【正文】 三 摩擦錐面平均半徑 R R設(shè)計(jì)得越大則摩擦力矩越大 R往往受結(jié)構(gòu)限制包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制以及 R 取大以后還會(huì)影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束故不能取大原則上是在可能的條件下盡可能將 R 取大些本次設(shè)計(jì)中采用的 R 為 50～ 60mm 四 錐面工作長(zhǎng)度 b 縮短錐面工作長(zhǎng)度便使變速器的軸向長(zhǎng)度縮短但同時(shí)也減少了錐面的工作面積增加了單位壓力并使磨損加速設(shè)計(jì)時(shí)可根據(jù)下式計(jì)算確定 51 設(shè)計(jì)中考慮到降低成本取相同的 b 取 5mm 五 同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均 半徑一樣同步環(huán)的徑向厚度要受機(jī)構(gòu)布置上的限制包括變速器中心距及相關(guān)零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制不宜取很厚但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強(qiáng)度 轎車(chē)同步環(huán)厚度比貨車(chē)小些應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成可提高材料的屈服強(qiáng)度和疲勞壽命貨車(chē)同步環(huán)可用壓鑄加工段造時(shí)選用錳黃銅等材料有的變速器用高強(qiáng)度高耐磨性的鋼配合的摩擦副即在鋼質(zhì)或球墨鑄鐵同步環(huán)的錐面上噴鍍一層鉬厚約 03～ 05mm 使其摩擦因數(shù)在鋼與銅合金摩擦副范圍內(nèi)而耐磨性和強(qiáng)度有顯著提高也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面噴上厚 007～ 012mm的 鉬制成噴鉬環(huán)的壽命是銅環(huán)的 2～ 3 倍以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅還可以提高同步環(huán)的強(qiáng)度 本設(shè)計(jì)中同步器徑向?qū)挾热?105mm 六 鎖止角 鎖止角選取的正確可以保證只有在換檔的兩個(gè)部分之間角速度差達(dá)到零值才能進(jìn)行換檔影響鎖止角選取的因素主要有摩擦因數(shù)擦錐面的平均半徑 R 鎖止面平均半徑和錐面半錐角已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在 26176?！?8176。 m 為 保證設(shè)計(jì)的合理性軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系因此軸的直徑 d與軸的長(zhǎng)度 L 的關(guān)系可按下式選取 第一軸和中間軸 dL 第二軸 dL 對(duì)于本設(shè)計(jì)前面算過(guò) 5 檔變速器殼體的軸向尺寸取 28A則 L 243mm 中間軸支承間的距離略小于變速器殼體的軸向尺寸 L 可近似取 235mm 參與計(jì)算 中間軸 dL 39235≈ 017 滿足設(shè)計(jì)要求 第二軸支承間的距離通常由經(jīng)驗(yàn)公式確定 L 支 L 殼－ 2b1 L 支 235－ 2 21 193mm 第二軸 dL 39193≈ 020 滿足設(shè)計(jì)要求 第二 節(jié) 軸的校核 一 第一軸的剛度與強(qiáng)度校核 1 軸的剛度驗(yàn)算 對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角前者使齒輪中心距發(fā)生變化破壞了齒輪的正確嚙合后者使齒輪相互歪斜如下圖所示致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻 初步確定軸的尺寸以后可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力必須先求第二軸的支點(diǎn)反力擋位不同不僅圓周力徑向力和軸向力不同而且力到支點(diǎn)的距離也有變化所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)擋位都進(jìn)行驗(yàn)算驗(yàn)算時(shí)將軸看做鉸接支承的梁作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》有關(guān) 公式計(jì)算計(jì)算時(shí)僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角第一軸常嚙合齒輪副因距離支承點(diǎn)近負(fù)荷又小通常撓度不大故可以不必計(jì)算變速器齒輪在軸上的位置如上圖所示時(shí)若軸在垂直面內(nèi)撓度為在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為則可分別用下式計(jì)算 43 44 45 圖 4x 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 式中 齒輪齒寬中間平面上的圓周力 N 齒輪齒寬中間平面上的徑向力 N E彈性模量 MPaE MPa I慣性矩對(duì)實(shí)心軸 d 為軸的直徑花鍵處按平均直徑計(jì)算 ab為齒輪坐上的作用力距支座 AB 的距離 L支座之間的距離 對(duì)于本例由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大因此只需要驗(yàn)算中間軸上常嚙合齒輪處的強(qiáng)度和剛度即可變速器軸向尺寸 L＝ 243mm 取 a 29mm 則 b La 214mm 帶入到式 4344 及 45 得 故軸的全撓度為安裝齒輪軸的許用轉(zhuǎn)角為 0001～ 0002 rad 00001rad 符合剛度要求 2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力徑向力及軸向力可按下式求出 46 47 48 式中 至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比此處為 d 計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑 mm 為 975mm 節(jié)點(diǎn)處的壓力角為 20176。 mmd 為節(jié)圓直徑 應(yīng)力集中系數(shù)可近似取 165 摩擦力影響系數(shù)主動(dòng)齒輪取 11 從動(dòng)齒輪取 09 b齒寬 mm t端面齒距 mm t m m 為模數(shù) mm 圖 31 齒形系數(shù)圖 y齒形系數(shù)如 圖 31 所示 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)一檔倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400～ 850MPa 貨車(chē)可取下限承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限 對(duì)于本例 Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Te根據(jù)傳動(dòng)比換算到一檔的值已知 Te 1900000Nmm 代入下式 32 得 Tg 352857 Nmm 一檔直齒圓柱齒輪齒寬 b 20mm 代入式 31 解得 彎曲應(yīng)力在 400～ 850MPa 之間可 以滿足要求倒檔軸上的倒檔直齒齒輪與一檔齒輪基本相同且不承受交變載荷同樣適用 2 斜齒輪彎曲應(yīng)力 33 式中 Tg為計(jì)算載荷 Nmm 為法面模數(shù) mm z為齒數(shù)β為斜齒輪螺旋角 176。 小螺旋角 壓力角較小時(shí)重合度大傳動(dòng)平穩(wěn)噪聲低較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度對(duì)轎車(chē)為加大重合度已降低噪聲取小些對(duì)貨車(chē)為提高齒輪承載力取大些在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取 20176。 一般貨車(chē) GB135678 規(guī)定的齒形 20176。 15176。多尼斯 VanDoornes 發(fā)明無(wú)級(jí)變速系統(tǒng)不像手動(dòng)變速器或自動(dòng)變速器那樣用齒輪變速而是用兩個(gè)滑輪和一個(gè)鋼帶來(lái)變速其傳動(dòng)比可以隨意變化沒(méi)有換檔的突跳感覺(jué)它能克服普通自動(dòng)變速器突然換檔油門(mén)反應(yīng)慢油耗高等缺點(diǎn)通常有些朋友將自動(dòng)變速器稱(chēng)為無(wú)級(jí)變速器這是錯(cuò)誤的雖然它們有著共同點(diǎn)但是自動(dòng)變速器只有換檔是自動(dòng)的但它的傳動(dòng)比是有級(jí)的也就是我們常說(shuō)的檔一般自動(dòng)變速器有 2～ 7 個(gè)檔而無(wú)級(jí)變速器能在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)速比的無(wú)級(jí)變化并選定幾個(gè)常用的速比作為常用的檔裝配該技術(shù)的發(fā)動(dòng)機(jī)可在任何轉(zhuǎn)速下自動(dòng)獲得最合適的傳動(dòng)比 從市場(chǎng)走向來(lái)看雖然無(wú)級(jí)變速器是一個(gè)技術(shù)分量比較高的部件但是也已經(jīng)走進(jìn)了普通轎車(chē)的身體 之中廣本兩廂飛度每個(gè)排量都有一款配置了 CVT 無(wú)級(jí)變速器既方便又省油且售價(jià)也僅在 968～ 1168 萬(wàn)元而且奇瑞汽車(chē)銷(xiāo)售公司表示無(wú)級(jí)變速器型年底上市看來(lái)無(wú)級(jí)變速器在中檔車(chē)中的運(yùn)用將越為廣泛 本設(shè)計(jì)是以東風(fēng)本田 CRV 的某些參數(shù)為依據(jù)而開(kāi)展的設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)如下 主減速比 45 全 長(zhǎng) 含備用胎 4700mm 最高車(chē)速 ≥ 140kmh 全 高 空載 1880mm 輪胎型號(hào) 22565R17 最小離地間隙 ≥ 200mm 最大扭矩 190Nm4000 接近角 405176。 最大功率 90kw4300 離去角 265176。 16176。 20～ 30176。嚙合套或同步器取 30176。 Kσ為應(yīng)力集中系數(shù) Kσ 15y為齒形系數(shù)可按當(dāng)量齒數(shù)在圖 31中查得 Kε為重合度影響系數(shù) Kε 2 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)對(duì)轎車(chē)常嚙合齒輪和高檔齒輪的許用應(yīng)力在 180～ 350MPa 范圍對(duì)貨車(chē)為 100～ 250MPa 對(duì)于本例常嚙合齒輪計(jì)算載荷 Tg 取 作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 Te已知 Te 190000Nmm 齒寬為 b 20 代入式 431 解得 滿足彎曲應(yīng)力要求 二 齒輪接觸應(yīng)力 34 式中 齒輪的接觸應(yīng)力 MPa F齒面上的法向力 N 圓周力在 N 為計(jì)算載荷 Nmm d 為節(jié)圓直徑 mm 節(jié)點(diǎn)處的壓力角176。 螺旋角為 30176。 6176。～ 46176。時(shí)就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象本次設(shè)計(jì)中采用的錐角均為取 7176。 mm 代入上式可得 水平面 ab b 2679N 水平面內(nèi)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(xiǎn)截面所受的合成彎矩為 49 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 MPa 為軸的直徑為 39mm 410 將代入上式可得在低檔工作時(shí) [] 400MPa 因此有 []符合要求 第五章 變速器同步器的設(shè)計(jì) 第一節(jié) 同 步器的結(jié)構(gòu) 在前面已經(jīng)說(shuō)明本設(shè)計(jì)所采用的同步器類(lèi)型為鎖環(huán)式同步器其結(jié)構(gòu)如下圖所示 圖 51 鎖環(huán)式同步器 19變速器齒輪 2滾針軸承 38結(jié)合齒圈 47鎖環(huán)同步環(huán) 5彈簧 6定位銷(xiāo) 10花鍵轂 11結(jié)合套 如圖 51 此類(lèi)同步器的工作原理是換檔時(shí)沿軸向作用在嚙合套上的換檔力推嚙合套并帶動(dòng)定位銷(xiāo)和鎖環(huán)移動(dòng)直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止之后因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差致使在錐面上作用有摩擦力矩它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過(guò)一個(gè)角度并滑塊予以定位接下來(lái)嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒 端的鎖止面接觸圖 52b 使嚙合套的移動(dòng)受阻同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)換檔的第一階段結(jié)束換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上并使摩擦力矩增大與此同時(shí)在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近在角速度相等的瞬間同步過(guò)程結(jié)束完成換檔過(guò)程的第二階段工作之后摩擦力矩隨之消失而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位兩鎖止面分開(kāi)同步器解除鎖止?fàn)顟B(tài)接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過(guò)鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合圖 52d 完成同步換檔 圖 52 鎖環(huán)同步器工作原理 第二節(jié) 同步環(huán)主要參數(shù)的確定