基于UG的商用車變速器的三維設(shè)計(jì)及仿真建模（三維圖紙+運(yùn)動(dòng)仿真）

基于UG的商用車變速器的三維設(shè)計(jì)及仿真建模（三維圖紙+運(yùn)動(dòng)仿真）,基于,ug,商用,變速器,三維設(shè)計(jì),仿真,建模,三維,圖紙,運(yùn)動(dòng) 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 基于 UG的商用車變速箱三維設(shè)計(jì)及仿真建模 段 戰(zhàn) 鋒 陜理工機(jī)械工程學(xué)院熱能與動(dòng)力工程專業(yè)汽車 032班 陜西 漢中 723003 指導(dǎo)教師 趙永強(qiáng) 摘要 本文闡述汽車變速器在汽車中的功用 汽車變速器的工作原理及汽車變速器的設(shè) 計(jì)和發(fā)展形勢(shì) 討論了汽車變速器的分類情況 闡述了國(guó)內(nèi)外汽車變速器的研究現(xiàn)狀 具體說(shuō)明了汽車機(jī)械式變速器的設(shè)計(jì)步驟及本課題的設(shè)計(jì)情況 文中表述了該變速器 的動(dòng)力傳動(dòng)方案 計(jì)算列舉了相關(guān)擋位的傳動(dòng)比 設(shè)計(jì)了變速器的傳動(dòng)齒輪 軸等重 要零部件 利用 UG 軟件進(jìn)行汽車機(jī)械式有機(jī)變速器總成設(shè)計(jì) 并配有重要的零件設(shè)計(jì)和制作 過(guò)程 零部件和變速器整體的裝配制作過(guò)程 以及變速器的運(yùn)動(dòng)仿真過(guò)程 二維工程 圖的產(chǎn)生 有限元分析的過(guò)程 關(guān)鍵詞 汽車變速箱 三維實(shí)體建模 運(yùn)動(dòng)分析 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 The Design and Simulation of 3D Modeling Commercial Vehicle Transmission Gearbox Based on UG Author Duan Zhan feng Grade03 Class032 Major Heat energy and power engineering School of Mechanical engineering Shaanxi University of Technology Hanzhong 723003 Shaanxi Tutor Zhao Yong qiang Abstract The article also elaborates the automobile transmission gearbox in automobile function the automobile transmission gearbox principle of work and the automobile transmission gearbox design and the development situation Discussed the automobile transmission gearbox classified situation elaborated the domestic and foreign automobile transmission gearbox research present situation Specifically explained the automobile mechanical type transmission gearbox design procedure and this topic design situation In the article has indicated this transmission gearbox power drive plan and the computation enumerated the correlation to keep off position the velocity ratio has designed the transmission gearbox transmission gear the axis and so on the important spare part This article uses UG software to carry on the automobile mechanical type organic transmission gearbox always to become the design and has the important components design and the manufacture process Spare part and transmission gearbox whole assembly manufacture process as well as transmission gearbox movement simulation process two dimensional engineering plat production Finite element analysis process Key words gearbox modeling assembling Sport analysis 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 I 目 錄 1 緒論 1 1 1 CAD軟件在國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀及研究意義 1 1 2設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)平臺(tái)的選取 1 1 3 Unigraphics軟件的簡(jiǎn)介 2 1 4 商用車變速器在國(guó)內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 2 1 5 機(jī)械式商用汽車變速器的技術(shù)特點(diǎn) 3 1 6本文主要工作 3 2 變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與參數(shù)選取 4 2 1手動(dòng)變速器的工作原理 4 2 2設(shè)計(jì)參數(shù) 5 2 3發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇 5 2 3 1發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率和相應(yīng)轉(zhuǎn)速的確定 5 2 3 2發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的確定 6 2 3 3發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) 6 2 4變速器設(shè)計(jì) 6 2 4 1傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比選擇 6 2 4 2變速器形式的選擇 7 2 4 3傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 7 2 5變速器主要參數(shù)的選擇 9 2 6軸的計(jì)算 13 2 7變速器軸承 14 2 8同步器 15 3 變速器的實(shí)體建模與裝配 20 3 1變速器各部件的實(shí)體建模方法 20 3 1 1直齒輪的建模 20 3 1 2斜齒輪的建模 23 3 1 3一軸的建模 27 3 1 4軸承的建模 33 3 2變速器裝配體的建模 34 3 2 1 UG裝配模塊功能簡(jiǎn)述 34 3 2 2添加已有的組件到裝配體 35 3 2 3在裝配中定位組件 35 3 2 4裝配綜合實(shí)例 36 3 3平面工程圖的生成 39 4 變速器的仿真分析 44 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 II 4 1運(yùn)動(dòng)仿真 44 4 2有限元分析 46 致 謝 50 參考文獻(xiàn) 51 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 1 頁(yè) 共 51 頁(yè) 1 緒論 1 1 CAD軟件在國(guó)內(nèi)外發(fā)展現(xiàn)狀及研究意義 在如今全球市場(chǎng)統(tǒng)一的情況下 市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)日益激烈 產(chǎn)品更新速度更快 但是有 限的資源加上消費(fèi)者對(duì)復(fù)雜產(chǎn)品的需求日益增加 很難保持市場(chǎng)分額 而使用傳統(tǒng)的 產(chǎn)品設(shè)計(jì)思路和方法已經(jīng)不能滿足產(chǎn)品更新的速度 在這種背景下 CAD 計(jì)算機(jī)輔助 設(shè)計(jì) CAM 計(jì)算機(jī)輔助制造 CAE 計(jì)算機(jī)輔助測(cè)量 技術(shù)得到迅速普及和極大發(fā)展 在為數(shù)眾多的 CAD CAM CAE 軟件中 主流軟件種類繁多 UG PRO E CIMATR MDT I DEAS MASTERCAM 各個(gè)都是極品 但近年來(lái) Unigraphics 簡(jiǎn)稱 UG 在工業(yè)解決方案中地位顯赫 Unigraphics Solutions 公司 簡(jiǎn)稱 UGS 是全球著名的 MCAD 供應(yīng)商 主要為汽車 航空航天 日用消費(fèi) 通用機(jī)械 及電子工業(yè)等領(lǐng)域通過(guò)其虛擬產(chǎn)品開(kāi)發(fā) VPD 的理念提供多極化的 集成化的 企 業(yè)級(jí)的完整 MCAD 解決方案 其主要的 CAD 產(chǎn)品是 Unigraphics 當(dāng)今發(fā)達(dá)國(guó)家的汽車產(chǎn)品設(shè)計(jì)方法和手段已經(jīng)不局限于利用通用的 CAD CAE 軟 件 如 UG CATIA PRO E 等 進(jìn)行一般的設(shè)計(jì)計(jì)算和三維制圖 還進(jìn)行包括設(shè)計(jì) 參數(shù)的優(yōu)化計(jì)算 設(shè)計(jì)結(jié)果的分析于仿真等在內(nèi)的一系列計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)和開(kāi)發(fā)活動(dòng) 如果僅使用一些通用的 CAD CAE 軟件而缺乏對(duì)有針對(duì)性的汽車產(chǎn)品開(kāi)發(fā)專用軟件的 使用 實(shí)現(xiàn)汽車產(chǎn)品開(kāi)發(fā)從設(shè)計(jì) 試驗(yàn) 修改到最終定型過(guò)程高度的計(jì)算機(jī)化 就難 以使這些軟硬件設(shè)備充分發(fā)揮最大效用 而只能起到 計(jì)算機(jī)輔助繪圖 的作用 只 有在通用的 CAD CAE 軟件的基礎(chǔ)上開(kāi)發(fā)適合企業(yè)自身需要的汽車軟件 把產(chǎn)品數(shù)據(jù) 庫(kù) 設(shè)計(jì)分析過(guò)程 設(shè)計(jì)知識(shí)和通用 CAD CAE 軟件有機(jī)的結(jié)合起來(lái) 才能實(shí)現(xiàn)新型 的快速 高性能 低成本開(kāi)發(fā) 商用汽車變速箱的設(shè)計(jì)比較復(fù)雜 實(shí)現(xiàn)從總布置設(shè)計(jì) 分析計(jì)算過(guò)程的高度計(jì)算機(jī)化 提高設(shè)計(jì)效率 隨著我國(guó)汽車 摩托車 家電等工業(yè)的迅速發(fā)展 工業(yè)產(chǎn)品的外形在滿足性能要 求的同時(shí) 變得越來(lái)越復(fù)雜 而這些產(chǎn)品的制造離不開(kāi)模具 這就要求模具制造行業(yè) 以最快的速度 最低的成本 最高的質(zhì)量生產(chǎn)出模具 為了達(dá)到上述要求 模具企業(yè) 只有運(yùn)用先進(jìn)的管理手段和 CAD CAM 集成制造技術(shù) 才能在激烈的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)中立于 不敗之地 1 2設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)平臺(tái)的選取 20世紀(jì)80年代以來(lái) 國(guó)際上推出了一大批通用CAI 集成軟件 如 UG AUTOCAD Pro E Solidwork等 相比之下 UG是一個(gè)完全參數(shù)化的軟件 而 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 2 頁(yè) 共 51 頁(yè) 且它還提供了一套完整的設(shè)計(jì) 設(shè)計(jì)和制造的方案 因此 課題擬采用UG作為開(kāi)發(fā)平 臺(tái) 1 3 Unigraphics軟件的簡(jiǎn)介 Unigraphics在航空 汽車 通用機(jī)械 工業(yè)設(shè)備 醫(yī)療器械以及其他高科技應(yīng)用 領(lǐng)域的機(jī)械設(shè)計(jì)和模具加工自動(dòng)化的市場(chǎng)上得到廣泛的應(yīng)用 多年來(lái) UGS一直在支 持美國(guó)通用汽車公司目前全球最大的虛擬產(chǎn)品開(kāi)發(fā)項(xiàng)目 同時(shí)Unigraphics也是日本著 名汽車零部件制造商DENSO公司的計(jì)算機(jī)應(yīng)用標(biāo)準(zhǔn) 并在全球汽車行業(yè)得到了很大的 應(yīng)用 Unigraphics軟件是一個(gè)集成化的 CAD CAE CAM系統(tǒng)軟件 他為工程設(shè)計(jì)人員提 供了非常強(qiáng)大的應(yīng)用工具 這些工具可以對(duì)產(chǎn)品進(jìn)行設(shè)計(jì) 包括零件設(shè)計(jì)和裝配設(shè)計(jì) 工程分析 有限元分析和運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)分析 繪制工程圖 編寫(xiě)數(shù)控加工程序等 除此之 外還有模具設(shè)計(jì)模塊 冷沖模 注塑模等 鈑金加工模塊 管道布局 總體設(shè)計(jì)及車 輛工程包 它使產(chǎn)品的設(shè)計(jì)效率大大提高 使產(chǎn)品在設(shè)計(jì)初期具有更多的靈活性 保 證在日后根據(jù)系統(tǒng)要求進(jìn)行相應(yīng)的更改和計(jì)算 另外在產(chǎn)品的設(shè)計(jì)方案階段 可以形象 的表現(xiàn)系統(tǒng)的組成特點(diǎn) 而在產(chǎn)品的生產(chǎn)階段可以方便與加工中心數(shù)據(jù)連接 UG具有以下優(yōu)勢(shì) 1 可以為機(jī)械設(shè)計(jì) 模具設(shè)計(jì)以及電器設(shè)計(jì)單位提供一套完整的設(shè)計(jì) 分析和 制作方案 2 UG是一個(gè)完全參數(shù)化的軟件 為零部件的系統(tǒng)化建模 裝配 分析提供了 強(qiáng)大的基礎(chǔ)支持 3 UG可以管理CAD數(shù)據(jù)及整個(gè)產(chǎn)品開(kāi)發(fā)周期中的所有相關(guān)數(shù)據(jù) 實(shí)現(xiàn)逆向工 程 erverse Design 和并行工程 Concurrent Engineer 等先進(jìn)設(shè)計(jì)方法 4 UG可以完成包括自由曲面在內(nèi)的復(fù)雜模型的創(chuàng)建 同時(shí)在圖形顯示方面運(yùn) 用了區(qū)域化管理方式 節(jié)約系統(tǒng)資源 5 具有強(qiáng)大的裝配功能 并在裝配的過(guò)程中引用了裝配集的設(shè)計(jì)思想 為節(jié)省 計(jì)算機(jī)資源提供了行至有效的解決方案 可以極大的提高設(shè)計(jì)效率 隨著UG版本的提高 軟件的功能越來(lái)越強(qiáng)大 復(fù)雜程度也越來(lái)越高 對(duì)于汽車設(shè) 計(jì)者來(lái)說(shuō) UG是使用的最廣發(fā)的設(shè)計(jì)軟件之一 1 4 商用車變速器在國(guó)內(nèi)發(fā)展現(xiàn)狀 雖然自動(dòng)變速器在近年來(lái)有很大發(fā)展 但手動(dòng)機(jī)械變速器在汽車傳動(dòng)中仍占有很 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 3 頁(yè) 共 51 頁(yè) 大比例 一般商用運(yùn)輸車輛 特別是長(zhǎng)途運(yùn)輸車輛 因?yàn)樗钃跷欢?速比范圍大 故多采用手動(dòng)機(jī)械變速器 在我國(guó)相當(dāng)長(zhǎng)的時(shí)間里 手動(dòng)機(jī)械變速器會(huì)占很高的比例 國(guó)內(nèi)商用車變速器產(chǎn)品的技術(shù)多源于美國(guó) 德國(guó) 日本幾個(gè)國(guó)家 引進(jìn)技術(shù)多為 國(guó)外上世紀(jì)80 90年代的產(chǎn)品 作為汽車高級(jí)技術(shù)領(lǐng)域的商用汽車變速器在國(guó)內(nèi)漫長(zhǎng) 的引進(jìn)消化過(guò)程中 如今已有長(zhǎng)足的進(jìn)步 能夠在原有技術(shù)引進(jìn)的基礎(chǔ)上 通過(guò)改型 自行開(kāi)發(fā)出符合配套要求的新產(chǎn)品 每年商用車變速器行業(yè)都能有十幾個(gè)新產(chǎn)品推向 市場(chǎng) 但從當(dāng)今商用車變速器的發(fā)展情況來(lái)看 在新產(chǎn)品開(kāi)發(fā)上國(guó)內(nèi)商用車變速器仍 然走的是一般性的開(kāi)發(fā)過(guò)程 沒(méi)有真正的核心技術(shù)產(chǎn)品 從國(guó)內(nèi)商用汽車變速器市場(chǎng) 容量來(lái)看 有三分之一的產(chǎn)品來(lái)自進(jìn)口 而另外三分之二的產(chǎn)品中有80 以上源自國(guó) 外技術(shù) 國(guó)內(nèi)自主開(kāi)發(fā)的商用汽車變速器產(chǎn)品銷量很小 從而說(shuō)明國(guó)內(nèi)商用汽車變速 器廠家的自主開(kāi)發(fā)能力仍然很薄弱 應(yīng)對(duì)整車新車型配套產(chǎn)品的能力遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠 1 5 機(jī)械式商用汽車變速器的技術(shù)特點(diǎn) 商用汽車的裝載質(zhì)量大 使用條件復(fù)雜 欲保證重型汽車具有良好的動(dòng)力性 經(jīng) 濟(jì)性和加速性 必須擴(kuò)大變速器傳動(dòng)比的范圍并增加檔位數(shù) 為避免變速器的結(jié)構(gòu)過(guò) 于復(fù)雜和便于系列化生產(chǎn) 多采用組合式機(jī)械變速器 即以一二種4 6檔變速器為主 體 通過(guò)更換系列齒輪副和配置不同的副變速器 得到一組不同檔位數(shù) 不同傳動(dòng)比 范圍的變速器系列 目前 組合式機(jī)械變速器已成為重型汽車采用的主要型式 組合 式機(jī)械變速器一般分為倍檔 分段式配檔 組合式機(jī)械變速器和半檔 插入式配檔 組合式 機(jī)械變速器 1 6本文主要工作 1 根據(jù)設(shè)計(jì)要求對(duì)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理的布局 2 根據(jù)設(shè)計(jì)要求計(jì)算確定變速器的各個(gè)主要參數(shù) 3 對(duì)變速器的各零部件進(jìn)行三維建模 4 將變速器的三維實(shí)體模型進(jìn)行裝配 5 對(duì)裝配好變速器模型進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真和有限元分析 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 4 頁(yè) 共 51 頁(yè) 2 變速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與參數(shù)選取 變速器按傳動(dòng)比的變化可分為有級(jí)式變速器 無(wú)級(jí)式變速器和綜合式變速器 有 級(jí)式變速器是目前采用最廣的一種 他采用齒輪傳動(dòng) 具有若干個(gè)定值傳動(dòng)比 有較 大的速比范圍 價(jià)格便宜維修簡(jiǎn)單 無(wú)級(jí)式變速器 其傳動(dòng)比在一定的數(shù)值范圍內(nèi)可 按無(wú)限多級(jí)變化 綜合式變速器是指用液力變矩器和齒輪式有機(jī)變速器組成的液力機(jī) 械式變速器 其傳動(dòng)比可在最大值和最小值之間的幾個(gè)間斷的范圍內(nèi)做無(wú)級(jí)變化 變速器按操縱方式可分為手動(dòng)強(qiáng)制操縱式變速器和自動(dòng)操縱式變速器 手動(dòng)強(qiáng)制 操縱式變速器是靠駕駛員直接操縱變速桿換擋 自動(dòng)操縱式變速器是指機(jī)械變速器每 個(gè)檔位的變換是借助反應(yīng)發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷和車速的信號(hào)系統(tǒng)來(lái)控制換擋系統(tǒng)的執(zhí)行元件而 實(shí)現(xiàn)的 駕駛員只需要操縱加速踏板以控制車速 商用車用于載荷較大需要頻繁換擋 要求有較大的速比范圍因此多采用機(jī)械式手 動(dòng)變速器 2 1手動(dòng)變速器的工作原理 機(jī)械式手動(dòng)變速器是最常見(jiàn)的變速器 簡(jiǎn)稱 MT 常見(jiàn)的是中間軸式變速器 即輸 入軸 軸出軸和中間軸 它們構(gòu)成了變速器的主體 當(dāng)然還有一根倒檔軸 手動(dòng)變速 器又稱手動(dòng)齒輪式變速器 含有可以在軸向滑動(dòng)的齒輪 通過(guò)不同齒輪的嚙合達(dá)到變 速變扭目的 典型的手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)及原理如下 輸入軸也稱第一軸 它的前端花鍵直接與離合器從動(dòng)盤(pán)的花鍵套配合 從而傳遞 由發(fā)動(dòng)機(jī)過(guò)來(lái)的扭矩 第一軸上的齒輪與中間軸齒輪常嚙合 只要軸入軸一轉(zhuǎn) 中間 軸及其上的齒輪也隨之轉(zhuǎn)動(dòng) 中間軸也稱副軸 軸上固連多個(gè)大小不等的齒輪 輸出 軸又稱第二軸 軸上套有各前進(jìn)檔齒輪 可隨時(shí)在操縱裝置的作用下與中間軸的對(duì)應(yīng) 齒輪嚙合 從而改變本身的轉(zhuǎn)速及扭矩 輸出軸的尾端有花鍵與傳動(dòng)軸相聯(lián) 通過(guò)傳 動(dòng)軸將扭矩傳送到驅(qū)動(dòng)橋減速器 由此可知 變速器前進(jìn)檔位的驅(qū)動(dòng)路徑是 輸入軸常嚙齒輪 中間軸常嚙齒輪 中間軸對(duì)應(yīng)齒輪 第二軸對(duì)應(yīng)齒輪 倒車軸上的齒輪也可以由操縱裝置撥動(dòng) 在軸上 移動(dòng) 與中間軸齒輪和輸出軸齒輪嚙合 以相反的旋轉(zhuǎn)方向輸出 多數(shù)汽車都有 5個(gè)前進(jìn)檔和一個(gè)倒檔 每個(gè)檔位有一定的傳動(dòng)比 多數(shù)檔位傳動(dòng) 比大于 1 第 4檔傳動(dòng)比為 1 稱為直接檔 而傳動(dòng)比小于 1的第 5檔稱為加速檔 空 檔時(shí)輸出軸的齒輪處于非嚙合位置 無(wú)法接受動(dòng)力傳輸 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 5 頁(yè) 共 51 頁(yè) 由于變速器輸入軸與輸出軸以各自的速度旋轉(zhuǎn) 變換檔位時(shí)合存在一個(gè) 同步 問(wèn) 題 兩個(gè)旋轉(zhuǎn)速度不一樣齒輪強(qiáng)行嚙合必然會(huì)發(fā)生沖擊碰撞 損壞齒輪 因此 舊式 變速器的換檔要采用 兩腳離合 的方式 升檔在空檔位置停留片刻 減檔要在空檔 位置加油門(mén) 以減少齒輪的轉(zhuǎn)速差 但這個(gè)操作比較復(fù)雜 難以掌握精確 因此設(shè)計(jì) 師創(chuàng)造出 同步器 通過(guò)同步器使將要嚙合的齒輪達(dá)到一致的轉(zhuǎn)速而順利嚙合 目前全同步式變速器上采用的是慣性同步器 它主要由接合套 同步鎖環(huán)等組成 它的特點(diǎn)是依靠同步鎖環(huán)摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步 接合套 同步鎖環(huán)和待接合齒輪的齒圈 上均有倒角 鎖止角 同步鎖環(huán)的內(nèi)錐面與待接合齒輪齒圈外錐面接觸產(chǎn)生摩擦 鎖止角與錐面在設(shè)計(jì)時(shí)已作了適當(dāng)選擇 錐面摩擦使得待嚙合的齒套與齒圈迅速同步 同時(shí)又會(huì)產(chǎn)生一種鎖止作用 防止齒輪在同步前進(jìn)行嚙合 當(dāng)同步鎖環(huán)內(nèi)錐面與待接 合齒輪齒圈外錐面接觸后 在摩擦力矩的作用下齒輪轉(zhuǎn)速迅速降低 或升高 到與同 步鎖環(huán)轉(zhuǎn)速相等 兩者同步旋轉(zhuǎn) 齒輪相對(duì)于同步鎖環(huán)的轉(zhuǎn)速為零 因而慣性力矩也 同時(shí)消失 這時(shí)在作用力的推動(dòng)下 接合套不受阻礙地與同步鎖環(huán)齒圈接合 并進(jìn)一 步與待接合齒輪的齒圈接合而完成換檔過(guò)程 2 2設(shè)計(jì)參數(shù) 下列為此次設(shè)計(jì)汽車主要參數(shù) 根據(jù)其主要參數(shù)設(shè)計(jì)與其相匹配的機(jī)械式手動(dòng)變 速器 1 額定載重質(zhì)量 4000 Kg 2 最大總質(zhì)量 7140 Kg 3 最大車速 100 Km h 1 4 比功率 15 Km t 5 比轉(zhuǎn)矩 40 N m t 1 2 3發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇 設(shè)計(jì)要求貨車的載重量為 4t 根據(jù)商用車汽油發(fā)動(dòng)機(jī)和柴油發(fā)動(dòng)機(jī)優(yōu)缺點(diǎn)的比較 最終選擇柴油發(fā)動(dòng)機(jī) 選用四沖程 直列氣缸 水冷 直噴式柴油機(jī) 2 3 1發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率和相應(yīng)轉(zhuǎn)速的確定 在對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率 Pemax和最大功率是相應(yīng)的轉(zhuǎn)速 np進(jìn)行確定時(shí) 應(yīng)根據(jù)所要 設(shè)計(jì)的汽車的主要參數(shù)和相應(yīng)的理論計(jì)算公式進(jìn)行確定 1 所設(shè)計(jì)汽車最大車速 估算 hKmVa 10 x maxeP 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 6 頁(yè) 共 51 頁(yè) 2 1 3maxmaxmax13607140aIDeIgfCAPV 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 Kw 傳動(dòng)系效率 I 汽車總質(zhì)量 Kg g 重力加速度 a 滾動(dòng)阻力系數(shù) 最大車速 Km h If maxV 空氣阻力系數(shù) A 汽車正面投影面積 m DC 2 則 107 12KwmaxeP 2 根據(jù)設(shè)計(jì)方案中給出的發(fā)動(dòng)機(jī)比功率 P 15 Km t 則所求發(fā)動(dòng)機(jī)功率 b1 15 7 14 107 1 與經(jīng)驗(yàn)公式相差不大 axe 3 最大功率是對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速 n 參考中型載貨汽車及所選用發(fā)動(dòng)機(jī)形式 取p 2500 3200 pnir 2 3 2發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩的確定 用下式計(jì)算確定發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩 Tamax 2 2 mNnaPTpa 16 409954mxmx 轉(zhuǎn)矩適應(yīng)性系數(shù) 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 最大功率對(duì)用轉(zhuǎn)數(shù)eax pn 2 3 3發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào) 根據(jù)設(shè)計(jì)要求選用發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)為 EQD6105 四沖程 直列氣缸 水冷 直噴式柴 油機(jī) 缸數(shù) 缸徑 行程 mm 6 105 120 壓縮比 17 1 額定功率 轉(zhuǎn)速 kw r min 107 2800 最大轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 N m r min 420 1600 怠速 r min 800 50 2 4變速器設(shè)計(jì) 2 4 1傳動(dòng)系最小傳動(dòng)比選擇 傳動(dòng)系總傳動(dòng)比是傳動(dòng)系中各部分傳動(dòng)比的乘積 即 式中 為變tzoci gi 速器的傳動(dòng)比 為主減速器的傳動(dòng)比 為分動(dòng)器或副變速器的傳動(dòng)比 一般的汽車oi ci 沒(méi)有分動(dòng)器 此設(shè)計(jì)中也沒(méi)有分動(dòng)器 則可省去 ci 傳動(dòng)系的最小傳動(dòng)比 發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度的關(guān)系 式中 n 為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速0 37agomVi 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 7 頁(yè) 共 51 頁(yè) r min 為汽車行駛速度 Km h r 為車輪半徑 m 為變速器傳動(dòng)比 為主減速器aVgi oi 傳動(dòng)比 最小傳動(dòng)比時(shí) 1 變速器在直接擋 為最大車速 出現(xiàn) 時(shí) 發(fā)動(dòng)機(jī)應(yīng)處gi aVmaxV 在最大功率附近 此時(shí)的轉(zhuǎn)速 n 應(yīng)在最大功率 附近 去 2500r min 則 pn 設(shè)計(jì)要求的汽車傳動(dòng)比為 4 6 0 374 6ptogomii 傳動(dòng)系的最大傳動(dòng)比的選擇 根據(jù)上面分析可知 變速器在一擋時(shí)有最大傳動(dòng)比 此時(shí) 汽車有最大驅(qū)動(dòng)力 取為 7 5 則一檔傳動(dòng)比為 7 0 最大傳動(dòng)比為 max Tcsin6 5yaxgtgoGfri gi t 7 04632 oi 2 4 2變速器形式的選擇 為了使汽車在復(fù)雜的路況下能夠平穩(wěn)安全的行駛 對(duì)變速器的設(shè)計(jì)提出了以下要 求 1 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性 2 設(shè)置空擋 用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的運(yùn)輸 3 設(shè)置倒檔 是汽車能夠倒退行駛 4 設(shè)置動(dòng)力輸出裝置 需要時(shí)能夠進(jìn)行功率輸出 5 換擋迅速 省力 方便 6 工作可靠 汽車行駛過(guò)程中 變速器不得有跳擋 亂擋以及換擋沖擊等顯現(xiàn) 7 變速器應(yīng)有高的效率 8 變速器的工作噪音低 除此以外 變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小 制造成本低 維修方便等要求 滿足汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo) 這與變速器的檔數(shù) 傳動(dòng)比范圍和各擋 傳動(dòng)比有關(guān) 汽車工作的道路條件越復(fù)雜 比功率越小 變速器的傳動(dòng)比范圍越大 2 4 3傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有兩種分類方法 根據(jù)前進(jìn)擋數(shù)的不同 有三 四 五和多擋變 速器 根據(jù)軸的形式不同 分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式 常配合行星齒輪傳動(dòng) 兩類 固定軸式又分為兩軸式 中間軸式 雙中間軸式變速器 固定軸式應(yīng)用廣泛 中間軸 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 8 頁(yè) 共 51 頁(yè) 式變速器 多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上 如圖 2 1 所示為中間軸式的五檔變速器 中間軸式的變速器特點(diǎn)是 變速器第一 軸和第二軸的軸線在同一直線上 經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接擋 使用直接擋 變 速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出 此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高 可達(dá) 90 以上 噪聲低 齒輪和軸承的磨損減少 因?yàn)橹?接擋的利用率高于其它擋位 因而提高了變速器的使用壽命 在其它前進(jìn)擋位工作時(shí) 變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸 中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳遞 因此 在變速器中間軸與第二軸之間的距離 中心距 不大的條件下 一擋仍然有較大的傳 動(dòng)比 擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng) 擋位低的齒輪 一擋 可以采用或不采用 常嚙合齒輪傳動(dòng) 多數(shù)傳動(dòng)方案中除一擋以外的其他擋位的換擋機(jī)構(gòu) 均采用同步器 或嚙合套換擋 少數(shù)結(jié)構(gòu)的一擋也采用同步器或嚙合套換擋 還有各擋同步器或嚙合 套多數(shù)情況下裝在第二軸上 再除直接擋以外的其他擋位工作時(shí) 中間軸式變速器的 傳動(dòng)效率略有降低 這是它的缺點(diǎn) 在擋數(shù)相同的條件下 各種中間軸式變速器主要 在常嚙合齒輪對(duì)數(shù) 換擋方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別 圖 2 1 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力 所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間 軸式變速器的低檔與倒擋 都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處 以減少軸的變形 保證 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 9 頁(yè) 共 51 頁(yè) 齒輪重合度下降不多 然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪 這樣做既能使軸有 足夠大的剛性 又能保證容易裝配 倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近 但因?yàn)?使用倒擋的時(shí)間非常短 從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處然后再布 置倒擋 此時(shí)在倒擋工作時(shí) 齒輪磨損與噪聲在短時(shí)間內(nèi)略有增加 與此同時(shí)在一擋 工作時(shí)齒輪的磨損與噪聲有所減少 倒擋設(shè)置在變速器的左側(cè)或右側(cè)在結(jié)構(gòu)上均能實(shí) 現(xiàn) 不同之處是掛倒擋時(shí)駕駛員移動(dòng)變速桿的方向改變了 為防止意外掛入倒擋 一 般在掛倒擋時(shí)設(shè)有一個(gè)掛倒擋時(shí)需克服彈簧所產(chǎn)生的力 用來(lái)提醒駕駛員注意 2 5變速器主要參數(shù)的選擇 1 擋數(shù) 增加變速器的檔數(shù)能改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性 檔數(shù)越多 變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù) 雜 并且是尺寸輪廓和質(zhì)量加大 同時(shí)操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜 而且在使用時(shí)換檔頻率也增高 在最低檔傳動(dòng)比不變的條件下 增加變速器的當(dāng)屬會(huì)是變速器相鄰的低檔與高檔 之間傳動(dòng)比比值減小 是換檔工作容易進(jìn)行 要求相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在 1 8 以 下 該制約小換檔工作越容易進(jìn)行 要求高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū) 相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值小 近年來(lái)為了降低油耗 變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì) 目前轎車一般用 4 5 個(gè)檔位 級(jí)別高的轎車變速器多用 5 個(gè)檔 貨車變速器采用 4 5 個(gè)檔位或多檔 裝載質(zhì)量在 2 3 5T 的貨車采用 5 檔變速器 裝載質(zhì)量在 4 8T 的貨車采用 6 檔變速器 因此采用 六檔變速器 2 傳動(dòng)比的范圍 變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低檔傳動(dòng)比與最高檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的比值 轉(zhuǎn)動(dòng)比范 圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù) 汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān) 目前轎車的傳動(dòng)比范圍在 3 4 之間 輕型貨車在 5 6 之間 其他貨車則更大 根 據(jù)此次設(shè)計(jì)要求變速器最高檔傳動(dòng)比即直接擋 最低檔傳動(dòng)比即為一檔 1gi 7 0gi 3 中心距 A 對(duì)中間軸式變速器 是將中間軸與第二軸之間的距離成為變速器中心距 其大小不僅 對(duì)變速器的外形尺寸 體積和質(zhì)量大小 而且對(duì)輪齒的接觸強(qiáng)度有影響 中心距越小 齒 輪的接觸應(yīng)力大 齒輪壽命短 最小允許中心距當(dāng)有保證齒輪有必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確 定 變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上 從布置軸承的可能與方便和不影響殼體的強(qiáng)度考 慮 要求中心距取大些 此外受一檔小齒輪齒數(shù)不能過(guò)少的限制 要求中心距也要大 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 10 頁(yè) 共 51 頁(yè) 些 初選中心距 A 時(shí) 根據(jù)以下經(jīng)驗(yàn)公式確定 2 33max9 0427 96 128egKTt 3 式中 K 為中心距系數(shù) 商用車一般取 8 6 9 6 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 g為變速器a maxeTl 一檔傳動(dòng)比 為變速器傳動(dòng)效率 取 96 則 A 128mm 本設(shè)計(jì)采用六擋變速器 軸向尺寸可以選用 3 2 3 5 A 4 齒輪參數(shù) 1 模數(shù) 遵循的一般原則 為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù) 增加尺寬 為使質(zhì)量小 增加 數(shù) 同時(shí)減少尺寬 從工藝方面考慮 各檔齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù) 而從強(qiáng)度方面考 慮 各檔齒數(shù)應(yīng)有不同的模數(shù) 減少轎車齒輪工作噪聲有較為重要的意義 因此齒輪 的模數(shù)應(yīng)選小 對(duì)貨車 減小質(zhì)量比噪聲更重要 故齒輪應(yīng)選大些的模數(shù) 低檔齒輪應(yīng)選大些的模數(shù) 其他檔位選另一種模數(shù) 少數(shù)情況下汽車變速器各檔 齒輪均選用相同的模數(shù) 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線齒輪 由于工藝上的原應(yīng) 同一變速器 的接合齒模數(shù)相同 選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多 有利換檔 對(duì)于貨車變速器的齒輪 從減少質(zhì)量出發(fā) 應(yīng)選用大些的模數(shù) 參考文獻(xiàn) 10 表 3 1 汽車變速器的法向模數(shù) mn 貨車的最大總質(zhì)量 6 0 14 0 t 模數(shù) 3 50 4 50 mm 查表 3 2 汽車變速器常用的齒輪模數(shù)應(yīng)首選第一系列 所以取 m 4 0mm 嚙合n 套和同步器接合齒采用漸開(kāi)線齒形 模數(shù)取在 2 0 3 5mm 在此取 3 0mm 2 壓力角 壓力角較小時(shí) 重合度大 傳動(dòng)平穩(wěn) 噪聲低 較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和 表面接觸強(qiáng)度 對(duì)轎車 為加大重合度已降低噪聲 取小些 對(duì)貨車 為提高齒輪承 載力 取大些 國(guó)家規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)的壓力角為 20 變速器齒輪普遍采用 20 壓力角 嚙合o o 套和同步器普遍采用 30 壓力角 o 3 螺旋角 斜齒輪在變速器中得到廣泛的應(yīng)用 選斜齒輪的螺旋角 要注意他對(duì)齒輪工作噪 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 11 頁(yè) 共 51 頁(yè) 聲齒輪的強(qiáng)度和軸向力的影響 從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā) 不希望用過(guò)大的螺 旋角 而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼 應(yīng)選用較大螺旋角 變速器斜齒輪的螺旋角 對(duì)齒輪工作噪音 齒輪強(qiáng)度和軸向力有影響 從提高低 檔齒輪強(qiáng)度出發(fā) 螺旋角 以 15 25 為宜 從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度和增力重合o 角著眼 應(yīng)選用較大的螺旋角 貨車斜齒輪螺旋角可在下列范圍內(nèi)選取 16 26 所以在此初選螺旋角為 20 o o 4 齒寬 b 應(yīng)注意齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸 齒輪工作平穩(wěn)性 齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力 的均勻程度均有影響 考慮到盡可能的減少質(zhì)量和縮短變速器的軸向尺寸 應(yīng)該選用較小的齒寬 減少 齒寬會(huì)使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱 還會(huì)使工作應(yīng)力增加 使用寬些的齒寬 工 作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜 使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不 均勻 通常根據(jù)齒輪模數(shù)大小選定齒寬 直齒齒寬 b k m k 為齒寬系數(shù) 取 4 5 8 0 則 b 20 c 斜齒輪 b k m k 為齒寬系數(shù) 取 6 0 8 5 取 k 7 0 則 b 28 n c 第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù) KC 可取大些 使接觸線長(zhǎng)度增加 接觸應(yīng)力降 低 以提高傳動(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命 5 齒輪變位系數(shù)的選擇 齒輪變位系數(shù)是為了防止齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心 一檔齒輪的變位系數(shù)應(yīng)取在 1 0 以上 接合齒工作寬度一般在 2 4mm 6 齒頂高系數(shù) 規(guī)定齒頂高系數(shù)為 1 00 5 各擋齒輪數(shù)的分配 在初選中心距 齒輪模數(shù)和螺旋角以后 可更據(jù)變速器的檔數(shù) 傳動(dòng)比和傳動(dòng)方 案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù) 根據(jù)設(shè)計(jì)要求格擋齒輪的分配如 2 2 圖 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 12 頁(yè) 共 51 頁(yè) 圖 2 2 1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 一檔齒輪齒數(shù)和 Z 斜齒 中間軸上一檔齒輪n2cos2018cos64nAm Z 貨車可在 12 17 之間選 取 Z 15 則 12 12 15nZ 2 中心距 A 修正 因?yàn)橛?jì)算一擋齒數(shù)和 Z 的時(shí)經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化 所以應(yīng)根據(jù)取定的 Zn 對(duì)中心距進(jìn)行修正 對(duì)中心局的修正通常有兩種方法 一種是通過(guò)改變螺旋距的方法n 調(diào)整中心距的大小 還有就是借助于齒輪變?yōu)榈霓k法來(lái)滿足要求 因本變速器一至六 擋采用的都是些齒輪 所以選用改變螺旋距的辦法來(lái)調(diào)整中心距 3 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù) 12157 02 34Zi 12cos806NACOSM 則 Z 18 Z 422 一檔的傳動(dòng)比為 1127 i 4 二檔齒輪的齒數(shù) 549121087 0 3Zi 9cos21206NACOSM 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 13 頁(yè) 共 51 頁(yè) 則 Z 40 Z 20910 5 三檔齒輪的齒數(shù) 53713828 4i 7cos1206NACOSZM 則 Z 35 Z 258 6 四檔齒輪的齒數(shù) 5251427 0 934i 56cos18206NACOSZM 則 Z 29 Z 316 7 五檔齒輪的齒數(shù) 5314287 0 34i 3cos1206NACOSZM 則 Z 23 Z 374 8 確定倒檔齒輪齒數(shù) 取直齒圓柱齒輪 Z 22 m 3 0 Z 17 m 3 0 1514 初選 Z 后 可計(jì)算出中間軸與倒檔軸的中心距 A 15 4153 0758 2Am 同樣取 Z 50 m 3 0 則倒檔軸與第二軸的中心距 A 3 15 210232141568gzi 的數(shù)值較大 一般與 相近 這是考慮到安全 希望倒車是速度盡可能低些 1i 各檔齒輪參數(shù)如下表 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 螺旋角 齒寬 齒頂高系數(shù) 齒根高系數(shù) Z11 15 4 20o 20o 25 1 0 25一檔齒輪 Z12 45 4 20o 20o 28 1 0 25 Z10 20 4 20o 20o 25 1 0 25二檔齒輪 Z9 40 4 20o 20o 28 1 0 25 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 14 頁(yè) 共 51 頁(yè) Z8 25 4 20o 20o 25 1 0 25三檔齒輪 Z7 35 4 20o 20o 28 1 0 25 Z6 31 4 20o 20o 28 1 0 25四檔齒輪 Z5 29 4 20o 20o 25 1 0 25 Z4 37 4 20o 20o 28 1 0 25五檔齒輪 Z3 23 4 20o 20o 25 1 0 25 Z2 42 4 20o 20o 28 1 0 25常嚙合 齒輪 Z1 18 4 20o 20o 25 1 0 25 Z15 22 3 20o 0 20 1 0 25 Z14 17 3 20o 0o20 1 0 25倒檔齒輪 Z13 50 3 20o 0 20 1 0 25 2 6軸的計(jì)算 1 初選軸的直徑 在已知中間軸式變速器的中心距 A 是 第一軸花鍵部分直徑 d 可按下式初 選 式中 k 為經(jīng)驗(yàn)系數(shù) k 4 0 4 6 T 為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N m 3maxedkT axe 第二軸和中間軸中部直徑 d 0 45A 軸的最大直徑 d 和支承間距離 L 的比值 對(duì)中間 軸 則 第一軸花鍵部分直徑 d 4 4 33 選用 d 36 的花鍵21 0 8 L 3420 直徑 第二軸和中間軸中部直徑 d 128 0 45 58 2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)證 1 軸的剛度驗(yàn)算 初步確定軸的尺寸以后 可對(duì)軸的剛度和強(qiáng)度進(jìn)行驗(yàn)算 在計(jì)算軸的撓度和轉(zhuǎn)角 是金計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角 若軸在垂直面內(nèi)撓度為 f 在水平面內(nèi)撓c 度為 f 和轉(zhuǎn)角為 可分別用下式計(jì)算s 213cFabfEIL 25 2 4 1 I 式中 F 為齒輪齒寬中間平面上的徑向力 C F 為齒輪齒寬中間平面上的軸向1 2 力 C E 為彈性模量 MPa E 2 1 10 MPa I 為慣性矩 mm 對(duì)于實(shí)心周 5 4 I d 64 d 為軸的直徑 花鍵處按平均直徑計(jì)算 a b 為齒輪上的作用力矩4 支座 A B 的距離 Lwei 支座間距離 軸的全撓度為 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 15 頁(yè) 共 51 頁(yè) f 0 2mm 軸在垂直面和水平面內(nèi)的允許值為 f 0 05 0 10 f 2scf c s 0 10 0 15 2 軸的強(qiáng)度計(jì)算 作用在齒輪的徑向力和軸向力 使得軸在垂直面內(nèi)彎曲變形 而圓周力使得軸在 水平面內(nèi)彎曲變形 在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力 f 和 f 之后 計(jì)算相應(yīng)cs 的彎曲 M M 軸在轉(zhuǎn)矩 T 和彎矩的同時(shí)作用下 其應(yīng)力為 式中 csn 32MWd M N mm d 為軸的直徑 mm 花鍵出內(nèi)徑 W 為抗彎截面系22n 數(shù) mm 在低檔工作室 400MPa 3 2 7變速器軸承 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承 球軸承 滾針軸承 圓錐滾子軸承 滑動(dòng)軸套 等 至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承 是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同 汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊 尺寸小 采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制 常在布置上有 困難 如變速器的第二軸前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中 內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)可 布置圓柱滾子軸承 若空間不足則采用滾針軸承 變速器第一軸前端支承在飛輪的內(nèi) 腔里 因次有足夠大的空間常采用球軸承來(lái)承受向力 作用在第一軸常嚙合齒輪上的 軸向力 經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體 此處常用軸承外圈有擋圈的球軸承 第 二軸后端常采用球軸承 以軸向力和徑向力 中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力 原 則上由前或后軸承來(lái)承受都可以 但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候 必須 由后端軸承承受軸向力 前端采用圓柱滾子軸承來(lái)承受徑向力 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑小 寬度較寬因而容量大 可承受高負(fù)荷 等優(yōu)點(diǎn) 但也有需要調(diào)整預(yù)緊 裝配麻煩 磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺 點(diǎn) 所以不適用于線膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體 變速器第一軸 第二軸的后部軸承以及中間軸前 后軸承 按直徑系列一般選用 中系列球軸承或圓柱滾子軸承 軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定 并要保證殼體后 壁兩軸承孔之間的距離不小于 6 20mm 下限適用于輕型車和轎車 滾針軸承 滑動(dòng)軸套主要用在齒輪與軸不是固定連接 并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的 地方 滾針軸承有滾動(dòng)摩擦損失小 傳動(dòng)效率高 徑向配合間隙小 定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度 高 有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn) 滑動(dòng)軸套的徑向配合間隙大 易磨損 間隙增大后影響 齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加 滑動(dòng)軸套的優(yōu)點(diǎn)是制造容易 成本低 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 16 頁(yè) 共 51 頁(yè) 2 8同步器 1 同步器的主要尺寸確定 同步器有常壓式 慣性式和慣性增力式三種 常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡(jiǎn)單 但有 不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下 即角速度相等 換擋的缺點(diǎn) 現(xiàn)已不用 得到廣泛應(yīng)用的 是慣性式同步器 慣性式同步器能做到換擋時(shí)兩換擋元件之間的角速度達(dá)到完全相等 之前 不允許換擋 因而能完善地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求 按 結(jié)構(gòu)分 慣性式同步器有鎖銷式 滑塊式 鎖環(huán)式 多片式和多錐式幾種 雖然它們 的結(jié)構(gòu)不同 但都有摩擦元件 鎖止元件和彈性元件 同步器換擋過(guò)程由三個(gè)階段組成 第一階段同步器離開(kāi)中間位置 做軸向移動(dòng)并 靠在摩擦面上 摩擦面相互接觸瞬間 如圖2 3a所示 由于齒輪 3的角速度 3 和滑動(dòng) 齒套1的角速度 l不同 在摩擦力矩作用下鎖銷 4相對(duì)滑動(dòng)齒套 1轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)不大的角度 并占據(jù)圖上所示的鎖止位置 此時(shí)鎖止面接觸 阻止了滑動(dòng)齒套向換擋方向移動(dòng) 第 二階段來(lái)自手柄傳至換擋撥叉并作用在滑動(dòng)齒套上的力F 經(jīng)過(guò)鎖止元件又作用到摩擦 面上 由于 3和 l不等 在上述表面產(chǎn)生摩擦力 滑動(dòng)齒套1和齒輪3分別與整車和 變速器輸入軸轉(zhuǎn)動(dòng)零件相連接 于是 在摩擦力矩作用下 滑動(dòng)齒套1和齒輪3的轉(zhuǎn)速 逐漸接近 其角速度差 1 3 減小了 在 0瞬間同步過(guò)程結(jié)束 第三階段 0 摩擦力矩消失 而軸向力F仍作用在鎖止元件上 使之解除鎖止?fàn)顟B(tài) 此時(shí)滑 動(dòng)齒套和鎖銷上的斜面相對(duì)移動(dòng) 從而使滑動(dòng)齒套占據(jù)了換擋位置 1 摩擦系數(shù) f 汽車在行駛過(guò)程中換擋 特別是在高擋區(qū)換擋次數(shù)較多 意味著同步器工作頻繁 同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作 要求同步環(huán)有足夠的 使用壽命 應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料 為了獲得較大的摩擦力矩 又要求用摩擦 因數(shù)大而且性能穩(wěn)定的材料制作同步環(huán) 另一方面 同步器在油中工作 使摩擦因數(shù) 減小 這就為設(shè)計(jì)工作帶來(lái)困難 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 17 頁(yè) 共 51 頁(yè) 圖2 3 摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外 還與工作面的表面粗糙度 潤(rùn)滑油種類和溫度 等因素有關(guān) 作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪上的錐面部分與齒輪做成一體 用低碳合 金鋼制成 對(duì)錐面的表面粗糙度要求較高 用來(lái)保證在使用過(guò)程中摩擦因數(shù)變化小 若錐面的表面粗糙度差 在使用初期容易損害同步環(huán)錐面 同步環(huán)常選用能保證具有足夠高的強(qiáng)度和硬度 耐磨性能良好的黃銅合金制造 如錳黃銅 鋁黃銅和錫黃銅等 由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副 在油中工作的摩擦因數(shù) 取為0 1 f 摩擦因數(shù) 對(duì)換擋齒輪和軸的角速度能迅速達(dá)到相同有重要作用 摩擦因數(shù)大 f 換擋省力或縮短同步時(shí)間 摩擦因數(shù)小則反之 甚至失去同步作用 為此 在同步環(huán) 錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽 用來(lái)保證摩擦面之間有 足夠的摩擦因數(shù) 2 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)得窄些 則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好 但頂部寬度過(guò)窄會(huì)影響接觸面壓強(qiáng) 使磨損加快 試驗(yàn)還證明 螺紋的齒頂寬對(duì) 的f 影響很大 隨齒頂?shù)哪p而降低 換擋費(fèi)力 故齒頂寬不易過(guò)大 螺紋槽設(shè)計(jì)得大f 些 可使被刮下來(lái)的油存于螺紋之間的間隙中 但螺距增大又會(huì)使接觸面減少 增加 磨損速度 通常軸向泄油槽為6 12個(gè) 槽寬3 4mm 如圖2 4 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 18 頁(yè) 共 51 頁(yè) 2 4 3 錐面半錐角 摩擦錐面半錐角 越小 摩擦力矩越大 但 過(guò)小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象 避免自鎖的條件是tan 一般取 6 8 6 時(shí) 摩擦力矩較大 但在錐f 面的表面粗糙度控制不嚴(yán)時(shí) 則有粘著和咬住的傾向 在 7 時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn) 象 4 摩擦錐面平均半徑R R設(shè)計(jì)得越大 則摩擦力矩越大 R往往受結(jié)構(gòu)限制 包括變速器中心距及相關(guān)零 件的尺寸和布置的限制 以及R取大以后還會(huì)影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束 故不能取大 原則上是在可能的條件下 盡可能將R取大些 5 錐面工作長(zhǎng)度b 縮短錐面工作長(zhǎng)度b 便使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短 但同時(shí)也減少了錐面的工作面 積 增加了單位壓力并使磨損加速 設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定b 2 5 2pfRMbm 式中 p 為摩擦面的允許壓力 對(duì)黃銅和剛的摩擦副 p 1 0 1 5MPa Mm 為摩擦力矩 f 為摩擦因數(shù) R 為摩擦錐面的平均半徑 6 同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣 同步環(huán)的徑向厚度要受機(jī)構(gòu)布 置上的限制 包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制 不 宜取很厚 但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度 2 鎖止角 鎖止角 選取的正確 可以保證只有在換檔的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才 能進(jìn)行換檔 影響鎖止角 選取的因素主要有摩擦因數(shù) 擦錐面的平均半徑 R 鎖止面f 平均半徑和錐面半錐角 已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在 26 46 范圍內(nèi)變化 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 19 頁(yè) 共 51 頁(yè) 3 同步時(shí)間 t 同步器工作時(shí) 要連接的兩個(gè)部分達(dá)到同步的時(shí)間越短越好 除去同步器的結(jié)構(gòu) 尺寸 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量對(duì)同步時(shí)間有影響以外 變速器輸入軸 輸出軸的角速度差及作用在 同步器摩擦追面上的軸向力 均對(duì)同步時(shí)間有影響 軸向力大 同步時(shí)間減少 而軸 向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān) 不同車型要求作用到手柄上的力也不相同 為 此 同步時(shí)間與車型有關(guān) 計(jì)算時(shí)可在下屬范圍內(nèi)選取 對(duì)商用變速器高檔取 0 30 0 80s 低檔取 1 00 1 50s 4 轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 換檔過(guò)程中依靠同步器改變轉(zhuǎn)速的零件統(tǒng)稱為輸入端零件 它包括第一軸及離合 器的從動(dòng)盤(pán) 中間軸及其上的齒輪 與中間軸上齒輪相嚙合的第二周上的常嚙合齒輪 其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的計(jì)算 首先求得各零件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 然后按不同檔位轉(zhuǎn)換到被同步的零 件上 對(duì)已有的零件 其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量值通常用扭擺法測(cè)出 若零件未制成 可將這些零件分 解為標(biāo)準(zhǔn)的幾何體 并按數(shù)學(xué)公式合成求出轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 5 同步器的計(jì)算 同步器的計(jì)算目的是確定摩擦錐面和鎖止角的角度 這些角度是用來(lái)保證在滿足 連接健角速度完全相等以前不能進(jìn)行換檔時(shí)所應(yīng)滿足的條件 以及計(jì)算摩擦力矩和同 步時(shí)間 換檔第一階段 處于空當(dāng)瞬間 考慮到潤(rùn)滑油阻力在常溫下對(duì)齒輪轉(zhuǎn)速的降 低作用可忽略不計(jì) 并假設(shè)汽車在阻力不大的道路上行駛 同時(shí)時(shí)間不大于一秒 則 認(rèn)為在該瞬間汽車速度保持不變 即變速器輸出端轉(zhuǎn)換于換檔瞬間不變 而輸入端靠 摩擦作用達(dá)到與輸出端同步 如上所述 換檔時(shí)為保證沒(méi)有沖擊的將齒輪和軸連接起 來(lái) 必使它們的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度相等 摩擦力矩 計(jì)算如下mMtJtabrrm 1keri 2 6 1ketJ 式中 為離合器從動(dòng)盤(pán) 第一軸和與第二軸常嚙合齒輪連接在一起轉(zhuǎn)動(dòng)的齒輪rJ 的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量 為發(fā)動(dòng)機(jī)的角速度 為在第K擋工作時(shí)變速器輸出軸角速度 為e a b 第k l擋的輸出軸上齒輪的角速度 為變速器第k和k l 擋的傳動(dòng)比 ki1 另一方面 設(shè)換擋時(shí)作用在變速桿手柄上的法向力為 對(duì)貨車 取 100N SFSF 變速桿手柄到嚙合套的傳動(dòng)比為 則作用在同步器摩擦錐面上的軸向力 應(yīng)為 gsi 2 7 gsSiF 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 20 頁(yè) 共 51 頁(yè) 式中 為換擋機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率 由此可算得工作面上的摩擦力矩 為mM 2 8 sinFfR 式中 為摩擦錐面半錐角 為工作錐面間的摩擦因數(shù) R為摩擦錐面平均半徑 f 同步時(shí)的摩擦力矩方程式為 sinFf 1 keritJ 2 9 sn1kerfR 為防止連接件在轉(zhuǎn)動(dòng)角速度相等以前接合換擋 必須滿足下述條件 2 10 21F 式 中 為 由 摩 擦 力 矩 產(chǎn) 生 的 用 來(lái) 防 止 過(guò) 早 換 擋 的 力1FmM 2 11 sin1rfR 為 因 鎖 止 面 傾 斜 而 產(chǎn) 生 的 力2 2 12 ta2F 式 中 為 鎖 止 面 平 均 半 徑 為 鎖 止 面 鎖 止 角 將 式 2 11 式 2 r 12 代 入 式 2 10 中 得 tansirfR 因 此 欲 保 證 鎖 止 和 滑 動(dòng) 齒 套 不 能 繼 續(xù) 移 動(dòng) 必 須 滿 足 如 下 條 件 2 13 sitanrf 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 21 頁(yè) 共 51 頁(yè) 3 變速器的實(shí)體建模與裝配 3 1變速器各部件的實(shí)體建模方法 實(shí)體建模是 CAD模塊的基礎(chǔ)和核心建模工具 UG 的基于特征和約束的建模技術(shù)具 有強(qiáng)大的功能 UG 設(shè)計(jì)零件實(shí)體建模主要有兩種方法 一種是先設(shè)計(jì)二維草圖或曲線 輪廓 然后生成三維實(shí)體 另一種是直接生成一個(gè)三維實(shí)體 在設(shè)計(jì)過(guò)程中 這兩種 方法可以同時(shí)使用 3 1 1直齒輪的建模 1 啟動(dòng) UG NX4 0 選擇 文件 新建 創(chuàng)建新部件 文件命名為 chilun 單 位選擇毫米 2 選擇 應(yīng)用 建模 進(jìn)入建立模型模塊 3 選擇 工具 表達(dá)式 在系統(tǒng)彈出的對(duì)話框中輸入以下表達(dá)式 m 4 模數(shù) z 20 齒數(shù) alpha 20 壓力角 h 30 厚度 d z m 分度圓 da m z 2 齒頂高 df m z 2 5 齒根高 db m z cos alpha t 1 UG 系統(tǒng)參數(shù)默認(rèn)為 1 a 0 漸開(kāi)線起始角 b 60 漸開(kāi)線中止角 u 1 t a t b 漸開(kāi)線參數(shù)方程的自變量 角度值 r db 2 基圓半徑 xt r cos u r rad u sin u yt r sin u r rad u cos u zt 0 漸開(kāi)線在 X Y Z 三個(gè)方向的參數(shù)方程 選擇 插入 曲線 規(guī)律曲線 出現(xiàn)函數(shù)對(duì)話框 選擇其中的 根據(jù) 方程 選擇按鈕并確定 如圖 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 22 頁(yè) 共 51 頁(yè) 圖 圖 5 以 t 為系統(tǒng)參數(shù)定義 X 軸 Y 軸 Z 軸的參數(shù)并依據(jù)方程 xt yt zt 的值 繪 制出漸開(kāi)線如圖 6 使用基本曲線命令繪制分別以坐標(biāo)原點(diǎn)為圓心繪制出齒頂圓 齒根圓 分度圓 如圖 再使用直線命令是一段點(diǎn)為原點(diǎn)另一端點(diǎn)為分度圓與漸開(kāi)線的交點(diǎn)如圖 3 4 7 選擇圖 3 4 中繪制的直線然后選擇 編輯 變換 在彈出的對(duì)話框中選擇 按鈕 繞原點(diǎn)旋轉(zhuǎn)角度 90 z 點(diǎn)擊確定按鈕 在系統(tǒng)彈出的對(duì)話框中選擇 點(diǎn)擊 按鈕 生成圖 3 5 所示 8 選擇圖 3 2 中生成的漸開(kāi)線然后選擇 編輯 變換 在彈出的對(duì)話框中選 擇 按鈕 在系統(tǒng)彈出圖 3 6 對(duì)話框中點(diǎn)擊 按鈕 選中圖 3 5 中所繪制的直線 在系統(tǒng)彈出的對(duì)話框中選擇點(diǎn)擊 按鈕 生成如圖 3 7 圖 3 3 圖 3 4 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 23 頁(yè) 共 51 頁(yè) 圖 3 5 圖 3 6 圖 3 7 圖 3 8 9 使用修剪命令將圖 3 1 7 中的兩條剪開(kāi)線以及齒頂圓 齒根圓進(jìn)行修剪 修剪 成如圖 3 8 所示 10 選擇 插入 設(shè)計(jì)特征 拉伸 命令 對(duì)圖 3 8 中所修剪成的齒形進(jìn)行 拉伸 拉伸高度為表達(dá)式中的 h 如圖 3 9 11 選擇 插入 設(shè)計(jì)特征 圓柱 命令 建立一直徑為 df 高度為 h 的圓 柱 并且與圖 3 9 生成的齒形進(jìn)行求和 得到圖 3 10 所示 12 選擇 插入 關(guān)聯(lián)復(fù)制 實(shí)例 命令 在系統(tǒng)彈出對(duì)話框中點(diǎn)擊按鈕 選擇圖 3 9 中生成的齒形點(diǎn)擊確定 在系統(tǒng)彈出的對(duì)話框中輸入如圖 3 11 所示的參數(shù) 點(diǎn)擊確定按鈕 對(duì)生成的齒進(jìn)行矩陣生成圖 3 12 所示的直齒輪 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 24 頁(yè) 共 51 頁(yè) 圖 3 9 圖 3 10 圖 3 11 圖 3 12 至此圓柱直齒輪以制作完成 3 1 2斜齒輪的建模 1 啟動(dòng) UG NX4 0 選擇 文件 新建 創(chuàng)建新部件 文件命名為 chilun 單 位選擇毫米 2 選擇 應(yīng)用 建模 進(jìn)入建立模型模塊 3 選擇 工具 表達(dá)式 在系統(tǒng)彈出的對(duì)話框中輸入以下表達(dá)式 a 0 漸開(kāi)線起始角 a1 deg ar 2 d 為與 ar 圓弧對(duì)應(yīng)的中心角度 alpha 20 壓力角 ar h tan bata 為分度圓圓柱面螺旋線在端面上的投影的弧長(zhǎng) b 60 漸開(kāi)線中止角 bata 19 75 螺旋角 d z m 分度圓 da m z 2 齒頂高 df m z 2 5 齒根高 h 30 厚度 m 4 模數(shù) 陜西理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第 25 頁(yè) 共 51 頁(yè) r m z cos 20 2 基圓半徑 t 1 UG 系統(tǒng)參數(shù)默認(rèn)為 1 u 1 t a t b 漸開(kāi)線參數(shù)方程的自變量 角度值 x0 d 2 cos a1 t 螺旋線參數(shù)方程 xt r cos u r rad u sin u 漸開(kāi)線參數(shù)方程 y0 d 2 sin a1 t 螺旋線參數(shù)方程 yt r sin u r rad u cos u 漸開(kāi)線參數(shù)方程 z 20 齒數(shù) z0 h 1 5 t 螺旋線參數(shù)方程 zt 0 漸開(kāi)線參數(shù)方程 4 選擇 插入 曲線 規(guī)律曲線 出現(xiàn)函數(shù)對(duì)話框 選擇其中的 根據(jù)方 程 選擇按鈕并確定 如圖 3 13 圖 3 13 圖 3 14 5 以 t 為系統(tǒng)參數(shù)定義 X 軸 Y 軸 Z 軸的參數(shù)并依據(jù)方程 xt yt zt 的值