畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）機(jī)械式五擋三軸式變速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、武漢理工大學(xué)畢業(yè)論文緒 論1內(nèi)容提要 本文詳細(xì)介紹了機(jī)械式五擋三軸式變速器的具體過(guò)程。闡述了機(jī)械式變速器的功用、要求，介紹了變速器各種結(jié)構(gòu)方案，說(shuō)明了變速器主要參數(shù)的確定方法，齒輪的幾何計(jì)算、強(qiáng)度計(jì)算等計(jì)算方法。涉及到了同步器的設(shè)計(jì)，概括同步器工作原理和工作過(guò)程，設(shè)計(jì)計(jì)算和軸承壽命的計(jì)算方法。 變速器一般安裝于發(fā)動(dòng)機(jī)和驅(qū)動(dòng)橋之間，其主要的功用是：1變速與變矩 通過(guò)改變變速器的傳動(dòng)比，可以使汽車在不同的使用條件下得到不同的牽引力和速度。同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。 2設(shè)置倒檔和空檔 在不改變發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向的情況下便汽車能倒退行駛，在滑行或停車時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能保持分離。 3變速器一般還

2、應(yīng)設(shè)置動(dòng)力輸出窗口。合理的設(shè)計(jì)和布置變速器使得發(fā)動(dòng)機(jī)功率得到最合理的利用，而提高汽車動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。本設(shè)計(jì)主導(dǎo)思想即在于設(shè)計(jì)以提高汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，具備較高的傳動(dòng)效率，操縱輕便，工作可靠，噪聲小為目的的機(jī)械式變速器。由于水平有限，難免有很多不足之處，歡迎大家批評(píng)指正。summary this text detail has been introduced the concrete course to design one medium-sized mechanical type transmission .has expounded the function of mechanical

3、 type transmission and the requirement , and has introduced the various structure schemes of gearbox , and explaind that the major parameter of transmission decides the method surely , the geometry computational methods such as calculation and intensity calculation etc of gear wheel .involve the com

4、putational method of the design of synchronizer , brief synchronizer work principle and work course , design calculation and bearing life span. involving the medium-sized freight train transmission design in this design possesses the controllability ability of better motive force , economy and good

5、owing to the machinery transmission , and just easily equips the merits such as unassuming maintenances etc , and gets the extensive application in the society of modern times the transmission generally loads between engine and drive bridge , and major act on being the speed change becomes the carpe

6、nters square , and sets up to reverse gear and the neutral position , with the power output needs of satisfied automobile under the difference operating modes .reasonable design and fixing up that the transmission makes that the engine merit rate gets the most reasonable utilization , and automobile

7、 motive force and economy are raised.namely the leading thought of this design depends on motive force and economy quota in order to raise the automobile of design , and having the higher transmission efficiency , and operates lightly , work is reliable , the small mechanical type transmission that

8、serve as the purpose of noise .owing to the fact that the standard is limited , haring to avoid to have a lot of shortcomings , everybody criticizes and makes a comment the welcome. 2關(guān)鍵詞 機(jī)械式五檔變速器 鎖銷式同步器 變速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)正文一、 變速器的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇變速器是由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成的。目前，汽車上采用的變速器是多種多樣的，這是由于各國(guó)汽車的使用、制造、修理等條件不同，也由于各種類型汽車的使

9、用要求不同所決定。盡管如此，一般變速器的機(jī)構(gòu)型式，仍具有很多的共同點(diǎn)。1、 變速器的型式有級(jí)變速器與無(wú)級(jí)相比，起結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低廉，具有高的傳動(dòng)效率，因此在各種類型的汽車上得到廣泛的應(yīng)用。設(shè)計(jì)時(shí)首先根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。2、 兩軸式和三軸式變速器現(xiàn)代汽車大多數(shù)都采用三軸式變速器。兩軸式變速器只用與發(fā)動(dòng)機(jī)的前置、前輪驅(qū)動(dòng)或者發(fā)動(dòng)機(jī)后置、后輪驅(qū)動(dòng)的轎車上。究竟采用哪一種形式，除了汽車的總布置的要求外，主要考慮以下三個(gè)方面：2.1變速器的徑向尺寸兩軸式變速器，它的前進(jìn)檔均由一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，當(dāng)需要大的

10、傳動(dòng)比時(shí)，需將主動(dòng)齒輪做的小些，而將從動(dòng)輪做的很大，因此兩種的中心距和變速器殼的相關(guān)尺寸也必然增大。而三軸式變速器，由兩對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，在同樣的傳動(dòng)比的情況下，可將大齒輪的徑向尺寸做的小些，因此中心距及變速器的相關(guān)尺寸均可減小。2.2變速器的壽命兩軸式的變速器的低檔齒輪副，大小懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高的多。因此小齒輪的壽命短。三軸式變速器各前進(jìn)檔，均為常嚙合斜齒輪傳動(dòng)，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，工作循環(huán)次數(shù)和齒輪壽命也比較接近。用直接檔工作時(shí)，因第一軸與第二軸直接連在一起，齒輪只是空轉(zhuǎn)，并不傳遞動(dòng)力，故不影響齒輪壽命。2.3變速器的效率兩軸式變速器，雖然可以有等于1的傳動(dòng)比，但仍

11、要經(jīng)過(guò)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)力，因此有功率損失。而三軸式變速器，可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔。這種動(dòng)力傳遞方式，幾乎無(wú)功率損失，且噪聲較小。轎車、尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多。這樣可將變速器的主動(dòng)傳動(dòng)器組成一個(gè)整體，使傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)緊湊，汽車得到教大的有效空間，便于汽車的總體布置。因此，近年來(lái)在歐洲的轎車中采用的比較多。綜上所述，參考設(shè)計(jì)題目為重型貨車變速器，所以采用三軸五檔式變速器。3、 齒輪安排各檔齒輪副的相對(duì)安裝位置，對(duì)于整個(gè)變速器的結(jié)構(gòu)布置很大的影響。各檔位置安排應(yīng)考慮以下四個(gè)方面的要求：3.1整車的總布置根據(jù)整車的總布置，對(duì)變速器輸入軸與輸出軸的相對(duì)位置和變速器的輪廓形狀以

12、及換檔機(jī)構(gòu)提出要求。3.2駕駛員的使用習(xí)慣有人認(rèn)為人們習(xí)慣與按檔的高低順序，由左到右或由右到左排列來(lái)?yè)Q檔，但也有人認(rèn)為應(yīng)該將常用檔放在中間位置，而將不常用的低檔放在兩邊。值得注意的是倒檔，雖然它是平常換檔序列之外的一個(gè)特殊檔位，然而卻是 決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié)。按習(xí)慣，倒檔最好與序列不結(jié)合。否則，從安全考慮，將倒檔與一檔放在一起教好。在五檔變速器中，倒檔與序列結(jié)合不結(jié)合兩者比較，前者在結(jié)構(gòu)上可省去一個(gè)撥叉和一根變速滑桿。本題中采用此種布置方式，見(jiàn)圖1-1。3.3提高平均傳動(dòng)效率為提高平均傳動(dòng)效率，在三軸式變速器中采用具有直接檔的傳動(dòng)方案，并盡可能地將使用時(shí)間最多的檔位設(shè)計(jì)成直接檔。3.4改

13、善齒輪受載狀況各檔齒輪在變速器中的位置安排，應(yīng)考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪，一般安排在離軸較近的地方，以減小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過(guò)多。變速器齒輪主要是應(yīng)接觸力過(guò)高而造成表面電蝕損壞，因此將高檔齒輪安排在離兩支承較遠(yuǎn)處較好。該處因軸的變形而引起的齒輪的偏轉(zhuǎn)角較小，故齒輪的偏載也小。4、 換檔結(jié)構(gòu)形式目前汽車上的機(jī)械式變速器采用的換檔形式有三種：4.1滑動(dòng)齒輪換檔采用滑動(dòng)斜齒輪換檔，雖工作平穩(wěn)，承載能力大、噪音小的優(yōu)點(diǎn)。但它的換檔仍然避免不了齒端面承受沖擊，所以現(xiàn)代汽車的變速器中，前進(jìn)檔采用滑動(dòng)齒輪換檔的已甚為少見(jiàn)。4.2嚙合套換檔用嚙合套換檔，這種結(jié)構(gòu)既有斜齒輪傳動(dòng)的優(yōu)

14、點(diǎn)，同時(shí)嚙合套和結(jié)合齒的齒輪所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點(diǎn)是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。4.3同步器換檔現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕結(jié)合齒在換檔時(shí)引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經(jīng)濟(jì)性和縮短換檔時(shí)間等優(yōu)點(diǎn)，從而改善了汽車的加速性，經(jīng)濟(jì)性和山區(qū)行駛的安全性。缺點(diǎn)是零件增多，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。本設(shè)計(jì)中采用同步器換檔方案。二、變速器主要參數(shù)的選擇設(shè)計(jì)參考東風(fēng)eq1141八噸的平頭重型貨車。參數(shù)： 1、發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率為118kw/2600rpm 2、最大轉(zhuǎn)矩為583nm/1400rpm（6bt5

15、.9型發(fā)動(dòng)機(jī)） 3、各檔速比：i1=6.540,i2=3.780,i3=2.168,i4=1.442,i5=1,i6=6.533選用五檔機(jī)械式變速器11從最大爬坡度考慮：汽車在最大坡道上行駛時(shí)，最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)能克服輪胎與路面問(wèn)滾動(dòng)阻力及上坡阻力。由于汽車上坡行駛時(shí)，車速不高，故忽略空氣阻力，這時(shí)： 式中最大驅(qū)動(dòng)力；滾動(dòng)阻力；最大坡道阻力；又 將式帶入式中得： 發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)矩；變速器一檔傳動(dòng)比；主減速比；汽車傳動(dòng)系總傳動(dòng)效率；汽車總質(zhì)量；重力加速度；道路最大阻力系數(shù)；驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑；滾動(dòng)阻力系數(shù)；道路最大上坡角。其中此處取為滾動(dòng)阻力系數(shù)。312從附著條件考慮： 汽車行駛時(shí)，為了使驅(qū)動(dòng)輪不打滑，

16、必須使驅(qū)動(dòng)力小于或等于驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力，即：式中道路附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0506；n驅(qū)動(dòng)輪垂直反力解得：根據(jù)最低穩(wěn)定車速確定一檔傳動(dòng)比 式中：車輪滾動(dòng)半徑； 發(fā)動(dòng)機(jī)最低轉(zhuǎn)速； 分動(dòng)器低檔傳動(dòng)比（此處取1）則設(shè)計(jì)參考東風(fēng)eq1141八噸的平頭重型貨車。選取=6.540 ，i5=132傳動(dòng)系檔數(shù)與各檔傳動(dòng)比的選擇 傳動(dòng)系檔數(shù)增加可以改善汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。但過(guò)多又影響換檔操作，造成換檔困難考慮到輕型載貨汽車車速一般都不高，參考同類車型，本設(shè)計(jì)設(shè)置4個(gè)前進(jìn)檔，1個(gè)倒檔。則又上述已知， =6.540， 傳動(dòng)系變速器各檔傳動(dòng)比按等比級(jí)數(shù)分配，器優(yōu)點(diǎn)在于：換檔過(guò)程中，發(fā)動(dòng)機(jī)總在同一速度范圍內(nèi)工

17、作；可以充分利用發(fā)動(dòng)機(jī)提供的功率，提高汽車的動(dòng)力性按等比級(jí)數(shù)分配傳動(dòng)比的變速器，還便于和副變速器結(jié)合構(gòu)成更多檔位的變速器。 傳動(dòng)系變速器各檔之間的公比為因?yàn)辇X數(shù)為整數(shù)，故實(shí)際傳動(dòng)比與計(jì)算出的理論值略有出入。另外，在換檔過(guò)程中，由于空氣和道路阻力，空檔的一瞬間車速下降，且車速高時(shí)速度下降更多。為了使發(fā)動(dòng)機(jī)在各檔時(shí)都在相同的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)工作，靠近于高檔的鄰檔公比應(yīng)比靠近低檔的小。取， 此時(shí)鄰檔傳動(dòng)比比值：=1.73 =1.73 =1.5 =1.4423初選中心距變速器齒輪的中心距對(duì)變速器的整體尺寸、體積及質(zhì)量有直接影響，所選中心距應(yīng)能滿足保證齒輪強(qiáng)度。通常根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式初選中心距a。 a=ka 式中中

18、心距系數(shù)， 其中貨車取8.69.6. memax發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩初選中心距也可以由發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩按下式直接求去a= 對(duì)貨車取17.019.0取ka=17.0，所以中心距a=17=142.02mm.4齒輪參數(shù)的選擇4.1齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)由齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度或最大載荷下的靜強(qiáng)度所決定。選擇模數(shù)應(yīng)考慮到當(dāng)增大齒寬而減小模數(shù)時(shí)將降低變速器的噪聲，而為了減小變速器的質(zhì)量，則應(yīng)增大模數(shù)并減小齒寬和中心距。載貨汽車應(yīng)重視減小其質(zhì)量。4.2齒形、壓力角及螺旋角 選擇gb1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形，壓力角=20,螺旋角=2030。4.3齒寬 齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小、軸向尺寸緊湊，又要保證齒輪的強(qiáng)度及工

19、作平穩(wěn)性的要求。通常根據(jù)齒輪模數(shù)來(lái)確定齒寬b：b=kcmn 式中kc 齒寬系數(shù)，直齒輪取kc=4.47.0;斜齒輪取kc=7.08.6。 mc 法面模數(shù)本設(shè)計(jì)中選取直齒輪kc取6，斜齒輪取8。 4.4齒頂高系數(shù)本設(shè)計(jì)中選取齒頂高系數(shù)f0=1.0。下圖中為變速器布置的總體形式：4.5各檔齒輪齒速的分配4.5.1確定一檔齒輪齒數(shù)已知i檔齒輪的傳動(dòng)比ig1，且ig1=，為了確定 z9和z10齒數(shù)，先其齒數(shù)和zh。直齒 zh= 斜齒 一檔采用直齒輪，故zh= =56.88。mn=5。zh取整數(shù)zh=57。zh分配給z9、z10為使z9/z10盡量大一些，應(yīng)將z10盡量取得小一些，在ig1一定的條件下，

20、z2/z1的傳動(dòng)比可分配下些。于是第一軸常嚙合齒輪可分配更多齒數(shù)，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸軸承。貨車中間軸i檔直齒輪的最小齒數(shù)為124之間選取。本設(shè)計(jì)中選擇z10=12，則z9=5712=45。4.5.2修正中心距a= =142.5mm4.5.3確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒輪 由 可得a= 取mn=4,z1=24 所以 a= 由以上可得z2=41.86542. 則精確 1-2=22.354=2231244.5.4確定其他各檔齒輪齒數(shù) 二檔齒輪副：其中mn=4.5, z8=19 由 a=所以z7=39.840 7-8=225330三檔齒輪副：mn=4.5, z6=27由ig3=2.168= a=142

21、.5=由以上可得z5=31.9732 5-6=21.825=214937 四檔齒輪副：mn=4， z4=36 由 a=142.5由上可得z3=29。6630 3-4=2249484.5.5確定倒檔齒輪齒數(shù)通常i檔與倒檔選用同一模數(shù)，且通常倒檔齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選z11后，可計(jì)算出中間軸與倒檔的中心距a。即選取z11=23，則中心距aa為了使倒檔齒輪的嚙合和避免產(chǎn)生干涉。齒輪11和10之間應(yīng)保持0.5以上的間隙，則齒輪12的齒頂圓直徑de12應(yīng)為：de10/2+0.5+de12=a de11=2a-de10-1所以de12=287.5-（512+215）-1=104mm選擇齒數(shù)z1

22、2=19，再求出道檔軸與第二軸的中心距aa=1/25（19+45）=160mm4.6變速器齒輪的幾何尺寸的計(jì)算。直齒論圓柱齒輪參數(shù)計(jì)算所用公式：分度圓直徑 d=zm 變位系數(shù) x1=-x2齒頂高 ha=(f+x)m 齒根高 hf=(f+c-x)m齒全高 h=(2f+c)m 齒頂圓直徑 da=d+2ha齒根圓直徑 df=d-2hf 中心距 a=a0=(z1+z2)m/2分度圓弧齒厚 s=m/2+2mtan 基圓直徑= 周節(jié)p= m 基節(jié)=m斜齒圓柱齒輪參數(shù)的計(jì)算端面模數(shù) mt=mn/cos 分度圓直徑 d=zmt齒頂高 ha=f0mn 齒全高 h=(2f0+c)mn齒頂高直徑 da=d+2ha

23、中心距 a=a0=（z1+z2）mt/2齒根圓直徑 df=d-2hf 齒根高 hf=(f+c-x)m分度圓弧齒厚 s=m/2+2mtan 基圓直徑= 周節(jié)p= m 基節(jié)=m其各檔齒輪參數(shù)計(jì)算結(jié)果如下：檔 位齒數(shù)法向模數(shù)端面模數(shù)壓力角變位系數(shù)分度圓直徑齒頂圓直徑 常嚙主244.04.32200104.68112.68從424.04.32200182.46190.46四 檔主364.04.34200156.24164.24從304.04.34200130.20138.20三 檔主274.54.847200130.50139.50從324.54.847200156.80168.80二 檔主194.5

24、4.8320091.27100.27從404.54.83200193.47202.47一 檔主125.0200.36073從455.0200225235 倒檔1主125.0200.36073從235.0200115125倒檔 2 主195.020095105從455.0200225235續(xù)表：檔 位齒根圓直徑齒頂高齒全高螺旋角螺旋方向法向弧齒厚中心距的名義尺寸 常嚙主93.684.09223124左6.28142.5從171.444.09223124右6.28142.5四 檔主146.244.09224948左6.28142.5從120.24.09224948右6.28142.5三 檔主115

25、.3754.7510.6921337左7.46142.5從145.9254.7510.6921337右7.46142.5二 檔主77.8854.7510.688225330左7.4575142.5從183.4854.7510.688225330右7.4575142.5一 檔主50.55.011.258.94142.5從212.55.011.257.85142.5 倒檔1主50.55.011.258.9487.5從102.55.011.257.8587.5倒檔 2 主82.55.011.257.85160從212.55.011.257.851603齒輪的校核3.1變速器齒輪的損壞有以下幾種：3.

26、1.1齒輪折斷齒輪在嚙合過(guò)程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用?？梢园妖X輪看作懸臂梁，輪齒根部彎曲應(yīng)力很大，過(guò)渡圓角處又有應(yīng)力集中，故齒輪根部很容易發(fā)生斷裂。齒輪折斷有兩種情況，一種是齒輪受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導(dǎo)致齒輪斷裂，這種破壞的斷面為粗粒狀。另一種是受到多次重復(fù)載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴(kuò)展到一定深度后，齒輪突然折斷。這種破壞的斷面在疲勞斷裂部分呈光滑表面，在突然斷裂部分呈粗粒狀表面。變速器中齒輪的折斷以疲勞破壞居多數(shù)。為了避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒彎曲應(yīng)力，即提高輪齒彎曲強(qiáng)度。采用下列措施，可提高輪齒彎曲強(qiáng)度；增大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過(guò)渡圓

27、角半徑；采用長(zhǎng)齒齒輪傳動(dòng)，提高重合度，使同時(shí)嚙合的輪齒對(duì)數(shù)增多；使齒面及齒根部過(guò)渡圓角處盡量光滑；提高材料許用應(yīng)力，如采用優(yōu)質(zhì)鋼材等。3.1.2齒面點(diǎn)蝕齒面點(diǎn)蝕是閉式齒輪傳動(dòng)經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。因閉式齒輪傳動(dòng)齒輪在潤(rùn)滑油中工作，齒面長(zhǎng)期受到脈動(dòng)的接觸應(yīng)力作用，會(huì)逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。而裂縫中充滿了潤(rùn)滑油，嚙合時(shí)，由于齒面相互擠壓，裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴(kuò)展，最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量扇形小麻點(diǎn)，這就是齒面點(diǎn)蝕現(xiàn)象。若以節(jié)圓為界，把輪齒分為根部及頂部?jī)啥?，則靠近節(jié)圓的根部齒面處，較靠近節(jié)圓的頂部齒面處點(diǎn)蝕嚴(yán)重，兩個(gè)互相嚙合的齒輪中，主動(dòng)的小齒輪點(diǎn)蝕嚴(yán)重。點(diǎn)蝕的后

28、果不僅是齒面出現(xiàn)許多小麻點(diǎn)，而且由此使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，也可能引起輪齒折斷。提高接觸強(qiáng)度的措施，一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應(yīng)力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用許用應(yīng)力大的鋼材等。3.1.3齒面膠合高速重載齒輪傳動(dòng)、軸線不平行的螺旋齒輪傳動(dòng)及雙曲面齒輪傳動(dòng)，由于齒面相對(duì)滑動(dòng)速度大，接觸壓力大，使齒面間潤(rùn)滑油膜破壞，兩齒面間金屬材料直接接觸，局部溫度過(guò)高互相熔焊粘聯(lián)，齒面沿滑動(dòng)方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。防止膠合的措施有：一方面采用粘度大或加有耐壓添加劑的潤(rùn)滑油，提高油膜強(qiáng)度，使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升，另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不同材料等。3.2齒

29、輪的校核計(jì)算齒輪強(qiáng)度計(jì)算接觸強(qiáng)度：用以下公式計(jì)算接觸應(yīng)力 （n/mm2）式中 fbn法面內(nèi)基圓切向力，fbn=ft/coscos m計(jì)算扭矩，n.m d節(jié)圓直徑 節(jié)圓壓力角 螺旋角 b齒輪接觸實(shí)際寬度 e齒輪材料彈性模量 主動(dòng)及被動(dòng)齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑 為主動(dòng)及被動(dòng)節(jié)圓半徑計(jì)算扭矩m=memax時(shí)，許用應(yīng)力為 h接 =13001400n/mm2 常嚙合及高檔 =19002000n/mm2 一檔及倒檔其中memax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。彎曲強(qiáng)度：直齒輪用以下公式計(jì)算彎曲應(yīng)力： （n/mm2）斜齒輪用以下公式計(jì)算： 式中：ft圓周力， n； ft應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取1.65，斜齒輪取1.5； kf

30、摩擦力影響系數(shù)；主動(dòng)齒輪取1.1；斜齒輪取0.9； pt端面周節(jié)，pt=m; ptn法面周節(jié)，ptn=mn k重合度影響系數(shù)，k=2 許用應(yīng)力為400850n/mm2（直齒輪）；100250n/mm2（貨車斜齒輪）。3.2.1一檔齒輪校核因?yàn)?fbn（主） fbn（從） 即 即取b=kcmc=65=30mm 所以合格。彎曲強(qiáng)度： ft(主)=19。4333kn ft(從)=5。1822kn （主）=（從）= 所以合格。3.2.2二檔齒輪校核接觸強(qiáng)度： fbn(主) = fbn(從)= 即 即 取b=kcmn=84.75=38 所以合格。彎曲強(qiáng)度： ft(主)=12.9956kn ft(從)=5

31、.971kn （主）=（從）= 所以合格。3.2.3三檔齒輪校核接觸強(qiáng)度： fbn(主)=fbn(從)= 即 即取b=kcmn=84.75=38 所以合格。彎曲強(qiáng)度：ft(主)=9.1642kn ft(從)=7.3906kn（主）=（從）=所以合格。3.2.4四檔齒輪校核接觸強(qiáng)度： fbn(主)= fbn(從)= 即 即取b=38mm 所以合格。彎曲強(qiáng)度： f(主)= f(從)= 3.2.5常嚙合齒輪接觸強(qiáng)度： fbn(主)=fbn(從)= 即 即取b=38所以合格。彎曲強(qiáng)度： f(主)= f(從)=所以合格。3.2.6倒檔2齒輪校核接觸強(qiáng)度：fbn(主)=fbn(從)= 即 取b=30mm所

32、以合格。彎曲強(qiáng)度：f(主)=f(從)=所以合格。3.2.7倒檔2齒輪校核接觸強(qiáng)度：fbn(主)=fbn(從)= 即 即取b=30mm所以合格。彎曲強(qiáng)度：f(主)=f(從)=所以合格。三變速器軸的參數(shù)選擇1.軸的尺寸變速器軸在工作時(shí)承受轉(zhuǎn)矩和彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強(qiáng)度和剛度。軸的剛度不足會(huì)產(chǎn)生過(guò)大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過(guò)大的噪聲，并會(huì)降低齒輪的使用壽命。在變速器的結(jié)構(gòu)方案確定以后，軸的長(zhǎng)度可以初步選定。軸的長(zhǎng)度對(duì)剛度影響很大，為滿足剛度要求，軸徑d與支撐跨度之間的關(guān)系可按下式選?。褐虚g軸：d/l=0.160.18第二軸：d/l=0.180.21軸的直徑與軸傳遞的轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中

33、心距有一定關(guān)系，軸徑可按下式初選：第二軸和中間軸的最大直徑(mm)：d=（0.40.5）a第一軸花鍵部分直徑d(mm)：d=（4.04.6）軸的具體參數(shù)見(jiàn)零件圖。2軸的強(qiáng)度和剛度校核2.1軸的受力分析計(jì)算軸的強(qiáng)度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支撐反力。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。求支撐力，先從第二軸開(kāi)始，然后依次計(jì)算中間軸、第一軸。軸的受力分析見(jiàn)下圖： 以下為各檔齒輪ft,fr,fa的計(jì)算2.1.1常嚙合檔齒輪ft=fr=fa=2.1.2一檔齒輪ft=fr=fa=2.1.3二檔齒輪ft=fr=fa=2.1.4三檔齒輪ft=fr=fa=2.1.5四檔齒輪ft=fr=fa=2.1.6

34、倒檔齒輪ft=fr=fa=34.01tg0=02.2軸的強(qiáng)度校核 以下為軸的受力分析：2.2.1計(jì)算中間軸：當(dāng)掛上第一檔時(shí)，軸的計(jì)算： n1373=12.336116+4.42(373-32)n1=7.877kn n2=4.42+12.336-7.877=8.879knm1max=7.87732=252.06nmm2max=8.878116=1029.964=1030nm彎矩ma373=414.87ma=1.112knpa=414.87-1.11232=379.3knpb=1.112116=129knqa373+11.25(373-32)-33.89116=0qa=0.225kn

35、qb=33.89-11.25-0.255=22.385knm1=22.385116=2596.66nmm總=3985.52nm由d可知dmm軸承支撐左邊的合力n左總=n左總=0軸承支撐右邊的合力n右總=n右總=4.575kn.當(dāng)掛上二檔時(shí)，軸的計(jì)算n1373=1659.13+4.42341n1=8.08kn n2=9.13+4.42-8.08=5.47knm1max=8.0832=258.56nmm2max=5.47165=902.6nm彎矩ma373+414.87=490.336ma=0.202knpa=0.20232+414.87=421.334knpb=490.336-0.

36、202165=456.95knqa373+11.25341-22.570165=0qa=-0.3qb=22.57+0.3-11.25=11.62knm1=11.32165=1917.3nmm總= =nmd軸承左端所受力 n左總= n右總=10.93-4.575=6.355kn軸承右端所受力 n右總= n右總=0當(dāng)掛上三檔時(shí)，軸的計(jì)算n1373=6.25235+4.42341n1=7.98knn2=6.253+4.42-7.98=2.7knm1max=7.9832=255.4nmm2max=632.8nm彎矩ma373+414.87=39.42ma=-0.055nmmb=0.055

37、nm所以pb=0.055235+394.2knqa373+11.25341=16.023235qb=-0.19knqb=16.023+0.19-11.25=4.963knm1=4.963235=1166.305nmm總= =1581.5353nmd軸承左端受力 n左總= n左總=6.196-4.575=1.621kn 軸承右端受力n右總=n右總=0當(dāng)掛四檔時(shí)，軸的計(jì)算n1373=4.42341+2765.06n1=7.78kn n2=4.42+5.06-7.78=1.7knm1max=7.7832=248.96nmm2max=1.7276=467.8nm 彎矩ma373+414.

38、87=425ma=0.0273nm mb=-0.0273nm所以pb=425-0.02732.76=417.4qa373+11.25341=27612.816qa=-0.80knqb=0.80knm1=0.8276=221.27nmm總= = 889.3nmd軸承左端受力 n左總=n左總=5.4-4.575=0.825kn軸承右端受力 n右總= n右總=02.2.2第二軸的計(jì)算當(dāng)掛一檔時(shí)，軸的計(jì)算 n1323=12.33680 n1=3.52knn2=8.81knm1max=8.8180=704.9nmqa323=33.8980qa=8.390knqb=25.5knm1=25.5

39、80=2039.7nmm總= =4381.2nmd掛上二檔時(shí)，軸的計(jì)算： n1323=1059.13 n1=2.96kn n2=6.16knma=1056.16=646.8nmm1280+1067.2m1=-3.30m2=3.30ma=1067.2-3.30105=720.3qa1600nmqb=15.233m總=3047.2nmd當(dāng)掛三檔時(shí)，軸的計(jì)算：n1323=1746.253所以n1=3.368knn2=6.253-3.368=2.885knma=501.9nmm1323+488。265=0m1=-1.5132nm m2=1.5132nmma=1.513217

40、4nmpa323=16.023174pa=8.62knpb=7.38knm=1284.3nm所以m總= =1957.65nm所以d36.81mm當(dāng)掛四檔時(shí)，軸的計(jì)算：n1323=5.06212所以n1=3.32kn，n2=1.74knma=1.74212=368.6nmm1323=354.2m1=1.097nm；m2=1.097nmma=354.2-1.097212所以m總= =925.988nmd四、軸承的選擇及校核1 變速器軸承型式的選擇變速器軸承多采用滾動(dòng)軸承：向心球軸承、向心圓柱滾子軸承，變速器的軸承通常根據(jù)接選定，再驗(yàn)算其壽命。2軸承的計(jì)算軸承的使用壽命可按汽車以平均速

41、度vmax行駛至大修前的總行程來(lái)計(jì)算，取s=km，vmax=200km/h 則每個(gè)檔位計(jì)算軸承的當(dāng)量循環(huán)次數(shù)為：li=軸承的實(shí)際循環(huán)次數(shù)為 li=所以l1=l1= l2=l2= l3=l3= l4=l4= l2=l2=2.1對(duì)于中間軸前軸承去n307e，其當(dāng)量動(dòng)載荷按下式計(jì)算：fa/fre=0.35,p=fr,fa/fre,p=0.4fr+1.7fa 根據(jù)以上公式，計(jì)算出：第一檔時(shí) p=6.7698kn 第二檔時(shí) p=8.287kn第三檔時(shí) p=7.927kn 第四檔時(shí) p=7.848kn第五檔時(shí) p=10.69kn則軸承的總當(dāng)量動(dòng)載荷 = c= l=600.3472104 n/106= 0.

42、20832n取nmax=2600,則l=541.6故c=7.862541.60.3 =51.961,所以取n307e。2 2中間軸后軸承計(jì)算：由上可算出當(dāng)軸承選取n307e時(shí)對(duì)于第一檔 p=24.96kn 對(duì)于第二檔 p=12.758kn對(duì)于第三檔 p=5.676kn 對(duì)于第四檔 p=1.854kn對(duì)于第五檔 p=1.776kn則軸承的總當(dāng)量動(dòng)載荷： =c=74.594l0.3， l=600.3472104n/106=0.20832取n2600則l=541.6所以c=4.594541.60.3=30.3661.5 取n307e。2 3據(jù)以上計(jì)算步驟選取軸承，數(shù)據(jù)如下： 軸承位置軸承型號(hào)額定動(dòng)載

43、荷c（n）額定靜負(fù)載荷co（n）一軸前軸承63251720011200一軸后軸承6312 6280048500中間軸前軸承n307e 6150040500中間軸后軸承n307e 6150040500二軸前軸承4074108 65730二軸后軸承6309 4080029800根據(jù)以上算得軸承滿足各項(xiàng)要求，所以合格。 五、同步器的設(shè)計(jì)1 設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)目前變速器用同步器以滑塊式和鎖銷式居多。前者多用與小客車，客車上也有采用，但由于增加錐徑往往有困難，限制了它的使用。后者由于錐徑可以按需要加大，且同步扭矩較大，卡車上采用的不少。再者筒式慣性式同步器，由于設(shè)計(jì)制造及材質(zhì)上有困難目前還沒(méi)有普及。經(jīng)過(guò)分析比較，

44、我決定采用鎖銷式同步器，其軸向尺寸較滑塊式稍大，但結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，拆裝方便，可布置較大的錐徑，這是獲得較大的同步扭矩，實(shí)現(xiàn)快速或省力換檔的必要條件。2、設(shè)計(jì)參數(shù) 摩擦錐角a：是指摩擦面與同步器軸心線之間的夾角。如下圖，可見(jiàn)a越小越好。換檔力相同時(shí)，較小的a可以承受較大的同步扭矩。 ms= =(1) 上式中：ms同步扭矩（kg-mm） p換檔力（ks）n錐面正壓力（kg） a摩擦錐角（度）rcp錐面平均摩擦半徑（mm）摩擦間的摩擦系數(shù)但錐角不能太小，即錐角正切不能小于所選的內(nèi)外錐材質(zhì)的最大摩擦系數(shù)，否則會(huì)產(chǎn)生楔緊現(xiàn)象。摩擦錐角應(yīng)滿足：aarctgu(2).銅與淬硬的光滑鋼表面的摩擦系數(shù)可取0.12，則

45、aarctg0.12,即a7,取a=730。其設(shè)計(jì)參數(shù)還有錐面直徑ds:指摩擦錐的大端直徑。根據(jù)解雇布置。在二軸上的二檔齒輪所能容納的最大錐徑為136，為了制造方便，二，三，四，五同步器均采用相同的錐徑。錐面螺紋槽：它對(duì)變速器的性能影響與壽命也很大。下圖為鎖銷式同步器作用原理，本設(shè)計(jì)中所采用同步器請(qǐng)參照裝配圖。 六、操縱機(jī)構(gòu)1功用變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用是保證各檔齒輪，嚙合套或同步其移動(dòng)規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且有不允許兩個(gè)檔的齒輪，嚙合套或同步器同時(shí)掛上檔。變速器的工作與操縱機(jī)構(gòu)有很大的關(guān)系，往往因操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)不好，發(fā)生掛檔困難或掛不上檔的情況。而且換檔占駕駛員很大的一部分勞動(dòng)量，所以，

46、如何使操縱機(jī)構(gòu)輕便化，自動(dòng)化是很重要的問(wèn)題。加之為重型貨車，要加上操縱輔助機(jī)構(gòu)。2換檔位置 設(shè)計(jì)操縱機(jī)構(gòu)首先要確定換檔位置圖。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此，應(yīng)注意以下三點(diǎn)： 21按換檔次序來(lái)排列 22將常用檔次放在中間位置，其他檔放在兩邊。 23 為了避免誤掛檔，往往將倒檔安放在最靠邊的位置，有時(shí)與工檔組成一排。但往往受變速器結(jié)構(gòu)方案的限制，不能得到最方便的換檔程序。3變速桿的布置3.1，大變速桿311近距離操縱一般采用傳統(tǒng)的布置方法，將便去桿安裝在變速器蓋上，有駕駛室底板伸出，布置在駕駛員座椅旁。 312遠(yuǎn)距離操縱 有些汽車由于總布置的關(guān)系，變速器布置在距離駕駛員座椅較遠(yuǎn)的位置，因而需采用若干輔助桿件或一套換檔傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。這種傳動(dòng)機(jī)構(gòu)應(yīng)有足夠的鋼性，且各連接件間的間隙不能過(guò)大，否則換檔手感不明顯。3.2小變速桿 不少輕型車核