QY20汽車起重機傳動系統(tǒng)設計【含CAD圖紙、說明書】,含CAD圖紙、說明書,qy20,汽車起重機,傳動系統(tǒng),設計,cad,圖紙,說明書,仿單 本科畢業(yè)設計 UNDERGRADUATE DESIGN 設計題目： QY20汽車起重機傳動系統(tǒng)設計 姓 名： 專 業(yè)： 年 級 、 學 號： 指 導 教 師： 設計（論文）原創(chuàng)性聲明 本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文），是在導師的指導下，獨立進行研究所取得的成果，所有數(shù)據(jù)、圖片資料真實可靠。除文中已經(jīng)注明引用的內(nèi)容外，本設計（論文）的研究成果不包含他人享有著作權(quán)的內(nèi)容。對本設計（論文）所涉及的研究工作做出貢獻的個人和集體，均已在設計（論文）中以明確的方式標明。本設計（論文）的知識產(chǎn)權(quán)歸屬培養(yǎng)單位。 本人簽名： 年 月 日 設計（論文）版權(quán)使用授權(quán)書 本設計“ QY20汽車起重機傳動系統(tǒng)設計 ”是本人在校期間所完成學業(yè)的組成部分，是在江蘇師范大學科文學院教師的指導下完成的，因此，本人特授權(quán)江蘇師范大學科文學院可將本畢業(yè)論文的全部或部分內(nèi)容編入有關(guān)書籍、數(shù)據(jù)庫保存，可采用復制、印刷、網(wǎng)頁制作等方式將論文文本和經(jīng)過編輯、批注等處理的論文文本提供給讀者查閱、參考，可向有關(guān)學術(shù)部門和國家有關(guān)部門或機構(gòu)呈送復印件和電子文檔。本畢業(yè)論文無論做何種處理，必須尊重本人的著作權(quán)，署明本人姓名。 作者簽名：? 指導教師簽名： 年 月 日 年 月 日  QY20汽車起重機傳動系統(tǒng)設計 摘 要 汽車起重機驅(qū)動系統(tǒng)是整個汽車的核心。汽車變速器及離合器裝置是汽車的傳動系統(tǒng)中最重要的部件，主要作用體現(xiàn)在汽車行駛的過程當中。驅(qū)動橋支承著重載汽車的滿載負重和地面給車輪的反作用力、一個框架和一個用于垂直懸掛體以及橫向和縱向的力和力矩，還受沖擊載荷的作用。因此，一個良好的驅(qū)動系統(tǒng)對于起重機性能來說是有絕對的提高。 驅(qū)動系統(tǒng)中變速器及離合器，驅(qū)動橋及差速器裝置中關(guān)鍵部件的設計與計算是設計的重難點，主要包括的方面有以下幾個方面：分析方面、方案確定方面、計算和校核等。其中結(jié)構(gòu)的分析是對零部件的設計與計算，從機械式變速器的中心矩的計算、各檔的齒輪需求參數(shù)的計算、傳動比的計算還有以及輸入輸出軸的設計來實現(xiàn)結(jié)構(gòu)分析，實現(xiàn)零部件的設計。在校核計算方面，是通過前面的齒輪裝置的設計和軸裝置的設計機構(gòu)等來進行零部件的校核的。 關(guān)鍵詞：驅(qū)動系統(tǒng)；起重機；變速器；離合器；驅(qū)動橋；差速器；  Design of transmission system for QY20 automobile starter Abstract The driving system of truck crane is the core of the whole vehicle. Automotive transmission and clutch device are the most important parts in the transmission system of automobiles, and their main functions are reflected in the process of driving. The driving axle supports the full load of the heavy-duty vehicle and the reaction force of the ground to the wheel, a frame and a force and moment for the vertical suspension body, as well as the lateral and longitudinal forces and moments, and is also subjected to impact loads. Therefore, a good driving system for crane performance is an absolute improvement. The design and calculation of key components of transmission and clutch, drive axle and differential device in drive system are the key and difficult points in design. They mainly include the following aspects: analysis, scheme determination, calculation and verification. The structural analysis is the design and calculation of components, from the calculation of the central moment of mechanical transmission, the calculation of gear demand parameters of each gear, the calculation of transmission ratio and the design of input and output shafts to achieve structural analysis, to achieve the design of components. In the checking calculation, parts are checked through the design of the front gear device and the design mechanism of the shaft device. Key words: drive system; crane; transmission; clutch; drive axle; differential;  目 錄 摘 要 4 Abstract 5 第1章 緒 論 6 1.1 引言 6 1.2 汽車傳動系統(tǒng)的發(fā)展歷程 6 1.3 研究的目的、依據(jù)和意義 6 1.4 研究的方法及技術(shù)路線 7 1.4.1研究方法 7 1.4.2研究技術(shù)路線 7 第2章 變速器的主要結(jié)構(gòu)設計 8 2.1 檔位數(shù) 8 2.2 變速器各檔傳動比的確定 8 2.3 中心距A的確定 8 2.4 外形尺寸 9 2.5 齒輪參數(shù) 9 2.5.1 模數(shù) 9 2.5.2 壓力角 10 2.5.3 螺旋角β 10 2.5.4 齒寬b 10 第3章 變速器齒輪的設計計算與校核 11 3.1 齒輪的設計與計算 11 3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 11 3.1.2 齒輪材料的選擇原則 21 3.1.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 21 3.2 輪齒的校核 22 3.2.1 輪齒的損壞原因及形式 22 3.2.2 輪齒彎曲強度計算 22 第4章 變速器軸的設計計算與校核 25 4.1 軸的設計計算 25 4.1.1 軸的工藝要求 25 4.1.2 軸的結(jié)構(gòu) 26 4.1.3 初選軸的直徑 26 4.1.4 軸的強度計算 26 4.2 軸承的選擇及校核 30 4.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 30 4.2.2 輸出軸軸承校核 32 第5章 離合器的總體設計 33 5.1離合器設計要求 33 5.2 離合器工作原理 34 5.3 離合器結(jié)構(gòu)選擇 34 5.3.1 摩擦片的選擇 34 5.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 34 5.3.2 壓盤的驅(qū)動方式 35 5.3.3 分離杠桿與軸承 35 5.3.4 離合器的散熱 35 5.3.5 從動盤總成 35 5.4 離合器主要零件的設計 36 5.4.1 從動盤 36 5.4.2 摩擦片 36 5.4.3 膜片彈簧 36 5.4.4 壓盤 36 第6章 離合器的主要零部件設計計算 36 6.1 摩擦片主要參數(shù)的選擇 36 6.2 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 38 6.3 減振彈簧的設計 39 6.4 分離軸承的壽命計算 39 第7章 主減速器設計 40 7.1 主減速器的結(jié)構(gòu)型式 40 7.1.1 主減速器的齒輪類型 40 7.1.2 主減速器的減速型式 40 7.1.3 主、從動齒輪的支承型式 40 7.2 確定主減速器的主要參數(shù) 41 7.2.1 主減速比的確定 41 7.2.2 主減速器齒輪的分析 41 7.2.3 主減速器齒輪參數(shù)計算 43 7.2.4 主減速器螺旋錐齒輪的強度校核 47 7.2.5 齒輪加工工藝選擇 50 7.2.6 主減速器錐齒輪的軸承校核 51 第8章 差速器的結(jié)構(gòu)設計 56 8.1 差速器的工作原理 56 8.2 差速器的結(jié)構(gòu)確定 57 8.3 差速器的結(jié)構(gòu)參數(shù)計算 58 8.3.1 差速器齒輪的基本參數(shù)的選擇 58 8.3.2 差速器齒輪的幾何尺寸計算 60 8.3.3 差速器齒輪的強度計算 62 第9章 傳動軸的結(jié)構(gòu)設計 63 9.1 傳動軸萬向節(jié)聯(lián)軸器的功用和組成 63 9.2 萬向節(jié)的設計計算 64 總 結(jié) 66 致 謝 66 參考文獻 67 第1章 緒 論 1.1 引言 隨著社會的發(fā)展，科技的進步，步入21世紀的人們對于精神生活與物質(zhì)生活的需求越來越高，隨之而來的汽車車型也在飛速發(fā)展，動力匹配方式在不斷的提高。然而如何合理地選擇這些部件及有關(guān)參數(shù)，使匹配達到最優(yōu)，在滿足人們需求的情況加提升動力性及越野性能是所有汽車行業(yè)在考慮的問題。在相同變速器條件下，更好地滿足實用性要求和最大地增加動力性，也一直是研究者們追求的目標，也是本論文研究的主要目的。 近年來，汽車的迅猛發(fā)展帶動著重型汽車的發(fā)展，汽車的驅(qū)動系統(tǒng)的需求量也呈現(xiàn)出上升趨勢，從而形成一個完整的生產(chǎn)鏈。就重載汽車而言，其所需要傳遞的轉(zhuǎn)矩比一般商用車大很多，從而達到運輸更多的貨物的要求，故選取的發(fā)動機功率較大，意味著其傳動系統(tǒng)必須能承受和傳遞該轉(zhuǎn)矩。因此，在選擇好發(fā)動機后，采用性能良好的驅(qū)動系統(tǒng)成了重型載貨汽車安裝的必要過程。 1.2 汽車傳動系統(tǒng)的發(fā)展歷程 汽車的傳動系統(tǒng)從汽車的一出現(xiàn)便開始了一點點的進步與發(fā)展，從最初的鏈條傳動，到帶傳動，到現(xiàn)在的齒輪傳動都經(jīng)過了大量的試驗與實際的論證，可以說每一個類型的發(fā)展都在表明這時代的進步。 而傳動系統(tǒng)在之前的定義中主要包括變速器，驅(qū)動橋，輪胎，傳動軸等，動力傳動系尾端的驅(qū)動橋，讓發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩經(jīng)由主減速器、差速器、半軸等傳遞到驅(qū)動車輪，實現(xiàn)減速增扭；由圓錐齒輪使該轉(zhuǎn)矩的傳遞方向得以改變；由差速器實現(xiàn)兩邊車輪的差速作用，使內(nèi)、外側(cè)車輪以不等的速度轉(zhuǎn)動；由橋殼殼體與車輪共同完成承載及遞傳力矩的效果。 1.3 研究的目的、依據(jù)和意義 汽車行業(yè)的發(fā)展，主要是向著多元化和工業(yè)化的方向發(fā)展，其中驅(qū)動系統(tǒng)的設計和生產(chǎn)在汽車中具有非常重要的位置。目前汽車對車速和燃油量的要求方面很高，所以驅(qū)動系統(tǒng)的使用對性能將會有十分重要的影響。設計中所采用的基本參數(shù)如下： 1.4 研究的方法及技術(shù)路線 1.4.1研究方法 （1）通過查閱相關(guān)資料，掌握汽車起重機驅(qū)動系統(tǒng)的主要參數(shù)。 （2）充分考慮已有汽車起重機驅(qū)動系統(tǒng)的優(yōu)缺點來確定汽車起重機驅(qū)動系統(tǒng)的總體設計方案，對現(xiàn)有裝置的不足進行分析。 （3）對設計的汽車起重機驅(qū)動系統(tǒng)進行修改和優(yōu)化，最終設計出能滿足要求的汽車起重機驅(qū)動系統(tǒng)。 1.4.2研究技術(shù)路線 （1）根據(jù)題目和原始數(shù)據(jù)查看相關(guān)資料，了解當今國內(nèi)外汽車起重機驅(qū)動系統(tǒng)的發(fā)展現(xiàn)狀及發(fā)展前景，撰寫文獻綜述和開題報告。 （2）根據(jù)產(chǎn)品功能和技術(shù)要求提出多種設計方案，對各種方案進行綜合評價，從中選擇較好的方案，再對所選擇的方案做進一步的修改或優(yōu)化，最終確定總體設計方案。 （3）具體設計汽車起重機驅(qū)動系統(tǒng)的驅(qū)動裝置、工作裝置等。 （4）對所設計的機械結(jié)構(gòu)中的重要零件進行校核計算，如齒輪、軸、軸承等，保證設計的合理性和可行性。； （5）繪制零件圖、裝配圖，完成要求的圖紙量； （6）整理各項設計資料，撰寫論文。 不少，也將會使操縱機構(gòu)變得十分復雜，這對于駕駛員來說增加了不小的負 第2章 變速器的主要結(jié)構(gòu)設計 2.1 檔位數(shù) 如果要提高汽車的動力性同時降低燃油的經(jīng)濟性的話，那么增加換擋數(shù)是一個十分直接有效的方法，它可以是傳動比擴大范圍，一般的變速器有3~20個檔位數(shù)?？墒窃黾訐Q擋數(shù)的話對于變速器的結(jié)構(gòu)要求就會變得十分的復雜，需要的常嚙合齒輪裝置也會變的非常多，而且外形尺寸也將會增加不少，也將會使操縱機構(gòu)變得十分復雜，這對于駕駛員來說增加了不小的負擔，所以也并不是換擋數(shù)越多就一定會越好，考慮到多種因素在設計中的汽車變速器擬采用六個檔位的變速器。 2.2 變速器各檔傳動比的確定 結(jié)合參考車型的基本參數(shù)，各檔傳動比結(jié)果如下： 傳動比 符號 數(shù)值 一檔 7.04 二檔 4.10 三檔 2.48 四檔 1.56 五檔 1.00 六檔 0.74 倒檔 R 6.26 2.3 中心距A的確定 考慮到中心距對于變速器的重要性，所以在中心間距A的確定上十分謹慎，因為這對變速器的輪廓尺寸和質(zhì)量大小都有十分重要的影響，而且還會影響與輪齒的接觸強度。所以為了能夠滿足設計的要求， 初選中心距 ： =195.02mm （2-1） 圓整取值為195 mm 式中： A----變速器中心距 KA----中心距系數(shù),取9.5 Temax----發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩,1280N?m i1----變速器一檔傳動比，取7.04 ηT----變速器傳動效率，取0.96 一般轎車變速器的中心距在65-80mm范圍內(nèi)變化，而起重機的變速器中心距在80-200mm范圍內(nèi)變化。 由上面算得的數(shù)據(jù)可知，所初選的中心距符合要求。 2.4 外形尺寸 根據(jù)之前變速器的換擋數(shù)和齒輪結(jié)構(gòu)，以及中心間距等因素，綜合考慮在不影響結(jié)構(gòu)外觀等多種狀況的條件下，變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑及倒檔中間（過度）齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。 參考下列數(shù)據(jù)選用： 四檔 （2.2-2.7）A 五檔 （2.7-3.0）A 六檔 （3.2-3.5）A 當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器時，中心距系數(shù)K應取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距A最好取為整數(shù)。 由于是六檔機械式變速器，所以其軸向尺寸為：（3.2-3.5）A，一般取3.48A ，即680mm。 2.5 齒輪參數(shù) 2.5.1 模數(shù) 如果想要選擇比較的小的模數(shù)來滿足使用設計的要求，那么需要在先確定中心距的前提下才可以，這樣考慮設計的齒輪才能保證系統(tǒng)的平穩(wěn)運行，降低運轉(zhuǎn)過程中的噪聲。若想要設計的變速各方面都達到最優(yōu)，需要從工藝設計方面和齒輪強度兩個方面入手，首先就是擋齒輪的模數(shù)在選擇使用時要相同；強度要保持一致。本次設計擬采用漸開線形式的齒輪。這樣有利于換擋等操作，其具體可通過表3-1和3-2所示知道： 表3-1　汽車變速器齒輪法向模數(shù) 車型 類型 單位 模數(shù) 單位 乘用車的發(fā)動機 1.0≤V≤1.6 L 2.25～2.75 mm 1.6＜V≤2.5 L 2.75～3.00 mm 起重機的長度 6.0＜L≤14 m 3.50～4.50 mm L＞14.0 m 4.50~6.00 mm 表3-2　汽車變速器常用齒輪模數(shù) 系列 齒輪模數(shù)/mm 一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 —— 由于是起重機驅(qū)動系統(tǒng)，故變速器用齒輪模數(shù)可取 4mm。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。由于是大型起重機，故取3 mm。 2.5.2 壓力角 標準壓力角可通過在機械設計手冊中相關(guān)規(guī)定查找，所以汽車手動變速器設計中擬采用的壓力角度是20°，而變速器中的結(jié)合同步器的齒壓力角度是30°[16]。 2.5.3 螺旋角β 綜合考慮齒輪的重合度、以及運轉(zhuǎn)過程中的噪聲，還有要考慮齒輪輕度的增強，所以在設計時要把這些全部囊括在內(nèi)，因為齒輪的螺旋角對于輪齒的應用強度影響巨大。所以為了減輕軸承的負荷和提高系統(tǒng)設計的使用壽命，本次設計擬采用的螺旋角度是20° 2.5.4 齒寬b 考慮到齒輪壽命收到齒寬b的影響，所以在設計時應盡量縮小輪齒的寬度，但也要考慮其強度，所以設計的齒輪的寬度可以根據(jù)以上齒輪的模數(shù)來進行設定，具體計算見下表： 類型名稱 計算依據(jù) 為齒寬系數(shù)取值 直齒 4.5～8.0 斜齒 6.0～8.5 所以綜合考慮擬采用接合齒的寬度是2mm。 第3章 變速器齒輪的設計計算與校核 3.1 齒輪的設計與計算 3.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配 一擋齒輪采用的是斜齒輪傳動，取其模數(shù)4，壓力的角度，螺旋角度β=20°，則這可計算知道一檔的傳動比值。 （3.1） 根據(jù)斜齒齒數(shù)和，可以計算出齒數(shù)、， （3.2） 因此可以知道的值是11， 的值是81。 考慮到安全性和穩(wěn)定性需要對中心距和螺旋角度β修正處理，具體可根據(jù)公式計算： （3.3） (3.4) 可以通過計算知道修正的螺旋角度。 未變位中心距可以通過小表知道： 名稱 計算公式 結(jié)果 單位 分度圓直徑 46.873 mm 345.158 mm 未變位中心距 196.016 mm 但是實際使用時中心距發(fā)生了改變，所以為了還能夠滿足要求，中心距對一擋的齒輪副需要進行變位處理，首先具體計算端面嚙合角和嚙合角 ： tan=tan/cos （3.5） cos= （3.6） 帶入數(shù)值計算可知 ，。 有以上計算出的數(shù)值可以求的變位系數(shù)和和當量齒數(shù)與： （3.7） 此外取值 ，可以進一步計算出一擋齒輪副的齒頂高和、齒根高和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： 式中： 、、 式中： 在設計時采用斜齒輪作為二擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計算出二擋的傳動比數(shù)值和齒數(shù)之和： 同時取 ， ，這樣可以計算出修正的螺旋角度β的值： 通過函數(shù)轉(zhuǎn)化求出其值 根據(jù)上面的數(shù)據(jù)還可以計算出二擋的齒輪變位系數(shù)相關(guān)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、當量齒數(shù)和與變位系數(shù)之和： =72.003mm tan=tan/cos 此外取值 =-0.02，可以進一步計算出二擋的齒輪的參數(shù)分度圓直徑和、齒頂高和、齒根高和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： 式中： ，， 式中： =85.722mm 在設計時采用斜齒輪作為三擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計算出三擋的傳動比數(shù)值和齒數(shù)之和： =2.48 = 同時取，，這樣可以計算出三擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： tan=tan/cos 此外取值，可知： 式中： ，， 式中： 在設計時采用斜齒輪作為四擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計算出四擋的傳動比數(shù)值和齒數(shù)之和： 同時取 ，則可以計算出修正的螺旋角度β的數(shù)值： 由三角函數(shù)計算可以知道修正的數(shù)值 這樣可以計算出四擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： tan=tan/cos 此外取值 可知： 式中： ，， 式中： 在設計時采用斜齒輪作為五擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計算出四擋的傳動比數(shù)值和齒數(shù)之和： =1 = 同時取 ，這樣可以計算出五擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： tan=tan/cos 此外取值 可知： 式中： ，， 式中： 在設計時采用斜齒輪作為六擋的齒輪，取模數(shù)數(shù)值4，壓力的角度，螺旋的角度，因此可以計算出四擋的傳動比數(shù)值和齒數(shù)之和： =0.74 = 同時取 ，這樣可以計算出五擋的齒輪變位系數(shù)參數(shù)理論中心距、端面壓力角、端面嚙合角、變位系數(shù)之和、當量齒數(shù)和、分度圓直徑和、齒頂圓直徑和、齒根圓直徑和以及齒全高h： tan=tan/cos 此外取值 可知： 式中： ，， 式中： 根據(jù)理論計算可以知道倒擋齒輪的模數(shù)，壓力角度時，取和的值等于23后，可計算出輸入軸和倒擋軸的距離： 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比igr取6.26。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪Z12略小，取15。而通常情況下，倒檔軸齒輪取Z15 21~23，此處取23。 可計算出Z13=38。 因本設計倒檔齒輪業(yè)也是斜齒輪，故可得出中間軸與倒檔軸的中心距: 而倒檔軸與第二軸的中心距計算如下： 中間軸式變速器的第二軸和中間軸中部 d≈0.45A≈0.45×130=58.5mm 且da13=d+2ha。 （3-8） 式中： ha----齒頂高 ha=(fo+ξ)m ξ----變位系數(shù)。選非變位齒輪，則取ξ=0 fo----齒頂高系數(shù)，取值為1.00 3.1.2 齒輪材料的選擇原則 1、工作條件的要求 設計時主要考慮的方面有齒輪強度的要求、傳動裝置耐磨性的要求、材料選擇要求、結(jié)構(gòu)尺寸外形的要求，特別時對于工作性能中穩(wěn)定度、安全性，這幾個方面要求全部滿足，這樣才能保證設計出的變速器使用壽命長、安全有穩(wěn)定。 2、合理選擇材料配對 在設計變速器的所有部件中，對于材料的使用要嚴格的把控，因為一點出現(xiàn)質(zhì)量問題將會造成十分大的安全隱患和經(jīng)濟上的損失，所以說合理選擇材料的配對對于汽車變速器的設計至關(guān)重要，特別是在嚙合齒輪的選擇材料要求抗膠合性能要強，同時兩齒輪在選用時往往用不同型號的材料設計[19]。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 在設計變速箱的齒輪時擬采用時低碳鋼，其具體的工藝路線如下： 3.1.3 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 由于設計使用的發(fā)動機的最大扭矩是，而且齒輪傳動的有效效率，離合器傳動的有效效率，軸承傳動的有效效率。因此可通過下表知道各個擋的最大扭矩： 名稱 計算公式 計算結(jié)果 單位 輸入軸 = 1216 N·m 輸出軸一擋 8132.608 N·m 輸出軸二擋 4736.32 N·m 輸出軸三擋 2864.896 N·m 輸出軸四擋 1802.112 N·m 輸出軸五擋 1155.2 N·m 輸出軸六擋 854.848 N·m 倒擋 1908.59 N·m 3.2 輪齒的校核 3.2.1 輪齒的損壞原因及形式 汽車經(jīng)過長時間的工作，導致輪齒失效的原因主要有因為材料或者受力過大引起的折斷、工作時間長了齒面的磨損、塑性變形等因素[20]。 具體的解決方案需要考慮到以上導致齒輪失效的因素，對于每個元件要進行將加工，多余材料要選用合乎規(guī)格標注的材質(zhì)，不然潛在的安全隱患什么可怕，不僅會帶來財產(chǎn)的損失，還有可能對駕駛員帶來生命的危險，所以馬虎不得。 3.2.2 輪齒彎曲強度計算 1、齒輪彎曲的計算首先要從倒檔直齒輪的彎曲應力計算： 式中符號代表的含義件表 名稱 符號 單位 備注 彎曲應力 MPa - 理論載荷 N.mm - 應力集中系數(shù) - 摩擦力系數(shù) - 主動齒輪取，從動齒輪取 齒寬 mm - 模數(shù) -- 齒寬系數(shù) - 倒檔取7.5 齒形系數(shù) - - 公式計算的齒形系數(shù)圖見圖4-1所示。 由計算和設計手冊能夠知道，如果載荷達到理論計算值時，倒擋軸位置的齒輪彎曲應力應該在400MPa～850之間[20]。 設倒擋位置的齒輪的彎曲應力分別為 ，，： ，，，，，，，, 2.斜齒輪的彎曲應力的計算 式中各個符號含義與取值見下表 名稱 符號 單位 備注 理論載荷 N·mm - 法向模數(shù) mm - 齒數(shù) - - 斜齒輪螺旋角 度° - 應力集中系數(shù) - 齒形系數(shù) - 可按當量齒數(shù)在圖4-1查得； 齒寬系數(shù) - 取7.5 重合度影響系數(shù) =2.0 由計算和設計手冊能夠知道，只有許用應力在180MPa～350MPa范圍內(nèi)才可以滿足常嚙合齒輪的需求。 （1）一擋齒輪彎曲應力 、的計算 ，，，，，， （2）二擋齒輪的彎曲應力 、的計算 ，，，，，， （3）三擋齒輪的彎曲應力 、的計算 ，，，，， （4）四擋齒輪的彎曲應力 、的計算 ，，，，， （5）五擋齒輪的彎曲應力 、的計算 ，，，，， （6）六擋齒輪的彎曲應力 、的計算 ，，，，， 第4章 變速器軸的設計計算與校核 4.1 軸的設計計算 4.1.1 軸的工藝要求 現(xiàn)在設計變速器的材料主要是采用碳鋼和合金作為軸的材料。這兩種材料對比發(fā)現(xiàn)碳鋼的生產(chǎn)成本要比合金鋼的生產(chǎn)制造成本低很多，并且碳鋼在抗疲勞強度上也表現(xiàn)的十分優(yōu)秀，在熱處理方式上也比較簡單，所以本設計擬采用軸的材質(zhì)的作為軸工藝的材料，同時為了避免倒擋軸的磨損失效，在加工時需要在軸的表面進行精加工處理操作。此外為了保護滑動齒輪能夠工作在十分優(yōu)越的性能，因此在輸入軸和輸出軸均采用滲碳、氰化等方式進行熱處理。 4.1.2 軸的結(jié)構(gòu) 軸的結(jié)構(gòu)主要從以下幾個方面考慮：一是從工藝方面進行考慮，需要加工方便；二是從使用的方面進行考慮，需要滿足強度的使用和承受載荷的能力。根據(jù)對比分析設計采用齒輪軸作為軸的生產(chǎn)設計的方式。 4.1.3 初選軸的直徑 在變速器中由于傳動軸主要的強度設計只需按照扭轉(zhuǎn)強度進行計算，因此輸入軸的軸頸 =43.431~49.945mm （4.1） K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0~4.6 4.1.4 軸的強度計算 （4.2） （4.3） （4.4） 以上公式中的符號含義見下表： 名稱 符號 單位 備注 齒輪承受的徑向力 N 齒輪承受的圓周力 N 彈性模量 MPa =2.1×105MPa 慣性矩 mm4 對于實心軸， 軸的直徑 mm 齒輪上的作用力距支座的距離 、 mm 兩支座間的距離 mm 根據(jù)式（4.2）和式（4.3）可以計算出軸的全撓度 。 （4.5） 根據(jù)垂直面上的mm使用范圍和在水平面內(nèi)的mm使用范圍，再結(jié)合齒輪平面轉(zhuǎn)角的使用范圍可以計算出一檔的基本參數(shù)圓周力和、徑向力和、軸向力和。 ， , ,， 知道數(shù)值， ，可以計算出 = 輸出軸的剛度計算： = 因為一擋的時撓度影響整個系統(tǒng)的安全，所以需要對輸入軸強度的校核計算。 1)豎直平面分析 得 = 2)水平平面分析 得 = 由第三強度定理計算得： 如圖4-2所示即為輸入軸的強度分析數(shù)據(jù)。 圖4-2輸入軸強度分析圖 因為一擋的時撓度影響整個系統(tǒng)的安全，所以需要對輸出軸強度校核。 1)豎直平面分析 得 圖5-3輸出軸強度分析 = 2)水平平面分析 得 由第三強度定理計算得： 如圖4-3所示即為輸出軸的強度分析數(shù)據(jù)。 圖4-3輸出軸強度分析圖 4.2 軸承的選擇及校核 4.2.1 輸入軸的軸承選擇與校核 由《機械設計手冊》可以知道一些據(jù)汽車變速器得要求，結(jié)合軸承工作得條件需求，還有軸頸直徑初選，基本確定輸入軸的軸承得型號為NUP204，查找資料可以知道其原型號為92204，此外通過查表可以知道代號NUP204軸承得參數(shù)： ， ，。 由以上數(shù)據(jù)能夠知道軸承的計算預壽命長度為： 因為軸承得使用壽命對于汽車的使用壽命影響巨大，所以為了保險起見需要對其進行校核計算： Ⅰ）、水平平面分析 += 得， Ⅱ）、內(nèi)部力分析，由查手冊知 Ⅲ）、軸向力分析 因此軸的左側(cè)易放松，右側(cè)易被壓緊。 Ⅳ）、當量動載荷的計算 故在軸承的左側(cè)，在軸承的右側(cè) 可計算出左側(cè)的徑向當量動載荷值 軸承壽命的校核 ，式中壽命系數(shù)用表示，球狀的軸承=3；滾子軸承=10/3。 ， 可計算出左側(cè)的徑向當量動載荷值 ， 由左側(cè)和右側(cè)的使用壽命核算分析，分析可知一擋輸入軸合格。 4.2.2 輸出軸軸承校核 由以上分析知輸出軸的型號，通過查《機械設計手冊》知道輸出軸的代號為GB283-87，圓柱型的滾子軸承 ， ，。 由以上數(shù)據(jù)能夠知道軸承的計算預壽命長度為 軸承壽命的校核 Ⅰ）、水平平面分析 += 得2，。 Ⅱ）、內(nèi)部分析，取 Ⅲ）、軸向力分析 故軸承的右側(cè)將會被放松，軸承的左側(cè)將會被壓緊 Ⅳ）、當量動載荷的計算 故軸承的左側(cè),軸承的右側(cè). 可計算出左側(cè)的徑向當量動載荷值 軸承壽命的校核 ，式中壽命系數(shù)用表示，球狀的軸承=3；滾子軸承=10/3； 左側(cè)： , 可計算出右側(cè)的徑向當量動載荷值 右側(cè)： ， 由左側(cè)和右側(cè)的使用壽命核算分析，分析可知輸出軸合格。 第5章 離合器的總體設計 5.1離合器設計要求 根據(jù)以上離合器的主要功能，結(jié)合離合器的使用狀態(tài)，在離合器設計過程中主要有如下幾點要求： （1）離合器的設計過程中要保證發(fā)動機輸出的最大扭矩（）小于離合器的摩擦力矩（）； （2）離合器傳遞扭矩時要保證扭矩可以緩慢增加，保證車輛可以平穩(wěn)起步； （3）分離軸承的設計應保證接觸迅速，分離徹底； （4）設計中要考慮減震的設置，降低整車的噪音及NVH性能； （5）由于離合器一直在分離結(jié)合，因此在設計中要考慮到分離結(jié)合時的散熱性能，便于散熱； （6）操縱機構(gòu)要簡單可靠，同時便于駕駛員的駕駛； （7）摩擦片的設計要保證其耐久性與吸熱性。 5.2 離合器工作原理 如圖所示，本設計的離合器為膜片彈簧離合器，主要由一般從動部分、壓緊機構(gòu)、主動部分、操縱機構(gòu)等組成。 離合器在駕駛員松開踏板時，離合器處于接合狀態(tài)，發(fā)動機輸出的扭矩通過發(fā)動機的飛輪2借助離合器中壓盤的力的作用，從而傳給從動盤3，從動盤通過花鍵與變速器相連，從而將力傳遞給變速器。 當駕駛員踩下踏板時，離合器處于分離狀態(tài)，拉索通過分離軸承8，將力傳遞給壓盤，而外端與壓盤連接，在此狀態(tài)下從動盤3兩面的壓力消失，從而摩擦力消失，離合器處于分離狀態(tài)。當松開踏板，受回位彈簧的影響，又恢復至原狀態(tài)，處于結(jié)合狀態(tài)，由將力傳遞至變速器。 1-軸承 2-飛輪 3-從動盤 4-壓盤 5-離合器蓋螺栓 6-離合器蓋 7-膜片彈簧 8-分離軸承 9-軸 離合器總成 5.3 離合器結(jié)構(gòu)選擇 5.3.1 摩擦片的選擇 本設計中由于車輛發(fā)動機與變速器之間輸出的扭矩大，同時為了使設計結(jié)構(gòu)簡單，便于后期維修，提高工作效率，降低設計成本。本設計中的離合器摩擦片結(jié)構(gòu)為單片摩擦片，在兩邊分別分布一片。這樣既能滿足使用要求，又能降低設計成本。因此設計摩擦片數(shù)為2。 5.3.2 壓緊彈簧布置形式的選擇 根據(jù)離合器壓緊結(jié)構(gòu)的分類，一般情況下可分為周布彈簧式、中央彈簧式、膜片彈簧式等幾種。本設計中基于膜片彈簧的優(yōu)點，初步選用壓緊形式為膜片彈簧結(jié)構(gòu)。膜片彈簧的主要優(yōu)點如下[9]： （1）膜片彈簧可以將壓緊彈簧功能與分離杠桿功能結(jié)合到了一起，是離合器的結(jié)構(gòu)簡單，整體尺寸減?。? （2）由于膜片彈簧的受力面積大，因此其性能較穩(wěn)定； （3）由于膜片彈簧為環(huán)形結(jié)構(gòu)，因此受力均勻； （5）通風散熱要比其他結(jié)構(gòu)要好； （6）減少零部件的使用，可以降低制造成本。 同時由于近幾年來由于材料性能的不斷提高，我國對于剛才的生產(chǎn)工藝和加工方法也在飛速發(fā)展，膜片彈簧的制造技術(shù)已經(jīng)成熟。因此，本設計的離合器選用膜片彈簧式離合器。 5.3.2 壓盤的驅(qū)動方式 在膜片彈簧離合器中，扭矩從離合器蓋傳遞到壓盤的方法有三種[9]： 通過結(jié)構(gòu)的不同驅(qū)動方式也不盡相同，主要有凸臺—窗孔、徑向傳動驅(qū)動、徑向傳動片驅(qū)動等幾種。結(jié)合各種驅(qū)動方式的特點，同時結(jié)合整車性能，本設計選用的為徑向傳動驅(qū)動的方式。 徑向傳動片驅(qū)動方式主要是通過特制而成的傳動片，在工作中可以將壓盤與離合器蓋結(jié)合在一起，主要在力的傳遞過程中可以保證力的傳遞連續(xù)且不間斷，同時可以增強離合器則整體結(jié)構(gòu)。 5.3.3 分離杠桿與軸承 在本設計中膜片彈簧承即時彈性元件又是分離杠桿，由于其結(jié)構(gòu)的不同因此在設計中主要對膜片彈簧進行設計；對于分離軸承主要是起到與變速器的分離與結(jié)合過程，其結(jié)構(gòu)也多種多樣，在本設計中選用的軸承為油封軸承，這樣由于其使用的強度較高，而且對于潤滑較重要，因此選用油封軸承。 5.3.4 離合器的散熱 對于離合器而言，由于離合器相對于車輛的發(fā)動機輸出軸與變速器輸入軸一直處于高速旋轉(zhuǎn)狀態(tài)，在高檔過程中其相對旋轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速更高。而總所周知相對運動會產(chǎn)生摩擦，而摩擦就會產(chǎn)熱。離合器就是不斷處于摩擦接觸狀態(tài)，因此對于離合器的設計中散熱的設計尤為重要。對于離合器如果通風散熱性不好，則會導致摩擦片高溫，從而使摩擦片燒蝕，導致離合器性能下降，影響車輛性能及安全。本設計的膜片離合器為周布通風結(jié)構(gòu)，由于其承擔分離杠桿的作用，因此對于通風散熱性有很好的性能，可以提高離合器的使用壽命。 5.3.5 從動盤總成 在本設計的離合器結(jié)構(gòu)中從動盤是一個由摩擦片，從動片，減震器和從動盤穀等零部件組成的結(jié)構(gòu)總成。其工作性能直接影響到整車的使用性能，因此其設計過程中主要考慮到如下要求： （1）為減小沖擊，轉(zhuǎn)動慣量要?。? （2）為使離合器能平順便于起步要具有軸向彈性，； （3）為避免傳動系的共振要裝扭轉(zhuǎn)減振器，； 5.4 離合器主要零件的設計 5.4.1 從動盤 從動盤的結(jié)構(gòu)主要有摩擦片，從動片，扭轉(zhuǎn)減震器和從動盤穀等結(jié)合而成，因此在制造加工時由于結(jié)構(gòu)的特殊性，主要靠鉚釘鉚接而成。對于摩擦面的平面度要求平面不平度誤差＜0.2mm，材料主要使用45號鋼沖壓處理而成。 5.4.2 摩擦片 摩擦片在性能上要滿足如下要求： （1）耐熱性能好，結(jié)構(gòu)簡單； （2）具有足夠的機械強度和耐磨性； （3）有利于接合平順； （4）不會發(fā)生粘著現(xiàn)象，在汽車長期停放時，。 5.4.3 膜片彈簧 膜片彈簧是離合器中最重要的一部分，在材質(zhì)選著上也有嚴格要求，本設計中的材料選用60SiMnA，而對于表面的處理也有一定的要求，主要采用調(diào)制后噴丸處理，表面采用堵路處理。 5.4.4 壓盤 壓盤為HT150鑄造后機加而成的，主要對于高度及耐久性能有一定的要求，同時由于處于運動狀態(tài)，因此對于粗糙度的要求為1.6-3.2之間。 第6章 離合器的主要零部件設計計算 6.1 摩擦片主要參數(shù)的選擇 (1) 摩擦片外徑的確定 根據(jù)汽車設計中摩擦片的參數(shù)設計，摩擦片的外徑可有式: 為直徑系數(shù)，取值見下表 取 　直徑系數(shù)的取值范圍 車型 直徑系數(shù) 乘用車 14.6 長度為3～6.2m的起重機 16.0～18.5(單片離合器) 13.5～15.0(雙片離合器) 得D=572.43mm。摩擦片的尺寸已系列化和標準化，根據(jù)汽車摩擦片設計手冊取整后為575mm (2) 摩擦系數(shù)及片數(shù)的確定 摩擦片的摩擦因數(shù)取決于摩擦片所用的材料及基工作溫度、單位壓力和滑磨速度等因素，本設計中取=0.2；摩擦面數(shù)Z為離合器從動盤數(shù)的兩倍，決定于離合器所需傳遞轉(zhuǎn)矩的大小及其結(jié)構(gòu)尺寸。本題目設計的為單片離合器，因此Z=2。離合器間隙Δt是指離合器處于正常接合狀態(tài)、分離套筒被回位彈簧拉到后極限位置時，為保證摩擦片正常磨損過程中離合器仍能完全接合，在分離軸承和分離杠桿內(nèi)端之間留有的間隙。該間隙Δt一般為3～4mm。本設計中取Δt=4mm。 摩擦材料的摩擦因數(shù)的取值范圍 摩擦材料 摩擦因數(shù) 石棉基材料 模壓 0.20～0.25 編織 0.25～0.35 粉末冶金材料 銅基 0.25～0.35 鐵基 0.30～0.50 金屬陶瓷材料 0.4 （3）摩擦片內(nèi)徑d的確定 根據(jù)前面計算可知摩擦片外徑D=575mm 摩擦片的內(nèi)、外徑比應在0.53～0.70范圍內(nèi)，即 計算可得d=385.25mm,本設計取d=385mm (3) 減震器彈簧位置直徑的確定 為了保證扭轉(zhuǎn)減振器的安裝，摩擦片內(nèi)徑d必須大于減振器振器彈簧位置直徑約50mm，即mm 計算可,本設計取 （5） 摩擦面積轉(zhuǎn)矩的確定 為反映離合器傳遞的轉(zhuǎn)矩并保護過載的能力，單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩應小于其許用值，即 式中，為單位摩擦面積傳遞的轉(zhuǎn)矩(N.m/mm2)，按下表本設計為 計算可得滿足要求。 單位摩擦面積傳遞轉(zhuǎn)矩的許用值 離合器規(guī)格 0．28 0．30 0．35 0．40 （6）為降低離合器滑磨時的熱負荷，防止摩擦片損傷，對于不同車型，單位壓力的最大范圍為0.11～1.50MPa,即 MPaMPaMPa 6.2 膜片彈簧主要參數(shù)的選擇 （1）的確定 此值對膜片彈簧的彈性特性影響極大，為保證離合器壓緊力變化不大和操縱方便，汽車離合器用膜片彈簧的H/h通常在1.5～2范圍內(nèi)選取。常用的膜片彈簧板厚為2～4mm，本設計 ，h=4mm ，則H=8mm 。 （2） R/r選擇 汽車離合器膜片彈簧根據(jù)結(jié)構(gòu)布置和壓緊力的要求，R/r常在1.2～1.3 的范圍內(nèi)取值。本設計中取，摩擦片的平均半徑mm， 取mm