兩軸式五擋手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)

安藏理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)某型乘用車(chē)五擋手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)PASSENGERCARMANUALTRANSMISSIONDESIGN安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)I某型乘用車(chē)五擋手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)摘要本次設(shè)計(jì)針對(duì)小型前置前驅(qū)乘用車(chē)，綜合考慮乘用車(chē)對(duì)乘坐舒適性、操作簡(jiǎn)便性、動(dòng)力性以及燃油經(jīng)濟(jì)性等方面需求，進(jìn)行五擋機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)。變速器結(jié)構(gòu)采用兩軸式，同時(shí)采用鎖環(huán)式同步器換擋機(jī)構(gòu)，使換擋更及時(shí)、更準(zhǔn)確、更平穩(wěn)。設(shè)計(jì)過(guò)程包括動(dòng)力參數(shù)分析、傳動(dòng)比分配、變速器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)以及各個(gè)零部件強(qiáng)度的校核。在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)中，運(yùn)用CATIA軟件進(jìn)行三維建模和結(jié)構(gòu)分析，最后根據(jù)確定的參數(shù)完成工程圖紙的繪制。關(guān)鍵詞：乘用車(chē)，機(jī)械式變速器，結(jié)構(gòu)分析，強(qiáng)度校核安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)IABSTRACTThedesignisdirectedatsmallfrontprecursorpassengercars.Ittakesvariousrequirementsintocomprehensiveconsideration,suchascomfort,easeoperation,powerperformanceandfueleconomy.Withtwoshafttypetransmissionstructure,andusingthelockringsynchronizershiftingmechanismatthesametime,makestheshiftingmoretimely,moreaccurate,morestable.Designprocessincludinganalysis,dynamicparametersdistributionoftransmissionratio,thetransmissionstructuredesignandstrengthcheckeverypartsandcomponents.Instructuredesign,usingCATIAsoftwarefor3dmodelingandstructureanalysis,accordingtothedeterminedparameterstocompletedrawingengineeringdrawings.安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) IABSTRACT Ⅱ1機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)概述 12變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 32.1傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 32.2零、部件結(jié)構(gòu)方案分析 62.2.1齒輪形式 62.2.2換擋機(jī)構(gòu)形式 62.2.3變速器軸承 73變速器主要參數(shù)的選擇 93.1變速器擋數(shù)的確定和各擋傳動(dòng)比分配 93.1.1確定最大和最小傳動(dòng)比[6] 93.1.2確定中間各擋傳動(dòng)比 3.3齒輪參數(shù) 3.4各擋齒輪齒數(shù)分配 3.5各擋齒輪參數(shù)計(jì)算 3.5.1變位前齒輪參數(shù)見(jiàn)表3.5 3.5.2變位齒輪參數(shù)計(jì)算 4輪齒強(qiáng)度校核 214.1齒輪材料的選擇原則12] 24.2各軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算 234.3輪齒強(qiáng)度校核計(jì)算 234.3.1輪齒彎曲應(yīng)力計(jì)算與校核 234.3.2輪齒接觸應(yīng)力可計(jì)算與校核 265軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核 5.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 5.2軸的載荷計(jì)算及危險(xiǎn)截面分析 5.3軸的強(qiáng)度校核 405.3.1軸的剛度校核 405.3.2軸的強(qiáng)度校核 446同步器設(shè)計(jì) 安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)6.1鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)及其工作原理[1] 6.2鎖環(huán)式同步器主要尺寸的確定 6.3同步環(huán)主要參數(shù)確定 6.4同步器花鍵參數(shù)確定與計(jì)算 7汽車(chē)環(huán)境保護(hù) 7.1我國(guó)環(huán)境保護(hù)的原則和政策 7.2汽車(chē)及內(nèi)燃機(jī)污染與危害 7.2.1汽車(chē)及內(nèi)燃機(jī)污染的主要表現(xiàn) 7.2.2汽車(chē)及內(nèi)燃機(jī)污染的危害 7.3汽車(chē)與內(nèi)燃機(jī)污染防治措施 結(jié)論 參考文獻(xiàn) 附錄A乘用車(chē)五擋變速器裝配效果圖 附錄B鎖環(huán)式同步器裝配圖 謝辭 安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)11機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)概述變速器通過(guò)不同傳動(dòng)比的切換使汽車(chē)能夠很好地適應(yīng)各種復(fù)雜工況。使轉(zhuǎn)速及扭矩范圍很小的內(nèi)燃機(jī)在汽車(chē)上得到很好地利用。變速器設(shè)有空擋、倒擋、前進(jìn)擋，從而滿足汽車(chē)在不同工況下對(duì)扭矩及轉(zhuǎn)速的需求?？論跷恢檬拱l(fā)動(dòng)機(jī)能夠順利啟動(dòng)，并且可以在不需要?jiǎng)恿Φ臅r(shí)候及時(shí)可靠切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力輸出；倒擋使汽車(chē)能夠倒退行駛，滿足汽車(chē)對(duì)停車(chē)以及在狹小空間行駛的性能需求；而前進(jìn)擋是汽車(chē)正常行駛擋位，使汽車(chē)能夠獲得各種不同的車(chē)速和扭矩，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力得到充分利用，使汽車(chē)的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性得到均衡。變速器的設(shè)計(jì)，歸根結(jié)底就是為了是發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和扭矩范圍擴(kuò)大，并且使之得到很好地控制。通常變速器的設(shè)計(jì)需要滿足以下基本設(shè)計(jì)要求：1)使汽車(chē)得到良好的動(dòng)力性的同時(shí)，力求確保獲得最佳的燃油經(jīng)濟(jì)性；2)使汽車(chē)動(dòng)力能夠隨時(shí)可靠中斷和傳輸，因此須要設(shè)置空擋；3)確保汽車(chē)能夠在狹小空間倒退行駛，因此變速器必須設(shè)置倒擋；4)汽車(chē)換擋過(guò)程要平穩(wěn)，齒輪產(chǎn)生的沖擊和噪聲要盡可能小，因此需要采取齒輪轉(zhuǎn)速同步措施，如使用同步器；5)變速器工作要可靠，不可出現(xiàn)脫擋、同時(shí)掛入兩個(gè)以上擋位等危險(xiǎn)工況；6)變速器各個(gè)擋位傳動(dòng)比分配要合理，此外應(yīng)該設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力能夠在需要的時(shí)候?qū)ν廨敵觯?)變速器的工作效率要足夠高，以確保發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力能夠可靠驅(qū)動(dòng)質(zhì)量很8)變速器在滿足基本功能的同時(shí)，應(yīng)盡可能使其輕量化，并且盡量減小其體積，從而降低生產(chǎn)和使用維護(hù)成本隨著汽車(chē)工業(yè)的不斷發(fā)展，現(xiàn)代汽車(chē)使用的變速器結(jié)構(gòu)形式很多，但是它們的基本結(jié)構(gòu)原理大體相同。對(duì)于很多大型貨運(yùn)汽車(chē)為了獲得更連續(xù)的傳動(dòng)比變化，要求變速器具有更多擋位，因此有些變速器在常用的變速器基礎(chǔ)上增設(shè)一個(gè)副變速箱，以獲取更多的擋位，從而滿足重型汽車(chē)的使用需求。對(duì)于這種變速器，拆除副變速箱后，同樣可以將其使用在對(duì)擋位數(shù)要求不多的場(chǎng)合。變速器一般均由動(dòng)力傳輸機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)兩部分組成。近幾年電控、以及液壓控制系統(tǒng)的應(yīng)用使駕駛員可以通過(guò)對(duì)變速器的操縱控制，使汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)得到更加精確的控制和利安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)2其中變速器的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，根據(jù)其傳動(dòng)軸的數(shù)目以及變速器前進(jìn)擋位的數(shù)目具旋轉(zhuǎn)軸式旋轉(zhuǎn)軸式多中間軸式固定軸式多擋變速器變速器本次手動(dòng)五擋變速器設(shè)計(jì)參數(shù)參考桑塔納2015款1.6L手動(dòng)舒適版官方公布數(shù)據(jù)，如表1.1最高車(chē)速(km/h)最大馬力(Ps)最大功率(kW)最大功率轉(zhuǎn)速最大扭矩(N·m)最大扭矩轉(zhuǎn)速輪胎規(guī)格滿載質(zhì)量(kg)驅(qū)動(dòng)形式前置前驅(qū)安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)32變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案機(jī)械式變速器不僅結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造以及使用維護(hù)成本低而且工作可靠、傳動(dòng)效率也很高。因此目前在很多汽車(chē)上得到廣泛應(yīng)用。2.1傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析1.固定軸式變速器(1)兩軸式變速器目前，實(shí)用型私人轎車(chē)為了使汽車(chē)動(dòng)力傳動(dòng)路徑減短，同時(shí)避免因傳動(dòng)軸布置而導(dǎo)致車(chē)廂地板凸包，從而有效增大人員乘坐空間，提高乘坐舒適性。而對(duì)于兩軸式變速器，通常使用在發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)的汽車(chē)上。兩軸式變速器，與中間軸式比較，結(jié)構(gòu)更簡(jiǎn)單，其軸和軸承的使用數(shù)量比中間軸式少，因此兩軸式變速器體積更小，制造成本也比較低。此外，兩軸式變速器動(dòng)力傳輸只經(jīng)過(guò)一對(duì)嚙合齒輪副，因此傳動(dòng)效率高，但是由于結(jié)構(gòu)的限制，兩軸式變速器不能設(shè)置直接擋，因此在高速擋位工作時(shí)，齒輪傳動(dòng)噪聲很大。而且兩軸式變速器，在輸入和輸出軸中心距不大的條件下，無(wú)法使一擋獲取較大的傳動(dòng)比。兩軸式變速器器輸入軸和輸出軸轉(zhuǎn)速相反，而中間軸式變速器其第一軸與輸出軸轉(zhuǎn)向相同，且可以設(shè)置直接擋，從而降低了高速擋位的工作噪聲。(2)中間軸式變速器中間軸式變速由三根傳動(dòng)軸組成，其動(dòng)力輸入軸為第一軸，輸出軸為第二軸，還有一根軸即中間軸。第二軸一端通過(guò)軸承支撐在第一軸輸入齒輪中心孔上，這種結(jié)構(gòu)特點(diǎn)使其可以設(shè)置直接擋。在直接擋位時(shí)，變速器第一軸和第二軸直接連接，不僅動(dòng)力傳輸可靠，而且傳動(dòng)效率高、噪聲小、齒輪及軸承的磨損量也得到減少。因?yàn)橹苯訐跏褂脮r(shí)間比較長(zhǎng)，所以變速器的使用壽命得到了一定程度的提高。第一軸將動(dòng)力傳輸給中間軸，再經(jīng)由中間軸將動(dòng)力最終通過(guò)第二軸對(duì)外輸出。因此，第一軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向與第二軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同。此外，由于中間軸式變速器通過(guò)兩對(duì)齒輪副嚙合傳動(dòng)，所以在中心距不大的情況下，一擋更容易獲取較大的傳動(dòng)比，使汽車(chē)可以應(yīng)對(duì)更苛刻的行駛條件。中間軸式變速器適用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)，多見(jiàn)于客車(chē)。因?yàn)橹虚g軸式變速器的輸出軸支承在輸入軸上的座孔內(nèi)，所以除直接擋外，其他擋位嚙合傳動(dòng)不是很平穩(wěn)，噪聲比較大且傳動(dòng)效率較低。常見(jiàn)中間軸式變速器，結(jié)構(gòu)差別不是很大，主要體現(xiàn)在，常嚙合齒輪對(duì)數(shù)、換擋方式、軸的支承方式、倒擋布置方案以及擋位布置順序的差別上。變速器中常嚙合齒輪傳動(dòng)的擋位，必須通過(guò)同步器或者用嚙合套實(shí)現(xiàn)換擋。而且高擋位一般使用同步器進(jìn)行換擋，低擋位可以用選用嚙合套換擋。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)4本次五擋手動(dòng)變速器傳動(dòng)布置方案如圖2-1所示。圖2-1五擋變速器傳動(dòng)布置方案2.倒擋布置方案倒擋是為了滿足汽車(chē)在停車(chē)以及保證汽車(chē)在狹小空間能夠正常行駛的需要而設(shè)置的。因?yàn)榈箵跻话愣际窃谄?chē)停車(chē)狀態(tài)下進(jìn)入使用的，因此對(duì)換擋機(jī)構(gòu)的要求不高，大多均采用直齒滑動(dòng)齒輪換擋。換擋是通過(guò)在輸入軸或者中間軸與輸出軸之間增加一個(gè)中間傳動(dòng)齒輪而實(shí)現(xiàn)的。也有的使用兩個(gè)聯(lián)體齒輪共用一擋輸入齒輪從而實(shí)現(xiàn)倒擋的，這個(gè)倒擋布置方案減少了齒輪的使用數(shù)量，不僅降低生產(chǎn)成本，而且變速器的質(zhì)量和體積均得到適量的減少。但是這種倒擋布置方案的缺點(diǎn)是，兩個(gè)聯(lián)體齒輪要求同時(shí)進(jìn)入嚙合，這使倒擋的換擋操作不是很輕便。但是這種倒擋布置方案，中間齒輪實(shí)在單向循環(huán)應(yīng)力下工作的，并且還可以是倒擋傳動(dòng)比適當(dāng)增加。而前者的工作狀態(tài)則是在較為不利的雙向交變應(yīng)力狀態(tài)下。有些汽車(chē)倒擋也采用同步器進(jìn)行換擋，這使變速器成本增加，但是使換擋操作進(jìn)行的更容易。倒擋布置方案常見(jiàn)的如圖2-2。圖2-2b方案倒擋和一擋共用輸入齒輪，是變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單化，但是由于要求兩對(duì)齒輪副同時(shí)進(jìn)入嚙合，所以該方案換擋操作不易進(jìn)行；圖2-2c和圖2-2d所示方案，可以使其倒擋傳動(dòng)比比一般倒擋方案稍大，但是方案2-2c倒擋機(jī)構(gòu)不合理，換擋過(guò)程中倒擋齒輪會(huì)出現(xiàn)運(yùn)動(dòng)干涉，而方案2-2d則解決了這一問(wèn)題；圖2-2e所示方案中，一、倒擋齒輪做成一體，使其總齒長(zhǎng)增加；圖2-2f所示方案采用同步器換擋，使換擋操作更輕便。圖2-2g所示方案換擋操作機(jī)構(gòu)比較復(fù)雜，但是可以縮短變速器的軸向尺寸。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)5圖2-2變速器倒擋布置方案倒擋和一擋得得傳動(dòng)比都比較大，變速器在一擋和倒擋齒輪工作時(shí)其相應(yīng)齒輪和軸需要承受的載荷也比較大。因此，一般將倒擋和一擋的支承布置在靠近軸端處。因?yàn)榈箵醯氖褂妙l率比一擋更低，所以優(yōu)先安排一擋布置在更靠近軸端處。倒擋和一擋的軸在較大的工作載荷下產(chǎn)生不同程度的撓度和轉(zhuǎn)角，導(dǎo)致齒輪嚙合傳動(dòng)不平穩(wěn)，同時(shí)加劇了齒輪和軸承的磨損，使變速器的工作噪聲變大，傳動(dòng)效率變差。此外考慮到變速器維修時(shí)的拆裝方便應(yīng)在軸上從小到大依次布置各擋齒從結(jié)構(gòu)上來(lái)說(shuō)，倒擋既可以布置在變速器的左側(cè)也可以布置在變速器的右側(cè)，但是兩者的差異在于，駕駛員進(jìn)行換擋操作時(shí)，控制桿的操作方向發(fā)生了改變，如圖2-3所示。倒擋布置在變速箱左側(cè)時(shí)，換擋操作程序如圖2-3a所示，倒擋齒輪在變速箱右側(cè)時(shí)，換擋操作程序如圖2-3b。為了防止行駛途中誤掛倒擋，一般會(huì)在變速器倒擋操作機(jī)構(gòu)中布置彈簧，使掛入倒擋時(shí)產(chǎn)生一定的阻力，從而確保駕駛員不會(huì)誤掛入倒擋。圖2-4中對(duì)倒擋齒輪布置在變速器左右兩側(cè)的布置方案中的受力情況分析，由圖可知，不同的布置方案對(duì)倒擋軸的受力情況影響很大。圖2-3變速桿換擋位置與順序b)圖2-4倒擋軸位置與受力分析安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)63.其他問(wèn)題常用擋位齒輪齒面會(huì)由于應(yīng)力存在導(dǎo)致齒面點(diǎn)蝕損壞。而變速器傳動(dòng)軸中部由于軸的變形而引起的齒輪中心面偏轉(zhuǎn)量很小，所以傳動(dòng)軸中部適宜于安裝高擋位齒輪，從而保證輪齒處于比較好的嚙合狀態(tài)，減少輪齒表面的偏載現(xiàn)象，延長(zhǎng)齒輪壽命。變速器的布置方案影響其傳動(dòng)效率，其中傳遞動(dòng)力時(shí)處于工作狀態(tài)的齒輪對(duì)數(shù)、傳遞的功率、每分鐘轉(zhuǎn)速、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性、齒輪和殼體的制造精度等都對(duì)變速器傳動(dòng)效率有影響。2.2零、部件結(jié)構(gòu)方案分析2.2.1齒輪形式為了使變速器嚙合傳動(dòng)更平穩(wěn)、傳動(dòng)噪聲更小，變速器的常嚙合齒輪一般均采用斜齒圓柱齒輪。此外，斜齒圓柱齒輪還有比圓柱齒輪使用壽命更長(zhǎng)的優(yōu)點(diǎn)。但是斜齒圓柱齒輪的采用，要求齒輪常嚙合，因此齒輪的對(duì)數(shù)增加，使變速器質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增加。變速器的低擋和倒擋一般采用直齒圓柱齒輪。本次設(shè)計(jì)，一擋和倒擋采用直齒圓柱齒輪，其他各擋均采用斜齒圓柱齒輪。2.2.2換擋機(jī)構(gòu)形式高速擋位一般采用同步器進(jìn)行換擋，而低速擋位使用嚙合套和直齒滑移齒輪目前，同步器換擋機(jī)構(gòu)應(yīng)用很普遍。采用同步器換擋，可以確保換擋過(guò)程迅速且齒輪無(wú)沖擊，因此降低了變速器的換擋噪聲，同時(shí)使汽車(chē)的加速性、經(jīng)濟(jì)性和安全舒適性均得到提高。此外，同步器換擋機(jī)構(gòu)還有操作輕便、換擋行程短等優(yōu)點(diǎn)。這使變速器更容易實(shí)現(xiàn)自動(dòng)控制。但是同步器換擋機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制作精度要求比較高，軸向尺寸比較大，銅質(zhì)同步環(huán)容易被磨損而失效。嚙合套換擋機(jī)構(gòu)相對(duì)于同步器而言，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、軸向尺寸比較小、制造精度要求也相對(duì)較低，因此嚙合套的生產(chǎn)制造成本相對(duì)較低。但是嚙合套換擋機(jī)構(gòu)不能消除換擋沖擊，因此其換擋噪聲以及轉(zhuǎn)動(dòng)慣量都比較大。該換擋機(jī)構(gòu)一般應(yīng)用于重型汽車(chē)變速器和對(duì)使用要求不高的汽車(chē)變速器上。軸向滑動(dòng)直齒齒輪換擋機(jī)構(gòu)，不能消除換擋沖擊，因此會(huì)導(dǎo)致齒輪端部磨損過(guò)快，并且由于換擋噪聲比較大、換擋行程長(zhǎng)，其換擋操作安全性也相對(duì)降低。但是這種換擋機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量小、便于拆裝和維修。但目前除一擋和倒擋外很少使用這種換擋機(jī)構(gòu)。自動(dòng)脫擋是變速器使用過(guò)程中最容易出現(xiàn)的故障之一。為了應(yīng)對(duì)這個(gè)問(wèn)題，可以同時(shí)從工藝和結(jié)構(gòu)上采取措施。目前常見(jiàn)的相對(duì)有效的措施如下：安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)7圖2-5防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施I圖2-6防止自動(dòng)脫擋的結(jié)構(gòu)措施1)增加嚙合套的長(zhǎng)度(如圖2-5),或者錯(cuò)開(kāi)接合齒的嚙合位置(如圖2-5)使接合齒在工作中由于擠壓和磨損而產(chǎn)生凸肩，以此有效防止自動(dòng)脫擋。2)將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切薄，這樣，換擋后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動(dòng)脫擋(圖2-6)。3)目前應(yīng)用比較多的最有效的方法是將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角(一般傾斜20~30),使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫擋的軸向力。在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖2-7所示：2-7鎖環(huán)式同步器1、4-同步環(huán)2-同步器齒鼓3-接合套5-彈簧6—滑塊7-止動(dòng)球8-卡環(huán)9—輸出軸10、11-齒輪2.2.3變速器軸承變速器軸承的選用，需要根據(jù)其所需承受的載荷和變速器具體結(jié)構(gòu)選用。變速器中使用的常見(jiàn)軸承有圓錐滾子軸承、圓柱滾子軸承球軸、滾針軸承以及滑動(dòng)軸承，其中滾針軸承和滑動(dòng)軸承在變速器內(nèi)部使用很普遍，其他軸承多用于支承作用。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)8汽車(chē)變速器內(nèi)部結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，因此內(nèi)部可選用的軸承尺寸要求比較小，如滾針軸承和滑動(dòng)軸承。由于變速器傳動(dòng)軸和變速器齒輪的尺寸限制，其內(nèi)部空間很難布置承載能力很好的圓柱或者圓錐滾子軸承，因此齒輪和傳動(dòng)軸之間的聯(lián)接軸承多采用滾針軸承和滑動(dòng)軸承套。對(duì)于中間軸式變速器，若輸入軸末端傳動(dòng)齒輪尺寸足夠，輸出軸前端支承軸承也可以采用圓柱滾子軸承。變速器內(nèi)多采用斜齒圓柱齒輪，因此其支承軸承需要承受較大的軸向載荷，而圓錐滾子軸承的徑向和軸向承載能力均很強(qiáng)，所以變速器支承軸承多用圓錐滾子軸承。此外，變速器前端受布置空間和殼體厚度的限制，要求采用的支承軸承的軸向尺寸要盡可能小。因此，變速器前端軸承一般采用徑向承載能力很強(qiáng)的圓柱滾子軸承，而其后端支承軸承一般采用外側(cè)帶密封圈的雙列圓錐滾子軸承，以便同時(shí)承受前、后兩個(gè)方向的軸向力。而且通過(guò)對(duì)圓錐滾子軸承的預(yù)緊，可以減少傳動(dòng)軸的軸向竄動(dòng)，減少變速器內(nèi)部工作時(shí)產(chǎn)生的沖擊和噪聲，同時(shí)避免了因?yàn)檩S向間隙過(guò)大而導(dǎo)致軸的歪斜，最終使變速器齒輪嚙合不良。對(duì)于使用大線脹系數(shù)材料鑄造的殼體不適宜采用圓錐滾子軸承。變速器支承軸承尺寸的選用受變速器傳動(dòng)軸中心距的限制，同時(shí)為了保證軸承安裝不會(huì)嚴(yán)重削弱殼體強(qiáng)度，要求支承軸承在殼體上座孔之間距離不小于6~20mm,對(duì)于載荷量較小的輕型轎車(chē)可以選用下限，而重型客運(yùn)以及貨運(yùn)汽車(chē)則一般選用上限，以確保變速器具有足夠的強(qiáng)度[3]。變速器中常嚙合齒輪所占比例很大，因此多需要采用滾針軸承和滑動(dòng)軸承套連接齒輪和傳動(dòng)軸。由于滾針軸承尺寸小，運(yùn)動(dòng)和定位很準(zhǔn)確，而且傳動(dòng)效率高、摩擦損失也很小，所以在各種變速器廣泛采用?；瑒?dòng)軸承套徑向配合間隙大且接觸磨損比較快，因此齒輪定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度都比較差，而且常伴有工作噪聲。但其優(yōu)點(diǎn)是制造工藝簡(jiǎn)單，生產(chǎn)成本比較低。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)9或或即3變速器主要參數(shù)的選擇3.1變速器擋數(shù)的確定和各擋傳動(dòng)比分配變速器的設(shè)計(jì)目的是使汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力得到更好的控制和利用。通過(guò)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力特性分析可以知道，為了盡可能將發(fā)動(dòng)機(jī)控制在理想的綜合性能曲線附近，就要求變速器設(shè)置盡可能多的擋位。但是隨著擋位數(shù)目的增加，變速器的操縱機(jī)構(gòu)以及換擋程序變得復(fù)雜化，不利于操作。本次設(shè)計(jì)綜合考慮汽車(chē)的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性以及操作簡(jiǎn)便性，確定采用五個(gè)擋位。一擋時(shí)，要求變速器輸出為低速率、高扭矩，以確保汽車(chē)具備良好的起步、爬坡以及低速穩(wěn)定行駛性能。一般最大傳動(dòng)比的確定從以下三方面確定：最大爬坡度、附著率及汽車(chē)最低穩(wěn)定車(chē)速。汽車(chē)爬坡時(shí)車(chē)速很低，空氣阻力小可以被忽略，此時(shí)汽車(chē)的最大驅(qū)動(dòng)力應(yīng)為Ftmax=Ff+FimaxTtqmax———最大轉(zhuǎn)矩，Ttqmax=155N·m;r——車(chē)輪滾動(dòng)半徑，r≈(185*0.6*2+15*25.4)/2=301.5mmi0———主減速器傳動(dòng)比，i0=4.585;amax———最大爬坡角度，amax=16.7deg。將參數(shù)代入式3-3得：安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)根據(jù)汽車(chē)行駛的附著條件：由上述各式可得：FZ1———汽車(chē)滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷，本設(shè)計(jì)為前置前驅(qū)轎車(chē)，所以查表3.1汽車(chē)前軸的軸荷分配系數(shù)為60%,故FZ1=mg*60%=1800*9.8*0.6=10584N表3.1轎車(chē)軸荷分配系數(shù)車(chē)型前軸后軸轎車(chē)前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)前置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)后置發(fā)動(dòng)機(jī)后輪驅(qū)動(dòng)將所得值代入式3-6得：傳動(dòng)比一般為0.7～0.8,本次設(shè)計(jì)采用0.8。3.1.2確定中間各擋傳動(dòng)比在選定汽車(chē)的最小傳動(dòng)比itmin、最大傳動(dòng)比itmax及傳動(dòng)系的擋位數(shù)后，可以大體按照等比級(jí)數(shù)進(jìn)行各中間擋位傳動(dòng)比的分配。由于高速擋齒輪轉(zhuǎn)速快，換擋更容易產(chǎn)生較大沖擊，為了使高速擋位換擋更容易，各擋傳動(dòng)比應(yīng)該滿足igl/ig2>ig2/ig3>ig3/ig4>ig4/ig5。此外，相鄰各擋傳動(dòng)比比值一般不應(yīng)該超過(guò)大于各擋之間的公比：故可得各中間擋傳動(dòng)比如下：ig?=igi*q=3.8/1.48≈2.57ig?=ig?/q=2.5711.48≈1.74安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)ig4=ig3/q=1.78/1.48≈1.173.2中心距A中心距可根據(jù)下列經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選：A———變速器中心距(mm)KA——中心距系數(shù)，乘用車(chē)：KA=9.5～11.0;il———變速器一擋傳動(dòng)比，i1=3.8;ng——變速器傳動(dòng)效率，取96%?！?8.56～90.96初選中心距A=90mm。3.3齒輪參數(shù)1.模數(shù)變速器用齒輪模數(shù)范圍見(jiàn)表3.2表3.2汽車(chē)齒輪變速器法向模數(shù)mn車(chē)型乘用車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車(chē)的最大總質(zhì)量ma/ma>14.0模數(shù)mn/mm所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987的規(guī)定，見(jiàn)表3.3。選用時(shí)，應(yīng)優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的模數(shù)盡可能不用。表3.3汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù)(摘自GB/T1357-1987)(mm)第一系列—————第二系列 一 第一系列————————第二系列 一——安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線齒形。變速器低擋應(yīng)選用大些的模數(shù)，其他擋選用另一種模數(shù)。其取用范圍是：乘用車(chē)為2.0～3.5mm。本次設(shè)計(jì)一、倒擋，取m=3.00mm,二、三、四、五擋，取mn=2.25mm。2.壓力角α國(guó)家規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20o,所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20o。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20o、25o、30o等，但普遍采用30o壓力角。本次設(shè)計(jì)變速器齒輪采用20o壓力角，同步器接合齒采用30o壓力角。隨著螺旋角度的增加輪齒重合度也逐漸增大，從而使齒輪傳動(dòng)更平穩(wěn)、噪聲更低。此外，試驗(yàn)表明：隨著螺旋角的增大輪齒強(qiáng)度也得到提高，但是當(dāng)螺旋角超過(guò)30°時(shí)，其齒根彎曲強(qiáng)度下降幅度很大。因此盡管其接觸強(qiáng)度隨螺旋角繼續(xù)增強(qiáng)也不推薦使用超過(guò)30°的螺旋角，一般推薦選用15°~25°;綜合考慮變速器齒輪傳動(dòng)的重合度和輪齒接觸強(qiáng)度，應(yīng)選用較大的螺旋角。乘用車(chē)兩軸式變速器斜齒輪螺旋角一般為20°~25°本次設(shè)計(jì)初選螺旋角為β=22?4.齒寬b通常根據(jù)齒輪模數(shù)m的大小來(lái)選定齒寬。斜齒：b=kmn,k取6.0～8b為齒寬(mm)。嚙合套或同步器接合齒的工作寬度可在2～4mm范圍內(nèi)選取。對(duì)于其他各擋齒輪，由于低擋要求比較高的承載能力，因此要比高擋齒寬本次設(shè)計(jì)一、倒擋齒寬系數(shù)取7,二擋吃齒寬系數(shù)取9,其他擋位齒寬系數(shù)均取8。即一、倒擋齒寬為3.00*7=21mm,二擋齒寬為2.25*9≈20.25mm,取整為20mm,其他擋位齒寬均為2.25*8=18mm。5.齒輪變位系數(shù)選擇原則減小總變位系數(shù)有利于降低齒輪副的傳動(dòng)噪聲，因此除了低速擋和倒擋齒輪由于受齒數(shù)過(guò)小和所需承受載荷過(guò)大的限制必須選取較大總變位系數(shù)外，其他各擋位均應(yīng)選取較小的總變位系數(shù)。通常情況下，最高擋和一軸上齒輪副總變位系數(shù)選取范圍為-0.2～0.2。一擋總變位系數(shù)可以大于1.0。6.齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)越大，齒輪的重合度就越高，這有利于降低沉淪傳動(dòng)噪聲并且使齒根的強(qiáng)度得到提高。對(duì)齒輪的加工進(jìn)度要求越高，目前我們國(guó)家規(guī)定的齒頂高系數(shù)為1.0。有些變速器甚至采用大于1.0的齒頂高系數(shù)。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)表3.4各擋齒輪基本參數(shù)擋位ⅡⅢVR模數(shù)(m/mn)壓力角螺旋角齒寬動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面根據(jù)圖3-1分配本次設(shè)計(jì)各擋位齒1)一擋(直齒):取z1+z2為59,然后再對(duì)大小齒輪進(jìn)行齒數(shù)圖3-1五擋變速器傳動(dòng)方案z3+z4取整74,取z3=21,z4=53,安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)故z5+z6取整為74,取z5=27,z6=47,故4)四擋：z7+z8取整為74,取z7=33z9+z10取整為74,取z9=41,z10=33,2.對(duì)中心距A進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和z,后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)z,和齒輪變位系數(shù)新計(jì)算中心距，在以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。修正后中心距一擋：3.確定倒擋齒輪齒數(shù)本次設(shè)計(jì)倒擋和一擋齒輪選用相同的模數(shù)均為3.00mm,倒擋中間齒輪的齒數(shù)通常選為21～23。本次設(shè)計(jì)，圖3-1所示倒擋齒輪11的齒數(shù)，初選為21,可計(jì)算輸入軸與倒擋軸的中心距A’為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪11和齒輪2的齒頂圓之間安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)應(yīng)該保持有0.5mm以上的間隙，即倒擋軸與輸出軸中心距A”應(yīng)滿足取為zi?=23,則為避免倒擋齒輪退出倒擋時(shí)與齒輪2運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪13的齒數(shù)要比齒輪2多3～4,故取zi?=48。輸出軸與倒擋齒輪12中心距：3.5各擋齒輪參數(shù)計(jì)算3.5.1變位前齒輪參數(shù)見(jiàn)表3.5表3.4變?yōu)榍案鲹觚X輪參數(shù)參數(shù)I擋Ⅲ擋IV擋V擋R擋齒輪1齒輪2齒輪3齒輪4齒輪5齒齒齒輪8齒輪9齒輪齒輪齒輪齒輪壓力角模數(shù)齒數(shù)中心距88.500mm89.788mm螺旋角00補(bǔ)充說(shuō)明：R擋與輸入軸中心距A`=54.00mm,與輸出軸中心距A”=106.5mm.安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)3.5.2變位齒輪參數(shù)計(jì)算圖3-2選擇變位系數(shù)線圖(ha*=1,α=20°)inya=tana-a=tan20?-3.1416*20/18Q0.014xi+x2=(inva`-inva)(z3+z4)/(2tana)=(0.0214-0.0149*(15+44)/(2*tan20°)④齒頂高降低系數(shù)：△y=(xi+xz)-y=0.527-0.5=-0.027③利用圖表法查圖3-2得齒輪3、4的變位系數(shù)：xi=0.45,xz=0.08。然后計(jì)算db?=d?cosa=132.00*cos20?≈124.04mmhrz=(ha*+c*-x?)m=(1+0.25-0.08)*3.00≈3.51mmhai=(ha*+xi)m=(1+0.45)*3.00=4.35mmha2=(ha*+x2)m=(1+0.08)*3=3.24mmdr?=d?-2hrz=132.00-2*3.51=124.98mm安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)da?=d?+2ha?=132.00+2*3.24=138.48mmⅡ擋(斜齒):①端面壓力角：α=arctan(tamn/cosβ)=arctan(tan0/cos22°)≈21.433°inva=19090194=020181943211子3412*2An231800.018=0.092③齒頂高降低系數(shù)：△yn=(xn?+xn?)-yn=0.092-0.094=-0.002⑥利用圖表法查圖3-2得齒輪3、4的變位系數(shù)：xn3=0.348,xn4=-0.256。然后計(jì)算齒輪的幾何參數(shù)。d?′=d?cosa/cosa1=128.615*cos21.433/cos21.774?≈128.92mm齒頂高：ha3=(ham*+xn3-△yn)mn=(1+0.348-(-0.002))*2.25≈3.038mmha4=(ham*+xn4-△yn)mn=(1+(-0.256)-(-0.002))*2.25≈1.679mm齒根高：hr?=(ham*+Cn*-xn3)mn=(1+0.25-0.348)*2.25≈2.030mmhr4=(hn*+cn*-xn4)mn=(1+0.25-(-0.256)*2.25≈3.389mmda?=d4+2ha4=128.615+2*1.679≈131.97mmZv?=z?/cosβ=53/cos22?≈66.49Ⅲ擋(斜齒):②端面嚙合角：a'=arccof(acosa)/a]=arcco{(89.788coinya=tana-a=tan21.433?-3.1416*21.43818≈0.018=0.092安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)③齒頂高降低系數(shù)：△yn=(xn?+Xn?)-yn=0.092-0.094=-0.002⑥利用圖表法查圖3-2得齒輪3、4的變位系數(shù)：xn5=0.273,xn6=-0.181。然后計(jì)算齒輪的幾何參數(shù)。ds′=d?cosa/cosa'=114.055*cos21.433ha6=(han*+xn6-△yn)mn=(1+(-0.18D-(-0.002))*2.25≈1.847mm齒根高：hrs=(ham*+cn*-xn5)mn=(1+0.25-0.273)*2.25≈2.198mmhr6=(han*+cn*-xn6)m=(1+0.25-(-0.18D)*2.25≈3.220mmda?=d?+2ha?=114.055+2*1.847≈117.75mmdr6=d?-2hr?=114.055-2*3.220≈107.62mmZv?=z?/cos3β=47/cos322?≈58.97invai=tanai-a=tan21.433?-3.1416*21.43318Q0.018Xn7+Xns=(invai'-invai)(z7+zs)/(2tanan)=(0.0194-0.0185)*(33+41)/(2*tan20)=0.092③齒頂高降低系數(shù)：△yn=(xn?+xs)-yn=0.092-0.094=-0.002⑥利用圖表法查圖3-2得齒輪7、8的變位系數(shù)：xn7=0.182,xn8=-0.009。然后計(jì)算齒輪的幾何參數(shù)。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)ds′=dscosa/cosa1=99.495*cos21.433/cos21.774?≈99.73mmdos=dgcosa=99.495*cos21.43?≈92.61mmha8=(ham*+xns-△yn)mn=(1+(-0.009)-(-0.002))*2.25=2.234mm齒根高：hy7=(hm*+Cn*-xn7)mn=(1+0.25-0.182)*2.25=2.403mmhrs=(han*+Cn*-xn8)mn=(1+0.25-(-0.009))*2.25≈2.833mmdas=ds+2ha?=99.495+2*2.234≈103.96mmdrg=dg-2hrs=99.495-2*2.833≈93.83mmZ?=zs/cos3β=41/cos322?≈51.44V擋(斜齒):①端面壓力角：a=arctan(tann/cosβ)=arctan(ta20/cos22)≈21.433°②端面嚙合角：a'=arccof(acosa)/a]=arccof(89.788cos21.433)/90]≈21.774invat=tanai-ai=tan21.433?-3.1416*21.43318Q0.018=0.092③齒頂高降低系數(shù)：△yn=(xn9+xn1o)-yn=0.092-0.094=-0.002⑥利用圖表法查圖3-2得齒輪9、10的變位系數(shù)：xn9=0.091,xn10=0.001。然后計(jì)算齒輪的幾何參數(shù)。節(jié)圓直徑：do′=dgcosa/cosa'=9d?'=d?cosa/cosa1=80.071*cos21.433°/cos21.774?≈80.27mmdbio=diocosa=80.081*cos21.433?≈74.54mm齒頂高：ho9=(ham*+xn9-△ya)mn=(1+0.091-(-0.002))*2.25≈2.459mmha1o=(han*+xn1o-△yn)mn=(1+0.001-(-0.002))*2.25≈2.257mm齒根高：hrg=(han*+cn*-xi9)ma=(1+0.25-0.091)*2.25≈2.608mm安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)齒頂圓直徑：dg=dg+2ha9=99.495+2*2.459≈104.41mmdalo=dio+2haio=80.081+2*2.810≈85.70mm齒根圓直徑：drg=dg-2hrg=99.495-2*2.608≈94.28mmdrio=dio-2hro=80.081-2*2.810≈74.46mm1)齒輪1和齒輪11標(biāo)準(zhǔn)中心距等于倒擋軸與輸入軸中心距相等為54,故齒輪1和齒輪11采用等變位齒輪傳動(dòng)。已知齒輪1:zn=15,xi=0.45,則齒輪11inva'=2tana(xi+xi)/(zi+zi)+inva=2tan20(0.4+0.11)/(13+23)+0.0149a1=a≈54mm③齒輪11外形尺寸參數(shù)計(jì)算分度圓直徑：·=…=3.0*21=63.00mm2)齒輪12和齒輪13采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)dbi3=di?cosa=144.00*cos20?≈135.32mmhri?=(ha*+c*)m=(1+0.25)*3≈3.75mm安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)dri?=di?-2hri?=144.00-2*3.75=136.50mm齒頂圓直徑：dai?=di?+2ha?2=69.00+2*da?3=di?+2ha?3=144.00+2*3.00=150.00mm4輪齒強(qiáng)度校核1)齒輪材料必須具有足夠的強(qiáng)度以滿足變速器的工作條件；2)應(yīng)便于齒輪毛坯的成形，并考慮齒輪外形尺寸以及加工制造工藝的要求；安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)3)輪齒表面要有足夠的硬度，以防止齒面出現(xiàn)點(diǎn)蝕、膠合、磨損等現(xiàn)象；4)齒輪芯部要有合適的韌性，確保齒根具有一定的抗彎曲強(qiáng)度；5)齒輪材料應(yīng)便于熱處理，如表面滲碳、氮化和表面淬火等；6)以調(diào)質(zhì)碳鋼為材料制作的齒輪可以承受中等沖擊載荷，而正火碳鋼僅限于平穩(wěn)或輕度載荷條件；7)高速重載齒輪材料一般選擇合金鋼；常用齒輪材料及其力學(xué)性能見(jiàn)表4.1。表4.1常用齒輪材料及其力學(xué)性能材料牌號(hào)熱處理方法強(qiáng)度極限屈服極限齒芯部齒面HT250HT300HT350QT500-5常化QT600-2ZG310-570ZG340-640ZG340-640調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)后表面淬火40~50HRC48~55HRC滲碳后淬火調(diào)質(zhì)后氮化(氮化層厚δ≥0.3、0.5mm)夾布塑膠變速器齒輪多采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度和芯部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。在選用鋼材及熱處理時(shí)，對(duì)可加工性及成本也應(yīng)考慮。國(guó)內(nèi)汽車(chē)變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、20Mn2TiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。滲碳齒輪表面硬度為58～63HRC,芯部硬度為安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)本次設(shè)計(jì)，齒輪材料采用20CrMnTi,輪齒表面采用滲碳處理。4.2各軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為155N.m,取齒輪副傳動(dòng)效率為99%,離合器傳動(dòng)效率為99%,軸承傳動(dòng)效率為96%。I擋：Tg?=TemaxT離合器軸承=155*0.99*0.96≈147.31N·mTg2=Temax17離合器7軸承T齒輪副ii=155*0.99*0.96*0.99*2.93≈427.31N·mTg?=Temax離合器軸承7齒輪副i?=155*0.99*0.96*0.99*2.52≈367.51N·m軸承=155*0.99*0.96≈147.31N·mTg?=Temax7離合器7軸承7齒輪副i?=155*0.99*0.96*0.99*1.74≈253.76N·mIV擋：T?=TemaxT離合器7軸承=155*0.99*0.96≈147.31N·mTg8=Temax17離合器7軸承T齒輪副i4=155*0.99*0.96*0.99*1.24≈180.84N·mTg?o=Temax7離合器軸承ワ齒輪副is=155*0.99*0.96*0.99*0.80≈116.67N·mTg??=Tg1?=Temax1T離合器T軸承7齒輪副ii-1=155*0.99*0.96*0.99*(21/15)≈204.17N·m離合器7T軸承7齒輪副i1-1=155*0.99*0.96*0.99*(21/15)≈204.17N·m離合器T軸承7齒輪副7齒輪副iR=155*0.99*0.96*0.99*0.99*2.92～421.59N·m各擋位傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表4.2表4.2各擋位傳動(dòng)軸轉(zhuǎn)矩?fù)跷籌ⅡⅢVITgITg?Tg?Tg?TgsTg?Tg?Tg8轉(zhuǎn)矩(N·m)427.31367.51253.76擋位VRTg?Tg1oTg1?Tg??轉(zhuǎn)矩(N·m)204.17204.17421.59安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)式中，σ為彎曲應(yīng)力(MPa);Tg為計(jì)算載荷(N·mm);Kσ為應(yīng)力集式中，Tg為計(jì)算載荷(N·mm);β為斜齒輪螺旋角(°);Ko為應(yīng)力Ke=2.0。Zn.P圖4-1齒形系數(shù)圖I擋(直齒):由圖4-1查得，齒形系數(shù)：yl=0.172,y2=0.178,則安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)齒輪1、2最大彎曲應(yīng)力均在許用彎曲應(yīng)力范圍(400～850MPa)內(nèi)，故滿足條件。Ⅱ擋(斜齒):由圖4-1查得齒形系數(shù)：y?=0.163,y?=0.148,則齒輪3、4最大彎曲應(yīng)力在許用彎曲應(yīng)力范圍(180~350MPa)內(nèi)，故滿足條件。Ⅲ擋(斜齒):由圖4-1查得齒形系數(shù)：ys=0.162,y?=0.149,則齒輪5、6最大彎曲應(yīng)力在許用彎曲應(yīng)力范圍(180~350MPa)內(nèi)，故滿足條件。IV擋(斜齒):由圖4-1查得齒形系數(shù)：y?=0.160,ys=0.155,則齒輪7、8最大彎曲應(yīng)力在許用彎曲應(yīng)力范圍(180~350MPa)內(nèi)，故滿足條件。V擋(斜齒):由圖4-1查得齒形系數(shù)：y9=0.160,y4=0.150,貝齒輪9、10最大彎曲應(yīng)力在許用彎曲應(yīng)力范圍(180~350MPa)內(nèi)，故滿足條件。R擋(直齒):由圖4-1查得齒形系數(shù)：yn=0.138,yi2=0.134,yi3=0.153則安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)齒輪11、12、13最大彎曲應(yīng)力均在許用彎曲應(yīng)力范圍(400～850MPa)內(nèi)，4.3.2輪齒接觸應(yīng)力⑦計(jì)算與校核式中，σ為輪齒的接觸應(yīng)力(MPa);FnFn=F/(cscogβ);F為圓周力(N),F=2Tg/d;Tg為齒面法向力(N),d’為節(jié)圓直徑(mm);a'為節(jié)點(diǎn)處壓力角(°),β為齒輪螺旋角(°);Bp=(rsim1)/co2sβ、pp=(rrsina')/cos2β;r?、rs為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑將作用在變速器第一軸上的載荷作為計(jì)算載荷時(shí)變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)表4.3表4.3變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋常嚙合齒輪和高擋d?=dzcosa/cosa'=132cos20°/cos22.47P≈134.24mm;Pb=rssina'=134.24sin22.47P/2≈25.66mm安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)φ齒面法向力：F??=F?/cosa1=6438.37/cos22.477?≈6967.68N·m:F?=2Tg?/d?=2*427.31*1000/13224≈6I擋時(shí)，齒輪1、2的接觸應(yīng)力均在變速器齒輪許用接觸應(yīng)力范圍(1900~d?=d?cosa/cosa'=50.96lcos20/cos20.369≈51.08mm,d?=d?cosa/cosa'=128615cos20/cos20.368°≈12892mm;pb=rssina'=12892sin20.368/2≈22.44mm④齒面法向力：F?=2Tg?/d?=2*147.31*1000/51.08≈576782N·m,Fn?=F?/(cosa'cosβ)=576782/(cos20.368cos22)≈663567N·m;F?=2Tg?/d?=2*367.51*1000/12892≈570137N·m,Fn?=F4/(cosa'cosβ)=570737/(cos20.368°cos22°)≈655923N·m;③輪齒接觸應(yīng)力：Ⅱ擋時(shí)，齒輪3、齒輪4的齒面接觸應(yīng)力在變速器齒輪許用接觸應(yīng)力范圍內(nèi)，符合條件。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)d?=d?cosa/cosa1=114055cos20°/cos20.368≈11432mm;pp=rosina'=11432sin20.368°/2≈19.89mm;Fns=Fs/(cosa'cosβ)=448569/(cos20.368°cos22)≈516063N·m;F?=2Tg?/d?=2*253.76*1000/11432≈443947N·m,Fn?=F?/(cosa'cosβ)=443947/(cos20.368cos22°)≈5107.46N·m;Ⅲ擋時(shí)，齒輪5、齒輪6的齒面接觸應(yīng)力在變速器齒輪許用接觸應(yīng)力范圍內(nèi)，符合條件。d?=dscosa/cosa1=99.495cos20°/cos20.368≈99.73mm;pb=rssina'=99.73sin20.368/2≈17.36mm;F?=2Tg?/d?=2*147.31*1000/80.27≈367036N·m,Fn?=F?/(cosa'cosβ)=367036/(cos20.368cos22°)≈422262N·m;Fg=2Tgs/ds=2*180.84*1000/99.73≈362659N·m,Fs=Fg/(cosa'cosβ)=362659/(cos20.368cos22)≈417227N·m;安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)do=diocosa/cosa'=80.081cos20°/cos20.368≈80.27mm;pb=r%sina'=80.27sin20.368/2≈13.97mm;F?=2Tg?/d?=2*147.31*1000/99.73≈295418N·m,F9=F?/(cosa'cosβ)=295418/(cos20.368cos22°)≈339868N·m;F?o=2Tgio/d?o=2*11667*1000/80.27≈290694N·m,Fn1o=Flo/(cosa'cosβ)=290694/(cos20.368cos22)≈334438N·m;V擋時(shí)，齒輪9、齒輪10的齒面接觸應(yīng)力在變速器齒輪許用接觸應(yīng)力范圍1)齒輪1和齒輪11輪齒接觸應(yīng)力du=du=63.00mmpb=rbsina1=31.50sin20°/2≈5.39mm;安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)F?=F?/cosa1=6547.11/cos20?≈6967.29N·m;Fi=2Tgu/di=2*20417*1000/63.00≈648159N·m,Fnn=Fu/cosa1=6481.59/cos20?≈6897.56N·m;③輪齒接觸應(yīng)力：2)齒輪12和齒輪13為標(biāo)準(zhǔn)齒輪嚙合傳動(dòng)，其輪齒接觸應(yīng)力計(jì)算如下：②節(jié)點(diǎn)處曲率半徑：p=r:sina'=34.5*sin20°/2≈5.90mm,pb=rssina'=72sin20/2≈12.31mm;③齒面法向力：F??=2Tgi?/di?=2*20417*1000/69≈591797N·m,F??=F?/cosa1=5917.97/cos20?≈6297.77N·m;F??=2Tg??/di?=2*421.59*1000/144≈585542N·m,Fn1?=Fi3/cosa1=5855.42/cos20?≈6231.21N·m;φ輪齒接觸應(yīng)力：R擋時(shí)，齒輪1、11、12、13的齒面接觸應(yīng)力均在變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力范圍(1900～2000MPa)內(nèi)，符合條件。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)5軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度校核5.1軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)初選軸的最小直徑輸入軸和輸出軸的中部直徑d≈0.45*A,軸的最大直徑d和支承間距距離L輸入軸花鍵部分直徑d可按下式初選[3式中K為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0～4.6;Temax為發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N-m)。d=K√Temx=(4.0～4.6)/155≈21.49~24.71mm,取為21mm。(2)本次設(shè)計(jì)輸入軸裝配方案如圖5-1,輸出軸裝配方案如圖5-2。根據(jù)軸向定位要求確定各軸段的長(zhǎng)度和直徑。1)輸入軸：參考最小直徑初選值，根據(jù)GB/T3478.1-2008選定輸入軸左端花鍵為30°平齒根漸開(kāi)線花鍵，模數(shù)m=1mm,z=21,花鍵長(zhǎng)度為30mm;軸段I右端為左側(cè)支承軸承安裝位置，因變速器齒輪部分采用斜齒圓柱齒輪，支承軸承需承受軸向力，因此選用單列圓錐滾子軸承，參考花鍵尺寸，根據(jù)GB/T273.1-2011選取軸承參數(shù)為d×D×B=22mm×52mm×22mm,即該軸段右側(cè)直徑為22mm;軸段I最左端為輸入軸在飛輪上的支承部分，該段長(zhǎng)度為25mm,直徑為18mm;軸段I為輸入軸軸伸部分，總長(zhǎng)度取為i=140mm;軸段Ⅱ?yàn)樗膿踔鲃?dòng)齒輪安裝部位，為降低軸及齒輪的磨損和工作噪聲，軸和齒輪之間采用滾針軸承，根據(jù)GB/T20056-2006選定該軸段滾針軸承參數(shù)為Fw×Ew×Bc=25mm×29mm×27mm,即該軸段直徑為25mm,該軸段左端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JISB2804選定卡簧參數(shù)d?×d?×m×n=25mm×23.9mm×1.35mm×1.5mm,根據(jù)滾針軸承以及卡簧參數(shù)確定該軸段長(zhǎng)度π=31mm;軸段Ⅲ為同步器花鍵轂安裝位置，采用30°平齒根漸開(kāi)線花鍵連接，參考左側(cè)軸段直徑，根據(jù)GB/T3478.1-2008選定花鍵參數(shù)為m=0.5mm,z=60,軸段Ⅲ左側(cè)采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JISB2804選定參數(shù)d×d?×m×n=29mm×27.6mm×1.75mm×1.5mm,該軸段長(zhǎng)度去頂為m=34mm;軸段IV為三擋主動(dòng)齒輪安裝位置，采用滾針軸承連接，根據(jù)GB/T20056-2006選取其參數(shù)為Fw×Ew×B=32mm×37mm×27mm取該軸段直徑為35mm,在其上制出滾道，滾道直徑為32mm,綜合考慮同步器的安裝尺寸，該軸段長(zhǎng)度取為lv=35mm;軸段V直徑取為33mm,一、二擋主動(dòng)齒輪鑄造在該軸段左右兩端，二擋主動(dòng)齒輪右側(cè)制出軸環(huán)以增加該軸段強(qiáng)度，綜合考慮輸出軸上同步器的安裝，該軸段長(zhǎng)度取為Iv=98mm;軸段VI直徑為28mm安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)為增加軸的強(qiáng)度，在該軸段右端制出軸環(huán)以安裝中間支承軸承，根據(jù)GB283-2007選用圓柱滾子軸承NUP207E,其參數(shù)為d×D×B=35mm×72mm×17mm,軸承左側(cè)距齒輪1右端面距離為26mm,軸承右端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JISB2804選定其參數(shù)為d×d?×m×n=35mm×33mm×1.75mm×1.5mm,考慮到倒擋的安裝，該軸段長(zhǎng)度取為w=48mm;軸段VⅡ?yàn)槲鍝踔鲃?dòng)齒輪安裝位置，同樣采用滾針軸承連接，根據(jù)GB/T20056-2006選定其參數(shù)為Fw×Ew×Bc=25mm×29mm×27mm,該軸段長(zhǎng)度取為m=35mm;軸段VⅢ為五擋同步器安裝位置，采用30°平齒根漸開(kāi)線花鍵連接，根據(jù)GB/T3478.1-2008選定其參數(shù)m=0.5mmz=50,該軸段長(zhǎng)度取為m=31mm;軸段IX為右端支承軸承安裝位置，采用雙列圓錐滾子軸承，根據(jù)GB/T273.1-2011選定其參數(shù)為d×D×B1×C1=22mm×44mm×34mm×27mm,其右端采用卡簧軸向定位，根據(jù)根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JISB2804選定卡簧參數(shù)為di×d?×m×n=24mm×22.9mm×1.35mm×1.5mm,該軸段長(zhǎng)度lx=39mm圖5-1輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)2)輸出軸：軸段I為輸出軸錐齒輪及左側(cè)支承軸承安裝位置，其中錐齒輪采用30°平齒根漸開(kāi)線花鍵連接，根據(jù)GB/T3478.1-2008選定其參數(shù)為m=1.0mm,z=23,花鍵長(zhǎng)度為30mm(包括退刀槽);根據(jù)GB/T273.1-2011選定軸承參數(shù)為Fw×D×B=27mm×47mm×14mm;該軸段最左端采用C型卡簧進(jìn)行軸向定位，右端采用軸肩進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JISB2804選定卡簧參數(shù)為d?×d?×m×n=20mm×19mm×1.35mm×1.5mm,該軸段總長(zhǎng)度為lr=52mm;軸段Ⅱ兩端鑄三、四擋從動(dòng)齒輪，該軸段直徑取為40mm,考慮輸入軸對(duì)應(yīng)位置同步器的安裝，該軸段長(zhǎng)度取為π=97mm;軸段Ⅲ為二擋從動(dòng)齒輪安裝位置，采用滾針軸承連接，根據(jù)GB/T20056-2006選定其參數(shù)為FW×EW×BC=45mm×51mm×27mm,該軸段直徑取為49mm,在其上制出滾針軸承滾道，其直徑為45mm,考慮到同步器的安裝，該軸段長(zhǎng)度取為m=35mm;軸段IV為同步器安裝位置，采用30°平齒根漸開(kāi)線花鍵連接，根據(jù)GB/T3478.1-2008選定其參數(shù)為安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)m=0.5mm,z=92,該軸段長(zhǎng)度取為Iv=35mm;軸段V直徑取為35mm,該軸段左端為一擋從動(dòng)齒輪安裝位置，采用滾針軸承連接，根據(jù)根據(jù)GB/T20056-2006選取其參數(shù)為Fw×Ew×Be=35mm×40mm×27mm,一擋從動(dòng)齒輪右端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JISB2804選定卡簧參數(shù)為d1×d2×m×n=35mm×33mm×1.75mm×1.5mm,該軸段右端為中間軸承支承安裝位置，根據(jù)GB283-2007選用圓柱滾子軸承NUP207E,其參數(shù)為d×D×B=35mm×72mm×17mm,軸承左側(cè)端面距該軸段最左側(cè)距離為53mm,軸承右端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JISB2804選定其參數(shù)為d×d?×m×n=35mm×33mm×1.75mm×1.5mm,考慮倒擋齒輪工作空間，該軸段長(zhǎng)度取為lv=75mm;軸段VI為五擋從動(dòng)齒輪安裝位置，采用30°平齒根漸開(kāi)線花鍵連接，根據(jù)GB/T3478.1-2008選定其參數(shù)為m=1mm,z=32,其右端采用卡簧進(jìn)行軸向定位，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)JISB2804選定其參數(shù)為di×d?×m×n=30mm×28.6mm×1.75mm×1.5mm,該軸段長(zhǎng)度取為lvi=25mm;軸段VⅡ?yàn)檩敵鲚S右端軸承安裝位置，采用雙列圓錐滾子軸承，根據(jù)GB/T273.1-2011選定其參數(shù)為d×D×Bi×Ci=25mm×47mm×34mm×27mm,軸承右端采用鎖緊螺母進(jìn)行軸向定位，螺母型號(hào)為GB1338M24,根據(jù)支承軸承及鎖緊螺母參數(shù)確定該軸段長(zhǎng)度為=50mm。圖5-2輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(3)確定軸上圓角和倒角的尺寸根據(jù)GB/T6403.4-2008,所有齒輪輪齒倒角采用1.6×45°,花鍵倒角采用1.0×45°,軸與零件有配合關(guān)系處軸上采用R=1.0mm的圓角，零件采用1.2×45°倒角，其他未注倒角為1.0×45°,其他未注圓角R=1.0mm。5.2軸的載荷計(jì)算及危險(xiǎn)截面分析1、各擋位輸入、輸出軸載荷計(jì)算1)輸入軸：安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)20?≈2343.3765F?=F?·tana=6438.3741*tan20?≈2343.37652)輸出軸：20?≈2317.165Fr?=F??·tana=6366.3588*tan20?≈2317.1651)輸入軸：NNF-3=F?·tana==F?tanan/cosβ=57678152*tan20°/cos22?≈2264182NFa?=F?tanβ=57678152*tan22?≈2330349N2)輸出軸：Fγ4=F?·tana==F4tanan/cosβ=57013652*tan20°/cos22?≈2238097NFa?=F?tanβ=57013652*tan22?≈2303501N1)輸入軸：Frs=Fs·tana==Fistanan/cosβ=44925282*tan20°/cos22?≈1763562NFas=Fstanβ=44925282*tan22?≈1815099N2)輸出軸：F-6=F?·tana=F?tanan/cosβ=44394682*tan20/cos22?≈1742733NFa6=F?tanβ=44394682*tan22?≈1793662N1)輸入軸：F.=Fπ·tana==Fntanan/cosβ=36703625*tan20°/cos22?≈1440817N安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)Fa?=Fntanβ=36703625*tan22?≈1482923N2)輸出軸：F-s=Fg·tana==Fstanan/cosβ=36265918*tan20/cos22?≈1423635NFas=Fstanβ=36265918*tan22?≈1465238N1)輸入軸：Frg=Fg·tana==Fgtanan/cosβ=29541763*tan20/cos22?≈1159675NFag=Fgtanβ=29541763*tan22?≈1193565N2)輸出軸：F-1o=Fio·tana==Fiotanan/cosβ=29069391*tan20°/cos22?≈1141.132NFalo=Fiotanβ=29069391*tan22?≈1174480N2、軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩和扭矩圖的繪制以及危險(xiǎn)截面位置分析1)I擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-3。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，I擋輸入軸危險(xiǎn)截面為齒輪1中心平面。圖5-3I擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)2)I擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-4。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，I擋輸出軸危險(xiǎn)截面為花鍵4中心平面。圖5-4I擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖1)Ⅱ擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-5。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，Ⅱ擋輸入軸危險(xiǎn)截面為齒輪3中心平面。圖5-5Ⅱ擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)2)Ⅱ擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-6。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，Ⅱ擋輸出軸危險(xiǎn)截面為花鍵4中心平面。圖5-6Ⅱ擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖1)Ⅲ擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-7。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，Ⅲ擋輸入軸危險(xiǎn)截面為花鍵2中心平面。圖5-7Ⅲ擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)2)Ⅲ擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-8。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，Ⅲ擋輸出軸危險(xiǎn)截面為齒輪6中心平面。圖5-8Ⅲ擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖1)IV擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-9。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，IV擋輸入軸危險(xiǎn)截面為花鍵2中心平面。圖5-9IV擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖2)IV擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-10。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，IV擋輸出軸危險(xiǎn)截面為齒輪8中心平面。圖5-10IV擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖V擋：1)V擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-11。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，V擋輸入軸危險(xiǎn)截面為花鍵3中心平面。圖5-11V擋輸入軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)402)V擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖如圖5-12。由軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出，V擋輸出軸危險(xiǎn)截面為花鍵5中心平面。圖5-12V擋輸出軸計(jì)算簡(jiǎn)圖、彎矩圖和扭矩圖5.3軸的強(qiáng)度校核5.3.1軸的剛度校核1、變速器齒輪在軸上的位置如圖5-3所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為f,和轉(zhuǎn)角為δ,則f=√f2+f2≤0.2mm。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)412、各擋位軸的剛度校核計(jì)算如下：1)輸入軸：軸段直徑d=33.00mm,a=191.00mm,b=45.00mm,L=236.00mm≈-0.000radL=239.50mm≈-0.00009adI擋時(shí)，輸出軸撓度及和轉(zhuǎn)角在允許范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)≈-0.000007adⅡ擋時(shí)，輸入軸撓度及和轉(zhuǎn)角在允許范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。L=239.50mm≈-0.00000sadⅡ擋時(shí)，輸出軸撓度及和轉(zhuǎn)角在允許范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。L=236.00mm≈-0.000Zrad安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)43≈-0.00003adⅢ擋時(shí)，輸出軸撓度及和轉(zhuǎn)角在允許范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。1)輸入軸：花鍵2平均直徑d=29.8mm,a=20.00mm,b=216.00mm,L=236.00mm≈-0.0002radIV擋時(shí)，輸入軸撓度及和轉(zhuǎn)角在允許范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。IV擋時(shí)，輸出軸撓度及和轉(zhuǎn)角在允許范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)V擋時(shí)，輸入軸撓度及和轉(zhuǎn)角在允許范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求?！?0.00000tadV擋時(shí)，輸出軸撓度及和轉(zhuǎn)角在允許范圍內(nèi)，滿足設(shè)計(jì)要求。5.3.2軸的強(qiáng)度校核考慮到材料處理和加工工藝的方便性變速器傳動(dòng)軸和齒輪采用相同的材料。2、各擋強(qiáng)度校核計(jì)算過(guò)程如下：1)輸入軸：d=33mm,F=6438.3741N,F,=2343.377N,L?=191.00mm,L?=45.00mm,L=236.00mm,Tn=Tgi=147.31N·m。根據(jù)圖列平衡方程如下FnH2(Li+L?)-F?L?=0FL?-Fn(Li+L?)=0安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)45由上式可得Mg=FnH?L?=1227.656*191.00≈234482.30N·mmFv1+Fnv2=FFvvz(L?+L?)-F;L?=0F,L?-Fnvi(Li+L?)=0則危險(xiǎn)截面處垂直方向彎矩：Me=Fw*Li=446.83*191.00≈85344.53N·mm故M=√Me2+M.2+T?2≈2897687N·mmI擋輸入軸，符合強(qiáng)度要求。FNH1+FNH2=FFvHz(Li+L?)-FL?=0FL?-Fvm(L?+L2)=0則危險(xiǎn)截面處水平方向彎矩：Ms=Fn?L?=1196.184*194.50≈232657.79N·mm安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)Fv1+Fvv2=FFxvz(Li+L?)-F.L?=0F,L?-Fwi(Li+L?)=0由上式可得則危險(xiǎn)截面處垂直方向彎矩：Mc=Fw*Li=435.38*194.50≈84681.41N·mm故≈49385668N·mmI擋輸出軸，符合強(qiáng)度要求。1)輸入軸：d=40mm,D=d?'=51.08mm,F=5767.8152N,F,=2264.182N,Fa=2330.349N,L?=114.50mm,L?=121.50mm,L=236.00mm;T?=Tg?=147.31N·m。根據(jù)圖列平衡方程如下：FNH1+FNH2=F;Fvhz(Li+L2)-F?L?=0FL?-Fnm(Li+L?)=0則危險(xiǎn)截面處水平方向彎矩：Mg=Fn?L?=2969.447*114.50≈340001.682N·mmFvvi+FNv2=F,則危險(xiǎn)截面處垂直方向彎矩：Me=Fw?*L?=1407.039*114.50=161105.97N·mm故≈4040501N·mmⅡ擋輸入軸，符合強(qiáng)度要求。Fa=2303.501N·m,Li=118.00mm,L?=121.50mm,L=239.50mmTn=Tg4=367.51N·m。根據(jù)圖列平衡方程如下：水平方向：FNH1+FNH2=FFvh2(Li+L?)-FL?=0FL?-Fnn(Li+L2)=0則危險(xiǎn)截面處水平方向彎矩：M?=FnHL?=2892.342*118.00≈341296.34N·mm垂直方向：Fvi+Fvv2=F安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)則危險(xiǎn)截面處垂直方向彎矩：Mc=Fv*Li=515.428*118.00≈60820.56N·mm故M=√Mo2+M?2+T,2≈5052187N·mmⅡ擋輸出軸，符合強(qiáng)度要求。Fa=2330.349N,L?=94.50mm,L?=141.50mm,L=236.00mmTn=Tgs=147.31N·m。根據(jù)圖列平衡方程如下：FNH1+FNH2=F;Fnh2(L?+L?)-F?L?=0FL?-Fnm(Li+L?)=0則危險(xiǎn)截面處水平方向彎矩：M=FnLI=2693.613*94.50≈254546.43N·mmFnv1+Fvy2=F,則危險(xiǎn)截面處垂直方向彎矩：Me=Fv*Li=733.610*94.50=69326.15N·mm故M=√M2+M.2+T?2≈3021593N·mmⅢ擋輸入軸，符合強(qiáng)度要求。Fa=1793.622N·m,Li=98.00mm,L?=141.50mm,L=239.50mmTn=Tg6=253.76N·m。根據(jù)圖列平衡方程如下：水平方向：FNH1+FNH2=F;FnH2(Li+L?)-FL?=0F?L?-Fnm(Li+L?)=0則危險(xiǎn)截面處水平方向彎矩：M?=FL?=2622.901*98.00≈257044.30N·mmFvi+Fnv2=F,則危險(xiǎn)截面處垂直方向彎矩：Me=Fv?*L?=1457.704*98.00≈142854.99N·mm故M=√M2+M.2+T?2≈3884243N·mmⅢ擋輸出軸，符合強(qiáng)度要求。1)輸入軸：d=29.8mm,D=d?′=80.27mm,F=3670.3625N,F=1440.817N,Tn=Tg?=147.31N·m。根據(jù)圖列平衡方程如下：FnH2(L?+L?)-FL?=0F?L?-Fni(Li+L?)=0則危險(xiǎn)截面處水平方向彎矩：Ms=Fn?L?=3359.315*20.00≈67186.30N·mmFv1+Fvv2=F,則危險(xiǎn)截面處垂直方向彎矩：Me=Fn*Li=1066.523*20.00=21330.46N·mm故≈1633071N·mm安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)輸出軸：d=27mm,D=ds′=99.73mm,F=3626.5918N,Fr=1423.635NL=239.50mmFa=1465.238N·m,L?=16.50mm,L?=223.00mmL=239.50mmFnH2(L?+L?)-F?L?=0FL?-FnH(Li+L2)=0M?=FL?=3376.743*16.50≈55716.26N·mmFvvi+Fvv2=F,故≈1911309N·mm1)輸入軸：d=24.8mm,D=dy′=99.73mm,F?=2954.1763N,F;=1159.675NFa=1193.565NL?=22.50mmL?=74.00mmL=96.5mmT?=Tg9=147.31N·m。根據(jù)圖列平衡方程如下：安徽理工大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì)水平方向：FNH1+FNH2=