城市公交車自動(dòng)變速器系統(tǒng)設(shè)計(jì)【DSG六檔齒輪變速器】【雙輸出軸式六檔齒輪傳動(dòng)裝置】

城市公交車自動(dòng)變速器系統(tǒng)設(shè)計(jì)【DSG六檔齒輪變速器】【雙輸出軸式六檔齒輪傳動(dòng)裝置】,DSG六檔齒輪變速器,雙輸出軸式六檔齒輪傳動(dòng)裝置,城市公交車自動(dòng)變速器系統(tǒng)設(shè)計(jì)【DSG六檔齒輪變速器】【雙輸出軸式六檔齒輪傳動(dòng)裝置】,城市,公交車,自動(dòng)變速器,系統(tǒng),設(shè)計(jì),dsg,齒輪,變速器,輸出,軸式六檔 摘要 隨著汽車的發(fā)展和普及，自動(dòng)變速器的研究成為被人們?cè)絹?lái)越重視，它對(duì)汽車行業(yè)的發(fā)展起著至關(guān)重要的作用。而公交車自動(dòng)變速器的研究在如今社會(huì)更顯得尤為重要。 如今大部分自動(dòng)變速器都是由行星齒輪，控制系統(tǒng)，液力變矩器以及液壓控油系統(tǒng)等幾部分組成。液力變矩器是將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸?shù)阶兯傧涞淖詣?dòng)變速器的輸入軸，而且根據(jù)汽車的行駛阻力變化，在一定的范圍內(nèi)，不斷改變傳動(dòng)關(guān)系和轉(zhuǎn)矩。本文采用雙離合自動(dòng)變速器六速變速器設(shè)計(jì)，通過(guò)數(shù)據(jù)資料采集可以了解到DSG變速原理，其大致可分為三種結(jié)構(gòu)，分別是單輸出軸，雙輸出軸，三輸出軸，本文設(shè)計(jì)研究了雙輸出軸式六檔齒輪傳動(dòng)裝置。通過(guò)這些設(shè)計(jì)研究可以讓我們學(xué)過(guò)的汽車設(shè)計(jì)，汽車?yán)碚撨€有汽車構(gòu)造與UG等三維制圖等相關(guān)知識(shí)有機(jī)結(jié)合，熟練運(yùn)用。 關(guān)鍵詞：變速器；自動(dòng)變速器；雙離合式自動(dòng)變速器 Abstract With the development and popularization of automobile, people pay more and more attention to the research of automatic transmission, which plays an important role in the development of automobile industry. The research of automatic transmission of bus is more and more important in today's society. Nowadays, most automatic transmissions are composed of planetary gear, control system, hydraulic torque converter and hydraulic oil control system. The hydraulic torque converter is the input shaft of the automatic transmission which transfers the engine power to the gearbox. According to the change of the driving resistance of the vehicle, the transmission relationship and torque are constantly changed in a certain range. In this paper, the design of six speed transmission of double clutch automatic transmission is adopted. The principle of DSG transmission can be understood by data collection. It can be roughly divided into three kinds of structures: single output shaft, double output shaft, three output shaft, two output shaft, three output shaft. In this paper, the two-output six-speed gear drive is designed and studied. Through these design studies, Let us learn automobile design, automotive theory and automobile construction and UG and other related knowledge of three-dimensional graphics, skilled use. Key words: transmission; automatic transmission; double decoupling automatic transmission 目 錄 1 緒論 1 1.1 研究背景 1 1.2 研究的目及意義 1 1.3 研究的國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀 2 1.3.1 國(guó)外現(xiàn)狀 2 1.3.2 國(guó)內(nèi)現(xiàn)狀 2 2 變速器設(shè)計(jì)方案的選擇 3 3 變速器主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 7 3.1 變速器各檔傳動(dòng)比確定 7 3.1.1 設(shè)計(jì)的給定參數(shù) 7 3.1.2 確定變速器的一檔傳動(dòng)比 8 3.1.3 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 9 3.2 變速器中心距的確定 10 3.3 變速器的齒輪參數(shù)的確定 10 3.3.1 齒輪模數(shù) 10 3.3.2 壓力角及螺旋角 10 3.3.3 齒寬 10 3.3.4 齒頂高系數(shù) 11 III 3.4 變速器各檔齒輪齒數(shù)的分配 11 3.4.1 確定各檔齒輪齒數(shù)及其參數(shù) 11 4 變速器齒輪的材料選擇及校核計(jì)算 14 4.1 齒輪的材料選擇 14 4.1.1 齒輪的常用材料及材料的選擇 14 4.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 14 4.2.1 輪齒接觸應(yīng)力 16 4.2.2 各檔齒輪的強(qiáng)度計(jì)算校核 17 5 變速器軸和軸承的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算 18 5.1 軸的設(shè)計(jì) 18 5.1.1 軸的功用及其設(shè)計(jì)要求 18 5.1.2 軸的尺寸 18 5.2 軸的剛度驗(yàn)算 19 5.2.1 軸剛度計(jì)算公式 19 5.2.2 一檔主動(dòng)齒輪處軸的剛度計(jì)算 20 5.2.3 一擋從動(dòng)齒輪處軸的剛度校核 21 5.2.4 倒擋的剛度校核 23 5.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算 28 5.3.1 實(shí)心輸入軸的強(qiáng)度校核 28 5.3.2 一擋輸出軸段的強(qiáng)度校核 30 5.3.3 空心輸入軸的強(qiáng)度校核 31 5.3.4 倒檔軸的強(qiáng)度校核 33 5.3.5 倒擋輸出軸段的強(qiáng)度校核 34 5.4 軸承的選擇及校核 36 5.4.1 一擋時(shí)軸承的壽命校核 36 5.4.2 倒擋軸軸承的校核 38 6 有限元分析 41 7 三維建模與動(dòng)態(tài)仿真 45 8 總?結(jié) 50 致?謝 51 參考文獻(xiàn) 52 V 1 緒論 1.1 研究背景 隨著科學(xué)技術(shù)的發(fā)展，我國(guó)人民生活水平的不斷提高，物質(zhì)文化的需求越來(lái)越大，人們對(duì)出行的要求越來(lái)越多，對(duì)公交車舒適性的要求越來(lái)越高。在這種情況下，汽車行業(yè)開(kāi)始迅速發(fā)展。而公交車作為最常用的出行工具，人們的目光開(kāi)始逐步轉(zhuǎn)移到它的身上。城市公交車的發(fā)展變成了不可避免的話題。公共汽車的普及使人的生活變得更加暢通，便捷，并緩解了交通堵塞和環(huán)境的問(wèn)題。為長(zhǎng)期繁榮發(fā)展中國(guó)的汽車工業(yè)并提升在世界上的競(jìng)爭(zhēng)力，我們需要自主研制開(kāi)發(fā)汽車零部件。因?yàn)樗莻鬏斚到y(tǒng)中非常重要的部分，研究和開(kāi)發(fā)其傳輸技術(shù)對(duì)汽車的發(fā)展起到非常關(guān)鍵的作用。由于汽車的發(fā)展，由于汽車的推陳出新，自動(dòng)變速器已經(jīng)不能僅僅在轎車上使用，在公交車上應(yīng)用也很關(guān)鍵，但是司機(jī)在操作手動(dòng)變速器換擋時(shí)操作繁雜，在遇到交通擁擠時(shí)還不容易把握換擋的時(shí)機(jī)導(dǎo)致汽車熄火或顛簸，嚴(yán)重影響了旅客出行的質(zhì)量。若在公交車上使用自動(dòng)變速器則能夠大大緩解上述問(wèn)題，還可以大大提高安全性和舒適性。使公交車司機(jī)減少壓力，輕松駕駛。 1.2 研究的目及意義 根據(jù)我國(guó)的情況，使用公共汽車自動(dòng)變速器方面存在大量問(wèn)題，首先主要的自動(dòng)傳輸技術(shù)我國(guó)未能突破，控制系統(tǒng)的開(kāi)發(fā)也非常困難，材料加工的技術(shù)要求也非常高；第二，投入的人力物力財(cái)力非常大，制造成本高，但是回報(bào)卻很低，會(huì)使城市公交車產(chǎn)業(yè)長(zhǎng)期處于虧損的狀態(tài)。并且外國(guó)公司對(duì)自動(dòng)變速器技術(shù)壟斷了很長(zhǎng)時(shí)間，突破技術(shù)攻關(guān)相當(dāng)困難。在操作中，公交車司機(jī)需要頻繁的去換擋，大約每天要操作5000次左右，這使得工作強(qiáng)度變得非常大。而汽車自動(dòng)變速器可以大大提高工作效率，沒(méi)有那么多的工作量，所以會(huì)減少錯(cuò)誤出現(xiàn)，還能減少對(duì)傳動(dòng)系統(tǒng)的磨損。由于我國(guó)人口眾多，導(dǎo)致城市出行交通變得十分擁擠，嚴(yán)重影響著社會(huì)發(fā)展和公民出行質(zhì)量。公交車變速器的開(kāi)發(fā)有利于促進(jìn)社會(huì)發(fā)展和改善城市居民的生活水平，還可以極大地改善傳輸系統(tǒng)和發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)的使用壽命。 1.3 研究的國(guó)內(nèi)外現(xiàn)狀 1.3.1 國(guó)外現(xiàn)狀 自動(dòng)變速器技術(shù)在國(guó)外發(fā)展的速度特別迅速很多國(guó)家的自動(dòng)變速器公交車使用率遠(yuǎn)超中國(guó)。法國(guó)標(biāo)志在1890年成為第一個(gè)研制出高速齒輪傳動(dòng)自動(dòng)變速器的公司。1904年，誕生了世界上第一個(gè)利用離合器和制動(dòng)器的行星齒輪機(jī)構(gòu)的自動(dòng)變速器。1908年福特行星齒輪變速器的應(yīng)用代替了固定軸式變速器；1942年，液壓式換擋自動(dòng)變速器被美國(guó)通用汽車公司和克萊斯勒公司研制成功。美國(guó)與此同時(shí)也制造出了世界上第一臺(tái)在公交車上使用的自動(dòng)變速器。在二十世紀(jì)90年代，德國(guó)開(kāi)發(fā)了一個(gè)S685變速器主宰了當(dāng)代手動(dòng)變速器的技術(shù)。從那時(shí)起，對(duì)自動(dòng)變速器的研究開(kāi)始大規(guī)模進(jìn)行，公交車作為公眾出行的主要交通工具也很快開(kāi)始了發(fā)展自動(dòng)變速器的步伐。在日本、韓國(guó)和新加坡等許多富裕國(guó)家，自動(dòng)變速器的普及率和使用率超過(guò)了93%，公交車的普及率超過(guò)95%。而美國(guó)這個(gè)發(fā)達(dá)國(guó)家公交車自動(dòng)變速器的使用率超乎想象的已接近100%，西歐已達(dá)到90%以上。 1.3.2 國(guó)內(nèi)現(xiàn)狀 在中國(guó)國(guó)內(nèi)，比例不斷上升的城市公交車正在走向城市出行的主流，但中國(guó)汽車制造業(yè)起步較晚，技術(shù)條件還沒(méi)有達(dá)到，在1995年，北京第一次在公共汽車上安裝艾麗森式液壓動(dòng)力變速器。目前，自動(dòng)變速器已廣泛應(yīng)用于中國(guó)大中型客車上。自動(dòng)變速器占有70%以上的特大城市，如上海、北京、廣州、深圳、重慶等一線城市。在一些像常州這樣的二線城市，它的公交車自動(dòng)變速器使用率也占20%以上。但是這些汽車自動(dòng)變速器大部分只有三檔變換或四擋變換，速度比較慢，同時(shí)也不能滿足載重量。我國(guó)對(duì)公共汽車的需求在近20年中越來(lái)越大。自動(dòng)傳輸變速器在我國(guó)也得到前所未有的發(fā)展，年均增長(zhǎng)率為30%，便捷性，穩(wěn)定性，安全性，舒適性，操縱性都有所提高。 但中國(guó)的自動(dòng)變速器技術(shù)發(fā)展仍然跟不上時(shí)代發(fā)展，技術(shù)難題難以攻破。我國(guó)城市公交自動(dòng)變速器的發(fā)展還是比較緩慢的。國(guó)內(nèi)自動(dòng)變速器的年產(chǎn)量仍然很低，大部分還得靠國(guó)外進(jìn)口，這成為了我們國(guó)家公交車自動(dòng)變速器發(fā)展緩慢，比國(guó)外先進(jìn)水平相對(duì)落后的原因。 2 變速器設(shè)計(jì)方案的選擇 圖2-1 DCT變速器 Fig.2-1 DCT transmission 如圖，與雙離合器的殼體相連接的是變速器的輸入端，其實(shí)它也是發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪的輸出端，而在殼體的內(nèi)部裝著兩個(gè)被互相嵌套在一塊的兩個(gè)離合器。這兩個(gè)離合器分為外離合器和內(nèi)離合器，它的內(nèi)離合器C2如圖與空芯軸連接，而外離合器C1則是與芯軸連接，此時(shí)便會(huì)形成一個(gè)齒輪組1，這個(gè)齒輪組則是由1檔、3檔、5檔和倒檔齒輪與芯軸構(gòu)成，此外，還會(huì)形成另外一個(gè)齒輪組2，它則由2檔、4檔和6檔齒輪構(gòu)成，同時(shí)，在這兩個(gè)齒輪組軸的輸出端有一個(gè)嚙合，它與主減速器齒輪嚙合。 1、雙離合器 圖2-2 離合器 Fig. 2-2 clutch 在雙離合器中有兩個(gè)離合器，他與我們傳統(tǒng)的干式離合器很像?？刂破潆x合器的分開(kāi)和關(guān)閉是需要機(jī)電裝置去調(diào)控的，而控制它則需要切換變速器的檔位。 在發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出軸上固定有兩個(gè)質(zhì)量飛輪，把雙離合器布置在鐘形殼上。雙質(zhì)量飛輪交織在一起的外牙雙離合器的支撐環(huán)使其緊密相連，因此，發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩通過(guò)雙質(zhì)量飛輪到曲軸輪雙離合器，相反，在驅(qū)動(dòng)軸牽引支架，本設(shè)計(jì)實(shí)現(xiàn)通過(guò)對(duì)軸承與C1離合器驅(qū)動(dòng)盤(pán)的工作面緊密結(jié)合，前、后工作面與是離合器C2相連接。在壓盤(pán)的作用的情況下，如果這之間的一個(gè)離合器從動(dòng)盤(pán)被壓緊了，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩就會(huì)由驅(qū)動(dòng)盤(pán)傳遞到相對(duì)應(yīng)的離合器從動(dòng)盤(pán)上，之后把轉(zhuǎn)矩傳遞給相應(yīng)的齒輪變速器的驅(qū)動(dòng)軸。 這兩個(gè)離合器可能出現(xiàn)的情況： 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)停止工作或者是在怠速的狀態(tài)下，這兩個(gè)離合器都都會(huì)處在分開(kāi)的狀態(tài)。在汽車啟動(dòng)運(yùn)行時(shí)，這兩個(gè)離合器中只有其中的一個(gè)處在接合狀態(tài)。 當(dāng)變速器處在1檔、3檔、5檔和倒檔的情況下，長(zhǎng)分離杠桿在變速器的控制器操縱情況下還有液壓缸壓力的推動(dòng)下，使得外分離軸承被按壓在外膜片的彈簧上，離合器C1的壓盤(pán)就會(huì)讓從動(dòng)盤(pán)推至驅(qū)動(dòng)盤(pán)，此時(shí)離合器C1接合，而分離杠桿回位的時(shí)，離合器C1分離。 當(dāng)變速器處在2檔、4檔、6檔時(shí)，短分離杠桿在變速器的控制器操縱狀況下還有液壓缸壓力的推動(dòng)下，使得內(nèi)分離軸承被按壓在內(nèi)膜片的彈簧上，此時(shí)離合器C2的壓盤(pán)就會(huì)讓從動(dòng)盤(pán)推至驅(qū)動(dòng)盤(pán)，此時(shí)離合器C2接合，它會(huì)將發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩傳遞給驅(qū)動(dòng)軸2上。而分離杠桿回到原來(lái)位置時(shí)候，此時(shí)離合器C2分離。 2、齒輪變速器 輸入軸、輸出軸、各個(gè)檔的齒輪與變速器外殼組成齒輪變速器。 輸入軸 ： 輸入軸也可以被稱為驅(qū)動(dòng)軸，一共有兩根驅(qū)動(dòng)軸，驅(qū)動(dòng)軸2是中空軸的結(jié)構(gòu)，把驅(qū)動(dòng)軸1從中空的驅(qū)動(dòng)軸2中穿過(guò)去，軸1和軸2上都有一個(gè)球軸承來(lái)支撐在變速器的外殼上，這兩根驅(qū)動(dòng)軸則通過(guò)花鍵與一個(gè)離合器相連，然后根據(jù)嚙合的檔位，發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩分別由它們傳遞到輸出軸上。 驅(qū)動(dòng)軸2是中空軸結(jié)構(gòu)的，它也是通過(guò)花鍵與離合器C2相連，此軸用于切換到2檔、4檔、6檔。變速器的輸入速度就是由軸上這個(gè)專門(mén)的變速器上輸入轉(zhuǎn)速傳感器的小齒輪來(lái)獲得。 輸出軸 ： 一共有兩根輸出軸，分別位于變速器的外殼體內(nèi)。它根據(jù)嚙合的檔位，把發(fā)動(dòng)機(jī)上的轉(zhuǎn)矩從輸入軸傳給輸出軸，然后由各輸出軸上的輸出齒輪再傳遞到差速器上的主傳動(dòng)齒輪上。 3、液壓控制系統(tǒng) 雙離合式自動(dòng)變速器的液壓控制系統(tǒng)主要是接收電控系統(tǒng)的控制命令，從而對(duì)離合器還有變速器的換擋機(jī)構(gòu)來(lái)控制操縱。雙離合器控制、換擋機(jī)構(gòu)控制還有冷卻控制組成了液壓控制系統(tǒng)。 檔位選擇器來(lái)操作雙離合器變速箱(DCT)上的檔位切換，檔位選擇器其實(shí)就是一個(gè)液壓馬達(dá)，撥動(dòng)撥叉就可以使變速器進(jìn)入相對(duì)應(yīng)的檔位，然后液壓控制系統(tǒng)控制變檔后的工作。一個(gè)6檔雙離合器變速箱(DCT)，其中的液壓控制系統(tǒng)6個(gè)油壓調(diào)節(jié)電磁閥去調(diào)節(jié)2個(gè)離合器還有4 個(gè)檔位選擇器中的油壓壓力，而有5 個(gè)開(kāi)關(guān)電磁閥，它們分別去控制檔位選擇器和離合器的工作。 4、電子控制系統(tǒng) 車輛獲取信息電子控制系統(tǒng)、駕駛員信息、操作指令、通用管理信息及實(shí)際車輛運(yùn)行狀態(tài)確定系統(tǒng)與在線處理，控制DCT的操作。同時(shí)，還負(fù)責(zé)控制系統(tǒng)與電控單元電子發(fā)動(dòng)機(jī)等系統(tǒng)的協(xié)調(diào)，與手動(dòng)變速箱相比，雙離合器變速箱有兩個(gè)離合器，但沒(méi)有踏板離合器。新型離合器電控系統(tǒng)及液壓系統(tǒng)作為自動(dòng)變速器的標(biāo)準(zhǔn)和雙離合器變速箱，與作業(yè)的距離無(wú)關(guān)。一個(gè)離合器控制奇數(shù)檔位另一個(gè)控制偶數(shù)檔位。有了這個(gè)布局，因?yàn)樽兯傧涞目刂疲诖嘶A(chǔ)上齒輪變速箱中速度的變化按等級(jí)順序排列，這種變化是雙離合器變速箱核心。機(jī)械零件精巧的把結(jié)構(gòu)分為兩個(gè)單獨(dú)的奇數(shù)檔位和偶數(shù)檔位。它不同于傳統(tǒng)的手動(dòng)變速箱，它集中在雙離合器變速箱(DCT)的輸入軸上且分布在兩個(gè)輸入軸中。外部輸入軸是中空的的，給內(nèi)部輸入軸留出嵌入的空間。在6速變速箱的情況下，輸入軸安裝在齒輪1，3，5檔和倒擋上，外部輸入軸安裝齒輪2，4和6檔上從而達(dá)到快速換擋的操作效果。必須分別使用兩個(gè)離合器來(lái)控制奇數(shù)和偶數(shù)檔。原則上，變速裝置的直接交換由兩個(gè)獨(dú)立的執(zhí)行機(jī)構(gòu)組成，即獨(dú)立的分動(dòng)器，如圖所示 圖2-3 雙離合自動(dòng)變速箱結(jié)構(gòu) Fig.2-3Double clutch automatic gearbox structure 3 變速器主要參數(shù)的設(shè)計(jì)計(jì)算 3.1 變速器各檔傳動(dòng)比確定 3.1.1 設(shè)計(jì)的給定參數(shù) 表3-1 Tablet.3-1 整車總質(zhì)量 18000kg 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 880N·m 最大馬力 260馬力 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 1650RPM 汽車最高車速 100Km/h 輪胎類型與規(guī)格 275/70R22.5 汽車前軸負(fù)荷 21500N 汽車后軸負(fù)荷 18500N 根據(jù)現(xiàn)在任務(wù)書(shū)中提供的設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)確定主減速比： (3-1) 式中； ——汽車行駛速度（km/h）； ——變速器傳動(dòng)比； ——主減速器傳動(dòng)比。 ——車輪滾動(dòng)半徑（m）； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速（r/min） 直接檔為最高檔，根據(jù)查閱資料取傳動(dòng)比=0.8；根據(jù)計(jì)算公式得==0.47825m；任務(wù)書(shū)給出n==1650(r/min)，根據(jù)公式得到主減速器的傳動(dòng)比為： 3.1.2 確定變速器的一檔傳動(dòng)比 應(yīng)根據(jù)車輪和地面的一般支撐力、最小穩(wěn)定車速和主減速比以及車輪的旋轉(zhuǎn)半徑，車輛的最大坡度等因素來(lái)確定一檔最小傳動(dòng)比。 汽車行駛方程式 一般最高檔檔傳動(dòng)比為1.0且是直接檔；但有的變速器最高擋是超速擋，傳動(dòng)比為0.7~0.8，我們?nèi)∽罡邠鮽鲃?dòng)比為=0.8所以： 最大爬坡度一般約為30%，即=16.7°則1擋傳動(dòng)比為： 式中：——汽車的總載荷，； ——道路附著系數(shù)，； ——汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，。 ——驅(qū)動(dòng)車輪的滾動(dòng)半徑，m； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，N·m ——主減速比，； 將數(shù)據(jù)代入公式： 其中驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件為： (3-2) 一檔傳動(dòng)比為： (3-3) 式中：——汽車滿載靜止時(shí)在水平路面上驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，任務(wù)書(shū)所給前軸載荷21500N ——附著系數(shù)，計(jì)算??； 將各個(gè)數(shù)據(jù)代入下列公式可得： 由上面的計(jì)算可得到1.835＜＜2.6452，所以在本次設(shè)計(jì)中我們?nèi)　? 3.1.3 變速器各檔傳動(dòng)比的確定 現(xiàn)在一檔傳動(dòng)比為2.4，根據(jù)公式 （其中n為檔位數(shù)）求得公比。因?yàn)椋瑵M足要求。所以： 3.2 變速器中心距的確定 查閱資料得變速器的中心距(mm)公式為： (3-4) 其中式中：——中心距系數(shù)， ——變速器一擋傳動(dòng)比； ——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩(N·m)； ——變速器的傳動(dòng)效率，取96%； 將各數(shù)代入式(3.5)中得 取得A=75mm 3.3 變速器的齒輪參數(shù)的確定 3.3.1 齒輪模數(shù) 當(dāng)齒寬增大，模量減小時(shí)，可以減小傳動(dòng)的噪聲，但為了降低傳動(dòng)質(zhì)量，應(yīng)增大模量，減小小齒寬和中心距，輪齒的最大載荷作用下的靜強(qiáng)度或彎曲疲勞強(qiáng)度決定齒輪模數(shù)。 由于技術(shù)原因，與齒輪的接合應(yīng)同步化且多數(shù)采用漸開(kāi)線，在與齒的傳動(dòng)中使用相同的較小模數(shù)。便于換擋 。 3.3.2 壓力角及螺旋角 壓力角越小，齒輪齒的重合度越大，剛度越低，可以降低嚙合時(shí)的動(dòng)載荷，使傳動(dòng)系統(tǒng)具有良好的傳動(dòng)性能。并且有助于降低噪聲，壓力角較大，可提高齒輪齒的彎曲強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。事實(shí)上，因?yàn)閲?guó)家標(biāo)準(zhǔn)壓力角傳動(dòng)齒輪的壓力角為20°。嚙合套筒或同步器嚙合齒的壓力角為20°/25°/30°，而壓力角為30°。 3.3.3 齒寬 應(yīng)選擇較小的齒寬，以盡可能減小傳動(dòng)的軸向尺寸，降低傳動(dòng)質(zhì)量。另一方面，齒輪寬度的減小使齒輪穩(wěn)定。減小斜齒輪，可以補(bǔ)償增大齒輪螺旋角的方法，但增加了軸承的軸向力，降低了齒輪的壽命。齒寬會(huì)增加齒輪的工作應(yīng)力。大齒輪寬度通常是根據(jù)齒輪模數(shù)m(MN)的大小選擇的，直齒寬系數(shù)齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0；斜齒，從6到8.5。 3.3.4 齒頂高系數(shù) 齒頂?shù)母叨认禂?shù)對(duì)齒根切削齒、齒頂厚度等的影響程度、齒輪強(qiáng)度、工作噪聲、齒的相對(duì)滑動(dòng)速度、齒根切削、齒頂厚度等有一定的影響。如果齒頂高度系數(shù)小，齒輪的重合度小，工作噪聲大，但由于減小了齒輪的彎矩，齒輪的彎曲應(yīng)力也隨之降低。在我國(guó)，齒頂高度系數(shù)取1。 3.4 變速器各檔齒輪齒數(shù)的分配 圖3-1 變速器傳動(dòng)示意圖 Fig.3-1Transmission diagram 取各擋的模數(shù)，壓力角，螺旋角均為2.75mm，20°，20°即可。 3.4.1 確定各檔齒輪齒數(shù)及其參數(shù) 一檔齒輪我們確定為斜齒圓柱齒輪 壓力角，螺旋角，模數(shù)分別為20°=20°=2.75mm 根據(jù)上述數(shù)據(jù)計(jì)算齒數(shù)和 斜齒: ==51.26取整為51 即15，51-15=36 一擋傳動(dòng)比為 邊位系數(shù)： 當(dāng)量齒數(shù)： 齒頂高變動(dòng)系數(shù)： 由當(dāng)量齒數(shù)和查表可得： ==74.6257mm取整為=75mm。 對(duì)一檔齒輪進(jìn)行變位： 端面壓力角： 端面嚙合角： 中心距變動(dòng)系數(shù)： 變位系數(shù)之和： 由變位系數(shù)線圖得： 齒頂降低系數(shù)σn： 一檔齒輪、參數(shù)： 分度圓直徑：　　 齒頂高：　　　　 齒根高：　　　　 齒全高：　　　　 齒頂圓直徑：　　 齒根圓直徑：　　 節(jié)圓直徑: 4 變速器齒輪的材料選擇及校核計(jì)算 4.1 齒輪的材料選擇 4.1.1 齒輪的常用材料及材料的選擇 通常多用途鍛件、大直徑齒輪不適用于鍛造，故使用鑄鐵或使用鑄鋼。 齒輪材料的種類選擇上應(yīng)應(yīng)考慮的一些因， 1． .對(duì)于一般的動(dòng)力傳動(dòng)齒輪，材料必須具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，齒面必須堅(jiān)硬，齒芯必須堅(jiān)硬才可以。 2． 小齒輪材料的硬度應(yīng)略高于大齒輪的硬度，兩輪的硬度差應(yīng)在30~50 HBS之間。 3.一般來(lái)說(shuō)，考慮到加工工藝和熱處理工藝，鑄鐵可用于大尺寸齒輪。在尺寸小、要求低的條件下，可采用圓鋼作為坯料.中、低尺寸齒輪采用凹凸毛坯，可選用鍛鋼。 4.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算 汽車變速箱的材料、熱處理、加工方法、精度等級(jí)和支承方式基本相同，如果汽車變速器的齒輪是由低碳鋼制成的。4.2.1輪齒的彎曲應(yīng)力 1．直齒輪彎曲應(yīng)力公式為： 式中：——彎曲應(yīng)力(MPa)； ——圓周力(N)，； ——計(jì)算載荷(N·m)； ——節(jié)圓直徑(mm)； ——應(yīng)力集中系數(shù)，查閱資料可近似取=1.65； ——摩擦力影響系數(shù)，查閱課本取主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪取=0.9； ——齒寬(mm)； ——端面齒距(mm)，； ——模數(shù)； ——齒形系數(shù)， 齒輪節(jié)圓直徑，為齒數(shù)，將上面的所有數(shù)據(jù)代入式后得： 　　　　　　　　　　　　　 (4-1) 當(dāng)計(jì)算傳動(dòng)第一軸的最大扭矩時(shí)，反向齒輪的允許彎曲應(yīng)力在400~850 MPa之間。 2．斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為 式中：——圓周力()，； ——計(jì)算載荷(N·m)； ——節(jié)圓直徑(mm)，， －法向模數(shù)(mm)， －齒數(shù)， －斜齒輪螺旋角()； ——應(yīng)力集中系數(shù)，； ——齒面寬(mm)； ——法向齒距(mm)，； ——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)； ——重合度影響系數(shù)，。 斜齒輪的彎曲應(yīng)力公式為： 　 　　　　　　　　　 (4-2) 4.2.1 輪齒接觸應(yīng)力 　　　　　　　 (4-3) 式中：——輪齒的接觸應(yīng)力（MPa） ——齒面上的法向力（N），； ——計(jì)算載荷(N·m)； ——節(jié)點(diǎn)處壓力角()； ——齒輪材料彈性模量(MPa)，= N·mm-2； ——齒輪接觸實(shí)際寬度(mm)； ——端面內(nèi)分度圓切向力，； ——節(jié)圓直徑(mm)； ——齒輪螺旋角()； ，——主動(dòng)及被動(dòng)齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑(mm)， 其中：斜齒輪——，； 直齒輪——，。、 主動(dòng)及被動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 表4-1 Tablet.4-1 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高檔 1300～1400 650～700 4.2.2 各檔齒輪的強(qiáng)度計(jì)算校核 1.計(jì)算一擋斜齒輪、的彎曲應(yīng)力 =15，=36，=0.16，=0.19，=880N·m，=20°，=2。75mm，=6.55 公式得： = =303.08MPa<180～350MPa = =347.71MPa<180～350MPa 一擋齒輪接觸應(yīng)力 由公式（4.3）得： < 1300~1400 5 變速器軸和軸承的設(shè)計(jì)及校核計(jì)算 5.1 軸的設(shè)計(jì) 5.1.1 軸的功用及其設(shè)計(jì)要求 變速器在扭矩和彎矩作用下工作，因此應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度。軸的鋼度不夠。在負(fù)荷下，軸會(huì)產(chǎn)生大的變形。它會(huì)影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過(guò)多的噪聲。 5.1.2 軸的尺寸 有上述計(jì)算得到中間軸式變速器中心距， 各軸的最小直徑： (5-1) 其中：——軸的估算最小徑 ——計(jì)算常數(shù)，它的確定取決于軸的材料及受載情況， ——軸傳遞的功率（kW） ——軸的轉(zhuǎn)速 第一軸花鍵部分： (5-2) 其中： ——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)， ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 第一軸花鍵部分直徑=24.15～27.77mm取，； 對(duì)于空心軸的可根據(jù)剪應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算： 可以選擇d=31mm D=40mm 5.2 軸的剛度驗(yàn)算 5.2.1 軸剛度計(jì)算公式 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δ，可分別用式計(jì)算 (5-3) (5-4) (5-5) 式中：——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）； ——彈性模量（MPa），=2.06×105MPa； ——慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算[13]； 、——齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； ——支座間的距離（mm）。 軸的全撓度為mm。 (5-6) 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。 a b L δ Fr 圖5-1 變速器輸出軸的剛度變形簡(jiǎn)圖 Fig.5-1A brief diagram of the stiffness and deformation of the output shaft of the transmission 5.2.2 一檔主動(dòng)齒輪處軸的剛度計(jì)算 一擋主動(dòng)齒輪受力位置圖如5-2，齒輪轉(zhuǎn)角如圖5-3。 圖5-2 軸的受力位置 Fig.5-2 Axial force position 圖5-3 齒輪轉(zhuǎn)角 Fig.5-3 Gear angle N N 根據(jù)兩齒輪間的角度關(guān)系見(jiàn)圖5.3，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分別為： 垂直方向： 水平方向： 合成：垂直受力： 水平受力： 此時(shí)軸的受力位置圖5.2，由公式得， 0.002rad 軸的剛度滿足要求 5.2.3 一擋從動(dòng)齒輪處軸的剛度校核 對(duì)于處軸的剛度校核，即一擋輸出軸處 圖5-4 軸的受力位置 Fig.5-4 Axial force position 作此時(shí)軸的受力位置見(jiàn)圖5-4 水平撓度 垂直撓度 轉(zhuǎn)角 0.002rad 對(duì)于處的軸的剛度校核 N N 根據(jù)兩齒輪間的角度關(guān)系見(jiàn)圖5.5，可以求出力在水平方向和垂直方向上分力分別為： 圖5-5 齒輪的轉(zhuǎn)角 Fig.5-5 Gear angle 垂直方向： 水平方向： 合成：垂直受力： 水平受力： 此時(shí)軸的受力位置見(jiàn)圖5-4 0.002rad 合成： 可知輸出軸在一擋位置時(shí)滿足剛度要求 5.2.4 倒擋的剛度校核 由于倒擋的主動(dòng)齒輪與一擋主動(dòng)齒輪是同一個(gè)齒輪，故無(wú)需再對(duì)倒擋是處的軸段進(jìn)行剛度校核。 對(duì)于處軸的剛度校核 圖5-6 軸的受力位置 Fig.5-6 Axial force position 垂直方向： 水平方向： 此時(shí)軸的受力位置見(jiàn)圖5-6 0.002rad 對(duì)于處軸剛度校核 N N 根據(jù)兩齒輪間的角度關(guān)系見(jiàn)圖5-7，可以求出力在水平方向和垂直方向上的分力分別為： 圖5-7 齒輪轉(zhuǎn)角 Fig.5-7 Gear angle 垂直方向： 水平方向： 合成：垂直受力： 水平受力： 此時(shí)軸的受力位置見(jiàn)圖5-8 0.002rad 合成： 可知在倒擋軸各軸段軸滿足剛度要求 對(duì)齒輪處軸的剛度校核 垂直方向： 水平方向： 圖5-8 軸的受力位置 Fig.5-8 Axial force position 此時(shí)軸的受力位置見(jiàn)圖5-8 0.002rad 對(duì)于處軸剛度校核 N N 根據(jù)兩齒輪間的角度關(guān)系5-9 圖5-9 齒輪轉(zhuǎn)角 Fig.5-9 Gear angle 垂直方向： 水平方向： 合成：垂直受力： 水平受力： 此時(shí)軸的受力位置見(jiàn)圖 0.002rad 合成： 可知在倒擋輸出各軸段軸滿足剛度要求 5.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算 先求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的反力，計(jì)算相應(yīng)的垂向彎矩、水平彎矩。則軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為： (5.6) 式中: (MPa)； 為軸的直徑(mm)，花鍵處取內(nèi)徑； 為抗彎截面系數(shù)(mm2)，在低擋工作時(shí)，≤400MPa。 5.3.1 實(shí)心輸入軸的強(qiáng)度校核 一擋時(shí)軸的強(qiáng)度校核 由剛度校核可知齒輪處的受力情況： 垂直受力： 水平受力： 軸向受力： 求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 求垂直面內(nèi)的支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 按第三強(qiáng)度理論得： N·mm 彎矩、扭矩圖見(jiàn)5-10 圖5-10 軸的彎矩與扭矩圖 Fig.5-10 The bending moment and torque diagram of the shaft 5.3.2 一擋輸出軸段的強(qiáng)度校核 對(duì)于處軸的強(qiáng)度校核 求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 求垂直面內(nèi)的支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 按第三強(qiáng)度理論得： 對(duì)于處軸段 對(duì)于處軸段 彎矩、扭矩圖見(jiàn)5-11 圖5-11 彎矩與扭矩圖 Fig.5-11 Bending moment and torque diagram 5.3.3 空心輸入軸的強(qiáng)度校核 二擋齒輪軸段處的強(qiáng)度校核 由剛度校核可知齒輪處的受力情況： 水平受力： 垂直受力： 軸向受力： 求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 求垂直面內(nèi)的支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 按第三強(qiáng)度理論得： N·mm 彎矩、扭矩圖見(jiàn)5-12 圖5-12 彎矩與扭矩圖 Fig.5-12 Bending moment and torque diagram 5.3.4 倒檔軸的強(qiáng)度校核 求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 求垂直面內(nèi)的支反力、和彎矩 由以上兩式可得，，， 按第三強(qiáng)度理論得： 對(duì)于處軸段： 對(duì)于處軸段： 彎矩、扭矩圖見(jiàn)5-13 圖5-13 彎矩與扭矩圖 Fig.5-13 Bending moment and torque diagram 5.3.5 倒擋輸出軸段的強(qiáng)度校核 對(duì)于倒擋時(shí)的、處的軸的強(qiáng)度校核，即倒擋輸出軸處的剛度校核 求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、 由以上兩式可得，， 求垂直面內(nèi)的支反力、和彎矩 　 　 由以上兩式可得，，　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　　 按第三強(qiáng)度理論得： 對(duì)于處軸段： 對(duì)于處軸段： 彎矩、扭矩圖見(jiàn)5.25 圖5-14 彎矩與扭矩圖 Fig.5-14 Bending moment and torque diagram 5.4 軸承的選擇及校核 由于一擋及倒檔受力最大，故只需考慮一擋及倒擋時(shí)的軸承受力情況 軸承的使用壽命可按汽車平均車速行駛至大修前的總行駛里程s來(lái)計(jì)算： 式中的汽車平均車速可按 可知只要軸承壽命不小于5000h就滿足使用壽命要求。各個(gè)檔位的使用頻率從一擋至六擋分別為：0.5%、2%、12.5%、30%、35%、20%，對(duì)于倒擋的使用頻率與一擋相近，故取0.5%。 5.4.1 一擋時(shí)軸承的壽命校核 一擋軸承時(shí)受力最大。故用一擋時(shí)的受力對(duì)軸承校核 （1）初選軸承的型號(hào)右端33008，左端33006，正裝,可知右端軸承被壓緊左端軸承被放松；=3629.8N， （2）求垂直面內(nèi)支反力 為右側(cè)支反力，為左側(cè)支反力 （3）內(nèi)部附加力右側(cè)、左側(cè)，由軸承手冊(cè)查得Y=1.7 （4）右端軸承軸向力和左端軸承軸向力 由于 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 （5）求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 ，，， 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)? 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：， 取所以 （6）校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)滾子軸承=10/3。 =3050.17h 實(shí)際使用時(shí)間6778.16＞=5000h合格 實(shí)際使用時(shí)間＞=2500h合格 5.4.2 倒擋軸軸承的校核 （1）初選軸承的型號(hào)右端滾針軸承，左端雙列圓錐滾子軸承351305E，正裝,可知右端軸承被壓緊左端軸承被放松；， （2）求垂直面內(nèi)支反力 為右側(cè)支反力，為左側(cè)支反力 （3）校核滾針軸承軸承壽命 預(yù)期壽命 命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)滾子軸承=10/3。 實(shí)際使用時(shí)間＞=5000h合格 內(nèi)部附加力右側(cè)，由軸承手冊(cè)查得， （5）倒擋軸右端承受軸向力，右端雙列圓錐滾子軸承軸向力， 由于 所以軸承1被放松，軸承2被壓緊 （6）求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 ，，， 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)? 查軸承手冊(cè)得： （7）校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)滾子軸承=10/3。 實(shí)際使用時(shí)間＞=5000h合格 5.4.4倒擋時(shí)輸出軸承的校核 （1）初選軸承的型號(hào)右端33207，左端33205，正裝,可知右端軸承被壓緊左端軸承被放松；， （2）求垂直面內(nèi)支反力 為右側(cè)支反力，為左側(cè)支反力 （3）內(nèi)部附加力右側(cè)、左側(cè)，由軸承手冊(cè)查得Y=1.7 （4）右端軸承軸向力和左端軸承軸向力 由于 所以右端軸承被放松，左端軸承被壓緊 右端： 左端： （5）求當(dāng)量動(dòng)載荷 查軸承手冊(cè)可知 ，，， 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 因?yàn)? 查軸承手冊(cè)得： （6）校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)滾子軸承=10/3。 由于倒擋的使用比率為0.5%，所以 實(shí)際使用時(shí)間＞=5000h合格 定軸的強(qiáng)度及剛度滿足要求和軸承的壽命滿足要求。 6 有限元分析 打開(kāi)ANSYS workbenc，雙擊Static Structural，拖入靜力學(xué)分析模塊。 圖6-1啟動(dòng)界面 6-1 startup interface 雙擊Engineering Data編輯工程材料，定義材料的密度，楊氏模量，泊松比 圖6-2材料選擇 6-2 material selection 雙擊Geometry，進(jìn)入幾何編輯界面，點(diǎn)擊File-Attach to Active CAD geometry,然后點(diǎn)擊Generate生成幾何模型。 圖6-3導(dǎo)入模型 6-3 import model 雙擊model進(jìn)入有限元分析界面，點(diǎn)擊Mesh，設(shè)置網(wǎng)格相關(guān)中心為100，并且劃分映射面網(wǎng)格。 圖6-4網(wǎng)格劃分 6-4 mesh generation 查看網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)個(gè)數(shù)46341，單元數(shù)為26824，單元平均質(zhì)量為0.658. 圖6-5節(jié)點(diǎn)觀察 6-5 node observation 設(shè)置約束。點(diǎn)擊Static Structural（A5）—Supports—Remote Displacement，6個(gè)自由度只允許軸向轉(zhuǎn)動(dòng)，其它位移以及轉(zhuǎn)動(dòng)自由度為0. 圖6-6坐標(biāo)系建立 6-6 coordinate system establishment 6.設(shè)置齒輪軸的加載，X方向載荷為4198.7N，Y負(fù)方向?yàn)?9688.8N，Z軸方向?yàn)?629.8N。 圖6-7載荷施加 6-7 load application 點(diǎn)擊solve求解。 右鍵點(diǎn)擊inset，插入total information，查看總的變形。 圖6-8變形量云圖 6-8 deformation cloud map 圖 6-9應(yīng)力云圖1 6-9 stress cloud figure 1 同樣的查看應(yīng)力結(jié)果，應(yīng)力最大值為55MPa，其最大值應(yīng)力點(diǎn)在軸肩處。 圖6-10應(yīng)力云圖2 6-10 stress cloud figure 2 圖 6-11變形云圖 6-11 deformed cloud map 查看應(yīng)變，發(fā)現(xiàn)應(yīng)變值很小 應(yīng)力應(yīng)變都滿足要求，因此設(shè)計(jì)合理。 7三維建模與動(dòng)態(tài)仿真 1 雙離合器UG三維建模 有了之前的雙離合器參數(shù)設(shè)計(jì)與校核，接下來(lái)可以進(jìn)行三維建模與運(yùn)動(dòng)仿真來(lái)進(jìn)行驗(yàn)證此次的雙離合器設(shè)計(jì)的合理性，減少產(chǎn)品試制的過(guò)程，增加整車研發(fā)過(guò)程的效率，減少整車研制過(guò)程中的材料成本和時(shí)間成本，縮短整車研發(fā)周期。 主動(dòng)軸UG三維建模 根據(jù)之前算得的主動(dòng)軸齒輪參數(shù)一檔齒輪的壓力角20°螺旋角=20°模數(shù)=2.75mm，以及變位系數(shù)： ，可以利用UG自帶的【柱齒輪建模】，選擇斜齒輪建模，選擇變位齒輪，輸入法相模數(shù)2.75mm，牙數(shù)、齒寬、壓力角及變位系數(shù)等參數(shù)，可以自動(dòng)生成齒輪，以齒輪為核心，向兩端運(yùn)用【草圖】、【拉伸】、【旋轉(zhuǎn)】等簡(jiǎn)單操作命令可以畫(huà)出各個(gè)齒輪軸，如下所示： 圖 7-1 齒輪1 7-1 gear 1 圖7-2 齒輪2 7-2 gear 2 圖 7-3 齒輪3 7-3 gear 3 圖7-4 齒輪4 7-4 gear4 2.輸入軸UG三維建模 變速器齒輪建模完以后，需要建立輸入軸，來(lái)保證發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)矩能傳遞到車輪來(lái)驅(qū)動(dòng)汽車的行駛，利用之前所設(shè)計(jì)好的尺寸參數(shù)，運(yùn)用UG三維軟件的【草圖】、【拉伸】、【倒斜角】、【圓錐】、【陣列】等功能鍵，建立輸入軸的三維模型，如下圖所示： 圖7-5輸入軸1 7-5 input shaft 1 3.變速器UG裝配 建模完變速器所需要的各個(gè)零件以后進(jìn)行裝配，為了便于后面的裝配，運(yùn)用【同心】、【接觸】等裝配命令，先裝配兩根輸入軸，如圖所示： 圖7-6輸入軸2 7-6 input shaft 2 同理，運(yùn)用【距離】、【接觸】、【同心】、【移動(dòng)】等指令裝配好整個(gè)變速器，如下圖所示： 圖 7-7裝配圖 7-7 assembly drawing UG三維建模運(yùn)動(dòng)仿真 建模好整個(gè)變速器三維模型并裝配好以后，還需要進(jìn)行運(yùn)動(dòng)仿真，來(lái)驗(yàn)證整個(gè)變速器是否符合語(yǔ)預(yù)期要求的運(yùn)動(dòng)。進(jìn)入運(yùn)動(dòng)模塊，然后新建仿真，建立連桿，設(shè)立運(yùn)動(dòng)副：旋轉(zhuǎn)副和齒輪副，給輸入軸一個(gè)多項(xiàng)式驅(qū)動(dòng)，設(shè)定為20°/s，然后求解運(yùn)算方案，點(diǎn)擊動(dòng)畫(huà)仿真，觀察整個(gè)運(yùn)動(dòng)過(guò)程符合預(yù)期的運(yùn)動(dòng)。 圖7-13動(dòng)態(tài)仿真 7-13 dynamic simulation 6 總?結(jié) 公交車，這個(gè)社會(huì)出行必不可少的交通工具，為了更好的讓它為我們服務(wù)，提升我們的生活品質(zhì)和出行質(zhì)量，我們對(duì)公交車的變速器進(jìn)行了一系列的研究設(shè)計(jì)。在此次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，我對(duì)公交車自動(dòng)變速器系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)計(jì)，對(duì)主要零部件進(jìn)行了有限元分析，對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了動(dòng)態(tài)仿真分析。通常我們使用的自動(dòng)變速箱的變速機(jī)構(gòu)大部分都是齒輪傳動(dòng)的原理，在此次設(shè)計(jì)中我選用了雙離合器式自動(dòng)變速器作為城市公交車的變速裝置。雙離合變速器的技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟，采用此種變速器是因?yàn)樗鼪](méi)有液力變矩器，所以可以使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力完全發(fā)揮出來(lái)。而且通過(guò)兩套離合器的相互交替著去工作可以使換擋更加輕松舒適。換擋的時(shí)間也大大減少。換擋直接同時(shí)也降低了油耗。它的大量普及已成為必不可擋的趨勢(shì)。在此次設(shè)計(jì)的過(guò)程中，通過(guò)這些設(shè)計(jì)研究讓我們把學(xué)過(guò)的汽車設(shè)計(jì)，汽車?yán)碚撨€有汽車構(gòu)造與UG等三維制圖等相關(guān)知識(shí)有機(jī)結(jié)合，熟練運(yùn)用起來(lái)。在此次設(shè)計(jì)中我分別對(duì)自動(dòng)變速器的一檔軸及齒輪進(jìn)行了尺寸計(jì)算，剛度校核以及倒擋軸和倒擋軸齒輪的尺寸計(jì)算和剛度校核。對(duì)輸入軸進(jìn)行了有限元分析，并且對(duì)自動(dòng)變速器系統(tǒng)進(jìn)行了三維建模和動(dòng)態(tài)仿真。 致?謝 本文的分析、研究和撰寫(xiě)，是在朱占平老師的指導(dǎo)和幫助下完成的。從前期的查閱相關(guān)文獻(xiàn)資料、熟悉有關(guān)建模軟件到后期的分析設(shè)計(jì)建模裝配，無(wú)不傾注著老師的心血。這幾個(gè)月來(lái)，老師們淵博的學(xué)識(shí)，誨人不倦的工作態(tài)度使我受益匪淺，同時(shí)，他們高尚的人格和強(qiáng)烈的責(zé)任感也深深的感染了我。在此，謹(jǐn)向他們的辛勤培養(yǎng)和悉心關(guān)懷表示衷心的感謝！ 另外，也向在此過(guò)程中給予我?guī)椭耐瑢W(xué)和其他的老師們表示由衷的謝意！ 最后，我要謝謝在百忙之中抽空指導(dǎo)評(píng)審本論文的評(píng)閱老師和答辯委員會(huì)的老師，謝謝你們！ 參考文獻(xiàn) [1] 孫桓，陳作模，葛文杰.機(jī)械原理（第七版）[M].北京：高等教育出版社，2005.12 [2] 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）[M].北京：高等教育出版社，2006.5.213-223 [3] 陳家瑞,馬天飛.汽車構(gòu)造（下冊(cè)）[M].北京：人民交通出版社，2005.9.74-112 [4] 余志生，夏群生.汽車?yán)碚摚ǖ?版）[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2009.3.80-83 [5] 王望予.汽車設(shè)計(jì)（第四版）[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2011 [6] 簡(jiǎn)曉春，杜仕武.現(xiàn)代汽車技術(shù)及應(yīng)用[M].北京：人民交通出版社，2004.75-110 [7] 徐寅生，汪立亮，趙曉忠等.現(xiàn)代汽車自動(dòng)變速器原理與檢修[M].北京：電子工業(yè)出版社，2000.65-95 [8] 喬向明，徐安.汽車自動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)原理與使用檢修[M].北京：人民交通出版社，2000.85-120 [9] 林平.新型汽車自動(dòng)變速器構(gòu)造?原理?檢查[M].福州：福建科學(xué)技術(shù)出版社，1997.25-75 [10] 陳勇,程秀生,崔愛(ài)樂(lè)等.六速雙離合器自動(dòng)變速器開(kāi)發(fā) [J]. 汽車技術(shù), 2010，(3). [11] 吳天. 雙離合器的設(shè)計(jì)與開(kāi)發(fā) [D]. 2007. [12] 王傳金.唐進(jìn)元.李培軍.武軍雙離合器自動(dòng)變速器DCT的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與工作原理 分析[J]．農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)，2008(6). [13] 牛銘奎，程秀生，高炳釗．等．雙離合器自動(dòng)變速器換檔特性