某型汽車手動變速箱的仿真設(shè)計

1緒論現(xiàn)代汽車一般采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機提供動力，而汽車在起步、加速、上坡等等過程中，其需要的扭矩和速度都在發(fā)生很大的變化，但是發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，另外，發(fā)動機是只能是朝著一個方向，不能單獨實現(xiàn)倒檔功能，所以一個性能好的發(fā)動機必須配備性能優(yōu)良匹配的變速器才能使車輛的性能很好的表達出來，變速器的主要功能為：(l)在復(fù)雜工況下，通過改變汽車傳動比,從而使發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速發(fā)生改變，使發(fā)動機時刻處于最有利的工況下工作；(2)實現(xiàn)汽車的倒退行駛；(3)可以中斷動力傳輸。隨著近年來車輛密度的不斷增大，車輛對操作性、動力性，經(jīng)濟性，環(huán)保等方面的要求越來越高，這些都離不開變速器技術(shù)方面的開展，研究與發(fā)動機優(yōu)配，工作效率高，操作方便，工作可靠的變速器的意義就十分重大了。1.手動變速器手動變速器，駕駛者通過操作變速箱操作桿來控制不同齒輪組的嚙合，根據(jù)不同道路行駛工況下汽車速度和扭矩的大小，通過換擋操作桿控制軸上的不同大小齒輪的嚙合，從而得到不同的轉(zhuǎn)速比，使發(fā)動機在有利的工況下工作。由于鎖止機構(gòu)和互鎖機構(gòu)的作用，駕駛?cè)嗽趽Q擋時，必須要先踩下離合器踏板，而在變速箱處于某一檔位下工作時，不能自動跳到另一檔位。手動擋汽車對駕駛?cè)笋{駛技術(shù)要求較高，但其對汽車的操縱感強，更有駕駛的樂趣，而且相對而言更加省油一點。手動變速箱根據(jù)檔位可以分為四檔，五檔變速箱等等，現(xiàn)在市場上常見的手動變速箱是中間軸式五檔變速箱。自動變速器可以根據(jù)節(jié)氣門踏板的變化自動進行變速，不需要人為操縱變速桿的動作，減少了駕駛?cè)碎_車途中的很多頻繁的換擋操作，它是通過液壓油路控制對應(yīng)的行星齒輪機構(gòu)進行變速。目前市場上最常見的自動變速器是液力自動變速器。無級變速器的結(jié)構(gòu)簡單，小巧，它可以使傳動比任意自由改變，實現(xiàn)無級變速，它能克服突然換擋，節(jié)氣門反響慢、油耗高等缺點。手自一體變速器首先在保時捷車型上應(yīng)用，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛。此型車在其檔位上設(shè)有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可像手動擋一樣自由變換檔位。手自一體變速系統(tǒng)可以使用手動檔來提供駕駛樂趣，使用自動檔減輕操作量，減少駕駛疲勞。DSG變速器，由兩組離合器相互配合共同控制發(fā)動機動力的傳輸，不會再駕駛者換擋時產(chǎn)生動力短暫中斷的現(xiàn)象，結(jié)合了手動變速器和自動變速器兩者的優(yōu)點，既節(jié)油、駕駛舒適又滿足駕駛的運動感要求。1.鑒于國內(nèi)的經(jīng)濟狀況，手動檔變速器，自動檔變速器都有很大的發(fā)張的空間。2.鑒于國內(nèi)市場的多樣性，各種變速器都有其開展的空間，在某個領(lǐng)域內(nèi)占據(jù)自己一定的市場。3.從長遠開展的角度看，雙離合變速器結(jié)合了手動變速器和自動變速器各自的優(yōu)點，其技術(shù)值得我國大力研究。本文首先在了解手動變速器的主要零部件及其工作原理的情況下，首先對變速箱的軸、齒輪、換擋機構(gòu)等進行布置，然后根據(jù)與該變速箱匹配的發(fā)動機輸入的最大扭矩，轉(zhuǎn)速等，確定各個擋位適宜的傳動比，通過計算，定下變速箱的中心距和軸向尺寸，再對軸，齒輪等零件的參數(shù)進行合理選擇，使得汽車的動力性和經(jīng)濟性到達好的效果，最后對手動變速箱的零件圖進行三維繪制，并進行裝配，進行操作演示，進行仿真分析。2手動變速箱的主要參數(shù)選擇此變速箱定于和微型商用車汽車上面的發(fā)動機相配合工作，參考一些商用車數(shù)據(jù)，暫定該微型商用車的根本參數(shù),其最大轉(zhuǎn)矩169N.M，最大功率為60KW,發(fā)動機布置成前置后驅(qū)。手動變速器的兩種形式主要是直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。斜齒輪以其運轉(zhuǎn)平穩(wěn)、使用壽命長等優(yōu)點，廣泛應(yīng)用在各類汽車中，本次設(shè)計中，因為倒檔齒輪實際工況轉(zhuǎn)速低,承受的轉(zhuǎn)矩小,使用頻率低,故其可選用直齒圓柱齒輪，而對于其它齒輪，其工作環(huán)境惡劣，受載復(fù)雜，采用斜齒圓柱齒輪。本文設(shè)計采用中間軸式變速器，第一軸上的小齒輪做成齒輪軸的形式，中間軸采用旋轉(zhuǎn)式結(jié)構(gòu),該軸由前后兩端的滾動軸承支承，輸出軸上常嚙合被動齒輪與軸過盈配合。第一軸的前端采用向心球軸承，后端用滾針軸承與第二軸連接，第二軸前端用帶止動槽的向心球軸承,后端用向心球軸承，使其能承受向外的軸向力，中間軸的前后端都用向心球軸承與變速器殼體座相連。最后還需要計算軸承的壽命，并對其進行驗算。倒檔和一檔齒輪采用直齒輪嚙合換擋，結(jié)構(gòu)復(fù)雜、本錢高和同步環(huán)使用壽命短等問題都廣泛存在同步器中，但同步器可以輕便無沖擊地換檔，大幅提高延長齒輪傳動的壽命，因此對汽車的性能有著很大的提升，汽車手動變速器的換檔機構(gòu)廣泛采用同步器的結(jié)構(gòu)型式，3汽車變速器的設(shè)計3.1.1檔數(shù)和各檔傳動比手動變速器的檔數(shù)范圍可以再3～20內(nèi)，手動變速箱相鄰檔位之間的傳動比最好在不高于1.8，而高檔相鄰檔位的比值要求更小，因為汽車行駛時，高檔的操作更加平凡，這有利于使頻繁操作高檔時，換擋工作容易進行。這里的變速器的擋數(shù)取五擋，在五檔變速器中，五檔為超速擋，四檔為直接擋，四擋以下的檔位為減速擋。各檔傳動比之間按照幾何級數(shù)變化。參考一般汽車變速器的傳動比大小，初步確定各檔傳動比值。表3-1各檔傳動比檔位一二三四五倒檔傳動比3.1.2中心距本文選的中間軸式變速箱的中心距是中間軸和第二軸之間的距離，其大小會影響中間軸和第二軸上的齒輪接觸的面積及受力大小，從而使輪齒的接觸強度受到影響。根據(jù)公式：A=Ka×(Temax×i1×ηg)1/3〔3-1〕其中：Ka中心距系數(shù)(貨車取8.6-9.6)Temax發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩,取值169牛米Iηg初選中心距A=75mm3.1.3變速器的軸向尺寸本設(shè)計微型商用車手動變速器的軸向尺寸可參考中心距的大小來初定其數(shù)據(jù)：四檔：(2.2-2.7)A五檔：(2.7-3.0)A六擋:〔3.0-3.4〕A因此，五檔變速器的軸向尺寸大致為202.5mm-225mm。3.2.1齒輪參數(shù)確實定根據(jù)齒輪所受載荷的大小，參考《機械設(shè)計》直齒輪和斜齒輪的取值，所有斜齒輪的模數(shù)均取m=4。標準壓力角取國標規(guī)定的20，所以變速器齒輪的壓力角普遍采用20。變速器斜齒輪的螺旋角一般為10-30，取值24。設(shè)計時，可以使中間軸上的斜齒輪采用右旋，另外兩邊齒輪采用左旋，兩者相互抵消。斜齒:b=Kcm,Kc為齒寬系數(shù)，取～8直齒:b=Kcm，Kc取為6.0～8.5；均可取值為7。圖3-1變速器傳動方案示意圖(1)一檔齒輪齒數(shù)計算(3-2)(3-3〕求得Zh=34，去Z9=21，那么Z10=13確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)：常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即取整得Z1=11,Z2=23,i1=3.38。(2)前進檔齒輪齒數(shù)Z7+Z8=2ACOSB由上可得取整得:Z7=18,Z8=16同理依次可以求得其他齒輪的齒數(shù)：Z3=9,Z4=25,Z5=14,Z6=20。(3)倒檔齒輪齒數(shù)的分配計算倒擋齒輪Z13初選Z13=21,Z12=14,取Z11=11，那么：12和11的之間應(yīng)保持0.5mm以上的間隙，那么齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)該為：計算倒擋軸和第二軸的中心距:計算倒擋傳動比:3.2.2變速器齒輪損壞的主要形式及原因輪齒折斷：齒輪在沖擊載荷、重復(fù)載荷日復(fù)一日的作用下，齒輪出現(xiàn)疲勞裂痕，漸漸地擴大，最后發(fā)生折斷，這種斷裂形式在變速器抵擋齒輪中比擬常見，因為其齒數(shù)少，齒根強度較弱。齒面點蝕：節(jié)圓頂部齒面長期在脈動的接觸應(yīng)力作用下會產(chǎn)生大量小麻點。齒輪長期在接觸應(yīng)力的作用下，產(chǎn)生一些裂紋，又在齒輪嚙合工作時的相互擠壓作用，裂紋脫落，產(chǎn)生好多小麻點。齒面膠合：一些高速重載齒輪，齒輪之間的受力太大，或者速度太快，使齒輪產(chǎn)生高溫，破壞了齒輪之間的潤滑油膜，從而使得嚙合的齒輪齒面與齒面之間產(chǎn)生相互粘結(jié)在一起。齒輪的材料：變速器齒輪受力條件復(fù)雜，經(jīng)常在各種交變載荷，靜載荷等惡劣條件下工作，其材料必須符合相關(guān)強度和硬度標準，其材料多采用滲碳合金鋼，并經(jīng)過相關(guān)熱處理，使其各種性能到達相關(guān)要求。3.2.3變速器齒輪強度校核計算汽車變速器齒輪強度可以由以下公式求得：計算各軸轉(zhuǎn)矩：輸入軸==169×99%×96%=N.m中間軸==×0.96×0.99×23/11=N.m輸出軸1擋=×0.96×0.99×21/13=N.m2擋=×0.96×0.99×18/16=N.m3擋=×0.96×0.99×14/20=N.m5擋=×0.96×0.99×9/25=N.m倒擋×××1.斜齒輪的彎曲應(yīng)力(1)直齒輪彎曲應(yīng)力：(3-4)式中：—彎曲應(yīng)力〔MPa〕；Tg—計算載荷〔N.mm〕；—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；齒形系數(shù)如下列圖，可以查得：圖3-2齒形系數(shù)圖最大轉(zhuǎn)矩加載到變速器一軸上時，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力取值范圍為：400~800MPA。如果在雙向交變載荷的作用下可取其下限。計算倒檔齒輪的彎曲應(yīng)力：(2)斜齒輪彎曲應(yīng)力(3-5)式中：—計算載荷〔N.mm〕；—法向模數(shù)〔mm〕；Z—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角〔°〕；—應(yīng)力集中系數(shù)，查表可得：1.50；y—齒形系數(shù)，—齒寬系數(shù)7.0；—重合度影響系數(shù)，2.0。當計算載荷為最大轉(zhuǎn)矩Temax，加載到變速器第一軸上，乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用應(yīng)力的范圍是180～350MPa。計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力：計算9,10齒輪的應(yīng)力：同理可求得其他斜齒輪的彎曲應(yīng)力。表3-2各檔齒輪彎曲應(yīng)力檔位彎曲應(yīng)力MPa直接擋MPa<100～250MPaMPa<100～250MPa一檔MPa<100～250MPaMPa<100～250MPa二檔MPa<100～250MPaMPa<100～250MPa三檔MPa<100～250MPaMPa<100～250MPa五檔MPa<100～250MPaMPa<100～250MPa倒檔MPa<400～850MPaMPa<400～850MPaMPa<400～850MPa2.輪齒接觸應(yīng)力計算〔3-6〕式中：-輪齒的接觸應(yīng)力〔MPa〕；Tg—計算載荷〔N.m〕；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點處壓力角〔°〕；—齒輪螺旋角〔°〕；E—齒輪材料的彈性模量〔MPa〕；b—齒輪接觸的實際寬度(mm)；、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪,斜齒輪分別為：、，、Rz-主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)?！?04N·，齒寬b=7×4=28mm。計算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力：同理可求得其他齒輪的接觸應(yīng)力，如下表表3-3各檔齒輪接觸應(yīng)力擋數(shù)接觸應(yīng)力MPa一檔MPa<1900～2000MPaMPa<1900～2000MPa二檔MPa<1300～1400MPa8:1037MPa<1300～1400MPa三檔MPa<1300～1400MPaMPa<1300～1400MPa四檔MPa<1300～1400MPaMPa<1300～1400MPa五檔MPa<1300～1400MPaMPa<1300～1400MPa倒檔MPa<1300～1400MPaMPa<1300～1400MPaa<1900～2000MPa一擋齒輪9，10的受力:表3-4各檔齒輪受力齒輪Ft〔N〕Fr(N)Fa(N)1234567891011123.3變速器軸、軸承等零件的設(shè)計計算3.3.1軸類設(shè)計設(shè)計汽車速器軸時主要考慮軸的結(jié)構(gòu)形狀，直徑長度，軸上的花鍵形式和尺寸，最后對軸的強度和剛度進行校核。一軸初選直徑：〔3-7〕d中間軸跟第二軸初選直徑:d=(0.45-60)A變速器中心距A=75mm軸的支承距離與最大直徑的關(guān)系：第一軸和中間軸：第二軸：故第一軸的支承長度為L1=133.33～150.0mm,第二軸的支承受長度為L2=238.10～277.78mm,中間軸的支承長度為L=277.78～312.5mm。分別算出各軸的垂直面撓度，水平面撓度，轉(zhuǎn)角和全撓度?！?-8〕〔3-9〕(3-10〕(3-11)(1)第一軸常嚙合齒輪副可以不用計算，因為其距離支撐點近，負荷又小，所以撓度不大。(2)二軸受力圖：aabLδFr圖3-3二軸受力圖代入公式計算可得：表3-5二軸各擋齒輪饒度一檔齒輪9二檔齒輪7三檔齒輪5五檔齒輪3倒檔齒輪11許用值fcfsFΔ(3)中間軸受力圖aabLδFr圖3-4中間軸受力圖代入公式計算可得：表3-6中間軸各檔齒輪饒度一檔齒輪10二檔齒輪8三檔齒輪6五檔齒輪4常嚙合齒輪倒檔齒輪12許用值fcfsfδ4．軸的強度計算(1)一軸常嚙合齒輪副，負荷小，離支點也近，饒度小，可以不要計算。(2)第二軸的受力分析圖如下：圖3-5二軸受力圖由圖可知，因為一檔的饒度最大，所以只要校核一檔時的強度。a.求水平面內(nèi)支反力RHA、RHB和彎矩MHC+= 〔3-12〕〔3-13〕由以上兩式可得RHA=N，RHB=N，MHC=N.mb.求垂直面內(nèi)支反力RVA、RVB和彎矩MVC+=〔3-14〕〔3-15〕求得：RVA=N，RVB=N，MVC左邊=N.mm，MVC右按照第三強度理論公式：c.中間軸圖3-6中間軸受力圖倒檔齒輪跟常嚙合齒輪饒度最大，校核其強度。水平面內(nèi)：++=〔3-16〕〔3-17〕由以上兩式可得：RHA=N，RHB=N，MHC=N.mm，MHD=N.mm垂直平面內(nèi)：+=+〔3-18〕(3-19〕RVA=2206.N,RVB=5896.61N,MVCz=152574.78N.mm由第三強度理論公式：3.3.2軸承與平鍵的選擇與計算第一軸的前端用向心球軸承，后端用滾針軸承。第二軸前端選用帶止動槽的向心球軸承,后端用向心球軸承，中間軸前后端都選用向心球軸承。2.變速器軸承的壽命計算(1)一軸的計算fp為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機械設(shè)計原理與設(shè)計》，取1.2。軸承壽命Lh:為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。(2)二軸的計算一檔時傳遞的軸向力最大，按同樣方法計算可得：(3)中間軸的計算初選軸承型號：由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號32007，查《機械設(shè)計實踐》該軸承的Co=592000N，Cr=432000N，e=0.44，預(yù)期壽命Lh=30000h?！ぐ赐瑯臃椒ㄓ嬎憧傻茫?.平鍵的選擇和計算中間軸上選用花鍵，公稱尺寸12×6(mm)，L=56mm，d=40mm。其中，l為鍵的工作長度,A型，l=L-b〔mm〕,k為鍵與輪轂的接觸高度，平鍵k=0.4h〔mm〕；滿足強度要求。同步器可以使變速器輕便無沖擊地換檔，大幅提高延長齒輪傳動的壽命，提高汽車動力性和燃油經(jīng)濟性，故廣泛的應(yīng)用在各類汽車的換擋機構(gòu)中，除倒檔和一檔齒輪受力情況簡單，直接用直齒輪換擋，其他檔位都裝用同步器換擋。同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸確實定：圖3-7同步環(huán)的結(jié)構(gòu)D—分度圓直徑φ—同步環(huán)大端直徑α—同步環(huán)錐面角B—同步環(huán)錐面寬由圖可推算出：φ=2R錐+B×tgα；；B=〔0.25～0.40〕R錐。目前應(yīng)用最多的是鎖環(huán)式同步器，其根本尺寸選擇：1.摩擦系數(shù)μs推薦采用0.10,故錐面角α一般可取6°～7°30′。對于摩擦力矩較大的多錐面同步器，錐面角可取適當加大，取8°或8°30′。2.同步環(huán)的幾個結(jié)構(gòu)尺寸：(1)R錐和W的取值受到變速器齒輪中心距和相關(guān)結(jié)構(gòu)空間的限制。在許可范圍內(nèi)的情況下，摩擦錐面的平均半徑R錐和同步錐環(huán)的徑向厚度W的大小的選擇應(yīng)該越大越好。(2)B的取值同步錐環(huán)的工作面寬度B大時會影響同步器軸向尺寸加大，但錐環(huán)為散熱和耐磨損能否提供足夠大的錐面面積與其寬度大小有著直接關(guān)系。一般在設(shè)計時，R錐與B成正比關(guān)系所以R錐越大時B也要相應(yīng)的越大些。具體取值可以參考經(jīng)驗公式：B≈〔0.25～0.40〕R錐。(3)同步錐環(huán)內(nèi)錐面上的螺紋線要求；螺距?。宦菁y角取60°，螺紋深取0.25～0.40。3.5箱體的設(shè)計3.5.1箱體材料與毛坯種類材料HT200的選箱是根據(jù)減速器的工作環(huán)境而選擇的，因為其鑄造箱體的剛性、外形有獨特的優(yōu)點，采用鑄造工藝以獲得毛坯還易進行切削加工，吸震和除噪。3.5.2箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算表3-7箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號減速器型式及結(jié)構(gòu)尺寸箱座壁厚箱蓋壁厚箱體凸緣厚度箱座加強筋厚度箱蓋加強筋厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目軸承旁連接螺栓直徑箱蓋、箱座連接螺栓直徑軸承該螺釘直徑、數(shù)目軸承蓋外徑觀察孔蓋螺釘直徑箱蓋箱座連接螺栓直徑4手動變速箱主要零件的三維仿真設(shè)計手動變速箱的零件包括軸，齒輪，同步器，花鍵，軸承等等，由于軸和齒輪的工作條件最為惡劣，復(fù)雜，故對其進行三維仿真分析。圖4-1輸入軸具體操作步驟如下：用旋轉(zhuǎn)指令，得到大概的一軸圖形，然后第二個階梯面，反向拉伸去除上面的殼，在用陣列指令，均勻得到如圖的矩陣特性，然后再裝配一軸的常嚙合齒輪，創(chuàng)立一軸的結(jié)合齒局部，裝配到一軸上面。圖4-2中間軸具體操作步驟如下：先用選擇指令，得到大概的中間軸三維圖形，然后選擇最右邊圓形面，對其繪制矩形的掃描剖面，使用拉伸指令，設(shè)置剪切方向垂直軸外表向內(nèi)，得到一個除殼的剪切特性，再用陣列指令，選中上一步得到的剖面掃描特性，得到如下圖的陣列特征，同理，其他圓柱面上的陣列特征都可以繪制出來。圖4-3輸出軸具體操作步驟如下：輸出軸的三維建模就更加簡單了，先用旋轉(zhuǎn)指令得到大概的輸出軸三維圖形，然后對最大的圓柱面選擇拉伸指令，先選擇基準圓，繪制梯形的掃描剖面，設(shè)置剪切方向垂直軸外表向內(nèi)，得到一個除殼的剪切特性，再用陣列指令，得到如下圖的陣列特性。圖4-4倒檔軸倒檔軸是軸里面結(jié)構(gòu)最簡單的，直接選擇旋轉(zhuǎn)命令，確定選擇中心線，直接旋轉(zhuǎn)得到如下圖倒檔軸的三維模型。圖4-5直齒輪圖4-6斜齒輪在proe軟件，點擊『新建』，點擊『裝備體』，確定。選擇插入零部件，點擊瀏覽，彈出對話框，選擇要裝備的零部件，進行配合處理，組建完畢最后得到變速箱裝配圖如下：圖4-7變速箱三維裝配圖1圖4-8變速箱三維總裝配圖總結(jié)本設(shè)計是汽車手動擋變速箱的仿真設(shè)計，融和了先修課程的理論知識，進行了實地的觀察和學習，確定了手動變速箱設(shè)計方案。通過反復(fù)的設(shè)計計算，順利的完成了本設(shè)計，變速箱的裝配、齒輪，軸的布置都到達了設(shè)計的要求。同時，畢業(yè)設(shè)計能培養(yǎng)學生的綜合能力，從中我們可以學到：1.通過畢業(yè)設(shè)計，學會了運用標準、標準、手冊、圖紙和查閱有關(guān)技術(shù)資料，為以后的工作打下了根底。2.學會了從機器功能的要求出發(fā)，合理的選擇傳動機構(gòu)類型，