齿数均为偶数,以便于对齿“对齿” 。,325z =936z =对主箱四档齿轮副进行角度变位:未变位时中心距:a(5.141)393 9()561152.50222hm zzmzamm-+=中心距变动系数:y(5.142)152152.50.105aaymmm-= -啮合角:a(5.143)152coscos200.937152.5aaaa=20.4520 27a=变位系数之和:XS(5.144)()()392tanzzinvinvXaaaS+-=()6120 27202tan20invinvXS-= ()610.0158090.01490420.364XS-=0.076mm=查变位系数线图得:(5.145)93361.4425zuz=30.55Xmm=(5.146)930.0760.150.074XXXmmS=-=-= -黑龙江工程学院本科毕业设计77计算主箱四档齿轮副齿轮参数:分度圆直径:d(5.147)33525125dmzmm=(5.148)995 36180dmzmm=齿顶高变动系数:yD(5.149)39()0.0760.10.176yXXymmD =+-=+=齿顶高:ah(5.150)()*33h(10.150.176)54.87aahXy mmm=+- D=+-=(5.151)()*99h(10.0740.176)53.75aahXy mmm=+- D=-=齿根高:fh(5.152)()*33h(10.250.15)55.50fahcXmmm=+-=+-=(5.153)()*99h(10.250.074)56.62fahcXmmm=+-=+=全齿高:h(5.154)3334.875.5010.37afhhhmm=+=+=(5.155)9993.756.6210.37afhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad(5.156)333212524.87134.74aaddhmm=+=+=(5.157)999218023.75187.50aaddhmm=+=+=齿根圆直径:fd(5.158)333212525.50114.00ffddhmm=-=-=(5.159)999218026.62166.76ffddhmm=-=-=节圆直径:d黑龙江工程学院本科毕业设计78(5.160)33392522 152124.592536zdammzz=+(5.161)99333622 152179.412536zdammzz=+基圆直径:bd(5.162)33cos125cos20117.50bddmma=(5.163)99cos180cos20169.20bddmma=齿顶圆压力角:aa(5.164)333117.50arccosarccos29.31134.74baadda=(5.165)999169.20arccosarccos25.52187.50baadda=端面重合度:ae(5.166)33991(tantan)(tantan)2aazzaeaaaap=-+- 125(tan29.31tan20.45 )38(tan25.52tan20.45 )23.14=-+- 1.34=纵向重合度:be0be=总重合度:ge符合重合度不小于 1.2 的要求。1.341.2gaee=5.5.6 确定主箱取力齿轮参数计算主箱四档齿轮参数,取力器齿轮与,2z15z21526zz=5mmm=分度圆直径:d(5.167)2152526130ddmzmm=黑龙江工程学院本科毕业设计79齿顶高:ah(5.168)*215h1 55.00aaahhmmm= =齿根高:fh(5.169)()*215h(10.25)56.25ffahhcmmm=+=+=全齿高:h(5.170)215225.006.2511.25afhhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad(5.171)21522213025.00140.00aaadddhmm=+=+=齿根圆直径:fd(5.172)21522213026.25117.50fffdddhmm=-=-=基圆直径:bd(5.173)2152cos130cos20122.20bbdddmma=为了保证换挡滑动套的强度,换挡拨叉与取力齿轮不发生运动干涉,必须满足下式的要求。(5.174)2(2)(2 152140)19155.07aDadCosCosmma-=-=式中: 换挡滑动套花键外径;D 主箱左右中间轴中心连线与水平线之间的夹角,类比 Fuller 变速器,a初定,。19a=5.5.7 确定主箱二轴倒档齿轮与惰轮传动副参数倒档惰轮的齿数一般在 2123 之间,重型商用车倒档惰轮承受负荷较大,且21z满足双中间轴变速器齿轮齿数选择原则。双中间轴变速器齿轮齿数选择原则:主副箱左右中间轴上的齿轮齿数均为奇数;一轴常啮合齿轮、二轴上各档齿轮、倒档惰轮、副箱驱动齿轮、主箱倒档齿轮副箱输出轴低档齿轮齿数均为偶数,以便于对齿“对齿”。初定,为保证齿轮直径,取。212221zz=716z =黑龙江工程学院本科毕业设计80由 (5.175)1 1421 22 131 21 1322872021 14873.40Rz z z z zz z ziz z z z zz z=,114zz=2122zz=720zz=(5.176)13152aaamm=圆整 (5.177)22192 15219100.32aa SinSinmm=2100.00amm=式中: 主箱二轴与倒档惰轮轴中心距,;1amm主箱左右中间轴与倒档惰轮轴中心距,;2amm主箱左右中间轴与主箱二轴中心距,。3amm(5.178)11321135()(21)15222mazzzmm=+=+=,根据双中间轴变速器齿轮齿数选择原则,取。1339.8z =1340z =(5.179)221775()(21)100.0022mazzzmm=+=+=,根据双中间轴变速器齿轮齿数选择原则,取。721z =716z =则: ,。716z =2121z=1340z =(5.180)13732adda+=+ D式中: 保证倒档齿轮与倒档中间轴齿轮不产生运动干涉(打齿)所预留的D间隙,。0.5mm校核倒档传动比与:1Ri2Ri符合要求 (5.181)1 1421 22 131 21 13222872021 14872921 402.973.4032 16Rz z z z zz z ziz z z z zz z=符合要求 (5.182)112.974.4813.3115.01RRfiii=1152aamm=对主箱二轴倒档齿轮与惰轮传动副进行角度变位:未变位时中心距:a黑龙江工程学院本科毕业设计81(5.182)132113 21()561152.50222hm zzmzamm-+=中心距变动系数:y(5.183)152152.50.105aaymmm-= -啮合角:a(5.184)152coscos200.937152.5aaaa=20.4520 27a=变位系数之和:XS(5.185)()()13212tanzzinvinvXaaaS+-=()6120 27202tan20invinvXS-=()610.0158090.01490420.364XS-=0.076mm=查变位系数线图得:(5.186)1321401.90421zuz=210.25Xmm= (5.187)13210.0760.250.174XXXmmS=-=-= -计算主箱主箱二轴倒档齿轮与惰轮齿轮副齿轮参数:分度圆直径:d(5.188)1313540200dmzmm=(5.189)2121521105dmzmm=齿顶高变动系数:yD(5.190)1321()0.0760.10.176yXXymmD =+-=+=黑龙江工程学院本科毕业设计82齿顶高:ah(5.191)()*1313h(10.250.176)55.37aahXy mmm=+- D=+-=(5.192)()*2121h(10.1740.176)53.25aahXy mmm=+- D=-=齿根高:fh(5.193)()*1313h(10.250.25)55.00fahcXmmm=+-=+-=(5.194)()*2121h(10.250.174)57.12fahcXmmm=+-=+=全齿高:h(5.195)1313135.005.3710.37afhhhmm=+=+=(5.196)2121213.257.1210.37afhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad(5.197)131313220025.37210.74aaddhmm=+=+=(5.198)212121210523.25111.50aaddhmm=+=+=齿根圆直径:fd(5.199)131313220025.00190.00ffddhmm=-=-=(5.200)212121210527.1290.76ffddhmm=-=-=节圆直径:d(5.201)131313214022 152199.344021zdammzz=+(5.202)212113212122 152104.664021zdammzz=+基圆直径:bd(5.203)1313cos200cos20188.00bddmma=黑龙江工程学院本科毕业设计83(5.204)2121cos105cos2098.70bddmma=齿顶圆压力角:aa(5.205)131313188.00arccosarccos26.86210.74baadda=(5.206)21212198.70arccosarccos27.72111.50baadda=端面重合度:ae(5.207)131321211(tantan)(tantan)2aazzaeaaaap=-+- 140(tan26.86tan20.45 )21(tan27.72tan20.45 )23.14=-+- 1.25=纵向重合度:be0be=总重合度:ge符合重合度不小于 1.2 的要求。1.251.2gaee=5.5.8 确定主箱倒档惰轮与左右中间轴倒档齿轮副参数按空间角计算中心距:a2a(5.208)22sin2 sin192 152sin19100.32aaamma=圆整2100.00amm=式中: 主箱左右中间轴中心连线与水平线之间的夹角,类比 Fuller 变速器,a初定,。19a=主箱左右中间轴与倒档惰轮轴中心距,。2amm对主箱二轴倒档惰轮与主箱左右中间轴倒档齿轮传动副进行角度变位:未变为时中心距:2a黑龙江工程学院本科毕业设计84(5.209)27215()(2116)92.5022mazzmm=+=+=,取。2100.0092.5amm=292.50amm=对主箱二轴倒档齿轮与惰轮传动副进行角度变位:,(5.210)2121z=716z =210.25Xmm=70.25Xmm= -2170XXXS=+=中心距变动系数:y(5.211)2292.592.505aaymmm-=齿顶高变动系数:yD(5.212)721()000yXXymmD =+-=-=计算主箱主箱二轴倒档齿轮与惰轮齿轮副齿轮参数:分度圆直径:d(5.213)2121521105dmzmm=(5.214)775 1680dmzmm=齿顶高:ah(5.215)()*77h(10.250)53.75aahXy mmm=+- D=-=(5.216)()*2121h(10.1740.176)53.25aahXy mmm=+- D=-=齿根高:fh(5.217)()*77h(10.250.25)57.50fahcXmmm=+-=+=(5.218)()*2121h(10.250.174)57.12fahcXmmm=+-=+=全齿高:h(5.219)7773.757.511.25afhhhmm=+=+=(5.220)2121213.257.1210.37afhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad黑龙江工程学院本科毕业设计85(5.221)77728023.7587.50aaddhmm=+=+=(5.222)212121210523.25111.50aaddhmm=+=+=齿根圆直径:fd(5.223)77728027.565.00ffddhmm=-=-=(5.224)212121210527.1290.76ffddhmm=-=-=节圆直径:d(5.225)772721162292.580.001621zdammzz=+(5.226)212113212122 152104.664021zdammzz=+基圆直径:bd(5.227)77cos80cos2075.20bddmma=(5.228)2121cos105cos2098.70bddmma=齿顶圆压力角:aa(5.229)77775.2arccosarccos30.7587.5baadda=(5.230)21212198.70arccosarccos27.72111.50baadda=端面重合度:ae(5.231)2121771(tantan)(tantan)2aazzaeaaaap=-+- 121 (tan27.72tan20.45 )21(tan30.75tan20.45 )23.14=-+- 1.27=纵向重合度:be黑龙江工程学院本科毕业设计860be=总重合度:ge符合重合度不小于 1.2 的要求。1.271.2gaee=反推空间角(主箱左右中间轴中心连线与水平线之间的夹角):a由,得(5.232)22sinaaa=292.50arcsinarcsin17.7217 43 1222 152aaa =值得校核:D符合要求 (5.233)137210.7487.51522.880.522addamm+D =-=-=式中: 保证倒档齿轮与倒档中间轴齿轮不产生运动干涉(打齿)所预留的D间隙,。0.5mmD 5.5.9 确定副箱高档齿轮副参数副箱中心距与主箱中心距相等,模数,压力角,152amm=5nmmm=20na=螺旋角中重型货车螺旋角,有些重型货车为减小轴向力采用小螺旋角b1030b=:。所选车型是重型商用车(自卸车)初定。1017b=:15b=确定副箱高档(常啮合)齿轮副参数,齿轮齿数的确定与主箱常啮合齿轮副25z中齿轮齿数的确定方法近似,也可以在之间取值,并根据双中间轴变速8z25z2050:器齿轮齿数选择原则初定。2524z=齿轮螺旋角旋向:齿轮、右旋,齿轮、左旋。23z24z27z28z25z26z (5.234)22327262326g522524282524z z zz ziz z zz z=,(5.235)232523 25()2cosnm zzab-+=23 2523252cos2 152cos1558.985nazzmb-+=双中间轴变速器齿轮齿数选择原则:主副箱左右中间轴上的齿轮齿数均为奇数;一轴常啮合齿轮、二轴上各档齿轮、倒档惰轮、副箱驱动齿轮、主箱倒档齿轮副箱输出轴低档齿轮齿数均为偶数,以便于对齿“对齿” 。黑龙江工程学院本科毕业设计87,(5.236)232559zz+=2524z=232559592435zz=-=-=对副箱高档齿轮副进行角度变位:未变位时中心距:a(5.237)232523 25()5(3524)152.062cos2cos15nm zzammb-+=中心距变动系数:ny(5.238)152152.060.0125nnaaymmm-= -啮合角:ta(5.239)152.06coscoscos200.914152ttaaaa=19.7819 46 48ta =端面压力角:ta(5.240)23 25tantan200.364tan0.375coscos150.970ntaab-=20.5620 33 36ta =变位系数之和:nXS (5.241)()()23252tanttnnzzinvinvXaaaS+-=()(3524)19 46 4820 33 362tan20ninvinvXS +-=()590.0143340.01629620.364nXS-=0.16mm= -查变位系数线图得:(5.242)2325351.4624zuz=黑龙江工程学院本科毕业设计88250.08nXmm=(5.243)23250.160.080.24nnnXXXmmS=-= -= -计算副箱高档齿轮副齿轮参数:精确计算螺旋角:23 25b-232523 25()2cosnm zzab-+=(5.244)232523 25()5(3524)cos0.97122 152nm zzab-+=23 25cos13.3813 49 48b- =齿顶高变动系数:nyD(5.245)2325()0.160.0120.148nnnnyXXymmD=+-= -+= -分度圆直径:d(5.246)232323 255 35180.23coscos13.83nmzdmmb-=(5.247)252523 25524123.58coscos13.83nmzdmmb-=齿顶高:ah(5.248)()*2323h(10.240.012)53.86aannnnhXymmm=+- D=-+=(5.249)()*2525h(10.080.012)55.46aannnnhXymmm=+- D=+=齿根高:fh(5.250)()*2323h(10.250.24)57.45fannnnhcXmmm=+-=+=(5.251)()*2525h(10.250.08)55.85fannnnhcXmmm=+-=+-=全齿高:h(5.252)2323233.867.3511.31afhhhmm=+=+=黑龙江工程学院本科毕业设计89(5.253)2525255.465.8511.31afhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad(5.254)2323232180.2323.86187.95aaddhmm=+=+=(5.255)2525252123.5825.46134.50aaddhmm=+=+=齿根圆直径:fd(5.256)2323232180.2327.45165.33ffddhmm=-=-=(5.257)2525252123.5825.85111.88ffddhmm=-=-=节圆直径:d(5.258)232323253522 152180.342435zdammzz=+(5.259)252523252422 152123.663524zdammzz=+基圆直径:bd(5.260)2323cos180.23 cos20.56168.75btddmma=(5.261)2525cos123.58cos20.56115.71btddmma=齿顶圆压力角:aa(5.262)232323168.75arccosarccos26.10187.95baadda=(5.263)252525115.71arccosarccos30.68134.50baadda=端面重合度:ae(5.264)232325251(tantan)(tantan)2atatzzaeaaaap=-+- 135(tan26.10tan19.78 )24(tan30.68tan19.78 )23.14=-+-黑龙江工程学院本科毕业设计90 1.60=纵向重合度:be(5.265)23 25sin40sin13.830.613.145nbmbbep-=,类比同类车型取,也可在机械设计手册表 14-1-5 查得纵向3551.6b=:40b=重合度。be总重合度:ge(5.266)1.60.612.211.2gaaeee=+=+=符合重合度不小于 1.2 的要求。当量齿数:vz(5.267)23233323 253538.25coscos 13.83vzzb-=(5.268)25253323 252426.23coscos 13.83vzzb-=5.5.10 确定副箱低档齿轮副参数副箱中心距与主箱中心距相等,模数,压力角,152amm=5nmmm=20na=螺旋角中重型货车螺旋角,有些重型货车为减小轴向力采用小螺旋角b1030b=:。1017b=:齿轮螺旋角旋向:齿轮、右旋,齿轮、左旋。23z24z27z28z25z26z由 ,(5.269)22327262326g522524282524z z zz ziz z zz z=54.48gfii=,(5.270)242624 26()2cosnm zzab-+=23 2523252cos2 152cos1558.985nazzmb-+=从抵消中间轴上的轴向力的思想出发,还必须满足如下公式:黑龙江工程学院本科毕业设计91(5.271)23 25252624 26232524tan(1)tanzzzzzbb-=+(5.272)2624 2624tan13.8335(1)tan3524zzb-=+2624 262412.41 (1)tanzzb-=+(5.273)242624 265()1522coszzb-+=242624 2660.8tanzzb-+=,(5.274)226224354.4824zz=2622411.39zz=初定24 26tan10b-=(5.275)2242411.39682.150zz+-=(5.276)22411.391.394 1 682.1521.042 1z-+=(5.277)2624 262460.8cos60.8cos1021.0438.85zzb-=-=-=双中间轴变速器齿轮齿数选择原则:主副箱左右中间轴上的齿轮齿数均为奇数;一轴常啮合齿轮、二轴上各档齿轮、倒档惰轮、副箱驱动齿轮、主箱倒档齿轮副箱输出轴低档齿轮齿数均为偶数,以便于对齿“对齿” 。取,。2421z=2638z=反代入中,2624 262412.41(1)tanzzb-=+(5.278)3812.41 (1)6.755.681.0721tan10+-=-=二者之差相差不大符合要求。对副箱低档齿轮副进行角度变位:未变位时中心距:a黑龙江工程学院本科毕业设计92(5.279)242624 26()5(2138)149.752cos2cos10nm zzammb-+=中心距变动系数:ny(5.280)152149.750.455nnaaymmm-=啮合角:ta(5.281)149.75coscoscos200.926152ttaaaa=22.182210 48ta =端面压力角:ta(5.282)23 25tantan200.364tan0.370coscos100.985ntaab-=20.302018ta=变位系数之和:nXS (5.283)()()24262tanttnnzzinvinvXaaaS+-=()(2138)2210 4820182tan20ninvinvXS +-=()590.0205330.01568920.364nXS-=0.39mm=查变位系数线图得:(5.284)2624381.8121zuz=240.35nXmm=(5.285)26240.390.350.04nnnXXXmmS=-=-=黑龙江工程学院本科毕业设计93计算副箱低档齿轮副齿轮参数:精确计算螺旋角:24 26b-242624 26()2cosnm zzab-+=(5.286)242624 26()5(2138)cos0.97022 152nm zzab-+=23 25cos14.0714 4 12b- =齿顶高变动系数:nyD(5.287)2426()0.390.450.06nnnnyXXymmD=+-=-= -分度圆直径:d(5.288)242424 26521108.25coscos14.07nmzdmmb-=(5.289)262624 265 38195.88coscos14.07nmzdmmb-=齿顶高:ah(5.290)()*2424h(10.350.06)57.05aannnnhXymmm=+- D=+=(5.291)()*2626h(10.040.06)55.10aannnnhXymmm=+- D=-+=齿根高:fh(5.292)()*2424h(10.250.35)54.50fannnnhcXmmm=+-=+-=(5.293)()*2626h(10.250.04)56.45fannnnhcXmmm=+-=+=全齿高:h(5.294)2424247.054.5011.55afhhhmm=+=+=(5.295)2626265.106.4511.55afhhhmm=+=+=齿顶圆直径:ad黑龙江工程学院本科毕业设计94(5.296)2424242108.2527.05122.35aaddhmm=+=+=(5.297)2626262195.8825.10206.08aaddhmm=+=+=齿根圆直径:fd(5.298)2424242108.2524.5099.25ffddhmm=-=-=(5.299)2626262195.8826.45182.98ffddhmm=-=-=节圆直径:d(5.300)242424262122 152108.202138zdammzz=+(5.301)262624263822 152195.802138zdammzz=+基圆直径:bd(5.302)2324cos108.25cos20.30101.54btddmma=(5.303)2526cos195.88cos20.30183.74btddmma=齿顶圆压力角:aa(5.304)242424101.54arccosarccos33.90122.35baadda=(5.305)262626183.74arccosarccos26.87206.08baadda=端面重合度:ae(5.306)242426261(tantan)(tantan)2atatzzaeaaaap=-+- 121 (tan33.90tan22.18 )38(tan26.87tan22.18 )23.14=-+- 1.47=纵向重合度:be黑龙江工程学院本科毕业设计95(5.307)24 26sin40sin14.070.623.145nbmbbep-=,类比同类车型取,也可在机械设计手册表 14-1-5 查得纵向3551.6b=:40b=重合度。be总重合度:ge(5.308)1.470.622.091.2gaaeee=+=+=符合重合度不小于 1.2 的要求。当量齿数:vz(5.309)24243324 262123.00coscos 14.07vzzb-=(5.310)26263324 263841.62coscos 14.07vzzb-=表 5.9 副箱各档齿轮参数列表副箱箱中心距:。13152aaamm=空间角:,主箱左右中间轴中心连线与水平线之间的夹17.7217 43 12a =a角。 5.6 精确计算主副箱各档传动比(5.311)221 14 12112g1228 1968629423.063.3232 19z z zz ziz z zz z=黑龙江工程学院本科毕业设计96(5.312)221 14 11111g22285 188529402.382.463221z z zz ziz z zz z=(5.313)221 14 10110g32284 178429381.891.823223z z zz ziz z zz z=表 5.9 主箱各档齿轮参数列表zmdahfhhadfddbdage114zz2951454.156.2210.37153.30132.56144.52136.3020.451.32215zz26513056.2511.25140117.50122.2020316zz2551254.875.5010.37134.74114.00124.59117.5020.451.34417zz2351155.375.0010.37125.74105.00114.62108.1020.451.31518zz2151055.275.1010.37115.5494.80104.6698.7120.451.38619zz195955.874.510.37106.7486.0094.6989.3020.451.30720zz165803.757.5011.2587.5065.0069.1975.2020.451.278z3251604.475.9010.37168.94148.20159.48150.4020.451.329z3651803.756.6210.37187.50166.76179.14169.2020.451.3410z3851903.257.1210.37196.50175.76189.38178.6020.451.3111z4052003.357.0210.37206.70185.96199.33188.0020.451.3812z4252102.757.6210.37215.50194.76209.31197.4020.451.3013z4052005.375.0010.37210.74190.00199.34188.0020.451.252122zz2151053.257.1210.37111.5090.76104.6697.8020.451.25主箱中心距:,;13152aaamm=292.50amm=黑龙江工程学院本科毕业设计97空间角:。17.7217 43 12a =(5.314)221 14919g42283 168329361.511.353225z z zz ziz z zz z=(5.315)1 1421 22 131 21 13222872021 14872921 402.973.4032 16Rz z z z zz z ziz z z z zz z=g51i=(5.316)22232726232622252428252435384.404.482421fz z zz ziz z zz z=表 5.10 传动比列表 1 1档位1gi2gi3gi4gi5gi6gi7gi8gi9gi10gi1Ri2Ri数值13.4610.478.326.644.403.062.381.891.51113.072.97表 5.11 传动比列表 2主箱档位1gi2gi3gi4gi5gi副箱档位低档fi直接当数值3.062.381.891.511数值4.401表 5.12 速比极差速比极差12ggii23ggii34ggii45ggii56ggii67ggii78ggii89ggii56ggii13.4610.4710.478.328.326.646.644.404.403.063.062.382.381.891.891.511.511数值1.291.261.251.511.441.291.261.251.51表 5.10 与表 5.3 进行对比,最大传动比数值减小了 1.45,表 5.11 与表 5.4 进1gi行对比主箱最大传动比减小了 0.26。两个传动比减小的原因是齿轮参数确定的不1gi够精准,最根本原因是齿数的确定不够准确。各档速比极差大小相近均小于 1.8(商用车速比极差) ,只有、略有45ggii56ggii56ggii升高,数值分别是 0.16、0.09、0.16,升高幅度不大,不影响变速器换档轻便的要求,并且满足满足双中间轴变速器速比极差小的要求。其余各档速比极差略有下降,下降黑龙江工程学院本科毕业设计98最大幅度的是,下降了 0.1,其原因是副箱传动比下降,其内因是齿轮参数确定的89ggii不够精准,尤其齿数确定不够精准。5.7 主副箱各档齿轮几何参数主副箱各档齿轮几何参数详见零件图第 2 张至第 24 张。5.8 本章小结本章主要解决的问题如下:首先使用两种方法进行了变速器主副箱的各档传动比的分配;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、空间角;然后介绍了齿轮变位系数的选择原则,并根据主副箱各档传动比计算各档齿轮的齿数,同时对主副箱各档齿轮副进行变位。最后根据齿数重新计算各档传动比与速比极差,并对传动比与速比级差产生变化的根本原因进行了分析,得出齿轮参数确定不够精准,尤其是齿数确定是传动比与速比极差产生变化的根本原因。黑龙江工程学院本科毕业设计99第 6 章 变速器齿轮的设计及校核6.1 齿轮的材料选择6.1.1 齿轮坏损形式及防止措施变速器齿轮的损坏形式主要有三种:齿轮折断、齿面点蚀、齿面胶合。1齿轮折断齿轮在啮合过程中,轮齿表面承受有集中载荷的作用。可以把轮齿看作悬臂梁,轮齿根部弯曲应力很大,过渡圆角处又有应力集中,故轮齿根部很容易发生断裂。齿轮折断有两种情况,一种是齿轮受到足够大的突然载荷的冲击作用,导致齿轮断裂,这种破坏的断面为粗粒状。另一种是受到多次重复载荷的作用,齿根受拉面的最大应力区出现疲劳裂缝,裂缝逐渐扩展到一定深度后,齿轮突然折断。这种破坏的断面在疲劳断裂部分呈光滑表面,在突然断裂部分呈粗粒状表面。变速器中齿轮的折断以疲劳破坏居多数。2齿面点蚀齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮传动齿轮在润滑油中工作,齿面长期受到脉动的接触应力作用,会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂缝。面裂缝中充满了润滑油,啮合时,由于齿面互相挤压,裂缝中油压增高,使裂缝继续扩展,最后导致齿面表层一块块剥落,齿面出现大量扇形小麻点,这就是齿面点蚀现象。若以节圆为界,把齿轮分为根部及顶部两段,则靠近节圆的跟部齿面处,较靠近节圆的顶部齿面处点蚀严重;两个互相啮合的齿轮中,主动的小齿轮点蚀严重。点蚀的后果不仅是齿面出现许多小麻点,而且由此使齿形误差加大,产生动载荷,也可能引起轮齿折断。3齿面胶合高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动,由于齿面相对滑动速度大,接触压力大,使齿面间滑动油模破坏,两齿面间金属材料直接接触,局部温度过高,互相熔焊粘联,齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹,这种损坏形式叫胶合。在汽车变速器齿轮中,胶合损坏情况不多。黑龙江工程学院本科毕业设计100增大轮齿根部齿厚,加大齿根圆角半径,采用高齿,提高重合度,增多同时啮合的轮齿对数,提高轮齿柔度,采用优质材料等,都是提高轮齿弯曲疲劳强度的措施。合理选择齿轮参数及变位系数,增大齿廓曲率半径,降低接触应力,提高齿面强度等,可提高齿面的接触强度。采用黏度大、耐高温、耐高压的润滑油,提高油膜强度,提高齿面强度,选择适当的齿面表面处理方法和镀层等,是防止齿面胶合的措施。表 6.1 常见轮齿失效形式及产生原因和防止措施失效形式后果工作环境产生失效的原因防止失效的措施轮齿折断轮齿折断后无法工作开式、闭式传动中均可能发生在载荷反复作用下,齿根弯曲应力超过允许限度时发生疲劳折断;用脆性材料制成的齿轮,因短时过载、冲击发生突然折断限制齿根危险截面上的弯曲应力;选用合适的齿轮参数和几何尺寸;降低齿根处的应力集中;强化处理和良好的热处理工艺齿面点蚀闭式传动在载荷反复作用下,轮齿表面接触应力超过允许限度时,发生疲劳点蚀限制齿面的接触应力;提高齿面硬度、降低齿面的表面粗糙度值;采用粘度高的润滑油及适宜的添加剂齿面磨损齿廓失去准确形状,传动不平稳,噪声、冲击增大或无法工作主要发生在开式传动中,润滑油不洁的闭式传动中也可能发生灰尘、金属屑等杂物进入啮合区注意润滑油的清洁;提高润滑油粘度,加入适宜的添加剂;选用合适的齿轮参数及几何尺寸、材质、精度和表面粗糙度;开式传动选用适当防护装置黑龙江工程学院本科毕业设计101齿面胶合高速、重载或润滑不良的低速、重载传动中齿面局部温升过高,润滑失效;润滑不良进行抗胶合能力计算,限制齿面温度;保证良好润滑,采用适宜的添加剂;降低齿面的表面粗糙度值硬齿面(硬度350HBS)、重载时易发生轮齿折断,高速、中小载荷时易发生疲劳点蚀;软齿面(硬度350HBS)、重载、高速时易发生胶合,低速时则产生塑性变形。常见的轮齿失效形式及产生的原因和预防方法如表 6.1 所示。6.1.2 齿轮传动设计准则轮齿的失效形式很多,它们不大可能同时发生,却又相互联系,相互影响。例如轮齿表面产生点蚀后,实际接触面积减少将导致磨损的加剧,而过大的磨损又会导致轮齿的折断。可是在一定条件下,必有一种为主要失效形式。在进行齿轮传动的设计计算时,应分析具体的工作条件,判断可能发生的主要失效形式,以确定相应的设计准则。对于软齿面的闭式齿轮传动,由于齿面抗点蚀能力差,润滑条件良好,齿面点蚀将是主要的失效形式。在设计计算时,通常按齿面接触疲劳强度设计,再作齿根弯曲疲劳强度校核。对于硬齿面的闭式齿轮传动,齿面抗点蚀能力强,但易发生齿根折断,齿根疲劳折断将是主要失效形式。在设计计算时,通常按齿根弯曲疲劳强度设计,再作齿面接触疲劳强度校核。当一对齿轮均为铸铁制造时,一般只需作轮齿弯曲疲劳强度设计计算。对于汽车、拖拉机的齿轮传动,过载或冲击引起的轮齿折断是其主要失效形式,宜先作轮齿过载折断设计计算,再作齿面接触疲劳强度校核。对于开式传动,其主要失效形式将是齿面磨损。但由于磨损的机理比较复杂,到目前为止尚无成熟的设计计算方法,通常只能按齿根弯曲疲劳强度设计,再考虑磨损,将所求得的模数增大 1020。%6.1.3 齿轮的材料选择齿轮材料的种类很多,在选择时应考虑的因素也很多,下述几点可供选择材料时参考:1齿轮材料必须满足工作条件的要求黑龙江工程学院本科毕业设计102例如,用于飞行器上的齿轮,要满足质量轻、传动功率大和可靠性高的要求,因此必须选择力学性能高的合金钢;矿山机械中的齿轮传动,一般功率很大、工作速度较低、周围环境中粉尘行量极高,因此往往选择铸钢或铸铁等材料;家用及办公用的机械的功率很小,但要求传动平稳、低噪声或无噪声、以及能再少润滑货物润滑状态下正常工作,因此常选用工程塑料作为齿轮材料。总之,工作条件的要求是选择齿轮材料时首先应考虑的因素。2应考虑齿轮尺寸的大小、毛坯成型方法及热处理和制造工艺大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯,可选用铸钢或铸铁作为齿轮材料。中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常选用锻造毛坯,可选择锻钢制作。尺寸较小而要求不高时,可选用圆钢作毛坯。齿轮表面硬化的方法有:渗碳、氮化和表面淬火。采用渗碳工艺时,应选用低碳钢或低碳合金钢作齿轮材料;氮化钢和调质钢能采用氮化工艺;采用表面淬火时,对材料没有特别的要求。3正火碳钢不论毛坯的制作方法如何,只能用于制作载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮,不能承受大的冲击载荷;调制碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。4合金钢合金钢常用于制作高速、重载并在冲击载荷下工作的齿轮。5飞行器中的齿轮传动,要求齿轮尺寸尽可能小,应采用表面硬化处理的高强度合金钢。金属制的软齿面,配对两轮齿面的硬度差应保持为 3050HBS 或更多。当小齿轮与大齿轮的齿面具有较大的硬度差(如小齿轮齿面为淬火并磨制,大齿轮齿面为常化或调质),从而提高了大齿轮齿面的疲劳极限。因此,当配对的两齿轮齿面具有较大的硬度差时,大齿轮的解除疲劳许用应力可提高约 20,但应注意硬度高的齿面,%粗糙度值也要相应地减小。aR现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造,使轮齿表面的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合,大大提高了其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑其加工性能及制造成本。现在汽车变速器齿轮的常用材料是 20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB,20MnCr5 等。这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理,黑龙江工程学院本科毕业设计103以提高表面硬度,细化材料晶粒。为消除内应力,还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳层深度的推荐范围如下: 渗碳层深度 nm mm3.55 渗碳层深度 0.91.3nmmm 渗碳层深度 1.01.65nm mm渗碳齿轮在淬火、回火后,要求轮齿的表面硬度为 5863HRC,心部硬度为3348HRC。某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数()齿轮,采3.0 3.75nm 用了 40Cr 或 35Cr 钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标,氰化钢热处理后变形小也是优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高,故接触强度和承载能力均受到限制。6.2 计算主副箱各轴转矩发动机最大扭矩为 1350,变速器最大输入扭矩为 1900,齿轮传动效N mN m率,离合器传动效率,轴承传动效率。0.99ch=0.98lh=0.98zh=主箱轴:(6.1) 1max13500.980.981325.35elzTTN mh h= =主箱中间轴:(6.2) 211 811321325.350.980.98702.272229czTTiN mh h-= =计算各轴转矩时,主箱只计算六、七、八、九、十、档转矩。因变速器处于1R一、二、三、四、五、档时,所传递的相应转矩等于主箱处于六、七、八、九、2R十、档时转矩乘以副箱低档传动比得到。主箱此时仅承受六、七、八、九、十、1Rfi档相应转矩,而副箱则承受一、二、三、四、五、档时,所传递的相应转矩。1R2R因此,主箱只计算六、七、八、九、十、相应档位时的计算转矩,副箱若1RgT一档与档满足要求,则无需计算二、三、四、五、六、七、八、九、十、相应2R1R黑龙江工程学院本科毕业设计104档位时的计算转矩。gT主箱轴:一档:(6.3)3126 1242702.270.980.981490.9119czTTiN mh h-= =二档:(6.4)3225 1140702.270.980.981284.6921czTTiN mh h-= =三档:(6.5)3324 1038702.270.980.981114.3323czTTiN mh h-= =四档:(6.6)3423 936702.270.980.98971.2225czTTiN mh h-= =五档:(6.7)352702.270.980.98674.46czTTN mh h= =倒档:(6.8)22127 1240()702.27(0.980.98)1619.3816RczTTiN mh h-=副箱只计算一档和倒档:副箱中间轴:一档: (6.9)413123 2511351490.91 0.980.981193.222224czTTiN mh h-= =倒档:(6.10)42123 2511351619.380.980.981134.042224RRczTTiN mh h-= =副箱轴:一档: (6.11)514124 26381193.220.980.982076.2021czTTiN mh h-= =倒档: (6.12)5 24224 26381134.040.980.981973.2321RRczTTiN mh h-= =表 6.2 主箱转矩列表轴1T中2T31T32T33T34T35T1RT转矩N m1325.35702.271490.911284.691114.33971.22674.461619.38表 6.3 副箱转矩列表轴中41T中42RT51T5 2RT转矩N m1193.221134.042076.201973.236.3 齿轮的强度计算汽车的变速器齿轮使用条件是相似的。此外,汽车变速器齿轮用的材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支撑方式也基本一致。如汽车变速器齿轮用低碳合金钢黑龙江工程学院本科毕业设计105制造,采用剃齿或磨齿精加工,齿轮表面采用渗碳淬火热处理工艺,齿轮精度不低于7 级。因此,比用于通用齿轮强度公式更为简化一些的计算公式来计算汽车齿轮,同样可以获得较为准确的结果。6.3.1 轮齿的弯曲应力1直齿轮弯曲应力公式为:1fwFK Kbtyss=式中:弯曲应力,;wMPa圆周力,;1FN12gTFd=计算载荷,;gTN m节圆直径,;dmm应力集中系数,可近似取=1.65;KK摩擦力影响系数,主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向对弯曲应fK力的影响也不同,主动齿轮=1.1,从动齿轮=0.9;fKfK齿宽,;bmm端面齿距,;tmmtmp=模数;m齿形系数,如图 6-1 所示。y黑龙江工程学院本科毕业设计106图 6-1 齿形系数图因为齿轮节圆直径,式中为齿数,所以将上述有关参数代入式后得:dmz=z 32gfwcT K Km zK yssp=当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时,一、倒档直齿轮许gTmaxeT用弯曲应力在 400850范围,货车可取下限,承受双向交变载荷作用的倒档齿MPa轮的许用应力取下限。2斜齿轮的弯曲应力公式为1wFKbtyKses=式中:圆周力,;1FN12gTFd=计算载荷,;gTN m节圆直径,;dmmcosnm zdb=黑龙江工程学院本科毕业设计107法向模数,;nmmm齿数;z斜齿轮螺旋角, ;应力集中系数,;K1.50Ks=齿面宽,;bmm法向齿距,;tmmntmp=齿形系数,可按当量齿数在图 6-1 中查得;y3cosnzzb=重合度影响系数,。K2.0Ke=将上述有关参数代入公式后,可得到斜齿轮的弯曲应力公式为 : 32cosgwnCTKzm yK Ksebsp=当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大转矩时,对乘用车常啮合齿轮和maxeT高挡齿轮,许用应力在 180350范围,对货车在 100250范围。MPaMPa6.3.2 轮齿接触应力 110.418jzbFEbsrr=+式中: 轮齿的接触应力,;jMPa齿面上的法向力,;FN1(coscos )FFab=端面内分度圆切向力,;1F12gTFd=计算载荷,;gTN m节圆直径,;dmm节点处压力角, ;齿轮螺旋角, ;黑龙江工程学院本科毕业设计108齿轮材料弹性模量,;EMPa522.06 10EN mm-=齿轮接触实际宽度,;bmm,主动及被动齿轮节圆处齿廓曲率半径,zbmm其中:斜齿轮:,;2sincoszzrarb=2sincosbbrarb=直齿轮:,。sinzzrra=sinbbrra=、 主动及被动齿轮节圆半径()。zrbrmm其中:斜齿轮:,直齿轮:;cosnm zdb=dmz=所以:斜齿轮:,;sin2nznzzmar=sin2nbnbzmar=直齿轮:,。sin2zzzmar=sin2bbzmar=斜齿轮法向模数;nm直齿轮模数;m斜齿轮当量齿数;nzz直齿轮齿数。z最终得到:斜齿轮 110.418coscosjzbTEdbsab rr=+直齿轮 110.418cosjzbTEdbsa rr=+将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接max2eT触应力见表 6.4。表 6.4 变速器齿轮的许用接触应力/jMPa齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮黑龙江工程学院本科毕业设计109一档和倒档190020009501000常啮合齿轮和高档130014006507006.3.3 主副箱各档齿轮的强度计算校核1计算主箱一档齿轮的弯曲应力, 6ws12ws,619z =1242z=60.165ymm=120.135ymm=2702.27TN m=,311490.91TN m=1.65Ks=1.1fzK=0.9fcK=60.35Xmm=,120.27Xmm= -4.47.0cK =:5mmm=(6.13)263662fzwcT K Km z K yssp=332702.27 1.65 1.1 103.14519(4.47.0)0.165=:符合要求259.96470.85400850MPaMPaMPaMPa=:(6.14)3112312122fcwcT K Km z K yssp=332 1490.91 1.650.9 103.14542(4.47.0)0.135=:符合要求284.24452.20400850MPaMPaMPaMPa=:2计算主箱二档齿轮的弯曲应力,5ws11ws,521z =1140z =50.152ymm=120.140ymm=2702.27TN m=,321284.69TN m=1.65Ks=1.1fzK=0.9fcK=50.23Xmm=,110.154Xmm= -4.47.0cK =:5mmm=(6.15)253552fzwcT K Km z K yssp=332702.27 1.65 1.1 103.14521 (4.47.0)0.152=:符合要求290.68462.44400850MPaMPaMPaMPa=:黑龙江工程学院本科毕业设计110(6.16)3211311112fcwcT K Km z K yssp=332 1284.69 1.650.9 103.14540(4.47.0)0.140=:符合要求247.89394.52400850MPaMPaMPaMPa=:3计算主箱三档齿轮的弯曲应力,4ws10ws,423z =1038z=40.155ymm=100.135ymm=2702.27TN m=,331114.33TN m=1.65Ks=1.1fzK=0.9fcK=40.25Xmm=,100.174Xmm= -4.47.0cK =:5mmm=(6.17)243442fzwcT K Km z K yssp=332702.27 1.65 1.1 103.14523 (4.47.0)0.155=:符合要求260.26414.06400850MPaMPaMPaMPa=:(6.18)3310310102fcwcT K Km z K yssp=332 1114.33 1.650.9 103.14538(4.47.0)0.135=:符合要求234.81373.56400850MPaMPaMPaMPa=:4计算主箱四档齿轮的弯曲应力,3ws9ws,325z =936z =30.154ymm=90.134ymm=2702.27TN m=,34971.22TN m=1.65Ks=1.1fzK=0.9fcK=30.25Xmm=,90.174Xmm= -4.47.0cK =:5mmm=(6.19)233332fzwcT K Km z K yssp=黑龙江工程学院本科毕业设计111332702.27 1.65 1.1 103.14525(4.47.0)0.154=:符合要求241.00383.40400850MPaMPaMPaMPa=:(6.20)3493992fcwcT K Km z K yssp=332971.22 1.650.9 103.14536(4.47.0)0.134=:符合要求271.64346.24400850MPaMPaMPaMPa=:5计算主箱常啮合(五档)齿轮的弯曲应力,1ws8ws,129z =832z =10.148ymm=80.146ymm=2702.27TN m=,11325.35TN m=1.65Ks=1.1fzK=0.9fcK=10.07Xmm=,80.006Xmm=4.47.0cK =:5mmm=(6.21)213112fcwcT K Km z K yssp=332702.27 1.650.9 103.14529(4.47.0)0.148=:符合要求176.87281.39400850MPaMPaMPaMPa=:(6.22)183882fzwcT K Km z K yssp=332 1325.35 1.65 1.1 103.14532(4.47.0)0.146=:符合要求370.80596.27400850MPaMPaMPaMPa=:6计算主箱倒档齿轮的弯曲应力,7ws13ws21ws,716z =1340z =2121z=70.10ymm=130.136ymm=210.157ymm=,2702.27TN m=11619.38RTN m=1.65Ks=1.1fzK=0.9fcK=,70.25Xmm= -130.174Xmm= -210.25Xmm=4.47.0cK =:5mmm=黑龙江工程学院本科毕业设计112(6.23)273772fzwcT K Km z K yssp=332702.27 1.65 1.1 103.14516(4.47.0)0.10=:符合要求579.89950.57400850MPaMPaMPaMPa=:(6.24)213313132fcwcT K Km z K yssp=332702.27 1.650.9 103.14540(4.47.0)0.136=:符合要求139.55222.01400850MPaMPaMPaMPa=:(6.25)213313132fzwcT K Km z K yssp=332702.27 1.65 1.1 103.14540(4.47.0)0.136=:符合要求138.57170.25400850MPaMPaMPaMPa=:(6.26)121321212RfcwcT K Km z K yssp=332 1619.38 1.650.9 103.14521 (4.47.0)0.157=:符合要求534.84844.68400850MPaMPaMPaMPa=:7计算副箱低档齿轮的弯曲应力,24ws26ws,2421z=2638z=2423.00vz=2641.62vz=240.162ymm=260.150ymm=,24 2614.07b-=411193.22TN m=512076.20TN m=1.50Ks=2.0ke=,240.35Xmm=260.04Xmm=7.08.6cK =:5nmmm=变速器处于一档时,副箱低档齿轮弯曲应力校核:(6.27)4124 26262432424242coswncTKzm z K K yzsebsp-=黑龙江工程学院本科毕业设计113332 1193.22cos14.071.50 10383.14521 (7.08.6)2.00.16221=:符合要求273.62336.19400850MPaMPaMPaMPa=:(6.28)5124 2626326262coswncTKm z K K ysebsp-=3322076.20cos14.071.50 103.14538(7.08.6)2.00.15=:符合要求314.01385.79400850MPaMPaMPaMPa=:8计算副箱常啮合齿轮的弯曲应力,23ws25ws,2335z=2524z=2338.25vz=2526.23vz=230.136ymm=250.148ymm=,23 2513.83b-=411193.22TN m=512076.20TN m=1.50Ks=2.0ke=,230.24Xmm= -250.08Xmm=7.08.6cK =:5nmmm=变速器处于一档时,副箱高档(常啮合)齿轮弯曲应力校核: (6.29)4123 2523323232coswncTKm z K K ysebsp-=332 1193.22cos13.831.50 103.14535(7.08.6)2.00.136=:符合要求108.05132.75400850MPaMPaMPaMPa=:(6.30)5123 2525325252coswncTKm z K K ysebsp-=3322076.20cos13.831.50 103.14524(7.08.6)2.00.148=:符合要求251.95309.54400850MPaMPaMPaMPa=:9计算副箱低档齿轮的弯曲应力,23ws25ws,2421z=2638z=2423.00vz=2641.62vz=240.162ymm=260.150ymm=,24 2614.07b-=421134.04RTN m=5 21973.23RTN m=1.50Ks=黑龙江工程学院本科毕业设计114,2.0ke=240.35Xmm=260.04Xmm=7.08.6cK =:5nmmm=变速器处于档时,副箱低档齿轮弯曲应力校核:2R(6.31)4224 2624324242cosRwncTKm z K K ysebsp-=332 1134.04cos14.071.50 103.14521 (7.08.6)2.00.162=:符合要求260.08319.52400850MPaMPaMPaMPa=:(6.32)5 224 2626326262cosRwncTKm z K K ysebsp-=332 1973.23 cos14.071.50 103.14538(7.08.6)2.00.150=:符合要求149.22183.33400850MPaMPaMPaMPa=:10计算副箱常啮合齿轮的弯曲应力,23ws25ws,2335z=2524z=2338.25vz=2526.23vz=230.136ymm=250.148ymm=,23 2513.83b-=421134.04RTN m=5 21973.23RTN m=1.50Ks=,2.0ke=230.24Xmm= -250.08Xmm=7.08.6cK =:5nmmm=变速器处于档时,副箱高档(常啮合)齿轮弯曲应力校核:2R(6.33)4223 2523323232cosRwncTKm z K K ysebsp-=332 1134.04cos13.831.50 103.14535(7.08.6)2.00.136=:符合要求102.69126.17400850MPaMPaMPaMPa=:(6.34)5 223 2525325252cosRwncTKm z K K ysebsp-=332 1973.23 cos13.831.50 103.14524(7.08.6)2.00.148=:黑龙江工程学院本科毕业设计115符合要求159.64196.13400850MPaMPaMPaMPa=:11计算主箱一档齿轮的接触应力,6js12js, ,619z =1242z=2702.27TN m=311490.91TN m=5mmm=20a=(6.35)6611sin94.69sin2016.1922zdmmra=(6.36)121211sin209.31 sin2035.7922bdmmra= (6.37)31666122110.418jzbT Ebdsrr=+532702.272.06 1010110.418(2242)94.6916.1935.79=+:符合要求1069.601477.8719002000MPaMPaMPaMPa=: (6.38)3112126122110.418jzbT Ebdsrr=+532 1409.91 2.06 1010110.418(2242)209.3116.1935.79=+:符合要求1019.351408.4319002000MPaMPaMPaMPa=:12计算主箱二档齿轮的接触应力,5js11js, ,521z =1140z =2702.27TN m=321284.69TN m=5mmm=20a=(6.39)5511sin104.66sin2017.9022zdmmra=(6.40)111111sin199.34sin2034.0922bdmmra= (6.41)2555112110.418jzbT Ebdsrr=+532702.272.06 1010110.418(2242) 104.6617.9034.09=+:符合要求699.13965.9513001400MPaMPaMPaMPa=:黑龙江工程学院本科毕业设计116 (6.42)3211115112110.418jzbT Ebdsrr=+532 1284.692.06 1010110.418(2242) 199.3417.9034.09=+:符合要求968.971338.8313001400MPaMPaMPaMPa=:13计算主箱三档齿轮的接触应力,4js10js, ,423z =1038z=2702.27TN m=331114.33TN m=5mmm=20a=(6.43)4411sin114.62sin2019.6022zdmmra=(6.44)101011sin189.38 sin2032.3822bdmmra= (6.45)2444102110.418jzbT Ebdsrr=+532702.272.06 1010110.418(2242) 114.6219.6032.38=+:符合要求927.961282.1613001400MPaMPaMPaMPa=: (6.46)3310104102110.418jzbT Ebdsrr=+532 1114.332.06 1010110.418(2242) 189.3819.6032.38=+:符合要求909.381256.4913001400MPaMPaMPaMPa=:14计算主箱四档齿轮的接触应力,3js9js, ,325z =936z =2702.27TN m=34971.22TN m=5mmm=20a=(6.47)3311sin124.59sin2021.3022zdmmra=(6.48)9911sin179.14sin2030.6322bdmmra= (6.49)233392110.418jzbT Ebdsrr=+黑龙江工程学院本科毕业设计117532702.272.06 1010110.418(2242) 124.5921.3030.63=+:符合要求879.141214.7013001400MPaMPaMPaMPa=: (6.50)3499392110.418jzbT Ebdsrr=+532971.222.06 1010110.418(2242) 179.1421.3030.63=+:符合要求860.201191.3013001400MPaMPaMPaMPa=:15计算主箱常啮合齿轮的接触应力,1 js8js, ,125z =832z =2702.27TN m=11325.35TN m=5mmm=20a=(6.51)1111sin144.52sin2024.7122bdmmra=(6.52)8811sin159.48 sin2027.2722zdmmra= (6.53)211182110.418jbzT Ebdsrr=+532702.272.06 1010110.418(2242) 144.5224.7127.72=+:符合要求800.281106.4813001400MPaMPaMPaMPa=: (6.54)188812110.418jzbT Ebdsrr=+532 1325.352.06 1010110.418(2242) 159.4824.7127.27=+:符合要求1047.271147.0113001400MPaMPaMPaMPa=:16计算主箱倒档齿轮的接触应力,7js13js21js,716z =1340z =2121z=2702.27TN m=11619.38RTN m=5mmm=,20a=黑龙江工程学院本科毕业设计118(6.55)7711sin69.19sin2011.8322zdmmra=(6.56)21212111sin104.66sin2017.9022zBdmmrra=(6.57)131311sin199.34sin2034.0922bdmmra= (6.58)2717212110.418jzbT Ebdsrr=+532702.272.06 1010110.418(2242)69.1911.8317.90=+:符合要求1506.612156.2919002000MPaMPaMPaMPa=: (6.59)221217212110.418jzbT Ebdsrr=+532702.272.06 1010110.418(2242) 104.6611.8317.90=+:符合要求1254.601753.2319002000MPaMPaMPaMPa=: (6.60)1131321132110.418RjzbT Ebdsrr=+532 1619.382.06 1010110.418(2242) 199.3417.9034.09=+:符合要求1021.901753.2319002000MPaMPaMPaMPa=:17计算副箱低档齿轮的接触应力,24js26js, ,2421z=2638z=411193.22TN m=512076.20TN m=5nmmm=,20naa=24 2614.07b-=变速器处于一档时,副箱低档齿轮接触应力校核:(6.61)24242224 26sin11108.20sin2019.682 cos2cos 14.07zdmmarb-=:(6.62)26262224 26sin11195.80sin2032.562 cos2cos 14.07bdmmarb-=:黑龙江工程学院本科毕业设计119 (6.63)41242424 26242426262110.418coscosjzbT Ezbdzsabrr-=+ 532 1193.222.06 101011380.418(3551.6)cos20cos14.07108.20 19.6835.6221=+:符合要求1553.081885.7519002000MPaMPaMPaMPa=: (6.64)512624 262624262110.418coscosjzbT Ebdsabrr-=+ 5322076.202.06 1010110.418(3551.6)cos20cos14.07195.80 19.6835.62=+:符合要求1132.121374.6219002000MPaMPaMPaMPa=:18计算副箱常啮合齿轮的接触应力,23js25js, ,2335z=2524z=411193.22TN m=512076.20TN m=5nmmm=,20naa=23 2513.38b-=变速器处于一档时,副箱高档(常啮合)齿轮接触应力校核:(6.65)23232223 25sin11180.34sin2032.812 cos2cos 13.83bdmmarb-=:(6.66)25252223 25sin11123.66sin2022.502 cos2cos 13.83zdmmarb-=: (6.67)412324 262325232110.418coscosjzbT Ebdsabrr-=+ 532 1193.222.06 1010110.418(3551.6)cos20cos13.83180.34 32.8122.50=+:符合要求865.531050.9219002000MPaMPaMPaMPa=: (6.68)512523 252525232110.418coscosjzbT Ebdsabrr-=+ 5322076.202.06 1010110.418(3551.6)cos20cos13.83123.66 32.8122.50=+:黑龙江工程学院本科毕业设计120符合要求960.621166.3919002000MPaMPaMPaMPa=:19计算副箱低档齿轮的接触应力,24js26js, ,2421z=2638z=421134.05RTN m=5 21973.23RTN m=5nmmm=,20naa=24 2614.07b-=变速器处于档时,副箱低档齿轮接触应力校核:2R(6.69)24242224 26sin11108.20sin2019.682 cos2cos 14.07zdmmarb-=:(6.70)26262224 26sin11195.80sin2032.562 cos2cos 14.07bdmmarb-=: (6.71)42242424 26242426262110.418coscosRjzbTEzbdzsabrr-=+ 532 1134.052.06 101011380.418(3551.6)cos20cos14.07108.20 19.6835.6221=+:符合要求1514.081838.4019002000MPaMPaMPaMPa=: (6.72)5 22624 262624262110.418coscosRjzbTEbdsabrr-=+ 532 1973.232.06 1010110.418(3551.6)cos20cos14.07195.80 19.6835.62=+:符合要求1052.151277.5219002000MPaMPaMPaMPa=:20计算副箱常啮合齿轮的接触应力,23js25js, ,2335z=2524z=421134.05RTN m=5 21973.23RTN m=5nmmm=,20naa=23 2513.38b-=变速器处于档时,副箱高档(常啮合)齿轮接触应力校核:2R(6.73)23232223 25sin11180.34sin2032.812 cos2cos 13.83bdmmarb-=:黑龙江工程学院本科毕业设计121(6.74)25252223 25sin11123.66sin2022.502 cos2cos 13.83zdmmarb-=: (6.75)422324 262325232110.418coscosRjzbTEbdsabrr-=+ 532 1134.052.06 1010110.418(3551.6)cos20cos13.83180.34 32.8122.50=+:符合要求843.791025.5419002000MPaMPaMPaMPa=: (6.76)5 22523 252525232110.418coscosRjzbTEbdsabrr-=+ 532 1973.232.06 1010110.418(3551.6)cos20cos13.83123.66 32.8122.50=+:符合要求1344.131632.0419002000MPaMPaMPaMPa=:6.4 计算主副箱各档齿轮的在啮合点处的受力计算主箱在六、七、八、九、十、档位时,主箱相应齿轮受力。副箱在一档1R与档时,副箱相应齿轮受力。2R6.4.1 主箱一档齿轮受力主箱一档齿轮受力,619()zz12z,695dmm=12210dmm=311409.91TN m=2702.27TN m=20a=(6.77)326622702.27 1014784.63N 95tTFd=(6.78)66tan14784.63tan20 =5381.61NrtFFa=(6.79)6614784.6315728.33N coscos20tnFFa=(6.80)331121222 1490.91 101342.71N 210tTFd=(6.81)1212tan13427.71 tan20 =4887.69NrtFFa=黑龙江工程学院本科毕业设计122(6.82)121213427.7114280.80N coscos20tnFFa=6.4.2 主箱二档齿轮受力主箱二档齿轮受力,518()z z12z,5105dmm=11200dmm=321284.69TN m=2702.27TN m=20a=(6.83)325622702.27 1013376.57N 105tTFd=(6.84)55tan13376.57tan20 =4869.07NrtFFa=(6.85)5513376.5714230.39N coscos20tnFFa=(6.86)332111122 1284.69 1012846.80N 200tTFd=(6.87)1111tan12846.8tan20 =4869.07NrtFFa=(6.88)111112846.8013666.91N coscos20tnFFa=6.4.3 主箱三档齿轮受力主箱三档齿轮受力,417()zz10z,4115dmm=10190dmm=331114.33TN m=2702.27TN m=20a=(6.89)324422702.27 1012213.39N 115tTFd=(6.90)44tan12213.39tan20 =4445.67NrtFFa=(6.91)4412213.3912992.97N coscos20tnFFa=(6.92)333101022 1114.33 1011729.79N 200tTFd=(6.93)1010tan11729.79tan20 =4269.64NrtFFa=(6.94)101011729.7912478.50N coscos20tnFFa=6.4.4 主箱四档齿轮受力黑龙江工程学院本科毕业设计123主箱四档齿轮受力,316()z z9z,3125dmm=9180dmm=34971.22TN m=2702.27TN m=20a=(6.95)323322702.27 1011236.32N 125tTFd=(6.96)33tan11236.32tan20 =4090.02NrtFFa=(6.97)3311236.3211953.53N coscos20tnFFa=(6.98)3349922971.22 1010791.33N 200tTFd=(6.99)99tan10791.33tan20 =3928.05NrtFFa=(6.100)9910791.3311480.14N coscos20tnFFa=6.4.5 主箱常啮合齿轮受力主箱常啮合(五档)齿轮受力,114()z z8z,1145dmm=8160dmm=11325.35TN m=2702.27TN m=20a=(6.101)321122702.27 109686.48N 145tTFd=(6.102)11tan9686.48tan20 =3525.88NrtFFa=(6.103)119686.4810304.77N coscos20tnFFa=(6.104)318822 1325.35 1016566.88N 160tTFd=(6.105)88tan16566.88tan20 =6030.34NrtFFa=(6.106)889686.4817624.34N coscos20tnFFa=6.4.6 主箱倒档齿轮受力主箱倒档齿轮受力,720()zz2122()zz13z黑龙江工程学院本科毕业设计124,780dmm=21105dmm=13200dmm=11619.38RTN m=2702.27TN m=,20a=(6.107)327722702.27 1017566.75N 80tTFd=(6.108)77tan17566.75tan20 =6930.66NrtFFa=(6.109)7717566.7518677.39N coscos20tnFFa=(6.110)32212121722702.27 102117556.75N 10516tT zFdz=(6.111)2121tan17556.75tan20 =6390.66NrtFFa=(6.112)212117556.7518667.39N coscos20tnFFa=(6.113)31131322 1619.38 1016193.80N 200rtTFd=(6.114)1313tan16193.80tan20 =5894.54NrtFFa=(6.115)131316193.817272.45N coscos20tnFFa=6.4.7 主箱一档时副箱低档齿轮受力副箱低档齿轮受力,2428()zz26z,24108.25dmm=2695.88dmm=411193.22TN m=512076.20TN m=,20na=24 2614.07b-=变速器处于一档时:(6.116)3412424242622 1193.22 103839892.01N 108.2521tTzFdz=(6.117)242424 26tan39892.01 tan20=14969.78Ncoscos14.07tnrFFab-=(6.118)242424 26tan39892.01 tan14.0710012.91N atFFb-=黑龙江工程学院本科毕业设计125(6.119)3512626222076.20 1043308.30N 95.88tTFd=(6.120)262624 26tan43308.30tan20=16251.18Ncoscos14.07tnrFFab-=(6.121)262624 26tan43308.30tan14.0710870.38N atFFb-=6.4.8 主箱一档时副箱高档齿轮受力副箱高档(常啮合)齿轮受力,2428()zz26z,23180.23dmm=25123.58dmm=411193.22TN m=512076.20TN m=,20na=23 2513.83b-=变速器处于一档时:(6.122)341232322 1193.22 1013241.08N 180.23tTFd=(6.123)232323 25tan13241.08tan20=4968.82Ncoscos13.83tnrFFab-=(6.124)232323 25tan13241.08tan13.833257.31N atFFb-=(6.125)3512525222076.20 1033600.91N 123.58tTFd=(6.126)252523 25tan33600.91 tan20=12609.00Ncoscos13.83tnrFFab-=(6.127)252523 25tan33600.91 tan13.838625.82N atFFb-=6.4.9 变速器 R2 档时副箱低档齿轮受力副箱低档齿轮受力,2428()zz26z,24108.25dmm=2695.88dmm=421134.04RTN m=5 21973.23RTN m=,20na=24 2614.07b-=变速器处于档时:2R黑龙江工程学院本科毕业设计126(6.128)3422424242622 1134.04 103837913.57N 108.2521RtTzFdz=(6.129)242424 26tan37913.57tan20=14227.36Ncoscos14.07tnrFFab-=(6.130)242424 26tan37913.57tan14.079516.31N atFFb-=(6.131)35 2262622 1973.23 1041173.29N 95.88RtTFd=(6.132)262624 26tan41173.29tan20=15450.60Ncoscos14.07tnrFFab-=(6.133)262624 26tan41173.29tan14.0710334.50N atFFb-=6.4.10 变速器 R2 档时副箱高档齿轮受力副箱高档(常啮合)齿轮受力,2428()zz26z,23180.23dmm=25123.58dmm=421134.04RTN m=5 21973.23RTN m=,20na=23 2513.83b-=变速器处于档时:2R(6.134)342232322 1134.04 1012584.36N 180.23RtTFd=(6.135)232323 25tan12584.36tan20=4722.38Ncoscos13.83tnrFFab-=表 6.5 主箱格挡齿轮啮合点处受力列表(单位:)N黑龙江工程学院本科毕业设计127表 6.6 副箱格挡齿轮啮合点处受力列表(单位:)N一档档2R2327zz2428zz25z26z2327zz2428zz25z26ztiF13241.0839829.0133600.9143308.3012584.3637913.5731934.4641173.29riF4968.8214969.7812609.9016251.184722.3814227.3619183.6515450.60aiF3257.3110012.918265.8210870.383095.759516.317855.8810344.50(6.136)232323 25tan12584.36tan13.833095.75N atFFb-=(6.137)35 2252522 1973.23 1031934.46N 123.58RtTFd=(6.138)252523 25tan31934.46tan20=11983.65Ncoscos13.83tnrFFab-=(6.139)252523 25tan31934.46tan13.837855.88N atFFb-=6.5 本章小结本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则,即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理,并以此确定了主副箱各档齿轮副的材料及热处理方式,然后计算出主副箱各档齿轮在不同档位时的的转矩。计算主副箱格挡齿轮轮齿的弯曲应力和接触应力,最后计算出主副箱各档齿轮在啮合点所受的力。黑龙江工程学院本科毕业设计128第 7 章 变速器主副箱各总成的设计7.1 轴的设计7.1.1 轴的功用及其设计要求变速器在工作是承受力扭矩、弯矩,因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚度不足,在载荷作用下,轴将会产生过大的变形,影响齿轮的正常啮合,产生过大的噪声,并会降低齿轮的使用寿命。这一点很重要,与其它零件的设计不同。黑龙江工程学院本科毕业设计129设计变速器轴时主要考虑以下几个问题:轴的结构形状,轴直径、长度、轴的强的和刚度,轴上花键型式和尺寸。轴的结构主要依据变速器结构布置的要求,并考虑加工工艺,装配工艺而最后确定。7.1.2 轴的结构设计变速器传动机构中轴的设计最为复杂,也最为重要,在设计过程中,要以系统的观点去对待轴的设计,简而言之就是考虑总成的设计,非单独的一根轴。如,齿轮的固定于定位,轴承标准件的选用与轴的轴肩、轴直径轴的配合;轴的长度尺寸的要求尽量减短,以减轻质量和转动惯量;轴上花键的设计考虑到定心的强弱与定心的位置,更要想到花键的加工和内外花键的配合;轴上的卡环槽、退刀槽、砂轮越程槽、平键槽、半圆键槽、弹性圆柱销孔、顶尖孔、圆倒角等部位都能在机械设计手册 15卷中查出,其都是标准件、标准值,在设计时,尽量合理选用;轴承是标准件,是指轴承的内径与外径均为国家标准,不可随意改动;轴的设计要充分的考虑到加工制造、装配与维护;不同位置的轴都起着什么样的作用,设计时考虑优先级别是什么,再类比同类型变速器,斟酌结构上的合理性;要考虑到轴的公用,是转轴、心轴,还是传动轴;更要考虑到轴上齿轮是加工成双联齿轮,还是进行单独加工;轴上那些齿轮可以与轴制造成一体成为齿轮轴;轴的结构形状应保证齿轮、同步器部件、换挡滑动套及轴承等安装、固定。并与工艺要求有密切关系。在中间轴式变速器中,第一轴通常和齿轮做成一体,在重型商用车上一轴也可以做成可拆分式,本次设计变速器的一轴采用的就是可拆分式的,一轴前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其直径根据前轴承内径确定。公差一般选。一轴前端花键6f是渐开线花键平根,第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴45的长度根据离合器总称轴向尺寸确定。第一轴后端也是渐开线外花键与齿轮渐开线内花键配合,内外花键均是渐开线花键平根。确定第一轴后端轴颈时,希望轴承外45径比第一轴上常啮合齿圈外径大,便于装拆第一轴。第二轴前端轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿轮的内腔里,它受齿轮径向尺寸的限制,前端轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针轴承或滑动轴承。第二轴通长采用渐开线花键平根,渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低,45但定位性能好,承载能力大,花键齿短,其小径相应增大,可提高轴的刚度。选用渐黑龙江工程学院本科毕业设计130开线花键是以大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间做相对旋转运动,因此,无论装滚针轴承、衬套还是钢件对钢件直接接触,轴的表面粗糙度均要求很高,不应低于 0.8。表面硬度不应低于 5863HRC。在一般情况下轴上还应开螺旋油槽,以保证充分润滑。在低档时,齿轮须轴向滑动挂档(有些变速器)齿轮处,轴上花键采用矩形花键,因为挂档时,齿轮须轴向滑动,要求定中心好滑动灵活。所以除要求定中心的外径磨削外,一般键齿侧面也需要磨削,而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。第二轴后端通过深沟球轴承支撑于壳体之上。轴上各截面尺寸要避免相差悬殊,轴上供磨削用的砂轮越程槽容易产生应力集中,易造成轴折断。轻型汽车变速器各档位常用弹性挡圈轴向定位,弹性挡圈定位简单,但拆装不方便,并且与旋转件端面有相对摩擦,同时弹性挡圈亦不能传递很大的轴向力,这是很不利的。因此只在轻型汽车上采用。第二轴尾端螺纹不应淬硬。轻型汽车(尤其是轿车)为了缩短传动轴的长度,常常将第二轴做得很长,在长的后体设有辅助支承。有些变速器低档、倒档或超速档传动往往不只在后体上。副箱输出轴两端均采用渐开线花键平根,中部采用双列圆锥滚子轴承支撑。45变速器中间轴有旋转式和固定式两种:固定式中间轴是根光轴,尽其支撑作用,其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承、或短圆柱滚子轴承。轴常压装于壳体中。因此光轴有两种配合公差的轴径。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车的中心距较小,壳体上无足够位置设置滚动轴承和轴承盖。因而多采用固定式中间轴。旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上,一般轴向力常由后轴承承受。由于中间轴上一档齿轮尺寸较小,常和轴做成一体,成为中间齿轮轴,而高档齿轮则通过键或过盈配合与中间轴结合,以便齿轮损坏后更换。如结构尺寸允许,应尽量用旋转式中间轴而不用固定式中间轴。本设计研究的是重型商用车双中间轴变速器,就是采用的旋转式中间轴。主箱中间轴的轴承运用了圆柱滚子轴承,因主箱齿轮均为渐开线直齿圆柱齿轮,中间轴几乎不受轴向力,从前向后依次是常啮合齿轮,四档齿轮,三档齿轮,二档齿轮,一档齿轮、倒档齿轮;除倒档齿轮和一档齿轮由于尺寸较小外,与中间轴制成一体,其他齿轮均采用单独齿轮形式,并通过平键与半圆键周向固定于中间轴上,使用弹性挡圈轴向定位于中间轴上,未采取双联齿轮形式,以便维修更换,而且降低维护成本。主箱黑龙江工程学院本科毕业设计131中间轴前端用轴端挡板与螺栓固定,再加后轴承端盖改进轴定位作用。副箱齿轮均采用渐开线斜齿圆柱齿轮,中间轴受到很大的轴向力,因此选用圆锥滚子轴承正装以抵消轴向力。从前向后依次是高档齿轮、低档齿轮。高档齿轮采用焊接形式与轴进行连接,具体形式参见零件图。主副箱各轴段参数确定方法:因轴承轴段,轴肩,弹性挡圈、套筒、平键、半圆键、渐开线花键、退刀槽、砂轮越程槽、弹性圆柱销、倒角、圆角、轴承端盖、密封圈等均按照机械设计手册 1-5 卷内查出,所以得到主副箱各轴总成均为标准值。7.1.3 初步确定轴的尺寸在已知中间轴式变速器中心距时,可按以下公式初选轴直径:A各轴的最小直径: 3minCPdn=式中: 轴的估算最小径,;mindmm计算常数,取决于轴的材料及受载情况,如表 7.1 所示;C轴传递的功率,;PkW轴的转速。n/ minr第一轴花键部分:3maxedK T=式中: 经验系数,;K4.0 4.6K =发动机最大转矩。maxeT第二轴及中间轴最大轴径:()0.450.6dA=-轴的直径与支承跨度长度 之间关系可按下式选取:dl第一轴及中间轴:0.160.18dl=:第二轴: 0.180.21dl=:轴的尺寸还与齿轮、轴承花键标准等有一定联系,需要根据具体情况,参照轴承、花键标准进行修正。1已知中心距=152,应用上述公式计算主副箱各轴尺寸ammmax1350eTN m=主副箱各轴中部最大直径:maxd主箱第二轴中部最大直径:dmax黑龙江工程学院本科毕业设计132 (7.1)dmax(0.450.60)(0.450.60) 15268.491.2ammmm=:主箱中间轴中部最大直径:dmax (7.2)dmax(0.450.60)(0.450.60) 15268.491.2ammmm=:主箱一轴花键最大直径:dmax (7.3)dmax33max(4.06.0)135044.2166.30ek Tmmmm=:副箱二轴中部最大直径:dmax= (7.4)dmaxdmax68.4091.20mmmm=:副箱中间轴中部最大直径:dmax= (7.5)dmaxdmax68.4091.20mmmm=:2用主副箱各轴最大直径与轴支撑距离 之间的比值公式计算轴的最大跨度maxdl主箱二轴: (7.4)lmax(0.450.60)(0.450.60) 152380.00570.0060.18ammmm=:主箱左右中间轴: (7.5)lmax(0.450.60)(0.450.60) 152325.71506.680.21ammmm=:主箱一轴:(7.6)lmax33max(4.06.0)1350276.31368.360.18ek Tmmmm=:副箱输出轴:=(7.7)lmaxlmax380.00570.00mmmm:副箱左右中间轴:=(7.8)lmaxlmax325.71506.67mmmm:根据 CA10TA190M 双中间轴变速器外廓尺寸得到:总长:L(7.9)764.1086.70850.80Lmm=+=总宽:B(7.10)2 180.495140575.8Bmm+=总高:H(7.11)174.8128.3170476.7Hmm+=黑龙江工程学院本科毕业设计133表7.1 轴常用材料的值轴的材料Q235、20Q275、354540Cr、20CrMnTiC126149112135103126971127.2 主副箱各轴尺寸设计7.2.1 主副箱各轴总成详细尺寸主副箱各轴总成尺寸,详细见零件图,图 2 至图 24。7.2.2 主副箱各轴总成轴段设计主副箱各轴总成轴段(从前至后) 。1主箱一轴总成各轴段一轴前端轴承轴、渐开线花键、空轴段、一轴油封、回油螺纹、卡环、带止动环的深沟球轴承、一轴后端轴承垫圈、进油孔、渐开线花键、卡环、滑动轴承、一轴后端型腔。图 7-1 主箱一轴总成2主箱二轴总成各轴段四方键卡环、四方键、弹性圆柱销、倒档齿轮定位挡圈、倒档齿轮、倒档齿轮限位垫圈、一倒档滑动齿套、一档齿轮限位垫圈、一档齿轮、轴间限位垫圈、二档齿轮、二档齿轮限位垫圈、二三档齿轮滑动齿套、三档齿轮限位垫圈、三档齿轮、轴间限位挡圈、四档齿轮、四档齿轮限位垫圈、四五档齿轮滑动齿套、轴间、滑动轴承。黑龙江工程学院本科毕业设计134图 7-2 主箱二轴总成3主箱左右中间轴总成各轴段六角到京螺钉、中间轴前端轴承挡板、带制动环的圆柱滚子轴承、五档齿轮卡环、中间轴五档齿轮、中间轴取力器齿轮、中间轴四档齿轮、中间轴三档齿轮、中间轴二档齿轮、平键、弹性圆柱销、半圆键、齿轮轴、一档齿轮、空轴段、倒档齿轮、中间轴后端圆柱滚子轴承、中间轴后端圆柱滚子轴承卡环。图 7-3 主箱左右中间轴总成4主箱倒档惰轮轴总成各轴段图 7-4 主箱倒档惰轮轴总成倒档惰轮轴卡环、倒档惰轮轴垫圈、倒档惰轮、滚针轴承、倒档惰轮垫圈、倒档惰轮周卡环。5副箱输出轴总成各轴段高档同步锥总成、滑动齿套、低档同步锥总成、输出轴、输出轴限位挡圈、输出轴低档齿轮、低档齿轮定位挡圈、双列圆锥滚子轴承、计数垫圈、速度表传动用从动齿轮(计数轮) 、输出轴凸缘挡尘罩、锁紧螺母。黑龙江工程学院本科毕业设计135图 7-5 副箱输出轴总成6副箱右下中间轴总成各轴段(不带取力器)圆锥滚子轴承、副箱焊接中间轴、定位挡圈、圆锥滚子轴承。图 7-6 副箱右下中间轴总成7副箱左上中间轴总成各轴段(带取力器)圆锥滚子轴承、副箱焊接中间轴、定位挡圈、圆锥滚子轴承。图 7-7 副箱左上中间轴总成7.3 计算主副箱各轴与齿轮的花键7.3.1 花键的特点及应用花键联接是平键在数量上发展和质量上改善的一种联接,它由轴上的外花键和毂孔的内花键组成,如图 7-8 所示,工作时靠键的侧面互相挤压传递转矩。黑龙江工程学院本科毕业设计136图 7-8 内花键与外花键与平键联接相比,花键联接具有以下优点:轴上零件与轴的对中性好;轴的削弱程度较轻;承载能力强;导向性好。其缺点是制造比较复杂、需专用设备,成本高。 花键已标准化,根据齿形,花键可分为矩形花键和渐开线花键两种。矩形花键采用内径定心方式,即外花键和内花键的小径 d 为配合面。特点:是定心精度高,定心稳定性好,能用磨削的方法消除热处理引起的变形。矩形花键联接应用广泛。图 7-9 矩形花键 (a)(b)30a=45a=图 7-10 渐开线花键渐开线花键的齿廓为渐开线,分度圆压力角有和两种,如图 7-10a 与 b 所3045示。渐开线花键可以用制造齿轮的方法来加工,工艺性较好,制造精度较高,应力集中小,易于定心,当传递的转矩较大且轴径也较大时,宜采用渐开线花键联接。 渐开线花键的定心方式为齿形定心。当齿受载时,齿上的径向力能起到自动定心作用,有利于各齿均匀承载。由上所述,花键联接多用于载荷较大,定心精度要求较高的联接中,如汽车,机床,飞机等机器中。本设计所有花键处均选用了渐开线花键。45黑龙江工程学院本科毕业设计1377.3.2 主副箱各轴花键的设计公式渐开线花键(平根)公式:451内花键分度圆直径:DDmz=基圆直径:bDcosbDDmza=内花键大径:eiD(1.2)eiDm z=+内花间小径:iiDmax2iiFeFDDC=+齿距: PPmp=基本齿厚: S0.5Smp=2外花键:分度圆直径: DDmz=基圆直径:bDcosbDDmza=外花键大径:eeD(0.8)eeDm z=+外花间小径:ieD(1.2)ieDm z=-齿距: PPmp=基本齿厚: S0.5Smp=式中:模数,;mmm齿数;z分度圆压力角, ;Da外花键渐开线起始圆最大直径,;maxFeDmm齿形欲度,。FC0.1FCm=mm7.3.3 计算主副箱各轴与齿轮渐开线花键经手动计算与软件计算相对比,得到结果相一致,因此采用软件计算,计算结果如图 7-11 至图 7-18 所示。1主箱一轴前端外花键黑龙江工程学院本科毕业设计138图 7-11 主箱一轴前端外花键2主箱一轴后端内、外花键图 7-12 主箱一轴后端内、外花键3主箱二轴各档齿轮内花键黑龙江工程学院本科毕业设计139图 7-13 主箱二轴各档齿轮内花键4主箱二轴外花键图 7-14 主箱二轴外花键5主箱滑动套内、外花键黑龙江工程学院本科毕业设计140图 7-15 主箱滑动套内、外花键6主箱各档齿轮限位垫圈内花键图 7-16 主箱各档齿轮限位垫圈内花键7副箱输出轴接法兰盘处内、外花键黑龙江工程学院本科毕业设计141图 7-17 副箱输出轴接法兰盘处内、外花键8副箱左上中间轴后端外花键图 7-18 副箱左上中间轴后端外花键7.4 主副箱各轴总成校核黑龙江工程学院本科毕业设计1427.4.1 主箱一轴总成校核1 主箱一轴总成强度校核轴转矩强度校核公式:maxmax316eeppTTWdtp=式中: 扭转切应力,;ptMPa发动机输出的最大转矩,;maxeTN m抗弯截面系数,实心圆周,;pW316pdWp=3m轴的直径,花键处按内径计算,。dmm表 7.2 20CrMnTi 的力学性质材料牌号热处理毛坯直径mm硬度HB抗拉强度bs屈服极限ss弯曲疲劳极限1s-扭转疲劳极限1t-备注20CrMnTi渗碳淬火回火15表面5662HRC1100850525300用于要求强度和韧性均较高的轴符合要求(7.12)3maxmax1331616 1350 1050.033003.1450eeppTTMPaMPaWdttp-=,将力从啮合点处276lmm=41amm=50dmm=1325.35MTN m=转化到水平面与垂直面内(自此以后的所有力均如此,不再赘述) 。(7.13)816566.88cos17.7215788.24tFN=(7.14)86030.34cos17.725746.91RFN=求水平面内支反力、和弯矩、HARHBRHBMVBM(7.15)88()0HAHBttHBRRFFlaR l+=+= 15788.2415788.24(26741)2670HAHBHBRRR+=+= 2424.5918212.83HAHBRNRN= 黑龙江工程学院本科毕业设计143(7.16)18212.832674862825.616629.392671770047.13HBHBVBVBMR lN mmMR lN mm= 图 7-19 一轴受力图求垂直面内支反力、和弯矩、VARVBRVCMVBM(7.17)88()0VAVBrrVBRRFFlaR l+=+= 5746.915746.91 (26741)2670VAVBVBRRR+=+= 882.486629.39VAVBRNRN= (7.18)88()15788.24(26741)4862777.92()5746.91 (26741)1770048.28HCtVCrMFlaN mmMFlaN mm=+=+=+=+= 黑龙江工程学院本科毕业设计144(7.19)4862825.614862777.929725603.531770047.131770048.283540095.45HHBHCVVBVCMMMN mmMMMN mm=+=+=+=+= 按第三强度理论进行校核:(7.20)222CHCVCMMMTa=+2224862777.921770048.280.6 1325350=+65.3 10 N mm=符合要求(7.21) 33332325.6 1031.26MPa400MPa3.14 120CCCMdssp= (7.22)222BHBVBMMMTa=+2224862825.611770047.130.6 1325350=+65.3 10 N mm=符合要求(7.23) 33332325.6 10250.06MPa400MPa3.1460CCCMdssp=2主箱一轴刚度校核图 7-20 一轴刚度变形简图, 276lmm=41amm=50dmm=转角:q黑龙江工程学院本科毕业设计14526BAFalEIqq-= -=(23 )6CFalaEIq+=挠度:y2()3CFa layEI+=(7.24)4515788.2441 2673.14502662.10 1032tBttAFalEIqq-= -= -符合要求60.00023.4 100.002radrad-= -(7.25)45(23 )15788.2441 (2267341)3.1450662.10 1032ttCFalaEIq+ =符合要求50.00061.0 100.002radrad-=(7.26)2245()15788.2441(26741)3.1450332.10 1032ttCFa layEI+=符合要求0.020.050.10mmmmmm=:(7.27)455746.91 41 2673.14502662.10 1032rBrrAF alEIqq-= -= -符合要求60.00081.4 100.002radrad-= -(7.28)45(23 )5746.91 41 (2267341)3.1450662.10 1032rrCF alaEIq+ =符合要求50.00023.4 100.002radrad-=(7.29)2245()5746.91 41(26741)3.1450332.10 1032rrCF a layEI+=符合要求0.0080.050.10mmmmmm=:(7.30)226262(3.4 10)(1.4 10)AtArAqqq-= -+= -+黑龙江工程学院本科毕业设计146符合要求51.4 100.002rad-= -符合要求(7.31)522.8 100.002BAradradqq-= -=(7.32)225262(1.0 10)(3.4 10)CtCrCqqq-=+=+符合要求53.4 100.002radrad-=符合要求(7.33)22220.020.0080.00050.2CtCrCyyymmmm=+=+=3主箱一轴前端渐开线外花键挤压强度校核表 7.3 花键连接的许用压强/PPPMPa连接方式使用和制造情况齿面未经热处理齿面经热处理不良35504070中等60100100140静连接良好80120120200不良15202035中等20303060不在载荷作用下的移动的动连接良好25404070不良310中等515在载荷作用下的移动的动连接良好10202PPmTPPzhlDy=式中: 转矩,;TN mm各赤载荷不均系数,一般;y0.70.8y=:齿数;z齿的工作长度(配合长度) ,;lmm平均直径,矩形花键,渐开线花键;mDmm2mDdD+=mDD=矩形花键为大径,渐开线花键为分度圆直径,;Dmm许用压强,如表 7.3 所示;PPPMPa120200MPaMPa=:齿工作高度,矩形花键,(为倒角尺寸),渐hmm22DdhC-=-C黑龙江工程学院本科毕业设计147开线花键时,时,时,是花键模30a=hm=37.5a=0.9hm=45a=0.8hm=m数。(7.34)322 1350 10(0.70.8)80.8 5 12040mTPzhlDy=:符合要求21.9725.11120200PPMPaMPaPMPaMPa=:4主箱一轴后端渐开线外花键挤压强度校核(7.35)322 1350 10(0.70.8)240.8 5 120 18mTPzhlDy=:符合要求16.2718.60120200PPMPaMPaPMPaMPa=:5主箱一轴轴承在和与寿命校核本设计所应用所有轴承的基本额定静载荷,以及油润滑的极限转速0rC()kNmaxn两项内容均远远满足要求,因此无需进行校核。( / min)r轴承载荷校核:此深沟球轴承仅受径载荷,故,所选轴承代号 6321-6629.37rrVBPFRN=N,。81.8rCkN=符合要求 (7.36)6629.3781800rrFNCN=轴承寿命校核:轴承寿命可按汽车平局行驶速度行驶到大修前的总里程 计算,amvs()汽车平均行驶速度, 对于客车与货车取大修前的的行驶hamsLv=hmax0.6amvv=s里程。52.0 10skm=(7.37)1max0.60.67545amvvkm h-=轴承预期寿命:hL(7.38)5max2.0 104444.440.60.675hamssLhvv=黑龙江工程学院本科毕业设计148轴承实际寿命:hL(7.39)max62100632.53 / min3.32egnnri=6633101081.8 10()()6060632.536629.37rhrCLn Pe=符合要求75.0 104444.44hh=式中: 基本额定寿命,;hLh基本额定动载荷;rCN当量动载荷,;rPN轴的转速,;n1minr-轴承寿命系数,对于球轴承,对于滚子轴承。e3e=103e=图 7-21 一轴总成校核标注图7.4.2 主箱二轴总成校核1主箱二轴在主箱一档与档时,渐开线外花键挤压强度校核1R一档时:黑龙江工程学院本科毕业设计149(7.40)322 1490.91 10(0.70.8)240.82.5 3660mTPzhlDy=:符合要求35.9441.08120200PPMPaMPaPMPaMPa=:档时:1R(7.41)322 1619.38 10(0.70.8)240.82.5 3660mTPzhlDy=:符合要求39.0444.61120200PPMPaMPaPMPaMPa=:图 7-22 主箱二轴总成校核标注图2主箱二轴在主箱一档与档时,齿轮渐开线内花键挤压强度校核1R一档时:(7.42)322 1490.91 10(0.70.8)240.8 5 17 120mTPzhlDy=:符合要求19.0321.75120200PPMPaMPaPMPaMPa=:档时:1R(7.43)322 1619.38 10(0.70.8)240.8 5 17 120mTPzhlDy=:黑龙江工程学院本科毕业设计150符合要求20.6723.63120200PPMPaMPaPMPaMPa=:3主箱滑动套在主箱一档与档时,渐开线外花键挤压强度校核1R一档时:(7.44)322 1490.91 10(0.70.8)240.8 5 17 120mTPzhlDy=:符合要求19.0321.75120200PPMPaMPaPMPaMPa=:档时:1R(7.45)322 1619.38 10(0.70.8)240.8 5 17 120mTPzhlDy=:符合要求20.6723.63120200PPMPaMPaPMPaMPa=:4主箱滑动套在主箱一档与档时,渐开线内花键挤压强度校核1R一档时:(7.46)322 1490.91 10(0.70.8)240.82.5 3660mTPzhlDy=:符合要求35.9441.68120200PPMPaMPaPMPaMPa=:档时:1R(7.47)322 1619.38 10(0.70.8)240.82.5 3660mTPzhlDy=:符合要求39.0444.61120200PPMPaMPaPMPaMPa=:5主箱滑动套在主箱一档与档时,平键的剪切强度与挤压强度校核1R挤压强度:2/ppppTPPDkLs=剪切强度:2PTDbltt=黑龙江工程学院本科毕业设计151式中: 转矩,;TN m轴的直径,;Dmm键与轮毂的接触高度,平键,半圆键查机械设计手册kmm2hk =1-5 卷表 5-3-23;键的工作长度,对于型键;lmmAlLb=-键的长度,;Lmm键的宽度,;bmm键连接许用挤压应力,及许用挤压压强,如表 7.3 所示;,ppppPsMPa键连接许用剪切力,如表 7.3 所示;PtMPa一档时:挤压强度:(7.48)322 1490.91 1030.06/100120624400ppppTPMPaPMPaMPaDkLs=:剪切强度:(7.49)322 1409.91 1011.376062 10400PTMPaMPaDbltt=档时:1R挤压强度:(7.50)322 1619.31 1036.25/100120624400ppppTPMPaPMPaMPaDkLs=:剪切强度:(7.51)322 1619.31 1013.066062 10400PTMPaMPaDbltt=6主箱二轴弹性圆柱销剪切强度校核主箱二轴平键仅承受转矩,几乎不承受轴向力。并且所选弹性圆柱销可承受最小双面剪切载荷值,此值远远满足要求,故不给予精确校核。*15.36MINGkN=黑龙江工程学院本科毕业设计1527主箱二轴在主箱一、二、三、四、档时,刚度校核 1R轴在垂直面内挠度为cf 2222rr464Fa33cFa bbfEILELdp=轴水平面内挠度为:sf 2222464Fa33ttsFa bbfEILELdp=轴水平面内转角为 :d ()()464Fa33rrF ab bab baEILELddp-=式中: 齿轮齿宽中间平面上的径向力,;rFN齿轮齿宽中间平面上的圆周力,;tFN弹性模量(MPa) ,;E52.10 10EMPa=惯性矩,对于实心轴,;I4mm464dIp=轴的直径,花键处按平均直径计算;dmm、齿轮上的作用力距支座、的距离,;abABmm支座间的距离,。Lmm图 7-23 主箱二轴刚度变形简图轴的全挠度为。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为220.2csfffmm=+黑龙江工程学院本科毕业设计153,。齿轮所在平面轴的转角不应超过 0.050.10cfmmmm=: 0.100.15sfmmmm=:。0.002rad一档时:,60dmm=12300amm=12147bmm=447Lmm=(7.52)1213427.71 cos17.7212796.61tFN=(7.53)124487.69cos17.724657.97rFN=(7.54)221212 12124643rcF a bfELdp=符合要求2254644657.973001470.0510.050.103 3.142.10 1044760mmmmmm=:(7.55)221212 12124643ttF a bfELdp=符合要求225464 12796.91 3001453 3.142.10 1044760mmmmmm=:符合要求(7.56)22221212120.00csfffmmmm=+=+=(7.57)()r1212 12121212464F3a bbaELddp-=符合要求()1254644657.97300 1471473000.000180.0023 3.142.10 1044760radradd-= -二档时:,60dmm=11246amm=11201bmm=447Lmm=(7.58)1112846.80cos17.7212243.00tFN=(7.59)114676.24cos17.724456.46rFN=(7.60)2211 11 11114643rcF a bfELdp=黑龙江工程学院本科毕业设计154符合要求2254644456.462462010.0610.050.103 3.142.10 1044760mmmmmm=:(7.61)2211 11 11114643ttF a bfELdp=符合要求225464 12243.002462053 3.142.10 1044760mmmmmm=:符合要求(7.62)22221111110.060csfffmmmm=+=+=(7.63)()r11 11 11111111464F3a bbaELddp-=符合要求()1154644456.462462012012460.0000550.0023 3.142.10 1044760radradd-= -三档时:,60dmm=10159amm=10288bmm=447Lmm=(7.64)1011729.79cos17.7211178.49tFN=(7.65)104269.64cos17.724068.97rFN=(7.66)221010 10104643rcF a bfELdp=符合要求2254644068.97 1592880.0480.050.103 3.142.10 1044760mmmmmm=:(7.67)221010 10104643ttF a bfELdp=符合要求225464 11178.49 1592853 3.142.10 1044760mmmmmm=:符合要求(7.68)22221010100.040csfffmmmm=+=+=(7.69)()r1010 10101010464F3a bbaELddp-=黑龙江工程学院本科毕业设计155符合要求()1054644068.97 1592882881590.000120.0023 3.142.10 1044760radradd-= -四档时:,60dmm=9105amm=9342bmm=447Lmm=(7.70)910719.33 cos17.7210215.52tFN=(7.71)93928.05cos17.723743.43rFN=(7.72)2299994643rcF a bfELdp=符合要求2254643743.43 1053420.0270.050.103 3.142.10 1044760mmmmmm=:(7.73)2299994643ttF a bfELdp=符合要求225464 10215.52 1053420.0740.150.253 3.142.10 1044760mmmmmm=:符合要求(7.74)22229990.0270.0740.0790.20csfffmmmm=+=+=(7.75)()r99 9999464F3a b baELddp-=符合要求()954643743.43 105 3423421050.000180.0023 3.142.10 1044760radradd-=档时:1R,60dmm=13378amm=1369bmm=447Lmm=(7.76)1316193.80cos17.7215432.69tFN=(7.77)135894.54cos17.725617.50rFN=(7.78)221313 13134643rcF a bfELdp=黑龙江工程学院本科毕业设计156符合要求2254645617.50378690.020.050.103 3.142.10 1044760mmmmmm=:(7.79)221313 13134643ttF a bfELdp=符合要求225464 15432.69378690.0590.150.253 3.142.10 1044760mmmmmm=:符合要求(7.80)22221313130.020.0590.0620.20csfffmmmm=+=+=(7.81)()r1313 13131313464F3a bbaELddp-=符合要求()1354645617.5037869693780.000250.0023 3.142.10 1044760radradd-= -8主箱二轴在主箱二档时,强度校核 二档时的挠度最大,最危险,故仅校核主箱二档时二轴强度即可。,1246Lmm=2201Lmm=477Lmm=1248.69TN m=求水平面内支反力、和弯矩、HARHBRHCZMHCYM(7.82)1112HAHBtHAHBRRFRLRL+= 12243.00246201HAHBHAHBRRRR+= 5040.9716378.00HAHBRNRN= (7.83)11111212243.02463011778.0012243.02012460843.00HCZtHCYtMF LN mmMF LN mm= 求垂直面内支反力、和弯矩、VARVBRVCZMVCYM(7.84)1112VAVBtVAVBRRFR LR L+= 4456.46246201VAVBVAVBRRRR+= 2003.812452.65VAVBRNRN= 黑龙江工程学院本科毕业设计157图 7-24 二轴受力图(7.85)11111212243.02463011778.0012243.02012460843.00HCZtHCYtMF LN mmMF LN mm= 按第三强度理论进行校核:(7.86)222CHCZVCZMMMTa=+2223011778.001096289.160.6 1284690=+63.4 10 N mm=黑龙江工程学院本科毕业设计158符合要求(7.87) 33332323.4 10187.10MPa400MPa3.1457CCCMdssp=9主箱二轴在主箱一档时,二轴后端深沟球轴承轴承载荷与寿命校核 由于工作转速及轴颈要求,选择二轴后端轴承型号 6018-N,基本额定动载荷,极限转速。一档时传递转矩最大,轴承所受载荷最大,因此58rCkN=5300 / minr仅校核一档时轴承载荷与寿命即可。轴承载荷校核:(7.88)08588.338588.332.740.153126.0358000aaHBrVBrFFReFRC=查机械设计手册 1-5 卷表 7-2-51,当向心深沟球轴承0.56X =1.31Y =只承受径向力作用时,符合要求(7.89)3126.0358000rrVBPFRNN=轴承寿命校核:(7.90)66333101058 10()()6060632.53 3.126 10rhrCLn Pe=符合要求51.68 104444.44hh=10主箱二轴在主箱一档时,二轴前端滑动轴承校核所选轴瓦材料如表 7-4 所示,铸锡锑轴承合金 ZSnSb11Cu6,冲击载荷。(1)轴承压强p限制轴承压强,以保证润滑油不被过大的压力挤出,从而避免轴瓦产生过度磨p损。 FppBd=式中: 轴承径向载荷,;FN轴瓦工作宽度,;Bmm轴颈直径,;dmm轴瓦材料需用压强,如表 7.4 所示。 pMPa符合要求(7.91) 1531.941.28204030FpMPapMPaBd=表 7.4 常用轴瓦轴承衬套材料的性能黑龙江工程学院本科毕业设计159HBS材料及其代号 /pMPa/(/ )pvMPa m s /(/ )vm s金属型砂型最高工作温度C轴颈硬度平稳252080150150HBS铸锡锑轴承合金ZSnSb11Cu6冲击20156027150铸铅锑轴承合金ZPbSb16Sn16Cu215101230150150HBS铸锡青铜ZCuSn10P1151510908028045HRC铸锡青铜ZCuSn5Pb5Zn58153656028045HRC铸铝青铜ZCuAl10Fe31512411010028045HRC(2)轴承值pv与摩擦功率损耗成正比,他简略地表征轴承发热因素,值越高轴承升温越pvpv高,容易引边界油膜破裂。60 1000F dnpvpvBdp=式中: 轴的转速,;n/ minr轴瓦材料的许用值,如表 7.4 所示。pv/MPa m s(7.92)21001513.943.143.2260 1000403060 1000F dnpvBdp=1.27/60/MPa m spvMPa m s=(3)轴承速度v为防止轴承因 过大而出现过早磨损,有时需要校核 。vv vv式中: 轴瓦材料许用线速度,如表 7.4 所示。 v/m s(7.93)3.143021003.3/60/60 100060 1000dnvm spvm sp=7.4.3 主箱左右中间轴总成校核黑龙江工程学院本科毕业设计160图 7-25 主箱做右中间轴总成校核标注图1主箱左右中间轴在主箱一档与时,平键剪切强度与挤压强度校核1R一档时:挤压强度:(7.94)322702.27 1010.80/10012060 11 197ppppTPMPaPMPaMPaDkLs=:剪切强度:(7.95)322702.27 106.606060 18 197PTMPaMPaDbltt=档时:1R挤压强度: (7.96)3121619.38 102212.45/10012060 11 197ppppTPMPaPMPaMPaDkLs=:剪切强度:(7.97)3121619.38 10227.606060 18 197PTMPaMPaDbltt=2主箱左右中间轴弹性圆柱销剪切强度校核主箱做右中间轴平键仅承受转矩,几乎不承受轴向力。并且所选弹性圆柱销可承受最小双面剪切载荷值,此值远远满足要求,故不给予精确校核。*15.36MINGkN=黑龙江工程学院本科毕业设计1613主箱左右中间轴在主箱三当时,半圆键剪切强度与挤压强度校核,8bmm=11hmm=60dmm=27.40lmm=5.52hkmm=挤压强度: (7.98)322702.27 10153.34/160605.527.40ppppTPMPaPMPaDkLs=剪切强度:(7.99)322702.27 10106.796060 827.40PTMPaMPaDbltt=4主箱左右中间轴在主箱一、二、三、四、五、档时,刚度校核 1R图 7-26 主箱左右中间轴的刚度变形简图一档时:,95dmm=6322amm=6144bmm=466Lmm=(7.100)614784.63 cos17.7214089.75tFN=(7.101)65384.61 cos17.725128.67rFN=(7.102)2266664643rcF a bfELdp=符合要求2254645128.673221440.00940.050.103 3.142.10 1046695mmmmmm=:(7.103)2266664643ttF a bfELdp=黑龙江工程学院本科毕业设计162符合要求225464 14089.75 3221440.0260.150.253 3.142.10 1046695mmmmmm=:符合要求(7.104)22226660.00940.0260.0280.20csfffmmmm=+=+=(7.105)()r66 6666464F3a b baELddp-=符合要求()654645128.67322 1441443220.0000360.0023 3.142.10 1046695radradd-= -二档时:,60dmm=5264amm=5201bmm=447Lmm=(7.106)513376.57cos17.7212747.87tFN=(7.107)54869.07cos17.724640.22rFN=(7.108)2255554643rcF a bfELdp=符合要求2254644640.222642020.0070.050.103 3.142.10 1046660mmmmmm=:(7.109)2255554643ttF a bfELdp=符合要求225464 12747.872642053 3.142.10 1046660mmmmmm=:符合要求(7.110)22225550.00csfffmmmm=+=+=(7.111)()r55 5555464F3a b baELddp-=符合要求()554644640.222642022022640.000080.0023 3.142.10 1046660radradd-= -三档时:,60dmm=4180amm=4286bmm=466Lmm=黑龙江工程学院本科毕业设计163(7.112)412213.39cos17.7211639.36tFN=(7.113)44445.67cos17.724236.72rFN=(7.114)2244444643rcF a bfELdp=符合要求2254644236.72 1802860.060.050.103 3.142.10 1046660mmmmmm=:(7.115)2244444643ttF a bfELdp=符合要求225464 11639.36 1802860.1650.150.253 3.142.10 1046660mmmmmm=:符合要求(7.116)22224440.060.1650.0310.20csfffmmmm=+=+=(7.117)()r444444464F3a b baELddp-=符合要求()454644236.72 1802862861800.000120.0023 3.142.10 1046660radd-=四档时:,60dmm=3122amm=3344bmm=466Lmm=(7.118)311236.32cos17.7210780.21tFN=(7.119)34090.02cos17.723897.79rFN=(7.120)2233334643rcF a bfELdp=符合要求2254643897.79 1223440.0370.050.103 3.142.10 1046660mmmmmm=:(7.121)2233334643ttF a bfELdp=黑龙江工程学院本科毕业设计164符合要求225464 10780.21 1223453 3.142.10 1046660mmmmmm=:符合要求(7.122)22223330.030csfffmmmm=+=+=(7.123)()r93 3333464F3a b baELddp-=符合要求()354643879.79 1223443441220.000190.0023 3.142.10 1046660radradd-=五档时:,60dmm=141amm=1425bmm=466Lmm=(7.124)19686.48cos17.729231.22tFN=(7.125)13525.88cos17.723360.16rFN=(7.126)221 1114643rcF a bfELdp=符合要求2254643360.16414250.00550.050.103 3.142.10 1046660mmmmmm=:(7.127)221 1114643ttF a bfELdp=符合要求2254649231.22414250.0150.150.253 3.142.10 1046660mmmmmm=:符合要求(7.128)22221110.00550.0150.0160.20csfffmmmm=+=+=(7.129)()r1 1 1111464F3ab baELddp-=符合要求()154643360.1641 425425410.000180.000123 3.142.10 1046660radradd-=档时:1R,80dmm=7395amm=771bmm=466Lmm=黑龙江工程学院本科毕业设计165717556.75cos17.7216731.58tFN=(7.130)76390.66cos17.726090.30rFN=(7.131)2277774643rcF a bfELdp=(7.132)2254646090.30395710.00810.050.103 3.142.10 10466 80mmmmmm=:符合要求2277774643ttF a bfELdp=(7.133)225464 16731.58 395710.0220.150.253 3.142.10 10466 80mmmmmm=:符合要求22227770.00810.0220.070.20csfffmmmm=+=+=符合要求(7.134)()r777777464F3a b baELddp-=(7.135)()754646090.3039571713950.0000940.0023 3.142.10 10466 80radradd-= -符合要求5主箱左右中间轴强度校核 二档时的挠度最大,最危险,故仅校核主箱二档时主箱左右中间轴强度即可。141Lmm=,2223Lmm=,3202Lmm=,466Lmm=,702.27TN m=19231.22tFN=,13360.16rFN=,512747.87tFN=,54640.22rFN=求水平面内支反力HAR、HBR和弯矩HCZM、HCYM、HDZM、HDYM1151253123()0()0ttHBttHAF LFLLRLF LFLLRL+=+= (7.136)9231.224112747.87(41223)466012747.872029231.22(223202)4660HBHARR -+=-+= 15869.316409.78HAHBRNRN= 黑龙江工程学院本科毕业设计166图 7-27 主箱左右中间轴受力图111153539231.2241378480.02()9231.22(46641)3923268.50()12747.87(466202)3365437.6812747.872022575069.74HCZtHCYtHDZtHDYtMF LN mmMFLLN mmMFLLN mmMF LN mm=-=-=-=-= (7.137)求垂直面内支反力VAR、VBR和弯矩VCZM、VCYM、VDZM、VDYM1151253123()0()0rrVBrrVAF LFLLR LF LFLLR L+=+= (7.138)黑龙江工程学院本科毕业设计1673360.16414640.22(41223)46604640.2220233690.16(223202)4660VBVARR -+=-+= 3613.222333.16VAVBRNRN= 111153533330.1641137766.56()3360.16(46641)1428068.00()4640.22(466202)1225018.084640.22202937324.44VCZrVCYrVDZrVDYrMF LN mmMFLLN mmMFLLN mmMF LN mm=-=-=-=-= (7.139)按第三强度理论进行校核:222CHCYVCYMMMTa=+(7.140)2223923268.501428068.000.6702270=+64.2 10 N mm= 33332324.2 10198.16MPa400MPa3.1460CCMdssp=符合要求(7.141)222DHDZVDZMMMTa=+(7.142) 2223365437.681225018.080.6702270=+63.6 10 N mm= 33332323.6 10169.85MPa400MPa3.1460DDMdssp=符合要求(7.143)6主箱左右中间轴轴在主箱一档时,圆柱滚子轴承轴承载荷与寿命校核141Lmm=,2281Lmm=,3144Lmm=,466Lmm=,702.27TN m=19231.22tFN=,13360.16rFN=,614784.63cos17.7214083.18tFN=,65381.61 cos17.725128.67rFN=求垂直面内支反力VAR、VBR 1611612()rrVAVBrrVBFFRRF LFLLR L+=+= (7.144)黑龙江工程学院本科毕业设计1683360.165128.673360.16415128.67(41281)466VAVBVBRRR+=+= 4649.353839.48VAVBRNRN= 图 7-28 主箱左右中间轴一档时受力图当圆柱滚子轴承仅受径载荷,当量动载荷rrPF=。当圆柱滚子轴承承受轴向载荷时,对于轴向承载 22(例 Nup2209E) 、23 系列圆锥滚子轴承,当量动载荷:当00.18arFF时, 0.2rraPFF=+0.180.30arFF时, 0.940.53rraPFF=+主箱均是直齿圆柱齿轮,轴承几乎不承受轴向载荷,因此rrPF=。又因主箱一档时,轴传递转矩最大,轴承所受载荷也最大。故仅校核主箱一档时轴承载荷与寿命即可。所选轴承代号 Nup2209E,71rCkN=。轴承载荷校核:4649.3571000rVArPRNCN=符合要求 (7.145)轴承寿命校核:轴承寿命可按汽车平局行驶速度amv行驶到大修前的总里程s计算,hamsLv=(h)汽车平均行驶速度max0.6amvv=,s对于客车与货车取大修前的的行驶黑龙江工程学院本科毕业设计169里程52.0 10skm=。1max0.60.67545amvvkm h-=(7.146)轴承预期寿命hL:5max2.0 104444.440.60.675hamssLhvv=(7.147)轴承实际寿命hL:max62100632.53 / min3.32egnnri=(7.148)106633101071 10()()6060632.53 4649.35rhrCLn Pe=52.33 104444.44hh=符合要求7.4.4 主箱倒档惰轮轴总成校核1主箱倒档惰轮轴刚度校核此轴是心轴,只承受弯矩不承受转矩,并且轴的长度较短。故在水平面和垂直面的挠度都很小,刚度不必详细校核,仅计算齿轮所在位置的挠度和转角。32lmm=,30dmm= 2117566.75cos17.7216741.11tFN=,216930.66cos17.726090.30rFN=转角q:22BFLEIq=挠度y:33BFLyEI=22451674.11 323.1430222.10 1032HBFLEIq= (149)60.00058.7 100.002radrad-=符合要求黑龙江工程学院本科毕业设计170图 7-29 倒档惰轮轴刚度变形简图22456090.30323.1430222.10 1032VBFLEIq= (7.150)60.00023.5 100.002radrad-=符合要求334516741.11 323.1430332.10 1032BFLyEI=(7.151)0.0110.150.25mmmm=:符合要求33456090.30323.1430332.10 1032BFLyEI=(7.152)0.0040.150.25mmmm=:符合要求226262(8.7 10)(3.5 10)BHBVBqqq-=+=+(7.153)69.38 100.002radrad-=符合要求22220.0110.004BHBVByyy=+=+(7.154)黑龙江工程学院本科毕业设计1710.0120.2mmmm=符合要求倒档惰轮同时与两个齿轮啮合,并且相应转角与挠度均相同,最终倒档轴的挠度和转角为:6521.4149.83 101.339.83 100.002BBradradqq-=符合要求(7.155)21.4140.0120.0170.2BByymmmm=符合要求(7.156)2主箱倒档惰轮轴强度校核图 7-30 倒档惰轮轴总成校核标注图黑龙江工程学院本科毕业设计172图 7-31 倒档惰轮轴受力图32lmm=,30dmm= 2117566.75cos17.7216741.11tFN=,216930.66cos17.726090.30rFN=倒档惰轮同时与主箱二轴倒档齿轮,主箱左右中间轴倒档齿轮啮合,而且在计算力时已经将力换算到水平面与垂直面内,故力与力矩均乘以2。212216741.11 32757501.75HtMF LN mm=(7.157)21226093.3032275709.64VrMFLN mm=(7.158)212216741.1123671.93SHtFFN=(7.159)21226090.308615.93SVrFFN=(7.160)按第三强度理论进行校核:222223671.938615.9325191.16BHVMMMN mm=+=+=(7.161)黑龙江工程学院本科毕业设计173 33323224191.169.51MPa400MPa3.1430BBMdssp=符合要求(7.162)3主箱倒档惰轮轴滚针轴承载荷与寿命校核所选滚针轴承型号303527K,26.8rCkN=。轴承载荷校核:8615.9326800rSVrPFNCN=符合要求 (7.163)轴承寿命校核:11400411.76 / min3.40TRnnri=(7.164)106633101026.8 10()()6060411.768615.93rhrCLn Pe=(7.165)51.78 104444.44hh=符合要求7.4.5 副箱左右中间轴总成校核图 7-32 副箱左上中间轴总成校核标注图黑龙江工程学院本科毕业设计174图 7-33 副箱右下中间轴总成校核标注图1副箱左右中间轴在副箱高档、低档时,刚度校核 高档时:170lmm=,180dmm=,2330amm=,23140bmm=,2313241.08cos17.7212618.75tFN=(7.166)234968.82cos17.724752.44rFN=(7.167)222323 23234643rcFa bfELdp=(7.168)2254644752.44301400.0000150.150.253 3.142.10 10170 180mmmmmm=:符合要求222323 23234643ttF a bfELdp=(7.169)225464 12618.75 301400.000040.150.203 3.142.10 10170 180mmmmmm=:符合要求黑龙江工程学院本科毕业设计17522222323230.0000150.00004csfff=+=+ (7.170)54.3 100.20mmmm-=符合要求 ()r2323 23232323464F3a bbaELddp-=(7.171)()72354644752.4430 140140304.0 100.0023 3.142.10 10170 180radradd-=符合要求低档时:170lmm=,108dmm=,24125amm=,2345bmm=,2437913.57cos17.7236131.63tFN=(7.172)2414227.36cos17.7213558.67rFN=(7.173)22242424244643rcFa bfELdp=(7.174)225464 13558.67 125450.00060.150.253 3.142.10 10170 108mmmmmm=:符合要求22242424244643ttF a bfELdp=(7.175)22546436131.63 125450.00160.150.253 3.142.10 10170 108mmmmmm=:符合要求22222424240.00060.00160.00170.20csfffmmmm=+=+=符合要求 (7.176)()r242424242424464F3a bbaELddp-=(7.177)()8245464 13558.67 12545451258.6 100.0023 3.142.10 10170 108radradd-= -符合要求2副箱左右中间轴在副箱低档时,强度校核 170Lmm=,130Lmm=,295Lmm=,345Lmm=,23180dmm=,黑龙江工程学院本科毕业设计17624108dmm=, 1134.04TN m=(45180871088545)/692dmm=+=(7.178)图 7-34 副箱左右中间轴受力图2312584.36cos17.7211992.90tFN=234722.38cos17.724500.43rFN=233095.75aFN=黑龙江工程学院本科毕业设计1772437913.57cos17.7236131.63tFN=(7.179)2414227.36cos17.7213558.67rFN=(7.180)249516.31aFN=求水平面内支反力HAR、HBR和弯矩HCZM、HCYM、HDZM、HDYM23242312412()0HAHBttttHBRRFFF LFLLRL+=+= (7.181)11992.9036131.6311992.903036131.63 (3095)1700HAHBHBRRR+= -+ -+= 312.2524450.98HAHBRNRN= 23123124324311992.9030359787.00()11992.90(17030)1679006.00()36131.63 (17045)4516453.7536131.63451625923.35HCZtHCYtHDZtHDYtMF LN mmMFLLN mmMFLLN mmMFLN mm=-=-=-=-= (7.182)求垂直面内支反力VAR、VBR和弯矩VCZM、VCYM、VDZM、VDYM23242312412()0VAVBrrrrVBRRFFFLFLLR L+=+= (7.183)4500.4313558.674500.43 3013558.67(3095)1700VAVBVBRRR+= -+ -+= 117.189175.42VAVBRNRN= 2312312432434500.43 30135012.9()4500.43 (17030)630060.20()13558.67(17045)1694833.7513558.6745610140.15VCZrVCYrVDZrVDYrMFLN mmMFLLN mmMFLLN mmMFLN mm=-=-=-=-= (7.184)按第三强度理论进行校核:222CHCYVCYMMMTa=+(7.185)黑龙江工程学院本科毕业设计1782221679006.00630060.200.6 1134040=+61.9 10 N mm= 6333232 1.9 103.32MPa400MPa3.14 180CCCMdssp=符合要求(7.186)222DHDZVDZMMMTa=+(7.187) 2224516453.751694833.750.6 1134040=+64.9 10 N mm= 33332324.9 104.32MPa400MPa3.14 180DDDMdssp=符合要求 (7.188)3副箱左上中间轴在副箱低档时,取力器花键挤压强度校核 322 1193.22 10(0.70.8) 120.82.5 5030mTPzhlDy=:(7.189)82.8694.70120200PPMPaMPaPMPaMPa=:符合要求4副箱左右中间轴轴承载荷与寿命校核170Lmm=,130Lmm=,295Lmm=,345Lmm=,23180dmm=,24108dmm=, 1134.04TN m=,234722.38cos17.724500.43rFN=,2414227.36cos17.7213558.67rFN=,233095.75aFN=,249516.31aFN=图 7-34 副箱左右中间轴轴承受力图所选轴承型号 33209,基本额定动载荷110rCkN=,装配方式为正装。黑龙江工程学院本科毕业设计17924239516.313095.756420.56AaaFFFN=-=-=(7.190)对于圆锥滚子轴承,2rsFFY=,Y是arFeF时的轴向系数。23239516.312.110.394500.43arFeF=(7.191)242413558.674.380.393095.75arFeF=(7.192)圆锥滚子轴承 33209,1.5Y =,通过上两式计算Y可以取 1.5。23239516.312.110.394500.43arFeF=(7.193)23239516.312.110.394500.43arFeF=(7.194)234500.433000.301.5rSAFFNY=(7.195)2413558.679039.111.5rSBFFNY=(7.196)117.18VARN=,9175.42VBRN=3000.306420.569420.86SAASBFFNF+=+=(7.197)故A轴承端为压紧端:6024.569039.113014.55aAASBFFFN=-=-=(7.198)故B轴承端为放松端:9039.11aBSBFFN=(7.199)轴承载荷校核:轴承A载荷校核:230.41.5AraAPFF=+(7.200)0.44500.431.5 3014.556322.00110NkN=+=符合要求轴承B载荷校核:240.41.5BraBPFF=+(7.201)黑龙江工程学院本科毕业设计1800.4 13558.671.5 9039.1119387.13110NkN=+=符合要求轴承寿命校核:1400 / minTnnr=轴承A寿命校核:10663331010110 10()()6060 1400 6.322 10rhrCLn Pe=(7.202)51.62 104444.44hh=符合要求轴承B寿命校核:106633101026.8 10()()6060 1400 19387.13rhrCLn Pe=(7.203)43.9 104444.44hh=符合要求5副箱左右中间轴总成焊接强度校核 图 7-34 不同外形的角焊缝的计算厚度表 7.5 电弧焊十字接头强度计算公式弯曲强度校核扭转强度校核444()()PM RaRaRttp+=+-aR:3()PM RaaRttp+442()()PM RaRaRttp+=+-aR:3()2PM RaaRttp+4amm=,43.5Rmm=49.2%10%43.5aR=可以按aR:公式计算(7.204)弯曲强度校核:黑龙江工程学院本科毕业设计181333871900(4) 10()287.30400873.144()2PM RaMPaMPaaRttp+=符合要求(7.205)扭转强度校核:333871900(4) 10()243.6540087223.144()2PM RaMPaMPaaRttp+=符合要求(7.206)7.4.6 副箱输出轴总成校核图 7-35 输出轴总成校核标注图1副箱输出轴前端渐开线花键挤压强度校核322 1900 10(0.70.8)240.82.56079mTPzhlDy=:(7.207)20.8723.86120200PPMPaMPaPMPaMPa=:符合要求2副箱输出轴后端渐开线花键挤压强度校核黑龙江工程学院本科毕业设计182322 1900 10(0.70.8)80.8 54061mTPzhlDy=:(7.208)60.8469.53120200PPMPaMPaPMPaMPa=:符合要求3副箱输出轴强度校核图 7-36 输出轴受力图56Lmm=,57dmm=,1900TN m=2643308.30cos17.7241272.81tFN=(7.209)2616251.18cos17.7215487.37rFN=(7.210)233095.75aFN= 黑龙江工程学院本科毕业设计1832641272.81 562311277.36HAtMFLN mm=(7.211) 2615487.3756867292.72VArMFLN mm= (7.212)按第三强度理论进行校核:222AHAVAMMMTa=+ (7.213)2222311277.36867292.720.6 1900000=+63.1 10 N mm= 63332323.1 10170.59MPa400MPa3.1457AAMdssp=符合要求(7.214)4副箱输出轴刚度校核图 7-37 输出轴刚度变形简图黑龙江工程学院本科毕业设计18456lmm=,57dmm= 转角q:22264541272.81 563.1457222.10 1032tHAFLEIq=(7.215)60.00035.2 100.002radrad-=符合要求22264515487.37563.1457222.10 1032rVAFLEIq=(7.216)60.00011.7 100.002radrad-=符合要求226262(5.2 10)(1.7 10)AHCVCqqq-=+=+(7.217)65.5 100.002radrad-=符合要求挠度y:(7.218)334541272.81 563.1457332.10 1032HAFLyEI=符合要求0.0110.150.25mmmmmm=:(7.219)334515487.37563.1457332.10 1032vAFLyEI=符合要求0.00280.150.25mmmmmm=: (7.220)226262(5.2 10)(1.7 10)AHAVAyyy-=+=+符合要求65.5 100.002radrad-=5副箱输出轴轴承载荷与寿命校核(变速器处于一档时)所选轴承型号 332211E,基本额定动载荷,175rCkN=0.4e=11.7Y =。22.5Y =径向当量动载荷:1,arrarFe PFY FF=+黑龙江工程学院本科毕业设计1852,0.67arrarFe PFY FF=+轴承载荷校核:2641272.81rBrFFN=2615487.37aBaFFN= (7.221)41272.812.660.415487.37aBrBFeF=20.67rraPFY F=+符合要求(7.222)0.6741272.812.5 15487.3766371.21175000rNCN=+=轴承寿命校核:(7.223)1140094.02 / min14.89Tgnnri=(7.224)10663331010175 10()()606094.2066.37 10hCLn Pe=符合要求34.5 104444.44hh=图 7-34 输出轴轴承受力图7.5 本章小结黑龙江工程学院本科毕业设计186本章初步确定了主副箱各轴的直径与跨度,应用成型软件计算了主副箱各轴、齿轮花键的参数,着重对主副箱各轴强度与刚度进行了校核,并且对主副箱的花键挤压强度、平键挤压与剪切强度、半圆键挤压与剪切强度、弹性圆柱销剪切强度、副箱焊接轴总成的弯曲强度和扭转强度、轴承的载荷与寿命进行了校核,上述校核结果均满足要求。第 8 章 操纵机构和箱体的确定8.1 换挡操纵机构概述8.1.1 换挡操纵机构的功用变速器操纵机构是驾驶员操纵变速手柄到使变速箱换档的一套机构,是用来保证驾驶员能根据汽车使用条件,随时拨动变速箱内齿轮进行换档,或使之从工作档退到空档,并要求拨动滑动齿轮时要省力。要使变速器操纵机构可靠地工作,应满足下列要求: 1设有自锁装置,防止变速器自动换档和自动脱档。 2设有互锁装置,保证变速器不会同时换入两个档,否则会产生运动干涉,甚至会损坏零件。 3设有倒档锁,防止误换倒档。否则会损坏零件或发生安全事故。变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合或同步器移动规定的距离,以获得要求的档位,而且又不允许两个档位的齿轮、啮合套或同步器同时挂上档。8.1.2 换挡操纵机构结构的设计要求在进行操纵机构的结构设计时应考虑以下几个问题:1保证驾驶室内操纵杆位置符合GB/T15705载货汽车驾驶员操作位置尺寸中相应条款要求,即变速杆手柄工作位置应位于转向盘下面和驾驶员座椅右面不低于座垫表面的特定区域:变速杆手柄在任意位置时,距驾驶室内其它零件或操纵杆的距离不得小于。50mm2变速器操纵较频繁,是增强驾驶员操纵手感,要求机构具有足够刚性,且连接件之间的间隙应尽量减小。3变速拉杆总成支座应尽量固定在与变速器壳体刚性连成一体的机件(如发动机、黑龙江工程学院本科毕业设计187离合器等)上。避免或减小由于车架变形及汽车振动对操纵机构产生的不良影响。4应按变速器总成提供的直接操纵档位图和操纵机构本身的动作特点。正确确定驾驶员操纵杆手柄上的档位图。5操纵机构应有行程调节功能,以便在操纵不灵活的情况下对机构进行适当调整,以保证操纵机构灵活有效。8.2 换档操纵机构零部件的选用8.2.1 换挡位置图设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置图的确定主要从换档方便考虑。为此,应注意以上三点:1按换档次序来排列;2将常用档放在中间位置,其它档放在两边;3为了避免误挂倒档,往往将倒档放在最靠边的位置,有时和工档组成一排。但往往受变速器结构方案的限制,不能得到最方便的换档程序。图 8-1 表示了几种常见的变速器换档位置图。图 8-1 换档位置图8.2.2 变速器换档机构形式变速器换档机构有直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换档三种形式。1直齿滑动齿轮换档形式汽车行驶时,因变速器内各传动齿轮有不同的角速度,所以用轴向滑动直齿齿轮方式换档,会在轮齿端面产生冲击,并伴随噪声,这不仅使齿轮端部磨损加剧并过早损坏,同时使驾驶员精神紧张。驾驶员需要熟练的操作技术(如两脚离合器)才能减轻换档时的齿轮冲击,但换档瞬间驾驶员注意力被分散,影响行驶安全。除此之外,采用直齿滑动齿轮换档时,换档行程长也是它的缺点。因此,尽管这种换档方式结构简单,制造、拆装与维修工作容易,并能减小变速器旋转部分的转动惯量,但除一档、倒档外已很少使用。2啮合套换档形式当变速器第二轴上的齿轮与中间轴齿轮处于常啮合状态时,可以采用移动啮合套黑龙江工程学院本科毕业设计188的方式换档。这时,不仅换档行程短,同时因承受换档冲击载荷的接合齿齿数多,而轮齿又不参与换档,所以它们都不会过早损坏;但因不能消除换档冲击,仍然要求驾驶员有熟练的操作技术。此外,因增设了啮合套和常啮合齿轮,使变速器旋转部分的总转动惯量增大。重型货车档位间的公比较小,换档机构连接件之间的角速度差也小,而且要求换档手感强,因此可采用啮合套换档。与同步器换档比较,啮合套换档具有结构简单,寿命长,维修方便,能够降低制造成本及减小变速器长度等优点。3同步器换档形式使用同步器能保证迅速、无冲击、无噪声换档,与操作技术的熟练程度无关,从而提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性。虽然它有结构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大、同步环(摩擦件)使用寿命短等缺点,但仍然得到广泛应用。利用同步器或啮合套换档,其换档行程要比滑动齿轮换档行程短。是了操纵方便,要求换入不同档位的变速杆行程应尽可能一样,如利用同步器或啮合套换档,就很容易实现这一点。同步器使变速器换挡轻便、迅速,无冲击,无噪声,且可延长齿轮使用寿命,提高汽车的加速性能并节省燃油。同步器有常压式、惯性式和惯性增力式三种。常压式同步器结构虽然简单,但又不能保证啮合件在同步状态下(即角速度相同)换档的缺点,现已很少使用。得到广泛使用的是惯性式同步器。惯性式同步器能做到换档时两换档元件之间的角速度达到完全相等之前,不允许换档,因而能确保完成同步啮合换挡,性能稳定、可靠,因此在现代汽车变速器中得到了最广泛的应用。同步器的功能和实现对同步器的基本要求。惯性式同步器有锁销式、滑块式、锁环式、多片式和多锥式几种。用得最广泛的是锁环式、锁销式等惯性锁止式同步器,它们虽然结构有所区别,但工作原理无异,都有摩擦元件、锁止元件和弹性元件。挂挡时,在轴向力作用下摩擦元件相靠,在惯性转矩作用下产生摩擦力矩,使被结合的两部分逐渐同步;锁止元件用于阻止同步前强行挂挡;弹性元件使啮合套等在空挡时保持中间位置,又不妨碍整个结合和分离过程。(1)锁销式同步器如图 8-2 所示,锁销式同步器的摩擦元件是同步环 1,4 和齿轮上的凸肩部分,分别在它们的内圈和外圈设计有相互接触的锥形摩擦面。锁止元件位于滑动齿套 3 的圆盘部分孔中做出的锥形肩角和装在上述孔中、在中部位置处有相同角度的斜面锁销黑龙江工程学院本科毕业设计1894。锁销与同步环 2 刚性连接。弹性元件是位于滑动齿套 1 圆盘部分径向孔中的弹簧7。在空挡位置,钢球 5 在弹簧压力作用下处在销 6 的凹槽中,使之保持滑动齿套与同步环之间没有相对移动。滑动齿套与同步环之间为弹性连接。摩擦元件是铆在锁销两端的同步锥环及与之相配并固定在齿轮上的内锥面。图 8-2 锁销式同步器1、4-同步锥环 2-锁销 3-啮合套 5-啮合齿座 6-定位销在惯性式同步器中 b 弹性元件的重要性仅次于摩擦元件和锁止元件,它用来使有关部分保持在中立位置的同时,又不妨碍锁止、解除锁止和完成换挡的进行。锁销式同步器的优点是零件数量少,摩擦锥面平均半径较大,使转矩容量增加。这种同步器轴向尺寸长是它的缺点。锁销式同步器多用于中、重型货车的变速器中。(2)锁环式同步器图 8-3 锁环式同步器1、4-锁环(同步锥环) 2-滑块 3-弹簧圈 5、8-齿轮 6-啮合套座 7-啮合套黑龙江工程学院本科毕业设计190如图 8-3 所示,锁环式同步器工作可靠、耐用,因摩擦锥面半径受限,其转矩容量不大,适于轻型以下汽车,广泛应用于轿车及轻型客、货汽车。在其啮合套外花键上的三个轴向槽中放着可沿槽移动的滑块,它们由两个弹簧圈压向啮合套并以其中部的凸起定位于啮合套中间的内环槽中。滑块两端伸入锁环缺口,缺口比滑块宽一个接合齿宽。换挡时,啮合套带动滑块推动锁环与被接合齿轮的锥面相靠,转速差产生的摩擦力矩使锁环相对于啮合套及滑块转过一个角度并由滑块定位,恰使啮合套齿端与锁环齿端以锁止斜面相抵,如图 8-4a 所示,此类同步器的工作原理是:换档时,沿轴向作用在啮合套上的换档力,推啮合套并带动定位销和锁环移动,直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后,因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差,致使在锥面上作用有摩擦力矩,它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角wD度,并滑块予以定位。接下来,啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触,使啮合套的移动受阻,同步器在锁止状态,换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上,并使摩擦力矩增大,与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近,在角速度相等的瞬间,同步过程结束,完成换档过程的第二阶段工作。之后,摩擦力矩随之消失,而拨环力矩使锁环回位,两锁止面分开,同步器解除锁止状态,接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合,如图 8-4b 所示,锁止斜面脱开,啮合套克服滑块的弹簧力而越过锁环与齿轮的接合齿同步啮合,保证无冲击挂挡。(a)同步器锁止位置 (b)同步器换挡位置图 8-4 锁环式同步器工作原理 1-锁环 2-啮合套 3-啮合套上接合齿 4-滑块综上所述内容,CA10TA190M双中间轴变速器主箱选用啮合套换档形式,副箱同步器选用锁销式同步器(博格华纳双锥面锁销式同步器)换档形式。黑龙江工程学院本科毕业设计1918.3 变速器的操纵形式 8.3.1 直接操纵手动换挡变速器当变速器布置在驾驶员座椅附近,可将变速杆直接安装在变速器上,并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换挡功能的手动换挡变速器,称为直接操纵变速器。直接式操纵机构主要由选档换档机构和安全装置两部分组成。选档换档机构由变速杆、拨块、拨叉轴和拨叉等组成,用来完成换档的基本动作;安全装置用来保证变速器在任何情况下都能准确、安全、可靠地工作,由自锁装置、互锁装置、倒档锁组成,分别用来保证换档到位,防止自动脱档;防止同时挂入两档和防止误挂倒档。直接式操纵机构多集装于变速器上盖或变速器侧面,机构简单,操纵方便,换档手感明显;变速杆直接安装在变速器上,并依靠驾驶员手力和通过变速杆直接完成换档功能的手动换档变速器,称是直接操纵变速器。这种操纵方案结构最简单,已得到广泛应用。近年来,单轨式操纵机构应用较多,其优点是减少了变速叉轴,各档同用一组自锁装置,因而使操纵机构简化,但它要求各档换档行程相等。8.3.2 远距离操纵手动换挡变速器平头式汽车或发动机后置后轮驱动汽车的变速器,受总体布置限制变速器距驾驶员座位较远,这时需要在变速杆与拨叉之间布置若干传动件,换挡手力经过这些转换机构才能完成换挡功能。这种手动换挡变速器称为远距离操纵手动换挡变速器。远距离操纵机构由外部操纵机构和内部操纵机构两部分构成。外部操纵机构主要是从变速杆到选档换档轴之间的所有传动件,用来实现对变速器的远距离操纵;内部操纵机构由选档换档轴、拨叉轴、拨叉、自锁装置、互锁装置和倒档锁等。远距离式操纵机构通常在操纵杆与拨块之间增加若干传动件,组成远距离操纵机构。远距离操纵机构应有足够的刚度,各连接件间隙不能过大,否则换档手感不明显,且不能保证换档齿轮全齿长啮合。货车的变速操纵与轿车、客车相比,有其自身特点。对于轿车来说,因是变速器箱体小,变速器的静态换档力比较小,所以,变速操纵力不会太大。而对货车而言,由于驾驶员离变速器距离近,大部分操纵杆可以直接布置于变速器上,减少了操纵机构的路途损失。而对于中重型载重货车其变速器的安装位置距离驾驶员座椅较远不得不采用远距离操纵的形式。对于采用了同一型号变速器的客、货两种车的变速操纵力相比,货车轻便、客车偏重是正常的。这种型式具有维修发动机方便、传动系和操纵黑龙江工程学院本科毕业设计192系比较简单等优点。8.4 锁止装置8.4.1 互锁装置互锁装置是保证移动某一变速叉轴时,其它变速杆叉轴互被锁住,互锁装置的结构主要有以下几种:1互锁销式图 8-5 为汽车上用得最广泛的一种机构。在相邻两变速叉轴之间各有一个互锁销2,其长度为。互锁销的两端可以进入相邻变速叉轴的侧面凹槽内,以锁住这个变1L速叉轴。凹槽深度为。自内构建一个变速叉轴的两侧都有互锁凹槽,而且是相互对h着的,在此变速叉轴内有瞳孔把两个凹槽连通。孔内装有一个顶销 1,其长度为。2L如变速叉轴直径为,变速叉轴的中心距为,则彼此间存在如下的关系:DA,1LDh=-2LADh=-+ 图 8-5 互锁装置 图 8-6 摆动锁块式互锁装置从上面的尺寸关系可以看出,每当有空档位置推动任一根变速叉轴时,其它两根变速叉轴即被锁止在空档位置。从而避免了同时挂入两个工作档。本次设计中我将销改变为钢球,运用锁球式,用弹簧推动钢球的运动,其原理和互锁销式相同。2摆动锁块式图 8-6 为摆动锁块式互锁装置工作示意图。锁块用同心轴螺钉安装在盖体上,并可绕螺钉轴线自由转动。变速杆头置于锁块槽内,选档时变速杆摆动锁块选入某一变黑龙江工程学院本科毕业设计193速叉轴槽内,此时,锁块的一个或两个突起部分挡住其它两个变速叉轴槽,以保证A换档时不能同时挂入两个档。3转动锁环式图 8-7 是与上述锁块机构原理相似的转动锁环式互锁装置。变速杆杆头置于锁环中,索环板可绕轴转动。选档时变速杆转动锁环板选入某一变速叉轴槽内,此时,A锁环板的一个或两个钳爪挡住其它两个变速叉轴,以保证互锁作用。4三向锁销式图 8-8 为三向锁销式互锁装置。左右两块锁块各与两个档的变速叉相连。每个锁板可绕轴转动。当换入一档时由于三向锁销的作用,其它两个锁板不能不能转动,A实现互锁。图 8-7 转动锁环式互锁装置 图 8-8 三向锁销式互锁装置8.4.2 自锁装置自锁装置的作用是定位,防止因汽车振动或有小的轴向力作用而致脱档,保证啮合齿轮以全齿长进行啮合,并使驾驶员有换入档位的感觉。定位作用是通过自锁装置中的弹簧将钢球压入变速叉轴的凹槽中实现的。变速叉轴凹槽间的距离时由挂档齿轮的移动距离来确定的。变速器在挂档过程中,若操纵变速杆推动拨叉前移或后移的距离不足时,则滑动齿轮(破整合套)与相应的齿轮(或接合齿圈)将不能在全齿长上啮合,因而影响齿轮的寿命。即使达到全齿长啮合,也可能由于汽车振动或其他原因,使滑动齿轮(或接合套)自动轴向移动,减少了齿的啮合长度,甚至完全脱离啮合,即自动脱档。1结构多数变速器的自锁装置由钢球1和弹簧2组成,如图8-9所示。在变速器盖6前端凸起部位钻有三个深孔,位于三根拨叉轴3的上方。每根拨叉轴对着钢球l的一面有三个黑龙江工程学院本科毕业设计194凹槽(槽的深度小于钢球半径),中间的凹槽是空档定位,中间凹槽至两侧凹槽的距离等于滑动齿轮(或接合套)由空档换入相应档(保证全齿长啮合)的距离2工作原理自锁钢球被自锁弹簧压入拨叉轴的相应凹槽内,起到锁止档位的作用,防止自动换档和自动脱档。换档时,驾驶员施加于拨叉轴上的轴向力克服弹簧与钢球的自锁力时,钢球便克服弹簧的预压力而升起,拨叉轴移动,当钢球与另一凹槽处对正时,钢球又被压入凹槽内,此动作传到操纵杆上,使驾驶员具有“手感”。 图 8-9 变速器的自锁及互锁装置l-定位钢球 2-定位弹簧 3-拨叉轴 4-互锁顶销 5-互锁钢球(或互锁销) 6-变速器盖8.4.3 倒档锁装置在汽车行驶过程中,为了防止误挂倒档,以致造成安全事故和损坏传动系,在操纵机构中都设有倒档锁或倒档安全装置。 (a) (b)黑龙江工程学院本科毕业设计195图 8-10 倒档安全装置图 8-10 是倒档安全装置。通常装在变速器盖上,当变速器杆头接触安全装置开始换倒档时,由于弹簧或定位钢球的作用,阻力很大,使驾驶员产生明显的手感。图8-10b 所示装置比 8-10a 好。换倒档时首先要克服定位钢球的阻力,然后再克服阻力弹簧,阻力先大后小,手感比较明显,又便于操纵。或者只有钢球,克服钢球阻力后,手感力消失,换档轻便。图 8-10a 所示装置只有弹簧阻力,阻力先小后大,开始时手感不明显,至挂倒档时弹簧阻力有很大,不便于操纵。8.5 变速器箱体的设计变速器壳体的尺寸要尽可能小,同时质量也要小,并具有足够的刚度,用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。变速器横向断面尺寸应保证能布置下齿轮,而且设计时还应当注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间留有的间隙,否则由于增加58mm:了润滑油的液压阻力,会导致产生噪声和使变速器过热。齿轮齿顶到变速器底部之间要留有不小于的间隙。15mm为了加强变速器壳体的刚度,在壳体上应设计有加强肋。加强肋的方向与轴支承处的作用力方向有关。变速器壳壁不应该有不利于吸收齿轮振动和噪声的大平面。采用压铸铝合金壳体时,可以设计一些三角形的交叉肋条,用来增加壳体刚度和降低总成噪声。黑龙江工程学院本科毕业设计196图 8-11 箱体结构尺寸计算具体箱体结构尺寸详见装配图。8.6 本章小结本章首先介绍了换挡操纵机构各总成的结构与工作原理,然后确定了变速器的换档形式,远距离操纵单 H 杆手动换档操纵形式,主箱手动换挡,采用啮合套换挡,副箱气动换挡,采用博格华纳双锥面锁销式同步器换挡。并进行了变速箱的分箱(详见装配图)与箱体结构尺寸的设计。黑龙江工程学院本科毕业设计197第 9 章 变速器与整车匹配性计算9.1 汽车动力性评价指标汽车的动力性是指汽车在良好路面上直线行驶时,由汽车受到的纵向外力决定的、所能达到的平均行驶速度。从获得尽可能高的平均行驶速度的观点出发,汽车的动力性主要以最高车速、汽车的加速时间 、最大爬坡度 三项评价进行指标。maxauti9.1.1 汽车的最高车速maxau最高车速是指在水平良好的路面(混凝土或沥青)上,汽车能达到的最高行驶车速。黑龙江工程学院本科毕业设计1989.1.2 汽车的加速时间t汽车的加速时间表示汽车的加速能力,它对平均行驶车速有很大影响。常用原地起步加速时间与超车加速时间来表明汽车的加速能力。原地起步加速时间,指汽车由档或档起步,并以最大的加速强度(包括选择恰当的换档时机)逐步换至最高档后,到某一预定的距离或车速所需的时间。超车加速时间,指用最高档或次高档由某一较低车速全力加速至某一高速所需的时间。由于超车时两车辆并行,容易发生安全事故,所以超车加速能力强,并行行程短,行驶就安全。一般常用或0400m所需的时间来表明汽车的原地起步加速能力。对超车加速能力还没有一0100/km h致的规定,采用较多的是用最高档或次高档,由某一中等车速全力加速行驶至某一高速所需的时间。轿车对加速时间尤为重视。9.1.3 汽车的最大爬坡度i汽车满载时,在良好路面上的最大爬坡度,表示汽车的上坡能力。显然,汽车的最大爬坡度指档最大爬坡度。货车在各种地区的各种道路上行驶,所以必须具有足够的爬坡能力。实际上代表了汽车的极限爬坡能力,它应比实际行驶中遇到的道maxi路最大爬坡度超出很多。这是因为应考虑到在坡道上停车后,顺利起步加速、克服松软坡道路面的大阻力等要求的缘故。一般货车在即左右,中重型载货汽maxi30%16.7车的最大爬坡度可达即左右,甚至更高。60%319.2 汽车燃油经济性的评价指标汽车的燃油经济性,是指以最小的燃油消耗量完成单位运输工作量的能力。燃油消耗已占运输成本的左右,所以节约用油是降低运输成本的重要措施之一。汽40%车燃油经济性的评价指标主要又以下三种。重型载货汽车对汽车燃油经济性要求不高。9.2.1 单位行驶里程的燃油消耗量当燃油按质量计算时,用符号表示燃油消耗量,其单位为。当燃油mQ/100kgkm按容积计算时,用符号表示燃料消耗量,其单位为。VQ/100Lkm单位行驶里程的燃油消耗量只考虑了行驶里程,没有考虑车型与载重量的差别,所以只能用于比较同类型汽车或同一辆汽车的燃料经济性,但它也可用于分析不同部件(如发动机、传动系等)装在同一汽车上,对燃料经济性的影响。其数值越小,汽黑龙江工程学院本科毕业设计199车燃油经济性越好。9.2.2 单位运输工作量的燃油消耗量若燃油以质量计算时,该指标单位对于载重汽车为/(100)kgt km若燃油以容积计算时,该指标单位对于载重汽车为/(100)Lt km该指标可以用来比较不同类型、不同装载质量汽车的燃料经济性。其数值越小,汽车燃油经济性越好。9.2.3 消耗单位燃油所行驶的里程美国采用消耗单位燃油所行驶的里程的评价方法,其单位是或,MPG/mile USgal指的是每消耗一加仑燃油能行驶的英里数(,) 。其数11.61milekm=14.55USgalL=值越大,汽车燃油经济性越好。9.2.4 汽车燃油经济性的影响因素汽车行驶的油耗():VQ/100Lkm或(9.1)1.02eeVaPgQug=eVTFgQCh=式中: 常数;C行驶阻力。F可以得出,汽车的燃油消耗量正比于行驶时的行驶阻力与燃油消耗率,反比于传动效率。发动机的燃油消耗率,一方面取决于发动机的种类和设计制造水平;另一方面又与汽车行驶时发动机的负荷率有关。9.2.5 变速器档数对燃油经济性的影响在一定的行驶条件下,变速器应尽量用较高档位,这样发动机的负荷率较高,有效燃料消耗率较低,所以汽车燃油消耗量较低。变速器档位增多以后,选择恰当的档位机会增多,这样使汽车处于燃油消耗量较低的机会增多。但档数太多,会使变速器和传动系的结构复杂,操作不便。9.3 汽车动力性计算9.3.1 发动机功率扭矩曲线 发动机功率扭矩曲线,如图 9-1 所示。黑龙江工程学院本科毕业设计200图 9-1 发动机功率扭矩曲线9.3.2 汽车速度发动机转速曲线汽车速度发动机转速曲线,如图 9-2 所示。黑龙江工程学院本科毕业设计201图 9-2 汽车速度发动机转速曲线9.3.3 汽车行驶驱动力图汽车行驶驱动力图,如图 9-3 所示。图 9-3 汽车行驶驱动力图9.3.4 汽行驶驱动力行驶阻力图汽行驶驱动力行驶阻力图,如图 9-4 所示。黑龙江工程学院本科毕业设计202图 9-4 汽车行驶驱动力行驶阻力图9.3.5 加速性能曲线加速性能曲线,如图 9-5 所示。图 9-5 加速性能曲线黑龙江工程学院本科毕业设计2039.3.6 最大驱动力与经济车速分析由图 9-1 至图 9-5 得到发动机的经济转速区在范围内,1300 / min1800 / minrr:如图 9-6 所示,最大驱动力与经济车速如表 9-1 所示。综合图 9-1 至图 9-5 得到,本设计的变速器满足重型商用车动力性与经济性要求。变速器在较低档位时,驱动力远远大于行驶阻力,动力性十足;变速器在较高档位时,又具有一定的经济性。表 9.1 发动机转速在 1800r/min 时的车速档位一档二档三档四档五档六档七档八档九档十档经济车速 Km/h571012152530354575最大驱动力 kN1401209575503525201510图 9-6 汽车速度发动机转速曲线9.4 换挡时机与发动机转速的匹配9.4.1 车速与发动机转速之间的关系换挡时机的选择的合理性对汽车动力性与经济性都有很大影响,而且关乎着变速器的使用寿命。对于某一档位,车速是随发动机转速的增加而增加的,车速、发动V机转速和档位速比之间的关系如下式所示。ER(9.2)EVCR=式中:常数。 C一般在换档时,车速的变化很小,因此我们假定车速不变。加档的时候,档位V速比减小,因此我们要让发动机转速也减小。减档的时候,档位速比增大,因RER此我们要让发动机转速也增大。E黑龙江工程学院本科毕业设计204如表 9.1 所示,发动机转速在时的相应车速。按此时的车速与发动机1800 / minr转速换挡最为轻便、可靠。9.4.2 两脚离合换挡方法举例转速表反映了发动机的信息。控制油门踏板使发动机加速或减速,可以通过转速表来了解这一变化。经济转速区是发动机燃油消耗最小的区域,保持发动机工作在经济转速区可以节省大量燃油。 图 9-7 转速表使用转速表可以帮助驾驶员换档更轻松、更平顺。不要使发动机工作超过极限转速。车速表也是反映车辆行驶情况的重要仪表,驾驶员在使用车辆时应了解每个档的最高最低车速,同时应列一张空油门转速下的档位车速表,帮助我们进行复杂的换档操作。 如果换档过程中,车速下降比较快,需要驾驶员判断一个提前量,根据档位车速表,选择合适的档位。为了避免损坏齿轮,请使用二脚离合器法进行换档。为了避免换档拨叉的磨损,请不要将手一直放在换档杆上。为了获得最佳的燃油经济性,请保持发动机工作在经济转速区,车辆不要空档滑行,为使换档轻便,请使用发动机转速表,在发动机经济转速区进行换档。起步时应选择适宜的档位,车辆满载或坡道起步时,必须选择一档其他情况可以选择二档。为避免损坏变速箱,在车辆行驶过程中跨档区换档时,必须在档位内预先拨档区开关,再进行换档操作。下面将详细介绍几种换档操作的细节。运用二脚离合器法和使用发动机转速表是最基本的要求。以平地换档为基础来说明,不同的路面和车辆载荷的情况下,操作会有不同,但是基本的操作过程还是一致。1原地起步排挡杆推至空档,起动发动机,让气压升到正常值。确定档区开关位于低档区,如果不是,请向下扳动档区开关。踩下离合器,将排档杆推入起步档,重载一档,空黑龙江工程学院本科毕业设计205载二档,松手刹,慢放离合器,同时加油门,使车辆平稳起步。车辆完全获得动力以后,迅速将离合器踏板完全抬起。2二档加三档 排挡杆在二档,加油门到,在转速表到达时,迅速踩下离1800 / minr1800 / minr合器踏板,同时抬起油门踏板,将变速杆推入空档。随即松抬离合器踏板,发动机转速下降在转速表到达时,迅速踩下离合器踏板,将变速杆换入三档,再次松1300 / minr抬离合器踏板,同时平稳地踩下油门踏板。3三档减二档排挡杆在三档,松油门到,在转速表到达转时,迅速踩下1300 / minr1300 / minr离合器踏板,同时抬起油门踏板,将变速杆推入空档。随即松抬离合器踏板,紧跟踏一下油门踏板,使发动机转速增高。在转速表到达转时,迅速踩下离合器1800 / minr踏板,将变速杆换入二档,再次松抬离合器踏板,同时平稳地踩下油门踏板。4八档减六档排挡杆在八档,路面有情况,踩刹车减速,情况解除,看一下车速表,车速为,此时应选择减到六档,迅速踩下离合器踏板,同时抬起油门踏板,将变速25/km h杆推入空档。 ,随即松抬离合器踏板,紧跟踏一下油门踏板,使发动机转速增高。在转速表到达,迅速踩下离合器踏板,将变速杆换入六档,再次松抬离合器1800 / minr踏板,同时平稳地踩下油门踏板。5五档加六档 排挡杆在五档,加油门到,向上扳动档区开关至高档区,在转速表到1800 / minr达时,迅速踩下离合器踏板,同时抬起油门踏板,将变速杆推入空档。随1800 / minr即松抬离合器踏板,发动机转速下降,在转速表到达时,迅速踩下离合器1300 / minr踏板,将变速杆换入六
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本文标题:CA10TA190M双中间轴变速器的设计【ANSYS静力学分析+PROE轴建模】【汽车类】【27张全套CAD图纸】
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