轎車變速器設(shè)計說明

1、.畢業(yè)設(shè)計論文汽車變速器設(shè)計手冊目錄TOC o 1-3 h z HYPERLINK l _Toc311731111 第一章 總體方案設(shè)計 PAGEREF _Toc311731111 h 1 HYPERLINK l _Toc311731112 1.1汽車參數(shù)的選擇 PAGEREF _Toc311731112 h 1 HYPERLINK l _Toc311731113 1.2傳動設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求 PAGEREF _Toc311731113 h 2 HYPERLINK l _Toc311731114 第二章傳動傳動機構(gòu)布置方案 PAGEREF _Toc311731114 h 二 HYPERLIN

2、K l _Toc311731115 2.1傳動機構(gòu)布置方案分析 PAGEREF _Toc311731115 h 2 HYPERLINK l _Toc311731116 2.1.1定軸傳動 PAGEREF _Toc311731116 h 2 HYPERLINK l _Toc311731117 2.1.2倒檔布置方案 PAGEREF _Toc311731117 h 3 HYPERLINK l _Toc311731118 第三章傳動比分配與一檔傳動比建立 PAGEREF _Toc311731118 h 4 HYPERLINK l _Toc311731119 第 4 章 傳動設(shè)計與計算 PAGEREF

3、 _Toc311731119 h 6 HYPERLINK l _Toc311731120 4.1齒輪編號 PAGEREF _Toc311731120 h 6 HYPERLINK l _Toc311731121 4.2中心距A PAGEREF _Toc311731121 h 6 HYPERLINK l _Toc311731122 4.3尺寸 PAGEREF _Toc311731122 h 7 HYPERLINK l _Toc311731123 4.4齒輪參數(shù) PAGEREF _Toc311731123 h 7 HYPERLINK l _Toc311731124 4.4.1模數(shù) PAGEREF _

4、Toc311731124 h 7的選擇 HYPERLINK l _Toc311731125 4.4.2壓力角 PAGEREF _Toc311731125 h 8 HYPERLINK l _Toc311731126 4.4.3螺旋角 PAGEREF _Toc311731126 h 8 HYPERLINK l _Toc311731127 4.4.4齒寬b PAGEREF _Toc311731127 h 8 HYPERLINK l _Toc311731128 4.4.5各齒輪的輪齒分布 PAGEREF _Toc311731128 h 9 HYPERLINK l _Toc311731129 4.4.6

5、確定第一齒輪的齒數(shù) PAGEREF _Toc311731129 h 9 HYPERLINK l _Toc311731130 4.5.1齒輪材料的選擇原則 PAGEREF _Toc311731130 h 14 HYPERLINK l _Toc311731131 4.5.2計算各軸的扭矩 PAGEREF _Toc311731131 h 15 HYPERLINK l _Toc311731132 4.5.3齒強度計算 PAGEREF _Toc311731132 h 16 HYPERLINK l _Toc311731133 齒彎曲強度的計算 PAGEREF _Toc311731133 h 16 HYPE

6、RLINK l _Toc311731134 第 6 章檢查軸和軸上的支撐連接 PAGEREF _Toc311731134 h 22 HYPERLINK l _Toc311731135 6.6.1軸的工藝要求 PAGEREF _Toc311731135 h 22 HYPERLINK l _Toc311731136 第 7 章 軸承檢查 PAGEREF _Toc311731136 h 29 HYPERLINK l _Toc311731137 7.7.1軸承檢查 PAGEREF _Toc311731137 h 29 HYPERLINK l _Toc311731138 7.7.2輸入軸軸承檢查 PAG

7、EREF _Toc311731138 h 29 HYPERLINK l _Toc311731139 7.7.3輸出軸軸承檢查 PAGEREF _Toc311731139 h 31 HYPERLINK l _Toc311731140 參考文獻 PAGEREF _Toc311731140 h 32.第一章總體方案設(shè)計1.1 汽車參數(shù)的選擇根據(jù)變速器設(shè)計選擇的汽車基本參數(shù)如下表 1-1 設(shè)計基本參數(shù)表引擎114KW最高速度188公里/小時扭矩208牛米總質(zhì)量1860Kg扭矩速度5800轉(zhuǎn)/分車輪215/55R17S1.2 變速器設(shè)計應(yīng)滿足的基本要求傳輸?shù)幕疽笕缦隆? ）確保汽車具有必要的動力和經(jīng)

8、濟性。2 ) 設(shè)置空檔以切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。3 ）設(shè)置倒檔，使汽車可以倒車。4 ）設(shè)置功率輸出裝置，在需要時啟用功率輸出。5 ）換檔快捷、省力、方便。6 ）可靠的工作。在汽車行駛過程中，變速器不應(yīng)有跳檔、亂檔和換檔沖擊。7 ）傳動應(yīng)具有較高的工作效率。此外，變速器還應(yīng)滿足外形尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、維修方便等要求。滿足汽車所需的動力和經(jīng)濟指標，與變速器的檔位數(shù)、傳動比和各檔位的傳動比有關(guān)。汽車工作的路況越復(fù)雜，比功率越小，變速器的傳動比越大。第二章傳動傳動機構(gòu)布置方案機械傳動因其結(jié)構(gòu)簡單、傳動效率高、制造成本低、運行可靠等優(yōu)點，已廣泛應(yīng)用于各種形式的汽車。2.1 傳動機構(gòu)布置方案分

9、析2.1.1定軸傳動固定軸式分為兩軸式、中間軸式、雙中間軸式傳動。固定軸式應(yīng)用廣泛，其中兩軸式變速器多用于前置發(fā)動機前輪驅(qū)動車輛，中間軸式變速器多用于前置發(fā)動機后輪驅(qū)動車輛。與中間軸式變速器相比，二軸式變速器具有結(jié)構(gòu)簡單、外形尺寸小、布置方便等優(yōu)點。另外，由于結(jié)構(gòu)上的限制，雙軸變速器的一檔傳動比不能設(shè)計得很大。我們正在設(shè)計一輛乘用車，所以我選擇了兩軸變速器。交付方案如下圖所示。2.1.2倒檔裝置與前進檔相比，倒檔的利用率不高，而且倒檔是在停車狀態(tài)下?lián)Q檔的，所以大部分方案都是采用直齒滑動齒輪換倒檔。為了實現(xiàn)倒檔傳動，有的方案采用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路徑中增加中間傳動齒輪的方案。前者結(jié)構(gòu)簡

10、單，但中間傳動齒輪的齒工作在最不利的正負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下，而后者工作在更有利的單向循環(huán)彎曲應(yīng)力狀態(tài)下，使倒車齒輪比略有增加。如下圖選擇倒檔布局方案由于變速器在一檔和倒檔工作時受力較大，因此無論是雙軸傳動還是中間軸傳動的低檔和倒檔都應(yīng)布置在靠近軸的支撐處，以減少軸的變形。 ，確保齒輪的重合度不會減少太多，然后將齒輪按從低檔到高檔的順序排列，這樣不僅可以使軸具有足夠的剛度，而且還可以確保組裝方便。雖然倒檔的傳動比接近一檔，但由于使用倒檔的時間很短，從這個角度來看，一些方案將一檔布置在軸的支撐附近，然后安排倒檔。第三章傳動比分配與一檔傳動比建立根據(jù)給定的條件將主減速器傳動比調(diào)高；五檔超速

11、檔= 0.8；n發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速，n=5800r/min；u最大速度，u=188km/h； 車輪半徑， = 0.33 m ；= 4.55 ( 3.1 ) _ _確定最大傳動比按最大爬坡度設(shè)計，以滿足最大通過能力的條件，即使用一檔通過所需的最大坡角坡道時，驅(qū)動力應(yīng)大于或等于滾動阻力和上坡此時的阻力（加速阻力為零，空氣阻力可以忽略不計）。公式表示如下：(3.2 )在哪里：G車輛總重量（N）；坡道面滾動阻力系數(shù)（瀝青路面=0.010.02）；發(fā)動機最大扭矩（Nm）；- 主減速器的傳動比；- 傳動比；為傳輸效率（0.850.9）；R車輪的滾動半徑；坡度最高等級（一般一輛車需要爬30%的坡度，大約）由公式

12、（ 1.2 ）我們得到：( 3.3 )已知：m= 1860kg； ; ; r =0.33 米；牛米； ;g=9.8 m/s 2 ; ，將上述數(shù)據(jù)代入（ 3.3 ）式：滿足防滑條件。即在使用一檔發(fā)出最大驅(qū)動力時，驅(qū)動輪不打滑。公式表示如下：( 3.4 )在哪里：驅(qū)動輪的地面法向反作用力；驅(qū)動輪與地面的附著系數(shù)；對于混凝土或瀝青路面，它可以在 0.5 和 0.6 之間。已知： kg ；取0.6，將數(shù)據(jù)代入（ 3.4 ）式可得：因此，第一齒輪傳動比的選擇圓為：初級第一齒輪比為3.2 。檢查：公里/小時因此，傳動比選擇符合標準。滿足附件條件一般汽車中各檔位的傳動比大致符合以下關(guān)系式式中： 常數(shù)，即各檔

13、之間的公比；因此，每個齒輪的傳動比為, , , ,因此，各檔傳動比與I檔傳動比的關(guān)系為：= = 2.26, = = 1.60 , = = 1.132, = = 0.8第四章傳動設(shè)計與計算4.1 齒輪數(shù)增加變速器中的齒輪數(shù)量可以提高汽車的動力和經(jīng)濟性。齒輪越多，變速器結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，尺寸輪廓和質(zhì)量增加。同時控制機構(gòu)復(fù)雜，使用過程中換檔頻率也有所增加。在最低檔傳動比不變的情況下，變速器的增加無疑會降低變速器相鄰低檔和高檔之間的傳動比，容易換檔。相鄰檔位之間的傳動比要求在1.8以下，在這個限制下越容易進行換檔工作。要求高速范圍內(nèi)相鄰齒輪之間的傳動比小于低速范圍內(nèi)相鄰齒輪之間的傳動比。目前轎車一般采用45

14、檔，高級轎車變速箱采用5檔，卡車變速箱采用45檔或多檔。載重23.5T的貨車采用5檔變速器，載重48T的貨車采用6檔變速器。多檔變速器多用于重型卡車和越野車。選擇了 5 速變速器。4.2 中心距A對于中間軸式變速器，中間軸與第二軸之間的距離即為變速器中心距。它的尺寸不僅影響傳動裝置的整體尺寸、體積和質(zhì)量，而且影響輪齒的接觸強度。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。當保證齒輪具有必要的接觸強度時，確定內(nèi)容的最小中心距。傳動軸通過軸承安裝在機殼上?？紤]到布置軸承的可能性和方便性，又不影響機殼強度，要求中心距較大。另外，由于第一小齒輪的齒數(shù)不能太少的限制，要求中心距較大。一個= =77.

15、56mm式中， A為中心距（mm）；為中心距系數(shù)，汽車： =8.99.3 ；是發(fā)動機的最大扭矩（ ）；是一檔的傳動比；是0.96的傳輸效率。汽車變速器的中心距從65到80mm不等。原則上，總質(zhì)量越小，汽車的中心距就越小。取78毫米。4.3 尺寸汽車四檔變速器殼體軸向尺寸（3.0 3.4 ） A.當變速器選用多對常嚙合齒輪和同步器時，中心距系數(shù)K應(yīng)取給定系數(shù)的上限。為方便檢測，將A四舍五入。主要長度為237.6毫米。4.4 齒輪參數(shù)4.4.1模數(shù)的選擇應(yīng)遵循的一般原則：為降低噪聲，應(yīng)合理減少模塊，增加標尺寬度；為使質(zhì)量小，應(yīng)增加數(shù)量，同時減少尺子的寬度；從技術(shù)的角度來說，每個檔位應(yīng)該選擇相同的模

16、數(shù)，從強度方面來說。考慮到每個齒輪的齒數(shù)應(yīng)該有不同的模數(shù)。降低汽車齒輪的工作噪聲意義重大，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選擇較小的；對于卡車來說，減輕質(zhì)量比降低噪音更重要，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)該更大。低檔應(yīng)選擇較大的模數(shù)，其他檔應(yīng)選擇另一個模數(shù)。在少數(shù)情況下，汽車變速器的齒輪都使用相同的模塊。嚙合套與同步器的嚙合齒多為漸開線齒輪。由于原工藝，同一傳動裝置的嚙合齒模數(shù)相同。取用周長：2.0-3.5mm，適用于總質(zhì)量為1.8-14.0t的乘用車和卡車。選擇較小的模量值可以增加齒數(shù)，便于換檔。初級齒輪模數(shù) = 3mm齒輪正常模數(shù) = 3mm4.4.2壓力角壓力角小，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪音低；當壓力角大時，可以提高輪

17、齒的彎曲強度和表面接觸強度。對于汽車來說，為了增加重合度，已經(jīng)降低了噪音，選擇了較小的值。傳動齒輪壓力角為204.4.3螺旋角斜齒輪螺旋角可用于以下外殼：兩周撥鏈器是 20到 25主螺旋角= 2 5 4.4.4齒寬b通常根據(jù)齒輪模數(shù)m 的大小來選擇齒寬。直齒： b= m ，即齒寬系數(shù)，取4.5 8.0， =7斜齒： b= ，取6.08.5 ，取=7第一輪齒寬為斜齒b= =21二、三檔齒寬b =21mm四檔齒寬b= =19.25mm第五輪齒寬b= =19.25mm倒檔直齒b= =16.5mm4.4.5每個齒輪的齒數(shù)分布在初始選擇中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可以根據(jù)變速器的齒輪數(shù)、傳動比和傳動方案

18、來分配每個齒輪的齒數(shù)。需要注意的是，各齒輪的齒數(shù)比應(yīng)盡量為非整數(shù)，以使齒面磨損均勻。按圖 3.1 確定各齒輪的輪齒數(shù)和傳動比。1135791112132468104.4.6確定第一齒輪的齒數(shù)第一傳動比向上舍入53 。汽車= 12 ，那么。那么第一傳動比為：校正中心距因為在計算齒數(shù)和后，中心距是通過整數(shù)四舍五入來改變的，所以要根據(jù)確定的總和齒輪位移系數(shù)重新計算中心距，然后將校正后的中心距作為分配的依據(jù)。每個齒輪的輪齒。=77.81毫米四舍五入到 78毫米。4、一檔位移系數(shù)；分度圓壓力角= 20分割圓直徑= 36.42mm= =119.21mm面嚙合角=位移系數(shù)之和= 0.30根據(jù)等效齒輪比，查機

19、械設(shè)計手冊小齒輪位移系數(shù)為附錄直徑= 43.8毫米= 122.75 毫米_根圓直徑= 33-2*3.16=31.74mm= 112.75-2*4.54=110.69mm二檔傳動比、齒數(shù)和排量系數(shù)已知： = 78 mm, = 2.26 , = 3 , ;將數(shù)據(jù)代入兩個公式，對齒數(shù)進行四舍五入得到： ， ，則第二齒輪傳動比為：2.修正螺旋角= 25.333、二檔排量系數(shù)；分割圓直徑= =46.36 mm= =109.27毫米位移系數(shù)之和= 0.3根據(jù)等效齒輪比，查機械設(shè)計手冊小齒輪位移系數(shù)為直徑= 52.30毫米= 114.25 毫米_根圓直徑= 40.24 mm= 102.19毫米三檔傳動比、齒

20、數(shù)和排量系數(shù)已知： = 78 mm, = 1. 6 , = 3 , ;將數(shù)據(jù)代入上述兩個公式，齒數(shù)四舍五入得到： , ，所以三檔的傳動比為：分割圓直徑= =59.60 mm= =96.03毫米位移系數(shù)之和= 0.3直徑= 65.36毫米= 101.19毫米根圓直徑= 52.66 mm= 89.09毫米四檔傳動比、齒數(shù)和排量系數(shù)已知： = 78毫米， =1 .13 ， =2。 75 , ;將數(shù)據(jù)代入上述兩個公式，齒數(shù)四舍五入得到： , ，所以三檔傳動比為：分割圓直徑= =74.16 mm= =83.06毫米面嚙合角=直徑= 78.98毫米= 87.84毫米根圓直徑= 66.78mm= 75.64

21、毫米五檔傳動比、齒數(shù)及排量系數(shù)的建立已知： = 78 mm, = 1. 05 , = 2. 75 , ;將數(shù)據(jù)代入兩個公式，對齒數(shù)進行四舍五入得到： , ，所以第四齒輪比為：直徑= 90.81= 76.04毫米根圓直徑= 78.61 mm= 63.82毫米六倒檔齒數(shù)和位移系數(shù)的確定倒檔軸的輪齒數(shù)為2 3 ，輸入軸的輪齒數(shù)為1 1 。為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11與齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)有0.5mm以上的間隙。間隙，即滿足下式：已知： ， ，將數(shù)據(jù)代入上式，四舍五入齒數(shù)，求解： ，則倒檔齒輪比為：輸入軸與倒檔軸距離：毫米輸出軸與倒檔軸距離：毫米尺頂圓直徑d+39毫米_根圓直徑2毫米

22、毫米齒輪位移系數(shù)的建立根據(jù)等效齒輪比，查機械設(shè)計手冊小齒輪位移系數(shù)為5.齒輪檢查4.5.1齒輪材料的選擇原則1、滿足工作條件要求不同的工況對齒輪傳動的要求不同，因此對齒輪材料的要求也不同。但對于總則動力傳動齒輪，要求材料有足夠的強度和耐磨性，齒面硬，齒芯軟。2.合理選擇材料搭配對于硬度350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料的硬度應(yīng)略高于大齒輪，兩輪的硬度差應(yīng)為大約30-50HBS 。為提高抗膠性能，大、小輪子應(yīng)選用不同的鋼級。3、考慮加工工藝和熱處理工藝傳動齒輪滲碳層深度推薦采用以下數(shù)值：滲碳層深度為0.8 1.2時當滲碳層深度為0.9 1.3滲碳層深度為1.0 1.3時表面硬

23、度HRC58 63 ；核心硬度HRC33 48對于氰化物齒輪，氰化物層的深度不應(yīng)小于0.2 ；表面硬度為HRC48 53 12 。對于大模數(shù)的重型汽車傳動齒輪，可采用25C r MnMO 、 20C r NiMO 、 12C r 3A 等鋼種。這些低碳合金鋼需要隨后進行滲碳和淬火處理，以提高表面硬度和細化度。材料晶粒 13 。4.5.2計算各軸的扭矩發(fā)動機最大扭矩143Nm ，最高轉(zhuǎn)速5600 r/min，齒輪傳動效率99% ，離合器傳動效率99% ，軸承傳動效率96% 。輸入軸= = 208 9 8 % 96% = 195.69 N。米輸出軸一檔= 195.69 0.96 0.9 8 3.2

24、 = 589.136 N。米二檔= 195.69 0.96 0.9 8 2.36 = 434.488 N。米三檔= 195.69 0.96 0.9 8 1.61 = 296.409 N。米四檔= 195.69 0.96 0.9 8 1.12 = 206.20 N。米五檔= 195.69 0.96 0.9 8 0.8 = 152.81 N。米反向= 195.69 0.96 0.9 8 3.27 = 384.78 N。米= 195.69 0.96 0.9 8 3.27 = 566.38 N。米4.5.3牙齒強度計算齒彎曲強度的計算1、直齒輪的彎曲應(yīng)力圖 4.1輪廓系數(shù)圖(4.1)其中： 彎曲應(yīng)力（

25、 MP a ）； 計算載荷（ N.mm） ；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取為=1.65 ；摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動齒輪=1.1 ，從動齒輪=0.9 ；齒寬（ mm ）； 模數(shù)；- 齒形系數(shù)，如圖 4.1 所示。當計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大扭矩時， 1、倒檔直齒輪的許用彎曲應(yīng)力為400 850MPa雙向交變載荷應(yīng)力應(yīng)取下限。3、斜齒輪的彎曲應(yīng)力(4.2)其中： 計算載荷（ N mm ）；法向模量（ mm ）；- 齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（）；應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50 ；- 齒形系數(shù)，可按等效齒數(shù)在圖中求得； 齒寬系數(shù)= 7.0 巧合影響系數(shù)

26、， =2.0 。當計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大扭矩時，常嚙合齒輪和高速齒輪乘用車的許用應(yīng)力約為180-350MPa a ，乘用車的許用應(yīng)力為100-250MPa a 。= 11 , = 36 , = 0.02 , = 0.095 , = 192.93Nm , = 25.33 Nm= 243.40 MP a 180-350 MP a圓周= 259.67 MP a 180-350 MP a(2)計算第二齒輪3、4的彎曲應(yīng)力= 14, = 33 , = 0.107 , = 0.11 , = 192.93 Nm , = 388.29 Nm , = 24.43= 215.80 MP a 1 80

27、-350 MP a= 185.702 MP a 180-350 MP a(3)計算第三齒輪5、6的彎曲應(yīng)力= 18, = 29, = 0.1 , = 0.096, = 192.93 Nm , = 278.47 Nm = 25.33= 171.32 MP a 180-350 MP a= 153.65 MP a 180-350 MP a(4)計算四檔齒輪7、8的彎曲應(yīng)力= 25, = 28, = 0.1 , = 0.1 03 , = 192.93 N。米， = 20.89= 208.23 MP a 180-350 MP a= 187.04 MP a 180-350 MP a(5)計算第五齒輪9、1

28、0的彎曲應(yīng)力= 29, = 24, = 0.161 , = 0.133 , = 192.93 Nm, = 20.89 = 172.32 MP a 350 MP a=168.68MPa4.5.3輪齒接觸應(yīng)力 j(4.3)式中： 輪齒接觸應(yīng)力（ MP a ）；- 計算載荷（ N.mm） ；節(jié)圓直徑（mm） ；- 節(jié)點處的壓力角（）， - 齒輪螺旋角（）；齒輪材料的彈性模量（ MP a ）；- 齒輪接觸的實際寬度（mm） ；, 主、從動齒輪、直齒輪、斜齒輪、斜齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm） ；, - 主、從動齒輪的節(jié)圓半徑(mm) 。以作用于變速器第一軸的載荷為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如表

29、4.1所示。彈性模量=20.610 4 Nmm -2 ,齒寬=75.5=38.5mm表4.1傳動齒輪的內(nèi)容接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪第一和反向190020009501000恒嚙合齒輪和高速齒輪13001400650700(1)計算第一齒輪1、2的接觸應(yīng)力= 626.48牛頓。米= 192.93牛頓。米節(jié)圓直徑： mm，毫米驅(qū)動齒輪= 1738.79 MP _= 1698.74 MP _(2)計算第二齒輪3、4的接觸應(yīng)力= 388.29牛米， = 192.93牛米 _ _ _ _節(jié)圓直徑： mm，毫米驅(qū)動齒輪= 1296.7 MP _= 1874.47 MP _(3)計算三檔5、6的接

30、觸應(yīng)力= 278.47牛頓。米= 192.93牛頓。米節(jié)圓直徑： mm，毫米驅(qū)動齒輪= 1643.23 MP _= 1552.92 MP _(4)計算第四檔7、8的接觸應(yīng)力= 189.31牛頓。米= 192.93牛頓。米節(jié)圓直徑： mm，毫米驅(qū)動齒輪= 1325.78 MP _= 1389.45 MP _(5)計算五檔齒輪9、10的接觸應(yīng)力= 125.48牛頓。米= 192.93牛頓。米節(jié)圓直徑： mm，毫米驅(qū)動齒輪= 1288.7 MP _= 1197.43 MP _(6)計算反向直刃齒輪11、12、13的接觸應(yīng)力= 192.93牛頓。米103.43牛頓。米2 120.26牛頓。米毫米毫米毫

31、米毫米= 1937.00 MP a 1900 2000 MP a= 1887.9 MP a 1900 2000 MP a= 1771.36 MP a 1900 2000 MP a注：以上檢查均在小于19002000的范圍內(nèi)，符合要求。第 6 章 軸的檢查和軸上的支撐連接6.6.1軸的工藝要求倒檔齒輪軸是壓入外殼孔并固定的光軸。根據(jù)變速器第二軸的結(jié)構(gòu)，可以采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。只有滑動齒輪的二軸可采用氰化物處理，但常嚙合齒輪的二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理 14 。第二軸上的軸頸常用作滾針的滾道，對硬度和表面光潔度要求很高。硬度應(yīng)為HRC58 63 ，表面光潔度不低于 8 15 。用作推力

32、軸承的軸端面或齒輪壓緊端面，其光潔度不得低于 7 ，并規(guī)定端面跳動量。軸的同心直徑應(yīng)控制其不對中16 。對于使用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)硬化，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸，設(shè)計應(yīng)盡可能簡單，步驟應(yīng)盡可能少 17 。6.6.1計算齒輪的受力，選擇第一個齒輪進行受力分析，并檢查軸的剛度和強度。(1)第一齒輪1、2的圓周力，= 519.29牛頓。米= 177.38牛頓。米節(jié)圓直徑： mm，毫米主軸直徑當中間軸傳動的中心距已知時，軸的最大直徑與軸承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選擇：輸入軸=0.16 0.18 ：輸出軸0.18 0.21 。輸入軸花鍵部分的直徑（ mm ）可根據(jù)下式初步選擇(5.1)其中：

33、 經(jīng)驗系數(shù)， =4.0至4.6 ；最大發(fā)動機扭矩 ( Nm ) 。輸出軸最高檔花鍵部分直徑= 23.9127.54mm ，取25mm ；輸入軸最大直徑= 29.640.8 mm，取30 mm 。輸出軸： ；輸入軸： ； , ,(2) 軸的剛度計算若軸在垂直面的撓度為 ，在水平面的撓度為 ，轉(zhuǎn)角為 ，可分別用下列公式計算式中： 輪齒寬中間平面上的徑向力（ N ）；輪齒寬中間平面上的圓周力（ N ）；彈性模量（ MP a ）， =2.110 5 MP a ；- 慣性矩 ( mm 4 )，用于實心軸， ； - 軸徑（ mm ），根據(jù)花鍵處的平均直徑計算；, 作用在齒輪上的力與支座之間的距離, ( m

34、m ); 支撐之間的距離 ( mm )。軸的完全偏轉(zhuǎn)以mm為單位。軸在垂直面和水平面的撓度內(nèi)容值為=0.05 0.10mm ， =0.10 0.15mm 。齒輪平面內(nèi)的旋轉(zhuǎn)角度不應(yīng)超過0.002rad 18 。(1) 輸入軸的剛性= 2579.72 N ，軸頸= 25 mm ， = 17.75 mm ， = 196 mm ， = 2.1 10 5 NN, N(2) 輸出軸的剛性= 2579.72 N ,軸頸mm , = 17.75mm , = 196 mm , =2.110 5 NN, N(3) 軸的強度計算輸入軸強度計算=38.35 毫米， = 135.91牛米， = 17.75毫米，=25 毫米， = 196毫米= 7087.87 牛米, = 2579.77 牛米, = 2797.7牛米_ _ _輸入軸彎矩圖H面支座的反作用力和彎矩2）求V面支座的反作用力和彎矩由以上兩個公式，我們可以得到N.mm _ _(3) 輸出軸強度計算=97.35mm, = 327.88 Nm , = 17.75mm , =30mm , = 196mm= 6736.11 牛米, =