基于ug的商用车变速器的三维设计及仿真建模毕业设计论文(编辑修改稿)

基于ug的商用车变速器的三维设计及仿真建模毕业设计论文(编辑修改稿)内容摘要：

第一轴，中间轴和第二轴上的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴与第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一挡仍然有较大的传动比；挡位高的齿轮采用常啮合齿轮传动，挡位低的齿轮（一挡）可以采用或不采用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一挡以外的其他挡位的换挡机构，均采用同步器或啮合套换 挡，少数结构的一挡也采用同步器或啮合套换挡，还有各挡同步器或啮合套多数情况下装在第二轴上。 再除直接挡以外的其他挡位工作时，中间轴式变速器的传动效率略有降低，这是它的缺点。 在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数，换挡方式和到档传动方案上有差别。 图 21 因为变速器在一挡和倒挡工作时有较大的力，所以无论是两轴式变速器还是中间轴式变速器的低档与倒挡，都应当布置在在靠近轴的支承处，以减少轴的变形，保证齿轮重合度下降不多，然后按照从低档到高挡顺序布置各挡齿轮，这样做既能使轴有足够大的刚性，又 能保证容易装配。 倒挡的传动比虽然与一挡的传动比接近，但因为使用倒挡的时间非常短，从这点出发有些方案将一挡布置在靠近轴的支承处然后再布置倒挡。 此时在倒挡工作时，齿轮磨损与噪声在短时间内略有增加，与此同时在一挡工作时齿轮的陕西理工学院毕业设计论文 第 9 页 共 51 页 磨损与噪声有所减少。 倒挡设置在变速器的左侧或右侧在结构上均能实现，不同之处是挂倒挡时驾驶员移动变速杆的方向改变了。 为防止意外挂入倒挡，一般在挂倒挡时设有一个挂倒挡时需克服弹簧所产生的力，用来提醒驾驶员注意。 变速器主要参数的选择 1） 挡数 增加变速器的档数能改善汽车的动力性和经济性。 档数 越多，变速器的结构越复杂，并且是尺寸轮廓和质量加大。 同时操纵机构复杂，而且在使用时换档频率也增高。 在最低档传动比不变的条件下，增加变速器的当属会是变速器相邻的低档与高档之间传动比比值减小，是换档工作容易进行。 要求相邻档位之间的传动比比值在 以下 ,该制约小换档工作越容易进行。 要求高档区相邻档位之间的传动比比值要比低档区相邻档位之间的传动比比值小。 近年来为了降低油耗，变速器的档数有增加的趋势。 目前轿车一般用 4~5 个档位，级别高的轿车变速器多用 5个档，货车变速器采用 4~5个档位或多档。 装载质量在 2~的货车采用 5 档变速器，装载质量在 4~8T 的货车采用 6 档变速器。 因此采用六档变速器。 2） 传动比的范围 变速器的传动比范围是指变速器最低档传动比与最高档转动比的比值。 转动比范围的确定与选定的发动机参数，汽车的最高车速和使用条件等因素有关。 目前轿车的传动比范围在 3~4 之间，轻型货车在 5~6 之间，其他货车则更大。 根据此次设计要求 变速器 最高档传动比即直接挡 39。 1gi ，最低档传动比即为一档  3） 中心距 A 对中间轴式变 速器 ,是将中间轴与第二轴之间的距离成为变速器中心距 .其大小不仅对变速器的外形尺寸 ,体积和质量大小 ,而且对轮齿的接触强度有影响。 中心距越小，齿轮的接触应力大，齿轮寿命短。 最小允许中心距当有保证齿轮有必要的接触强度来确定。 变速器轴经轴承安装在壳体上，从布置轴承的可能与方便和不影响壳体的强度考虑，要求中心距取大些。 此外受一档小齿轮齿数不能过少的限制，要求中心距也要大些。 初选中心距 A 时，根据以下经验公式确定： 33 m a x 9 . 0 4 2 0 7 . 0 9 6 % 1 2 8a e gA K T t       （ 23） 式中， Ka 为中心距系数，商用车 一般 取 ～ ； maxeT 为发动机最大转矩； l g 为变速器一档传动比；  为变速器传动效率，取 96%。 则 A=128mm。 陕西理工学院毕业设计论文 第 10 页 共 51 页 本设计采用六挡变速器 ，轴向尺寸可以选用（ ～ ） A。 4） 齿轮参数 （ 1） 模数 遵循的一般原则：为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽；为使质量小，增加数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑 ，各档齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各档齿数应有不同的模数。 减少轿车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数。 低档齿轮应选大些的模数，其他档位选另一种模数。 少数情况下汽车变速器各档齿轮均选用相同的模数。 啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。 由于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。 选取较小的模数值可使齿数增多，有利换档。 对于货车变速器的齿轮，从减少质量出发，应选用大些的模数。 参考文献 [10]表 31汽车变速器的法向模数 mn： 货车的最大总质量 m ≤ (t) 模数 ～ (mm) 查表 32 汽车变速器常用的齿轮模数应首选第一系列，所以取 mn =； 啮合套和同步器接合齿采用渐开线齿形，模数取在 ～ 在此取 （ 2） 压力角α 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。 国家规定标准的 压力角为 20o，变速器齿轮普遍采用 20o 压力角，啮合套和同步器普遍采用 30o 压力角。 （ 3） 螺旋角β 斜齿轮在变速器中得到广泛的应用。 选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。 从提高低档齿轮的抗弯强度出发，不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应选用较大螺旋角。 变速器斜齿轮的螺旋角β对齿轮工作噪音，齿轮强度和轴向力有影响。 从提高低档齿轮 强度出发，螺旋角β以 15o～ 25o为宜，从提高高档齿轮的接触强度和增力重合角着眼，应选用较大的螺旋角。 货车 斜齿轮螺 旋 角可 在下列范围内选取 16o～ 26o； 所以在此初选 螺旋角为 20o。 （ 4） 齿宽 b 陕西理工学院毕业设计论文 第 11 页 共 51 页 应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作时受力的均匀程度均有影响。 考 虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。 减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。 使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数大小选定齿宽： 直齿齿宽 b= kc m， kc 为齿宽系数，取 ～ ， 则 b=20。 斜齿轮 b= kc mn ， kc 为齿宽系数，取 ～ ， 取 kc = 则 b=28。 第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数， KC 可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。 （ 5） 齿轮变位系数的选择 齿轮变位系数是为了防止齿轮产生根切和配凑中心。 一档齿轮的变位系数应取在 以上。 接合齿工作宽度一般在 2～ 4mm。 （ 6） 齿顶高系数 规定齿顶高系数为 5） 各挡齿轮数的分配 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后， 可更据变速器的档数，传动比和传动方案来分配各档齿轮的齿数。 根据设计要求格挡齿轮的分配如 22 图： 图 22 陕西理工学院毕业设计论文 第 12 页 共 51 页 （ 1） 确定一档齿轮的齿数 一档齿轮齿数 和 Zn 斜齿 2 c o s 202 1 2 8 c o s 6 04n AZ m     ，中间轴上一档齿轮Z12 货车可在 12～ 17 之间选，取 Z12 =15，则 1 1 1 2 60 15 45nZ Z Z    。 （ 2） 中心距 A 修正 因为计算一挡齿数和 Zn 的时经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 Zn对中心距进行修正。 对中心局的修正通常有两种方法，一种是通过改变螺旋距的方法调整中心距 的大小 ； 还有就是借助于齿轮变为的办法来满足要求。 因本变速器一至六挡采用的都是些齿轮，所以选用改变螺旋距的办法来调整中心距。 （ 3） 确定常啮合传动齿轮副的齿数 1 1 212 1 1157 .0 2 .3 345ZZi    12 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M      则 Z1 =18 ， Z2 =42 一档的传动比为 2 111 1 12 ZZ   （ 4） 二档齿轮的齿数 5 49 121 0 2187 .0 2 .0 342Z ZiZZ    9 1 0 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M      则 Z9 =40 ， Z10 =20 （ 5） 三档齿轮的齿数 5 37 1382187 .0 1 .3 842Z ZiZZ    78 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M      则 Z7 =35 ， Z8 =25 （ 6） 四档齿轮的齿数 5 25 1462187 .0 0 .9 342Z ZiZZ    56 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M      则 Z5 =29 ， Z6 =31 （ 7） 五档齿轮的齿数 陕西理工学院毕业设计论文 第 13 页 共 51 页 53 1542187 .0 0 .6 342Z ZiZZ    34 2 c o s 2 1 2 8 2 0 604NA C O SZZ M      则 Z3 =23， Z4 =37 （ 8） 确定倒档齿轮齿数 取 直齿圆柱齿轮 Z15 =22， m=； Z14 =17， m=； 初选 Z15 后，可计算出中间 轴与倒档轴的中心距 A39。 ：    39。 1 4 1 511 3 . 0 1 7 2 2 5 8 . 522A m Z Z      同样取 Z13 =50， m=；则倒档轴与第二轴的中心距 A39。 ：    39。 39。 1 3 1 511 3 . 0 5 0 2 2 1 0 822A m Z Z       1 5 1 321 1 4 1 5 6 .8 8gzzzi z z z    gi 的数值较大，一般与 1i 相近。 这是考虑到安全，希望倒车是速度尽可能低些。 各档齿轮参数如下表： 齿数 模数 压力角 螺旋角 齿宽 齿顶高系数 齿根高系数 一档齿 轮 Z11 15 4 20o 20o 25 1 Z12 45 4 20o 20o 28 1 二档齿轮 Z10 20 4 20o 20o 25 1 Z9 40 4 20o 20o 28 1 三档齿轮 Z8 25 4 20o 20o 25 1 Z7 35 4 20o 20o 28 1 四档齿轮 Z6 31 4 20o 20o 28 1 Z5 29 4 20o 20o 25 1 五档齿轮 Z4 37 4 20o 20o 28 1 Z3 23 4 20o 20o 25 1 常啮合 齿轮 Z2 42 4 20o 20o 28 1 Z1 18 4 20o 20o 25 1 倒档齿轮 Z15 22 3 20o 0o 20 1 Z14 17 3 20o 0o 20 1 Z13 50 3 20o 0o 20 1 1） 初选轴的直径 陕西理工学院毕业设计论文 第 14 页 共 51 页 在已知中间轴式变速器的中心距 A 是，第一轴花键部分直径 d（㎜）可按下式初选3 maxed k T ，式中 k 为经验系数， k=～ ； T maxe 为发动机最大转矩（ N m）。 第二轴和 中间轴 中部直径 d≈ ，轴的最大直径 d 和支承间距离 L 的比值；对中间轴Ld。 则：第一 轴花键部分直径 d= 3420 =33，选用 d=36 ㎜的花键直径。 第二轴和中间轴中部直径 d≈ 128 =58 ㎜。 2） 轴的强度验证 （ 1） 轴的刚度 验算 初步确定轴的尺寸以后，可对轴的刚度和强度进行验算。 在计算轴的挠度和转角是金计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。 若轴在垂直面内挠度为 fc ，在水平面内挠度为fs 和转角为δ，可分别用下式计算 2213c Fa bf EIL 2225 3Fa bf EIL 1 ()3Fab b aEIL  （ 24） 式中， F 1 为齿轮齿宽中间平面上的径向力（ C）； F2 为齿轮齿宽中间平面上的轴向力（ C） ； E 为弹性模量（ MPa）， E= 105 MPa； I 为惯性矩（ mm4 ）， 对于实心周，I=π d 4 /64； d 为轴的直径（㎜），花键处按平均直径计算； a， b 为齿轮上的作用力矩支座 A， B 的距离（㎜）； Lwei 支座间距离（㎜）。 轴的全挠度为 f= 22 sc ff  ≤。 轴在垂直面和水平面内的允许值为［ fc ］ =～ ㎜，［ fs ］ =～ ㎜。 （ 2） 轴的强度计算 作。