大眾速騰五檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)

大眾速騰五檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì),大眾速騰五檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì),大眾,群眾,五檔,手動(dòng),變速器,設(shè)計(jì) 黑龍江工程學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 第1章 緒 論 1.1 本次設(shè)計(jì)的目的意義 隨著經(jīng)濟(jì)和科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，汽車(chē)工業(yè)也漸漸成為我國(guó)支柱產(chǎn)業(yè)，汽車(chē)的使用已經(jīng)遍布全國(guó)。而隨著我國(guó)人民生活水平的不斷提高，微型客貨兩用車(chē)、轎車(chē)等高級(jí)消費(fèi)品已進(jìn)入平常家庭。 在我國(guó)，汽車(chē)工業(yè)起步較晚。入世后，我國(guó)的汽車(chē)工業(yè)面臨的是機(jī)遇和挑戰(zhàn)。隨著我國(guó)汽車(chē)工業(yè)不斷的壯大，以及汽車(chē)行業(yè)持續(xù)快速發(fā)展，如何設(shè)計(jì)出經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國(guó)國(guó)情的汽車(chē)已經(jīng)是當(dāng)前汽車(chē)設(shè)計(jì)者的緊迫問(wèn)題。在面臨著前所未有機(jī)遇同時(shí)不得不承認(rèn)在許多技術(shù)上，我國(guó)與發(fā)達(dá)國(guó)家還存在著一定的差距。 發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)速非常高，最大功率及最大扭矩在一定的轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)。為了發(fā)揮發(fā)動(dòng)機(jī)的最佳性能，就必須有一套變速裝置，來(lái)協(xié)調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和車(chē)輪的實(shí)際行駛速度。在經(jīng)濟(jì)方面考慮合適的變速器也非常重。本次設(shè)計(jì)對(duì)轎車(chē)變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了介紹，闡述了轎車(chē)主要參數(shù)的確定，在機(jī)構(gòu)方面選擇了機(jī)械式變速器確定變速設(shè)計(jì)的主要參數(shù)，在變速器的壽命方面以及與變速器相關(guān)的操縱機(jī)構(gòu)也進(jìn)行了介紹。 1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 汽車(chē)問(wèn)世百余年來(lái)，特別是從汽車(chē)的大批量生產(chǎn)及汽車(chē)工業(yè)的大發(fā)展以來(lái)，汽車(chē)已經(jīng)成為世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展、為人類(lèi)進(jìn)入現(xiàn)代生活，產(chǎn)生了無(wú)法估量的巨大影響，為人類(lèi)社會(huì)的進(jìn)步做出了不可磨滅的巨大貢獻(xiàn)，掀起了一場(chǎng)劃時(shí)代的革命。自從汽車(chē)采用內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力裝置開(kāi)始變速器就成為了汽車(chē)重要的組成部分，現(xiàn)代汽車(chē)廣泛采用的往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)具有體積小、質(zhì)量輕、工作可靠和使用方便等優(yōu)點(diǎn)，但其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍較小，而復(fù)雜的使用條件則要求汽車(chē)的牽引力和車(chē)速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化，故其性能與汽車(chē)的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾，這對(duì)矛盾靠現(xiàn)代汽車(chē)的內(nèi)燃機(jī)本身是無(wú)法解決的。因此在汽車(chē)傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器和主減速器，以達(dá)到減速增矩的目的。變速器對(duì)整車(chē)的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率都有著較為直接的影響。汽車(chē)行駛的速度是不斷變化的，即要求汽車(chē)變速器的變速必要盡量多，盡管傳統(tǒng)的齒輪變速器并不理想但以其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、功率大三大顯著特點(diǎn)依然占領(lǐng)者汽車(chē)變速器的主流地位。雖然傳統(tǒng)機(jī)械師的手動(dòng)變速器具有換擋沖擊大，體積大，操縱麻煩等諸多缺點(diǎn)，但仍以其傳動(dòng)效率高、生產(chǎn)制造工藝成熟以及成本低等特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用于現(xiàn)代汽車(chē)上。 早在1889年，法國(guó)標(biāo)致研制成功世界上第一臺(tái)手動(dòng)機(jī)械式4擋齒輪傳動(dòng)汽車(chē)變速器。在現(xiàn)在汽車(chē)中，變速器的結(jié)構(gòu)對(duì)汽車(chē)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)的平穩(wěn)性與效率等都有直接影響。變速器與主減速器及發(fā)動(dòng)機(jī)的參數(shù)作優(yōu)化匹配，可得到良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性；采用自鎖及互鎖裝置，倒檔安全裝置可使操縱可靠，不跳檔、亂檔、自動(dòng)脫檔和誤掛倒檔；采用同步器可使換擋輕便，無(wú)沖擊及噪聲；采用高齒、修形及參數(shù)優(yōu)化等措施可使齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)、噪聲低，降低噪聲水平已成為提高變速器質(zhì)量和設(shè)計(jì)、工藝水平的關(guān)鍵。隨著汽車(chē)技術(shù)的發(fā)展，增力式同步器，雙中間軸變速器，后置常嚙合傳動(dòng)齒輪變速器，各種自動(dòng)、半自動(dòng)以及電子控制的自動(dòng)換擋機(jī)構(gòu)等新結(jié)構(gòu)也相繼問(wèn)世。 到目前為止變速器主要經(jīng)歷了以下發(fā)展階段： 1)手動(dòng)變速器 手動(dòng)變速器（MT:Manual Transmission）主要采用了齒輪傳動(dòng)的降速原理。變速器內(nèi)多組傳動(dòng)比不同的齒輪副，而汽車(chē)行駛的換擋工作，也就是通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)式變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時(shí)，讓讓傳動(dòng)比大的齒輪副工作，而在高速時(shí)讓傳動(dòng)比小的齒輪副工作。由于每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的速度比是個(gè)定值。手動(dòng)變速器是最常見(jiàn)的變速器，它的基本構(gòu)造用一句話(huà)概括，就是兩軸一中軸，即指輸入軸、輸出軸和中間軸，它們構(gòu)成了變速器的主體，當(dāng)然還有一根倒檔軸。手動(dòng)變速器又稱(chēng)為手動(dòng)齒輪變速器，含有可以在軸向滑動(dòng)的齒輪，通過(guò)不同齒輪的嚙合達(dá)到變速變矩的目的。手動(dòng)變速器的換擋操作可以完全遵從駕駛者的意志，且結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、故障相對(duì)較低、物美價(jià)廉。 手動(dòng)變速器也有自身的缺點(diǎn)：在當(dāng)今的大城市中，“堵車(chē)”現(xiàn)象愈演愈烈，駕駛員需要頻繁地踩離合器換擋，體力消耗大，發(fā)動(dòng)機(jī)很難工作在最佳的狀態(tài)，動(dòng)力性沒(méi)有完全發(fā)揮，經(jīng)濟(jì)性差，排氣中有害物質(zhì)含量高，污染嚴(yán)重。 2)自動(dòng)變速器 自動(dòng)變速器（AT:Automatic Transmission）是根據(jù)車(chē)速和負(fù)荷來(lái)進(jìn)行雙參數(shù)控制，檔位根據(jù)上面的兩個(gè)參數(shù)來(lái)自動(dòng)升降。AT與MT的共同點(diǎn)，就是二者都是有級(jí)式變速器，只不過(guò)AT能根據(jù)車(chē)速的快慢來(lái)自動(dòng)實(shí)現(xiàn)換擋，可以消除手動(dòng)變速器“頓挫”的換擋感覺(jué)。AT的結(jié)構(gòu)與手動(dòng)變速器相比，液力自動(dòng)變速器在結(jié)構(gòu)和使用上有很大不同。手動(dòng)變速器主要由齒輪和軸組成，通過(guò)不同的齒輪組合產(chǎn)生變速變矩；而自動(dòng)變速器是液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱系統(tǒng)組成，通過(guò)液力傳遞和齒輪組合的方式來(lái)達(dá)到變速變矩。自動(dòng)變速器采用液力便舉起來(lái)代替離合器，因此減少了離合器換擋帶來(lái)的沖擊，檔位少變化大，連接平穩(wěn)，因此容易操作，提高駕駛方便性，減少駕駛員的勞動(dòng)強(qiáng)度，也提高了駕駛員的舒適性。 自動(dòng)變速器也存在不足之處：一是對(duì)速度變化反應(yīng)慢，沒(méi)有手動(dòng)離合器靈敏，因此許多駕駛員選用手動(dòng)變速器車(chē)；二是費(fèi)油不經(jīng)濟(jì)，液力變矩器的傳動(dòng)效率不高，變矩范圍有限，近幾年引入電子控制技術(shù)對(duì)此做了改進(jìn)；三是機(jī)構(gòu)復(fù)雜，維修困難。在液力變矩器內(nèi)告訴循環(huán)流動(dòng)的液壓油會(huì)產(chǎn)生高溫所以要用指定的耐高溫液壓油。 機(jī)械式自動(dòng)變速器是在傳統(tǒng)干式離合器和手動(dòng)齒輪變速器的基礎(chǔ)上改造而成主要改變了手動(dòng)換擋操縱部分。即在手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)不變的情況下改用電子控制來(lái)實(shí)現(xiàn)自動(dòng)換擋。機(jī)械式自動(dòng)變速器控制單元（簡(jiǎn)稱(chēng)ECU）的輸入信號(hào)有駕駛員的意圖（加速踏板的位置和黨委的選擇）和汽車(chē)的工作狀態(tài)（包括發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、節(jié)氣門(mén)開(kāi)度、車(chē)速等） 3)無(wú)級(jí)變速器 無(wú)級(jí)變速器（CVT：Continuously Variable Transmission），又稱(chēng)為連續(xù)變速式無(wú)級(jí)變速器。這種變速器與一般齒輪式自動(dòng)變速器的最大區(qū)別是它省去了復(fù)雜而笨重的齒輪組合變速傳動(dòng)。金屬帶式無(wú)級(jí)變速器主要包括主動(dòng)輪組、從動(dòng)輪組、金屬帶和液壓泵等基本部件主動(dòng)和被動(dòng)工作輪由固定和可動(dòng)兩部分組成，形成V型槽，與金屬片構(gòu)成的金屬帶嚙合。當(dāng)主動(dòng)輪和被動(dòng)輪和被動(dòng)輪可動(dòng)部分作軸向移動(dòng)時(shí)，相應(yīng)改變主動(dòng)輪與從動(dòng)輪上傳動(dòng)帶的接觸半徑，從而改變傳動(dòng)比?？蓜?dòng)輪的軸向移動(dòng)通過(guò)液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行連續(xù)的調(diào)節(jié)可實(shí)現(xiàn)無(wú)級(jí)變速。 4)無(wú)限變速式機(jī)械無(wú)級(jí)變速器 無(wú)限變速式機(jī)械無(wú)級(jí)變速器（IVT:Infinitely Variable Transmission）由英國(guó)Torotrak公司研發(fā)出來(lái)，只是業(yè)界一直將他視為CVT，直至2003年3月在美國(guó)底特律舉行的SAE（美國(guó)汽車(chē)工程師學(xué)會(huì)）年會(huì)上才將他單獨(dú)分類(lèi)。IVT采用的是一種摩擦板式變速原理。早在1905年就出現(xiàn)過(guò)這種無(wú)級(jí)變速器，它由圓盤(pán)和滾輪構(gòu)成，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但由于摩擦本身帶來(lái)的能量損耗大，發(fā)熱量高，傳遞轉(zhuǎn)矩小和材料不耐用等缺點(diǎn)，沒(méi)有進(jìn)行批量生產(chǎn)。這種變速器原理便是今天的IVT的基礎(chǔ)。 IVT與其它自動(dòng)變速器之一是不使用變矩器，Torotrak 公司開(kāi)發(fā)的IVT使用了2套離合器，驅(qū)動(dòng)力由一套稱(chēng)為Variato的裝置傳遞，通過(guò)鎖止離合器和行星齒輪機(jī)構(gòu)將動(dòng)力傳遞至傳動(dòng)軸。IVT的核心部分由輸入傳動(dòng)盤(pán)、輸出傳動(dòng)盤(pán)分別位于兩端，輸出傳動(dòng)盤(pán)只有1個(gè)位于中間位置，Variato傳動(dòng)盤(pán)則夾于輸入傳動(dòng)盤(pán)和輸出傳動(dòng)盤(pán)中間，他們之間的接觸點(diǎn)以潤(rùn)滑油作介質(zhì)，金金屬間不接觸，通過(guò)改變Variato裝置的角度變化而實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)比的連續(xù)而無(wú)限的變化。 回顧變速器的技術(shù)的發(fā)展可以清楚的知道，變速器作為汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)的主要組成部分，其技術(shù)的發(fā)展是衡量汽車(chē)技術(shù)水平的一項(xiàng)主要依據(jù)。21世紀(jì)能源與環(huán)境、先進(jìn)的制造技術(shù)、新型材料技術(shù)、信息與控制技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域，這些領(lǐng)域的科技進(jìn)步推動(dòng)了變速器的發(fā)展。并且向著節(jié)能與環(huán)境保護(hù)；應(yīng)用新型材料；高性能、成本低、微型化；智能化、集成化發(fā)展。 1.3 變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問(wèn)題 在汽車(chē)工業(yè)高速發(fā)展的今天，隨著世界燃油價(jià)格的日益上漲和運(yùn)用在汽車(chē)各種配件上的技術(shù)日趨成熟，變速器發(fā)展面臨的主要問(wèn)題如下： 1. 如何設(shè)計(jì)出節(jié)能環(huán)保、經(jīng)濟(jì)型的變速器，將是變速器乃至汽車(chē)發(fā)展所要面臨的一個(gè)巨大問(wèn)題。 2. 自動(dòng)變速器之所以發(fā)展如此迅速是因?yàn)樗倏v起來(lái)簡(jiǎn)單方便，但同時(shí)也減少了駕車(chē)樂(lè)趣。因此，在不減少駕車(chē)娛樂(lè)性的同時(shí)，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設(shè)計(jì)時(shí)要考慮的一個(gè)重要問(wèn)題。 3. 如何設(shè)計(jì)出結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率更高、使汽車(chē)車(chē)速變化更加平穩(wěn)以及駕車(chē)舒適性更高的變速器，則一直都是變速器設(shè)計(jì)所要攻克的技術(shù)難關(guān)。 第2章 變速器的總體方案設(shè)計(jì) 2.1 變速器的功用及設(shè)計(jì)要求 變速器是能固定或分檔改變輸出軸和輸入軸傳動(dòng)比的齒輪傳動(dòng)裝置，又稱(chēng)變速箱。它作為汽車(chē)動(dòng)力系統(tǒng)重要的組成部分，主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸傳出的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車(chē)在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對(duì)驅(qū)動(dòng)輪牽引力以及車(chē)速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車(chē)能倒退行駛和在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)以及汽車(chē)滑行或停車(chē)時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)傳動(dòng)系保持分離；必要時(shí)還應(yīng)有動(dòng)力輸出功能。 為保證變速器具有良好的工作性能，對(duì)變速器應(yīng)提出如下設(shè)計(jì)要求： 1. 保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)型。 2. 設(shè)置空擋。用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。 3. 設(shè)置倒檔，使汽車(chē)能倒退行駛。 4. 設(shè)置動(dòng)力傳輸裝置，需要時(shí)進(jìn)行功率輸出。 5. 換擋迅速、省力、方便。 6. 工作可靠，汽車(chē)行駛過(guò)程中，變速器不得有跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7. 變速器應(yīng)有高的工作效率。 8. 變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)該滿(mǎn)足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 滿(mǎn)足汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比范圍和各擋傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器傳動(dòng)比范圍越大。 2.2變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式選擇與結(jié)構(gòu)分析 變速器的種類(lèi)很多，按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級(jí)、無(wú)級(jí)和綜合式。有級(jí)變速器根據(jù)前進(jìn)擋的不同可以分為三、四、五檔和多檔變速器；按其軸中心線(xiàn)的位置又分為固定軸線(xiàn)式、螺旋軸線(xiàn)和綜合式。其中固定軸式應(yīng)用廣泛，有兩軸式和三軸式之分，前者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上，而后者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車(chē)上。 2.2.1三軸式變速器與兩軸式變速器 現(xiàn)代汽車(chē)大多采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動(dòng)方案。 三軸式變速器如圖2.1所示，其第一周的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩則稱(chēng)為直接檔。此時(shí)齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪聲也小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其它前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 1. 第一軸；2.第二軸；3.中間軸 圖2.1轎車(chē)三軸式四檔變速器 1.第一軸；2.第二軸；3.同步器 圖2.2轎車(chē)兩軸式變速器 兩軸式變速器如圖2.2所示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊、噪聲低。轎車(chē)多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車(chē)的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性良好且可使汽車(chē)質(zhì)量降低6%-10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳東西的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。如圖所示兩軸式變速器的輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可使用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪外，其他檔均采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；個(gè)檔的同步器多裝在輸出軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可裝在輸入軸后端如圖所示。 兩軸式變速器沒(méi)有直接檔因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是他的缺點(diǎn)。另外低檔傳動(dòng)比的上限也受到較大的限制，但這一缺點(diǎn)可通過(guò)減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來(lái)取消。 本設(shè)計(jì)的變速器采用兩軸式變速器。 2.2.2倒檔的布置方案 常見(jiàn)的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種： 圖2.3倒檔布置方案 圖2.1a為常見(jiàn)的倒檔布置方案。在前進(jìn)擋的傳動(dòng)路線(xiàn)中加入一個(gè)傳動(dòng)，使結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但齒輪處于正負(fù)交替對(duì)稱(chēng)變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛應(yīng)用于轎車(chē)和輕型貨車(chē)的四檔全同步器式變速器中。 圖2.1b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒檔時(shí)利用了中間軸上的一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合使換擋困難。某些輕型貨車(chē)四檔變速器采用此方案。 圖2.1c所示方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。 圖2.1d所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)作了修改，因而經(jīng)常載貨車(chē)變速器中使用。 圖2.1e所示方案將中間軸上的一、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齒輪，換擋更為輕便。 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖2-61所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些 本設(shè)計(jì)采用圖2f所示的傳動(dòng)方案。 2.3 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析 變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿(mǎn)足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)形式、軸承型式等因素。 2.3.1齒輪型式 齒輪型式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢(shì)是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使斜齒圓柱齒輪數(shù)增加，導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。 直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒檔。 2.3.2 換擋結(jié)構(gòu)形式 現(xiàn)在大多數(shù)汽車(chē)的變速器都采用同步器換擋。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換擋時(shí)間，從而提高了汽車(chē)的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種形式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛用于各式變速器中。 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。 2.3.3 軸承型式 變速器軸承采用圓錐滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓柱滾子軸承、滑動(dòng)軸套等。 在本設(shè)計(jì)中采用圓錐滾子軸承和滾針軸承。 2.4傳動(dòng)方案的最終確定 通過(guò)對(duì)變速器型式、傳動(dòng)方案及主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析與選擇，并根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)與要求，最終確定的傳動(dòng)方案如圖2.4 圖2.4變速器傳動(dòng)簡(jiǎn)圖 2.5本章小結(jié) 本章主要對(duì)變速器的功用進(jìn)行了介紹，對(duì)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的型式與結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析對(duì)兩軸式、三軸式變速器進(jìn)行了介紹并結(jié)合已有的變速器傳動(dòng)方案在本次設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)上對(duì)變速器的傳動(dòng)方案進(jìn)行最終的確定，并對(duì)變速器上主要零件的結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了分析與介紹。 第3章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算 3.1設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù) 最高車(chē)速： =185Km/h 發(fā)動(dòng)機(jī)功率：=74KW 轉(zhuǎn)矩： =145 總質(zhì)量： =1353Kg 車(chē)輪： 205/55R16 r=315.95 3.2變速器各擋傳動(dòng)比的確定 初選傳動(dòng)比： = (3.1) 式中： —最高車(chē)速 —發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 —車(chē)輪半徑 —變速器最小傳動(dòng)比 乘用車(chē)取0.85 —主減速器傳動(dòng)比 =9550× (3.2) 所以，=9550×=4874r/min =0.377×=0.377×=3.9 (3.3) 最大傳動(dòng)比的選擇： ①滿(mǎn)足最大爬坡度。 （3.4） 式中：G—作用在汽車(chē)上的重力，，—汽車(chē)質(zhì)量，—重力加速度，=13530N； —發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=145N.m； —主減速器傳動(dòng)比，=3.9 —傳動(dòng)系效率，=90%； —車(chē)輪半徑，=0.316m； —滾動(dòng)阻力系數(shù)； —爬坡度，取=16.7° 帶入數(shù)值計(jì)算得 ① ②滿(mǎn)足附著條件： ·φ （3.5） Φ為附著系數(shù)，取值范圍為0.5-0.6，取為0.6 為汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平面，驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，這里取70%mg ； 計(jì)算得≤5.418 ； ② 由①②得2.52≤≤5.418 ； 取=3.4 ； 校核最大傳動(dòng)比 ； 在3.0~4.5范圍內(nèi)，故符合。 其他各擋傳動(dòng)比的確定： 按等比級(jí)數(shù)原則，一般汽車(chē)各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系： （3.6） 式中：—常數(shù)，也就是各擋之間的公比；因此，各擋的傳動(dòng)比為： ，，， ==1.44 所以其他各擋傳動(dòng)比為： =3.45， ==2.36，==1.64，==1.14 ，=0.8 3.3中心距A的確定 初選中心距：發(fā)動(dòng)機(jī)前置前驅(qū)的乘用車(chē)變速器中心距A，可根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)排量與變速器中心距A的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)初選。 A=K ——中心距系數(shù)；=8.9~9.3.， ——變速器傳動(dòng)比 ，——變速器傳動(dòng)效率 取=96%，——發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm）； —72.83 所以A初選： 72mm 3.4齒輪參數(shù) 3.4.1 模數(shù) 對(duì)貨車(chē)，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開(kāi)線(xiàn)。由于工藝上的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同。其取值范圍是：乘用車(chē)和總質(zhì)量在1.8～14.0t的貨車(chē)為2.0～3.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車(chē)為3.5～5.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋如圖表3.1與表3.2。 表3.1　汽車(chē)變速器齒輪法向模數(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/t 1.0≤V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜≤14 ＞14.0 模數(shù)/mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50~6.00 表3.2　汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù) 一系列 1.00 1.25 1.50 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 3.25 3.50 3.75 4.50 5.50 —— 發(fā)動(dòng)機(jī)排量為1.6L，根據(jù)表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數(shù)定為2.25-2.75mm。 3.4.2 壓力角 理論上對(duì)于乘用車(chē)，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角；對(duì)商用車(chē)，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角。 國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。 3.4.3 螺旋角 實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。 乘用車(chē)兩軸式變速器螺旋角：20°～25° 3.4.4 齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5。 3.4.5 齒頂高系數(shù) 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. 3.5本章小結(jié) 本章通過(guò)對(duì)初始數(shù)據(jù)的計(jì)算確定變速器的最大傳動(dòng)比，然后根據(jù)最大傳動(dòng)比，確定擋數(shù)及各擋傳動(dòng)比的大小，初選變速器的中心距。然后確定齒輪的模數(shù)，壓力角，螺旋角，齒寬等參數(shù)，為下一章齒輪參數(shù)的計(jì)算做準(zhǔn)備。 第4章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核 4.1齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 4.1.1 一擋齒輪齒數(shù)的分配 一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=23° 一擋傳動(dòng)比為 （4.1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （4.2） ==48.2取整為48 即=11 =37 對(duì)中心距進(jìn)行修正 因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和齒輪變位系數(shù)重新計(jì)算中心距，再以修正后的中心距作為各擋齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。 ==71.7mm （4.3） 對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位： 端面嚙合角 ： tan=tan/cos （4.4） =21.43° 嚙合角 ： cos= (4.5) =22.03° 變位系數(shù)之和 （4.6） 查變位系數(shù)線(xiàn)圖得： 對(duì)修正 （4.7） 計(jì)算一擋齒輪1、2參數(shù)： 分度圓直徑 =2.75×11/cos23°=33mm =2.75×37/23°=111mm 齒頂高 =3019mm =1.76mm 式中： =0.11 = 0.42-0.11 = 0.31 齒根高 =2.145mm =3.575mm 齒頂圓直徑 =36.38mm =114.52mm 齒根圓直徑 =28.71mm =103.85mm 當(dāng)量齒數(shù) =14.28 =48.04 4.1.2 二擋齒輪齒數(shù)的分配 二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.75，初選=25° ==48.2取整為48 =14 =34 對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 =71.7mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.43° 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0.3 查變位系數(shù)線(xiàn)圖得： 0.3 =0.41 = 對(duì)修正 二擋齒輪參數(shù)： 分度圓直徑 =42mm =102mm 齒頂高 =3.355mm =1.925mm 式中： = 0.11 =0.19 齒根高 =2.31mm =3.74mm 齒頂圓直徑 =48.71mm =105.85mm 齒根圓直徑 =37.38mm =94.52mm 當(dāng)量齒數(shù) =18.18 =44.14 4.1.3 三擋齒輪齒數(shù)的分配 三擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)為2.75 =1.66 =48 得=18，=30 對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋? 理論中心距 =71.18mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.43° 端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 0.62 查變位系數(shù)線(xiàn)圖得： =0.42 = 0.2 對(duì)修正 三擋齒輪5、6參數(shù)： 分度圓直徑 =54mm =90mm 齒頂高 =2.283mm =2.288mm 式中： = 0.3 =0.32 齒根高 =2.283mm =3.938mm 齒頂圓直徑 =56.245mm =84.686mm 齒根圓直徑 =46.191mm =74.633mm 當(dāng)量齒數(shù) =26.389 =42.660 4.1.4 四擋齒輪齒數(shù)的分配 四擋齒輪為斜齒輪，初選=22°模數(shù)=2.75 = =22.47，取整為22=26 對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 =71.18mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.43° 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0.58 查變位系數(shù)線(xiàn)圖得： =0.48 = 0.1 對(duì)修正 四擋齒輪7、8參數(shù)： 分度圓直徑 =65.99mm =77.99mm 齒頂高 =3.3mm =2.26mm 式中： =0.3 =0.28 齒根高 =2.12mm =3.16mm 齒頂圓直徑 =72.6mm =80.51mm 齒根圓直徑 =61.76mm =70.8mm 當(dāng)量齒數(shù) =28.56 =33.75 4.1.5 五擋齒輪齒數(shù)的分配 五擋齒輪為斜齒輪，初選=25°模數(shù)=2.75 = 取整為47 =26 =21 對(duì)五擋齒輪進(jìn)行角度變位： 理論中心距 =71.3mm 端面壓力角 tan=tan/cos =21.88° 端面嚙合角 變位系數(shù)之和 0.58 查變位系數(shù)線(xiàn)圖得： = 0.25 = 0.33 對(duì)修正 五擋齒輪9、10參數(shù)： 分度圓直徑 =79.69mm =54.34mm 齒頂高 =1.98mm =2.2mm 式中： =-0.25 =0.53 齒根高 =2.75mm =2.53mm 齒頂圓直徑 =83.65mm =68.74mm 齒根圓直徑 =74.19mm =58.28mm 當(dāng)量齒數(shù) =35.96 =29.04 4.1.6 倒擋齒輪齒數(shù)的分配 倒擋齒輪選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計(jì)算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選=13，=23，則： = =49.5mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 =2×72－2.75×(13+2)－1 =101.75mm =－2 =35 計(jì)算倒擋軸和輸出軸的中心距 = =81.1mm 計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 =2.77 4.2輪齒的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇 4.2.1 齒輪的損壞原因 齒輪的損壞形式分三種：齒輪折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換擋齒輪端部破壞。 4.2.2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30～50HBS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 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 滲碳層深度0.8～1.2 時(shí)滲碳層深度0.9～1.3 時(shí)滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC。 對(duì)于大模數(shù)的重型汽車(chē)變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒。 4.2.3計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為145N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)效率96%。 輸入軸 ==145×99%×96%=137.81 N.m 輸出軸一擋 =137.81×0.96×0.99×38/11=452.46N.m 輸出軸二擋 =137.81×0.96×0.99×35/15=305.61N.m 輸出軸三擋 =137.81×0.96×0.99×31/19=213.7N.m 輸出軸四擋 =137.81×0.96×0.99×27/23=153.75N.m 輸出軸五擋 =137.81×0.96×0.99×22/28=102.91N.m 倒擋 =150×(0.96×0.99)×37/13=354.28N.m 4.2.4輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 1、倒檔直齒 輪彎曲應(yīng)力如圖4.1 （4.8） 式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）； —計(jì)算載荷（N.mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如圖4.1。 圖4.1 齒形系數(shù)圖 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車(chē)可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。 計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的彎曲應(yīng)力 ，， =13，=37，=23，=0.136，=0.132，=0.149， = =618.98MPa<400～850MPa = =471.3MPa<400～850MPa = = 462.26MPa<400～850MPa 2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4.9） 式中：—計(jì)算載荷，N·mm； —法向模數(shù)，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)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得； —齒寬系數(shù) —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，對(duì)乘用車(chē)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車(chē)為100～250MPa。 （1）計(jì)算一擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力 ， =11，=37，=0.16，=0.13，=452.46N.m，=137.81N.m， = =235.51MPa<180～350MPa = =229.13MPa<180～350MPa （2）計(jì)算二擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力 =14，=34，=0.162，=0.143，=305.61N.m，=137.81N.m， =332.3MPa<180～350MPa =343.76MPa<180～350MPa （3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力 =18，=30，=0.164，=0.157，=213.7N.m，=137.81N.m =255.33MPa<180～350MPa =272.45MPa<180～350MPa （4）計(jì)算四擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力 =22，=26，=0.134，=0.145，=153.75N.m，=137.81N.m =255.68MPa<180～350MPa =233.68MPa<180～350MPa （5）計(jì)算五擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 =26，=21，=0.144，=0.147，=137.81N.m，=153.75N.m =187.06MPa<180～350MPa =224.11MPa<180～350MPa 4.2.5輪齒接觸應(yīng)力σj （4.10） 式中：—輪齒的接觸應(yīng)力，MPa； —計(jì)算載荷，N.mm； —節(jié)圓直徑，mm； —節(jié)點(diǎn)處壓力角，°，—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)。 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3.2。 彈性模量=20.6×104 N·mm-2，齒寬 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 表4.2　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 （1）計(jì)算一擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力 =456.192N.m，=137.81N.m， ，， ， =u =6.72mm =21.4mm = =1802.4MPa<1900～2000MPa = =1780.8MPa<1900～2000MPa （2）計(jì)算二擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力 =305.61N.m，=137.81N.m，， ， =8.55mm =20.76mm = =1332.92MPa<1300～1400MPa = =1308.92MPa<1300～1400MPa （3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力 =213.7N.m，=137.81N.m，，， ， =18.31mm =10.99mm = =1213.51MPa<1300～1400MPa = =1170.53MPa<1300～1400MPa （4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力 =153.75N.m，=137.81N.m，， ， =15.87mm =13.43mm = =1127.02MPa<1300～1400MPa = =1095.03MPa<1300～1400MPa （5）五擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 =137.81N.m，=102.91N.m，，， ， =16.91mm =13.66mm = =845.38MPa<1300～1400MPa = = 483.22MPa<1300～1400MPa 4.3本章小結(jié) 本章根據(jù)第3章計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；確定齒輪的參數(shù)，齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，同時(shí)對(duì)各擋齒輪進(jìn)行變位。然后簡(jiǎn)要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿(mǎn)足工作條件的要求、合理選擇材料配對(duì)、考慮加工工藝及熱處理，然后計(jì)算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計(jì)算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計(jì)算出各擋齒輪所受的力。 第5章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核 5.1軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 5.1.1 軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。 對(duì)于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。 對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。 5.1.2 初選軸的直徑 傳動(dòng)軸的強(qiáng)度設(shè)計(jì)只需按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，輸入軸軸頸 =103×取整后d=25mm （5.1） 圖5.1 軸的示意圖 5.1.3 軸的剛度計(jì)算 若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式計(jì)算 （5.2） （5.3） （5.4） 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），=2.1×105MPa； —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。 （5.5） 軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。 變速器中一擋所受力最大，故只需校核一擋處軸的剛度與強(qiáng)度 軸的剛度 圖5.2 輸入軸受力分析圖 一擋齒輪所受力 N N N mm，，mm mm 輸入軸 （5.6） =0.089mm （5.7） =0.114 =0.0008rad0.002rad （5.8） 輸出軸 =0.008 =0.02 =0.0006 rad0.002rad 5.1.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算 一擋時(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核。 輸入軸的強(qiáng)度校核 圖5.3 輸入軸的強(qiáng)度分析圖 1)豎直平面面上 得 =2384.09N 豎直力矩=156157.6N.mm 2)水平面內(nèi)上 =2134.4 由以上式可得=139803.185N.mm 按第三強(qiáng)度理論得： N.mm 輸出軸強(qiáng)度校核 8152.43 3237.08 3554.93 1)豎直平面面上 得 =2327.09N 豎直力矩=152424.1N.mm 2)水平面內(nèi)上彎矩 由上式可得=256678.78N.mm 按第三強(qiáng)度理論得： N.mm 因此該軸符合強(qiáng)度要求 5.2軸承的選擇及校核 5.2.1輸入軸的軸承選擇與校核 由工作條件和軸頸直徑初選輸入軸的軸承型號(hào)，30205（左右），由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30205的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h 校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、 += 由以上兩式可得=3112.61N，=203.76N Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6 (5.9) Ⅲ）、軸向力和 由于 所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊 Ⅳ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 故右側(cè)軸承X=0.67 左側(cè)軸承X=0.4 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 (5.10) =1.2×（0.67×3316.37+1.6×63.675）=2788.62N 校核軸承壽命 預(yù)期壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。(5.11) =41788.78h＞=24000h合格 5.2.2 輸出軸軸承校核 初選輸出軸的軸承型號(hào)，30206（左右），由《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》查得代號(hào)為30206的圓錐滾子軸承 ， ，e=0.37,Y=1.6;軸承的預(yù)期壽命：=10×300×8=24000h 校核軸承壽命 Ⅰ）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=198.89N，=3038.19N Ⅱ）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.6 Ⅲ）、軸向力和 由于 所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊 Ⅳ）、求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)