汽車專業課程設計說明書(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 、—主、從動齒輪節點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、斜齒輪；、—主、從動齒輪節圓半徑(mm)。彈性模量=104 Nmm2齒寬=48mm。=變速器齒輪的許用接觸應力如下表： 計算一擋齒輪7，8的接觸應力=，=， =1900～2000MPa=1900～2000MPa其他檔位齒輪接觸應力按同樣方法計算，列表如表24：表24 各檔位齒輪接觸應力檔位 接觸應力MPa常:1300～1400MPa:1300～1400MPa一:1900～2000MPa:1900～2000MPa二:1300～1400MPa:1237MPa1300～1400MPa三: 1300～1400MPa：1300～1400MPa四:1300～1400MPa:1300～1400MPa倒::1900～2000MPa:1900～2000MPa:1900～2000MPa 計算各擋齒輪的受力 （1） 一擋齒輪9，10的受力N （2）同理二擋齒輪5，6的受力 （3） 三擋齒輪3，4的受力（4） 常嚙合齒輪1，2的受力 （5） 倒擋齒輪11，12的受力Fr9 （三）軸的結構設計與校核分析一、軸的功用及設計要求變速器軸在工作時承受轉矩，彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足，在負荷作用下，軸會產生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結構形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。軸的結構主要依據變速器結構布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。二、軸尺寸初選在變速器結構方案確定以后，變數器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協調關系。軸的直徑與支承跨度長度之間關系可按下式選取： 第一軸及中間軸：=~ 第二軸： =~ 軸直徑與軸傳遞轉矩有關，因而與變速器中心距有一定關系，可按以下公式初選軸直徑：中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： =（~）（mm）第一軸花鍵部分直徑([]為mm)可按下式初選： =（~）式中：——變速器中心距，mm； ——發動機最大轉矩，N?m。軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯系，要根據具體情況，按其標準進行修正。以下是軸的計算尺寸：第二軸： （C是由軸的材料和承載情況確定的常數） () T=106P1/n1T=Temaxi 因發動機最大扭矩不大，故C取較小值，由機械設計（第八版）表153選取C＝100 P1/n1=T/106∴dmin=C(Temaxi/106)1/3 （mm）齒輪1處： dmin=100（10）1/3＝(mm)；齒輪3處：dmin=100（10）1/3＝(mm)。齒輪5處：dmin=100（10）1/3＝(mm)。齒輪7處：dmin=100（10）1/3＝(mm)。齒輪9處： dmin=100（10）1/3＝(mm)。中間軸：齒輪4處：dmin=100（10）1/3＝(mm)。 當軸截面上開著鍵槽時，應增大軸徑以考慮對軸的強度減弱，同步器花鍵增加5％,修正后，軸徑如下：齒輪9處： d=（1+5％）＝（mm） 齒輪4處：d=（1+5％）＝（mm）Ⅲ與Ⅳ檔同步器軸徑：d小徑＝56mmⅠ與Ⅱ檔同步器軸徑: d小徑＝48mm 其它尺寸查看標準構件來定。 軸的結構形狀應保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。并與工藝要求有密切關系。 除前置發動機前輪驅動、后置發動機后輪驅動的汽車變速器采用兩個軸外，絕大多數汽車變速器都是三軸式。 在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發動機飛輪內腔的軸承上。其軸徑根據前軸承內徑確定。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內花鍵統一考慮。第一軸的長度根據離合器總成軸向尺寸確定。確定第一軸后軸徑時，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。 第二軸前軸頸通過軸承安裝在第一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 計算齒輪的節圓直徑，mm，為105mm；節點處的壓力角，為16176。；螺旋角，為30176。；發動機最大轉矩，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