【正文】 123847,9867,84zzzFNFN???? 615209yyy作出彎矩圖：圖 軸受力簡圖47二擋接合時：與一擋的方法類似。剛度校核同樣只需校核軸的撓度和轉(zhuǎn)角，而轉(zhuǎn)矩引起的扭轉(zhuǎn)變形不必核算。變速器從動齒輪為右旋，軸向力向著變速箱后端，則主減速器主動齒輪應(yīng)為右旋，軸向力方向才是向前端。 齒輪接觸強度計算齒輪接觸應(yīng)力最大時超出許用值并不影響齒輪嚙合傳動，計算載荷宜采用從動齒輪的平均計算轉(zhuǎn)矩。有了這些數(shù)據(jù)，便可細算具體詳細數(shù)據(jù)。末端銑出花鍵，套裝五擋齒輪并連接倒擋齒輪軸。為了注油和放油，設(shè)計有注油孔和放油孔，注油孔設(shè)計在潤滑油所在平面處，放油孔設(shè)計在殼體最低處。變速器操縱機構(gòu)因發(fā)動機橫向布置，變速箱也橫向布置，離座位較遠，所以只好采用遠距離操縱手動換擋。對該軸承，汽車前進時其只受徑向載荷，??汽車倒后時才受徑向與軸向載荷。查得該軸承組合的極限轉(zhuǎn)速 8500r/min，基本額定動載荷，基本額定靜載荷 。由前面的齒輪與軸的計算中已算得，各個擋位接合時的軸承受到的力，因為每個擋位使用的時間長短不同，故不能單單以軸承受到的最大載荷作為計算載荷，也不能以作用時間最長的載荷作為計算載荷。最終，選用的是串聯(lián)角接觸圖 倒擋軸彎矩圖38球軸承，代號 7306C/DT。1[]70Pa?倒擋中間齒輪承受雙向作用力，則軸受兩對徑向力、圓周力，且兩力方向的夾角不正好是直角，計算稍麻煩。1[]70MPa???把當(dāng)量直徑與所有有關(guān)數(shù)據(jù)代入式（）~（）進行剛度校核，最后算得的撓度與轉(zhuǎn)角為 ,??????????許用值為 ，校核通過。 ???? N???? ta1t73160F??? ，?求軸承支反力解得結(jié)果為 1269,0569yyzzNF?由此可畫出軸的彎矩圖：齒輪中心面左側(cè)彎矩最大，校核該側(cè)的彎曲應(yīng)力 22223()14.()?????????圖 四擋時軸彎矩圖35許用彎曲應(yīng)力 ，校核通過。[].~,[].~,[].2s cff三擋接合時：受力情況與上面一樣。再把所有有關(guān)數(shù)據(jù)代入式（）~（） ，最后算得的撓度與轉(zhuǎn)角為 ,??????????變速器軸的許用值為 ，校核[]5~[].~5,[] cfmrad??通過。一擋接合時： ???? N???? ta6t401F??? ，128lm28l求軸承支反力： 12ytF??2()tll?12zr2()zradFllF????圖 軸受力簡圖31解得結(jié)果為 1260,1047yyzzFN?由此可畫出軸的彎矩圖：齒輪中心面左側(cè)彎矩最大，校核該側(cè)的彎曲應(yīng)力 22223()19()?????????軸材料 40Cr，查文獻[5]表 151 知其許用彎曲應(yīng)力 ，校核通過。然后進行軸的精確尺寸確定。倒擋齒輪亦采用左旋，讓中間大軸承來承受軸向力，減輕末端軸承的載荷，延長其壽命。由于軸比較長，雙支承或會使剛度不足。圖 （b）中，亦要對比一擋齒輪齒頂圓直徑，算得為 ，相差不到 4mm，連 倍端面模數(shù)都不到，因此二擋齒輪亦要與軸做成一體。在軸末端，若倒擋小齒輪與軸分開，則軸徑不能大于 20mm，這么小的軸徑或許使其上的軸承承載能力相對很低，壽命短，因此還是與軸做成一體；一旦與軸做成一體，就要驗算它的齒頂圓直徑是否能允許其它齒輪順利裝上軸，計算其齒頂圓直徑 *2()aanadhdmhx???得出齒頂圓直徑為 。從第二章設(shè)計結(jié)果知，離合器從動盤轂的花鍵內(nèi)徑為 23mm，外徑為 29mm，因此從前端軸承能可靠定位角度看，前端的軸徑取得稍小于 23mm，查軸承手冊 [8]，軸徑取為20mm 正適合；支承在變速器殼體上的前端軸承公稱直徑需大于花鍵外徑 29mm，才能裝入輸入軸；對第一擋與倒擋主動齒輪，要驗證其齒根圓到鍵槽底部的距離不少于 倍端面模數(shù)，從上兩節(jié)的計算結(jié)果可算出這兩個齒輪的齒根圓直徑， *2()ffnadhdmcx????得出一擋小齒輪齒根圓直徑為 ，倒擋小齒輪齒根圓直徑為 。計算載荷取 。計算載荷取 。計算載荷取 。計算載荷取 。計算載荷同樣取 。計算載荷取變速器輸入軸的載荷一半，即取 。cos(cs)tnnn對于從動齒輪，它的圓周力、徑向力、軸向力分別與主動輪上的各力大小相等，方向相反。法向力 可分解為三個相互垂直的分力，NFNF即圓周力 、徑向力 及軸向力 。???新的傳動比為 ?下面計算相嚙合的兩個齒輪間的中心距：如圖 ， ，12AO2323圖 倒擋布置簡圖，圓整為11()????38mm；，圓整為22()????76mm；反算螺旋角的值，剛好以上兩式分別算出的值均為，??1948??主動齒輪與中間齒輪為不等變位齒輪傳動，嚙合角不等于標(biāo)準(zhǔn)壓力角 20 度，由下式可計算出 39。????主動齒輪齒數(shù)低于最小齒數(shù)，即要變位修正。新傳動比為 倒擋齒輪副由于倒擋不是經(jīng)常用到，取其螺旋角比前進擋的小些， 。齒數(shù)大于最小齒數(shù)，??27053??變位。齒數(shù)大于最小齒數(shù)，不必變位。代入式（）與（）聯(lián)合求得兩齒輪的齒數(shù)，經(jīng)過圓整得小齒輪齒數(shù) 12，大齒輪齒數(shù) 41。而小齒輪齒寬通常比大齒輪略大些，防止因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位，導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒工作載荷。乘用車的兩軸式變速器齒輪螺旋角選用范圍在 20~25 度之間。齒輪參數(shù)齒輪模數(shù)取較小值可增加齒數(shù)與重合度，并較少噪聲；模數(shù)較大則可使質(zhì)量小些；對乘用車而言，減少噪聲有更重要的意義，因此模數(shù)應(yīng)選小的值。這里取上限值80mm，使后續(xù)的軸徑與齒輪大小有個寬限范圍。 基本參數(shù)選取中心距 A對兩軸式變速器而言，中心距是指輸入軸與輸出軸之間的距離。為使換擋便利，符合小轎車應(yīng)讓大多數(shù)人都能駕駛的原則，故換擋機構(gòu)采用同步器；第一章中確定了變速器為 5 擋，前進擋若都采用同步器，則將有一個同步器只接合一個前進擋，于是考慮倒擋亦采用同步器，剛好三個同步器接合六個擋位；如此，倒擋齒輪就是常嚙合齒輪副，兩軸路線中加入一個傳動齒輪；同步器均設(shè)19置在輸出軸上。分離軸承及機構(gòu)本離合器選用了拉式非調(diào)心式分離軸承，操縱機構(gòu)采用液壓式操縱機構(gòu)，其摩擦阻力小、傳動效率高、質(zhì)量小、布置方便、接合柔和，工作不受車身或車架變形及發(fā)動機的影響，便于遠距離操縱。18對傳動片進行校核。C，大于計算溫升。（4）阻尼摩擦片厚度 。 齒厚 t/有效齒長 ml/10 29 23 4 25使用公式 進行剪切強度校核，其中 為花鍵的側(cè)面壓力（N） ；hlP?壓?P ，其中 、 分別為花鍵的內(nèi)外徑（m） ；Z 為從動盤轂數(shù)；dDTep????max4?d17n 為花鍵的齒數(shù)； 為花鍵的有效長度（m） ；h 為花鍵的工作高度l () m?????有 ?? ?壓材料許用擠壓應(yīng)力 20Mpa，大于計算應(yīng)力。??3~12? 其它部件結(jié)構(gòu)設(shè)計從動盤（1）從動盤轂一般采用齒側(cè)對中的矩形花鍵，花鍵之間為動配合。2ll???工作變形量 39。jT16總?cè)?shù) 1(.5~2).n??旋繞比 ，????上面以算出每根彈簧工作壓力 F=，則其最大剪切應(yīng)力。彈簧絲直徑 d 一般在 3~4mm，取為 3mm。按經(jīng)驗公式 ，2/)~6(0dR?考慮減小彈簧力，取 45mm。扭轉(zhuǎn)角剛度 ?k扭轉(zhuǎn)角剛度定義為 210joKZR??按經(jīng)驗公式初選 ，取為 ，以減少減振彈簧線369jkTNm???90/Nrad?剛度 K。jTnTj?極限轉(zhuǎn)矩 jT當(dāng)減振器傳遞的極限轉(zhuǎn)矩 與汽車驅(qū)動輪的最大附著力矩 相等時，傳動系的j max?動載荷為最?。蝗? ，系統(tǒng)將會產(chǎn)生沖擊載荷；若 ，則會增大減振器的jmax? jT角剛度，使傳動系動載荷有所增大。B ??)ln(1121 )(1 rRrRhrRr???? ??????? 此時即有 ?????11122 22ln13 1 rRrhrRrrRHrREhFrBf ????????? ??????? ??????由上面選取的工作點 C 知 ，則求得 ，????367BMpa?1500Mpa。39。摩擦片??總的最大磨損量： 0SZc???式中： 為摩擦片總的工作面數(shù)，對于單片： ；2?cZ為每一摩擦工作面最大允許磨損量，可取0 ?????工作點 A 取工作點 C 取 ，對應(yīng)的彈簧力為 3747N。 膜片彈簧尺寸基本尺寸有：（1）H自由狀態(tài)下碟簧部分的內(nèi)截錐高度 （2）h膜片彈簧鋼板厚度 （3）R自由狀態(tài)下碟簧部分大端半徑 （ 4）r自由狀態(tài)下碟簧部分小端半徑 （5） 壓盤加載點半徑 （6） 支承環(huán)加載點半徑 （7） 膜片彈簧小端內(nèi)半徑 1R1r 0r（8） 分離軸承作用半徑 （9）切槽寬度 、 及半徑 。單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩 ()(0)ccTNZd???????????小于許用值 ?單位摩擦面積滑磨功 （）??24WwZDd???——汽車起步時離合器接合一次所產(chǎn)生的總滑磨功，根據(jù)下式計算 （）22022eargnmi???????為汽車總質(zhì)量，1105kg； 為輪胎滾動半徑，近似以靜半徑代入，a r10； 為汽車起步時所用變速器擋位傳動比， ； 為主減速器傳動比，gi 0i； 為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，乘用車取 2022r/min。但經(jīng)過設(shè)計驗算，該尺寸不僅使結(jié)構(gòu)布置困難，而且單位面積滑磨功很大。0p 0p摩擦因數(shù) 、摩擦面數(shù) 、摩擦間隙fZt?摩擦因數(shù)取決于摩擦片所用的材料及其工作穩(wěn)定、單位壓力荷花磨速度等因素。后備系數(shù) ?小轎車的離合器尺寸應(yīng)盡可能小，操縱應(yīng)輕便， 不宜選得太大；汽車總質(zhì)量越?小， 值越??；發(fā)動機缸數(shù)越少，轉(zhuǎn)矩波動越大， 值越大；膜片彈簧由于磨后壓力保持較穩(wěn)定， 值可小些；單片離合器 值小于雙片。膜片彈簧支承采用單支承環(huán)形式，以提高安裝精度，減少離合器蓋的制造精度。對乘用車而言，發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩不大，離合器通常只設(shè)有一片從動盤。最后得到的結(jié)果如表 。?變速器最大傳動比也可以確定了，參照式子（） ，可計算出來。?有了主減速器傳動比 后，就可根據(jù)上面講述的方法確定變速器最小傳動比。根據(jù)文獻[3]第三章第五節(jié)介紹，在動力裝置其它參數(shù)不變的條件下，主減速器傳動比值較大時，加速時間較短但燃油經(jīng)濟性下降；主減速器傳動比值較小時，加速時間延長但燃油經(jīng)濟性改善。汽車主要是用較高擋位行駛，所以較高擋位相鄰兩擋間的傳動比的間隔應(yīng)小些。各擋傳動比的選擇選定汽車的最小傳動比 、最大傳動比 及傳動系的擋位數(shù)后，就要確定中間minmaxi各擋的傳動比。討論最大爬坡度時，車速很低，近似等速，所以，空氣阻力和加速阻力均可忽略,汽車行駛方程式可寫為　 max10maxmaxcosintqgTiGfr????圖 最小傳動比與最高車速的關(guān)系5即 maxax10(cosin)gtqTGfri????（）式中 ——最大爬坡角度， ；??——車輪滾動半徑，m。其中 確定的功率曲線在最大功率點與常見阻01203ii?02i力功率曲線相交，對應(yīng)的車速為 ，驅(qū)動功率最大點對應(yīng)的車速為 ，max2u 2pu； 確定的功率曲線在最大功率點右側(cè)與常見阻力功率曲線相交，對應(yīng)的max2pu?01i車速為 ,驅(qū)動功率最大點對應(yīng)的車速為 ， ；由 確定的功率曲線在a3 1pmax31pu?03i最大功率點左側(cè)與常見阻力功率曲線相交，對應(yīng)的車速為 ,驅(qū)動功率最大點對應(yīng)的ax車速為 ， 。 各級傳動比的計算因為傳動系的離合器、變速器部分都涉及到傳動比的計算，所以把變速器傳動比與主減速器比放在設(shè)計初始處設(shè)計計算。當(dāng)發(fā)動機轉(zhuǎn)速超過 6000rpm 時，其動力性與燃油經(jīng)濟性都會惡化，所以絕大多數(shù)情況下都不會使轉(zhuǎn)速超過 6000rpm，即可將 6000rpm 定為最大轉(zhuǎn)速（可適當(dāng)超出少許） 。因此，我們需要先有輛樣本汽車的數(shù)據(jù)，才能繼續(xù)進行設(shè)計。差速器錐齒輪尺寸數(shù)據(jù)也是在 Excel 中計算而得的。雖然現(xiàn)代設(shè)計方法是當(dāng)今機械設(shè)計業(yè)的主流，但它都是從傳統(tǒng)設(shè)計中發(fā)展出來的，懂得了傳統(tǒng)的設(shè)計方法，才能學(xué)懂現(xiàn)代設(shè)計方法。傳統(tǒng)機械設(shè)計方法有理論設(shè)計法、經(jīng)驗設(shè)計法和模型實驗設(shè)計法；近幾十年來發(fā)展起來了現(xiàn)代設(shè)計方法，常見的有計算機輔助設(shè)計、優(yōu)化設(shè)計、可靠性設(shè)計、并行設(shè)計、參數(shù)化設(shè)計等等。但上坡時汽車質(zhì)量后移，使前驅(qū)動輪的附著質(zhì)量減小，驅(qū)動輪易打滑；下坡制動時則由于汽車質(zhì)量前移，前輪負荷過重，高速時易發(fā)生翻車現(xiàn)象?！猂R：即發(fā)動機后置、后輪驅(qū)動。設(shè)計傳動系，即是設(shè)計這幾個總成的參數(shù)，使得各部分總成與發(fā)動機和整車協(xié)調(diào)匹配，且具有一定的壽命，以滿足消費者對汽車性能的需求。傳動系具有減速、變速、倒車、中斷動力、輪間差速和軸間差速等功能，與發(fā)動機配合工作，能保證汽車在各種工況條件下的正常行駛，并具有良好的動力性和經(jīng)濟性。汽車底盤傳動系設(shè)計畢業(yè)論文目 錄1 緒論 ...................................................................12 汽車傳動系參數(shù)的確定 .........................