基于ANSYS變速器齒輪傳動機構有限元分析

基于ANSYS變速器齒輪傳動機構有限元分析,基于,ansys,變速器,齒輪,傳動,機構,有限元分析 畢 業(yè) 設 計（論 文） 設計(論文)題目：基于ANSYS變速器齒輪傳動機構有限元分析 學生姓名： 二級學院： 班　　級： 提交日期： 目錄 目 錄 目 錄 I 摘 要 III Abstract IV 第一章 緒論 1 1.1課題背景 1 1.2變速器分類介紹 1 第二章 手動變速器概述以及機構方案的確定 3 2.1變速器設計要求 3 2.2變速器結構方案 3 第三章 變速器參數(shù)和設計 7 3.1變速器參數(shù)的確定 7 3.2齒輪主要參數(shù)的確定 7 3.3各擋位傳動比及齒輪齒數(shù)的確定 8 第四章 齒輪強度的計算、校核以及材料選擇 13 4.1齒輪強度計算 13 4.2齒輪材料的選擇 16 第五章 變速器軸的設計及其強度校核 17 5.1受力分析及選材 17 5.2尺寸的設計 17 5.3軸的檢驗與校核 17 第六章 同步器設計 22 6.1同步器選擇 22 6.2主要參數(shù)的確定 22 第七章 變速器仿真分析 24 7.1輸入軸的仿真分析 24 7.2輸出軸的仿真分析 25 7.3齒輪的仿真分析 27 第八章 結論 30 參考文獻 31 致 謝 32 III 摘要 基于ANSYS變速器齒輪傳動機構有限元分析 摘 要 變速器齒輪傳動機構是變速器的重要組成部分，變速齒輪傳動機構的作用是改變變速器的傳動比以及旋轉方向。變速器齒輪間通過不同的配合改變傳動比，在不同的擋位，齒輪間受力各不相同。 本次課題研究對象是兩軸五擋式變速器。設計的內容主要為變速器擋數(shù)、各擋傳動比、變速器齒輪、軸尺寸的計算，還包括對變速器軸和齒輪的強度校核以及同步器選擇等。然后運用Catia制圖軟件完成變速器軸、齒輪以及其整體裝配圖的設計圖紙。最后，基于ANSYS有限元分析軟件，對變速器輸出軸以及一擋齒輪進行仿真分析，觀察其受力情況。 關鍵詞：變速器 齒輪 軸 ANSYS Abstract Finite element analysis of gear transmission mechanism based on ANSYS Abstract The transmission gear mechanism is an important part of the transmission, the function of the derailleur transmission is to change the gear ratio and the direction of rotation. Transmission gear ratio changes between different complexes,.Between different gear, gear force vary. The research object is a two-axis five-speed gearbox. Designed mainly for the transmission block number, the transmission gear ratio is calculated for each block transmission shaft size, strength check also includes transmission shafts and gears and synchronizers selection. Then use Catia mapping software complete transmission shafts, gears and their overall assembly drawing of the design drawings. Finally, based on ANSYS finite element analysis software, the transmission output shaft and the first gear simulation analysis to observe the forces. Key words：Transmission ;Gear ;Shaft ;ANSYS IV 第一章 緒論 第一章 緒論 1.1課題背景 現(xiàn)在汽車使用時會受到例如道路的坡度、行駛路面的好壞和交通是否堵塞等各種情況的影響。為了能讓汽車適應各種駕駛環(huán)境，就需要發(fā)動機和變速器能夠更好地配合。 因此，現(xiàn)在人們對變速器進行了更加深入的研究。汽車變速器的發(fā)展向著滿足駕駛員操縱舒適性以及更低功耗的方向發(fā)展。 1.2變速器分類介紹 隨著汽車的發(fā)展和人們的需求，現(xiàn)在已經(jīng)產(chǎn)生了許多種類的變速器，由于種類繁多，為便于區(qū)分，分類時一般會有以下兩種依據(jù)：傳動比的變化方式以及操縱的方式。 1.2.1根據(jù)傳動比變化方式分類 根據(jù)汽車變速器的傳動比變化方式，變速器可以分為以下三種：無級變速器、有級變速器和綜合變速器。 在這里面，無級式變速器的傳動比可以在一定的數(shù)值范圍內進行無限多級變化，它是通過帶與齒輪之間的工作配合來給汽車輸送動力，這樣可以通過持續(xù)變化的傳動比來使傳動系統(tǒng)和發(fā)動機更好地工作。隨著研究的深入，目前無級變速器可以分為以下幾種：帶式、鏈式、行星式、脈動式。 有級式變速器是目前使用最廣泛的一種，它采用的是齒輪傳動，具有固定的傳動比。最后，綜合式變速器是由齒輪式有級變速器和液力變矩器組成的液力機械式變速器，它的傳動比可以在最小值到最大值之間幾個間斷的范圍內做無級變化。 1.2.2根據(jù)操作方式分類 1.2.2.1 AT：Automobile Transmission（自動變速） 自動變速器，它利用行星齒輪機構進行變速，駕駛員只需踩下油門，汽車就能根據(jù)油門踩下的程度和車速變化來進行自動變速。 自動變速器在滿足了人們對汽車操縱方便性需求的同時也帶來了諸多不便。例如，采用自動變速器的汽車往往需要更多的保養(yǎng)。自動變速器在使用時，要求內部潤滑油在滿足普通油液冷卻、清洗、潤滑的基礎上，還需可以傳遞扭矩和傳遞液壓，以此來控制汽車的制動器性能和離合器性能。另外當汽車行駛到達2~4萬公里時，就需對其進行換油。AT有缺點也有優(yōu)點，比如它不用離合器來改變擋位，這會給開車帶來方便，具有良好的動力性。 自動變速器可以分為以下幾種：液壓傳動自動變速器、液力自動變速器、電力傳動自動變速器、有級式機械自動變速器以及無級式自動變速器。這里面應用最廣泛的是液力自動變速器。 1.2.2.2 MT：Manual Transmission（手動變速） MT也可以稱作是手動擋或機械式變速器，是指駕駛員在開車時，踩下離合器，用手撥動變速桿來改變變速器內的齒輪間的配合以完成變速的變速器。由于MT每擋齒輪齒數(shù)是一定的，這就使得在每個擋位上的傳動比是一定的。MT是比較常見的一種變速器，它的主要構成是輸入軸、輸出軸以及中間軸，當然還有一根不可或缺的倒擋軸。 1.2.2.3 M/AT（手/自一體） 手/自一體變速器可以使駕駛者不必局限于傳統(tǒng)的自動擋，同時還可以享受手動換擋的樂趣。它結合了手動變速器和自動變速器的各項優(yōu)點，提高了駕駛的操作性，豐富了駕駛者的體驗。 本次設計參數(shù)參考為，主要參數(shù)如下： 最大功率轉速：6000r/min 輪胎型號：195/55 R16 最高車速：172km/h 最大扭矩：140N·m 最大功率：80kW 整車重量：1285kg 圖1-1 36 第二章 手動變速器概述以及機構方案的確定 第二章 手動變速器概述以及機構方案的確定 2.1變速器設計要求 變速器是汽車必不可少的一部分，它可以滿足汽車在各種行駛條件下的使用，為汽車提供最合適的牽引力來確保汽車處于一定的車速，同時也可以確保汽車不管是在原地起步、爬坡、轉彎、加速時，發(fā)動機都能處于最佳工況。 因此設計變速器時需要滿足以下幾項基本要求： （1）正確地選用傳動比和擋位數(shù)，以保證汽車具有良好的動力性和經(jīng)濟性 （2）設置空擋 （3）工作可靠，操作方便，迅速省力，并且在行駛時不應出現(xiàn)跳擋、亂擋的情況，保證可以長時間運行 （4）正確地設計齒輪齒數(shù)后，選用優(yōu)質的鋼材進行熱處理，以達到更輕更小的目的 （5）必要時設置動力輸出裝置 （6）應具有較高的傳動效率 （7）便于制造，低成本，易維修，高壽命 （8）變速器工作時應做到噪聲小 2.2變速器結構方案 前文寫到，根據(jù)傳動比的變化方式，變速器可以分為三種：有級式、無級式和綜合式。現(xiàn)在有級變速器最為常見，并且與無級變速器相比具有低成本，高效率傳動等優(yōu)點。本次畢業(yè)設計采用的就是廣泛運用的有級式變速器。 在設計變速器時要根據(jù)汽車具體的使用條件來確定變速器傳動比的數(shù)值范圍、擋位數(shù)量以及各擋位的傳動比。有級變速器的傳動效率與設計時選用的傳動方案息息相關，這主要包括以下幾點：齒輪副數(shù)目、轉速、各個零件的剛度等。常見的手動變速器主要有三軸變速器以及兩軸變速器。 2.2.1變速器型式的確定 的結構示意圖如圖所示： 圖2-1 三軸五檔式手動變速器 三軸式變速器內有動力輸入軸、動力輸出軸以及中間軸，它廣泛適用于發(fā)動機前置后輪驅動的汽車上。它的輸入軸齒輪和輸出軸齒輪與中間軸上的對應齒輪相嚙合。在發(fā)動機開始運作時，輸入軸輸入動力，帶動從動齒輪，然后帶動相應擋位的齒輪，最后由輸出軸輸出動力。 在工作時它的磨損和噪音較小，這也是三軸變速器的主要優(yōu)點，但是當其處于直接擋以外的其他各擋位時，傳動效率有所下降。倒擋運行時，變速器是通過在一對正常嚙合的齒輪中加入一個惰輪來使汽車可以倒退行駛。 與三軸式相比，兩軸式變速器只有輸入軸和輸出軸，并且結構簡單、緊湊，傳動效率高，其結構如下圖所示： 圖2-2 兩軸式變速器 在設計變速器時，當發(fā)動機橫向放置時可以選用直齒圓柱齒輪，這樣制造簡化并且成本有所降低。從圖2.2中看出，該變速器沒有直接擋，因此當變速器處于較高的擋位工作時，齒輪和軸承都會承受很大的載荷，噪聲會比較大，這也是該變速器的缺點。 2.2.2變速器傳動方案的確定 由于兩軸傳動器具有結構簡單，容易分析的特點，一般適用在發(fā)動機前置的汽車上。所以本次課題在選用奇瑞汽車發(fā)動機后設計分析二軸變速器。 該變速器的傳動圖如下： （a）、（b）、（c）同步器在輸出軸式傳動方案 （d）輔助支撐式傳動方案（e）高檔位同步器在輸入軸式（f）五檔全同步器式傳動方案 圖2-3 兩軸式變速器傳動方案 在上圖中顯示的傳動方案中，除去倒擋使用滑動齒輪傳動，其他的擋位上則是采用齒輪常嚙合的傳動方式。由于上圖2.3中d方案可以提高軸的剛度、減少齒輪磨損、降低噪音等，更加符合前文說到的變速器設計要求。因此在此次的設計中會選擇圖中的傳動方案。 由于倒擋在汽車使用時使用較少，所以設置倒擋時，會采用方便易制造的方案，因此選取下圖所示方案作為本次設計的倒擋設計方案。 圖2-4 倒擋傳動方案 2.3變速器齒輪、換擋形式的方案分析 2.3.1確定齒輪形式 在變速器設計中，共有兩種齒輪：直齒圓柱以及斜齒圓柱。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪使用壽命更長，工作時噪聲更小。因此在此次設計中會選用斜齒圓柱齒輪。 2.3.2換擋機構 變速器換擋機構的功用是保證駕駛員根據(jù)使用條件，準確可靠地使變速器掛入所需擋位，從而改變變速器的工作狀態(tài)。變速器的換擋機構換擋形式一共有三種，分別是嚙合套，直齒滑動齒輪以及同步器。 嚙合套換擋機構的齒輪互相嚙合，這減小了噪聲和齒輪的載荷，并且提高了齒輪的使用壽命。根據(jù)結構布置，嚙合套式可以分為內外嚙合兩種。但是由于目前它還不能消除換擋時齒輪間的沖擊，所以不能廣泛適用于各種車型，一般適用于重型車之類對擋位要求不高的車型。 直齒滑動齒輪雖然具有結構簡單的優(yōu)點，但是當其高速運轉的時候，會導致齒輪間受到很大的壓力撞擊，加重磨損，發(fā)出較大的噪聲，甚至還會發(fā)生脫擋，最后導致齒輪的使用壽命較短，換擋也不輕便，因此只能適用于低擋和倒擋。 而同步器換擋對比前兩種，雖然結構比較復雜，制造的精度要求較高，但是在換擋時可以保證齒輪不受到?jīng)_擊，并且操作比較方便，這使其在換擋機構中廣泛使用。 綜上所述，在本次的設計中會采用同步器換擋機構。 第三章 變速器參數(shù)和設計 第三章 變速器參數(shù)和設計 3.1變速器參數(shù)的確定 3.1.1變速器擋數(shù)以及中心距A確定 如今，為降低油耗，變速器擋位有增加的趨勢。乘用車最為常見的是五擋變速器，因此，在本文中選用五擋變速器。 在兩軸變速器中，變速器中心距A是指輸入軸與輸出軸之間的距離。而汽車的A（中心距）的范圍一般為，并且考慮到本次設計中采用的是發(fā)動機前置和前輪驅動的型式，中心距對變速器尺寸有著直接關系，所以根據(jù)發(fā)動機排量和中心距的關系選用。 3.1.2總體尺寸 橫向外形尺寸和殼體軸向尺寸組成了變速器總體尺寸。一般會根據(jù)齒輪直徑、倒擋過渡齒輪和換擋機構的布置這三個因素來確定橫向尺寸。而軸向尺寸可以依據(jù)齒輪形式、換擋機構以及變速器總擋數(shù)這三點來進行計算。 本次設計為中小型汽車中乘用車的變速器，則變速器殼體的軸向尺寸可用如下公式進行初選： （3.1） 我們可以將殼體的軸向尺寸選擇為，這樣可以方便我們進行后期的設計與計算。 3.2齒輪主要參數(shù)的確定 3.2.1模數(shù) 齒輪模數(shù)可以影響齒輪的多方面參數(shù)的大小，例如結構尺寸參數(shù)。而齒輪的強度、質量、噪聲、工藝等要求是在選取模數(shù)時必須要考慮的重要因素。當變速器中心距一定時，選取越小的模數(shù)，可以達到增加齒輪齒數(shù)，增加齒寬使齒輪高度嚙合的目的。因此，選取模數(shù)的時候，需要依據(jù)模數(shù)小時，噪聲小；模數(shù)大時，質量小的特性。 車型 乘用車發(fā)動機排量 貨車最大總質量 模數(shù) 表3.1汽車變速器齒輪的法向模數(shù) 上表為汽車變速器的齒輪模數(shù)表。 由于本次設計中選用的是奇瑞E5 1.5L，所以根據(jù)上表我們可以選用法向模數(shù)為。 3.2.2壓力角 齒輪的工作性能會受到壓力角的嚴重影響，壓力角較小的時候，齒輪的重合度比較大，傳動性能穩(wěn)定，噪聲小。對于貨車之類的大型車會將壓力角取得大一些來提高齒輪的承載能力。在實際情況中，由于國家標準壓力角為20°，所以本次設計中采用普遍的標準：。 3.2.3螺旋角 在本次設計中采用的齒輪是斜齒圓柱齒輪，因此在此需要確定其螺旋角。由于選用較大的螺旋角的斜齒輪，可以使齒輪在傳動時更好的嚙合，這樣可以達到平穩(wěn)工作，降低噪聲的功效。變速器設計初到如今已有多項研究表明，螺旋角會對變速器的工作噪聲、齒輪強度等方面產(chǎn)生影響，表現(xiàn)具體為螺旋角選取的較大時，變速器會表現(xiàn)得噪聲較小，強度較大，平穩(wěn)傳動，但當螺旋角選的過大時，會使齒輪因載荷過大而斷裂。由于在本次設計中選取得是二軸變速器，其選取范圍一般在，考慮到為了提高齒輪的承載能力，在這里我們選定螺旋角為。 3.2.4齒輪寬以及齒頂高系數(shù) 在選擇變速器齒輪的齒輪寬度時，齒輪寬度直接影響著齒輪的承載能力，并且對于齒輪工作是否穩(wěn)定，齒輪工作時受力是否均勻都有著影響，同時，考慮到減小變速器的尺寸和質量，我們需要選取較小的齒輪寬度。而一擋常嚙合齒輪副的齒輪寬度可以選取的稍微大一些，這可以提高齒輪的使用壽命。 并且在此次設計中斜齒齒輪選定的螺旋角為22°，在選取齒輪寬度的值時，我們可以選取的小一些，用以減小變速器的尺寸和質量。一般在選取齒寬的值時會依據(jù)齒輪模數(shù)的大小，依據(jù)斜齒齒輪寬度系數(shù)范圍6.0~8.5，綜合考慮選取，由公式可算得齒輪寬度為： （3.2） 綜合考慮，齒頂高系數(shù)不宜太大或太小，本次設計中會采用易于計算并且廣泛應用的齒頂高系數(shù)，選定齒頂高系數(shù)的值為。 3.3各擋位傳動比及齒輪齒數(shù)的確定 3.3.1最高擋、最低擋傳動比計算 在設計之中，選取最高擋位為超速擋，其傳動比范圍一般是在到之間，所以在此次設計中選取最高擋位的傳動比為。在這次設計中的選取的輪胎型號是，那么輪胎的滾動半徑可以由公式算得： 在此次設計中選定的奇瑞E5發(fā)動機轉速為，最高車速為，則可以計算得到主減速比： （3.3） 根據(jù)路面情況不同時，最低擋位的傳動比計算公式也有所區(qū)別。用下面的公式進行計算可得它的取值范圍為： （3.4） 在上述公式中是整車質量；是坡道阻力系數(shù)（0.1~0.2，取0.15）；是最大爬坡度（家用型汽車常取16.7°）；是傳動效率（一般為0.85~0.9，取0.86）；是汽車滿載時的法向驅動力（）；是輪胎與地面的附著力系數(shù)（0.5~0.6，取0.6），將上述數(shù)值代入公式計算后可以得到最低擋位的傳動比范圍： 考慮到齒輪的承載能力，我們將最低擋的傳動比取為2.8。 在通過以上計算得到最低擋和最高擋的傳動比后，通過公式3.5就可以計算得到各擋位公比 （3.5） 3.3.2一擋傳動比及齒輪數(shù)計算 公式3.6為一擋傳動比的計算公式： （3.6） （是指齒輪總和） （3.7） ，取整數(shù)值為49 通過計算可以得到，則。代入公式3.6可以得到一擋的實際傳動比為： 。 根據(jù)一擋兩齒輪的齒數(shù)，可以對中心距進行修正，得到標準值： ，取整數(shù)值為。 （3.8） 下圖是一至五擋齒輪示意圖： 1. 一擋主動齒輪 2.一擋從動齒輪 3.二擋主動齒輪 4.二擋從動齒輪 5.三擋主動齒輪6.三擋從動齒輪 7.四擋主動齒輪 8.四擋從動齒輪 9.五檔主動齒輪 10.五檔從動齒輪 11.倒擋主動齒輪 12.倒擋中間齒輪 13.倒擋輸出軸齒輪 圖3-2 各擋齒輪圖 3.3.3計算二、三、四擋傳動比及齒輪齒數(shù) 1) 二擋傳動比的計算 初步選定二擋傳動比為，那么 ， 上述公式中，將公式中的運算結果取整數(shù)值為，可以得到。最后得到二擋的實際傳動比是 。 2) 三擋傳動比的計算 傳動比的計算過程如下：初步選定三擋的傳動比為，，那么取整數(shù)值為20，那么，最后得到四擋的實際傳動比是： 。 3) 四擋傳動比的計算 該傳動比的計算過程如下：初步選定四擋的傳動比為，，那么取整數(shù)值為24，得到，最后得到四擋的實際傳動比是： 。 3.3.4五擋傳動比的計算 通過以上計算得到，最高擋的傳動是0.76，那么，， 那么取整數(shù)值為29，得到，最后得到最高擋五擋的實際傳動比是： 。 3.3.5倒擋傳動比及齒輪數(shù)的計算 因為倒擋和一擋在模數(shù)、齒數(shù)上相類似，所以初步選定，，并且由于齒輪和齒輪中間會有的間隙，為了保證倒擋齒輪不發(fā)生嚙合干涉的現(xiàn)象，那么 ， （3.9） 求解上述公式后可以得到，取整數(shù)值35。那么倒擋的傳動比為： 輸入軸與倒擋軸之間的距離為： ，取整數(shù)值。 輸出軸與倒擋軸之間的距離為： ，取整數(shù)值。 3.4齒輪變位系數(shù)的選擇 在齒輪的設計中，齒輪的變位是必不可少的。在設計中采用變位齒輪，可以避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距的問題，它還對齒輪強度、使用平穩(wěn)性、耐磨損性、抗膠合能力以及噪聲大小有著重大影響。 由于齒數(shù)選擇小于17時，齒輪互相嚙合會發(fā)生根切現(xiàn)象，所以為了避免根切我們就需要改變齒條插刀的裝配位置，讓它遠離齒胚的中心。一般使用來表示齒輪的變位系數(shù)。 通過查閱可以得到一擋齒輪的總變位系數(shù)（）： ，可以分配為，； 二擋齒輪的總變位系數(shù)為，可以分配為，； 三擋齒輪的總變位系數(shù)為，可以分配為，； 四擋齒輪的總變位系數(shù)為，可以分配為，； 五擋齒輪的總變位系數(shù)為，可以分配為，； 輸入軸與倒擋軸之間的變位系數(shù)為，可以分配為，； 輸入軸與倒擋軸之間的變位系數(shù)為，可以分配為，。 第六章 同步器設計 第四章 齒輪強度的計算、校核以及材料選擇 4.1齒輪強度計算 4.1.1斜齒輪彎曲強度校核 在這次的設計中部分擋位會采用斜齒齒輪，下面是它的彎曲應力計算公式。 ； （4.1） ； （4.2） ； （4.3） 。 （4.4） 經(jīng)過整理計算可以得到 （4.5） 上述公式中，是指圓周力（N），計算方法如上述公式所示； 是指計算載荷；d是節(jié)圓直徑；是應力集中系數(shù)，我們可以選取它的值為1.5；t為法向齒距；y為齒形系數(shù)；是指重合度影響系數(shù)，一般取它的值為2.0。 圖4-1 齒形系數(shù)與Zn、z關系圖 由上圖中可以查出各個的擋位對應的齒形系數(shù)：一擋、；二擋、；三擋、；四擋、；五擋、；計算時取載荷為140。 將上述選取的參數(shù)代入公式，可以得到一擋主動齒輪的彎曲應力是： ， 計算得出從動齒輪的載荷為， 。 同樣的，可以計算得出其他擋位的應力，計算方法同上，可以得到具體結果： 二擋： ； 三擋： ， ； 四擋： ， ； 五擋： ， 。 經(jīng)過上述計算，各個擋位的齒輪彎曲應力都在應力范圍以內。 4.1.2各擋位齒輪接觸應力 接觸應力的計算公式是： ； （4.6） 。 （4.7） 在上面的公式里面，E是齒輪的彈性模量（MPa），計算的時候取彈性模量為；而F是法向力（N）。同時也要注意的是： 關于、的取值，直齒輪和斜齒輪是不一樣的。于此同時，又因為已經(jīng)知道齒輪的工作特性，并且作用與反作用的力是相等的，因而只要計算出主動齒輪的接觸應力，就可以得到從動齒輪的接觸應力： 斜齒輪： ； （4.8） 。 （4.9） 同時，每個擋位的接觸應力計算如下所示： 一擋： ； ； （4.10） ； （4.11） 二擋：； 三擋：； 四擋：； 五擋：； 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔、倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 表4.2 變速器齒輪的許用接觸應力 根據(jù)上表4.2可以得到變速器各個齒輪的許用接觸應力，通過比較可以得出每個擋位的齒輪接觸應力都符合所需條件。 4.2齒輪材料的選擇 現(xiàn)在汽車的變速器的齒輪材料大多數(shù)使用的是滲碳合金鋼，因其具有高硬度的表層與高韌性的心部，這樣可以在很大程度上提高齒輪的耐磨性以及抗接觸疲勞與彎曲疲勞的能力。 齒輪的材料必須要有足夠的強度，一定的耐熱性還有足夠的抗沖擊能力。這樣才能夠保證齒輪的壽命周期足夠長。 另外，在對選用鋼材進行熱處理時，需要同時考慮其加工性及成本。統(tǒng)一考慮后確認使用硬度在58~63HRC范圍的式滲碳齒輪。當然，加工表面時需要用淬火加工。 第五章 變速器軸的設計及其強度校核 第五章 變速器軸的設計及其強度校核 5.1受力分析及選材 齒輪在變速器的正常工況下，會受到徑向力、圓周力和軸向力等多個力的影響。為了保證變速器的正常運轉，在對變速器的軸進行設計計算時，必須要考慮軸的剛度性能和強度性能，只有保證了剛度與強度，齒輪才能承受住彎矩和轉矩。因此，軸選用鉻錳合金鋼20CrMnTi制造而成。 5.2尺寸的設計 軸的尺寸設計，主要是設計軸的直徑以及軸的支座間距，根據(jù)經(jīng)驗公式，軸的直徑的大小與支座的距離L有著緊密的關系。輸出軸的直徑與支座的距離有以下關系：；輸入軸的直徑與支座的距離有以下關系：?；谏鲜龉?，輸入軸花鍵的直徑可以通過經(jīng)驗公式計算得出，其中K的取值范圍是。那么花鍵直徑的取值范圍是： （5.1） 初步選擇變速器的輸入軸與輸出軸的支座間距為 計算得出軸直徑的最小值為： 選定軸直徑的最小值為。 5.3軸的檢驗與校核 確定了軸的直徑后，可以先計算軸的撓度和轉角，然后根據(jù)計算結果來判斷軸上的齒輪，在正常工作時能否達到預期的嚙合效果，以及齒輪的受力情況是否在合理范圍內。 軸撓度和轉角的計算公式如下： ； （5.2） ； （5.3） 。 （5.4） 其中，表示軸的轉角，轉角不應超過；為垂直面的撓度，取值范圍是；為水平面的撓度，允許值范圍為。是齒輪齒寬中間平面的徑向力，為齒輪齒寬中間平面的圓周力；為慣性矩，且；為軸的直徑，在設計計算時，該值可以取花鍵的平均直徑；是指齒輪上的作用力與支座A的距離；是指齒輪上的作用力與支座B的距離；是兩個支座間的距離；是軸的彈性模量，取值為。 5.3.1剛度校核 當軸處于一擋工況時，各個力的計算結果如下： ； （5.5） ； （5.6） ； （5.7） 圖5-1 變速器一檔時撓度和轉角 將輸入軸的各項參數(shù)；；；代入公式，得到輸入軸的校核結果如下： ； ； ； ； 因為輸出軸上的作用力與輸入軸上的作用力大小相等，方向相反，所以可以將輸入軸的各項參數(shù)；；；帶入公式得到輸出軸的校核結果如下： ； ； ； 。 經(jīng)計算，當變速器在其他擋位工作時，軸的剛度也均符合要求。 5.3.2強度計算、校核 根據(jù)上述計算結果可知；；；；圓周力；徑向力；軸向力；齒輪半徑。當變速器在一擋正常工作時，輸入軸的強度校核過程如下： 1）對垂直面內的支反力進行求解： 對B點建立彎矩平衡方程： （5.8） 計算得出 對A點建立彎矩平衡方程： （5.9） 計算得出 圖5-2 垂直面內各支反力 2）對水平面內的支反力進行求解： 圖5-3 水平面內各支反力 對B點建立彎矩平衡方程： （5.10） 計算可得 對A點建立彎矩平衡方程： （5.11） 計算可得 基于上述計算，可求出輸入軸在垂直面和水平面的彎矩以及轉矩的共同作用下的應力，結果如下： ，其中。 （5.12） 所以， ； （5.13） ； （5.14） ； （5.15） ； （5.16） 根據(jù)以上計算結果可以得出： 。 （5.17） 所以 （5.18） 圖5-4 輸入軸受力分析 第六章 同步器設計 第六章 同步器設計 6.1同步器選擇 選用變速器的時候，為了克服被嚙合零件的慣性力矩，使它可以在最短的時間里做到同步，必須選用能在工作表面產(chǎn)生摩擦的摩擦同步器。 在平常使用的三種同步器：慣性式、常壓式、慣性增力式中，慣性式同步器使用最廣泛。而慣性同步器根據(jù)結構又可以分為鎖銷式和鎖環(huán)式等。本次設計從這兩種同步器中選擇一種進行設計。 鎖環(huán)式相比較鎖銷式更加耐用、工作可靠，并且設計時的變速器尺寸較小，更符合本次設計的各項要求，綜上所述，選用鎖環(huán)式同步器。下圖為它的結構： 1.9 變速器齒輪 2-滾針軸承 3.8-接合齒圈 4.7-同步環(huán) 5-彈簧 6-定位銷10-花鍵轂 11-接合套 圖6-1 鎖環(huán)式同步器 6.2主要參數(shù)的確定 6.2.1摩擦因數(shù) 在汽車正常行駛時，因為換擋頻繁，所以選擇摩擦因數(shù)時需要確保同步器能有效的工作，保證順利換擋。摩擦因數(shù)的選擇會受到材料的影響，同時考慮到齒輪間需要加潤滑油，而此時會減小摩擦力，需要取稍大一些的摩擦因數(shù)。綜合考慮，選取摩擦因數(shù)的數(shù)值為。 6.2.2同步環(huán)主要尺寸的確定 為同步環(huán)螺紋槽形式圖。同步環(huán)的尺寸主要為錐面螺紋槽、半錐角、錐面半徑、工作長度以及同步環(huán)徑向厚度組成的工作錐面尺寸。其中可以通過公式計算求得錐面工作長度，其他幾個參數(shù)尺寸可以在標準取值范圍內選取。 同步環(huán)的具體尺寸可以分為以下幾個：8個錐面螺旋槽，的槽寬；取錐面半錐角；摩擦錐面半徑值平均取為；同時為了經(jīng)濟實惠，選定工作長度為；選取同步環(huán)的徑向厚度值是。 圖6-2同步環(huán)螺紋形式 6.2.3鎖止角 變速器工作時換擋是否順滑取決于鎖止角的取值大小，一般它的取值范圍是。在這次的設計中選取鎖止角的值是。 6.2.4同步時間 從理論上看，同步時間影響著汽車可否迅速換擋，而同步時間小且趨向于零的時候，換擋速度越快。然而，在實際情況中這種情況很難實現(xiàn)。并且在不同擋位時換擋的同步時間也不相同。設計時參考其他車型的標準選取同步時間，最高擋的同步時間是；最低擋位的是。 第七章 變速器仿真分析 第七章 變速器仿真分析 7.1輸入軸的仿真分析 7.1.1一檔 將在CATIA中畫好的三維模型以model文件的格式導出，然后再把文件導入到ANSYS中。打開ANSYS軟件，選擇File>Import>CATIA，點擊shuruzhou.model 文件打開，因為導到ANSYS的圖為線框，所以要先把線框變?yōu)閷嶓w再進行分析。點擊PlotCtrls>style>Solid Model Facets 出現(xiàn) style of area and volume plots的對話框，選擇Normal faceting 就得到了輸入軸的實體，如圖所示7-1所示。 圖7-1 輸入軸材料屬性：軸的材料為鉻錳合金鋼20CrMnTi，彈性模量2.06e11Pa，泊松比0.3，密度7800kg/m3。第一步定義材料的各個屬性：> > Props>Material Models,在窗口選項里，依此點擊，然后單擊，輸入鋼材的彈性模量，泊松比，完成后點擊OK。 第二步單元格類型的定義：然后會出現(xiàn)一個窗口，點擊Add。選擇solid Brick 20node solid 187。即定義的輸入軸模型單元類型為solid186。smart size選擇4。 網(wǎng)格劃分：，在彈出的窗口里面把 smart size 這個選項選擇下，并選擇數(shù)值4，點擊mesh,然后點擊pick all。劃分網(wǎng)格圖如圖7-2。 圖7-2 然后，對輸入軸一檔位置施加約束和載荷，求解后處理，得到輸入軸位移圖如圖7-3所示。 圖7-3 圖7-4 從圖7-3可以看出位移最大變形量出現(xiàn)在輸入軸的中間位置，位移變形量從中位置往兩邊逐漸遞減。位移變形量的最大值為0.071mm，軸距每米變形量為0.071/0.255=0.27mm/m，小于國家標準規(guī)定的1.5mm/m，因此輸入軸的剛度是滿足要求的。 7.1.2 二擋 對輸入軸二擋位置施加約束和載荷如圖所示 圖7-5 圖7-6 7.1.3 三擋 對輸入軸三擋位置施加約束和載荷如圖所示 圖7-7 圖7-8 7.1.4 四擋 圖7-9 對輸入軸四擋位置施加約束和載荷如圖所示 圖7-10 7.1.5 五檔 圖7-11 對輸入軸五擋位置施加約束和載荷如圖所示 圖7-12 7.2輸出軸的仿真分析 用Catia對輸出軸建模后，把得到的模型導入到ANSYS中，如圖7-13所示 圖7-13 輸出軸的材料為鉻錳合金鋼20CrMnTi，密度為,彈性模量為，泊松比。對軸進行材料屬性的設置，然后對其進行網(wǎng)格劃分。如圖7-14所示。 圖7-14 然后，對輸出軸施加約束和載荷，最后求解后處理，輸出軸位移變形圖如圖7-15所示： 圖7-15 從圖7-15中可以看出輸出軸中間位置的位移變形量較大，輸出軸兩端的位移變形量很小。輸出軸的最大位移量為0.008mm，軸距每米最大變形量為0.008/0.255=0.03mm/m小于國家規(guī)定的1.5mm/m，因此輸出軸的剛度滿足要求。 7.3齒輪的仿真分析 由于在此次設計中的齒輪數(shù)比較多，因此僅對一擋的從動齒輪進行分析。下圖7-16為一擋從動齒輪的模型圖。 圖7-16 根據(jù)上文可知，所選齒輪材料為20CrMnTi滲碳鋼，加工工藝使用表面淬火。查機械手冊可知，其彈性模量為207GPa，泊松比為，密度為。一擋從動齒輪網(wǎng)格劃分圖如圖7-17所示。 圖7-17 完成劃分網(wǎng)格后，然后對其施加載荷與約束。本設計中，奇瑞汽車發(fā)動機轉速為6000r/min，最大轉矩為140。施加載荷與約束后進行求解與處理可以得到圖7-18中的齒輪變形圖。 圖7-18 由圖7-18可知，一擋從動齒輪在施加載荷的部位位移變形量較大，其他區(qū)域的位移變形量較小。因為最大位移變形量滿足要求，因此齒輪的剛度滿足要求。 第八章 結論 第八章 結論 本次論文設計是對變速器齒輪傳動機構的設計和分析，設計變速器時，綜合考慮各種實際因素，滿足了設計變速器時的各項要求，對整個變速器各個數(shù)據(jù)進行了分析計算和校核，達到了本次畢設的目的。 參考文獻 參考文獻 [1] 劉子波.??國內汽車變速器的發(fā)展[J]. 農(nóng)機使用與維修. 2010(06) [2] 肖敏,曾小蘭.??三種計算行星齒輪機構傳動比的方法及其比較[J]. 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