新型缓速器设计

新型缓速器设计（共10篇）

新型缓速器设计 篇1

0 引言

缓速器是一种辅助刹车机构, 采用非干摩擦制动方式, 通过作用于原车的传动系统而减轻原车制动系统的负荷, 使车辆均匀减速, 增强车辆的安全性和可靠性, 停修时间短, 可提高运输效率、车辆使用经济性以及驾驶舒适性, 也保证了驾驶员与乘客的安全[1,2,3]。传统电涡流缓速器[4,5]制动时, 将车辆的动能转变为热能散失, 在我国标准的ECE15工况下, 制动所消耗的能量占整个刹车系统的56%~92%。本文针对该问题, 设计了一种具有能量回收功能的新型缓速器。

1 新型能量回收缓速器机械结构设计

新型能量回收缓速器由缓速器发电装置、控制器和储能装置构成。根据传动轴直径及实际汽车安装空间限制最终确定新型能量回收缓速器电机尺寸为长300mm, 宽450mm, 高300mm。控制器箱体为长40mm, 宽100mm, 高20mm。蓄电池壳体长40mm, 宽100mm, 高40mm。

1.1 发电装置设计

缓速器发电装置主要由电机构成, 电机安装在车辆主变速器后的第一传动轴上。电机由于质量较重, 在顶部设计了四个固定座, 用螺母固定在车架, 减轻对传动轴的压力。具体结构如图1所示。缓速器电机在发电时同时会产生涡流现象, 所以安装位置尽量选在空气流动较好, 易于散热的第一传动轴上。根据汽车实际能安装空间, 保证散热面积的情况下, 最终确定新型能量回收缓速器电机尺寸为长300mm, 宽450mm, 高300mm。

1.2 控制器设计

控制器的形状为盒体, 内部安装有逆变电路、功率模块驱动和保护电路。在控制器右侧设计一块固定板, 长40mm, 宽100mm, 厚10mm, 在固定板四个角上设有四个螺孔, 用于固定。控制器电压为36V, 工作过程中要求有较高的稳定性, 所以安装在汽车车架右侧, 用螺钉固定。控制器盒体长40mm, 宽100mm, 高30mm。

1.3 储能装置设计

储能装置由蓄电池和四个功率IGBT管子组成。IGBT是绝缘栅场效应管和大功率晶体管 (GTR) 的复合器件, 其被放置在储能装置盒中, 储能装置盒右侧同样设置四个螺孔, 用螺母固定安装在控制器后面的车架上。储能装置盒的尺寸为长40mm, 宽100mm, 高40mm。

通过对以上零部件的设计, 安装到客车或货车车体后的装配图, 如图2所示。

2 结论

本文对新型能量回收缓速器的结构及形状尺寸进行了设计和研究, 并通过Solidworks软件绘制了新型能量回收缓速器的效果图和装配图。新型能量回收缓速器具有节约能耗、缓速效果好等优点, 同时解决了传统缓速器散热问题, 未来拥有很好的市场前景。

摘要：为解决传统大客车、货车缓速器散热性能差, 制动能量浪费严重的缺点, 本文通过对现有缓速器的原理研究和电机制动能量回收的优势分析, 将两者相结合, 设计了一种具有能量回收功能的新型缓速器, 并进行了机械机构三维造型。该新型能量回收缓速器具有优良的缓速功能及制动能量回收效率。

关键词：能量回收,缓速器,机械结构

参考文献

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[2]赵小波, 周俊, 姬长英, 黄亦其.车用永磁式缓速器研究现状与展望[J].拖拉机与农用运输车, 2007, 34 (5) :6-10.

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新型缓速器设计 篇2

主减速器设计

一、主减速器结构方案分析

主减速器的结构形式主要是根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。

主减速器的齿轮主要有螺旋锥齿轮、双曲面齿轮、圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

1.螺旋锥齿轮传动

螺旋锥齿轮传动(图5-3a)的主、从动齿轮轴线垂直相交于一点，齿轮并不同时在全长上啮合，而是逐渐从一端连续平稳地转向另一端。另外，由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，所以它工作平稳、能承受较大的负荷、制造也简单。但是在工作中噪声大，对啮合精度很敏感，齿轮副锥顶稍有不吻合便会使工作条件急剧变坏，并伴随磨损增大和噪声增大。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。

图5—3 主减速器齿轮传动形式

a)螺旋锥齿轮传动 b)双曲面齿轮传动 c)圆柱齿轮传动 d)蜗杆

传动

2.双曲面齿轮传动

双曲面齿轮传动(图5-3b)的主、从动齿轮的轴线相互垂直而不相交，主动齿轮轴线相对从动齿轮轴线在空间偏移一距离E，此距离称为偏移距。由于偏移距E的存在，使主动齿轮螺旋角1大于从动齿轮螺旋角2(图5—4)。根据啮合面上法向力相等，可求出主、从动齿轮圆周力之比

F1cos1F2cos2

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://(5-1)

图5-4双曲面齿轮副受力情况

式中,F1、F2分别为主、从动齿轮的圆周力；β

1、β2分别为主、从动齿轮的螺旋角。

螺旋角是指在锥齿轮节锥表面展开图上的齿线任意一点A的切线TT与该点和节锥顶点连线之间的夹角。在齿面宽中点处的螺旋角称为中点螺旋角(图5—4)。通常不特殊说明，则螺旋角系指中点螺旋角。

双曲面齿轮传动比为

i0sF2r2r2cos2F1r1r1cos1

(5-2)式中，i0s为双曲面齿轮传动比；r1、r2分别为主、从动齿轮平均分度圆半径。

螺旋锥齿轮传动比i0L为

i0Lr2r1

(5-3)令Kcos2cos，则i0sKi0L。由于1>2，所以系数K>1，一般

1为1.25～1.50。这说明：

1)当双曲面齿轮与螺旋锥齿轮尺寸相同时，双曲面齿轮传动有更大的传动比。

2)当传动比一定，从动齿轮尺寸相同时，双曲面主动齿轮比相应的螺旋锥齿轮有较大的直径，较高的轮齿强度以及较大的主动齿轮轴和轴承刚度。

3)当传动比一定，主动齿轮尺寸相同时，双曲面从动齿轮直径比相应的螺旋锥齿轮为小，因而有较大的离地间隙。

另外，双曲面齿轮传动比螺旋锥齿轮传动还具有如下优点： 1)在工作过程中，双曲面齿轮副不仅存在沿齿高方向的侧向滑动，而且还有沿齿长方向的纵向滑动。纵向滑动可改善齿轮的磨合过程，使其具有更高的运转平稳性。

2)由于存在偏移距，双曲面齿轮副使其主动齿轮的1大于从动齿轮的2，这样同时啮合的齿数较多，重合度较大，不仅提高了传动平稳性，而且使齿轮的弯曲强度提高约30％。

3)双曲面齿轮传动的主动齿轮直径及螺旋角都较大，所以相啮合轮齿的当量曲率半径较相应的螺旋锥齿轮为大，其结果使齿面的接触【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 强度提高。

4)双曲面主动齿轮的变1大，则不产生根切的最小齿数可减少，故可选用较少的齿数，有利于增加传动比。

5)双曲面齿轮传动的主动齿轮较大，加工时所需刀盘刀顶距较大，因而切削刃寿命较长。6)双曲面主动齿轮轴布置在从动齿轮中心上方，便于实现多轴驱动桥的贯通，增大传动轴的离地高度。布置在从动齿轮中心下方可降低万向传动轴的高度，有利于降低轿车车身高度，并可减小车身地板中部凸起通道的高度。

但是，双曲面齿轮传动也存在如下缺点：

1)沿齿长的纵向滑动会使摩擦损失增加，降低传动效率。双曲面齿轮副传动效率约为96％，螺旋锥齿轮副的传动效率约为99％。

2)齿面间大的压力和摩擦功，可能导致油膜破坏和齿面烧结咬死，即抗胶合能力较低。3)双曲面主动齿轮具有较大的轴向力，使其轴承负荷增大。

4)双曲面齿轮传动必须采用可改善油膜强度和防刮伤添加剂的特种润滑油，螺旋锥齿轮传动用普通润滑油即可。

由于双曲面齿轮具有一系列的优点，因而它比螺旋锥齿轮应用更广泛。

一般情况下，当要求传动比大于4.5而轮廓尺寸又有限时，采用双曲面齿轮传动更合理。这是因为如果保持主动齿轮轴径不变，则双曲面从动齿轮直径比螺旋锥齿轮小。当传动比小于2时，双曲面主动齿轮相对螺旋锥齿轮主动齿轮显得过大，占据了过多空间，这时可选用螺旋锥齿轮传动，因为后者具有较大的差速器可利用空间。对于中等传动比，两种齿轮 传动均可采用。

3．圆柱齿轮传动

圆柱齿轮传动(图5—3c)一般采用斜齿轮，广泛应用于发动机横置且前置前驱动的轿

车驱动桥(图5—5)和双级主减速器贯通式驱动桥。

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图5—5 发动机横置且前置前驱动轿车驱动桥 4．蜗杆传动

蜗杆(图5—3d)传动与锥齿轮传动相比有如下优点：

1)在轮廓尺寸和结构质量较小的情况下，可得到较大的传动比(可大于7)。

2)在任何转速下使用均能工作得非常平稳且无噪声。3)便于汽车的总布置及贯通式多桥驱动的布置。4)能传递大的载荷，使用寿命长。5)结构简单，拆装方便，调整容易。

但是由于蜗轮齿圈要求用高质量的锡青铜制作，故成本较高；另外，传动效率较低。

蜗杆传动主要用于生产批量不大的个别重型多桥驱动汽车和具有高转速发动机的大客车上。

主减速器的减速形式可分为单级减速、双级减速、双速减速、单双级贯通、单双级减速配以轮边减速等。

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1.单级主减速器

单级主减速器(图5—6)可由一对圆锥齿轮、一对圆柱齿轮或由蜗轮蜗杆组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。但是其主传动比i0不能太大，一般i0≤7，进一步提高i0将增大从动齿轮直径，从而减小离地间隙，且使从动齿轮热处理困难。

单级主减速器广泛应用于轿车和轻、中型货车的驱动桥中。

2.双级主减速器

双级主减速器(图5—7)与单级相比，在保证离地间隙相同时可得到大的传动比，i0一般为7～12。但是尺寸、质量均较大，成本较高。它主要应用于中、重型货车、越野车和大客车上。

整体式双级主减速器有多种结构方案：第一级为锥齿轮，第二级为圆柱齿轮(图5—8a)；第一级为锥齿轮，第二级为行星齿轮；第一级为行星齿轮，第二

图5—6 单级主减速器 级为锥齿轮(图5—8b)；第一级为圆柱齿轮，第二级

为锥齿轮(图5—8c)。

对于第一级为锥齿轮、第二级为圆柱齿轮的双级主减速器，可有纵向水平(图5—8d)、斜向(图5—8e)和垂向(图5—8f)三种布置方案。

纵向水平布置可以使总成的垂向轮廓尺寸减小，从而降低汽车的质心高度，但使纵向尺寸增加，用在长轴距汽车上可适当减小传动轴长度，但不利于短轴距汽车的总布置，会使传动轴过短，导致万向传动轴夹角加大。垂向布置使驱动桥纵向尺寸减小，可减小万向传动轴夹角，但由于主减速器壳固定在桥壳的上方，不仅使垂向轮廓尺寸增大，而且降低了桥壳刚度，不利于齿轮工作。这种布置可便于贯通式驱动桥的布置。斜向布置对传动轴布置和提高桥壳刚度有利。

在具有锥齿轮和圆柱齿轮的双级主减速器中分配传动比时，圆柱齿轮副和锥齿轮副传动

比的比值一般为1.4～2.O，而且锥齿轮副传动比一般为1.7～3.3，这样可减小锥齿轮啮合时的轴向载荷和作用在从动锥齿轮及圆柱齿轮上的载荷，同时可使主动锥齿轮的齿数适当增多，使其支承轴颈的尺寸适当加大，以改善其支承刚度，提高啮合平稳性和工作可靠性。

3.双速主减速器

双速主减速器(图5—9)内由齿轮的不同组合可获得两种传动比。它与普通变速器相配合，可得到双倍于变速器的挡位。双速主减速器的高低挡减速比是根据汽车的使用条件、发动机功率及变速器各挡速【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 比的大小来选定的。大的主减速比用于汽车满载行驶或在困难道路上行驶，以克服较大的行驶阻力并减少变速器中间挡位的变换次数；小的主减速比则用于汽车空载、半载行驶或在良好路面上行驶，以改善汽车的燃料经济性和提高平均车速。

图5-7双级主减速器

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图5-8双级主减速器布置方案

双速主减速器可以由圆柱齿轮组(图5-9a)或行星齿轮组(图5-9b)构成。圆柱齿轮式双速主减速器结构尺寸和质量较大，可获得的主减速比较大。只要更换圆柱齿轮轴、去掉一对圆柱齿轮，即可变型为普通的双级主减速器。行星齿轮式双速主减速器结构紧凑，质量较小，具有较高的刚度和强度，桥壳与主减速器壳都可与非双速通用，但需加强行星轮系和差速器的润滑。

图5—9 双速主减速器 a)圆柱齿轮式 b)行星齿轮式

1-太阳轮 2-齿圈 3-行星齿轮架 4-行星齿轮

5-接合齿轮

对于行星齿轮式双速主减速器，当汽车行驶条件要求有较大的牵引力时，驾驶员通过操纵机构将啮合套及太阳轮推向右方(图示位置)，接合齿轮5的短齿与固定在主减速器上的接合齿环相接合，太阳轮1就与主减速器壳联成一体，并与行星齿轮架3的内齿环分离，【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 而仅与行星齿轮4啮合。于是，行星机构的太阳轮成为固定轮，与从动锥齿轮联成一体的齿圈2为主动轮，与差速器左壳联在一起的行星齿轮架3为从动件，行星齿轮起减速作用，其减速比为(1+a)，a为太阳轮齿数与齿圈齿数之比。在一般行驶条件下，通过操纵机构使啮合套及太阳轮移到左边位置，啮合套的接合齿轮5与固定在主减速器壳上的接合齿环分离，太阳轮1与行星齿轮4及行星齿轮架3的内齿环同时啮合，从而使行星齿轮无法自转，行星齿轮机构不再起减速作用。显然，此时双速主减速器相当于一个单级主减速器。

双速主减速器的换挡是由远距离操纵机构实现的，一般有电磁式、气压式和电一气压综合式操纵机构。由于双速主减速器无换挡同步装置，因此其主减速比的变换是在停车时进行的。双速主减速器主要在一些单桥驱动的重型汽车上采用。

4．贯通式主减速器

贯通式主减速器(图5-10，图5-1 1)根据其减速形式可分成单级和双级两种。单级贯通式主减速器具有结构简单，体积小，质量小，并可使中、后桥的大部分零件，尤其是使桥壳、半轴等主要零件具有互换性等优点，主要用于轻型多桥驱动的汽车上。根据减速齿轮形式不同，单级贯通式主减速器又可分为双曲面齿轮式及蜗轮蜗杆式两种结构。双曲面齿轮式单级贯通式主减速器(图5-lOa)是利用双曲面齿轮副轴线偏移的特

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图5—10 单级贯通式主减速器 a)双曲面齿轮式 b)蜗轮蜗杆式

点，将一根贯通轴穿过中桥并通向后桥。但是这种结构受主动齿轮最少齿数和偏移距大小的

限制，而且主动齿轮工艺性差，主减速比最大值仅在5左右，故多用于轻型汽车的贯通式驱

动桥上。当用于大型汽车时，可通过增设轮边减速器或加大分动器速比等方法来加大总减速

比。蜗轮蜗杆式单级贯通式主减速器(图5—10b)在结构质量较小的情况下可得到较大的 速比。它使用于各种吨位多桥驱动汽车的贯通式驱动桥的布置。另外，它还具有工作平滑无

声、便于汽车总布置的优点。如蜗杆下置式布置方案被用于大客车的贯通式驱动桥中，可降 低车厢地板高度。

对于中、重型多桥驱动的汽车，由于主减速比较大，多采用双级贯通式主减速器。根据齿轮的组合方式不同，可分为锥齿轮一圆柱齿轮式和圆柱齿轮一锥齿轮式两种形式。锥齿轮一圆柱齿轮式双级贯通式主减速器(图5—11a)可得到较大的主减速比，但是结构高度尺寸大，主动锥齿轮工艺性差，从动锥齿轮采用悬臂式支承，支承刚度差，拆装也不方便。圆柱齿轮一锥齿轮式双级贯通式主减速器(图5—11b)的第一级圆柱齿轮副具有减速和贯通的作用。有时仅用作贯通用．将其速比设计为1。在设计中应根据中、后桥锥齿轮的布置、旋转方向、双曲面齿轮的偏移方式以及圆柱齿轮副在锥齿轮副前后的布置位置等因素来确定

锥齿轮的螺旋方向，所选的螺旋方向应使主、从动锥齿轮有相斥的轴【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 向力。这种结构与前者

相比，结构紧凑，高度尺寸减小，有利于降低车厢地板及整车质心高度。

图5—11 双级贯通式主减速器 a)锥齿轮一圆柱齿轮式 b)圆柱齿轮一锥齿轮式

1-贯通轴 2-轴间差速器

5.单双级减速配轮边减速器

在设计某些重型汽车、矿山自卸车、越野车和大型公共汽车的驱动桥时，由于传动系总传动比较大，为了使变速器、分动器、传动轴等总【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

成所受载荷尽量小，往往将驱动桥的速比分配得较大。当主减速比大于12时，一般的整体式双级主减速器难以达到要求，此时常采用轮边减速器(图5—12)。这样，不仅使驱动桥的中间尺寸减小，保证了足够的离地间隙，图5—12 轮边减速器

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a)圆柱行星齿轮式 b)圆锥行星齿轮式 c)普通外啮合圆柱齿轮式

1-轮辋 2-环齿轮架 3-环齿轮 4-行星齿轮 5-行星齿轮架 6-行星齿轮轴 7-太阳轮 8-锁紧螺母 9、10-螺栓 11-轮毂 12-接合轮 13-操纵机构 14-外圆锥齿轮 15-侧盖

而且可得到较大的驱动桥总传动比。另外，半轴、差速器及主减速器从动齿轮等零件由于所受载荷大为减小，使它们的尺寸可以减小。但是由于每个驱动轮旁均设一轮边减速器，使结构复杂，成本提高，布置轮毂、轴承、车轮和制动器较困难。

圆柱行星齿轮式轮边减速器(图5-12a)可以在较小的轮廓尺寸条件下获得较大的传动比，且可以布置在轮毂之内。作驱动齿轮的太阳轮连接半轴，内齿圈由花键连接在半轴套管上，行星齿轮架驱动轮毂。行星齿轮一般为3～5个均匀布置，使处于行星齿轮中间的太阳轮得到自动定心。圆锥行星齿轮式轮边减速器(图5-1 2b)装于轮毂的外侧，具有两个轮边减速比。当换挡用接合轮12位于图示位置时，轮边减速器位于低挡；当接合轮被专门的操纵机构1 3移向外侧并与侧盖1 5的花键孔内齿相接合，使半轴直接驱动轮边减速器壳及轮毂时，轮边减速器位于高挡。

普通外啮合圆柱齿轮式轮边减速器，根据主、从动齿轮相对位置的不同，可分为主动齿轮上置和下置两种形式。主动齿轮上置式轮边减速器主要用于高通过性的越野汽车上，可提高桥壳的离地间隙；主动齿轮下置式轮边减速器(图5-12c)主要用于城市公共汽车和大客车上，可降低车身地板高度和汽车质心高度，提高了行驶稳定性，方便了乘客上、下车。

二、主减速器主、从动锥齿轮的支承方案

主减速器中必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好的工作。齿轮的正确啮合，除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、主减速器壳体的刚度有关以外，与齿轮的支承刚度密切相关。

1.主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。悬臂式支承结构(图5-13a)的特点是在锥齿轮大端一侧采用较长的轴颈，其上安装两个圆锥滚子轴承。为了减小悬臂长度倪和增加两支承间的距离b，以改善支承刚度，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使作用在齿轮上离开锥顶的轴向力由靠近齿轮的轴承承受，而反向轴向力则由另一轴承承受。为了尽可能地增加支承刚度，支承距离b应大于2.5倍的悬臂长度a，且应比齿轮节圆直径的70％还大，另外靠近齿轮的轴径应不小于尺寸a。为了方便拆装，应使靠近齿轮的轴承【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 的轴径比另一轴承的支承轴径大些。靠近齿轮的支承轴承有时也采用圆柱滚子轴承，这时另一轴承必须采用能承受双向轴向力的双列圆锥滚子轴承。支承刚度除了与轴承形式、轴径大小、支承间距离和悬臂长度有关以外，还与轴承与轴及轴承与座孔之间的配合紧度有关。

图5—13 主减速器锥齿轮的支承形式

a)主动锥齿轮悬臂式 b)主动锥齿轮跨置式 c)从动锥齿轮

悬臂式支承结构简单，支承刚度较差，用于传递转矩较小的轿车、轻型货车的单级主减速器及许多双级主减速器中。

跨置式支承结构(图5-13b)的特点是在锥齿轮的两端均有轴承支承，这样可大大增加支承刚度，又使轴承负荷减小，齿轮啮合条件改善，因此齿轮的承载能力高于悬臂式。此外，由于齿轮大端一侧轴颈上的两个相对安装的圆锥滚子轴承之间的距离很小，可以缩短主动齿轮轴的长度，使布置更紧凑，并可减小传动轴夹角，有利于整车布置。但是跨置式支承必须在主减速器壳体上有支承导向轴承所需要的轴承座，从而使主减速器壳体结构复杂，加工成本提高。另外，因主、从动齿轮之间的空间很小，致使主动齿轮的导向轴承尺寸受到限制，有时甚至布置不下或使齿轮拆装困难。跨置式支承中的导向轴承都为圆柱滚子轴承，并且内外圈可以分离或根本不带内圈。它仅承受径向力，尺寸根据布置位置而定，是易损坏的一个轴承。

在需要传递较大转矩情况下，最好采用跨置式支承。2.从动锥齿轮的支承

从动锥齿轮的支承(图5-13c)，其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。从动锥齿轮多用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，c+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70％。为了使载荷能尽量均匀分配在两轴承上，应尽量使尺寸c等于或大于尺寸d。在具有大的主传动比和径向尺寸较大的从动锥齿轮的主减速器中，为了限制从动锥齿轮因受轴向力作用而产生偏移，在从动锥齿轮的外缘背面加设辅助支承(图5-14)。辅助支承与从动锥齿【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 轮背面之间的间隙，应保证偏移量达到允许极限时能制止从动锥齿轮继续变形。主、从动齿轮受载变形或移动的许用偏移量如图5-15所示。

图5—14 从动锥齿轮辅助支承 图5—15 主、从动锥齿轮的许用偏移量

三、主减速器锥齿轮主要参数的选择

主减速器锥齿轮的主要参数有主、从动锥齿轮齿数z1和z2、从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2、双曲面齿轮副的偏移距E、中点螺旋角、法向压力角等。

1.主、从动锥齿轮齿数z1和z2

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素： 1)为了磨合均匀，z1、z2之间应避免有公约数。

2)为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度，主、从动齿轮齿数和应不少于 40。

3)为了啮合平稳、，噪声小和具有高的疲劳强度，对于轿车，z1一般不少于9；对于货 车，z1一般不少于6。

4)当主传动比主。较大时，尽量使z1取得少些，以便得到满意的离地间隙。

5)对于不同的主传动比，z1和z2应有适宜的搭配。2.从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数m。

对于单级主减速器，D2对驱动桥壳尺寸有影响，D2大将影响桥壳离地间隙；D2小则

影响跨置式主动齿轮的前支承座的安装空间和差速器的安装。

D2可根据经验公式初选

D2KD23Tc【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://(5-4)式中，为D2从动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；KD2为直径系数，一般为13.0～15.3；Tc

为从动锥齿轮的计算转矩(N·m)，TcminTce,Tcs(见本节计算载荷确定部分)。

ms由下式计算

msD2z2

(5-5)式中，ms为齿轮端面模数。

同时，ms还应满足

msKm3Tc

(5-6)式中，Km为模数系数，取0.3～0.4。

3.主、从动锥齿轮齿面宽b1和b2

锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命，反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面宽过窄及刀尖圆角过小。这样，不但减小了齿根圆角半径，加大了应力集中，还降低了刀具的使用寿命。此外，在安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因，使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端，会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外，齿面过宽也会引起装配空间的减小。但是齿面过窄，轮齿表面的耐磨性会降低。

从动锥齿轮齿面宽b2推荐不大于其节锥距A2的0.3倍，即b2≤0.3A2,而b2应满足b2≤10ms，一般也推荐b2=0.155D2。对于螺旋锥齿轮，b1一般比b2大10％。

4.双曲面齿轮副偏移距E E值过大将使齿面纵向滑动过大，从而引起齿面早期磨损和擦伤；E值过小，则不能发挥双曲面齿轮传动的特点。一般对于轿车和轻型货车E≤0.2D2且E≤40％A2；对于中、重型货车、越野车和大客车，E≤(0.10～0.12)D2，且E≤20％A2。另外，主传动比越大，则E也应越大，但应保证齿轮不发生根切。

双曲面齿轮的偏移可分为上偏移和下偏移两种。由从动齿轮的锥顶向其齿面看去，并使主动齿轮处于右侧，如果主动齿轮在从动齿轮中心线的上方，则为上偏移；在从动齿轮中心线下方，则为下偏移。如果主动齿轮处于左侧，则情况相反。图5-16a、b为主动齿轮轴线下偏移情况，图5-16c、d为主动齿轮轴线上偏移情况。

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图5—16 双曲面齿轮的偏移和螺旋方向 a)、b)主动齿轮轴线下偏移 c)、d)主动齿轮轴线上偏移

5.中点螺旋角

螺旋角沿齿宽是变化的，轮齿大端的螺旋角最大，轮齿小端的螺旋角最小。

弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的，双曲面齿轮副的中点螺旋角是不相等的，而且1>2,1与2之差称为偏移角(图5-4)。

选择时，应考虑它对齿面重合度F、轮齿强度和轴向力大小的影响。越大，则F也越大，同时啮合的齿数越多，传动就越平稳，噪声越低，而且轮齿的强度越高。一般F应不小于1.25，在1.5～2.0时效果最好。但是过大，齿轮上所受的轴向力也会过大。

汽车主减速器弧齿锥齿轮螺旋角或双曲面齿轮副的平均螺旋角一般为35°～40°。轿车选仔较大的值以保证较大的F，使运转平稳，噪声低；货车选用较小值以防止轴向力过大，通常取35°。

6.螺旋方向

从锥齿轮锥顶看，齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋，向右倾斜为右旋。主、从动锥旨轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受轴向力的方向。当变速导挂前进挡时，应使主动齿轮的轴向力离开锥顶方向，这样可使主、从动齿轮有分离趋势，号止轮齿卡死而损坏。

7.法向压力角

法向压力角大一些可以增加轮齿强度，减少齿轮不发生根切的最少齿数。但对于小尺寸的齿轮，压力角大易使齿顶变尖及刀尖宽度过小，并使齿轮端面重合度下降。因此，对于轻负荷工作的齿轮一般采用小压力角，可使齿轮运转平稳，噪声低。对于弧齿锥齿轮，轿车：

货车：为20°；重型货车：为22°一般选用14°30′或16°；30′。对于双曲面齿轮，大齿轮轮齿两侧压力角是相同的，但小齿轮轮齿两侧的压力角是不等的，选取平均压力角时，轿车为19°或【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://

20°，货车为20°。或22°30′。

四、主减速器锥齿轮强度计算

(一)计算载荷的确定

汽车主减速器锥齿轮的切齿法主要有格里森和奥利康两种方法，这里仅介绍格里森齿制锥齿轮计算载荷的三种确定方法。

(1)按发动机最大转矩和最低挡传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce

TceKdTemaxki1ifi0n

(5-7)式中，为计算转矩(N·m)；其它见表4-1的注释。

(2)按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩

TcsrrG2m2imm

(5-8)式中，Tcs为计算转矩(N·m)；其它见表4-1的注释。

(3)按汽车日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩TcF

TcFFtrrimmn

(5-9)式中，TcF为计算转矩(N·m)；Ft为汽车日常行驶平均牵引力(N)；其它见表4-1的注释。

用式(5-7)和式(5-8)求得的计算转矩是从动锥齿轮的最大转矩，不同于用式(5-9)求得的日常行驶平均转矩。当计算锥齿轮最大应力时，计算转矩Tc取前面两种的较小值，即TcminTce,Tcs；当计算锥齿轮的疲劳寿命时，Tc取TcF。

主动锥齿轮的计算转矩为

TzTci0G

(5-10)式中，Tz为主动锥齿轮的计算转矩(N·m)；i0为主传动比；G为主、从动锥齿轮间的传动效率。计算时，对于弧齿锥齿轮副，G取95％；对于双曲面齿轮副，当i0>6时，G取85％，当i0≤6时，G取90％。

(二)主减速器锥齿轮的强度计算 在选好主减速器锥齿轮主要参数后，可根据所选择的齿形计算锥齿轮的几何尺寸，而后根据所确定的计算载荷进行强度验算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http:// 轮齿损坏形式主要有弯曲疲劳折断、过载折断、齿面点蚀及剥落、齿面胶合、齿面磨损等。下面所介绍的强度验算是近似的，在实际设计中还要依据台架和道路试验及实际使用情况等来检验。

1.单位齿长圆周力

主减速器锥齿轮的表面耐磨性常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算

pFb2

(5-11)式中，p为轮齿上单位齿长圆周力；F为作用在轮齿上的圆周力；b2为从动齿轮齿面宽。

按发动机最大转矩计算时

p2kdTemaxkigifnD1b2103

(5-12)式中，ig为变速器传动比；D1为主动锥齿轮中点分度圆直径(mm)；其它符号同前。

按驱动轮打滑转矩计算时

prr2G2m2D2b2imm

(5-13)式中符号同前。

许用的单位齿长圆周力[p]见表5-1。在现代汽车设计中，由于材质及加工工艺等制造质量的提高，[p]有时高出表中数值的20％～25％。

表5—1 单位齿长圆周力许用值[p]

2.轮齿弯曲强度

锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力为

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w2Tk0kskm103kvmsbDJw

(5-14)式中，w为锥齿轮轮齿的齿根弯曲应力(MPa)；T为所计算齿轮的计算转矩(N·m)，对于从动齿轮，TminTce,Tcs和TcF，对于主动齿轮，T还要按式(5-10)换算；k0为过载系数，一般取1；ks为尺寸系数，它反映了材料性质的不均匀性，与齿轮尺寸及热处理等因素有关，当ms≥1.6mm时，ks=(ms／25.4)0.25，当ms<1.6mm时，ks=0.5；km为齿面载荷分配系数，跨置式结构：悬臂式结构：km=1.0～1.1，km=1.10～1.25；kv为质量系数，当轮齿接触良好，齿距及径向跳动精度高时，kv=1.0；b为所计算的齿轮齿面宽(mm)；D为所讨论齿轮大端分度圆直径(mm)；．jw为所计算齿轮的轮齿弯曲应力综合系数，取法见参考文献[10]。

上述按minTce,Tcs计算的最大弯曲应力不超过700MPa；按TcF计算的疲劳弯曲应力不应超过210MPa，破坏的循环次数为6106。

3.轮齿接触强度

锥齿轮轮齿的齿面接触应力为

jcpD12TZk0kmkfkvbjj103

(5-15)式中，j为锥齿轮轮齿的齿面接触应力(MPa)；D1为主动锥齿轮大端分度圆直径(mm)；b取b1和b2的较小值(mm)；ks为尺寸系数，它考虑了齿轮尺寸对淬透性的影响，通常取1.0；kf为齿面品质系数，它取决于齿面的表面粗糙度及表面覆盖层的性质(如镀铜、磷化处理等)，对于制造精确的齿轮，kf取1.0；cp为综合弹性系数，钢对钢齿轮，cp取232.6N／mm,jj为齿面接触强度的综合系数，取法见参考文献12[10]；k0、km、kv见式(5-14)的说明。

上述按minTce,Tcs计算的最大接触应力不应超过2800MPa，按TcF计算的疲劳接触应力不应超过1750MPa。主、从动齿轮的齿面接触应力是相同的。

五、主减速器锥齿轮轴承的载荷计算

1.锥齿轮齿面上的作用力

锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力。

【中文word文档库】-专业海量word文档免费下载：http://(1)齿宽中点处的圆周力.齿宽中点处的圆周力F为

F2TDm2

（5-16）

式中，T为作用在从动齿轮上的转矩;Dm2为从动齿轮齿宽中点处的分度圆直径，由式(5-17)确定，即

Dm2D2b2sin2(5-17)式中，D2为从动齿轮大端分度圆直径；b2为从动齿轮齿面宽；2为从动齿轮节锥角。

由F1Fcos1cos可知，对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动22齿轮上的圆周力是相等的；对于双曲面齿轮副，它们的圆周力是不等的。

(2)锥齿轮的轴向力和径向力图5-1 7为主动锥齿轮齿面受力图。其螺旋方向为左旋，从锥顶看旋转方向为逆时针。FT为作用在节锥面上的齿面宽中点A处的法向力。在A点处的螺旋方向的法平面内，FT分解成两个相互垂直的力FN和Ff。FN垂直于OA且位于∠OOA所在的平面，Ff位于以OA为切线的节锥切平面内。Ff在此切平面内又可分解成沿切线方向的圆周力F和沿节锥母线方向的力Fs。F与Ff之间的夹角为螺旋角，FT与Ff之间的夹角为法向压力角。这样有

FFTcoscos

(5-18)

FNFTsinFtancos

(5-19)

FsFTcossinFtan

(5-20)于是作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力Faz和径向力Frz分别为

FazFNsinFscos

(5-21)

FrzFNcosFssin

(5-22)若主动锥齿轮的螺旋方向和旋转方向改变时，主、从动齿轮齿面上所受的轴向力和径向力见表5-2。

表5-2 齿面上的轴向力和径向力

轴承上的载荷确定后，很容易根据轴承型号来计算其寿命，或根据寿命要求来选择轴承型号。

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六、锥齿轮的材料

驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。它是传动系中的薄弱环节。锥齿轮材料应满足如下要求：

1)具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面具有高的硬度以保证有高的耐磨性。

2)轮齿芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。

3)锻造性能、切削加工性能及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。

4)选择合金材料时，尽量少用含镍、铬元素的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。

汽车主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20CrMnTi、20MnVB、20MnTiB、22CrNiMo和l 6SiMn2WMoV等。

渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层(一般碳的质量分数为0.8％一1.2％)，具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性，故这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于较低的含碳量，使锻造性能和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗透层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层剥落。

为改善新齿轮的磨合，防止其在运行初期出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理及精加工后，作厚度为0.005～0.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面壶行应力喷丸处理，可提高25％的齿轮寿命。对于滑动速度高的齿轮，可进行渗硫处理以击高耐磨性。渗硫后摩擦因数可显著降低，即使润滑条件较差，也能防止齿面擦伤、咬死习胶合。

新型缓速器设计 篇3

通过对油路的仔细观察，原来在变速器后端盖上密封环所需的润滑油压均来自冷却控制系统的回油。也就是说，来自冷却器的变速器油回油管回到变速器壳体后，又到了变速器的后端盖上。因此，我们只要能够确定润滑油路完好，包括冷却器的循环流量也是正常的，那么按照常规的维修方案即可解决。

在更换了烧损部件、全新的后端盖及其他操作部件后，试车故障排除。

但令人意想不到的事情发生了，刚刚大修过的自动变速器在使用约3个月后，相同的故障再次出现。难道是故障根源没有找到?如果液压系统压力稍微偏低或润滑压力偏低以及冷却器流量稍差一些，都会导致故障现象重现。为了确保万无一失，维修人员又更换了一个全新的后端盖及其他部件，同时还更换了冷却器及液压控制阀体。

这次车辆又使用了约3个月，同样的问题又出现了。几经周折，终于找到了根本原因，原来是该款变速器在润滑油路设计上存在缺陷。根据我们的维修经验，感觉该款自动变速器后端盖和长安福特福克斯轿车搭载的4F27E型自动变速器的后端盖可以互换。这2款变速器润滑油的路最大区别是，福克斯自动变速器冷却器回油油路直接连接到变速器的后端盖上，这样省掉了润滑油路在变速器壳体上设计，因此增大了流量，减小了油路阻力，从而实现了更好的润滑。为此。我们直接更换了福克斯车型搭载的4F27E型自动变速器的后端盖。车辆在使用1年多后，没有出现任何问题。因此，变速器的专业修理厂遇到此类故障，不用再去重复更换自动变速器的后端盖及组件。

解决方案：在更换改进型的后端盖并确定冷却器的流量正常后，故障彻底排除。

根据我们的维修经验，在对该款自动变速器进行维修时，发现仪表也能引起自动变速器控制系统锁挡，这类故障在海马车系中较为突出。当车辆没有行驶时，自动变速器控制系统记录了某个挡位传动比错误的故障码(倒挡或其他挡位)，检修过程中自动变速器并没有出现打滑迹象，相应的输入、输出转速传感器，线路及自动变速器控制单元均看不出任何问题时，需要注意检查仪表。因为很有可能是仪表控制单元根据车速信号再次计算传动比(控制单元本身故障)时出现错误，从而导致自动变速器控制单元指令控制系统进入安全保护模式。

解决方案：对于这种情况，更换仪表可以排除。

h.老款奥迪A6特殊故障发的故障码P0730

我们曾经接修了一辆转手维修的车辆，为什么强调转手维修，因为用户的使用信息我们并不了解，通过同行维修而又未能解决后才转到我们这里。我们只能从同行口中了解一些简单的故障信息。据同行讲，这辆1999年款奥迪A62.8轿车搭载5HP－19FLA型自动变速器(全时四驱)，前不久曾在其他地方维修过，该车为事故车，变速器壳体被撞碎，其他分元件也有一定损坏，为此该修理厂为其更换了相应的元件。现在该车刚刚使用1个月又出现了问题，出于某种原因，用户找到我们进行维修。

其实该车的故障现象还是比较明显的。一般来说，正常行驶时稳住加速踏板或在变速器马上执行4挡时，提前释放一下加速踏板让变速器平稳进入到4挡和5挡，几乎反映不出来问题。但如果在4挡运行时间较长或4挡时稍重踩加速踏板，自动变速器控制系统便会进入安全护模式(锁在4挡)，同时仪表故障指示灯点亮。连接故障诊断仪对自动变速器控制系统进行检测，控制单元会记录“P0730——传动比错误”的故障码。

按照常规分析，该故障的形成原因应该侧重在机械或液压控制方面。那么前次维修的维修人员在维修中已经替换了多个元件，实在解决不了才找到我们，看来问题不是那么简单。不管怎样，我们的维修思路不能打乱，因此还是按照实际故障现象及故障码的含义进行分析。

为了保证机械元件工作性能的良好，首先我们进行了变速器机械部件的解体检查。在整个检查过程中，各机械元件的密封性能良好，只是个别元件的工作间隙不在标准范围内(当然对故障的影响不是很大)，于是重新调整了元件的工作间隙。装复后再次试车，发现故障症状没有任何改观。在这种情况下，维修人员怀疑液压系统存在问题，于是又更换了多个液压控制单元(可能存在风险性，换的都是旧的液压控制阀体)，故障依旧。难道还是自动变速器控制系统引起的问题?无奈，维修人员又更换了影响传动比计算的2个转速传感器，并通过跨线的方式进行试验，结果均以失败告终。

根据实际故障现象的规律，大家考虑还是液压控制方面出问题的可能性更大，于是索性更换了一块全新的液压控制阀体。本以为故障能够排除，但没想到试车的结果依然令人失望。此时大家一时都没了头绪，该换的都换了，故障为什么就是无法排除呢?维修陷入僵局。

重新整理思路，进行认真分析。根据故障码的含义，其实就是传动比错误。首先，变速器的液压及机械元件工作良好，不必考虑。其次，控制系统中的线路及传感器也已经排除，那么就剩下控制单元了。在这种情况下，更换自动变速器控制单元的风险还是比较大。几经周折，找到一块曾经试过车的新控制单元，但出乎意料的是，装车后故障症状依旧没有改变。此时维修作业只能终止。

笔者仔细进行道路试验，利用故障诊断仪观察路试时的动态数据，并通过路试寻找故障规律。当笔者利用自动模式试车时，1—3挡均没有任何问题，3—4挡时严格上讲也没有发现任何异常。如果在4挡停留时间较长，仪表上的挡位指示灯会点亮，进而便会锁挡。当利用手动模式驾驶时，没有感觉出任何一个挡位有打滑迹象，只是在4挡运行时会锁挡。看来只能仔细观察4挡的动态数据(其实在之前的维修中也看过每个挡位的动态数据，只不过从中并未发现异常情况)。反复在4挡上运行，笔者终于找到了错误的信息(图350)。在自动变速器控制系统的02—08—001组数据块中，看到了4挡时输出轴转速信号是不对的。正常情况下，该信号应与输入轴转速信号一致。但从某种情况上讲，允许输入轴的转速稍微高于输出轴的转速(可能离合器或制动器存在轻微的滑移)，但绝对不可能出现输出轴转速高于前端的输入轴转速的情况。

此时大家就会明白其中的道理。原来是一起纯粹的人为故障，只不过大家在维修中一直是以用户驾车出故障的信息在维修，而根本就没有想到是修坏的。因此，如果以用户用坏的角度进行维修，永远是修不好的。最后的原因是真实的传动比信号错误。其实也没有逃出我们遐想的范围，只不过走了太多的弯路。原来，在初次维修时就破坏了原有的信息。1999年产进口奥迪01V型全时四驱变速器的壳体及部分齿轮元件的信息与国产帕萨特2.8轿车使用的01V型变速器的信息是不一样的。由于在维修中先前的维修人员将帕萨特的部件装到了奥迪车上，但没有人往这方面想。

1.关于马自达系列4挡自动变速器故障码P0741

对于部分依然在使用FN4A—EL型4挡自动变速器的马自达车型，经常会遇到用户抱怨车速上不去，同时变速器故障指示灯点亮的情况。经过路试，得到实际故障现象是，变速器故障指示灯点亮后会立即进入安全保护模式，变速器被锁止在3挡。如果利用故障诊断仪观察动态数据流，就会发现此时变速器的油温会过高。若利用诊断仪对自动变速器控制系统进行检测，设备会提示自动变速器控制单元存储了故障码P0741，其含义为液力变矩器锁止离合器(TCC)故障，卡在关闭位置(TCC打滑)。

对于这种故障的排除，很容易犯错误。起初，笔者在刚接触这类故障时，也犯了相同的错误。根据故障码的含义及实际故障现象，说明该变速器的故障定性为液力变矩器锁止离合器打滑故障。根据该款自动变速器的控制逻辑，当液力变矩器锁止离合器工作时，控制单元通过发动机转速及变速器输入轴转速得到TCC锁止滑差转速超过其规定界限时，便会设定故障码P0741。通过分析，确定引起该故障发生的可能原因有：液力变矩器TCC锁止离合器确实存在打滑故障；液力变矩器锁止离合器控制电磁阀故障，导致锁止油路压力不足，使离合器接合不牢而打滑：液力变矩器锁止离合器压力控制阀故障，导致锁止油路泄漏或不能顺利接通从而使TCC打滑；液力变矩器锁止离合器工作油路存在泄漏情况，导致其不能正常工作；自动变速器控制单元计算错误或TCC电磁阀控制线路故障。

按照由易到难的思路逐步进行排查。利用故障诊断仪观查自动变速器控制单元的驱动指令，说明控制系统工作是正常的，但不能排除自动变速器控制单元自身计算有误。检查液压控制部分，未发现液力变矩器锁止离合器控制阀存在磨损及泄漏。检查电磁阀的工作状况，均工作良好。

在这种情况下，不解体变速器，只能修理液力变矩器。切开液力变矩器，发现锁止离合器摩擦片已经烧损，但并不是十分严重。维修人员更换了锁止离合器的摩擦片及锁止油封密封圈等。重新装复后，对车辆进行路试，故障现象消失。液力变矩器锁止离合器工作正常，同时变速器的油液温度也恢复正常，维修工作结束。

本以为故障已经排除，但车辆没用几天故障便再次出现。因为问题就出在液力变矩器锁止离合器上，维修人员索性更换了全新的液力变矩器。装车后，试车故障现象立刻消失。考虑到之前的教训，维修人员准备多对车辆进行测试观察。清除故障码后，维修人员仔细进行路试，发现如果轻踩加速踏板驾驶车辆，大多数时间故障现象不会出现。如果重踩加速踏板急加速驾驶时，变速器油温会急剧上升，同时液力变矩器锁止离合器的滑移率较大，进而故障指示灯又会点亮，变速器会进入安全保护模式(锁挡)。很明显，是液力变矩器锁止离合器工作不正常的故障。观察数据的变化，说明控制单元的驱动是没有问题的，也就是说锁止离合器控制电磁阀的占空比指令能达到100％。该换的元件都换了，难道是液压控制的问题?于是又连续更换了几块液压控制阀体，但问题依旧没能得到解决。

一种新型差速器的设计与研究 篇4

行星轮系的差速作用主要由行星轮、系杆、中心轮及差速器壳体这4者之间的相互关系来实现, 传动示意如图1所示。输入转矩由主减速器即齿轮5传递给齿轮4, 齿轮4浮套在左输出半轴, 经系杆H及与之固连的十字轴将扭矩传递给行星轮2 (通常为4个) , 再分别经中心轮1和3实现差速, 并且分别传递扭矩给左右车轮。

1、3.中心轮2.行星轮4.主减速器的从动齿轮5.主减速器的主动齿轮H.系杆

2 改进后的差动轮系 (即新型差速器) 机构运动与原理分析[4,5]

分析传统差速器系杆H与主减速器的从动齿轮4之间的装配及传动关系, 以及系杆H与行星轮2的装配与传动关系得知, 可以在一定范围内按照平面任意力系的简化原则将传统的行星轮系的机构设计简化成如图2所示的分解运动的差动轮系机构。

1、3.中心轮2.行星轮4.主减速器的从动齿轮

图2 (a) 为将垂直输入运动分解为水平运动的新型差速轮系机构简图, 图2 (b) 为平行轴分解运动的新型差速轮系机构简图。无论是图2 (a) 或图2 (b) , 都是在分解运动的差动轮系机构简图的基础上, 利用平面任意力系向一点简化的原理简化的结果。因此, 图中的机构元件代号仍采用传统的差速器代号来定义。

2.1 新型差速器的机构组成

新型差速器的机构组成是, 1、3为中心轮, 2为行星轮, 4为主减速器的从动齿轮, 5为主减速器的主动齿轮及H为系杆。在该机构中, 系杆H是和主减速器的从动齿轮4合用的, 而行星轮2安装在4的幅板上, 从而减少了传统差速器的安装行星轮的十字轴, 行星轮的安装改用圆柱副和移动副来代替;中心轮和左、右输出半轴采用圆柱与销定位实现中心轮的轴向定位与扭矩传递;从动齿轮4、系杆H依靠1、2、3的位置自动浮动来确定。新型差速器总装实体图如图3所示。

2.2 新型差速器的原理分析

电动机通过主动齿轮5将源动力传递给从动齿轮4, 并实现一级减速;同时由于从动齿轮4的幅板上安装着行星轮2, 2又与中心轮1、3相啮合, 故当左、右两半轴所受阻力相等时, 1、3带动左右两半轴以同速转动;当两半轴所受力矩不相等时, 实现差速功能。

3 新型差速器行星轮系的效率计算[6]

可得:n1=118.4 r/m in

式中nH—系杆转速;

n1—左半轴输出转速;

n3为右半轴输出转速。

计算结果表明, 两中心轮与系杆H的转向相同。应用轮系处于稳定运动状态时3个力矩应保持平衡的条件, 得:

功率P计算:

效率η计算:

计算结果表明, 新型差速器有比较高的传动效率。

4 新型差速器的试验与应用

改进后的新型差速器已成功应用于小型草坪除草机、小型旋耕机以及航天总公司某研究所的真空圆弧焊接设备上, 现以小型旋耕机的后桥差速器应用为例加以介绍。某公司为了降低某旋耕机的自重, 对后桥部分 (含壳体、减速器、左右半轴等) 的总质量要求控制在6.5 kg以内, 并要求输入、输出轴平行, 一级减速比要求i=1∶13.5, 整个机构的运转平稳无异响。经试制并装机实际测试, 差速器质量5.9 kg, 可以爬行斜坡。机构的各项性能如噪声、运动平稳性、回转的灵活性及输出扭矩等均达到设计要求。平地绕极限回转半径连续运行约4 000 h后, 将机构分解检验机构间隙, 各个零部件的尺寸、强度, 齿轮的齿面磨损等均在允许范围之内。该差速器现已投入批量生产。

5 结论

在原行星齿轮差速器基础上, 进行了差动轮系传动方式的创新与结构改进, 通过取消差速器壳体、十字轴等零件, 简化了差速器结构, 在减小体积及自重的情况下, 保证了比较高的传动效率。产品的零件数目相对减少, 从而使各装配工艺简单化, 产品造价有所降低。

参考文献

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变速器设计-外文翻译 篇5

Helwan University ABSTRACT Dynamic modeling of the gear vibration is a useful tool to study the vibration response of a geared system under various gear parameters and operating conditions.An improved understanding of vibration signal is required for early detection of incipient gear failure to achieve high reliability.However, the aim of this work is to make use of a 6-degree-of-freedom gear dynamic model including localized tooth defect for early detection of gear failure.The model consists of a gear pair, two shafts, two inertias representing load and prime mover and bearings.The model incorporates the effects of time-varying mesh stiffness and damping, backlash, excitation due to gear errors and modifications.The results indicate that the simulated signal shows that as the defect size increases the amplitude of the acceleration signal increases.The crest factor and kurtosis values of the simulated signal increase as the fault increases.Though the crest factor and kurtosis values give similar trends, kurtosis is a better indicator as compared to crest factor.KEYWORDS：Vibration acceleration, system modeling, Crest Factor, Kurtosis value, defect size, gear meshing, pinion, gear NOMENCLATURE JD，J1，J2，JL

Drive motor, pinion, gear, and load mass moment of inertia

Nagwa Abd-elhalim, Nabil Hammed, Magdy Abdel-hady，Shawki Abouel-Seoud and Eid S.Mohamed

replacement decision in a suitable time.m1，mMasses of pinion and gear.TD

Driving motor torque.TL

Load torque.第 1 页

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TF1，TFFriction torque.C1，C2

Viscous damping coefficient of pinion and gear bearing.Cm

Gear mesh damping.Gear mesh stiffness.Km

K1，K2

Pinion and gear shaft stiffness.4

The variance square.N

The number of samples.f

The defect width in face direction.Unit width Hertzian stiffness.KhD，1，2，L Angular displacement of drive motor, pinion, gear and load.D，1，2，L Angular velocity of drive motor, pinion, gear and load.，，， Angular acceleration of drive motor, pinion, gear and load.D12LINTRODUCTION Much of the past research in the dynamic modeling area has concluded that an essential solution to the problem is to use a comprehensive computer modeling and simulation tool to aid the transmission design and experiments.These have been two major obstacles to such an approach:(1)Progress in understanding of the basic gear rattle phenomenon has been limited and slow.This is because the engine-clutch-transmission system involves some strong nonlinearities including gear backlash, multi-valued springs, dry friction, hysteresis, and the like.(2)The gear rattle is a system problem and not only problem of gear teeth.Even through the research and industrial community has discussed the difficulties in varies stages of the problem, yet no thorough frame work covering the entire investigation process of such problem currently exists.This is largely due o the complexity of the power train system, which

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may make a computer analysis tool inefficient, in particularly when many different elements and clearances are encountered(e.g., gears, bearings, splines, synchronizers, and clutch)[1-3].A comprehensive review of mathematical models used in gear dynamics, published before 1986, has been presented by [4].In this review, gear dynamic models without defects have been discussed.In the past few years, researchers have been working on the gear dynamic models which include defects like pitting, spalling, crack and broken tooth.A single-degree-of-freedom model is used which include the e4ffects of variable mesh stiffness, damping, gear errors, profile modifications and backlash.The effect of time-varying meshing damping is also included in this case, The solution is obtained by using the harmonic balance methods.A method of calculated the optimum profile modification has been proposed in order to obtain a zero vibration of the gear pair [5-7].They also proposed a linear approximate equation to mode the gear pair by using a single-degree-of freedom model Gear rattle vibration is a undesirable vibration for passenger cars and light trucks equipped with manual transmissions.Unlike automatic transmissions, manual transmission do not have the high viscous damping inherent to a hydrodynamic torque converter to suppress the impacting of gear teeth oscillating through their gear backlash.Therefore a significant level of vibration an be produced by the gear rattle and transmitted both inside the passenger compartment and outside the vehicle.Gear rattle, idle shake, and other vibration generated in the automobile driveline have become an important concern to automobile manufactures in their pursuit of an increased level of perception of high vibration quality.The torsional vibration o driveline is a major source of gear rattle vibration.The manual transmission produces gear rattle by the impacting of gear oscillating through their gear backlash.The impact collisions are transmitted to the transmission housing via shafts and bearings [8].The gear pair dynamic models including defects have been done by [9].The study

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suggests that little work has been done on modeling of gear vibration with defect and an accurate analytical procedure to predict gear vibrations in the presence of local tooth fault has yet to be developed.However, the purpose of this paper is to develop a multidegree-of-freedom nonlinear model for a gear pair that can be used to study the effect of lateral-torsional vibration coupling on vibration response in the presence of localized tooth defect.A typical fault signal is assumed to be impulsive in nature because of the way it is generated.The simulation artificially introduced pitting in gears in multi-stage automotive transmission gearbox at different operation conditions(load, speed, etc).The processing of simulated and experimental signals is also introduced.SIGNAL-PROCESSING TECHNIQUE Among various signal-processing techniques, crest factor and kurtosis analysis have been used for analyzing the whole vibration signal for the early detection of fault.In this section, crest factor and kurtosis value have been explained.MATHEMATICAL MODEL FORMULATION

Helical gears are almost always used in automotive transmissions.The meshing stiffness of a helical tooth pair is time-varying [10], and was modeled as a series of suggested spur gears so that the simulation techniques for spur gears can be applied.where M is Module(mm), b is Face width(mm),  is pressure angle(deg),  is helix angle(deg)and D1 is pitch diameter(mm).Fig.2 shows the equivalent gear system in the first gear-shift, where the main parameters for the gear system of Fiat-131 gearbox and the equivalent gear system in the first gear-shift are also shown in the figures.第 4 页

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汽车变速箱动态建模轮齿局部缺陷的早期检测

Nagwa Abd-elhalim, Nabil Hammed, Magdy Abdel-hady，Shawki Abouel-Seoud and Eid S.Mohamed

阿勒旺大学

摘要

在研究齿轮系统中各种齿轮参数的振动响应和操作条件时，齿轮振动的动态建模是一个非常有用的工具。对早期的齿轮检测提出了一种改进理解的振动信号，但还没达到高的可靠性。但是，这项工作的目的是利用一个6自由度的齿轮动力学模型对齿轮轮齿缺陷故障的早期检测。该模型包括一对齿轮副、两个轴、两个惯性负载、动力传动装置和轴承。由于齿轮的误差和变动，该模型被采用时受到时变啮合刚度、阻尼、反弹和励磁的影响。模拟信号显示的结果表明，随着缺陷尺寸的增加加速度信号的振幅增加。模拟信号的波峰因素和峰值随着缺陷的增加而增加。虽然波峰因素和峰值做同样的趋势，但和波峰因素相比峰值是一个比较好的指标。关键词：振动加速度、系统建模、波峰因素、峰值、缺陷大小、齿轮啮合、齿轮 专业术语

JD，J1，J2，JL

驱动电机、小齿轮、大齿轮和负载在一定时间内的惯性矩 m1，m

1大齿轮、小齿轮的模数 TD

发动机驱动转矩 TL

负载力矩 TF1，TF摩擦力矩

C1，C2

齿轮、轴承的粘滞阻尼系数

Cm

齿轮啮合阻尼

齿轮啮合刚度 Km

K1，K齿轮、齿轮轴的刚度



平方差

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共 7 页 4

N

样本数量

f

宽度方向的缺陷

单位宽度的刚度 KhD，1，2，L

驱动电机、小齿轮、大齿轮和负载的角位移 D，1，2，L

驱动电机、小齿轮、大齿轮和负载的角速度

，，，

驱动电机、小齿轮、大齿轮和负载的角加速度 D12L引言

在大多数过去的动态建模研究领域中，解决问题的重要办法是全面使用计算机建模和仿真工具来辅助变速器的设计和实验。这种方法有两种主要的障碍：（1）对齿轮传动中噪声基本认识的进展是有限的和缓慢的。这是因为发动机离合器传动系统中包括齿轮侧隙、多值弹簧、非线性滞后等等。（2）齿轮发出的噪声是一个系统问题，并不是齿轮的唯一问题。既使是工业研究领域已经讨论了这个问题在不同阶段所出现的不同问题，但并没有彻底覆盖工作的框架，整个研究过程中的问题依然存在。这主要是由于列车电力系统的复杂性，可能导致你的计算机的分析工具效率不高，尤其是工作中遇到许多不同的因素和间隙（例如：齿轮、轴承、花键、同步器和离合器）。

在1986年出版之前，对齿轮动力学中提出的齿轮动态建模进行了审查。这次审查中，对不存在齿轮缺陷的齿轮动力学模型进行了讨论。在过去的几年里，研究人员对齿轮的动态模型缺陷进行了研究，其中包括点蚀、剥落、裂缝和齿轮折断等。

单自由度系统模型中，对啮合刚度的影响包括4个方面的因素，阻尼、齿轮误差、轮廓变动和齿侧间隙，时变啮合阻尼效应也包含在这种情况中。解决问题的方法是利用谐波平衡的方法。为了实现齿轮副的零振动，提出了一种最优化的计算方法。他们还利用齿轮副单自由度模型提出了一个近似的线性方程模型。

齿轮噪声振动是轿车和轻型货车手动变速箱中的不良振动。不同于自动变速箱的是，手动变速箱没有一个固有的高粘性阻尼液力变矩器以制止通过齿轮侧隙造成的齿轮摆动的影响。因此，无论是在车厢内外由齿轮振动和传动产生的噪声，对车

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辆振动的影响都非常大。随着人们对汽车高性能振动的追求，齿轮松动、振动以及其他汽车传动系产生的噪声已成为人们关注的重点。传动系统中的扭转振动是齿轮振动的一种主要噪声来源。手动变速箱产生的齿轮噪声是由于齿轮受到齿轮间隙振动的影响。通过轴和轴承把碰撞产生的影响传输到变速箱壳体。

对齿轮副的动态模型缺陷的研究结果表明，对齿轮副动态模型缺陷已做了大量工作，用准确的分析方法对齿轮振动的检测在当时轮齿故障方面还没得到发展。然而，本研究的目的是建立一个多自由度非线性模型用于研究，结果表明轮齿局部缺陷的扭转振动是耦合振动的响应。由于他的产生一个典型的故障信号被假设为自然的脉冲信号。在不同操作条件下（负荷、转速等），模拟人工对多级汽车变速器齿轮缺陷进行了介绍。同时也对信号的仿真和实验处理进行了介绍。信号处理技术

在各种各样的信号处理技术中，波峰因素、峰值已用于分析整个振动信号的早期故障。在本节中，波峰因素和峰值已被解释。数学模型

汽车变速器中的齿轮大都是斜齿圆柱齿轮。被视为一系列齿轮仿真技术适用于螺旋状的轮齿时变啮合刚度。式中m是模数(毫米),b齿面宽(毫米),是压力角(度),是螺旋角(度)，D1是直径(毫米)。图2的数据显示了等效齿轮系统在齿轮变动中变速箱齿轮系统的主要参数。

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新型缓速器设计 篇6

农用运输车作为我国交通运输工具的重要组成部分,为我国农村经济的繁荣和发展起到了积极的推动作用。然而,农村道路条件的不断改善和运输多样化的需求,对农用运输车提出了新的技术要求[1]:一是在原有承载能力不变或提高的条件下,通过优化设计减小整车装备质量;二是通过改进传动结构和传动比,以提高农用运输车的动力性、经济性,减小噪声,减少尾气排放;三是采用现代化的设计手段和生产设备,进行整机优化设计制造,使农用运输车在保证较高离地间隙的同时,降低整车的中心位置,提高行驶平顺性和稳定性。

变速器作为农用运输车传动系中最主要的一个部件,它通过改变传动齿轮比,改变发动机曲轴的扭矩,以便适应各种不同的行驶条件下对车轮的牵引力以及改变不同的车速需要,其性能直接影响到农用运输车的动力性、经济性、操纵性和可靠性[2],因而对农用运输车变速器的优化设计显得尤为重要[1]。

1 新型电控电执行器式变速器

电控电执行器式自动变速器是一种全新的自动变速器形式,其原理是利用电磁离合器取代普通机械式手动定轴轮系齿轮变速箱换挡机构中的同步器及换挡拨叉等换挡机构,通过控制电磁离合器的接合与分离来控制变速器动力的传递与中断,故也可省去发动机与变速器之间的主离合器。

与常见的电控液压式自动变速器相比,电控电执行器式自动变速器结构简单,可省去液压系统繁多的管路、阀件以及油泵等设施。另外,换挡电磁离合器可以实现集中控制及远距离控制,并能方便地通过调节激磁电流改变离合器的工作转矩或者在连续的滑差下维持恒定的转矩。日本富士重工曾经利用电磁离合器代替液力耦合器从而开发出无级变速传动装置(ECVT)[3]。

1.1 新型电控电执行器式自动变速器结构

以图1Ⅳ挡电控电执行器式自动变速器传动原理示意图为例(不包括倒挡),双向电磁离合器包括电磁离合器主动部件(图1中4,9)、左右从动部件(图1中2,5,9,11)、工作线圈(图1中未画出)等。

电磁离合器主动部件分别与电磁离合器左右从动部件相接触,电磁离合器左右从动部件分别与齿轮变速箱中相应的齿轮联接,主动部分通过花键与变速器第二轴相连,并沿变速器第二轴轴向左右移动。在变速器不传递动力时,电磁离合器处于分离状态。

当挂挡时,接通电磁离合器,动力由变速器第一轴→相应挡位齿轮→对应电磁离合器→变速器第二轴输出。换挡时,前一挡位电磁离合器逐渐分离的同时,预选挡位电磁离合器逐渐接合,当上一挡位电磁离合器完全分离时,预选挡位电磁离合器完全接合。在换挡过程中通过对电磁离合器的合理控制,即可实现平稳换挡。

1.2 电控电执行器自动变速器原理

1.2.1 挂挡情况

挂挡时,电控单元控制相应挡位电磁离合器接合,而其它挡位电磁离合器处于分离状态。挂Ⅰ挡时,在电控单元的控制下,双向电磁离合器主动部分和从动部分逐渐接合,此时动力由变速器第一轴→第一轴常啮合齿轮→中间轴常啮合齿轮→变速器中间轴→中间轴Ⅰ挡齿轮→第二轴Ⅰ挡齿轮→电磁离合器从动部分→电磁离合器主动部分→变速器第二轴输出动力。

1.变速器第一轴2,5,9,11.电磁离合器从动部分3.第一轴常啮合齿轮z14,9.电磁离合器主动部分6.第二轴Ⅱ挡齿轮z37.第二轴Ⅲ挡齿轮z510.第二轴Ⅰ挡齿轮z712.变速器第二轴13.变速器中间轴14.中间轴Ⅰ挡齿轮z815.中间轴Ⅲ挡齿轮z616.中间轴Ⅱ挡齿轮z417.中间轴常啮合齿轮z2

1.2.2 连续换挡情况

连续换挡,即逐级升挡或逐级降挡。换挡时电控单元控制前一挡位结合电磁离合器逐渐分离的同时,下一挡位相应电磁离合器逐渐接合。通过电控单元的精确控制,使前一挡位电磁离合器完全分离的同时,下一挡位电磁离合器完全接合。以Ⅰ挡换Ⅱ挡为例,换挡时电控单元控制电磁离合器主动部分向左移动,与电磁离合器从动部分逐渐分离时,电磁离合器主动部分向右移动,逐渐与电磁离合器从动部分相接合。当电磁离合器主动部分与从动部分完全分离时,电磁离合器主动部分与从动部分完全接合,此时动力由变速器第一轴→第一轴常啮合齿轮→中间轴常啮合齿轮→变速器中间轴→中间轴Ⅱ挡齿轮→第二轴Ⅱ挡齿轮→电磁离合器从动部分→电磁离合器主动部分→变速器第二轴输出动力。

1.2.3 同一电磁离合器相邻两挡换挡情况

对于同一电磁离合器相邻两挡换挡的情况,为保证换挡的平顺性,换挡时需中间挡位作为过渡。换挡时,电控单元控制前Ⅰ挡位电磁离合器逐渐分离,而中间过渡挡位相应电磁离合器逐渐接合;当中间挡位完全接合后,再通过电控单元的控制由中间过渡挡位转换到最终所选挡位。以Ⅰ挡换Ⅲ挡为例,变速器Ⅰ挡开始分离时,先换入换挡后车速与其相近的Ⅱ挡,然后再由Ⅱ挡换入Ⅲ挡,即Ⅱ挡作为换挡中间的过渡挡位。这样就能保证在变速器换挡时,始终有电磁离合器接合传递动力,保持动力传递的连续性,实现换挡的平顺性。

2 优化模型的建立

2.1 设计变量的选取

对于此种新型自动变速器,为常啮合斜齿轮传动。而斜齿轮传动,主要的参数有模数mn,齿数z,螺旋角β和齿宽b等。模数直接影响齿轮的大小和强度;螺旋角对齿轮的形状、工作噪声、强度和轴向力都有直接影响;齿宽则对齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮受力的均匀程度等产生影响。因此,在齿轮传动中,模数、齿数、螺旋角和齿宽的选择,将直接影响到齿轮传动的外廓尺寸和传动质量的好坏。所以,本次设计选择各挡传动比i、法向模数mn、齿轮齿数z、螺旋角β和齿宽b作为设计变量,即

其中,x1=i1,x2=i2,x3=i3,x4=z1,x5=z2,x6=mn1,x7=mn2,x8=mn3,x9=mn4,x10=β1,x11=β2,x12=β3,x13=β4,x14=b。

2.2 优化目标函数

以变速器体积最小作为优化设计目标,由于齿轮的尺寸是决定变速器体积大小的重要因素。因此,按它们的体积之和为最小的原则来建立目标函数。

由变速器的传动比及变速器中心距相等等关系,可分别得出z3,z4,z5,z6,z7,z8关于设计变量的相关表达式,将其分别带入式(1)即可得优化目标函数

2.3 约束条件的确立[2,6]

2.3.1 变速器使用性能约束

2.3.1. 1 变速器Ⅰ挡传动比

由汽车理论可知,汽车Ⅰ挡传动比应满足最大爬坡度和地面附着条件的要求,即

式中m—车总质量;

g—重力加速度;

f—滚动阻力系数;

αmax—最大爬坡坡度角,取为αmax=16.7°;

Temax—发动机最大转矩;

i0—主减速比;

r—驱动车轮的滚动半径;

η—汽车传动系的传动效率,在计算时可取η=0.91;

G2—汽车满载静止于水平路面上时驱动桥给地面的载荷;

φ—道路附着系数,计算时取φ=0.6～0.8。

2.3.1. 2 变速器传动比范围

变速器各档之间传动比的比值影响变速器的使用性能。比值大会造成换档困难,一般认为比值不宜大于1.7～1.8。考虑到换挡过程中,由于外部阻力的影响,换挡时车速常有所下降,而且换挡时车速越高,换挡过程的速度下降越多。因此,随着挡位的提高,相邻两挡传动比逐渐降低。因此变速器传动比约束条件为1.5≤i3/i4≤i2/i3≤i1/i2≤1.8。

2.3.2 变速器结构约束

2.3.2. 1 变速器中心距

变速器中心距A的大小对变速器的体积和质量有很大的影响,选择的原则是在保证传递发动机最大转矩、变速器具有最大传动比和齿轮具有足够强度的条件下,应尽量减小中心距A。初选中心距可由发动机最大转矩来求,即

式中KAe—变速器中心距系数,对于轿车取14.5～16.0。

而由上述可知

即变速器中心距约束为

2.3.2. 2 变速器中间轴应力约束[7]

变速器传动齿轮为常啮合斜齿轮,而斜齿轮由于螺旋角的存在,传递扭矩时,在齿轮上存在一定的轴向力。由于中间轴齿轮的受力特点,设计时应力求使中间轴上的轴向力趋向平衡。因而需满足中间轴常啮合齿轮与相应中间轴其它挡位齿轮作用于中间轴轴向力趋于平衡的约束。

2.3.3 齿轮参数约束

齿轮模数约束:2.25≤mni≤3.0;齿轮螺旋角约束(对于轿车变速器):22°≤βi≤34°;齿宽约束:6.0mni≤b≤8.6mni;齿轮最小齿数约束:12≤z8≤17(其中,i=1,2,3,4)。

3 变速器传动齿轮的优化设计

3.1 优化计算

本文以参考文献[7]中的车型参数为依据进行了优化设计:车辆总质量为1 835kg,发动机的最大转矩为147N·m,驱动轮上法向反作用力为1 010kg,车轮半径为313mm,主减速比为4.11,原变速器体积为635 744.631 5mm3。

根据文献[8,9]MATLAB优化工具相中的fmincon函数要求,编辑相应约束函数文件以及优化目标函数文件,并对相关设计参数进行设置,然后运行程序进行优化计算。对优化结果齿数参数取整,并利用传动比与齿数的相互关系,分别确定其它齿轮的齿数,且使各挡齿轮的齿数比应尽可能不是整数,然后利用确定的齿数重新计算传动比。同时,考虑加工工艺的要求,把齿轮螺旋角取为相同值;然后对中心距进行检验,若各挡齿轮所对应的中心距不一致,则需对中心距进行修正;最后重新确定各挡齿轮的齿数及传动比。在确定各个参数之后,需对所得结果进行校核,以检验是否满足使用要求。

3.2 强度校核

对于长啮合斜齿轮传动,轮齿的损坏可分为轮齿折断和齿面损伤两大类,因此要对变速器齿轮的轮齿进行弯曲强度和接触强度的校核。

3.2.1 齿轮传递载荷

取发动机输出最大转矩Temax计算,经常啮合齿轮传递到变速器中间轴的转矩载荷为

变速器第二轴输出转矩载荷为

式中Tg—变速器轴传递转矩载荷(N/m);

Temax—发动机最大转矩;

ic—常啮合齿轮传动比,ic=z2/z1;

z1,z2—常啮合齿轮齿数;

ηc—齿轮的传动效率,取ηc=0.97;

i—变速器各挡传动比;

η—变速器传动效率,取η=0.95。

3.2.2 轮齿弯曲强度校核

根据参考文献[6]相关理论,斜齿轮弯曲应力σw计算公式为

式中Tg—计算载荷(N·mm);

mn—法面模数(mm);

z—齿数;

β—斜齿轮螺旋角(°);

Kσ—应力集中系数,Kσ=1.5;

b—齿宽(mm);

y—齿形系数,可按当量齿数zn=z/cos3β查相关文献[6]可得;

Kε—重合度影响系数,Kε=2;

[σw]—轮齿许用弯曲应力,倒挡许用弯曲应力为400～850N/mm2,常啮合齿轮和高挡齿轮许用应力为180～350 N/mm2。

3.2.3 轮齿接触强度校核

轮齿接触应力按下式计算,即

式中σj—齿轮的接触应力(N/mm2);

F1—圆周力(N),F1=2Tg/d;

Tg—计算载荷(N·mm);

d—节圆直径(mm);

α—节点处压力角(°);

β—斜齿轮螺旋角(°);

E—齿轮材料的弹性模量(N/mm2),E=2.1×105;

b—齿宽(mm);

ρz,ρb—主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm);斜齿轮:ρz=(rzsinα)/cos2β,ρb=(rbsinα)/cos2β;

rz,rb—主、从动齿轮节圆半径(mm);

[σj]—轮齿许用接触应力。

对于渗碳齿轮,Ⅰ挡和倒挡为1 900～2 000N/mm2;常啮合齿轮和高挡齿轮为1 300～1 400N/mm2。

4 优化结果

根据优化程序结果,经过分析、计算和强度校核,各参数的最终优化结果如表1所示。

与原设计参数相比,在满足强度要求的条件下,优化后各挡齿轮模数相同且数值减小,不但有利于减小齿轮传动噪声,而且方便加工;同时Ⅰ挡和Ⅲ挡齿轮对应的螺旋角增大,使齿轮啮合时的重合度增加,因而工作平稳、噪声降低,且齿的强度也得到相应的提高。其最终所得优化目标值为:V=5.474 5e+005mm3,与原变速器齿轮体积V′=635 744.631 5mm3相比较,结果体积减小了13.89%,即相应质量减少了13.89%。

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新型缓速器设计 篇7

摆线针轮传动作为本身一种比较理想的传动形式在工业部门中得到广泛的应用, 在整个减速器行业中也占有较大比例。但现有的摆线针轮传动的一些弱点是类似的:针轮固定, 摆线轮与针轮形成行星传动机构, 因此另外得有一个单独的输出装置将动力输出。由此, 输出轴的刚度变低了, 而且因为转臂轴承被设计在行星轮即摆线轮的内部, 尺寸上, 受行星轮的掣肘, 成为降低整个传动系统承载能力的主要因素之一。环板式三环渐开线减速器的结构由于不是轴对称的, 在传动过程中产生较大的附加载荷, 所以在传动中它的传动稳定性不佳且造成的噪声和震动较大, 并且由于结构设计的不合理, 使得整个系统的重量明显增加, 提高了生产成本[3]。

1 优化后的整体结构设计及工作原理

1.1 整体结构设计

针摆行星传动的结构的示意图, 如图2所示:

针轮输出针摆行星传动减速器, 主要由针齿壳1、输出盘2、柱销支撑盘支撑轴承3、柱销支撑盘4、输入轴5、两个输入轴支撑轴承6和19、柱销7、柱销套8、四片摆线轮9、13、14和15、针齿10、针齿套11、箱体12、箱盖16、转臂轴承17、两个偏心套18和20、滚针21等主要零部件组成。

针轮输出针摆行星减速器全部传动装置可分为输入、减速和输出三部分。在输入轴上装有两个错位180°的偏心轴套, 在偏心套上装有四个无外圈的圆柱滚子轴承来支撑摆线轮在箱体内部做平面运动, 四个摆线轮的中心孔与偏心轴套的中心线对应相重合。摆线轮与针齿轮是通过一整组的针齿相啮合来传动的, 以组成少齿差内啮合减速机构, (为了减少摩擦, 在减速器中, 一般在针齿上都会带有针齿套, 使得滑动摩擦变成滚动摩擦) 。

(1) 输入轴。输入轴为一直轴, 并通过两滚动轴承以两支点支承在减速器侧箱体和中间支板上, 在该直轴上装有四个摆线轮, 并由此主动摆线轮通过针轮带动输出轴转动。最初设计时, 考虑输入轴采用与摆线轮三维空间同时受等同的力的平衡联动的方案:输入轴作为主动曲柄。但实际设计时发现, 由摆线轮联动时, 摆线轮与针轮间必须保证一定的啮合间隙, 这样就很难保证由从动针轮所带动的从动件与主动件的同步性。初始方案的另一个缺陷是:现有的加工工艺水平达不到设计的要求。

(2) 摆线轮联动装置。该部分由一主动摆线轮和从动针组成。当输入轴转动时, 固连于其上的主动摆线轮轮会同时通过从动针来分别带动输出盘转动, 并使固装于输入轴上的相位差180°的四片摆线轮做曲线平动[1], 进而带动针轮转动, 通过输出轴, 将减速后增大的转矩传出。由于摆线抡转动, 两个方向传输动力, 不会出现过死点的困难。

(3) 主动曲轴。在主动曲轴上均装有两个相位差180°的双偏心套, 每个偏心套上通过转臂轴承分别与两个相位差摆线轮连接, 构成相位差180°的主动曲柄, 形成输入轴。因为偏心的主动曲轴转动带动摆线轮作平动, 从而摆线轮作平动一次, 拨针轮针齿一次, 带动针轮转动输出。

(4) 针轮。在每个偏心套上, 两个相位差180°的摆线轮通过偏心套与相联, 并采用同样的滚动轴承把主动曲柄支承于减速器箱体上。主动曲柄支点间距离和固定于箱体上的圆柱销的长度相同, 所以图中每个偏心套上两个相位差180°的均系于圆柱销只会做平动的摆线轮。

(5) 摆线轮。四个摆线轮, 用偏心套固连于输入轴上。它同时与装于箱体中能转动的针轮相啮合, 摆线轮的齿形采用我们经过优化得出的“正等距+正移距”修形的新齿形, 可以与针轮达到理想的共轭多齿同时啮合, 不仅传递的转矩更大, 而且传动更加平稳。

(6) 箱壳。箱壳由箱体、中间支板和側箱盖三部分组成。其设计除了要可靠地支撑主动曲柄、输圆柱销;便于制造和安装拆卸;润滑密封可靠外, 比较特殊的地方是:要可靠地保证装于针轮上的针齿销孔中的针齿销不可能沿轴向脱出。为此, 在箱体和中间支板上均有一圈环形凸台, 使它们与环板间只留有少量侧隙, 即能允许摆线轮自由的平动, 又能可靠地保证针齿销不会从针轮上的针齿销孔内沿轴向脱出。

1.2 工作原理

输入轴作为动力的输入零件通过支撑轴承支承在柱销支撑盘和箱盖中形成稳定的支撑结构, 并通过两个相位相差180°的偏心套将动力输送给四片摆线轮;四片摆线轮也是两两相位相差180°, 并且摆线轮与偏心轴套是同步且同相位, 同时通过四个同型号的转臂轴承进行支撑和动力的传递[2];四片摆线轮在输入轴 (通过偏心套和转臂轴承) 的带动下进行平面运动, 此时, 摆线轮又和柱销进行力的作用, 在新型摆线轮减速器中将柱销设计成了固定件, 它的两端与柱销支撑盘箱体盖通过过盈配合来相连接, 为了减小摩擦, 在柱销和摆线轮之间加了柱销套, 柱销和箱体盖及柱销盘在一起有效地把摆线轮控制在一定空间内并做平面运动。四片摆线轮在做平面运动的同时与针齿做啮合传动以完成针摆行星传动, 同样在针齿的外侧也有针齿套;减速后的针轮再通过输出法兰盘将动力输出, 输出盘和针轮通过螺纹联接固定在一起, 在箱体和针轮之间设计有一圈滚针以支撑整个针轮, 箱体通过螺纹联接将箱盖固联并通过相应的密封零件实现减速器工作过程中的密封。

2 优化后的针轮输出针摆行星轮减速器

新型摆线减速器相比以往摆线轮减速器来说, 其传递的功率和转矩明显得到了很大的提高, 但是体积和重量却只是略微增加, 所以在比较中明显就降低了生产成本, 让产品的竞争力的竞争力也得到了大大的提升。一改以往输出结构被作为运动部件, 而是改成了固定构件, 且摒弃了悬臂梁式输出结构的设计, 而是改成更加稳固的多点对称式的支撑结构, 因此原有的输出机构刚度较小且旋转精度较低的缺点都被消除了, 极大地改善了传动系统的受力条件, 使整个传动变得更为平稳可靠, 以便于传递更大的转矩和功率, 也更易于使用在精密传动的领域中。新型摆线轮传动机构的输出结构更加简单、刚性也更好, 且基本构件的受力更加平衡, 而运动也更加平稳, 因此在结合了以往传动结构的优点如承载能高和传动比等的基础上又改善了一些以往的缺点使得整体机构的体积更小、效率更高、运动的平稳性大大挺高且噪声也得到有效的控制。由于新型摆线针轮行星减速器改善了结构设计使其更加合理、科学和高效, 也让新型减速器拆装变得简单便于维修。

3 结论

在结构设计上, 应当特别说明的是, 在本针摆行星传动中采用两对相位差180°的平行摆线轮, 不但保证了整个传动机构在运动中的静平衡, 也保证了整个机构的动平衡。

参考文献

[1]朱孝录主编.齿轮传动设计手册 (第二版) .北京:化学工业出版社.2010.

[2]吴宗泽主编.机械设计师手册.北京:机械工业出版社.2004.

新型缓速器设计 篇8

矿车作为连采机的主要后配套运输设备, 具有十分重要的地位。其减速器具有传动、转向和支撑三种功能, 结构紧凑、工艺复杂、制造难度大。减速器壳体为整车车重的承力部件, 其强度关系到整车的能否安全运行, 对生产有着重要的影响[1]。

随着现代的信息技术的快速发展, 有限元分析越来越广泛的应用, 但正确的应用有限元分析软件并能够得到正确分析结果, 现今依然是广大技术人员需要严肃认真对待的课题。传统的测试方法恰恰能够检验有限元分析结果, 提高有限元分析的可信度, 反过来, 有限元分析能够大大减少测试次数, 避免大量的人力和物力的消耗, 通过有限元分析和测试的有机结合能够为工程设计提供强有力的支持。现对减速器壳体有限元分析和应力测试, 为其提供结构强度校核提供用依据。

1 减速器壳体有限元分析

1.1 减速器壳体模型与网格划分

减速器壳体采用铸钢材料, 屈服极限为310MPa[2], 弹性模量:2e11, 泊松比:0.3;采用以六面体为主的网格单元, 网格大小为0.01m, 单元类型:Solid。网格划分如图1所示;

1.2 边界条件

正常的工况下每个轮减速器壳体承担为90000N的整车重力, 在最恶劣的工况下, 按照1.5倍的冲击载荷计算每个减速器壳体承担为135000N的冲击载荷加载在耳子孔B处, 同时上耳子C处受到向内的压力为48561N, 同时下耳子D处受到向外的拉力为48561N, 在止口A处施加固定约束, 减速器壳体边界条件如图2:

1.3 计算结果

轮边减速器壳体受力时应力分布云图3所示:

仿真结果分析:实际最大值出现在上臂与主壳体的连接处, 应力测量点处的应力为72.465 MPa。

2 减速器壳体应力测试

2.1 测试方案

应力测试系统图如下;

如图5所示在减速器耳子边缘采用三片应变花进行测量, 分别测量0度;45度;90度三个方向的应变信号[3], 三个角度的定义:0度定义为车长度方向;90度定义为测量平面内和0度垂直的方向;45度定义为在0度和90度的等分线方向。典型的应变片电阻值为120Ω、350Ω和1000Ω[4], 本实验选用电阻值在120±2Ω范围内的应变片, 实验中要测定试件的中心点的轴向应变, 为达到上述要求, 对于钢构件, 要在试件上用钢板尺和划针画一个十字线 (一根长, 一根短) , 十字线的交叉点对准测点位置, 较长的一根线要与应变测量方向一致。将应变片粘贴好并把导线固定好后, 用兆欧表 (测量大电阻的专用仪器) 检查应变片与试件之间的绝缘电阻, 最后, 用白乳胶做好防潮处理 (见照片) 。在测试应变信号的时候, 将应变片的引出导线与MDR连接。并进行相关参数的设置。

2.2 应变测量

对于复杂应力状态下, 需要进行应变花分析计算。对于直角形应变花, 其计算方法如下:

其中, εa, εb, εc分别表示0度, 45度和90度三个方向上的应变;σ1, σ2分别表示最大最小主应力;τm表示最大剪应力;θ表示最大主应力与εa之间的夹角。

测试的后处理软件采用公式1的计算方法, 提供了应变化计算应力的功能。通过输入应变化对应传感器的应变值, 就可以求出最大最小应力, 最大剪应力, 以及最大主应力与粘贴的0度应变片之间的夹角。表1表达了在不同工况下减速器壳体应力测试的结果。

结论

应力测试中减速器壳体连接孔附近的测点值为75.64 MPa与有限元分析的72.465MPa相差4.2%, 由此可以看出实际测试与计算相差不大, 有限元分析前的假设可以认为是正确的, 分析的结果是可信的, 因此认有限元分析可以为矿车的强度校核提供了可靠的工具。

摘要：矿车减速器壳体为整车车重的承力部件, 其强度关系到整车的安全可靠性。笔者针对某型矿车减速器壳体进行了有限元分析, 并在实际工况中进行了应力测试。结果表明, 应力有限元分析结果为72.465MPa, 应力测试结果为75.64MPa, 有限元分析与实际测试结果相差仅为4.2%, 有限元分析可以作为矿车强度校核的可靠工具。

关键词：减速器壳体,有限元分析,应力测试

参考文献

[1]Bayer, A.K.;Nienhaus, K.and Dangela, M.;Business as usual-Results of Global Continuous Miner&Bolter Miner Census2008[J].Glückauf, 2009, 145 (7/8) :390-395

[2]康鹏, 新型矿车转向机构受力分析与改进[J].煤矿机械, 2011, 32 (5) :168-169

[3]温洁明;陈家权;沈炜良水轮发电机转子支架有限元分析及应力试验[J].机械工程师, 2007, (3) :61-63

[4]Ernest O.Doebeion Measurement system application and design[M].beijing:Publishing House of Electronics Industry, 2007

新型缓速器设计 篇9

在推进新型城镇化过程中, 鄂州市把市域1596平方公里作为一个整体, 进行科学规划和定位, 着力构建以主城区为龙头、若干个新区为支撑、特色镇为链接、新社区为基础的“四位一体”新型城镇体系, 初步形成了城乡统筹、全域联动、多点发力的新格局。据鄂州统计局公告显示:2013年末, 鄂州市常住人口105.7万人, 其中, 城镇人口66.4万人, 城镇化率达到62.8%, 居全省第二。

在构建“四位一体”的新型城镇体系过程中, 鄂州市的决策者十分清楚, 城市发展没有产业支撑不行, 没有产业支撑的城镇化不是真正的城镇化。因此他们把新区建设放在头等重要的位置, 确立建设葛店开发区、三江港区、鄂州开发区、鄂城新区、花湖开发区、梁子湖生态文明示范区、红莲湖新区等七大沿江滨湖新区, 通过新区推动产业发展, 通过产业发展促进新区建设。

记者从鄂州市住建委了解到, 近年来, 鄂州市始终遵循“五个一”的工作思路 (即一个主导产业、一个建设开发主体、一套高起点的规划、一批高标准的基础设施项目、一个明确的开发建设时序) , 推进新区建设。

他们与中省大型投资集团开展战略合作——葛店临港新城与南山集团、鄂城新区与中核集团、红莲湖新区与鄂旅投、三江港新区与中交投签订了战略合作协议。在十个特色镇实施基础设施建设项目55个, 完成投资1.4亿元。

他们将生态文明理念融入新型城镇化建设, 启动了“三边”植树和环梁子湖生态林带建设, 鄂州市被列入国家第一批水生态文明建设试点城市, 梁子湖区被列为全国生态文明建设试点, 500平方公里范围全面退出一般工业。鄂州市经济开发区作为主城区的工业中心, 按照功能分区、产业分园的要求进行规划建设。

为了亲身感受鄂州新区建设的成效, 记者从市区坐公交车前往鄂州经济开发区进行了实地采访。

四月天里, 阳光正好, 记者在鄂州市西部的鄂州经济开发区看到, 开发区域内笔直的大道、标准化的厂房、林立的住宅区, 大型车辆穿流如织……它向我们展示了推进“产城一体”, 构建“四位一体"新型城镇化体系的绚丽画面。

据鄂州经济开发区管委会综合办主任尹章文介绍, 鄂州经济开发区于2008年8月经省政府批准正式组建, 总规划范围43平方公里, 辖区人口5万人, 辖10个村、3个社区。通过短短的5年时间建设, 从一个街道办事处, 快速发展成为了一个宜居宜业产城一体的新区。

鄂州经济开发区一直以产业为先导, 走产城一体的新型城镇化发展道路, 按照功能分区、产业分园的要求, 鄂州开发区已初步形成了四大特色园区:武汉港工业园、鄂钢工业园、港口物流园、青天湖商务区;形成了四大主导产业:机械制造、塑胶建材、商贸服务、港口物流。“截至目前, 开发区共聚集各类企业近200家, 其中规模以上工业企业64家, 高新技术企业8家。累计引进项目138个, 协议投资总额达到384亿元, 其中引进项目完成投资90亿元。”尹文章介绍说。

自组建以来, 开发区始终坚持高起点规划、高标准建设市政基础设施。五年来, 先后完成樊川大道、旭光大道、污水处理厂、樊口大桥、吴楚大道中段等主干路网建设。完成了排水管网雨污分流、污水收集处理系统的建设, 实现了污水全处理。完成旭光变电站、蒲团变电站及配网主干工程建设。实现了“五通” (通水、通电、通天然气、通光纤、通路) 、“三化” (主干道亮化、美化、绿化) 。

新型城镇化, 人的城镇化尤为重要。为了提高老百姓的生活水平, 开发区实施了一系列惠民政策。研究出台了开发区失地农民养老保险补助政策, 对60岁以上居民每人每月提高45元的补助标准;投入210万元落实农业抗旱和惠农政策, 完成义务教育“班班通”工程和村级卫生室达标化建设, 先后实施了薛家沟市场改造、旭光大道维修、安置社区建设、开发区停车场绿化、周屴消防站建设等民生工程, 有效解决群众身边最关心最直接的问题;着手建立失地农民保障机制;居民网格信息入户采集, 加大投入实施探头工程, 投入5万元为辖区856户低保户和重大疾病家庭购买了十户联防治安保险。

“相比村里原来的房子, 我喜欢现在的楼房, 熟人都住在一起, 很方便, 房间整理起来也很快。另外, 年轻人工作也不用跑到外面去了, 可以选择在附近找工作。”一位不愿意透露姓名的村民说。

去年4月, 随着豪威城市广场的开业, 武汉港国际五金机电城、诺琦酒店、新樊口中学、武汉工程大学邮电信息学院等一批项目的入驻;樊口市场、薛家沟市场的改建, 公交车的通行等基础设施的完善, 鄂州经济开发区的城市功能日益完善。

新型缓速器设计 篇10

QC小组活动作为全面质量管理不可或缺的重要组成部分,1962年在石川馨博士的倡导下首创于日本,1966年在欧洲质量组织年会上由朱兰博士介绍,开始被国际认知。经过半个多世纪的普及推广,QC小组活动已成为许多国家和地区质量改进活动的重要组成部分。目前,全球大约有70余个国家和地区在开展QC小组活动。

2、创新型QC小组活动

根据所选课题的特性内容的不同,QC小组活动的课题类型主要有现场型、服务型、攻关型、管理型和创新型五种。与前四种课题的活动步骤有所不同,创新型课题是QC小组成员运用新的思维方式和视角、采用创新方法开发新技术、新产品、新市场、新方法而实现预期目标的课题。由于课题是以往不曾有过的,因此为实现预期的目标,必须由小组成员运用创新思维提出多种方案,并对各种方案进行分析论证和评价,必要时进行模拟实验,选择最佳方案,然后付诸实施。在我们大力倡导“创新型”社会的今天,创新型QC小组活动为企业开展各项质量改进提供了一种科学实用的手段。

QC小组选择“创新型”课题开展活动的具体程序如图1所示。

3、创新型QC小组活动应用实例

同步器作为汽车变速器内的一个主要零部件,其主要作用是在换挡时使高低档速度趋于一致,操作省力。2012年,随着公司产量的急剧增长,同步器齿套在生产中工件装夹不紧的情况时常发生。3月,公司成立了由质量管理人员、工艺技术人员、操作工等5名人员组成的“火箭号”QC小组,按照创新型QC小组活动的方法对此问题进行分析解决。

3.1 选择课题

a.问题提出

现状一:20323同步器齿套加工六孔工序,原夹具采用心轴定心、端面压紧的夹紧方式,由工人用扳手拧螺母压紧垫片来完成装夹。现场一名工人同时操作3台机床,一台加工中心上装四套夹具(详见图1、图2)。由于劳动强度大,时常有由于拧不紧螺母导致工件装夹不紧的情况出现,甚至造成工件报废、刀具损坏、机床撞机等问题,不但降低了生产效率,而且造成安全隐患。

QC小组成员对该工位2012年5～8月的损失进行统计,非技术性原因造成工件报废、刀具损坏、撞机次数较多,具体情况如表1。

现状二:单台机床上装4套夹具,即每台机床同时装夹4个工件进行加工。分别统计4人每次装卸4个工件所需的时间,平均大约都在60s左右,具体数据如表2。

b.提出突破口

为降低劳动强度,提高劳动生产率,小组成员运用“头脑风暴法”,经过1个多月的反复计算、研究和试验,提出了四个突破口,逐一进行了分析、评估,详见表3。

根据综合得分,确定了得分最高的“突破口三”为小组课题,夹紧原理如图3。

3.2 制订目标

QC小组制订了目标:装卸4个工件所需的时间降低一半以上,即由之前的60s降低到30s以内。

3.3 提出方案

小组成员围绕改进目标,运用“头脑风暴法”,充分提出对策方案,汇总归纳为以下两个方案。

a.方案一:设计气动夹具装置

b.方案二:设计液压夹具装置

3.4 分析论证并确定方案

方案一:气动夹紧方式

通过气缸的轴向运动,带动拉杆涨开涨套来涨紧工件。此种方式原则上可行,但通过计算,要产生大于圆周切向力的涨紧力,所需气缸体积很大,夹具重量也会相应增加,而且受所供气压影响大,从而影响机床和加工精度。

方案二:液压夹紧方式

通过油缸的上下运动,由活塞杆下压涨开涨套来涨紧工件。通过计算,要产生大于圆周切向力的涨紧力,所需油缸体积较小、占用面积小,可使用单独的液压站,不受其它因素影响。

3.5 制定对策

通过对以上两种方案的分析论证,小组认为方案二合理且可行,并最终选定了方案二。具体对策如表4。

3.6 对策实施

实施一:设计夹具机械部分,具体步骤:

a)分析产品结构,确定夹具基本结构(如图4)

b)确定非标油缸结构

c)根据加工受力情况,计算油缸各种技术参数

d)设计油缸图纸和夹具本体,验证夹具强度

e)完善夹具设计

实施二:设计液压系统(如图5)。具体步骤:

a)根据油缸容积确定油箱尺寸大小

b)根据油缸容积和夹紧时间要求,选取油泵,并确定其参数

c)选取压力表、节流阀、溢流阀和电液换向阀等标准件

d)确定参数选购液压站

实施三:试验新夹具。具体步骤:

a)装配夹具

b)连接电源和控制系统

c)修订加工程序

d)找正夹具中心,并确定坐标

e)试切工件

3.7 确认效果

经过四个月的反复试验和批量生产,工艺人员及操作者一致认为此夹具夹紧迅速可靠、效果理想。改进后减少了装夹时间,每台机床同时夹紧4个工件的时间为2s,较改进前的60s左右节约了58s,达到预期目标。不但提高了生产效率,大大降低了工人的劳动强度,而且不再出现工件装夹不紧、工件报废、刀具损坏和机床撞机等现象,在机加工实际中有很好的推广价值。

以每台机床每班产量88件(即装夹22次)计算,则全车间8台机床每天3个班次加工同步器齿套可节省时间58s×22×8×3=30624s,即8.5h。加工中心生产成本为120元/h,则每天节省费用为:120元/h×8.5h=1020.8元。即本次活动产生的经济效益为:每天可为公司节约1020.8元。

3.8 巩固措施与标准化

公司对此次设计的新工装进行了正式编号(SX42-X03001);并将SX42-X03001液压夹具写进正式工艺文件(编号ZX05-03012),广泛应用于生产实践。

3.9 收获与感受

QC小组在总结中对小组的综合素质进行了自我评价,如图6。通过此次改进活动增强了小组的团队精神和协作精神,提高了小组成员创新思维的能力。大家进一步掌握了运用QC方法进行工艺改进,并敢于打破常规,用创新思维和先进、科学的方法、分析并解决问题。

3.1 0 下一步打算

通过此次活动,进一步提高了小组成员的质量意识和个人能力,大家进一步熟悉了QC活动的基本流程,不但自己享受到到改进的成果,也增强了小组成员解决问题的信心,提高了集体攻关的能力。下一步,小组拟以”对二轴齿轮的热后加工进行工艺改进”为课题进行进一步研究。

4、结束语

实践证明,创新型课题是企业深入开展QC小组活动的新路子,是广大员工参与质量改进的一种很有效的方式。因为它遵循着PDCA循环这种科学的活动程序,因而少走弯路,以较短的时间、较少的投入获得较好的效果。

现代企业需要不断地开展多种形式的QC小组活动,以持续提高组织的核心质量,在新的竞争环境下企业获得竞争力和持续发展能力的经营策略,使企业运作能力方面达到最佳境界。

摘要：本文介绍了创新型QC小组活动程序及工具运用,并结合企业生产实际,以创新型课题在变速器产品夹具改进中的应用为核心,逐步介绍了开展此类活动的具体要求。从而进一步加强对创新思维的理解,以利于今后大家更加准确的运用这一活动方法。