基于GPS与加速计测量车速系统设计

变速器各挡传动比的确定初选传动比：设10挡为直接挡，则mingi=1maxaU=0.3770miniirngp式中：maxaU—最高车速pn—发动机最大功率转速r—车轮半径mingi—变速器最小传动比0i—主减速器传动比maxeT=9549×penPmax（转矩适应系数=1.1～1.3）所以，pn=9549×1711913.1=231.32r/min由上述两两式取pn=2400r/min0i=0.377×maxminagpuirn=5.107双曲面主减速器，当0i≤6时，取=90%1gi在5.0~8.0范围，g=96%，T=×T=90%×96%=86.4%最大传动比1gi的选择：①满足最大爬坡度。根据汽车行驶方程式dtdumGiuACGfriiTaDTg20emax15.21汽车以一挡在无风、沥青混凝土干路面行驶，公式简化为sincos0emaxGGfriiTTg即，TegiTfGri0max1sincos式中：G—作用在汽车上的重力，mgG，m—汽车质量，g—重力加速度，maxeT—发动机最大转矩，maxeT=1025N.m；0i—主减速器传动比，0i=5.107T—传动系效率，T=86.4%；r—车轮半径，r=0.508；f—滚动阻力系数，对于货车取f=0.02；—爬坡度，取=16.7°计算得1gi8.43②满足附着条件。riiTTg01emaxz2F·φ在沥青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75即1gi≤12.38得8.43≤1gi≤12.38；传动比取1gi=7.45其他各挡传动比的确定：按等比级数原则，式中：q—常数，也就是各挡之间的公比；因此，各挡的传动比为：1n1giq=945.7=1.251gi=7.45，2gi=5.96，3gi=4.77，4gi=3.81，5gi=3.05，6gi=2.44，7gi=1.95，8gi=1.56，9gi=1.25，10gi=1齿轮参数模数对货车，减小质量比减小噪声更重要，故齿轮应该选用大些的模数；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取值范围是：乘用车和总质量am在1.8～14.0t的货车为2.0～3.5mm；总质量am大于14.0t的货车为3.5～5.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。表1汽车变速器齿轮法向模数车型乘用车的发动机排量V/L货车的最大总质量am/t1.0＞V≤1.61.6＜V≤2.56.0＜am≤14.0am＞14.0模数nm/mm2.25～2.752.75～3.003.50～4.504.50～6.00表2汽车变速器常用齿轮模数一系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50—根据表1及2，齿轮的模数定为5.0mm。压力角理论上对于乘用车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。螺旋角实验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。货车变速器螺旋角：18°～26°初选一挡斜齿轮齿轮螺旋角为24°齿宽b直齿mkbc，ck为齿宽系数，取为4.5～8.0，斜齿ncmkb，ck取为6.0～8.5。齿顶高系数在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。中心距A初选中心距时，可根据下述经验公式31maxggeAiTKA因为该变速器为主副箱变速器，需根据主变速器来确定中确定。则：37maxggeAiTKA式中：A—变速器中心距（mm）；AK—中心距系数，多档变速器：AK=9.5～11.0；maxeT—发动机最大转矩（N.m）；5gi—变速器一挡传动比，5gi=3.05；g—变速器传动效率，取96%；maxeT—发动机最大转矩，maxeT=1025N.m。则，37maxggeAiTKA=136.9～9158.62初选中心距A=153mm。轮齿强度计算轮齿弯曲强度计算图3齿形系数图yzKmKKTcfgw32式中：w—弯曲应力（MPa）；gT—计算载荷（N.mm）；K—应力集中系数，可近似取K=1.65；fK—摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮fK=1.1，从动齿轮fK=0.9；b—齿宽（mm）；m—模数；y—齿形系数，如上图3当计算载荷gT取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxeT时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。斜齿轮弯曲应力wKyKzmKTcngw3cos2式中：gT—计算载荷（N·mm）；nm—法向模数（mm）；z—齿数；—斜齿轮螺旋角（°）；K—应力集中系数，K=1.50；y—齿形系数，可按当量齿数3coszzn在图中查得；cK—齿宽系数cK=7.0K—重合度影响系数，K=2.0。当计算载荷gT取作用到变速器第一轴上的最大转矩maxeT时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力1z=24，2z=32，1y=0.153，2y=0.113，1T=964.32N.m，2T=1221.99N.m，21=24.62°，cK=6.0KKymzKTcnw1312111cos2=33100.20.6153.052450.162.24cos32.9642。=103.63MPa100～250MPaKKymzKTcnw2322122cos2=33100.20.6153.053250.162.24cos99.12212。=133.35MPa100～250MPa常啮合齿轮1，2的接触应力1T=964.32N.m，2T=1221.99N.m，241z，322z，62.2421）（1u/21Ad=2×154/（1.33+1）=132.19mm，12dud=175.8mm62.24cos/sin2211dz=11.56mm62.24cos/sin2222db=27.52mm2111111cos24.62cos418.0bzjdbET=763.37MPa1300～1400MPa212221162.24coscos418.0bzjdbET=691.46MPa1300～1400MPa齿轮材料的选择原则1、满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：5.3法m时渗碳层深度0.8～1.25.3法m时渗碳层深度0.9～1.35法m时渗碳层深度1.0～1.3表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。速器最大输入扭矩：735Nm，齿轮传动效率99%，离合器传动效率98%，轴承传动效率97%。第一轴：maxeT=1T/(承离)=735/98%×97%=773.2N.m第一轴花键部分的直径可根据发动机的最大转矩maxeT(N·m)按下式初选：3max6.49.3eT～d则33max2.7736.4~9.36.4~9.3eTd=35.8～42.3mm花键处周径取36mm第一轴通常和齿轮做成一体，前端大都支撑在飞轮内腔的轴承上，其轴径根据前轴承内径确定。该轴承不承受轴向力，轴的轴向定位一般由后轴承用卡环和轴承盖实现。第一轴长度由离合器的轴向尺寸确定，而花键尺寸应与离合器从动盘毂的内花键统一考虑。第一轴见图1.2.1齿轮和轴上的受力计算根据受力简图1.1，可计算出变速器的齿轮和轴上的作用力。第一轴：9.10176104100073522111dTFtN399522cos104100020tan7352costan2111dTFrN2、求第一轴支反力图1.17.116316.12167399541crrcAFFC=3459.1N041ttssFFAC1.309849.101769.1902141ttssFFAC=-1785.3N下面计算各轴在弯矩和转矩作用下的轴应力。（1）第一轴的轴应力计算在垂直方向的弯矩为21047.4111351.34592111dFbCMacc=-92740MPa在水平方向的弯矩为353.17851bCMss=62485.5MPa则在弯矩和转矩的联合作用下2222225292005.6248592740gscTMMM=531994.1528MPa故一轴的轴应力为333614.31528.5319943232dM=116MPa400MPa所以第一轴的强度合格。7.4111104100022tan2.5292tan2111dTFa工艺分析该零件材料为20CrMnTi，毛坯为模锻件，硬度为156~207HBS，是国内某型号汽车变速器上的零件，为大量上产类型产品。该零件由径向孔、内孔、外圆柱面、外援锥面、过度圆角、内外环槽等，适合在数控车床上加工技工技术要求分析该零件在热处理前既有众多的精度要求：打端内孔钻孔直径24，大端内控直径33，大端内孔倒角1.3x30度和1.1x45度,大端内孔里外两环槽底径34.5，小齿轮上外环槽底径45.2，小齿轮齿顶外圆直径47.5，大齿轮齿顶外圆直径66，右侧外圆轴颈直径36.4和直径36.4，大齿轮左侧外圆轴颈右环槽底径32.5和左环槽底径32，外圆锥小径及外圆轴颈直径32，圆锥角度5，小端轴颈17.4及倒角4.5x15度，倒角30度及小端轴颈直径25，小端过度圆弧R2，小径直径26.2，小端外圆轴颈和矩形花键外圆对基准A–B径向圆跳动0.04，右侧外圆轴颈直径36.4对基准A–B径向圆跳动0.03，大齿轮左、右端面对基准A–B端面圆跳动0.02，以及其他个轴向尺寸、粗糙度要求等。定为基准选择该零件先在铣端面打中心孔机床上完成两端面及中心孔的加工，为下道工序的加工提供了定位基准，大端钻、车孔后，则以大端内孔倒角和小端中心孔为该零件的大多数工序的定为基准。另有些工序的轴向定位基准为大齿轮左端面，径向定为基准为36.4外圆轴颈。工艺方案拟定两端面和中心孔铣端面—钻中心孔外表面各部粗车—精车大端内孔钻孔直径24—扩孔直径32.25—32.15—倒角1.3*30度和1.1*45度—车内孔直径33-32.9各内外环槽车加工设备选