變速器課程設計計算說明書畢業(yè)論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 軸常嚙合齒圈的內腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針。第二軸安裝同步器齒轂的花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承載能力大，花鍵齒短，其小徑相應增大，可提高軸的剛度。選用漸開線花鍵時以大徑定心更合適。第二軸各檔齒輪與軸之間有相對旋轉運動，因此，無論裝滾針軸承，襯套（滑動軸承）還是鋼件對鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，表面硬度不應低于HRC58~63。在一般情況下軸上應開螺旋油槽，以保證充分潤滑。在低檔的滑動掛檔齒輪處，軸上花鍵采用矩形花鍵，因為掛檔時，齒輪須軸向滑動，要求定心好，滑動靈活。所以除要求定心的外徑磨削外，一般鍵齒側面也需要磨削，而矩形花鍵鍵側面磨削比漸開線花鍵容易。 第二軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。各截面尺寸要避免相當懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽產生應力集中，易造成軸折斷。輕型汽車變速器各檔齒輪常用彈性擋圈軸向定位，彈性擋圈定位簡單，但拆裝不方便，并且與旋轉件端面油相對摩擦，同時彈性擋圈亦不能傳遞很大的軸向力，這是很不利的，因此只在輕型汽車變速器中采用。 變速器中間軸有旋轉式和固定式兩種。 固定式中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結構保證。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承或長、短圓柱滾子軸承。軸常輕壓于殼體中。固定式中間軸用鎖片或雙頭螺柱固定。輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋，因而多采用固定式中間軸。 旋轉式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上，一般軸向力常由后軸承承受。由于中間軸上一檔齒輪尺寸較小，常與軸做成一體，成為中間齒輪軸，而高檔齒輪則通過鍵或過盈配合與中間軸結合，以便齒輪損壞后更換。本次設計采用旋轉式中間軸由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為式中：扭轉切應力，MPa；T軸所受的扭矩，Nmm；軸的抗扭截面系數，；P軸傳遞的功率，kw；d計算截面處軸的直徑，mm；[]許用扭轉切應力，MPa。其中P =240kw，n =2500r/min,d =40mm；代入上式得：由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。軸的扭轉變形用每米長的扭轉角來表示。其計算公式為：（44）式中，T 軸所受的扭矩，Nmm；G 軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =；軸截面的極慣性矩，；將已知數據代入上式可得： 。對于一般傳動軸可取；故也符合剛度要求。1）軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出：（45）（46）（47）式中 至計算齒輪的傳動比，；d 計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為105mm；節(jié)點處的壓力角，為16176。；螺旋角，為30176。；發(fā)動機最大轉矩，為170000代入上式可得： 。危險截面的受力圖為：圖43 危險截面受力分析Figure 43 dangerous piece noodles be subjected to dint to analyze水平面：（160+75）=75 =；水平面內所受力矩：垂直面： （48）=垂直面所受力矩：。該軸所受扭矩為：。故危險截面所受的合成彎矩為：（49）則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力（MPa）:（410）將代入上式可得：，在低檔工作時[]=400MPa，因此有：[]；符合要求。2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內的撓度和在水平面內的撓度可分別按下式計算： （411） （412）式中, 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于；E彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa；I慣性矩（），d為軸的直徑（）；a、b為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）；L支座之間的距離（）。將數值代入式（411）和（412）得：故軸的全撓度為，符合剛度要求。七、軸上花鍵的設計計算 變速器軸與齒輪及其他傳遞轉矩的部件一般通過鍵和花鍵聯(lián)接。普遍采用的是矩形花鍵和漸開線花鍵。漸開線花鍵應用日趨廣泛。這是由于漸開線花鍵較矩形花鍵有許多優(yōu)點，如齒數多、齒端，齒根部厚，承載能力強，易自動定心，安裝精度高。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。漸開線花鍵便于采用冷搓、冷打、冷擠等無切屑加工工藝方法，生產效率高，精度高，并且節(jié)約材料。 變速器的花鍵尺寸可以根據初選的軸頸按花鍵的工作條件及花鍵標準選取。一般漸開線花鍵，隨無切屑加工工藝的采用而選用小模數和大壓力角（30176。甚至45176。）。，否則，滑動件工作不穩(wěn)定。 花鍵傳遞轉矩時，齒側面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。當采用標準的花鍵時，花鍵的強度計算主要驗算擠壓應力。＝（MPa） ()式中：——齒側面所受的擠壓應力，MPa ； ——傳遞轉矩（按發(fā)動機最大轉矩計算），N?mm； ——鍵的工作長度，mm； ——鍵的平均工作直徑（工作齒高中部處直徑），mm； ——轉矩在花鍵上分配不均勻系數，一般取； ——花鍵齒數。 許用擠壓應力按機械設計手冊推薦，當[]時，認為擠壓強度符合要求。花鍵配合選擇 第一軸上與離合器從動盤轂相配之花鍵，采用矩形花鍵者，外徑定心，外徑表面磨削。采用漸開線花鍵者，齒側面定心，滑動配合。 第二軸上裝同步器齒轂的花鍵，配合較緊，裝配時常用木榔頭輕壓，為保證裝配精度，多采用大外徑定心，軸上花鍵大徑磨削，齒轂一般采用中碳鋼或中碳合金鋼，內孔不必熱處理，因而內花鍵大徑精度能夠保證。第二軸輸出軸花鍵用矩形花鍵者外徑配合，用漸開線花鍵者齒側面定心。當采用滑動齒輪掛檔時，花鍵配合應保證滑動自如。中間軸上齒輪非整體式時，齒輪與軸連接方式可用單鍵（矩形或半圓鍵）或雙鍵（對分雙鍵）與齒輪和軸緊配合聯(lián)接，也可采用過盈配合連接。由于本次設計中間軸齒輪采用寶塔齒輪，中間軸是光軸，故不設花鍵。（四）軸承的的選用與校核分析角接觸球軸承可以同時承受徑向載荷及單向的軸向載荷，公稱接觸角α有15176。、25176。、40176。三種，α越大，軸向承載能力也越大。由于一個軸承只能承受單向的軸向力，因而，一般成對使用，對稱安裝。適用于轉速較高，同時承受徑向和軸向載荷場合。綜合考慮以上因素，本次設計第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的角接觸球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷，為便于第一軸的拆裝，通常后軸承的外圈直徑選擇得比第一軸齒輪的齒頂圓的直徑大。由于本次設計中間軸采用固定式中間軸，所以在第二軸前端和固定式中間軸寶塔齒輪孔內采用滾針軸承，第二軸后端采用帶止動槽的角接觸球軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承。角接觸球軸承初選代號為7010AC GB/T2921994(第一軸前端軸承)，7008AC GB/T2921994（第二軸后端軸承）。一擋時傳遞的軸向力最大。Ⅰ）求水平面內支反力、+=由以上兩式可得=，=。Ⅱ）內部附加力、由機械設計手冊查得Y==Ⅲ）軸向力和由于所以軸承2被放松，軸承1被壓緊Ⅳ）求當量動載荷查機械設計課程設計得向當量動載荷：查《機械設計手冊》，則=，=。，為考慮載荷性質引入的載荷系數，見《機械設計原理與設計》。（～）取==計算軸承的基本額定壽命，為壽命系數，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。=＞=30000h合格。 2）二軸軸承校核一檔時傳遞的軸向力最大。 按同樣方法計算可得：=＞=30000h合格。 3）中間軸軸承校核 初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號7010AC，查《機械設計實踐》該軸承的=592000N，=432000N，=，預期壽命=30000h。按同樣方法計算可得：=＞=30000h合格。二軸后軸承中間軸前軸承中間軸后軸承一軸后軸承3）、各軸承壽命（106轉）二軸后軸承中間軸前軸承中間軸后軸承一軸后軸承30000h30000h30000h30000h因為：各軸承壽命各軸承所需壽命所以：選用的軸承合格。（五）同步器的設計與校核分析同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結構雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點，現已不用。得到廣泛使用的是慣性同步器。一. 慣性式同步器慣性式同步器能做到換檔時兩換檔元件之間的角速度達到完全相等之前，不允許換檔，因而能完善的完成同步器的功能和實現對同步器的基本要求。按結構分，慣性式同步器有鎖環(huán)式、鎖銷式、滑塊式、多片式和多錐式幾種。雖然它們的結構不同，但都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。鎖銷式同步器的優(yōu)點是零件數量少，摩擦錐面平均半徑的較大，使轉矩容量增大。這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。滑塊式同步器本質上是鎖環(huán)式同步器，它工作可靠、零件耐用；但因結構布置上的限制，轉矩容量不大，而且由于鎖止面再同步錐環(huán)的結合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用于轎車和輕型貨車變速器中。多錐式同步器多用于重型貨車的主、副變速器及分動器中。綜合以上考慮，本次設計選擇鎖環(huán)式同步器。二. 同步器工作原理同步器的換檔過程由三個階段組成。第一階段：同步器離開中間位置，作軸向移動并靠在摩擦面上；第二階段：來自手柄傳至換檔撥叉并作用在滑動齒套上的力，經過鎖止元件又作用到摩擦面上；第三階段：角速度差為零，摩擦力矩消失，而軸向力仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，此時滑動齒套和鎖止銷上的斜面相對移動，從而使滑動套占據了換檔位置。三. 主要參數的確定（一） 摩擦因數f摩擦因數f對換檔齒輪和軸的角速度能達到相同有重要作用，摩擦因數大，換檔省力或縮短同步時間；摩擦因數小則反之，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牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因素，但又因為螺紋垂直的泄油槽會削弱同步環(huán)，所以本次設計不予考慮。（二） 同步器主要尺寸的確定如果螺紋槽螺線的頂部設計的窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。 摩擦錐面半角α越小，摸擦力矩越大，但α過小則摩擦錐面將產生自鎖現象。避免自鎖的條件是tanα≥f。一般取α=6o～8o, α=6o時，摩擦力矩較大，但錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在α=7o時就很少出現咬住現象。因此取α=7oR設計得越大，則摩擦力矩越大，R往往受結構的限制，包括變速器中心矩及相關零件的尺寸和布置的限制以及R取大以后還會影響到同步環(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。縮短錐面工作長度b，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設計時可根據下面公式計算確定b: b=Mm/2πpfR2 （） 式中：p——摩擦面的許用壓力（MPa）,對黃銅與鋼摩擦副，p≈～；Mm——摩擦力矩（N㎜）；f——為摩擦因數；R——摩擦面平均半徑（㎜）。同步環(huán)的徑向厚度要受結構布置上的限制，包括變速器中心矩及相關零件，特別是錐面平均半徑R和布置上的限制，不宜取厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。（三） 鎖止角β鎖止角β選取得正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間的角速度差達到零值才能進行換檔影響鎖止角β選取的主要因素有摩擦因數f、摩擦錐面平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半角α。利用滿足鎖止條件的方程： （） 所得結構鎖止角在26 o～42o范圍內變化。（四） 同步時間t同步器工作時，要連接的兩部分達到同步的時間越短越好除去同步器的結構尺寸、轉動慣量對同步器時間有影響以外。變速器輸入軸、輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間少。軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關為此，同步時間與車型有關。對貨車，～，～。四. 花鍵的校核矩形花鍵定心精度高，定心的穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理引起的變形，容易加工，應用廣泛。而漸開線花鍵工藝性較好，制造精度較高，傳遞轉