機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-4座微型客貨兩用車(chē)變速器傳動(dòng)軸和操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)【全套圖紙】

《機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-4座微型客貨兩用車(chē)變速器傳動(dòng)軸和操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)【全套圖紙】》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機(jī)械畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）-4座微型客貨兩用車(chē)變速器傳動(dòng)軸和操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)【全套圖紙】（42頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -I 四座微型客貨兩用車(chē)四座微型客貨兩用車(chē)變速器、傳動(dòng)軸和操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)變速器、傳動(dòng)軸和操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 摘摘 要要 變速器、傳動(dòng)軸和操縱機(jī)構(gòu)是汽車(chē)動(dòng)力重要組成部分，本設(shè)計(jì)是建立在參考 國(guó)內(nèi)外大量微型客貨兩用車(chē)動(dòng)力設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)之上，在設(shè)計(jì)中注重實(shí)際運(yùn)用并密切 聯(lián)系小組成員的整車(chē)總體布置、離合器、驅(qū)動(dòng)橋、車(chē)架、制動(dòng)系的設(shè)計(jì)。實(shí)現(xiàn)變 速器與發(fā)動(dòng)機(jī)及其他機(jī)構(gòu)的最佳匹配，力求整車(chē)結(jié)構(gòu)及性能更為合理。 變速器主要用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在起步、爬 坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車(chē)獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā) 動(dòng)

2、機(jī)在最有利的工況下范圍工作，本設(shè)計(jì)設(shè)有四個(gè)前進(jìn)檔、空檔和倒檔。變速器 的結(jié)構(gòu)直接影響汽車(chē)的動(dòng)力性，經(jīng)濟(jì)性，操縱可靠性。 設(shè)計(jì)主要分為三個(gè)部分。在變速器設(shè)計(jì)上先進(jìn)行其結(jié)構(gòu)分析，在參數(shù)方面考 慮檔數(shù)，傳動(dòng)比，及其如何分配傳動(dòng)比。在變速器齒輪設(shè)計(jì)中，主要考慮材料、 強(qiáng)度和齒數(shù)的確定；傳動(dòng)軸方面，通過(guò)對(duì)傳動(dòng)軸的傳動(dòng)類(lèi)型與結(jié)構(gòu)分析，對(duì)傳動(dòng) 軸的臨界轉(zhuǎn)速和計(jì)算載荷的確定，分析出傳動(dòng)軸的花鍵軸和軸管的尺寸，并校核 了其扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度和臨界轉(zhuǎn)速，確定出合適的安全系數(shù)；操作機(jī)構(gòu)方面，考慮到微型 客貨兩用車(chē)的使用條件和要求，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等問(wèn)題，本次設(shè)計(jì)采 用雙拉桿式遠(yuǎn)距離換檔操縱機(jī)構(gòu)和單桿式高低檔換檔操縱機(jī)

3、構(gòu)。 關(guān)鍵詞：變速器，傳動(dòng)軸，操縱機(jī)構(gòu)，微型客貨兩用車(chē) 全套圖紙，加全套圖紙，加 153893706 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -II FOUR SEATS MINI-STATION WAGGON TRANSMISSION PROPELLER SHAFT AND OPERATED MECHANISM ABSTRACT The structure of the transmission ，powerller shaft and operated mechanism are the most important parts of the vehicle.

4、 The design is referrenced many of the power about minitype station waggons in domestic and oversea. During design times, I attented the fact using in lives and interosculate my co-workers design, it included collectivity disposal, clutch , main frame,drive axle ,brake system. Gearbox can be well wo

5、rked with engine and other machines. It wanted to be that the performance of the whole vehicle reasonable. The transmission is main used for changing engines power which transmited to the torque and revolution on the drive wheel.When the vehicle under the case about starting, mountain climbing, swer

6、ving,adding speed that the transmission can give different power or speed to the vehicle. At the same time,the engine can work in good conditions.The design involved four D-drive,one R-reverse and one N-neutral. The structure of the transmission can influence the vehicles power, economic, controling

7、. The design involved three parts in all,first, I analyse its structure,In parameter the main thinking is about the number of shaft,gear ratios and how to assign them. In gear design the main problem is materials ,intension and NO. of wheel; In transmission shaft,through analysing the varieties and

8、structures that be sure the critical of rotate speed and the data of load.The data about shaft spline and tubal,and checking its torsion and critical rotate speed to find the reasonable safety data; on the handle machine , I think about the using condition and request of the minitype station waggons

9、in, by way 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -III of assorting with cab,collectivity collocation and ect. The design used double draw-haulm, it can be controled in long distance and also it used high and low single- haulm to change the shift. KEY WORDS：transmission，powerller shaft，operated mechanis

10、m, minitype station waggon 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -IV 符符 號(hào)號(hào) 說(shuō)說(shuō) 明明 汽車(chē)總質(zhì)量 kgm 重力加速度 N/kgg 道路最大阻力系數(shù) max 驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑 mm r r 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 Nm maxe T 主減速比 0 i 汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率 一檔傳動(dòng)比 gI i 汽車(chē)滿載載荷 N 2 G 路面附著系數(shù) 第一軸與中間軸的中心距 mmA 中間軸與倒檔軸的中心距 mm A 第二軸與中間軸的中心距 mm A 中心距系數(shù) A K 直齒輪模數(shù)m 斜齒輪法向模數(shù) n m 齒輪壓力角 。 斜齒輪螺旋角 。 齒輪寬度 m

11、mb 齒輪齒數(shù) x Z 齒輪變位系數(shù) 齒輪彎曲應(yīng)力 MPa W 齒輪接觸應(yīng)力 MPa j 齒輪所受圓周力 N t F 軸向力 N a F 徑向力 N r F 計(jì)算載荷 Nm g T 應(yīng)力集中系數(shù) K 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -V 摩擦力影響系數(shù) f K 齒輪材料的彈性模量 MPaE 重合度影響系數(shù) K 主動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 mm z r 從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 mm b r 主動(dòng)齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm z 從動(dòng)齒輪節(jié)圓處的曲率半徑 mm b 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa T 軸的抗扭截面系數(shù) T W 3 mm 軸的材料的剪切彈性模量 MPaG 軸截面的極慣性矩 P

12、 I 4 mm 垂直面內(nèi)的撓度 mm c f 水平面內(nèi)的撓度 mm s f 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -VI 目目 錄錄 第一章第一章 前言前言.1 第二章第二章 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì).2 2.1 傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)2 2.2 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷3 2.3 十字軸設(shè)計(jì)計(jì)算4 2.4 十字軸滾針軸承計(jì)算5 2.5 萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算6 2.6 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算8 2.7 軸管強(qiáng)度計(jì)算10 2.8 傳動(dòng)軸花鍵軸的計(jì)算10 第三章第三章 變速器的結(jié)構(gòu)分析變速器的結(jié)構(gòu)分析12 3.1 概述.12 3.2 變速器的總體結(jié)構(gòu)12 3.3 變速器操縱機(jī)構(gòu)14

13、第四章第四章 變速器主要參數(shù)的確定變速器主要參數(shù)的確定16 4.1 擋數(shù)選擇.16 4.2 主減速器傳動(dòng)比.16 4.3 分配各擋傳動(dòng)比16 4.4 初定中心距.17 4.5 齒輪模數(shù)的選取17 4.6 壓力角.17 4.7 螺旋角的選擇.17 4.8 齒寬的選擇.18 第五章第五章 齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算19 5.1 變速器各擋齒數(shù)的確定19 5.2 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算20 第六章第六章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料的選擇變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算及材料的選擇24 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -VII 6.1 齒輪的材料選擇24 6.2 齒輪的破壞

14、形式24 6.3 強(qiáng)度的校核25 第七章第七章 變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算26 7.1 估算軸的直徑26 7.2 變速器軸的強(qiáng)度校核計(jì)算26 第八章第八章 軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算.31 第九章第九章 結(jié)論結(jié)論33 參考文獻(xiàn)參考文獻(xiàn).34 致謝致謝.35 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -1 第一章第一章 前前 言言 我國(guó)汽車(chē)工業(yè)發(fā)展規(guī)?？涨?，獨(dú)有百家爭(zhēng)鳴之景象。隨著經(jīng)濟(jì)的不斷發(fā)展， 各種乘用車(chē)也進(jìn)入普通家庭，但就中國(guó)國(guó)情來(lái)看，農(nóng)村更有著廣闊的市場(chǎng)前景。 特別是客貨兩用車(chē)更適用于鄉(xiāng)村公路，方便了群眾的生產(chǎn)與生活，更被消費(fèi)者所 接受。目前國(guó)內(nèi)涌

15、現(xiàn)諸如昌河、五菱、江淮、長(zhǎng)城、東風(fēng)、重汽等眾多微型客貨 兩用車(chē)品牌。 客貨兩用車(chē)的技術(shù)難點(diǎn)還在其動(dòng)力方面，這就要充分考慮發(fā)動(dòng)機(jī)的功率表現(xiàn)， 以及它與變速箱和傳動(dòng)軸整體布置，以滿足整車(chē)的動(dòng)力性。 變速器操縱機(jī)構(gòu)分為直接操縱式和遠(yuǎn)距離操縱式，目前前沿的還有電控自動(dòng) 換檔變速器。直接操縱結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在各種類(lèi)型的汽車(chē)上得到廣泛的應(yīng)用。但只有 當(dāng)變速器布置在駕駛座位附近時(shí)直接操縱的方案才能實(shí)現(xiàn)。 遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)用于當(dāng)變速器布置得離駕駛座椅較遠(yuǎn)時(shí)，這時(shí)需要在變速桿 與撥叉之間布置若干傳動(dòng)件，換檔手力經(jīng)過(guò)這些機(jī)構(gòu)才能實(shí)現(xiàn)換檔功能。這種布 置要求整套系統(tǒng)有足夠的剛性，并且各連接件之間間隙不能過(guò)大。否則會(huì)引起變

16、速桿顫動(dòng)和換檔手感不明顯。 萬(wàn)向傳動(dòng)軸由萬(wàn)向節(jié)、軸管及其伸縮花鍵組成，對(duì)于長(zhǎng)軸距的汽車(chē)，有時(shí)還 加中間支撐。在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪或全輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上，由于彈性懸架的變形，變 速器或分動(dòng)器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸的軸線相對(duì)位置經(jīng)常變化，所以普遍采用十 字軸萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)。這種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但強(qiáng)度高，耐久性好，傳動(dòng)效率高。 考慮到變速器操縱機(jī)構(gòu)與總體布置密切相關(guān)，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等 問(wèn)題，本次設(shè)計(jì)采用雙拉變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速。 第二章第二章 傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)計(jì)算 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -2 在汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)或其他系統(tǒng)中，經(jīng)常采用萬(wàn)

17、象傳動(dòng)裝置來(lái)實(shí)現(xiàn)一對(duì)軸線相交 且相對(duì)位置經(jīng)常變化的轉(zhuǎn)軸之間的動(dòng)力傳遞。萬(wàn)向傳動(dòng)軸由萬(wàn)向節(jié)和傳動(dòng)軸組成， 有時(shí)還加裝中間支承。它主要用來(lái)在工作過(guò)程中相對(duì)位置不斷改變的兩根軸間傳 遞轉(zhuǎn)矩和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。 萬(wàn)向傳動(dòng)軸在汽車(chē)上應(yīng)用比較廣泛。在發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪或全輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上， 由于彈性懸架的變形，變速器或分動(dòng)器輸出軸與驅(qū)動(dòng)橋輸入軸的軸線相對(duì)位置經(jīng) 常變化，所以普遍采用十字軸萬(wàn)向傳動(dòng)軸。在轉(zhuǎn)向驅(qū)動(dòng)橋中，內(nèi)、外半軸之間的 夾角隨行駛需要而變，這時(shí)多采用等速萬(wàn)向傳動(dòng)軸。當(dāng)后驅(qū)動(dòng)橋?yàn)楠?dú)立懸架時(shí)， 也必須采用萬(wàn)向傳動(dòng)軸。 萬(wàn)向傳動(dòng)軸設(shè)計(jì)應(yīng)滿足如下基本要求： 1)保證所連接的兩軸相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，能可靠地傳

18、遞動(dòng)力。 2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、振 動(dòng)和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。 3)傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，維修容易等。 萬(wàn)向節(jié)按扭轉(zhuǎn)方向是否有明顯的彈性，可分為剛性萬(wàn)向節(jié)和撓性萬(wàn)向節(jié)。剛 性萬(wàn)向節(jié)是靠零件的鉸鏈?zhǔn)竭B接傳遞動(dòng)力的，可分成不等速萬(wàn)向節(jié)(如十字軸式)、 準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)(如雙聯(lián)式、凸塊式、三銷(xiāo)軸式等)和等速萬(wàn)向節(jié)(如球叉式、球籠 式等)。撓性萬(wàn)向節(jié)是靠彈性零件傳遞動(dòng)力的，具有緩沖減振作用。 不等速萬(wàn)向節(jié)是指萬(wàn)向節(jié)連接的兩軸夾角大于零時(shí)，輸出軸和輸入軸之間以 變化的瞬時(shí)角速度比傳遞運(yùn)動(dòng)，但平均角速度比為1的萬(wàn)向節(jié)。準(zhǔn)等速萬(wàn)向節(jié)是 指在設(shè)計(jì)角度

19、下工作時(shí)以等于1的瞬時(shí)角速度比傳遞運(yùn)動(dòng)，而在其它角度下工作 時(shí)瞬時(shí)角速度比近似等于1的萬(wàn)向節(jié)。輸出軸和輸入軸以等于1的瞬時(shí)角速度比傳 遞運(yùn)動(dòng)的萬(wàn)向節(jié)，稱(chēng)之為等速萬(wàn)向節(jié)。 2.1傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn) 傳動(dòng)軸外觀及零件加工表面不得有毛刺、碰傷、銹蝕、折痕、扭曲變形及裂 紋等缺陷。 傳動(dòng)軸裝配前零部件應(yīng)符合以下要求： 1)保證所連接的兩軸相對(duì)位置在預(yù)計(jì)范圍內(nèi)變動(dòng)時(shí)，能可靠地傳遞動(dòng)力。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -3 2)保證所連接兩軸盡可能等速運(yùn)轉(zhuǎn)。由于萬(wàn)向節(jié)夾角而產(chǎn)生的附加載荷、 振動(dòng)和噪聲應(yīng)在允許范圍內(nèi)。 3)傳動(dòng)效率高，使用壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造方便，維

20、修容易等。 2.22.2 萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算載荷 萬(wàn)向節(jié)傳動(dòng)軸因布置位置不同，計(jì)算載荷是不同的。本次設(shè)計(jì)傳動(dòng)軸布置在 變速器與驅(qū)動(dòng)橋之間。計(jì)算載荷的設(shè)計(jì)方法有三種：1）按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一 擋傳動(dòng)比來(lái)確定；2）按驅(qū)動(dòng)輪打滑來(lái)確定；3）按日常平均使用轉(zhuǎn)矩來(lái)確定。 在此設(shè)計(jì)中采用根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩和一擋傳動(dòng)比來(lái)計(jì)算。由公式： （2-1） n ikiTK T fed se 1max 式中：-傳動(dòng)軸計(jì)算載荷，單位：； se TmN. -猛接離合器所產(chǎn)生的動(dòng)載系數(shù)，在此取=2； d K d K -發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，單位： N.m； maxe T K -液力變矩器變矩系數(shù)， k=1; -變速器一擋傳動(dòng)比，； 1

21、 i 1 3.504i -分動(dòng)器傳動(dòng)比，； f i1 f i -發(fā)動(dòng)機(jī)到萬(wàn)向傳動(dòng)軸之間的傳動(dòng)效率，；98 n計(jì)算驅(qū)動(dòng)橋數(shù)，為 1。 由公式（21）： 2 72 1 3.504 1 0.98 494.48 . 1 se TN m 對(duì)萬(wàn)向傳動(dòng)軸進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，計(jì)算載荷取，安全系數(shù)一般取 2.5- s T se T 3.0 。 2.3.2.3. 十字軸設(shè)計(jì)計(jì)算十字軸設(shè)計(jì)計(jì)算 十字軸萬(wàn)向節(jié)的損壞形式主要有十字軸軸頸和滾針軸承的磨損，十字軸軸頸 和滾針軸承碗工作表面出現(xiàn)壓痕和剝落。一般情況下，當(dāng)磨損或壓痕超過(guò) 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -4 0.15mm 時(shí)

22、，十字軸萬(wàn)向節(jié)便應(yīng)報(bào)廢。十字軸的主要失效形式是軸頸根部的斷裂， 所以在設(shè)計(jì)十字軸萬(wàn)向節(jié)時(shí)，應(yīng)保證十字軸軸頸有足夠的抗彎強(qiáng)度。 本次設(shè)計(jì)參考底盤(pán)設(shè)計(jì) （吉林工業(yè)大學(xué)出版） ，根據(jù)不同噸位載重汽車(chē)的 十字軸總成初選其尺寸： 十字軸： H=90mm d=18mm h=16mm mmh20 1 設(shè)各滾針對(duì)十字軸軸頸作用力的合力為 F，則： （2-2） cos2r T F s 式中：-萬(wàn)向傳動(dòng)的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，； s T494.48 . s TN m r-合力 F 作用線到十字軸中心之間的距離， r=38mm； -萬(wàn)向傳動(dòng)的最大夾角，取 。 042 9 則由式（22）可得: 0 494.48 17593.06

23、 2 0.038 cos9 43 FN 十字軸軸頸根部的彎曲應(yīng)力應(yīng)滿足： w （2-3） )( 32 4 2 4 1 1 ww dd Fsd 式中：-十字軸軸頸根部彎曲應(yīng)力，單位：； w a MP -十字軸軸頸直徑，； 1 dmmd18 1 -十字軸油道孔直徑，； 2 dmmd8 2 s-合力 F 作用線到軸頸根部的距離， s=8mm； -彎曲許用值，為 。 w a MP350250 由公式（23）可得： 44 32 18 17953.06 8 275.92 3.14(188 ) wa MP 滿足強(qiáng)度要求。 十字軸軸頸的切應(yīng)力應(yīng)滿足： （2-4） )( 4 4 2 4 1 dd F 則由已知數(shù)

24、據(jù)可得： 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -5 44 4 17593.06 95.67 3.14(188 ) a MP 滿足切應(yīng)力許用范圍 。 a MP)12080( 2.42.4 十字軸滾針軸承的計(jì)算十字軸滾針軸承的計(jì)算 滾針軸承中的滾針直徑一般不小于 1.6mm，以免壓碎。而且差別要小，否則 會(huì)加重載荷在滾針間分配的不均勻性。公差帶一般控制在 0.003mm 以內(nèi)。滾針軸 承徑向間隙過(guò)大時(shí)，承受載荷的滾針數(shù)減少，有出現(xiàn)滾針卡住的可能性；而間隙 過(guò)小時(shí)，有可能出現(xiàn)所熱卡住或因贓物阻滯卡住，合適的間隙為 0.009-0.095mm . 滾針軸承得軸向總間隙

25、以 0.08-0.30mm 為好。滾針的長(zhǎng)度一般不超過(guò)軸頸的長(zhǎng)度。 使其既有較高的承載能力，又不致因滾針果場(chǎng)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(guò) 0.2-0.4mm 。 十字滾針軸承的接觸應(yīng)力為： （2-5） b n j L F dd ) 11 (272 01 式中：-滾針直徑，； 0 dmmd3 0 -十字軸軸頸直徑，； 1 dmmd18 1 -滾針工作長(zhǎng)度，。 b LmmLb14 其中，為合力 F 作用下一個(gè)滾針?biāo)艿淖畲筝d荷（ N） ，可有下式求 n F 得: (2-6) iZ F Fn 6 . 4 式中：i滾針列數(shù)，i=1； Z每列中滾針數(shù)， Z=22 。 則: 4.6

26、17593.06 40464.03 1 2 n FN 由公式（2-5）可得: 1140464.03 272()3194.36 18314 j N 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -6 當(dāng)滾針和十字軸軸頸表面硬度在 58HRC 以上時(shí)，許用接觸應(yīng)力為 3000-3200 ，即滿足接觸強(qiáng)度要求。 a MP 計(jì)算結(jié)果:滾針直徑；mmd3 0 工作高度；mmLb14 列數(shù) i=1； 單列滾針數(shù) Z=22 2.5萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算萬(wàn)向節(jié)叉的設(shè)計(jì)計(jì)算 由于十字軸萬(wàn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)矩 、的作用，在主、從動(dòng)萬(wàn)向節(jié)叉 1 T 2 T 上產(chǎn)生相應(yīng)的切向力 、 2t F和軸向

27、力 、 。 1 t F 1a F 2a F （2-7） 2 1 2 112 111 2 1 2 112 11 tansin1sincos)2( tansin)2( cos/ )coscos2)(sin2( 2 RTF RTF RTF RTF a a t t 式中：R切向力作用線與萬(wàn)向節(jié)叉軸之間的距離； -轉(zhuǎn)向節(jié)主動(dòng)叉軸之轉(zhuǎn)角； 1 -轉(zhuǎn)向節(jié)主、從動(dòng)叉軸之夾角。 在十字軸軸線所在平面內(nèi)并作用于十字軸的切向力與軸向力的合力為： （2-8） 2 1 2 tansin1 2 R Q 圖（a）為主動(dòng)叉位于與初始位置的受力狀況，此時(shí) ，達(dá)最 0 21 0 2a F 大值： （2-9）sin)2( 12 R

28、TFa 圖（b）為主動(dòng)叉軸轉(zhuǎn)角時(shí)的受力狀況，這時(shí) 、及均達(dá)最 0 1 90O 2t F 1a F 大值： （2-10） tan)2/( )cos2( )cos2( 1max1 1max2 1max RTF RTF RTO a t 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -7 圖 2-1 萬(wàn)向節(jié)叉危險(xiǎn)截面示意圖 萬(wàn)向節(jié)叉在力作用下承受彎曲和扭轉(zhuǎn)載荷，在截面 B-B 處，彎曲應(yīng)力 max O 和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力分別為： w t （2-11） t t w W aO W eO max max 式中: 、-抗彎截面系數(shù)和抗扭截面系數(shù) ，對(duì)于本設(shè)計(jì)中矩形截面：W t W （2-12）

29、6/ 2 bhW 2 khbWt 根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)可知： H=60mm b=18mm k=0.246 a=16mm e=45mm 則： 225 /60.018 0.06 /61.08 10Wbh 226 0.246 0.06 0.0184.78 10 t Wkhb 0 max1/(2 cos)1220.55(2 0.038 cos9 43)16274.23OTRN 6 max /16274.23 0.045 10.8 1067.8 wa Oe WMP 6 max /16274.23 0.0164.78 1054.47 tta Oa WMP 萬(wàn)向節(jié)叉由 45 鋼制造，其彎曲應(yīng)力不應(yīng)大于 ，扭轉(zhuǎn)應(yīng)

30、力 w a MP)8050( 不應(yīng)大于 。而設(shè)計(jì)計(jì)算所得結(jié)果滿足條件要求。 t a MP)16080( 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -8 2.6 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算 萬(wàn)向傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)與其所連接的萬(wàn)向節(jié)的結(jié)構(gòu)有關(guān)。通常，萬(wàn)向傳動(dòng)軸由中 間部分和端部組成，中間部分可為實(shí)心軸或?yàn)榭招妮S管。本次設(shè)計(jì)采用空心軸管。 空心的軸管具有較小的質(zhì)量但能傳遞較大的轉(zhuǎn)矩，且較實(shí)心軸具有更高的臨界轉(zhuǎn) 速，故用作汽車(chē)傳動(dòng)系的萬(wàn)向傳動(dòng)軸。 傳動(dòng)軸管由低碳鋼板卷制的電焊鋼管制成，軸管外徑及內(nèi)徑是根據(jù)所傳遞最 大轉(zhuǎn)矩、最高轉(zhuǎn)速及長(zhǎng)度按有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)（YB242-63）選定

31、，并校核臨界轉(zhuǎn)速及扭矩 強(qiáng)度。 傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速與其長(zhǎng)度及斷面尺寸等有關(guān)。由于沿軸管表面鋼材質(zhì)量分 布的不均勻性以及在旋轉(zhuǎn)使其本身質(zhì)量產(chǎn)生的離心力所引起的靜撓度，使軸管產(chǎn) 生彎曲應(yīng)力，后者在一定的轉(zhuǎn)速下會(huì)導(dǎo)致軸管的斷裂。所謂傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速是 指旋轉(zhuǎn)軸失去穩(wěn)定的最低轉(zhuǎn)速，它決定于傳動(dòng)軸的尺寸、結(jié)構(gòu)及其支撐情況。為 了確定臨界轉(zhuǎn)速，可研究一下兩端自由支撐與剛性球鉸上的軸（見(jiàn)下圖）： 圖 2-2 傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算示意圖 設(shè)軸的質(zhì)量 m 集中于 O 點(diǎn)，且 O 點(diǎn)偏離旋轉(zhuǎn)軸線的量為 e，當(dāng)軸以角速度 旋轉(zhuǎn)時(shí)，產(chǎn)生的離心力為： )(yemF 式中：y軸在其離心力作用下產(chǎn)生的撓度。 與離心力相平衡的彈

32、性力為： cyP 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -9 式中：c周的側(cè)向剛度，對(duì)于質(zhì)量分布均勻且兩端自由地支撐于球形鉸接 的軸，其側(cè)向剛度為： )/)(5/384( 3 LEJc E材料的彈性模量，可取； a MPE 5 105 . 2 J軸管截面的抗彎慣性矩。 64/)( 44 dDJ 因 cyPyemF)( 2 故有 )/( 22 mcemy 認(rèn)為在達(dá)到臨界轉(zhuǎn)速的角速度時(shí)，傳動(dòng)軸將破壞，即，則有： c y 0 c mc （2-13） m c c 傳動(dòng)軸管： LdDm)(25. 0 22 式中：D、d軸管的外徑及內(nèi)徑，mm. D=50mm,d=46mm;

33、 L傳動(dòng)軸的支撐長(zhǎng)度，取兩萬(wàn)向節(jié)之中心距，mm； -軸管材料的密度，對(duì)于鋼 ； 35 /108 . 0mmKg 將上述 c、J 及 m 的表達(dá)式代入（3-13） ，令 30/ cc n 則得傳動(dòng)軸的臨界轉(zhuǎn)速為：min)/(rnc （2-14） 2 22 8 102 . 1 L dD nc 由于傳動(dòng)軸動(dòng)平衡的誤差，伸縮花間聯(lián)接的間隙以及支承的非剛性等，傳動(dòng) 軸的實(shí)際臨界轉(zhuǎn)速要低于所計(jì)算的臨界轉(zhuǎn)速。因此引進(jìn)安全系數(shù) K，并取： 0 . 22 . 1/ max nnK c 式中：-相應(yīng)于最高車(chē)速時(shí)傳動(dòng)軸最大轉(zhuǎn)速，r/min; max n -傳動(dòng)軸臨界轉(zhuǎn)速 ,r/min; c n 在本次設(shè)計(jì)中，已知

34、D=50mm，d=46mm,L=672mm; 22 83 2 5046 1.2 1018.162 10/min 672 c nr 已知發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速。 max 4600 /minnr 安全系數(shù)。 3 18.162 10 /46003.95K 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -10 2.7 軸管強(qiáng)度計(jì)算軸管強(qiáng)度計(jì)算 萬(wàn)向傳動(dòng)軸的尺寸除了要有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度，傳動(dòng)軸的最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 可按下式計(jì)算：)( a MP （2-15） tdge WKiT/ 1max 式中：-發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N.m; maxe T -變速器一擋傳動(dòng)比； 1g i -動(dòng)載系數(shù)； d K -抗扭

35、截面系數(shù)。 t W 傳動(dòng)軸采用空心結(jié)構(gòu)，則： （2-16） )( 16 44 dD DT 式中：T傳動(dòng)軸計(jì)算轉(zhuǎn)矩，T=494480N.mm； D d傳動(dòng)軸管的外徑和內(nèi)徑， D=50mm,d=46mm; 44 16 46 494480 119.87 3.14 (5046 ) a MP 傳動(dòng)軸管扭轉(zhuǎn)應(yīng)力不大于，安全系數(shù) 。 a MP300 300 2.51 119.87 K 2.8 傳動(dòng)軸花鍵軸的計(jì)算傳動(dòng)軸花鍵軸的計(jì)算 對(duì)于傳動(dòng)軸上的花鍵軸，應(yīng)保證在傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)有足夠的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度。通常以底 徑計(jì)算其扭轉(zhuǎn)且應(yīng)力。 （2-17） 3 16 h h d Ts 軸的許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為，可初取花鍵軸直徑計(jì)算，然后

36、進(jìn)行強(qiáng)度校 a MP300 核。取，則：mmdh36 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -11 2 16 494.48 136.47 3.14 0.036 ha MP 安全系數(shù)為 ，安全系數(shù)一般在 2-3 左右。即滿足要求。 300 2.19 136.47 K 傳動(dòng)軸滑動(dòng)花鍵采用矩形花鍵，齒側(cè)擠壓應(yīng)力為： （2-18） 0 ) 2 )( 4 (nL dDdD KT h hhhh s y 式中：-花鍵處轉(zhuǎn)矩分布不均勻系數(shù)。=1.3-1.4 ； K K -花鍵外徑，取 ； h D40 h Dmm -花鍵內(nèi)徑，取 ； h dmmdh36 -花鍵的有效工作長(zhǎng)度， ；

37、 h LmmLh69 -花鍵齒數(shù)， ； 則： 0 n15 0 n 9 1.3 494.48 23.25 43364036 () () 69 15 10 42 ya MP 對(duì)于齒面硬度大于 35HRC 的滑動(dòng)花鍵，齒側(cè)許用擠壓應(yīng)力為 。 a MP5025 故安全系數(shù) ，滿足要求強(qiáng)度。25/23.251.075K 根據(jù)前面計(jì)算傳動(dòng)軸管強(qiáng)度，可取滑動(dòng)叉軸直徑為 46mm 。 第三章第三章 變速器的結(jié)構(gòu)分析變速器的結(jié)構(gòu)分析 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -12 3.1 概述 變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，使汽車(chē)獲得在不同 使用工況下不同的牽引力和

38、速度，使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍下工作。 變速器的設(shè)計(jì)需要在整車(chē)設(shè)計(jì)的總體原則下結(jié)合變速器要滿足的具體功 能展開(kāi)。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產(chǎn)品通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、 系列化。 對(duì)變速器提出如下的基本要求： （1）正確選擇擋數(shù)和傳動(dòng)比，保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)； （2）設(shè)置空擋，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能啟動(dòng)怠速、換檔、切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的 傳輸；在滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系徹底分離； （3）設(shè)置倒擋，使汽車(chē)能倒退行駛； （4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，能進(jìn)行功率輸出； （5）換檔迅速、省力、方便，以便縮短加速時(shí)間并提高汽車(chē)的動(dòng)力性能； （6）工作可靠，汽車(chē)行駛中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換

39、擋沖擊等現(xiàn)象 發(fā)生； （7）變速器還應(yīng)當(dāng)滿足效率高，噪聲低，體積小，質(zhì)量輕，制造容易，成本 低等要求、維修方便等要求。 滿足汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各 擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)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。 3.2 變速器的總體結(jié)構(gòu) 有級(jí)變速器與無(wú)級(jí)變速器相比具有傳動(dòng)效率高（0.960.98） ，造價(jià)低廉，因 此在各類(lèi)汽車(chē)中均得到廣泛采用，此次設(shè)計(jì)也采用有級(jí)變速器。有級(jí)變速器傳動(dòng) 機(jī)構(gòu)分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩類(lèi)。固定軸式又分為中間軸式，兩軸式和多中間 軸式變速器。固定軸式應(yīng)用最廣泛。兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的 汽車(chē)上。由于

40、中間軸式變速器直接檔工作時(shí)，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的 各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪嚙合，且第一，二軸均不承受徑向載荷載荷， 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -13 第一，二軸只起傳遞扭矩的作用。因此直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也最小， 這是中間軸式變速器的突出的優(yōu)點(diǎn)。 從結(jié)構(gòu)上講兩軸式變速器與中間軸式變速器相比，其傳動(dòng)系結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊 且除最高檔外其他各檔的傳動(dòng)效率都比較高，噪聲也低，但多用于前置前驅(qū)的轎 車(chē)布置。綜合對(duì)比后選用中間軸式。 一般情況下，變速器的檔位數(shù)與汽車(chē)的動(dòng)力性，燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的關(guān)系。 就汽車(chē)的動(dòng)力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)

41、動(dòng)機(jī)在底燃油消耗率區(qū)工作的可能性， 降低了油耗；同時(shí)有利擴(kuò)大傳動(dòng)比范圍，以適應(yīng)各種使用條件下動(dòng)力性經(jīng)濟(jì)性的 要求。 主、副變速器主要用于空、滿載質(zhì)量變化大、使用條件復(fù)雜、加之柴油機(jī)轉(zhuǎn) 矩變化平穩(wěn)、適應(yīng)性差而需要擴(kuò)大傳動(dòng)比范圍、增加擋位數(shù)以適應(yīng)各種使用條件 下的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性要求的重型車(chē)。為使變速器的結(jié)構(gòu)不致過(guò)于復(fù)雜和便于系列 化，多以四檔或五檔的變速器與三檔、四檔的副變速器組合，副變速器裝在主變 速器之前之后或前后。 倒檔的布置方式參考中間軸式變速器倒檔布置方式。從動(dòng)力性、加工工藝性 考慮宜使倒檔軸傳動(dòng)比接近于一擋傳動(dòng)比。 考慮到微型客貨兩用車(chē)的使用條件和要求，此次設(shè)計(jì)所選用的變速器結(jié)構(gòu)方 案

42、為采用中間軸式，4+1 前置后驅(qū)的變速方案。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -14 圖 3-1 變速器傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 3.3 變速器操縱機(jī)構(gòu) 變速器操縱機(jī)構(gòu)分為直接操縱式和遠(yuǎn)距離操縱式。直接操縱結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在各 種類(lèi)型的汽車(chē)上得到廣泛的應(yīng)用。但只有在當(dāng)變速器布置在駕駛座位附近時(shí)直接 操縱的方案才能實(shí)現(xiàn)。但要把變速器布置在駕駛室附近會(huì)給總體布置帶來(lái)極大限 制。 遠(yuǎn)距離操縱機(jī)構(gòu)用于當(dāng)變速器布置得離駕駛座椅較遠(yuǎn)時(shí)，在客車(chē)、貨車(chē)、轎 車(chē)上都有廣泛的應(yīng)用。因僅需桿系、繩索等換檔傳動(dòng)機(jī)構(gòu)操縱變速器，使總體布 置有很大的靈活性，也易于實(shí)現(xiàn)整車(chē)結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)。 考慮到變速器

43、操縱機(jī)構(gòu)與總體布置密切相關(guān)，為了協(xié)調(diào)駕駛室、總體布置等 問(wèn)題，本次設(shè)計(jì)采用雙拉桿式遠(yuǎn)距離換檔操縱機(jī)構(gòu)和單桿式高低檔換檔操縱機(jī)構(gòu)。 在本次設(shè)計(jì)中，我通過(guò)彈簧和雙拉桿實(shí)現(xiàn)對(duì)變速器的遠(yuǎn)程操縱，通過(guò)操縱機(jī) 構(gòu)手柄左右移動(dòng)，壓縮彈簧帶動(dòng)連桿左右移動(dòng)使拉桿轉(zhuǎn)動(dòng)，重而帶動(dòng)換位擺桿軸 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -15 轉(zhuǎn)動(dòng)以實(shí)現(xiàn)選檔。經(jīng)計(jì)算可知換位擺桿軸上 上下擺動(dòng)角度約為 20 度，重而計(jì)算出手柄左右擺動(dòng)的距離約為 3 厘米。通過(guò)手 柄的前后移動(dòng)帶動(dòng)橫桿的前后轉(zhuǎn)動(dòng)，重而使拉桿轉(zhuǎn)動(dòng)帶動(dòng)換檔擺桿軸轉(zhuǎn)動(dòng)以實(shí)現(xiàn) 換檔。經(jīng)計(jì)算可知換檔擺桿軸轉(zhuǎn)動(dòng)角度約為 17 度，通過(guò)連桿的

44、運(yùn)動(dòng)關(guān)系可以計(jì) 算出手柄前后的擺動(dòng)角度約為 25 度，經(jīng)過(guò)對(duì)我們四座微型客貨兩用車(chē)整體布局 的考慮，對(duì)操縱手柄的長(zhǎng)度選取為 260 毫米。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -16 第四章第四章 變速器主要參數(shù)的確定變速器主要參數(shù)的確定 4.1 擋數(shù) 本設(shè)計(jì)選用 4+1 擋。 4.2 主減速器傳動(dòng)比 由車(chē)速計(jì)算公式 ua=nr/(igio) ： 有 umax=nmaxr/(igminio) 若變速器最小傳動(dòng)比 igmin 取 1；發(fā)動(dòng)機(jī)的最高轉(zhuǎn)速 nmax 當(dāng)取發(fā)動(dòng)機(jī)在額定功率下的轉(zhuǎn)速，即 nmax=4600r/min 已知滾動(dòng)半徑 r=0.268m, 最高

45、車(chē)速 umax=95km/h 求得 io=5.136 。 同時(shí)考慮的總體布置要求，驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)等問(wèn)題，綜合分析后 io取 5.14 合適 。 4.34.3 分配各檔傳動(dòng)比 已知最小傳動(dòng)比 igmin=1,由公式 ig1= maxmax max 0 cossin)1640 9.8(0.011cos16.7sin16.7 ) 3.70 72 5.14 0.912 tqT G fr Ti （ 可知最大傳動(dòng)比 ig1=3.70；按等比數(shù)列分配各檔傳動(dòng)比，設(shè)相鄰兩檔公比為 q； 在 4+1 的變速器中 則有： 3 1 1 3.701.547 n ggn qii 所以 , , , 4 1i 34 1.55i

46、i q 23 2.39ii q 12 3.70i i q 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -17 4.44.4 初定中心距 初定中心距 A 時(shí)可根據(jù)下面經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算： A=K（Memax）1/3 Memax是發(fā)動(dòng)機(jī)輸出最大扭矩，即: Memax=Temex=72Nm ; K 是經(jīng)驗(yàn) 系數(shù)對(duì)商用車(chē) K 在 1417 之間。 代入數(shù)據(jù)求的 A=53.04664.413mm ;主箱中心距 A 取 60 mm。 4.5 齒輪模數(shù)的選取 齒輪模數(shù)的選取由輪齒的彎曲或最大載荷作用下的靜強(qiáng)度所決定，選擇模數(shù) 時(shí)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)，能有效降低變速器的噪聲，而從

47、減小變速 器的質(zhì)量考慮，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心矩，初選模數(shù) m2。 4.6 壓力角 壓力角的大小對(duì)傳動(dòng)的平穩(wěn)性，工作噪聲，齒輪的彎曲強(qiáng)度和表面的接觸強(qiáng) 度為都有影響。為提高齒輪的承載能力應(yīng)選用大的壓力角。實(shí)際國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)壓力角 為 20O，所以變速器齒輪普遍采用 20O。按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)選取=20O。 4.7 螺旋角的選擇 增大角可以使齒輪嚙合的重合度系數(shù)增加，工作平穩(wěn)噪聲降低，隨著角 的增大齒抗彎的強(qiáng)度也相應(yīng)的提高，不過(guò)當(dāng)螺旋角大于 30O時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然 下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升，故從提高齒輪的接觸強(qiáng)度考慮可取較大的角， 但從保證齒輪的彎曲強(qiáng)度著眼不應(yīng)大于 30O。一般商用車(chē)選 18026

48、0。 角選擇應(yīng)力求使中間軸上的軸向力平衡，因此角的最終確定應(yīng)根據(jù)中心 距、軸向力、傳動(dòng)比綜合選擇。 主箱第一軸常嚙合齒輪定為右旋，中間軸上各齒輪定為左旋，則主箱第二軸 各檔齒輪為右旋。 4.8 齒寬的選擇 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -18 選擇齒寬時(shí)應(yīng)綜合考慮，變速器的軸向尺寸，齒輪的強(qiáng)度以及齒輪工作時(shí)受 力均勻程度度等因素的影響。 由經(jīng)驗(yàn)公式 ：kc為齒寬系數(shù) 直齒寬：b=kcm kc=4.58.0 b=916mm 斜齒：b=kcmn kc=7.08.6 b=1417.2mm 齒寬的選取可以根據(jù)變速器實(shí)際設(shè)計(jì)情況加以改變，一般以滿足實(shí)際情況為準(zhǔn)。

49、第五章第五章 齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -19 5.1 變速器各擋齒數(shù)的確定 一、確定一擋齒輪的齒數(shù) ig1=Z2Z7/Z1Z8=3.70 Zh=2A cos/mn=260cos25/2=54 初選 Z8=15，Z7=39 Z2/Z1=i1Z8/Z7=3.7015/39=1.40 Zh=Z1+Z2= 1 2 2 cos cos256054 n A m 取 Z1=23，Z2=31 =3139/(2315)=3.504 1g i 27 18 Z Z Z Z 12 1 2 () cos 2 n m ZZ A =arco

50、sZhmn/A=25.8420 故取 Z8=39，Z7=15 ，Z1=23，Z2=31 二、確定二擋齒輪齒數(shù) ig2=Z2Z5/Z1Z6=2.39 Z5/Z6=i2Z1/Z2=2.3923/31=1.8 Zh=2A cos/mn=260cos25/2=54 5 6 取 Z6=19，Z5=35 為減少或抵消中間軸的軸向力 tg1/tg2=Z2/(Z1+Z2)(1+Z5/Z6) 由 Z1=23，Z2=31，Z6=19，Z5=35 算出 2=24.732 i2=3135/(2319)=2.483 25 16 Z Z Z Z 三、確定三擋的齒數(shù) ig3=Z2Z3/Z1Z4=1.55 Z3/Z4=i3Z

51、1/Z2=1.5519/35=0.84 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -20 Zh=2A cos/mn=260cos25/2=54 3 4 取 Z4=26，Z3=31 為減少或抵消中間軸的軸向力由 Z1=23，Z2=31，Z4=26，Z3=31 tg/tg=Z2/(Z1+Z2)(1+Z3/Z4) 1 2 3 4 算出=21.0480 3 4 3 4 2 cos57 hn ZAm 故, 3 31Z 4 26Z 故 i3=3131/(2619)=1.56(故相差不大) 四擋的傳動(dòng)比為 1 五、確定倒擋齒輪的齒數(shù) 擋齒輪選用的模數(shù)往往與一擋的相近。 210 1

52、8 31 37 =3.325 Z23 15 Z Z i Z 倒 初選 i倒=3.32，Z9=17,Z10=37 5.2 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 計(jì)算 Z1，Z2 的幾何尺寸 已知 Z1=23，Z2=31 計(jì)算中心距 A=60mm 故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng) 1) 端面模數(shù) mt=mn/cos=2/cos25.8420=2.22mm 2) 端面壓力角 tant=tann/cos=0.411 t=22.3460 3) 分度圓直徑 d1=232/cos25.8420=51mm d2=312/cos25.8420=69mm 4) 齒頂高 ha=mnha*=2mm 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)

53、院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -21 5) 齒根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=55mm da2=d2+2ha=73mm 7) 齒根圓直徑 df1=d1-2hf=46mm df2=d2-2hf=64mm 8) 中心距 A=mm 12 0= 60 2 t ZZ Am 2. 計(jì)算 Z3，Z4 的幾何尺寸 已知 Z3=31，Z4=26 計(jì)算中心距 A=60mm 故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng) 1) 端面模數(shù) mt=mn/cos=2/cos22.970=2.31 2) 端面壓力角 tant=tann/cos=0.478 t=23.4750 3) 分度圓直徑 d3=31

54、2/cos22.970=64mm d4=262/cos22.970=56mm 4) 齒頂高 ha=mnha*=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da3=d3+2ha=68mm da4=d4+2ha=60mm 7) 齒根圓直徑 df3=d3-2hf=59mm 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -22 df4=d4-2hf=51mm 8) 中心距 A=60mm 3. 計(jì)算 Z5，Z6 的幾何尺寸 已知 Z5=35，Z6=19 計(jì)算中心距 A=60mm 故采取標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng) 1) 端面模數(shù) mt=mn/cos=2/co

55、s24.860=2.31 2) 端面壓力角 tant=tann/cos=0.478 t=23.480 3) 分度圓直徑 d5=352/cos24.860=78mm d6=192/cos24.860=42mm 4) 齒頂高 ha=mn ha*=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da5=d5+2ha=82mm da6=d6+2ha=46mm 7) 齒根圓直徑 df5=d5-2hf=73mm df6=d6-2hf=37mm 8) 中心距 A=60mm 4. 計(jì)算 Z7，Z8 的幾何尺寸 已知 Z7=39，Z8=15 計(jì)算中心距 A=60mm 故采取標(biāo)準(zhǔn)

56、齒輪傳動(dòng) 1) 端面模數(shù) mt=mn/cos=2/cos25.8420=2.22 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -23 2) 端面壓力角 tant=tann/cos=0.411 t=22.3460 3) 分度圓直徑 d7=312/cos25.8420=86mm d8=262/cos25.8420=34mm 4) 齒頂高 ha=mnha*=2mm 5) 齒根高 hf=mn(ha*+cn*)=2.5mm 6) 齒頂圓直徑 da7=d7+2ha=90mm da8=d8+2ha=38mm 7) 齒根圓直徑 df7=d7-2hf=81mm df8=d8-2hf=2

57、9mm 8) 中心距 A=60mm 在變速器各齒輪齒數(shù)確定后實(shí)際傳動(dòng)比如下表 5-1： 表 5-1 擋數(shù)一擋二擋三擋四擋倒擋 傳動(dòng)比 3.52.4831.5613.325 第六章第六章 變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -24 6.1 齒輪的材料選擇 變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的耐磨及抗彎疲勞的 能力。在選用鋼材及熱處理是時(shí)，對(duì)切削加工的性能及成本也應(yīng)該考慮。國(guó)內(nèi)變 速器齒輪的材料主要有： , , , . inr TMC20BTM in21 20520 rnG M525 rnG

58、M 本次設(shè)計(jì)各齒輪材料選用 ，滲碳淬火，表面硬度 5863HRC,芯部 inr TMC20 硬度 3348HRC. 6.2 齒輪的破壞形式 齒輪在嚙合過(guò)程中，輪齒根部產(chǎn)生彎曲應(yīng)力，過(guò)度圓角處有應(yīng)力集中，所以 齒輪受到足夠大的載荷作用時(shí)其根部彎曲應(yīng)力超過(guò)材料的許用應(yīng)力，輪齒就會(huì)斷 裂。在汽車(chē)變速器中這種破壞情況很少發(fā)生，而常見(jiàn)的斷裂是由于在重復(fù)載荷作 用下，使齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，而逐漸擴(kuò)展到一定深度而產(chǎn)生 折斷其破壞斷面在疲勞裂縫部位呈光滑表面，而突然斷裂部位呈粗粒狀表面。 齒面點(diǎn)蝕是常見(jiàn)的高檔齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。齒面長(zhǎng)期在脈動(dòng)的接 觸應(yīng)力作用下，會(huì)逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖

59、角的小裂縫。嚙合時(shí)由于齒面的相互 擠壓使充滿潤(rùn)滑油的裂縫處有油壓增高導(dǎo)致裂縫的擴(kuò)展，最后產(chǎn)生剝落，使齒面 產(chǎn)生大量的扇形小麻點(diǎn)，即所謂點(diǎn)蝕。通常是靠近節(jié)圓根部齒面處的點(diǎn)蝕較靠近 節(jié)圓頂部齒面處的點(diǎn)蝕嚴(yán)重，主動(dòng)小齒輪較被動(dòng)大齒輪較嚴(yán)重。在局部高溫，高 壓下齒面互相熔焊粘連，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡的損壞形式稱(chēng)為齒面膠合。 綜上所述，在汽車(chē)變速器中齒輪的破壞形式主要有彎曲疲勞斷裂和點(diǎn)蝕兩種。 應(yīng)對(duì)齒輪的彎曲強(qiáng)度和接觸強(qiáng)度進(jìn)行重點(diǎn)校核。 6.3 強(qiáng)度的校核計(jì)算 三擋齒輪強(qiáng)度計(jì)算 ，, 3 31Z 4 26Z 21.048 （1） 斜齒輪的彎曲應(yīng)力： = w 1 FK btyk 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢

60、業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -25 式中 為彎曲應(yīng)力（ N/） ； F1圓周力，F(xiàn)1=2Tg/d； w 2 mm 為模數(shù),m=3；y 為齒形系數(shù)，查齒形系數(shù)圖取 y=0.12; 為集中應(yīng)力系數(shù)，m K 取1.5，為重合度影響系數(shù)=2.0 KKK 代入數(shù)據(jù)=234MPa w 對(duì)于采用 20CrMnTi 的材料，齒輪的許用彎曲應(yīng)力在 180350 之間，因 =234350N/，故三檔齒輪滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求 w 2 mm （2） 輪齒接觸應(yīng)力 = j 11 0.418() zb FE b 式中，為輪齒的接觸應(yīng)力，F(xiàn) 為齒面上的法向力，F(xiàn)=F1/（coscos）, F1 j 為

61、圓周力，F(xiàn)1=2T/d,T 為計(jì)算載荷，d 為節(jié)圓直徑，為節(jié)點(diǎn)出壓力角，為齒輪 螺旋角，E 為材料的彈性模量，b 為齒輪接觸的實(shí)際寬度,為主、從動(dòng)齒輪節(jié) z b 點(diǎn)處的曲率半徑，斜齒輪, 2 ()/cos zz r sia 2 ()/cos bb r sia 3 22 112565.3 2.1 1011 0.4180.418 198.93618.912 1253.43/1400/ j zb FE b N mmN mm 由于滲碳高檔齒輪的許用接觸應(yīng)力為 1300-1400N/ j 2 mm 可得齒輪接觸強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。 第七章第七章 變速器軸的設(shè)計(jì)與校核變速器軸的設(shè)計(jì)與校核 7.1 估算軸的直

62、徑 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -26 由經(jīng)驗(yàn)公式得第二軸和中間軸直徑 d 0.45A，由 A60mm 則 d 0.45A27mm 變速器輸入軸花鍵部分直徑 d=K=16.6419.13mm.（K=4.04.6） 3 maxe T 軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定應(yīng)參考經(jīng)驗(yàn)公式得到的估計(jì)值結(jié)合軸的結(jié)構(gòu)布置，在草圖 的繪制中最終確定。 初選 d=20mm 7.2 變速器軸的強(qiáng)度校核計(jì)算 軸的強(qiáng)度校核應(yīng)考慮扭矩彎矩對(duì)軸的影響，因此應(yīng)選擇承受彎矩、扭矩都較 大的軸進(jìn)行校核。綜合分析最危險(xiǎn)的應(yīng)是中間軸和第二軸. 1. 對(duì)第二軸 變速器工作在一檔工作時(shí)主箱第二軸有最大扭矩和彎矩

63、. 其的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下 圖 7-1 主箱第二軸結(jié)構(gòu) 將第二軸看成簡(jiǎn)支梁其受力圖如下： 圖 7-3 ZOY 面第二軸受力簡(jiǎn)圖 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -27 由力的平衡條件有 Fz1+Fz2=Fr FZ1150=Fz293 綜合以上兩式得 Fz1=1975.81N ,Fz2=3186.79N 圖 7-4 XOY 面第二軸受力簡(jiǎn)圖 由力的平衡條件有 Fx1+Fx2=Ft Fx1150=Fx293 綜合以上兩式得 Fx1=5428.47N ,Fx2=9047.45N 有以上計(jì)算可得到彎矩、扭矩圖如下： ZOY 面內(nèi)： 圖 7-5 ZOY 面內(nèi)彎距圖 XOY 面內(nèi)： 圖 7-6 XOY 面內(nèi)彎距圖 扭矩圖： 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) - -28 圖 7-7 扭距圖 根據(jù)彎矩、扭