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中型 货车 变速器 三维设计

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哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 I 基于 Pro E 的中型货车变速器三维设计 及应力分析 摘 要 变速器是汽车传动系中最主要的部件之一 其设计任务是设计一台用 于中型商用车上的手动变速器 采用中间轴式变速器设计方案 其有两个 突出优点 一是其直接挡传动效率高 磨损及噪声小 二是在齿轮中心距 较小的情况下仍然可以获得较大的一挡传动比 设计时查得汽车的外形 轴距 车辆重量 满载重量 最高车速 发 动机的最大功率 最大扭矩及转速等重要参数 结合某些商用车的基本参 数选择适当的主减速比 根据上述参数 再结合汽车设计 汽车理论 机 械设计等相关知识 计算出相关的变速器参数并论证设计的合理性 设计中给出了机械式变速器设计方案 经过严谨设计过程完成了一款 手动变速器设计 并经过反复校验和 Pro E 有限元应力分析 证明设计的变 速器能够符合现实功用要求 该设计方案具有比较强的可借鉴性 关键词 汽车工程 变速器 Pro E 设计 手动 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 II Three dimensional Design and Stress Analysis of the MGV Transmission Based on Pro E Abstract Gearbox is the one main component of the vehicle transmission The task of this design is to design a manual transmission used in the medium commercial vehicles it is the countershaft type transmission This transmission has two prominent merits firstly the transmission efficiency of the direct drive keeps high the attrition and the noise are also slight Secondly it is allowed to obtain the larger first gear transmission ratio when the gear center distance in smaller During the design we can obtain the contour wheel base the vehicle s weight the all up weight the highest speed the engine s max power max torque as well as speed and so on According to the basic parameters of the certain Commercial Vehicle choose the suitable final drive ratio According to the above parameters combining the knowledge of automobile design automobile theory machine design and so on calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design The design gives a plan of the mechanical gearbox and achieves a kind of mechanical gearbox after rigorous design The design has passed calibration and Finite element stress analysis It has proved to be fit for function and use for reference perfectly Key Words Automotive engineering Transmission Pro Engineer Design Manual 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 III 目 录 摘 要 I Abstract II 第 1 章 绪论 1 1 1 本课题研究意义和背景 1 1 2 国内外研究现状概述 2 1 3 本课题主要研究内容 3 第 2 章 机械式变速器的设计 4 2 1 变速器设计基本方案 4 2 1 1 变速器的功用和要求 4 2 1 2 变速传动机构布置方案 4 2 1 3 变速器主要参数的选择与计算 7 2 2 齿轮参数的计算与校核 10 2 2 1 各挡齿轮参数的计算 10 2 2 2 齿轮强度校核 15 2 3 轴参数计算 19 2 3 1 轴的结构及工艺要求 19 2 3 2 轴的尺寸计算 20 2 3 3 轴的校核计算 21 2 4 轴承及键的选择和校核 26 2 4 1 轴承的选择及校核 26 2 4 2 键的选择及校核 29 2 5 同步器及操纵机构的设计 31 2 5 1 同步器的设计 31 2 5 2 操纵机构的设计 33 2 6 本章小结 34 第 3 章 变速器的建模 35 3 1 主要部件的建模 35 3 2 变速器模型装配 38 3 3 本章小结 40 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 IV 第 4 章 变速器应力分析 41 4 1 齿轮的应力分析 41 4 2 第二轴的应力分析 44 4 3 本章小结 46 结 论 47 致 谢 48 参考文献 49 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 1 第 1 章 绪论 1 1 本课题研究意义和背景 随着汽车工业的迅猛发展 车型的多样化 个性化已经成为汽车发展的 趋势 而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一 尽管近年来自动变速器 和无级变速器技术迅猛发展 对长期以来主导市场地位的手动变速器产生很 大冲击 但手动变速器已应用了很长一个时期经过反复改进 成为现在的形 式 制造技术趋于成熟化 与其它种类变速器相比较 具有以下优点 1 手动变速器技术已经发展了几十年 制造技术更加成熟 长期处于主导变速器市场的地位 各方面技术经过长期市场考验 通过逐步 积累 技术已经相当成熟 2 手动变速器传动效率较高 理论上比自动变速器更省油 3 手动变速器结构简单 制造工艺成熟 市场需求大 能够产生生产 规模效益 生产成本低廉 4 维修方便 维修成本便宜 5 可以给汽车驾驶爱好者带来更多的操控快感 随着经济的全球化和世界市场一体化的影响 我国经济的飞速发展 国 内汽车工业也进入了一个前所未有的繁荣时期 2010 年汽车销售规模已经 达到 1800 万辆 鉴于变速器重要的变速功能 其结构对汽车的动力性 燃 油经济性 换挡操纵的可靠性与轻便性 传动的平稳性与效率等都有直接的 影响 所以它也是影响整车性能的重要因素之一 虽然自动变速器和无级变速器在近年来有很大发展 但手动机械变速器 在汽车传动中仍占有很大比例 一般商用运输车辆 特别是长途运输车辆 因为所需挡位多 速比范围大 故多采用手动机械变速器 在我国相当长的 时间里 手动机械变速器会占很高的比例 在市场经济形势下 特别是当前 国家对汽车变速器产品还拿不出完整规划的情况下 寻求引进更先进的汽车 变速器 改进现有的变速器 从市场广度开发转变为深度开发 使产品系列 化 通用化 标准化 组织好精益生产 降低成本 提高产品质量 才能逐 步缩短同世界先进技术水平的差距 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 2 1 2 国内外研究现状概述 从现代汽车变速器的市场状况和发展来看 全世界的各大广商都对提高 AT 的性能及研制无级变速器 CVT 表现积极 汽车业界非常重视 CVT 在汽 车上的实用化进程 然而 因无级变速器技术难度很大 发展相对较慢 从 而成为世界范围内尚未解决的难题之一 目前世界上装车较多的汽车变速器 是手动变速器 电控液力自动变速器 金属带链式无级变速器 电控机械式 自动变速器 双离合器变速器及环形锥盘滚轮牵引式无级变速器等数种 并 具有各自优势 但其中金属带式无级变速器前景看好 目前对于手动机械变速器的研究还主要集中在对于变速器主要部件的优 化处理及对运用有限元技术对变速器进行精确地分析及改进 对此国内外进 行了大量的研究 80 年代 沃尔顿博士和美国俄亥俄洲阿克郎大学的 Savage 就分别发表 了题为 内齿轮的优化 和 紧凑的标准直齿轮齿数的优化 的论文 均是 以齿轮齿数 模数等结构参数为设计变量 以齿轮传动最小中心距为目标函 数 以齿轮强度作为约束条件进行齿轮结构的优化设计 而加利福尼亚洲圣 迭戈大学教授 S S Rao 也发表了 基于可靠性的齿轮装置的优化设计 的文章 90 年代 瑞典 Chalmers 大学的教授也通过改变汽车变速器的结构 参数 对变速器噪声进行了一定程度的优化 在 80 年代末 日本汽车公司 已将 CAE 技术应用到车身设计的各阶段 其分析的范围包括强度 刚度 振动 疲劳 碰撞及形状和重量的优化 到 90 年代 有限元分析得到了更 为广泛的应用 在国内 太原理工大学机械工程系结合渐开线直齿圆柱齿轮的基本理论 利用 ANSYS 软件对齿根弯曲作了有限元分析 西北工业大学机电学院则用 有限元法建立汽车变速器齿轮结构的三维动力学模型 研究了不同转速下齿 轮齿根应力变化规律 2004 年 哈尔滨工业大学刘鹤松 崔胜民以轻型载 货汽车变速器为例 根据其设计要求和特点 建立了汽车变速器的优化设计 数学模型 在保证零件强度和刚度等条件下 使变速器齿轮和轴系的质量最 小 并运用 MATLAB 优化工具箱对某汽车变速器进行了优化设计 2006 年 湖南大学汽车车身先进设计制造国家重点实验室联合奇瑞汽车有限公司 进行了基于动态仿真的副变速器箱体有限元分析 在各个不同的工况下对其 进行动态分析并建立动力学模型 并且得出结构危险点的瞬态应力曲线 变 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 3 形曲线 进而提出箱体结构的改进方案 2008 年 重庆大学机械传动国家 重点实验室进行了微车变速器的多体动力学研究 建立了汽车变速器的多体 动力学分析模型 得到了输入转速 3000rpm 1l0Nm 工况下系统的齿轮啮合 力 轴承作用力 扭转角等规律 研究结果为对变速器进行系统动力学深入 研究奠定了基础 2009 年 南大学机电工程学院和重庆青山工业有限责任 公司合作 对汽车变速器啸叫噪声进行了测试与分析 并且提出了变速器啸 叫噪声的客观评价 形成了变速器啸叫噪声测试分析流程 总之 变速器是汽车除发动机外的主要装置之一 伴随着汽车技术更新 换代和市场需求 在向实现理想变速器发展过程中将会取得更加巨大的成 就 变速器会应对市场要求朝操纵舒适 轻柔 传动效率高 低油耗 环保 与低噪声方向发展 汽车变速器市场的需求量将继续持续增长 1 3 本课题主要研究内容 车辆变速器在车辆传动系统中起着非常的作用 其性能的优劣直接影响 车辆的性能 汽车的动力性 燃油经济性 换挡操纵的可靠性与轻便性 传动的平稳性与效率等 本课题是以 J5K 型汽车为原型车进行研究分析 对其变速器进行了结 构参数重新设计 并利用三维 CAD CAM 软件 Pro ENGINEER 野火版建立 起该车的变速器模型 并进行了一定程度的改进 此外还运用有限元技术对 其进行应力的分析校核 主要内容包括 1 掌 握 与 变 速 器 设 计 相 关 的 软 件 如MATLAB PROE AUTOCAD 大量查询阅读国内外变速器的相关资料 掌握变速器设计 分析过程 为整个设计过程做出良好的准备 2 根据 J5K 中型货车的技术要求 运用 MATLAB 软件完成变速器结 构参数的计算 并对主要部件进行校核分析 同时利用 AutoCAD 绘制出初 步的二维图纸 3 参照已绘制的变速器图纸 应用三维造型软件 PROE 对各个部件进 行参数化零件建模 创建标准件的零件库 然后完成变速器的装配 4 掌握有限元技术 运用分析软件对变速箱主要传动部件 齿轮 轴 进行应力分析 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 4 第 2 章 机械式变速器的设计 2 1 变速器设计基本方案 2 1 1 变速器的功用和要求 变速器用来改变在不同使用条件下发动机传到驱动轮上的转矩和转速 是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 此外 还能保证汽车能够在倒退行驶 滑行或停车时 使发动机和传动 系分离 需要时还应有动力输出 对变速器的要求基本如下 1 保证汽车有必要的动力性和经济性 2 设置空挡 用来切断发动机动力向驱动轮的传输 3 设置倒挡 使汽车能倒退行驶 4 设置动力输出装置 需要时能够进行功率输出 5 换挡迅速 省力 方便 6 工作可靠 不得有跳挡 乱挡以及换挡冲击等现象发生 7 传动效率高 8 工作噪声低 此外 变速器还应当满足轮廓尺寸方面的要求 同时要质量小 制造成 本低 拆装容易 维修方便等 2 1 2 变速传动机构布置方案 1 变速器类型的的选择 本设计是 J5K 中型商用车机械式变速器设计 传动比较大 且发动机 为前置后驱形式 同时考虑到整体尺寸比较大 故变速器设计将采用中间轴 式变速器形式 2 倒挡形式的选择 常见的倒挡布置方案如下图 2 1 所示 图 2 1a 所示的倒挡布置方案广 泛应用在轿车和轻型货车的四挡全同步器式变速器 在中间轴上装有一个专 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 5 用倒挡 齿轮图 2 1b 所示方案的优点是换倒挡时利用了中间轴上的一挡齿 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 使换挡 困难 图 2 1c 所示方案能获得较大的倒挡传动比 缺点是换挡程序不合 理 图 2 1d 所示方案针对前者的缺点做了修改 因而取代了图 2 1c 所示方 案 图 2 1e 所示方案是将中间轴上的一 倒挡齿轮做成一体 将其齿宽加 长 图 2 1f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合齿轮 换挡更为轻便 为了充分利用空间 缩短变速器轴向长度 有的货车倒挡传动采用图 2 1g 所示方案 其缺点是一 倒挡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 本设计采用图 2 1f 所示的传动方案 图 2 1 变速器倒挡传动方案 本设计的档位布置方案如下图 2 2 所示 图 2 2 档位布置形式 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 6 3 齿轮的形式的选择 变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种 直齿圆柱齿轮仅用 于抵挡和倒挡 而变速器的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮 因此 本设计 一挡和倒挡采用直齿圆柱齿轮 其他采用斜齿圆柱齿轮 4 轴的结构分析 第一轴通常与齿轮做成一体 其长度决定于离合器总成的轴向尺寸 第 一轴的花健尺寸与离合器从动盘毂的内花键统一考虑 目前一般都采用齿侧 定心的矩形花健 键齿之间为动配合 第二轴制成阶梯式的以便于齿轮安装 从受力及合理利用材料来看 也 是需要的 各截面尺寸不应相差悬殊 轴上供磨削用的砂轮越程槽处的应力 集中会引起轴断裂 5 轴承形式的选择 变速器多采用滚动轴承 即向心球轴承 向心短圆柱滚子轴承 滚针轴 承以及圆锥滚子轴承 至于何处应当采用何种轴承 是受结构限制并随所承 受的载荷特点不同而不同 6 换挡机构的形式 换挡结构分为直齿滑动齿轮 啮合套和同步器三种 直齿滑动齿轮换挡的特点是结构简单 紧凑 但由于换挡不轻便 换挡 时齿端面受到很大冲击 导致齿轮早期损坏 滑动花键磨损后易造成脱挡 噪声大等原因 除一挡 倒挡外很少采用 啮合套换挡型式一般是配合常啮合齿轮传动使用的 由于齿轮常啮合 因而减少了噪声和动载荷 提高了齿轮的强度和寿命 啮合套有分为内齿啮 合套和外齿啮合套 视结构布置而选定 若齿轮副内空间允许 采用内齿结 合式 以减小轴向尺寸 结合套换挡结构简单 但还不能完全消除换挡冲 击 目前在要求不高的挡位上常被使用 采用同步器换挡可保证齿轮在换挡时不受冲击 使齿轮强度得以充分发 挥 同时操纵轻便 缩短了换挡时间 从而提高了汽车的加速性 经济性和 行驶安全性 此外 该种型式还有利于实现操纵自动化 其缺点是结构复 杂 制造精度要求高 轴向尺寸有所增加 铜质同步环的使用寿命较短 目 前 同步器广泛应用于各式变速器中 本设计中倒挡采用啮合套换挡 其他各挡采用锁销式同步器换挡形式 7 装配孔设计 对中间轴式变速器而言 中间轴 第二轴及其上的零件一般是通过变速 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 7 器壳体上方的孔口装入壳体 第一轴通过壳体前壁上的轴承孔拆装 因此 一轴齿轮外径要小于这个轴承孔 2 1 3 变速器主要参数的选择与计算 1 设计初始数据 最高车速 max 92 a UKm h 发动机最大功率 max 143 2300 min e PKWr 发动机最大扭矩 max 650 1400 min e TN mr 汽车总质量 15900 a mKg 汽车外廓尺寸 长 宽 高9000 2490 2775mm 轮胎型号 9 00 20R 滚动半径 20 2 54 10 0 85 9 0 25 4448 31 2 r rRmm 2 变速器挡数的选择 本设计是针对中型货车 J5K 变速器设计 为六档手动中间轴式机械式 变速器 因此 传动比范围为 5 0 8 0 之间 最高档为直接挡 传动比为 1 0 3 变速器各挡传动比的确定 选择最低档传动比时 应根据汽车最大爬坡度 驱动车轮与路面的附着 力 汽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 确定 根据汽车最大爬坡度确定 汽车爬陡坡时车速不高 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 故有根据汽车行驶方程式 emax02 21 15 gT D aa Ti i C Adu GfuGim rdt 2 1 汽车以一挡在无风 干砂路面行驶 公式简化为 max1 0 maxmax cossin egt a r Ti i m g f r 式中 g 重力加速度 2 m s max 最大爬坡角度 f 滚动阻力系数 对于货车取 0 02 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 8 1g i 一挡传动比 0 i 主减速器传动比 查资料得 0 5 857i t 传动传动系效率 取 91 2 则有 1 0 cossin g tqT Gr f i T i 2 2 即 1 6 17 g i 根据驱动车轮与路面的附着条件确定 max1 2 egt r Ti G r 2 3 式中 2 G 汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面载荷 取 97069N 路面附着系数 对于货车取 0 55 则有 2 1 max 0 r g et G r i Ti 即 1 6 90 g i 由 2 2 2 3 可得 1 6 176 90 g i 则取 1 6 50 g i 一般汽车各挡传动比大致符合如下关系 q i i i i i i i i i i g g g g g g g g g g 6 5 5 4 4 3 3 2 2 1 则有 1 5 6 g g i q i 即 1 454q 则各前进挡传动比如下表 2 1 所示 表 2 1 传动比分配表 档位 一 二 三 四 五 六 传动比 6 50 4 47 3 07 2 11 1 45 1 00 4 变速器中心距的确定 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 9 三轴式变速器的中心距 A mm 可根据对已有变速器的统计而得出的 经验公式初选 3 max 1Aeg AKTi 2 4 式中 A K 中心距系数 对商用车8 6 9 6 A K 取 9 2 g 变速器传动效率 取 96 则初选中心距146 72Amm 5 轴向尺寸 变速器的横向外形尺寸 可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构 的布置初步确定 商用车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关 四档 2 2 2 7 A 五档 2 7 3 0 A 六档 3 2 3 5 A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时 中心距系数 A K 应取给出 系数的上限 为检测方便 A 最好取整 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定 6 齿轮参数 模数 齿轮法向模数可由下表 2 2 查得 表 2 2 汽车变速器齿轮的法向模数 车用车的发动机排量 VL 货车的最大总质量 a mt 车型 1 01 6V 1 62 5V 6 014 0 a m 14 0 a m 模数 n mmm 2 25 2 75 2 75 3 00 3 50 4 50 4 50 6 00 一档 倒档直齿轮的模数选 6 0mm 其他各挡斜齿轮法向模数取 5 0mm 同步器结合齿和啮合套模数为 4mm 压力角 国家规定的标准压力角为 20 所以齿轮采用的压力角为 20 啮合套 或同步器的接合齿压力角有 20 25 30 等 但普遍采用 30 压力角 螺旋角 货车变速器螺旋角选取范围为 18 26 初选常啮合齿轮螺旋角为 23 为了在设计时力求使中间轴的轴向力平衡 一般让中间轴上的斜齿轮 选成右旋 第一轴和第二轴上的斜齿轮选为左旋形式 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 10 齿宽b 直齿 c bk m c k 为齿宽系数 取为 4 5 8 0 取 7 0 斜齿 c bk m c k 取值范围是 6 0 8 5 取 7 0 齿顶高系数 a h 一般齿轮的齿顶高系数1 0 a h 为一般汽车变速器齿轮所采用 变速器齿轮的基本参数如下表 2 3 所示 表 2 3 齿轮基本参数 参数 模数 压力角 螺旋角 齿宽系数 齿顶高系数 值 5 0 6 0mm 20 23 7 0 1 0 2 2 齿轮参数的计算与校核 2 2 1 各挡齿轮参数的计算 本设计变速器结构示意图如下图 2 3 所示 图 2 3 变速器结构示意图 在初选了中心距 齿轮的模数和螺旋角等参数后 可根据预先确定的变 速器档数 传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数 1 一挡齿轮参数的确定 对于商用车 中间轴上一挡齿轮的齿数可在 12 17 之间选取 取 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 11 12 13 Z 要求 11 Z 12 Z 的齿数 先求其齿数和 h Z 2 h A Z m 2 5 则有 1112 48 91ZZ 取整为 49 即 1112 36 h ZZZ 因为计算齿数和 h Z 时经过取整数使中心距有了变化 所以应根据取定 的 h Z 重新计算中心距A 再以修正后的中心距A作为各挡齿轮齿数分配的 依据 2 h mZ A 则有 0 147Amm 由于 12 1317Z 故要对齿轮 12 进行高度变位 由齿数比 11 12 36 2 77 13 z U z 查资料可得两齿轮的变位系数分别为 11 0 310 x 12 0 310 x 由于 12min 17 13 0 3080 310 17 x 故变位合理 通过齿轮的齿数便可求得齿轮的其他基本参数 分度圆直径 dmz 则 11 216dmm 12 78dmm 齿顶圆直径 2 aa ddm hx 则 11 224 28 a dmm 12 93 72 a dmm 齿根圆直径 2 fa ddm hcx 则 11 197 28 f dmm 12 66 72 f dmm 节圆直径 2 h Z dA Z 则 11 216dmm 12 78dmm 2 常啮合齿轮副参数的确定 常啮合齿轮副的螺旋角初选为 23 据一挡传动比和中心距可得 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 12 211 g1 112 Z Z i Z Z 2 6 21 21 cos2 ZZm A n 2 7 联立 2 6 2 7 得 1 16 17Z 2 37 95Z 取整 1 16Z 2 38Z 实际一挡传动比是 g1 6 58i 为了避免齿轮产生根切 配凑中心距 增加齿轮的强度和平稳性 对齿 轮进行角度变位 理论中心距 21 21 cos2 ZZm A n o 则 146 66 o Amm 端面压力角 tan tan cos n t 则 21 57 t 缎面啮合角 coscos o tt A A 则 21 91 t 变位系数之和 12 2tan tt n ZZinvinv x 则 0 069x 由齿数比 2 1 38 2 375 16 z U z 查资料可得两齿轮的变位系数分别为 1 0 320 x 2 0 251x 由于 1min 17 16 0 060 320 17 x 故变位合理 通过齿轮的齿数便可求得齿轮的其他基本参数 分度圆直径 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 13 cos n m z d 则 1 86 91dmm 2 206 41dmm 齿顶高 anan hm hxy 式中 0 n n AA yx m 则 1 6 60 a hmm 2 3 74 a hmm 齿根高 fna hm hcx 则 1 4 65 f hmm 2 7 51 f hmm 齿顶圆直径 2 aa ddh 则 1 100 10 a dmm 2 213 89 a dmm 齿根圆直径 2 ff ddh 则 1 77 61 f dmm 2 191 40 f dmm 节圆直径 2 h Z dA Z 则 1 87 11dmm 2 206 89dmm 3 二 三 四 五挡齿轮参数计算方法同常啮合齿轮计算相同 4 六挡为直接挡 5 倒挡齿轮参数的确定 倒挡齿轮 15 Z 的齿数一般在 21 23 之间 初选 14 Z后 可计算出中间轴 与倒挡轴的中心距 A 初选 15 23Z 14 12Z 因 14 1217Z 故进行高度变位 14min 17 12 0 29 17 x 则取 14 0 30 x 即 15 0 30 x 13 0 30 x 中间轴与倒挡轴的中心距 1415 1 2 Am ZZ 则 105Amm 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 14 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉 齿轮 14 和 13 的齿顶圆之间 应保持有 0 5mm 以上的间隙 则齿轮 13 的齿顶圆直径 11a d应为 1314 0 5 22 aa dd A 则 13 205 4 a dmm 可求得齿轮 13 的齿数 131313 2 a a dmZm hx 则 13 31 63Z 取整 13 31Z 倒挡轴与二轴之间的中心距 1315 1 2 Am ZZ 则 162Amm 实际倒挡传动比 15132 11415 r zzz i zzz 即 6 14 r i 齿轮基本参数计算方法同一挡齿轮相同 6 齿轮参数如下表 2 4 所示 各挡实际传动比如下表 2 5 所示 表 2 4 变速器齿轮参数 齿轮 齿数Z 螺旋角 节圆直径 d mm 小径 f d mm 大径 a d mm 变位系数 x 1 16 23 87 110 77 610 100 100 0 320 2 38 23 206 890 191 400 213 890 0 251 3 21 20 71 112 255 99 277 122 255 0 4 34 20 71 181 745 169 245 191 745 0 5 26 18 26 138 982 126 893 149 173 0 250 6 29 18 26 155 018 142 329 164 609 0 214 7 31 18 165 710 152 487 174 717 0 201 8 24 18 128 290 116 776 139 006 0 310 9 35 18 187 091 172 816 195 046 0 131 10 20 18 106 909 96 446 118 676 0 380 11 36 0 216 197 280 224 280 0 310 12 13 0 78 66 720 93 720 0 310 13 31 0 186 174 600 201 600 0 300 14 12 0 72 60 600 87 600 0 300 15 23 0 138 119 400 146 400 0 300 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 15 表 2 5 变速器各挡实际传动比 档位 一 二 三 四 五 六 传动比 6 577 4 160 3 070 2 130 1 470 1 00 2 2 2 齿轮强度校核 1 材料及加工工艺 不同的工作条件 对齿轮传动有不同的要求 故对齿轮材料亦有不同的 要求 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值 3 5 n mmm 时 渗碳层深度 0 8 1 2 3 5 n mmm 时 渗碳层深度 0 9 1 3 5 0 n mmm 时 渗碳层深度 1 0 1 3 表面硬度 HRC58 63 心部硬度 HRC33 48 故齿轮采用 20CrMnTi 渗碳层深度为 1 0 1 3 2 齿轮损坏的形式及原因 齿轮的损坏形式分三种 轮齿折断 齿面疲劳剥落和移动换档齿轮端部 破坏 轮齿折断分两种 轮齿受足够大的冲击载荷作用 造成轮齿弯曲折断 轮齿再重复载荷作用下齿根产生疲劳裂纹 裂纹扩展深度逐渐加大 然后出 现弯曲折断 前者在变速器中出现的很少 后者出现的多 齿轮工作时 一对相互啮合 齿面相互挤压 这是存在齿面细小裂缝中 的润滑油油压升高 并导致裂缝扩展 然后齿面表层出现块状脱落形成齿面 点蚀 他使齿形误差加大 产生动载荷 导致轮齿折断 用移动齿轮的方法完成换档的抵挡和倒挡齿轮 由于换档时两个进入啮 合的齿轮存在角速度茶 换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷 并造成损坏 3 计算各轴转矩 发动机最大扭矩为 max 650 e TN m 齿轮传动效率 99 离合器传动效 率 99 轴承传动效率 96 轴 1max 617 760 e TTN m 承离 中间轴 212 1 1394 41TTiN m 承齿 轴 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 16 一挡 31211 12 3669 92TTiN m 承齿 二挡 3229 10 32319 18TTiN m 承齿 三挡 3327 8 1711 78TTiN m 承齿 四挡 3425 6 1188 15TTiN m 承齿 五挡 3523 4 818 54TTiN m 承齿 六挡 361 593 05TTN m 承 倒挡 2 213 14 3253 75 r TTiN m 承齿 4 齿轮强度计算 直齿轮弯曲应力 3 2 gf w c T K K m ZK y 2 8 式中 w 弯曲应力 a MP g T 计算载荷 N mm K 应力集中系数 可近似取1 65K f K 摩擦力影响系数 主 从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同 对弯曲应力的影响也不同 主动齿轮1 1 f K 从动齿轮0 9 f K y 齿形系数 可由下图 2 4 查得 图 2 4 齿形系数图 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 17 斜齿轮弯曲应力 3 2cos g w nc T K m ZK K y 2 9 式中 w 弯曲应力 a MP K 应力集中系数 可近似取1 5K K 重合度影响系数 可取2 0K 当计算载荷 g T取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxe T时 直齿轮许 用弯曲应力在 400 850 a MP 斜齿轮许用弯曲应力在 100 250 a MP 齿轮接触应力 11 0 418 coscos g j zb T E bd 2 10 式中 j 齿轮接触应力 a MP g T 计算载荷 N mm d 节圆直径 mm E 齿轮材料的弹性模量 对于 20CrMnTi 材料 5 2 07 10 a EMP z b 主 从动齿轮节点处的曲率半径 直齿轮sin zz r sin bb r 斜齿轮 2 sin cos z z r 2 sin cos b b r 其中 z r b r 分别为主 从动 齿轮节圆半径 当计算载荷 g T取作用到变速器第一轴上的最大转矩 maxe T时 变速器齿轮 的许用接触应力 j 参见下表 2 6 由于本设计齿轮采用渗碳工艺处理 所以 齿轮的许用接触应力 j 为 一挡和倒挡 1900 2000 a MP 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 a MP 表 2 6 变速器齿轮的许用接触应力 j a MP 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900 2000 950 1000 常啮合齿轮和高挡 1300 1400 650 700 联立 2 8 2 9 2 10 计算出变速器各齿轮应力值如下表 2 7 所示 由于所计算应力值在许用应力范围内 则齿轮设计合格 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 18 表 2 7 变速器齿轮应力值 齿轮 弯曲应力 wa MP 接触应力 ja MP 1 125 9 827 5 2 133 6 806 7 3 148 5 795 0 4 140 5 815 5 5 150 8 844 0 6 159 7 865 8 7 175 8 934 7 8 187 3 958 8 9 219 0 1055 6 10 221 9 1082 8 11 514 0 891 3 12 557 6 914 3 13 405 1 769 2 14 504 6 1047 3 15 541 0 1020 9 5 计算各挡齿轮受力 齿轮受力分为三种 圆周力 t F 径向力 r F 轴向力 a F 圆周力 2 g t T F d 2 11 径向力 tan cos t r F F 2 12 轴向力 tan at FF 2 13 对于直齿轮同样满足0 时的上述公式 联立 2 11 2 12 2 13 可得出各齿轮的受力 如下表 2 8 所 示 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 19 表 2 8 齿轮受力 齿轮 圆周力 t FN 径向力 r FN 轴向力 a FN 1 14183 45 5608 17 6020 52 2 13479 72 5329 92 5721 80 3 14583 58 5674 67 5513 59 4 15344 69 5970 83 5801 33 5 17097 90 6553 11 5641 35 6 17990 30 6895 14 5935 79 7 20659 95 7906 58 6712 82 8 21738 40 8319 31 7063 24 9 24792 00 9487 92 8055 41 10 26085 92 9983 11 8475 83 11 33980 74 12367 98 0 12 35754 10 13013 43 0 13 34986 56 12734 07 0 14 38733 61 14097 88 0 15 36812 46 13398 64 0 2 3 轴参数计算 2 3 1 轴的结构及工艺要求 第一轴通常和齿轮做成一体 前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上 其轴 径根据前轴承内径确定 该轴承不承受轴向力 轴的轴向定位一般由后轴承 用卡环和轴承盖实现 第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定 而花键尺寸应 与离合器从动盘毂的内花键统一考虑 中间轴分为旋转轴式和固定轴式 本设计采用的是旋转轴式传动方案 由于一档 二挡和倒档齿轮较小 通常和中间轴做成一体 而高档齿轮则分 别用键固定在轴上 以便齿轮磨损后更换 第二轴为阶梯轴 采用花键轴的形式 其前端通过滚针轴承与一轴齿轮 内腔相结合 结构紧凑 倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴 轴的材料选用 20CrMnTi 对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳 或高频处理 第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道 要求有相当高的硬度和表 面粗糙度 硬度应在 HRC58 63 表面粗糙度 Ra 不得高于 0 8 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 20 2 3 2 轴的尺寸计算 变速器轴的确定和尺寸 主要依据结构布置上的要求并考虑加工工艺和 装配工艺要求而定 在设计时 由齿轮 换档部件的工作位置和尺寸可初步 确定轴的长度 而轴的直径可参考同类汽车变速器轴的尺寸选定 在已知中 心距A的情况下也可由下列经验公式初步选定 第二轴和中间轴中部直径 0 45 0 60 dA 第一轴花键部分直径 maxe dK T 式中 K 经验系数 4 0 4 6K maxe T 发动机最大扭矩 N m 为保证设计的合理性 轴的强度与刚度应有一定的协调关系 因此 轴 的最大直径 m d 与支承间距 L 的关系可按下式选取 中间轴 0 16 0 18 m d L 第二轴 0 18 0 21 m d L 各齿轮对应轴的最小轴径 3 min 6 9 55 10 g T dC 2 14 式中 g T 计算载荷 N mm C 由许用扭转剪切力确定的系数 对于 20CrMnTi C取 106 花键处应增加轴径以考虑对轴的强度的减弱 则 minmin 1 5 dd 中间轴 齿轮 2 4 6 8 处 min 58 61dmm 其他轴径 min 55 82dmm 第二轴 各齿轮对应轴径如下表 2 9 所示 表 2 9 输出轴轴径最小值 齿轮 3 5 7 9 11 13 轴径最小值 mm 49 07 55 56 62 75 69 44 80 92 77 74 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 21 2 3 3 轴的校核计算 由变速器结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸 一般来说强度 和刚度是足够的 仅对其危险断面进行验算即可 1 轴刚度校核 轴的刚度主要考虑四种 垂直面内挠度 c f 在水平面内挠度 s f 总挠 度f和转角 22 4 64 3 r c F a b f ELd 2 15 22 4 64 3 t s Fa b f ELd 2 16 22 cs fff 2 17 4 64 3 r F ab ba ELd 2 18 式中 t F r F 分别是齿轮齿宽中间平面上的圆周力和径向力 N a b 齿轮上作用力距两支承点的距离 mm L 支承距离 mm E 材料弹性模量 a MP d 受力齿轮对应轴径 mm 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值分别为 0 05 0 10 c fmm 0 10 0 15 s fmm 总 挠 度0 20fmm 齿 轮 所 在 平 面 的 转 角 0 002rad 第一轴和倒挡齿轮 距离支撑点很近 通常挠度不大 不必计算 第二轴的刚度计算结果如下表 2 10 则该轴的刚度在允许范围内 表 2 10 第二轴各挡危险截面的刚度 挡位 危险齿轮 垂直挠度 c fmm 水平挠度 s fmm 总挠度 fmm 转角 rad 倒挡 13 0 0083 0 0228 0 0243 0 00016 一挡 11 0 0206 0 0567 0 0603 0 000095 二挡 9 0 0372 0 0972 0 1041 0 000016 三挡 7 0 0385 0 1006 0 1077 0 000041 四挡 5 0 0434 0 1133 0 1213 0 00024 五挡 3 0 0383 0 0984 0 1056 0 0004 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 22 由于中间轴的常啮合齿轮副距支承点很近 负荷又小 通常挠度不 大 可以不必计算 中间轴的刚度计算结果如下表 2 11 所示 则中间轴的 刚度在允许范围内 表 2 11 第二轴各挡危险截面的刚度 挡位 危险齿轮 垂直挠度 c fmm 水平挠度 s fmm 总挠度 fmm 转角 rad 倒挡 14 0 0098 0 0270 0 0287 0 00023 一挡 12 0 0456 0 1254 0 1334 0 00025 二挡 10 0 0291 0 0761 0 0815 0 000037 三挡 8 0 0466 0 1217 0 1304 0 0000002 四挡 6 0 0303 0 0791 0 0847 0 000091 五挡 4 0 0186 0 0479 0 0514 0 000099 2 轴的强度校核 轴的屈服极限850 sa MP 当以发动机最大扭矩计算强度时 其安全 系数 s 在 5 10 范围内选取 对于中间轴 输出轴和倒挡轴可取 s 5 则轴 的许用应力 170 a MP 第一轴距支承点很近 负荷小 通常强度不大 不必强度校核 第二轴强度校核 水平弯矩 t s Fab M L 2 19 垂直弯矩 2 22 raa c F abF dbF d M L 2 20 合成弯矩 22 hcs MMM 2 21 式中 t F a F r F 分别是齿轮的圆周力 轴向力 径向力 N L 支承距离 mm a b 齿轮上作用力距两支承点的距离 mm d 齿轮节圆直径 mm 弯曲应力 3 0 32 h w M d 2 22 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 23 扭转应力 3 0 16 n n M d 2 23 合成应力 22 4 wn 2 24 式中 合成应力 a MP n M 齿轮所受的扭矩 N m 0 d 齿轮所在处的轴径 mm 第二轴的弯矩图和扭矩图如下图 2 5 所示 图 2 5 第二轴弯矩图及扭矩图 经计算 第二轴在各挡时危险截面的合成应力如下表 2 12 所示 且所 有危险截面的实际应力均小于许用应力 则输出轴的强度合格 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 24 表 2 12 第二轴各挡危险截面处的强度 挡位 一 二 三 四 五 倒挡 危险截面应 力 a MP 59 5 71 4 67 9 85 2 94 8 71 8 中间轴强度校核 水平弯矩 2 1tt s FaF c Mb L 2 25 垂直弯矩 222 1 aarr ca F dF dF aF c MbF d L 2 26 合成弯矩 22 hcs MMM 2 27 式中 t F 2t F 分别是挡位齿轮及常啮合齿轮的圆周力 N a F 2a F 分别是挡位齿轮及常啮合齿轮的轴向力 N r F 2r F 分别是挡位齿轮及常啮合齿轮的径向力 N L 支承距离 mm a b 齿轮上作用力距两支承点的距离 mm 1 c 常啮合齿轮与前支承点的距离 mm d 齿轮节圆直径 mm 弯曲应力 3 0 32 h w M d 2 28 扭转应力 3 0 16 n n M d 2 29 合成应力 22 4 wn 2 30 式中 合成应力 a MP n M 齿轮所受的扭矩 N m 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 25 0 d 齿轮所在处的轴径 mm 中间轴的弯矩图和扭矩图如下图 2 6 所示 图 2 6 中间轴弯矩图及扭矩图 经计算 中间轴轴在各挡是 危险截面的合成应力如下表 2 13 所示 且所有危险截面的应力均小于许用应力 则中间轴轴的强度合格 表 2 13 中间轴各挡危险截面处的强度 挡位 一 二 三 四 五 倒挡 危险截面应 力 a MP 129 5 42 8 58 9 46 6 38 7 92 1 倒挡轴应力校核 联立 2 19 2 20 2 21 2 22 2 23 2 24 可得倒挡轴 危险截面的合成应力125 2170 a MP 满足强度要求 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 26 2 4 轴承及键的选择和校核 2 4 1 轴承的选择及校核 轴承在初选时与轴的直径 轴的受力情况及变速器中心距等条件有关 本设计一轴后轴承采用圆锥滚子轴承 30311 第二轴后轴承采用圆锥滚子轴 承 33016 中间轴前后轴承分别采用圆锥滚子轴承 33210 和 32310 对轴承的校核主要是指校核轴承的寿命 第一轴前轴承在传递扭矩是 内外圈无相对运动 所承受的是静载荷 该轴承的选择与传动中其他部件的 设计有关 本文不对其进行校核 变速器在直接挡使各轴承的动载荷均为 零 因此只对 1 5 挡及倒挡时的轴承进行寿命校核 汽车轴承一般以汽车大修里程 s L km 作为其预期寿命 在此里程中第二 轴总转数为 6 0 2 10 2 s r L i N r 式中 s L 汽车大修里程 取 5 10 s Lkm 0 i 主减速器传动比 r r 车轮的滚动半径 mm 则 6 2 208 10Nr 1 受力分析 第二轴受力分析如下图 2 7 所示 图 2 7 第二轴受力示意图 则轴承 C D 所受的支反力为 1t b CF L 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 27 2 rxa bFR F C L 1t a DF L 2 rxa aFR F D L 3a DF 式中 x R x 挡齿轮的节圆半径 mm 第一轴受力分析如下图 2 8 所示 图 2 8 第一轴受力示意图 则轴承 B 所受的支反力为 1 1 t C gkF gh B g 2 2 rac CgkF ghF R B g 3a BF 式中 c R 第一轴常啮合齿轮的节圆半径 mm 中间轴受力分析如下图 2 9 所示 图 2 9 中间轴受力示意图 则轴承 E F 所受的支反力为 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 28 2 1 tt bFnF E L 22 2 rraxac bFnFF RF R E L 2 1 tt mFaF F L 22 2 rraxac aFmFF RF R F L 2 计算轴承寿命 x 挡当量动载荷 xrxax PXPYP 2 31 式中 rx P ax P 分别为 x 挡时轴承的径向载荷和轴向载荷 例如 3axx PD 22 12rxxx PDD X Y 分别为 x 挡时轴承径向载荷系数和轴向载荷系数 此系数可由 机械设计查得 轴承总当量动载荷 轴承 D 112233445 12345 uuuuurur uuuuuur P fP fP fP fP fP f P ffffff 2 32 轴承 B 11 122 233 344 454 1 12 23 34 45 5 uuuuurur r uuuuuur r P f iP f iP f iP f iP f iP f i P f if if if if if i 2 33 轴承 E F 11 122233344454 1 122334455 uuuuururr uuuuuurr P f jP fjP fjP fjP f jP fj P fjfjfjfjfjfj 2 34 式中 寿命系数 对于滚子轴承10 3 x i x 挡的传动比 x j x 挡时中间轴与第二轴的传动比 ux f 路程系数 其可以按下表 2 14 选取 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 29 表 2 14 路程系数分布 挡位 一 二 三 四 五 六 倒挡 路程系数 u f 1 2 5 10 15 65 2 轴承寿命 6 10 T P f C L f P 2 35 式中 L 轴承寿命 r C 额定动载荷 N T f P f 分别为温度系数和负荷系数 对于变速器1 T f 1 5 P f 轴承预期寿命 轴承 D 26 1 Du NNf 轴承 B 21 12 23 34 45 5 Duuuuuur r NNf if if if if if i 轴承 E F 21 122334455 Duuuuuurr NNfjfjfjfjfjfj 经计算得出各轴承寿命参数如下表 2 15 所示 却所有轴承寿命均大于 其预期寿命 所以轴承满足要求 表 2 15 各轴承寿命参数 轴承 当量动载荷 P N 额定动载荷 C N 轴承寿命 6 10Lr 预期寿命 6 10Nr B 13903 2 152000 750 7 177 2 D 18721 8 182000 539 7 72 8 E 9326 1 112000 1026 6 F 22545 0 178000 253 7 75 3 2 4 2 键的选择及校核 1 平键的选择及校核 考虑到键的强度要求 本设计在中间轴的三 四 五及常啮合齿轮处采 用双键连接 这里选用了两种平键 键 A22 14 110 键 B22 14 110 平 键的失效形式主要是键 轴槽和毂槽三者中强度最弱的工作面被压溃 故设 计时 按工作面的平均挤压应力 p 进行条件性计算 其强度条件为 哈尔滨工业大学本科毕业论文 设计 30 2 1 5 pp T kld 2 36 式中 p 工作面挤压应力 a MP T 传递扭矩 N mm d 轴的直径 mm l 键的工作长度 A 型lLb B 型 2 b lL L b 分

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