兩軸式變速器課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、黑龍江工程學(xué)院專(zhuān)業(yè)綜合設(shè)計(jì)摘要汽車(chē)傳動(dòng)系是汽車(chē)的核心組成部分。其任務(wù)是調(diào)節(jié)變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，將動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車(chē)輪，以滿(mǎn)足汽車(chē)的使用要求。變速器是完成傳動(dòng)系任務(wù)的重要部件，也是決定整車(chē)性能的主要部件之一。變速器的設(shè)計(jì)水平對(duì)汽車(chē)的動(dòng)力性、燃料經(jīng)濟(jì)性、換擋操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展，轎車(chē)變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。本設(shè)計(jì)以現(xiàn)有企業(yè)正在生產(chǎn)的車(chē)型CA7220變速器為基礎(chǔ)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車(chē)速、最大爬坡度等條件下，著重對(duì)變速器齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)、軸的結(jié)構(gòu)尺寸等進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算；并對(duì)變速器

2、的傳動(dòng)方案和結(jié)構(gòu)形式進(jìn)行設(shè)計(jì)；同時(shí)對(duì)操縱機(jī)構(gòu)和同步器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)；從而提高汽車(chē)的整體性能。關(guān)鍵詞：變速器；齒輪；同步器；設(shè)計(jì)；結(jié)構(gòu)I目 錄第1章 緒論11.1概述11.1.1汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)要求11.1.2國(guó)內(nèi)外汽車(chē)變速器的發(fā)展現(xiàn)狀21.2設(shè)計(jì)的內(nèi)容及方法2第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)32.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案32.1.1變速器傳動(dòng)方案分析與選擇32.1.2倒檔布置方案32.1.3零部件結(jié)構(gòu)方案分析42.2變速器操縱機(jī)構(gòu)布置方案52.2.1概述52.3本章小結(jié)6第3章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算73.1變速器主要參數(shù)的選擇73.1.1檔數(shù)73.1.2傳動(dòng)比范圍73.1.3變速器各檔傳動(dòng)比的確

3、定73.1.4中心距的選擇103.1.5變速器的外形尺寸103.1.6齒輪參數(shù)的選擇103.1.7各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算113.1.8變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整153.19總結(jié)各檔齒輪參數(shù)163.2變速器齒輪強(qiáng)度校核173.2.1齒輪材料的選擇原則173.2.2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核183.2.3輪齒接觸應(yīng)力校核223.2.4倒檔齒輪的校核263.3軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)273.3.1初選軸的直徑273.4軸的強(qiáng)度驗(yàn)算283.4.1軸的剛度計(jì)算283.4.2軸的強(qiáng)度計(jì)算363.5軸承選擇與壽命計(jì)算393.5.1輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算403.5.2輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算41

4、3.6本章小結(jié)43第4章 變速器同步器及結(jié)構(gòu)元件設(shè)計(jì)444.1同步器設(shè)計(jì)444.1.1同步器的功用及分類(lèi)444.1.2慣性式同步器444.1.3鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定454.1.4主要參數(shù)的確定464.2變速器殼體484.3本章小結(jié)48結(jié)論49參考文獻(xiàn)50致謝51第1章 緒 論1.1 概述隨著汽車(chē)工業(yè)的迅猛發(fā)展，車(chē)型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車(chē)發(fā)展的趨勢(shì)。而變速器設(shè)計(jì)是汽車(chē)設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在各種行駛工況下，使汽車(chē)獲得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。因此它的性能影響到汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對(duì)轎車(chē)而言，其設(shè)計(jì)

5、意義更為明顯。在對(duì)汽車(chē)性能要求越來(lái)越高的今天，車(chē)輛的舒適性也是評(píng)價(jià)汽車(chē)的一個(gè)重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計(jì)不合理，將會(huì)使汽車(chē)的舒適性下降，使汽車(chē)的運(yùn)行噪聲增大，影響汽車(chē)的整體性。1.1.1 汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)要求汽車(chē)傳動(dòng)系是汽車(chē)的核心組成部分。其任務(wù)是調(diào)節(jié)、變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，將動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車(chē)輪，以滿(mǎn)足汽車(chē)的使用要求1。變速器是完成傳動(dòng)系任務(wù)的重要部件，也是決定整車(chē)性能的主要部件之一。變速器的結(jié)構(gòu)要求對(duì)汽車(chē)的動(dòng)力性、燃料經(jīng)濟(jì)性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車(chē)工業(yè)的發(fā)展，轎車(chē)變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在

6、汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)工作開(kāi)始之前，首先要根據(jù)變速器運(yùn)用的實(shí)際場(chǎng)合來(lái)對(duì)一些主要參數(shù)做出選擇。主要參數(shù)包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數(shù)、各檔齒輪的齒數(shù)等。變速器的基本設(shè)計(jì)要求2：保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性；設(shè)置空檔，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸；設(shè)置倒檔，使汽車(chē)能倒退行駛；換檔迅速、省力、方便；工作可靠，汽車(chē)行駛過(guò)程中，變速器不得有跳檔、亂檔，以及換檔沖擊等現(xiàn)象出現(xiàn)；工作效率高，噪聲??；結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、方案合理；在滿(mǎn)載及沖擊載荷條件下，使用壽命長(zhǎng)；除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿(mǎn)足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)有兩種分類(lèi)方法。根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)分為：三檔變速器，四檔變

7、速器，五檔變速器，多檔變速器。根據(jù)軸的形式分為：固定軸式，旋轉(zhuǎn)軸式。其中固定軸式又分為：兩軸式變速器，中間軸式變速器，雙中間軸式變速器，多中間軸式變速器。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上，中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。旋轉(zhuǎn)軸式主要用于液力機(jī)械式變速器。1.1.2 國(guó)內(nèi)外汽車(chē)變速器的發(fā)展現(xiàn)狀目前，國(guó)內(nèi)外汽車(chē)變速器的發(fā)展十分迅速，普遍研究和采用電控自動(dòng)變速器，這種變速器具有更好的駕駛性能、良好的行駛性能、以及更高的行車(chē)安全性3。但是駕駛員失去了駕駛樂(lè)趣，不能更好的體驗(yàn)駕駛所帶來(lái)的樂(lè)趣。機(jī)械式手動(dòng)變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠

8、，具有良好的駕駛樂(lè)趣等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車(chē)上得到廣泛應(yīng)用。在檔位的設(shè)置方面，國(guó)外對(duì)其操縱的方便性和檔位數(shù)等方面的要求愈來(lái)愈高。目前，4檔特別是5檔變速器的用量有日漸增多的趨勢(shì)。同時(shí)，6檔變速器的裝車(chē)率也在日益上升4。1.2 設(shè)計(jì)的內(nèi)容及方法本次設(shè)計(jì)的變速器是在原有7220變速器的基礎(chǔ)上，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車(chē)速、最大爬坡度等條件下，主要完成傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，并繪制出變速器裝配圖及主要零件的零件圖。1、對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的分析。通過(guò)比較兩軸和中間軸式變速器各自的優(yōu)缺點(diǎn)，以及所設(shè)計(jì)車(chē)輛的特點(diǎn)，確定傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置形式。2、變速器主要參數(shù)的選擇變速器主要參數(shù)的選擇：檔數(shù)、傳動(dòng)比、中心距、齒

9、輪參數(shù)等。3、變速器齒輪強(qiáng)度的校核變速器齒輪強(qiáng)度的校核主要對(duì)變速器的齒根彎曲疲勞強(qiáng)度和齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。4、軸的基本尺寸的確定及強(qiáng)度計(jì)算。對(duì)于軸的強(qiáng)度計(jì)算則是對(duì)軸的剛度和強(qiáng)度分別進(jìn)行校核。5、軸承的選擇與壽命計(jì)算。對(duì)變速器軸的支撐部分選用圓錐磙子軸承，壽命計(jì)算是按汽車(chē)的大修里程來(lái)衡量，轎車(chē)的為30萬(wàn)公里。本次設(shè)計(jì)主要是查閱近幾年來(lái)有關(guān)國(guó)內(nèi)外變速器設(shè)計(jì)的文獻(xiàn)資料，結(jié)合所學(xué)專(zhuān)業(yè)知識(shí)，在老師的正確指導(dǎo)下進(jìn)行設(shè)計(jì)。通過(guò)比較不同方案和方法選取最佳方案進(jìn)行設(shè)計(jì)，計(jì)算變速器的齒輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)并對(duì)其進(jìn)行校核計(jì)算；同時(shí)對(duì)同步器、換檔操縱機(jī)構(gòu)等結(jié)構(gòu)件進(jìn)行分析設(shè)計(jì)；另外，對(duì)現(xiàn)有傳統(tǒng)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)、完善。

10、第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)2.1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車(chē)上得到廣泛應(yīng)用。2.1.1 變速器傳動(dòng)方案分析與選擇機(jī)械式變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此外，各中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)，故傳動(dòng)效率高，同時(shí)噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在工作時(shí)齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計(jì)的很大。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主

11、動(dòng)齒輪做成一體，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)直接輸出動(dòng)力。而中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車(chē)和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。其特點(diǎn)是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線(xiàn)上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時(shí)噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。對(duì)不同類(lèi)型的汽車(chē)，具有不同的傳動(dòng)系檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對(duì)整車(chē)性能要求不同、汽車(chē)本身的比功率不同5。而傳動(dòng)系的檔位數(shù)與汽車(chē)的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的聯(lián)系。就動(dòng)力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會(huì)，提高了汽車(chē)的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，檔

12、位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車(chē)生產(chǎn)率，降低運(yùn)輸成木。不過(guò)，增加檔數(shù)會(huì)使變速器機(jī)構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復(fù)雜。 綜上所述，由于此次設(shè)計(jì)的CA7220變速器是中檔轎車(chē)變速器，驅(qū)動(dòng)形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)，且可布置變速器的空間較小，對(duì)變速器的要求較高，要求運(yùn)行噪聲小，設(shè)計(jì)車(chē)速高，故選用二軸式變速器作為傳動(dòng)方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。2.1.2 倒檔布置方案常見(jiàn)的倒檔布置方案如圖2.1所示。圖2.1b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難；圖2.1c方案能獲得較大的倒

13、檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理；圖2.1d方案對(duì)2.1c的缺點(diǎn)做了修改；圖2.1e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)；圖2.1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便。綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動(dòng)采用圖2.1f所示方案。圖2.1 倒檔布置方案2.1.3 零部件結(jié)構(gòu)方案分析1、齒輪形式變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪主要用于一檔、倒檔齒輪，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)全部選用斜齒輪。變速器齒輪可以與軸設(shè)計(jì)為一體或與軸分開(kāi)，然后用花鍵、過(guò)盈配合或者滑動(dòng)支承等方式之一

14、與軸連接。齒輪尺寸小又與軸分開(kāi)，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度（圖2.2）影響齒輪強(qiáng)度6。要求尺寸應(yīng)該大于或等于輪齒危險(xiǎn)斷面處的厚度。為了使齒輪裝在軸上以后，保持足夠大的穩(wěn)定性，齒輪輪轂部分的寬度尺寸，在結(jié)構(gòu)允許條件下應(yīng)盡可能取大些，至少滿(mǎn)足尺寸要求： （2.1）式中：花鍵內(nèi)徑。為了減小質(zhì)量，輪輻處厚度應(yīng)在滿(mǎn)足強(qiáng)度條件下設(shè)計(jì)得薄些。圖2.2中的尺寸可取為花鍵內(nèi)徑的1.251.40倍。圖2.2 變速器齒輪尺寸控制圖齒輪表面粗糙度數(shù)值降低，則噪聲減少，齒面磨損速度減慢，提高了齒輪壽命。變速器齒輪齒面的表面粗糙度應(yīng)在m范圍內(nèi)選用。要求齒輪制造精度不低于7級(jí)。2、變速器軸變速器軸多數(shù)情況下經(jīng)軸承安裝在殼體

15、的軸承孔內(nèi)。當(dāng)變速器中心距小，在殼體的同一端面布置兩個(gè)滾動(dòng)軸承有困難時(shí)，輸出軸可以直接壓入殼體孔中，并固定不動(dòng)。用移動(dòng)齒輪方式實(shí)現(xiàn)換檔的齒輪與軸之間，應(yīng)選用矩形花鍵連接，以保證良好的定心和滑動(dòng)靈活，而且定心外徑及矩形花鍵齒側(cè)的磨削比漸開(kāi)線(xiàn)花鍵要容易7。兩軸式變速器輸入軸和中間軸式變速器中間軸上的高檔齒輪，通過(guò)軸與齒輪內(nèi)孔之間的過(guò)盈配合和鍵固定在軸上。兩軸式變速器的輸出軸和中間軸式變速器的第二軸上的常嚙合齒輪副的齒輪與軸之間，常設(shè)置有滾針軸承、滑動(dòng)軸承，少數(shù)情況下齒輪直接裝在軸上。此時(shí)，軸的表面粗糙度不應(yīng)低與m，硬度不低于5863HRC。因漸開(kāi)線(xiàn)花鍵定位性能良好，承載能力大且漸開(kāi)線(xiàn)花鍵的齒短，小

16、徑相對(duì)增大能提高軸的剛度，所以軸與同步器上的軸套常用漸開(kāi)線(xiàn)花鍵連接。倒檔軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸，并由螺栓固定。由上述可知，變速器的軸上裝有軸承、齒輪、齒套等零件，有的軸上又有矩形或漸開(kāi)線(xiàn)花鍵，所以設(shè)計(jì)時(shí)不僅要考慮裝配上的可能，而且應(yīng)當(dāng)可以順利拆裝軸上各零件。此外，還要注意工藝上的有關(guān)問(wèn)題。3、變速器軸承的選擇變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方8。 變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較大因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜

17、而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。 由于本設(shè)計(jì)的變速器為兩軸變速器，具有較大的軸向力，所以設(shè)計(jì)中變速器輸入軸、輸出軸的前、后軸承按直徑系列均選用圓錐滾子軸承。2.2 本章小結(jié)章主要簡(jiǎn)要分析了各類(lèi)型機(jī)構(gòu)的優(yōu)缺點(diǎn)，并針對(duì)所設(shè)計(jì)的變速器的類(lèi)型、特點(diǎn)、及功用，對(duì)變速器的傳動(dòng)方式及主要零件的形式，做出了初步的選擇，為后期的設(shè)計(jì)工作打下基礎(chǔ)。第3章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算3.1 變速器主要參數(shù)的選擇本次設(shè)計(jì)是在給定主要整車(chē)參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示：表3.1 CA7220整車(chē)主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率80kw最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速6250r/min發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩140Nm最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速2750r/m

18、in總質(zhì)量1300kg最高車(chē)速160km/h車(chē)輪型號(hào)185/60R14S對(duì)應(yīng)輪胎半徑r28mm3.1.1 檔數(shù)近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車(chē)一般用45個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車(chē)變速器多用5個(gè)檔。商用車(chē)變速器采用45個(gè)檔或多檔。載質(zhì)量在2.03.5t的貨車(chē)采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.08.0t的貨車(chē)采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車(chē)和越野汽車(chē)上。檔數(shù)選擇的要求：1、相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設(shè)計(jì)的轎車(chē)變速器為5檔變速器。3.1.2 傳動(dòng)比范圍變速器傳動(dòng)比

19、范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.70.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車(chē)最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車(chē)速等。目前乘用車(chē)的傳動(dòng)比范圍在3.04.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車(chē)在5.08.0之間，其它商用車(chē)則更大。本設(shè)計(jì)最高檔傳動(dòng)比為0.78。3.1.3 變速器各檔傳動(dòng)比的確定1、主減速器傳動(dòng)比的確定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車(chē)行駛速度之間的關(guān)系式為12： （3.1）式中：汽車(chē)行駛速度（km/h）； 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；

20、 車(chē)輪滾動(dòng)半徑（m）； 變速器傳動(dòng)比； 主減速器傳動(dòng)比。已知：最高車(chē)速=160 km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=0.78；車(chē)輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格185/60R14得到=28(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速=6250（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：2、最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿(mǎn)足最大通過(guò)能力條件，即用一檔通過(guò)要求的最大坡道角坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）13。用公式表示如下： （3.2）式中：G 車(chē)輛總重量(N)； 坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)(對(duì)瀝青路面=0.010.02)；發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩(Nm)； 主減速器傳動(dòng)比

21、； 變速器傳動(dòng)比； 為傳動(dòng)效率（0.850.9）；R 車(chē)輪滾動(dòng)半徑；最大爬坡度（一般轎車(chē)要求能爬上30%的坡，大約）由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=1300kg；r=0.28m； Nm；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：滿(mǎn)足不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)條件。即用一檔發(fā)出最大驅(qū)動(dòng)力時(shí)，驅(qū)動(dòng)輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下： （3.4）式中：驅(qū)動(dòng)輪的地面法向反力，； 驅(qū)動(dòng)輪與地面間的附著系數(shù)；對(duì)干燥凝土或?yàn)r青路面可取0.70.8之間。已知：前輪軸荷kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：所以，一檔轉(zhuǎn)動(dòng)比的選擇范圍是：初選一檔傳動(dòng)比為3。3、變速器各檔速比的配置按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，

22、即： 3.1.4 中心距的選擇初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算14： （3.5）式中：A 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，乘用車(chē)=8.99.3；發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為170（Nm）； 變速器一檔傳動(dòng)比為3.05； 變速器傳動(dòng)效率，取96%。（8.99.3）=（8.9-9.3）7.388=65.75368.708mm轎車(chē)變速器的中心距在6080mm范圍內(nèi)變化。初取A=68mm。3.1.5 變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：mm初選

23、長(zhǎng)度為230mm。3.1.6 齒輪參數(shù)的選擇1、模數(shù)選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車(chē)，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車(chē)，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。表3.2 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)車(chē) 型乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車(chē)的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.014模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00轎車(chē)模數(shù)的選取以發(fā)動(dòng)機(jī)排量作為依據(jù)，由表3.

24、2選取各檔模數(shù)為，由于轎車(chē)對(duì)降低噪聲和振動(dòng)的水平要求較高，所以各檔均采用斜齒輪。2、壓力角壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于轎車(chē)，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角15。 國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的壓力角有20、25、30等，普遍采用30壓力角。本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20。3、螺旋角齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增

25、加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為22。4、齒寬齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的

26、工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：斜齒，取為6.08.5，取7.8mm5、齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過(guò)齒頂高系數(shù)為0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合

27、的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。本設(shè)計(jì)取為1.00。3.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻16。根據(jù)圖3.1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動(dòng)比。1、一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定一檔傳動(dòng)比為：取整得51。轎車(chē)可在1217之間選取，取13，則。則一檔傳動(dòng)比為： 1-一檔主動(dòng)齒輪 2-一檔從動(dòng)齒輪 3-二檔主動(dòng)齒輪 4-二檔從動(dòng)齒輪 5-三檔主動(dòng)齒輪 6-三檔從動(dòng)齒輪 7-四檔主動(dòng)齒輪 8-四檔從動(dòng)齒輪

28、9-五檔主動(dòng)齒輪 10-五檔從動(dòng)齒輪 11-倒檔主動(dòng)齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪圖3.1 五檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖2、對(duì)中心距A進(jìn)行修正取整得mm，為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。3、二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定 （3.6） （3.7）已知：=70mm，=2.143，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（3.6）、（3.7）兩式，齒數(shù)取整得：，所以二檔傳動(dòng)比為：4、計(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比 （3.8） （3.9）已知：=70mm，=1.531，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（3.8）、（3.9）兩式，齒數(shù)取整得：，所以三檔傳動(dòng)比為：5、計(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比 （3.10） （3.11）已知：=70mm，=1.094，=

29、2. 5，；將數(shù)據(jù)代入（3.10）、（3.11）兩式，齒數(shù)取整得：，所以四檔傳動(dòng)比為：6、計(jì)算五檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比 （3.12） （3.13）已知：=70mm，=0.78，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（3.12）、（3.13）兩式，齒數(shù)取整得：，所以五檔傳動(dòng)比為：7、計(jì)算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=23，輸入軸齒輪齒數(shù)=11，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿(mǎn)足以下公式： （3.14）已知：，把數(shù)據(jù)代入（3.14）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動(dòng)比為：輸入軸與倒檔軸之間的距離：mm取 輸出軸與倒檔軸之間的距離：mm取 3

30、.1.8 變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角的調(diào)整采用變位齒輪的原因：配湊中心距；提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲17。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。本次設(shè)計(jì)螺旋角定為：一檔至五檔 倒檔根據(jù)設(shè)計(jì)手冊(cè)及相關(guān)圖表得：1、 一檔齒輪的變位當(dāng) A0=70 Z1=13 Z2=38時(shí)，查得總變位系數(shù)X=0.522 變位系數(shù)分配為X1=0.324 X2=0.1982、 二檔齒輪的變位 當(dāng) A0=70 Z3=16 Z4=35 時(shí)，查得總變位系數(shù)X=0.522 變位系數(shù)分配為X3=0.311 X

31、4=0.2113、 三檔齒輪的變位當(dāng) A0=70 Z5=20 Z6=31 時(shí)，查得總變位系數(shù)X=0.522變位系數(shù)分配為X5=0.296 X6=0.2264、 四檔齒輪的變位當(dāng) A0=70 Z7=24 Z8=27 時(shí)，查得總變位系數(shù)X=0.522變位系數(shù)分配為X7=0.270 X8=0.2525、 五檔齒輪的變位當(dāng) A0=70 Z9=29 Z10=22 時(shí)，查得總變位系數(shù)X=0.522變位系數(shù)分配為X9=0.234 X10=0.2886、 倒檔齒輪的變位 輸入軸與倒檔軸之間：當(dāng) A0=46 Z11=11 Z12=23 時(shí)，查得總變位系數(shù)X=0.200變位系數(shù)分配為X11=0.17 X12=0.

32、03 輸出軸與倒檔軸之間： 當(dāng) A0=80 Z12=23 Z13=37時(shí)，查得總變位系數(shù)X=0.12 變位系數(shù)分配為X12=0.03 X13=0.153.1.9 總結(jié)各檔齒輪參數(shù)一檔齒輪二檔齒輪三檔齒輪四檔齒輪五檔齒輪倒檔齒輪主動(dòng)從動(dòng)主動(dòng)從動(dòng)主動(dòng)從動(dòng)主動(dòng)從動(dòng)主動(dòng)從動(dòng)輸入齒輪倒檔齒輪輸出齒輪齒數(shù)13381635203124272922112337分度圓 直徑36102.4643.1494.3755.9383.5964.7172.8078.1959.3229.8661.5989齒頂高3.2452.933.2122.9623.17533.113.0653.023.1552.9252.5752.125

33、齒根高2.3152.632.3482.5982.3852.562.452.4952.542.4052.73.053.5全齒高5.565.565.565.565.565.565.565.565.565.565.6255.6255.625齒頂圓 直徑41.54108.3249.564100.29460.2889.5970.9378.9384.2365.6335.3166.2593.89齒根圓 直徑30.4297.238.44489.17449.1678.4759.8167.8173.1154.5124.8655.6684.02節(jié)圓直徑35.70104.3043.9296.0854.9085.106

34、5.8874.1279.6160.3929.7662.2488.693.2 變速器齒輪強(qiáng)度校核3.2.1 齒輪材料的選擇原則（1）滿(mǎn)足工作條件的要求。不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。（2）合理選擇材料配對(duì)。如對(duì)硬度350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在3050HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常

35、采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無(wú)法磨齒的齒輪18。由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為5862HRC。3.2.2 變

36、速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪） (3.15)式中：圓周力（N），； 計(jì)算載荷（Nmm）；節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）；斜齒輪螺旋角； 應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒面寬（mm）； 法向齒距，； 齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得； 重合度影響系數(shù)，=2.0。圖3.2 齒形系數(shù)圖將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3.15），整理得到 (3.16)（1）一檔齒輪校核主動(dòng)齒輪：已知： Nmm；mm；X1=0.324；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.153，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa從動(dòng)齒輪：已知：Nmm；mm；X2=0.198；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=

37、0.161，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa（2）二檔齒輪校核主動(dòng)齒輪：已知： Nmm；mm；X3=0.311；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.157，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa從動(dòng)齒輪：已知：Nmm；mm；X4=0.211；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.175，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa (3)三檔齒輪校核主動(dòng)齒輪：已知：Nmm；mm；X5=0.296；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.159，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa從動(dòng)齒輪：已知：Nmm；mm；X6=0.226；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：

38、MPa（4）四檔齒輪的校核主動(dòng)齒輪：已知：Nmm；mm；X7=0.27；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.161，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa從動(dòng)齒輪：已知：Nmm；mm；X8=0.252；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.151，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：Nmm（5）五檔齒輪的校核主動(dòng)齒輪：已知：Nmm；mm；X9=0.234；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.162，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa從動(dòng)齒輪：已知：Nmm；mm；X10=0.288；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.159，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa對(duì)于轎車(chē)當(dāng)計(jì)算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)

39、，其許用應(yīng)力不超過(guò)180350MPa，以上各檔均合適。3.2.3 輪齒接觸應(yīng)力校核 （3.17）式中：輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；齒面上的法向力（N），；圓周力（N），；計(jì)算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）；節(jié)點(diǎn)處壓力角，為齒輪螺旋角；齒輪材料的彈性模量（MPa）；齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；，主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，；、 主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。表3.3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400650-700將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的

40、許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表3.3：1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mmN由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：MPa2、二檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：MPa3、三檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：MPa4、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：MPa5、五檔齒輪接觸應(yīng)力校

41、核已知：Nmm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3-17）可得：MPa以上各檔變速器齒輪的接觸應(yīng)力均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力，所以各檔均合格。3.2.4 倒檔齒輪的校核由于采用斜齒故與前五檔校核相同1、齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計(jì)算倒檔輸入齒輪：已知：Nmm；mm；X11=0.17；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.132，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa2、齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計(jì)算19已知：Nmm；MPa；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3-17）可得：MPa所以倒檔齒輪接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度均合格。3.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向

42、力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性等均有不利影響。3.3.1 初選軸的直徑在已知兩軸式變速器中心距時(shí)，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，=0.160.18；對(duì)輸出軸，0.180.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。菏街校?經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。輸入軸花鍵部分直徑：=20.7723.89mm初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度=270mm。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑： （3.22）式中： d軸的最小直徑（mm）；軸的許用剪

43、應(yīng)力（MPa）；P發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率（kw）；n發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.22）式，得：mm所以，選擇軸的最小直徑為25mm。根據(jù)軸的制造工藝性要求20，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計(jì)如圖3.3、3.4所示：圖3.3 輸入軸各部分尺寸圖3.4 輸出軸各部分尺寸3.4 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算3.4.1 軸的剛度計(jì)算對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。圖3.5 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖3.5所示，若軸在垂

44、直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計(jì)算： （3.23） （3.24） （3.25）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），=2.1105 MPa； 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；、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。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核（1）軸上受力分析一檔工作時(shí)：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算

45、：已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad二檔工作時(shí)：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=76.74mm；b=177.5mm；L=254.24mm；d=43.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmm

46、mrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=79mm；b=177.5mm；L=256.49mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad三檔工作時(shí)：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=100.24；b=154mm；L=254.24mm；d=54.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：=mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=102.49mm；b=154mm；L=256.49mm；d=38mm，把

47、有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad四檔工作時(shí)：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=153.99mm；b=100.25mm；L=254.24mm；d=64.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=156.24mm；b=100.25mm；L=256.49mm；d=35mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm五檔工作時(shí)：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=177.49mm；b

48、=76.75mm；L=254.24mm；d=44mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=179.74mm；b=76.75mm；L=256.49mm；d=32mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm倒檔工作時(shí)：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=229.17mm；b=25.07mm；L=254.24mm；d=30mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：輸

49、出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=233.49mm；b=23mm；L=256.49mm；d=28mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm由以上可知道，變速器在各檔工作時(shí)均滿(mǎn)足剛度要求。3.4.2 軸的強(qiáng)度計(jì)算變速器在一檔工作時(shí)：對(duì)輸入軸校核：計(jì)算輸入軸的支反力：NNN已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，1、垂直面內(nèi)支反力對(duì)B點(diǎn)取距：FAY(a+b)+Fa1*r1-Fr1*b=0代入得：FAY=2623.567N 對(duì)A點(diǎn)取距：FBY(a+b)-Fa1*r1-Fr1*a=0代入得：FBY=512.173N2、水平面內(nèi)的支反力對(duì)B點(diǎn)取距：FAX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FAX=7265.402N