(毕业设计)ca1061k28l3型载货汽车变速器取力器设计设计说明书(编辑修改稿)

(毕业设计)ca1061k28l3型载货汽车变速器取力器设计设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

[311] mm96323  mhdd aa  222 [37] mm1 0 23296  addb cos22  [38] os96   直齿轮 m=3。 33 zmd  [310] mm75253  mhdd aa  233 [37] mm813275  addb cos33  [38] mmd o s75   齿宽的设计计算 在选择齿 宽时，应该注意齿宽对 取力器 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等均有影响。 考虑尽量减少轴向尺寸和质量，齿宽应小些，但齿轮传动平稳性消弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角来补偿，但这时轴承的轴向力增大，使之寿命降低，齿宽窄还会使齿轮的工作应力增加，选用宽些的齿宽，工作时因轴的变型导致沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。 根据模数的大小选定齿宽 [10]： 直齿： mKb C ， CK 为齿宽系数，取 — 斜齿： nCmKb ， CK 取 — 各挡齿轮的齿宽值如下： 双联齿轮中斜齿轮 mmb 28741  [312] 双联齿轮中直齿轮 mmb 21732  [312] 直齿轮 mmb 21733  [313] 中心距的修正： 本科生毕业设计（论文） 9 mmZmA  [314] 圆整为 85mm. 齿轮 模数 齿数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 斜齿轮 mmmn 4 221Z mmd  mmda  mmdb  直齿轮 1 mmm 3 322Z mmd 962  mmda 1021  mmdb  直齿轮 2 mmm 3 253Z mmd 753  mmda 811  mmdb  为减少工作噪声和提高强度，汽车取力器齿轮与其 他机构啮合部分多数用斜齿轮，只有自身啮合齿轮采用直齿轮。 选取斜齿轮的螺旋角应注意以下问题： 首先，增大 β角使齿轮啮合的重合系数增加，工作平稳、噪声降低。 实验还证明：随着 β 角的增大，齿轮的强度相应的增大，不过当螺旋角大于 30176。 时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度仍骤然上升。 因此，从提高低档齿轮的弯曲强度出发，并不希望 β 角过大，而从提高高档齿轮的接触强度着眼，可选取较大的 β角。 且，螺旋角的选取必须与所啮合的斜齿轮的螺旋角相一致 [2]。 其次，斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力。 设计时要求输入轴上的轴承能够承受一定的轴 向力，其余轴向力有箱体承担。 最后，可用调整螺旋角的方法，使各对啮合齿轮因模数或齿数不同等原因而造成的中心距不等现象得以消除。 斜齿轮的螺旋角可在下面提供的范围内选用：中型专用汽车 取力器 为 18176。 ～26176。 [4]。 取力器的斜齿轮与 变速 器 中间轴上齿轮相啮合，所以取力斜齿轮的螺旋角与变速 器 螺旋角取值范围相同 为 186。 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。 在本设计 中 取力器 齿轮压力角 α取 ， 啮合套或同步器取 30186。 [3]。 采用变位齿轮，除了避免齿轮产生干涸 ， 根切和配凑中心距外，还因为 取力表 齿轮参数表 本科生毕业设计（论文） 10 器 不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、耐磨及抗胶合能力等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别兼顾。 齿轮变位是提高齿轮寿命的有效方法。 对于本次设计，当直齿轮 minZ  17 时，采用正变位，和它相啮合的齿轮则采用负变位。 而对于斜齿轮 minZ  3min cosvZ ， minvZ 是当量直齿标准齿轮不发生根切的最小齿数。 而 不根切的最小变位系数 ξmin 分别为： m inm in0m in ZZZf  [315] 式中： 0f —— 齿顶高系数。 当 0f =1， 0a =20176。 时 1717m inm inm in ZZ ZZ  采用非变位齿轮，变位系数 [17] 0 主要部件的选择 使降低汽车 取力器 噪声和百公里油耗、消除换档冲击、延长齿轮和传动系寿命 ,实现可靠平稳迅速而又轻便的换档 ,汽车 取力器 普遍采用了同步器。 锁销式同步器就是其中一种 ,它被广泛地应用于中型、重型载重汽车和相应级别的大客车 取力器 上 .本次设计的中型专用汽车 取力 器 采用锁销式同步器 [8]。 同步器的工作原理：在变速瞬间 ,取力器 的输入 端和输出端的转速都在变化着 ,输出端与汽车整车相连其转动惯量 J 出相当大 ,换档作用时间较短 ,可认为在换档的瞬间输出端转速是恒定的。 而输入端在接触锥面上产生的摩擦力矩作用下 ,克服输入端被接合零件的等价惯性力矩 ,在最短时间内使输入端与输出端的转速达到同步。 通过同步器使将要啮合的齿轮达到一致的转速而顺利啮合 [10]。 相邻挡位相互转换时，应该采取不同操作步骤的道理同样适用于移动齿轮换挡的情况，只是前者的待接合齿圈与接合套的转动角速度要求一致，而后者的待接合齿轮啮合点的线速度要求一致，但所依据的速度分析原理是一样的。 取力器 的换挡操作，尤其是从高挡向低挡的换挡操作比较复杂，而且很容易产生轮齿或花键齿间的冲击。 为了简化操作，并避免齿间冲击，可以在换挡装置中设置同步器。 同步器有常压式和惯性式。 目前全部同步式 取力器 上采用的是惯性同步器，它主要由接合套、同步锁环等组成，它的特点是依靠摩擦作用实现同步。 惯性式 本科生毕业设计（论文） 11 同步器是依靠摩擦作用实现同步的，在其上面设有专设机构保证接合套与待接合的花键齿圈在达到同步之前不可能接触，从而避免了齿间冲击 [11]。 接合套、同步锁环和待接合齿轮的齿圈上均有倒角（锁止角），同步锁环的内锥面与待接合齿轮 齿圈外锥面接触产生摩擦。 锁止角与锥面在设计时已作了适当选择，锥面摩擦使得待啮合的齿套与齿圈迅速同步，同时又会产生一种锁止作用，防止齿轮在同步前进行啮合。 当同步锁环内锥面与待接合齿轮齿圈外锥面接触后，在摩擦力矩的作用下齿轮转速迅速降低（或升高）到与同步锁环转速相等，两者同步旋转，齿轮相对于同步锁环的转速为零，因而惯性力矩也同时消失，这时在作用力的推动下，接合套不受阻碍地与同步锁环齿圈接合，并进一步与待接合齿轮的齿圈接合而完成换挡过程。 在同步阶段中摩擦力矩随着锥面角 α 的减小而增大 ,为了增大同步器的容量 ,锥面角 α 应尽量取小值。 但是它的极限值又受锥面角自锁条件的限制 ,为了避免锥面角发生自锁 ,α 的选取要满足 α≥ arctanμ (μ 为摩擦系数 )[12]。 锁销式同步器的结构见图。 1 同步齿轮 2 摩擦锥盘 ； 3 摩擦锥环 ； 4 定位销 ； 5 接合套 ； 6 接合齿圈 ； 7 锁销 ； 8 花键毂。 为了破坏被同步齿轮内锥面上的油膜 ， 增大摩擦力矩 ， 同步环锥面上需车制螺纹 ， 并在螺纹垂直方向开设排油槽 ， 油槽的大小及数量应根据同步环锥面直径来确定。 一般油槽宽为 2mm～ 4mm， 数量 30 个～ 40 个。 同步环螺纹齿顶宽对摩擦系数的影响较 大 ， 在设计时 ,一般螺纹齿顶宽为 ～ ， 螺纹牙形角为 50176。 ， 螺距为 ～。 同步环锥面直径和宽度的确定 在中间轴结构允许的情况下 ， 为了增大锥面间的摩擦力矩 ,缩短同步时间 ,同步环锥面直径应尽量取大值。 同步环锥面宽 B 与摩擦锥面的发热有关 ， 一般取 B=R图 锁销式同步器 本科生毕业设计（论文） 12 锁 /10～ R 锁 /14(R 锁为拨环半径 )。 同步环的材料 同步环的材料采用铜合金 ， 精锻成型后进行机加工 ， 其强度高 ， 耐磨性好。 铜合金应控制其化学成分 ， 其抗拉强度大于 600N/mm2， 屈服强度大于 210N/mm2,硬度为 HB150～ HB200[20]。 同步器锁止角的确定 要使同步环在同步阶段中锁止 ， 必须满足锁止条件 [3]:tanβ≥R锥 μ R 锁 sinα。 根据摩擦锥面平均半径 R 锥、摩擦系数 μ、锥面角 α和拨环半径 R 锁来确定合适的锁销角 β， 通常取 β=35176。 ～ 45176。 中型车 取力器 β取小值 ， 重型车 取力器 β取大值。 同步器锁差的确定 由于同步器锁销差大换档沉 ， 锁销差小换档轻便 ， 所以应选择合适的锁销差 ，一般取锁销差为 ～。 齿套锁销孔和定位销空的设计 一般锁销孔的数量为 3 个～ 6 个 ， 中型车 取力器 取小值 ， 重型车 取力器 取大值。 锁销孔的直径应根据锁销的 最大直径来确定 ， 锁销孔两端的倒角应与锁销的倒角一致。 同步器定位销数量为 3个 ,定位销孔的直径应根据定位销的直径来确定。 齿套接合齿的设计 同步器齿套接合齿的模数、齿数应根据所传递的最大扭矩来确定。 为了防止取力器 在工作中自动脱档 ， 高通用性 ， 有时 取力器 中几组锁销式同步器要选用相同的同步器。 同步时间 同步器工作时 ， 要连接两个部分达到同步器的时间越短越好。 同步器时间与车型有关 ， 对货车 取力器 高挡取 —，抵挡取 —。 现在，市场上常用的轴承有，深沟球轴承，角接触 球轴承，圆锥棍子轴承，圆柱滚针轴承，调心轴承，圆柱轴承，调心滚子轴承，推力球轴承等多种形式。 取力器轴承常用圆柱滚子轴承，深沟球球轴承，角接触球轴承，滚针轴承、圆锥滚针轴承、滑动轴套等，轴承在取力器中起支撑作用，其选择需依据轴的直径，公差配合，还要保证能够轴向定位，饶径向转 动 [13]。 本次设计对于轴承的选择，考虑到了该轴承所处位置的，直径，空间大小以及受力情况。 在一轴上，因为双联齿轮中有斜齿轮的存在，而且没有另一个斜齿轮来抵消 本科生毕业设计（论文） 13 轴向作用力，我以我选用角接触球轴承来承受轴向力，同时，通过轴承将轴向力传力到箱体 上。 最终由箱体来承受齿轮传动所产生的径向力与轴向力。 通过计算，斜齿轮所产生的轴向力是 ,产生的径向力是。 所以选用据角接触球轴承 7027AC[4]，他所能承受的基本额定在载荷是 ，完全满足设计所需。 在二轴上，由于是直齿轮传递，不能产生轴向力，所以考虑使用深沟球轴承和滚针轴承，但是，由于齿轮的大小限制，当轴的直径为 35mm时，无法满足深沟球轴承的空间范围要求。 所以选用滚针轴承 NA6907。 二轴与箱体相结合的部分，由于没有轴向力，所受径向力也很小，所以从经济性上考虑，选用深沟 球轴承 6026 即可。 轴承的选用应符合国家标准规定的系列，同时包括轴的直径，但应以齿轮作为选取轴承的标准，因为轴承是标准件。 再有就是可实现系列化，尽量能满足三化的要求。 取力器操纵机构的功用是使驾驶员能够根据道路情况，专用车辆的使用功能准确可靠的挂上或断开取力器得了连接，使专用车能够有效地发挥其专业功能。 取力器操纵机构应当满足如下主要要求：换挡时只能挂入一个挡位，换挡后应使齿轮在全齿长上啮合，防止自动脱挡或自动挂挡，防止误挂倒挡，换挡轻便。 用于机械式取力器的操纵机构，常见的是由 变速杆、拨块、拨叉、变速叉轴及互锁、自锁和空挡锁装置等主要件组成，并依靠驾驶员手力完成链接、断开或退到空挡工作，称为手动换挡取力器 [14]。 对取力器操纵机构的要求： 为了保证 取力器 的可靠工作， 取力器 操纵机构应能满足以下要求： 挂挡后应保证结合套于与结合齿圈的全部套合（或滑动齿轮换挡时，全齿长都进入啮合）。 在振动等条件影响下，操纵机构应保证 取力器 不自行挂挡或自行脱挡。 为此在操纵机构中设有自锁装置。 为了防止 汽车在不需要取力器工作时误挂上档，取力器应该设有一个空档锁的装置。 根据取力器的安装方式不同，取力器的 操纵机构可以是直接手动操纵机构，也可以是电控，气控操纵机构。 当取力器的安装位置距离驾驶员较远，情况较复杂的情况下，我们可以采用电控操纵机构，将取力器的拨叉轴上安装有电信号控制的模块，模块的另一端通过电线，与取力器仪表盘相连接，可以通过接触仪表盘发出电信号来控制模块，再由模块控制与之相连的拨叉轴的动作，来控制取力器的接通和断开。 这里，电 本科生毕业设计（论文） 14 控操纵机构的动力来源是汽车电瓶所发出的电 源 [7]。