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機電工程學院
畢業(yè)設(shè)計說明書
設(shè)計題目: JD1041載貨汽車變速器及傳動軸設(shè)計
學生姓名:
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專業(yè)班級:
指導(dǎo)教師:
20xx 年 5 月 28日
目錄
1 概述…………………………………………………………………………2
2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定………………………………………………………………2
2.1傳動機構(gòu)的布置方案……………………………………………………………2
2.2零部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計………………………………………………………………3
3 變速器主要參數(shù)的選擇…………………………………………………………4
3.1變速器的傳動比范圍、擋位數(shù)及各擋傳動比………………………………………4
3.2變速器中心距……………………………………………………………6
3.3變速器外型尺寸……………………………………………………………7
3.4齒輪參數(shù)……………………………………………………………………………7
3.5各擋齒輪齒數(shù)的分配………………………………………………………………9
4 變速器齒輪及軸的計算與校核……………………………………………………11
4.1齒輪的失效形式……………………………………………………………11
4.2齒輪的強度計算與校核……………………………………………………………12
4.3軸的設(shè)計………………………………………………………………………14
5 同步器設(shè)計計算…………………………………………………………………19
5.1同步器簡介…………………………………………………………………………19
5.2同步器主要參數(shù)……………………………………………………………19
6傳動軸的設(shè)計計算……………………………………………………………………21
6.1傳動軸的簡介……………………………………………………………………21
6.2萬向傳動軸的設(shè)計計算…………………………………………………………22
6.3十字軸萬向節(jié)的設(shè)計……………………………………………………………22
6.4傳動軸結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計……………………………………………………………26
設(shè)計總結(jié)…………………………………………………………………………………29
致謝…………………………………………………………………………………30
參考文獻…………………………………………………………………………………31
1 概述
在現(xiàn)代的日常生活中,汽車作為一種方便快捷的交通工具,給人們的生活帶來了諸多便利,推動著人類社會的快速進步。變速箱的良好的性能在日常駕駛中發(fā)揮著非常重要的作用。不論發(fā)動機扭矩的力量多大,都得通過變速箱輸出。如果變速器的設(shè)計不合理,開始啟動就會容易停滯,轉(zhuǎn)變不平穩(wěn),產(chǎn)生振動,是再好的匹配引擎也是徒勞的。因此設(shè)計合理而優(yōu)質(zhì)的變速器很重要。對變速器的設(shè)計有以下基本要求:
1. 保證汽車具有必要的動力性和經(jīng)濟性。
2. 設(shè)置空擋,以此用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。
3. 設(shè)置倒擋,用以實現(xiàn)汽車的倒退行駛。
4. 設(shè)置動力輸出裝置,在需要的時候可以實現(xiàn)功率輸出。
5. 換擋要求輕便,迅速。
6. 具有可靠的工作性能,避免在行駛過程中出現(xiàn)跳擋,亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象。
7. 具有足夠高的工作效率。
8. 工作噪聲應(yīng)盡可能的減小。
9. 輪廓尺寸和質(zhì)量小,制造成本低,拆裝和維修方便等等。
另外,傳動軸的設(shè)計也是相當關(guān)鍵的部分,其需要滿足的要求如下:
1.保證所連接的兩根軸相對位置在預(yù)計范圍內(nèi)變動時,能可靠地傳遞動力。
2.保證所連接兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn),盡量避免共振現(xiàn)象的發(fā)生。
3.由于萬向節(jié)夾角的存在而產(chǎn)生的附加載荷、振動和噪聲應(yīng)保證在允許范圍內(nèi)。
4.高的傳動效率,足夠長的使用壽命,簡單的結(jié)構(gòu),方便制造和維修等。
2 變速器結(jié)構(gòu)方案的確定
2.1 傳動機構(gòu)布置方案
變速器的組成主要包括傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)兩大部分。
分類的依據(jù)不同,變速器可以分為很多中類型。根據(jù)前進擋數(shù)的不同,變速器有三、四、五和多擋幾種;依據(jù)軸的類型分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式。而固定軸式可以分為兩軸式、三軸式和中間軸式變速器。
2.1.1 固定軸式變速器
固定軸式又分為兩軸式和中間軸式變速器。固定軸式很常用,一般放在FR車上用。中間軸式高效率,傳動基本不會產(chǎn)生大的聲音,使用過程中損耗也小。它的缺點是除直接擋外其他各擋位的傳動效率低。
將中間軸式和兩軸式放在一起,能看出兩軸式內(nèi)部的不復(fù)雜,且零件之間布置間隙很緊密,此外它的工作效率也比較高,傳動產(chǎn)生聲音小,它多用在RR布置中。經(jīng)過綜合對比后,此次設(shè)計選用中間軸式變速器。
2.1.2 倒擋布置方案
倒擋R是一個很重要的附加裝置,雖然用的頻率相對較少,但也是不可或缺的部分,例如停車,掉頭等等。所以換倒擋一般用直齒滑動齒輪方式。下圖為倒擋的布置方案。
(a) (b) (c) (d)
圖2.1 倒擋布置方案
(c)
(b)
(a)
(d)
上圖的倒擋布置方案各有各的優(yōu)點,各有各的缺點。(a)圖優(yōu)點是中間軸短,缺點是換擋困難。(b)圖優(yōu)點倒擋傳動比大,缺點是換擋次序混亂。(c)圖優(yōu)點是齒寬變長。(d)圖換擋順序合理,很容易換擋。
綜上所述,本設(shè)計選擇方案(d)較為適合。
2.2 零、部件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計
2.2.1 齒輪形式
變速器用齒輪包括直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。
把斜齒和直齒圓柱齒輪放在一起,斜齒在壽命,運轉(zhuǎn)工況,產(chǎn)生噪音方面都更加理想一些;但在制造方面困難一些。變速器中的常嚙合齒輪多采用斜齒圓柱齒輪。低擋和倒擋僅用直齒圓柱齒輪。
2.2.2 換擋機構(gòu)形式
換擋機構(gòu)形式很多,比如直齒滑動齒輪,嚙合套,同步器等等。有些得到廣泛應(yīng)用,而有些只在少數(shù)位置得到使用。
直齒滑動齒輪換擋方式具有簡單的結(jié)構(gòu),而且比較方便維修的優(yōu)勢。但這種形式將影響齒面,噪音大,造成齒輪磨損和損傷,、使用壽命不是很長。除一擋、倒擋外很少使用。嚙合套換擋時,使齒輪處于常嚙合狀態(tài)。這種情況下可以使換擋行程縮短,并增加承受換擋沖擊的接合齒齒數(shù),而輪齒又不參與換擋,進而延長輪齒壽命;但換擋會產(chǎn)生殘余沖擊,對駕駛者有很高的要求。
同步器換擋能保證快速,無影響,無噪音,對駕駛技術(shù)要求較低,能提高汽車的加速度,燃油經(jīng)濟性和駕駛安全,因而得到廣泛應(yīng)用。雖然同步器換擋的軸向尺寸相對較大,有較高的制造精度要求,結(jié)構(gòu)相對復(fù)雜的缺點,但在綜合對比分析的時候考慮到以上所述的具體優(yōu)點和在實際中的應(yīng)用方便性,在實際中應(yīng)用依然較大。通過對同步器的具體結(jié)構(gòu)作具體的了解和分析,并加以認識和揣摩,最終決定本次設(shè)計選用同步器換擋形式。
3 變速器主要參數(shù)的選擇
3.1 變速器的傳動比范圍、擋位數(shù)及各擋傳動比
3.1.1 擋數(shù)
變速器的擋數(shù)變化范圍一般在3~20之間,除特種車輛以外的常見汽車的變速器擋數(shù)一般在6擋以下。通過變速器擋數(shù)變化的方式,可以使汽車更省油,跑得更快,馬力更大。擋數(shù)越多,變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜,其輪廓尺寸和質(zhì)量也隨之變大,同時操縱機構(gòu)也更加復(fù)雜復(fù)雜。因此,通過綜合考慮設(shè)計要求,對比同類車型和所設(shè)計汽車的的條件,本次設(shè)計選用用5+1擋。
3.1.2 傳動比范圍
變速箱比率是指最低的和最高的變速比的比率。這次設(shè)計的最高擋為5擋,其對應(yīng)變速比取1。在發(fā)動機發(fā)出最大的動力和最低傳輸引擎速度下,車輛的爬坡能力最大,車輪所要求的徑向距離,與主減速比,以及選擇低傳輸引擎速度都會影響最小的穩(wěn)定的比率??傎|(zhì)量范圍輕型商用車的齒輪比目前,介于5.0至8.0。
所選用的技術(shù)參數(shù)如下:
整車整備質(zhì)量
最高車速
爬坡度
最大總質(zhì)量
主減速器的傳動比
2250Kg
95Km/h
30%
4485Kg
5.826
發(fā)動機的額定功率
額定轉(zhuǎn)速
最大扭矩
最大扭矩轉(zhuǎn)速
99Kw
2900rpm
280N.m
1300rpm
汽車的省油能力會影響傳動齒輪最高變速比的值,一般最高變速比取值小于等于1.然后,驅(qū)動軸齒輪比確定的汽車的動力,油耗。汽車翻過的最陡坡度對傳動比有影響,它可以通過計算得出1擋的變速比值。
汽車從下往上爬坡的時候,由于是上坡,所以行車的速度不是很高,再者空氣阻力可忽略,則發(fā)動機提供的動力傳輸?shù)津?qū)動輪的力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力,查文獻[1]可知:
(3-1)
式中:—汽車總質(zhì)量;
—重力加速度;
—道路最大阻力系數(shù);
—驅(qū)動車輪的滾動半徑;
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩;
—主減速比;
—汽車傳動系的傳動效率;
—最大爬坡度;
—滾動阻力系數(shù);
—變速器一擋傳動比。
查文獻[1]由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比可知:
(3-2)
=3.43
根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件有:
(3-3)
上式:—車輛上在地面上完全裝載的一個水平面上固定軸重;
—道路的附著系數(shù),計算時取。
查文獻[1],一擋傳動比可知:
(3-4)
=11.72
根據(jù)本設(shè)計要求的具體情況和上述條件可以初選一擋傳動比為7.31。
3.1.3 各擋傳動比
變速器最高擋的傳動比與最低擋的傳動比確定以后,中間各擋的傳動比理論上是按公比(查文獻[1]可知):
(3-5)
的幾何級數(shù)排列,式中為擋位數(shù)(n=5),五擋傳動比?! ?
由于齒的數(shù)量是整數(shù),也可以配置稍有不同,使用小擋位之間的共同的比率,方便切換擋位。另外,請考慮到發(fā)動機的合理配,因此,每個齒輪比初選為:
3.2 變速器中心距A
中間軸式變速器的中心距離是指一段距離,這段距離的數(shù)值代表著第一和第二中間軸,這兩根軸中心線之間的距離。這段中心距離對變速器影響很大,尤其是在尺寸和質(zhì)量方面。中心距A可根據(jù)下列公式進行選取(查文獻[1]):
(3-6)
式中: —中心距系數(shù),貨車(=8.6~9.6);
—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩,N·m;
—變速器1擋傳動比;
—變速器的傳動效率,取。
本設(shè)計變速器的中心距為:
=118mm
3.3 變速器外型尺寸
傳動裝置的橫向尺寸可以通過該齒輪裝置和倒擋齒輪和變速機構(gòu)的直徑來初步確定。傳動擋數(shù)的多少,齒輪切換部件的形態(tài)以及齒輪的樣式會影響傳動裝置的在軸線方向的尺寸。
載貨汽車傳動裝置外廓在軸向方向的尺寸參考:
五擋——
3.4 齒輪參數(shù)
3.4.1 模數(shù)
在相同條件下的傳輸?shù)闹行木?,選擇較小的彈性模量可以增加齒的數(shù)目,并且增大齒寬可以增加齒輪的重疊部分,并降低齒輪噪音,因此為了降低噪聲應(yīng)降低模量,選取合理數(shù),同時增加齒寬;較小的質(zhì)量,應(yīng)增加模量,同時減少齒寬;從工藝方面的考慮,各種齒輪,應(yīng)使用一個模數(shù),并從強度的觀點來看,每個齒輪應(yīng)不同的模量;
第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù)mn
(3-7)
其中=280N·m,可得出mn=3.27
一擋直齒輪的模數(shù)m
mm (3-8)
通過計算m =4.15
本次設(shè)計取
同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于工藝上的原因,一個傳輸機構(gòu)中的接合套模數(shù)取相同,總質(zhì)量在的貨車取。
本次設(shè)計取模數(shù)為3。
3.4.2 壓力角
壓力角小,重合度大,傳動平穩(wěn);壓力角大時輪齒抗彎強度和表面接觸強度高。其實,壓力角為20已經(jīng)被寫入國家規(guī)定的設(shè)計標準。所以本設(shè)計變速器齒輪采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的結(jié)合齒壓力角有20、25、30等,此次設(shè)計選用30壓力角。
當壓力角小,降低了齒輪鋼度,但優(yōu)勢是相對穩(wěn)定的傳輸,噪音低,重合度大;相反壓力角大齒輪的剛度就有了很大程度上的提高。對與乘用車而言取小些將更加有利于汽車的平穩(wěn)性;對與載重汽車而言,取大些將有利于提高相應(yīng)齒輪的承重負荷時穩(wěn)定運轉(zhuǎn)能力。
3.4.3 螺旋角
螺旋角數(shù)值的選擇很重要,它的變化會帶倆意想不到的結(jié)果,隨著值增加,輪齒的抵抗彎曲的能力增加。此外,螺旋角數(shù)值的變化,還會影響兩齒輪間的嚙合,以及產(chǎn)生噪音的大小。實驗得證:螺旋角的增大,會相應(yīng)提高齒的強度。當選擇大的螺旋角角度值時,會減少輪齒抵抗彎曲的能力,不過也會增加其接觸強度??紤]到低擋齒輪的的抗彎強度,角度不宜過大,取15~25度之間的值;結(jié)合本設(shè)計技術(shù)要求初選螺旋角。
圖3.1 中間軸軸向力平衡
根據(jù)圖3.1可知,欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡,需滿足下述條件
由于,可得
(3-9)
式中,、為作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力;、為作用在中間齒輪1、2上的圓周力;、的節(jié)圓半徑;為中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。
貨車變速器斜齒螺旋角的選擇范圍
3.4.4 齒寬
齒寬是輪齒的寬度,是齒輪一個很重要的參數(shù),齒寬的大小對質(zhì)量,齒輪的工作穩(wěn)定性,齒輪強度等有影響。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬:
直齒,為齒寬系數(shù),取為4.5~8.0,=8.0
b=5.0×8.0=40mm
斜齒,取為6.0~8.5,=8.
b=4.0×8.0=32mm
3.5 各擋齒輪齒數(shù)的分配
每個齒輪在初選中心的距離,和模量以及螺旋角時,齒輪的齒可以根據(jù)擋數(shù),變速比和傳輸方案來分配的。當分配盡可能使各傳動比的齒數(shù)不是整數(shù),均勻磨損輪齒表面。本設(shè)計傳動方案結(jié)構(gòu)簡圖如右圖。
3.5.1 確定一擋齒輪的齒數(shù)
一擋
圖3.2 五擋變速器示意圖
為了確定Z9和Z10的齒數(shù),先求其齒數(shù)和Zh:
直齒齒輪Zh=2A/m
斜齒齒輪 Zh=2Acosβ/mn
其中 A =118mm、m =5;故有Zh=47。
貨車變速器一擋齒輪Z10可在12~17之間選擇,此處取Z10=14。
則可得出Z9=33。
3.5.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式(2-7)求出常嚙合齒輪的傳動比
由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定Z2/Z1=3.10 ?
而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等
由此可得:
(3-10)
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出:Z1+Z2=55 。 ②
① 與②聯(lián)立可得:Z1=14、Z2=41。
則根據(jù)式(2-7)可計算出一擋實際傳動比為ig1=6.90
3.5.3 確定其他擋位的齒數(shù)
二擋傳動比
(3-11)
Z7/Z8=1.47 ③
Z7+Z8=55 ④
③ 聯(lián)立④得:Z7=34,Z8=21。
按同樣的方法可分別計算出:
三擋齒輪 Z5=24 Z6=31;四擋齒輪 Z3=19 Z4=36
3.5.4 確定倒擋齒輪的齒數(shù)
一般情況下,倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近,在本設(shè)計中倒擋傳動比取7.31,中間軸上倒擋傳動齒輪的齒數(shù)比一擋主動齒輪10略小,取Z12=13。
而通常情況下,倒擋軸齒輪Z13取21~23,此處取Z13=23。
由
(3-12)
可計算出Z11=33。
故可得出中間軸與倒擋軸的中心距
(3-13
=72mm
而倒擋軸與第二軸的中心:
(3-14)
=112mm。
3.5.5 齒輪變位系數(shù)的選擇
為了防止產(chǎn)生根切、干涉、中心距配湊,常用變位齒輪來解決。而且對變速器而言,不同的齒輪輪齒的彎曲強度和接觸強度,抵抗粘接在一起的能力,耐磨性有不同的要求。變位齒輪的使用滿足了以上的要求,并且可以有效地提高齒輪壽命。變位齒輪分為高度變位和角度變位兩類。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度,但在降低傳動噪聲方面做的不太理想。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位集中了優(yōu)點,又避免了缺點。
如果實際中心距等于中心距,使用高系數(shù)。如果實際中心距不等于已定中心距時,采用角度變位。其中,角度位移可以獲得良好的嚙合性能和傳動質(zhì)量指標,被最多使用。齒輪傳動裝置工作頻繁,經(jīng)常承受循環(huán)荷載和沖擊荷載。根據(jù)實際齒輪損壞統(tǒng)計,變速器齒輪損壞形式大多是因為齒面剝落和疲勞強度破壞。因此,選擇變位系數(shù),主要著眼于提高齒面耐磨性和強度。
總的來說,總變位系數(shù)的取值應(yīng)該謹慎,不能取得過大,會產(chǎn)生不利后果,酌情可以取小一些的值。其中,一擋主動齒輪10的齒數(shù)Z10〈17,因此一擋齒輪需要變位。
變位系數(shù)
(3-15)
式中 Z為要變位的齒輪齒數(shù)。
4 變速器齒輪及軸的校核
4.1 齒輪的失效形式
齒輪的損毀形式是多種多樣的,比較突出的就是齒面點蝕,齒面磨損,輪齒斷裂等,這些損壞形式對齒輪造成不可修復(fù)的損壞。輪齒破碎方法有兩種:一個是較大的沖擊載荷作用在齒牙,使輪齒彎曲斷裂;另一個就是輪齒表面不斷地受力,一次一次的施加力,會破壞齒根,可能會產(chǎn)生裂紋。由于力是一次一次不斷施加的,就使得裂紋過大,最終輪齒折斷了。前者在變速器中出現(xiàn)的很少,后者出現(xiàn)的多。
4.2 齒輪的計算與校核
4.2.1 齒輪彎曲強度計算
(1)一擋直齒輪彎曲應(yīng)力,查文獻[2]可知:
(4-1)
式中:
—彎曲應(yīng)力(MPa);
—圓周力(N),;為計算載荷(N·mm);為節(jié)圓直徑(mm);
—應(yīng)力集中系數(shù), =1.65;
—摩擦力影響系數(shù),主動齒輪=1.1,從動齒輪=0.9;
—齒寬(mm);
—端面齒距,;
—齒形系數(shù),=0.46
因為齒輪節(jié)圓直徑,式中為齒數(shù),所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式(4-1)后得
(4-2)
當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時,一擋和倒擋直齒輪可以允許使用彎曲應(yīng)力取值范圍在400~800MPa之間。
由公式(4-2)得:
=423MPa<[]
設(shè)計很合理。
(2)二擋斜齒輪彎曲應(yīng)力,查文獻[2]可知:
(4-3)
—彎曲應(yīng)力(MPa);
—圓周力(N),;為計算載荷(N·mm);為節(jié)圓直徑(mm);
;
—斜齒輪螺旋角( °),=20°;
—應(yīng)力集中系數(shù), =1.50;
—齒寬(mm);
—法向齒距,;
—齒形系數(shù),=0.47
—重合度影響系數(shù),=2.0。
將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式(4-3),整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為:
(4-4)
當計算載荷取為時,斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在。
由公式(4-4)得:
= 197MPa<[]
設(shè)計很合理。
4.2.2 輪齒接觸應(yīng)力
(4-5)
式中:
—輪齒的接觸應(yīng)力(MPa);
—齒面上的法向力(N),;為圓周力;
—斜齒輪螺旋角( °);
—齒輪材料的彈性模量(MPa),
—齒輪接觸的實際寬度(mm);
—主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪,
;
—從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪,
;
選擇作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力查文獻[2]可知,見表4.1
表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa)
齒 輪
液體碳氮共滲齒輪
滲 碳 齒 輪
950~1000
1900~2000
一檔和倒檔齒輪
650~700
1300~1400
常嚙合齒輪和高檔齒輪
計算所得結(jié)果分別如下:
一擋:
二擋:
三擋:
四擋:
五擋:
倒擋:
所以設(shè)計齒輪是合格的。
本設(shè)計傳動齒輪材料采用20CrMnTi鋼和滲碳處理,大大提高了耐磨損性,并改善齒輪彎曲疲勞和接觸疲勞。
4.3 軸的參數(shù)設(shè)計
變速器中有很多的傳動機構(gòu),且大部分都是齒輪機構(gòu),齒輪機構(gòu)在傳遞動力過程中,輪齒會受到圓周力,徑向力,以及軸向力,這些力最后會集中的施加到承載齒輪的軸上,軸在受到外力情況下,會產(chǎn)生彎矩和扭矩,使軸發(fā)生變形。所以選擇承載齒輪的軸應(yīng)該具有抵抗外界施加的彎矩和扭矩的能力。由于缺乏剛性,引起彎曲變形,會破壞正確的齒輪,所述齒輪的沖擊強度,工作磨損和噪音。因此,在設(shè)計的變速器,其剛度的大小,以確保該齒輪可以被接合到正確的先決條件。
(1)初選軸的直徑
在已知中心距時,中間軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑可根據(jù)中心距按下式初選。
初選二軸中部直徑d=0.45×130=58mm,圓整至d=58mm。
(2)按彎扭合成強度條件計算
計算二軸一擋齒輪嚙合的圓周力、徑向力和軸向力。查文獻[2]可知:
(4-6)
(4-7)
(4-8)
式中: —至計算齒輪的傳動比;—計算齒輪的節(jié)圓直徑,mm;
—節(jié)點處壓力角;—螺旋角。
因為二軸一擋齒輪是直齒輪,所以,軸向力。
圖4.1為變速器二軸結(jié)構(gòu)簡圖
圖4.1變速器二軸結(jié)構(gòu)簡圖
圖4.2軸的載荷分析圖
如圖4.2所示,I截面為危險截面
由公式(4-6)計算二軸一擋齒輪所受圓周力為:
d=mz=5×38=190mm
=26395.2N
由公式(4-7)計算二軸一擋齒輪所受徑向力為:
=1368N
垂直力計算:
1368×102+FNV1×322=0
FNV1=(1368×102)/322
= 433N
∴
水平力計算:
∴
彎矩計算:
計算轉(zhuǎn)矩: N·mm
力和在軸鉛垂面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度;而使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度。在求得各支點的鉛垂反力和水平反力后,計算相應(yīng)垂向彎矩和水平彎矩。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸向應(yīng)力:
(MPa) (4-8)
式中:
—計算轉(zhuǎn)矩,N·mm;
—軸在計算斷面處的直徑,花鍵處取內(nèi)徑,mm;
—彎曲截面系數(shù),mm;
—在計算斷面處軸的水平彎矩,N·mm;
—在計算斷面出軸的垂向彎矩,N·mm;
—許用應(yīng)力,在低擋工作時參閱文獻[2]可知Mpa.
N·mm
由公式(4-8)得:
=162MPa
影響最大的是在齒輪該部分的水平面上的偏轉(zhuǎn)角和軸的的垂直方向距離變化。前者改變了齒輪的中心距,并破壞其正常嚙合;后者使大,小齒輪傾斜,如圖6所示。
圖4.3變速器軸的變形簡圖
變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時,若軸在垂直面內(nèi)撓度為,在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為,查文獻[2]可知:
(4-9)
(4-10)
式中:
—齒輪齒寬中間平面上的徑向力(N);
—齒輪齒寬中間平面上的圓周力(N)
—彈性模量(MPa),MPa;
—慣性矩(mm),對于實心軸,;
—軸的直徑,花鍵處按平均直徑計算;
、—為齒輪上的作用力距支座、的距離(mm);
—支座間的距離(mm)。
圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角
由文獻[2]可知,軸的合成撓度為:
(4-11)
計算慣性矩:
mm
將數(shù)值代入式(4-9)(4-10)得:
故軸的全撓度為,符合剛度要求。
5 同步器設(shè)計計算
5.1 同步器簡介
同步器--常壓式、慣性式和慣性增力式,其中,慣性式同步器是最受歡迎的。慣性同步器換擋有自己的要求---只有換擋時機合適時,即即將換擋的兩元件的角速度達到同步才換擋,否則就不能換擋。
慣性式同步器有很多種分類,例如鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式等等。這些分類的結(jié)構(gòu)可能不同,但是它們還有些相同點,不如說一些元器件是一樣的,力如摩擦元件、彈性元件等。本設(shè)計所采用的是鎖銷式同步器。
5.2 同步器主要參數(shù)
5.2.1 摩擦系數(shù)
同步器工作的次數(shù)很多,在高擋區(qū)進行傳動比的切換,磨損消耗會比較大,所以它要求很耐磨,來保持壽命。選擇的材料很重要,為了獲取良好的摩擦因數(shù)。大的摩擦因數(shù),會省力,縮短時間;小的摩擦因數(shù),會失去換擋同步。
5.2.2 同步環(huán)主要尺寸的確定
(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽
接觸的表面的寬度窄的頂部會影響壓力,磨損更快。大螺紋槽設(shè),有很多好處,方便存油,在間隙中,但也有些壞的結(jié)果,會使損耗速度增加,使零件的壽命變短。通常軸向泄油槽為6~12個,槽寬3~4mm。
(2) 錐面半錐角 α
越小的摩擦錐面半錐角,會產(chǎn)生大的摩擦力矩。但過小將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象,避免自鎖的條件是tanα≥ f 。一般取α=6°~8°。α=6°時,會出現(xiàn)咬住,粘著的現(xiàn)象;在α=7°時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。
(3)摩擦錐面平均半徑R
R越大,則產(chǎn)生大的摩擦力矩。原則上是盡可能將R取大些。
(4)錐面工作長度b
錐面工作長度b小一些,可以減小傳輸裝置軸向長度,也會帶來負面影響,工作面積錐面少了使單位面積受的力增加,表面損耗增加。
(5)同步環(huán)徑向厚度
同步環(huán)徑向厚度受到外界條件(結(jié)構(gòu)布置等)的限制,厚度不能太厚。為保證同步環(huán)有充足的強度,必須選取合適的厚度。
5.2.3 鎖止角β
鎖止角的選擇很值得關(guān)注,選的角度越恰當,換擋成功幾率越大。上述值都會影響鎖止角的選擇。
5.2.4 同步時間t
同步時間是一個很關(guān)鍵的概念。它的取值會影響換擋時機,當在最短的時間,使兩個傳動零件同步,使換擋更迅速,方便。諸多因數(shù)會影響其值的大小。例如同步器的結(jié)構(gòu)尺寸,轉(zhuǎn)動慣量,所受軸向力等等,除了這些之外,車的外貌形狀也會產(chǎn)生影響。比如說,高擋貨車變速器同步時間的值取得小一些,在0.30~0.80s之間,貨車低擋值大一些,大概在1.00~1.50s之間.
5.2.5 轉(zhuǎn)動慣量的計算
轉(zhuǎn)動慣量的計算得視情況而定,。對現(xiàn)在已經(jīng)存在的零件,其轉(zhuǎn)動慣量值通常用扭擺法測出;對不存在的,重新設(shè)計創(chuàng)造發(fā)明的,先經(jīng)過仔細分析,觀察,然后用數(shù)學公式求出。
6 傳動軸的設(shè)計計算
6.1 傳動軸的概述
萬向傳動軸是一個很普通的傳動部件,但它肩負著很重要的任務(wù),動力傳遞,改變轉(zhuǎn)矩等。它的結(jié)構(gòu)很簡單,由萬向節(jié),花鍵,套管等簡單的零部件構(gòu)成。當遇到車型很長的貨車時,中間支撐也是必要的。
萬向傳動軸設(shè)計應(yīng)滿足如下基本要求:
(1) 能可靠而穩(wěn)定地傳遞動力。
(2) 保證所連接的兩軸盡可能等速運轉(zhuǎn)。
(3) 肩負著動力傳遞,保證動力的最高效利用,傳遞過程損失要少
(4)傳動軸很普通,但很重要,要使用周期盡量長久一些
(5)結(jié)構(gòu)簡單,制造容易,維修方便等。
萬向傳動軸在汽車上廣泛應(yīng)用,有很多種分類。大類主要分為剛性和撓性萬向節(jié)。剛性萬向節(jié)又分為不等速,準等速,等速萬向節(jié)。不等速萬向節(jié)包含有十字軸式萬向節(jié)。本次采用的是十字軸萬向節(jié),結(jié)構(gòu)如下圖。
圖 6.1萬向傳動軸—花鍵軸結(jié)構(gòu)簡圖
1-蓋子;2-蓋板;3-蓋墊;4-萬向節(jié)叉;5-加油嘴;6-伸縮套;7-滑動花鍵槽; 8-油封;9-油封蓋;10-傳動軸管
6.2 萬向傳動軸的載荷計算
傳動力的計算一般有三種算法:
(1) 按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動比來確定;
(2) 按驅(qū)動輪找滑來確定;
(3) 按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來確定。
本次傳動軸傳運力的計算采用第一種算法:
(6-1)
其中: 為發(fā)動機最大扭矩;為1擋傳動比;η為從發(fā)動機到傳動軸的傳動效率;kd為猛接離合器所產(chǎn)生的動載系數(shù)。
T=kdTemaxηi1=1x373x90%x7.31=2454 N.m
6.3 十字軸萬向節(jié)設(shè)計
十字軸萬向節(jié)是個重要的零部件,必須注意對其保護,以免其受到損壞。它經(jīng)常運動,就會產(chǎn)生磨損,當受到重壓,會產(chǎn)生深深的痕跡,甚至表面的物質(zhì)被去除。這些損壞多多出現(xiàn)在軸頸和滾針軸承表面處。通常,十字軸萬向節(jié)應(yīng)該被更換,當出現(xiàn)的磨損或壓痕超過0.15mm。十字軸軸頸的根部很脆弱,經(jīng)不起損壞,容易斷裂,所以要重視十字軸軸頸的抵抗彎曲的能力。
(a) (b)
圖6.2 萬向節(jié)叉危險截面示意圖
(a) 十字軸 (b)萬向節(jié)叉
設(shè)各滾針軸承對十字軸軸徑的作用的合力為F,則
(6-2)
其中: 為萬向傳動軸的計算載荷,=min();
r為合力作用線到十字軸中心的距離;
為主、從動叉的最大夾角。
十字軸軸徑根部彎曲應(yīng)力和切應(yīng)力應(yīng)滿足
(6-3)
(6-4)
式中: 為十字軸軸徑直徑(mm);本次取32mm。
為十字軸油道孔直徑(mm);本次取4mm
s為合力F作用線到軸頸根部矩離(mm),本次取20mm
為彎曲應(yīng)力的許用值,為250~350MPa;
[]為許用的切應(yīng)力,為80~120Mpa
≤[σw]
滾針軸承的直徑有需求,不能小于1.6mm,以免粉碎。大小差異要小,否則針會增加不均勻性之間的負載分配。一般控制0.003毫米內(nèi)。滾針軸承徑向間隙也要控制的合理,一般也有特殊要求,合適的間隙為0.009~0.095mm .滾針軸承得軸向總間隙以0.08~0.30mm為好。滾針的長度一般不超過軸頸的長度。使其既有較高的承載能力,又不致因滾針果場發(fā)生歪斜而造成應(yīng)力集中。滾針得軸向間隙一般不超過0.2~0.4mm。
滾針軸承的接觸應(yīng)力為
(6-5)
式中: ——滾針直徑(mm);
——滾針工作長度(mm)
——(N),由下式?jīng)Q定:
(6-6)
滾針和十字軸軸頸表面硬度有要求,不同的硬度值,對應(yīng)的許用接觸應(yīng)力也不同。當硬度在58HRC以上時,許用接觸應(yīng)力[]取值范圍在3000~3200Mpa之間。
本次取i=1 , Z=27 ,d0=4mm
萬向節(jié)叉與十字軸軸承整體的連接,軸承受力F,孔軸中心線截面產(chǎn)生的反作用力,在45度的B-B截面,承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷,這個過程產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力應(yīng)滿足
(6-7)
(6-8)
式中,W、分別為截面B-B處的抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù),矩形截面系數(shù),矩形截面:,;橢圓形截面:,,h、b分別為矩形截面的高和寬或橢圓形截面的長軸和短軸;k是h/b有關(guān)的系數(shù),按表選取,e、a如圖 所示;彎曲應(yīng)力的許用值 [] 為50~80Mpa,扭應(yīng)力的許用值[]為80~160Mpa。
表2 系數(shù)k的選取
h/b
1.0
1.5
1.75
2.0
2.5
3.0
4.0
10
k
0.208
0.231
0.239
0.246
0.258
0.267
0.292
0.312
本次取,,,,。
十字軸萬向節(jié)的傳動效率受很多因素影響,具體可以從(6-9)看出。當25O 時,可按下式計算
(6-9)
是十字軸萬向節(jié)傳動效率;是軸頸與萬向節(jié)叉的摩擦因數(shù),滑動軸承:=0.15~0.20,滾針軸承:=0.05~0.10;其它符號意義同前。
通常情況下,十字軸萬向節(jié)的傳動效率約為97%~99%。
符合要求。
十字軸適用的材料一般是低碳合金鋼,例如20CrMnTi、20Cr、20MnVB、12CrNi3A等等,為了軸頸表面高硬度和高耐磨強度,滲碳淬火工藝是必須的。經(jīng)過滲碳處理,使得滲碳層深度達到0.8~1.2mm,并改變其表面硬度,大約在58~64HRC,使軸頸端面硬度≥55HRC,心部硬度為33~48HRC。萬向節(jié)叉可以使用的材料是中碳鋼或中碳合金鋼,為了獲取更好地硬度,需要進一步的處理,經(jīng)過特殊加工,所能達到的硬度在18~33HRC之間,滾針軸承碗材料一般采用GCr15.
綜合以上結(jié)果,十字軸相關(guān)參數(shù)如下:
表3十字軸相關(guān)參數(shù)
6.4 傳動軸結(jié)構(gòu)分析與設(shè)計
傳動軸中的滑動花鍵能夠伸縮,進而能改變傳動的距離。當傳遞轉(zhuǎn)矩的花健伸縮時,產(chǎn)生的軸向阻力
(6-10)
式中,為傳動軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩;r為滑動花鍵齒側(cè)工作表面的中徑;為摩擦因數(shù)。
為了減小軸向滑動花鍵滑動阻力和磨損,有時花鍵齒磷酸鹽處理或噴涂尼龍層,而其他的放滾針,滾子或球軸承,以便滾動元件的滾動摩擦而不是滑動摩擦,從而提高了傳輸效率。但這種結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,成本較高。有時對于有嚴重沖擊載荷的傳動,還采用具有彈性的傳動軸?;ㄦI軸應(yīng)進行潤滑,并在花鍵和鍵槽間隙的防塵措施不宜過大,應(yīng)與標記裝配,以避免安裝錯誤,均衡驅(qū)動軸總成以免損壞。
汽車的總體布置影響了傳動軸的長度的變化范圍。在一個特定的長度,具有驅(qū)動軸的截面尺寸驅(qū)動軸應(yīng)確保足夠的強度和足夠高的臨界速度。臨界速度就是接近其運行速度軸彎曲固有頻率,共振現(xiàn)象出現(xiàn)時,急劇增加幅度的所造成的驅(qū)動軸破損時速度,它決定于傳動軸的長度,形態(tài)和支撐情況,傳動軸的臨界轉(zhuǎn)速為
(6-11)
式中,為傳動軸的臨轉(zhuǎn)速(r/min);
—傳動軸的兩萬向節(jié)中心之間的距離;
和分別為傳動軸軸管的內(nèi)、外徑(mm)。
在設(shè)計時,安全系數(shù)取值范圍是1.2~2.0;為傳動軸的的最高轉(zhuǎn)速(r/min)。
初選,則,進而求得115,又因3-6,故可選得,。
為了值以及總體的放置位置合格,當傳動軸長度超過時,要增設(shè)中間支撐,一般會打斷傳動軸成23段,選3或4個萬向節(jié)。
除管段的驅(qū)動軸軸線的尺寸應(yīng)滿足的臨界速度的要求,而且要確保有足夠的抗扭強度。軸管的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力(MPa)應(yīng)滿足
(6-12)
計算轉(zhuǎn)矩(N·mm);[]為許用扭應(yīng)力,[]=300Mpa;其余符號同前。
對于傳動軸上的花鍵軸,扭轉(zhuǎn)應(yīng)力(Mpa)通常以底徑計算,公式如下
(6-13)
(-計算轉(zhuǎn)矩,單位N.m;花鍵的內(nèi)徑,單位mm)
傳動花鍵的齒側(cè)擠壓應(yīng)力(Mpa)應(yīng)滿足
(6-14)
式中:為傳動軸的計算轉(zhuǎn)矩(N·mm);
為花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。=1.3~1.4 ;
為花鍵外徑(mm);
為花鍵內(nèi)徑(mm);
為花鍵的有效工作長度(mm);
為花鍵齒數(shù);
花鍵的齒面硬度有要求,取不同的值域,會有不同的選擇結(jié)果。當選他的值高于35HRC時,會產(chǎn)生兩個不同的許用擠壓應(yīng)力,其一:=25~50MPa,其二:[]=50~100Mpa
所選擇數(shù)據(jù)均符合要求。
設(shè)計總結(jié)
本次設(shè)計是JD1041載貨汽車的變速器、傳動軸部分。
汽車零部件設(shè)計是汽車設(shè)計工作的主要內(nèi)容之一,汽車變速器是在汽車使用中比較容易損壞的一個部件,本次設(shè)計通過對其結(jié)構(gòu)進行分析,初步進行結(jié)構(gòu)方案設(shè)計,達到提高變速器工作性能的目的,并與合適的傳動軸結(jié)構(gòu)相匹配。
然而在設(shè)計過程中也發(fā)現(xiàn)了許多不足,平時在課堂上學到的理論知識不能很好的運用在實際的工作中。對具體的設(shè)計步驟也不是很了解,特別是機械中的一些知識更需要學習。這些缺點都需要在日后的學習和實際工作中改善。
我通過這次設(shè)計不僅加深了對專業(yè)知識的理解,也提高了自己獨立思考解決實際問題的能力,并對產(chǎn)品的實際設(shè)計過程有了更深入、更徹底的了解。
致 謝
回首往事,不禁讓人感嘆時光短暫,大學生活就此一去不復(fù)返。而作為大學生活的最后一個環(huán)節(jié)—畢業(yè)設(shè)計,也將接近尾聲。在這次設(shè)計過程中,指導(dǎo)老師張月英老師給了我很大的幫助,并給我提出很多好的意見和建議,同時也對我提出了嚴格的要求。我之所以能很順利地完成畢業(yè)設(shè)計任務(wù),這與老師的指導(dǎo)是分不開的。在此,我對張月英老師表示衷心的感謝。
另外,我要感謝這四年來教育過我的老師們,他們不僅教授了和車輛工程有關(guān)的專業(yè)知識,同時也教會了我很多為人處世的道理。平時學習上遇到問題老師都會給予耐心地回答,而且老師所教授的知識幫助我更好地完成這次設(shè)計。
最后還要感謝我的同學們,這四年里對我的關(guān)懷和幫助。在我遇到挫折時,會安慰和開導(dǎo)我,使我有一個積極向上的心態(tài)。在做畢業(yè)設(shè)計過程中,他們會給我一些有建設(shè)性的意見和一些專業(yè)性的見解,給了我極大的幫助。
在這里我想鄭重地感謝那些孜孜不倦教導(dǎo)我的老師還有善良可愛的同學們,在這四年來的一直陪伴,見證了我的成長。還要感謝我的母校河南工業(yè)大學,他為我提供了一個良好的發(fā)展平臺,讓我學到了很多東西,提升視野,開拓思維,茁壯成長。
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附錄:中英文文獻翻譯名稱——汽車變速箱故障診斷之噪聲測量