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收割機變速箱畢業(yè)設計
JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY
本 科 畢 業(yè) 論 文（設 計）
題目： 小型收割機變速箱
學 院： 工學院
姓 名： 劉強
學 號： 20100965
專 業(yè)： 農(nóng)業(yè)機械化及其自動化
年 級： 2010級
指導教師： 嚴霖元職 稱：教授
二0一四 年 五 月
摘要
變速箱是由裝在變速箱殼體內各軸上不同齒數(shù)的齒輪和操縱機構組成的。根據(jù)不同檔位的需要將不同軸上不同齒數(shù)的齒輪嚙合在一起，從而實現(xiàn)不同的傳動比以此來實現(xiàn)變速，在變速箱中，齒輪，軸和操縱機構起著重要的作用。在設計的過程中主要各檔傳動比進行分配、計算，對各檔齒輪齒數(shù)分配、計算，并對齒輪進行設計、計算，強度校核；對軸進行強度和剛度校核。變速箱的操縱機構設計包括選換擋機構設計和鎖定機構設計兩部分。選換擋機構包括操縱蓋，撥叉，撥快，撥叉軸設計。鎖定機構設計包括自鎖機構設計，互鎖機構設計和聯(lián)鎖機構設計。
關鍵字：齒輪； 軸 ；軸操縱機構； 鎖定機構
Abstract
The gearbox is mounted on the shaft by a different number of teeth of the gear in the gearbox housing and the operating mechanism thereof. According to different needs of different shaft type gear teeth engaged with the gear, in order to achieve the different gear ratios in order to achieve, in the gearbox, gear, shaft and plays an important role in the control mechanism. In the design process mainly allocated for each gear ratio, calculated on the number of teeth of each gear allocation, calculation, and gear design, calculation, strength check; strength and stiffness of the shaft checked. The design includes a transmission operating mechanism the shifting mechanism and a locking mechanism designed in two parts. The shifting mechanism includes manipulation cover, fork, dial fast, fork shaft design. The locking mechanism design includes self-locking mechanism design, mechanical design and interlocking interlocking mechanism design.
Key words: Gear Axis Manipulation of body Locking mechanism
目錄
前言 3
1 機械式變速器的概述及其方案的確定 4
1.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇 4
1.1.1 檔位數(shù)的確定 4
1.1.2 傳動形式的確定 4
1.1.3 倒檔的形式及布置方案 7
1.1.4 變速器操縱機構方案分析 9
1.2 變速器主要零件的方案分析 11
1.2.1 齒輪 11
1.2.2 軸的結構形式 11
1.2.3 換檔結構型式 11
2 變速器整體性能參數(shù)的確定 12
2.1 檔數(shù)和傳動比 12
2.2 中心距 14
2.3 軸向尺寸 14
3 齒輪詳細參數(shù)設計 15
3.1 齒輪參數(shù) 15
3.1.1 齒輪模數(shù) 15
3.1.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 16
3.1.3 各檔齒輪齒數(shù)的確定 17
3.2 齒輪參數(shù)的詳細計算及校核 20
3.2.1 選定齒輪類型、公差等級、材料、齒數(shù)及螺旋角 20
3.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計 20
3.2.2．1 確定設計公式中各參數(shù) 20
3.2.2.2 設計計算 21
3.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計： 22
3.2.3.1 確定公式中各參數(shù) 23
3.2.3.2 設計計算 24
3.2.2 幾何尺寸計算 24
各齒輪參數(shù)表 25
4 變速器軸的設計計算 25
4.1 軸的結構及計算 25
4.1.1 軸的功用及設計要求 25
4.1.2 軸的結構形狀 25
4.1.3 軸尺寸初選 28
4.1.3.1 軸的直徑和長度估算與確定 28
4.1.4 軸的受力分析 29
4.1.5 軸的強度計算及校核 32
4.2 軸上花鍵的設計計算 35
5 同步器的設計 36
5.1 同步器的結構 36
5.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 37
6 操縱機構 39
6.2 互鎖裝置 40
6.3 倒檔鎖裝置 41
7 變速器軸承的選擇 41
7.1 軸承的轉速 41
7.2 軸承的受力分析 41
主要參考文獻 45
結論 46
致 謝 47
前言
由于缺乏收割機變速系統(tǒng)的資料，又因為汽車變速系統(tǒng)與收割機變速系統(tǒng)原理一樣，故本設計相關參數(shù)均選用越野汽車及拖拉機（主要為汽車）。
變速器和發(fā)動機相接，是驅動系統(tǒng)力矩轉換器 - ??傳動機構。由兩部分組成的傳輸和轉向機構。大多數(shù)汽車都配備了數(shù)前進檔變速器的改變發(fā)動機轉矩和轉速，齒輪傳動車輛系統(tǒng)。當離合器接合時，通過從所述輸入軸的發(fā)動機轉矩接收到的傳輸，轉矩，然后通過一組齒輪傳送，或者增加或直接傳遞到從動產(chǎn)生最終扭矩變速器輸出軸間接地連接到所述驅動輪旋轉，以適應汽車起步，加速，行駛和道路的障礙，以克服對不同行駛條件和驅動輪的牽引力的速度的不同要求。此外，該傳輸也可以應用到在汽車中的反向驅動和起動發(fā)動機和車輛滑行或停止發(fā)動機與傳動系保持分開;必要時，應在輸出功率。從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，主要分為如下五大類：
一、手動變速器(MT)
二、自動變速器（AT）
三、手動/自動變速器（AMT）
四、無級變速器（CVT）
五、雙離合變速器（DCT）
而我此次設計為手動變速器（AT）。相關參數(shù)如下：
檔位數(shù)：5檔+R檔
主減速比：5.2(由于收割機工作環(huán)境比較惡劣本設計選取了較大的主減速比)
發(fā)動機型號：JX493ZLQ3LQ3
最大功率：15.7kw/21馬力
最大功率轉速：3000r/min
滿載重量：1500kg(其中裸重約1200kg)
履帶驅動輪直徑為400mm
假定收割機沒小時收割2.5公頃水稻，算得工作速度為0.52m/s
1 機械式變速器的概述及其方案的確定
為適應收割機在各種條件下阻力變化的要求，使其可以在各種條件下工作，所以在傳動系中，采用了可以改變轉速比和傳動轉矩比的裝置，即變速器。變速器不但可以擴大發(fā)動機傳到驅動車輪上的轉矩和轉速的變化范圍，以適應收割機在各種條件下行駛的需要，而且能在保持發(fā)動機轉動方向不變的情況下，實現(xiàn)倒車，還能利用空擋暫時地切斷發(fā)動機與傳動系統(tǒng)的動力傳遞，使發(fā)動機處于怠速運轉狀態(tài)。
變速器結構方案的確定，變速器由傳動機構與操縱機構組成。
變速器的基本設計要求：
1）保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。
2）設置空擋，用來切斷發(fā)動機的動力傳輸。
3）設置倒擋，使汽車能倒退行駛。
4）設置動力輸出裝置。
5）換擋迅速、省力、方便。
6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。
7）變速器應有高的工作效率。
8）變速器的工作噪聲低。
除此之外，變速器還應當滿足輪廓尺寸和質量小、制造成本低、維修方便等要求。
1.1 變速器傳動機構的結構分析與型式選擇
1.1.1 檔位數(shù)的確定
這里有與CVT變速箱相比水平，其結構簡單，價格低廉制造，具有高傳輸效率（η = 0.96 ? 0.98 ） ，所以各種車輛得到廣泛應用。首先，設計應根據(jù)傳輸條件和要求的傳動比，每個文件的數(shù)目的齒輪傳動比，收割機的范圍，因為它們提供動力汽車的燃料經(jīng)濟性，并有一大直接影響測定。低齒輪比的傳動比范圍內是可移動的與高變速比的范圍為大于。目前，汽車變速比在3.0至4.5的范圍內;輕型卡車和客車上的5.0-8.0通用;拖拉機越野車10.0 ?20.0 。比。汽車行駛的道路條件下比在汽車發(fā)動機的功率和質量更多樣化的要小，質量則發(fā)送通常情況下，有4個，與前進檔5速變速器;重型卡車和重型越野汽車是一個多速變速器，前進數(shù)齒輪可達6? 16甚至20 。增加可用的傳動齒輪的數(shù)量，從而提高發(fā)動機的功率利用效率，該車的燃油經(jīng)濟性和平均車速，可以提高運輸車輛的工作效率，降低運輸成本。然而，當手動機械控制機構，以達到快速移無聲超過五前進檔變速器是困難的。因此，直接操作的傳動齒輪的數(shù)量的上限為5個文件。超過五個前進速度將復雜的控制機制，或者需要安裝一個獨立的操縱變速機構，后者僅適用于某些駕駛條件。的發(fā)送電平的和所選擇的傳輸方案傳輸效率，副電力傳輸?shù)臄?shù)量，包括齒輪，速度，功率傳輸?shù)闹圃炀?，潤滑系統(tǒng)，齒輪殼體部分和所述軸的有效性，和類似物，和剛性。
1.1.2 傳動形式的確定
在3軸手動變速器和雙螺桿傳輸是使用最廣泛的。
在圖1-1中，第一軸齒輪與所述齒輪相對應的中間軸，分別接合第二軸齒輪常嚙合，并且所述第一和第二軸示出三軸式變速器是同心的。第一和第二轉矩傳遞軸直接連接到該文件被直接調用。在這種情況下，齒輪，軸承和中間軸不執(zhí)行，并且所述第一，第二軸傳遞轉矩。因此，高效率的直接檔傳輸，磨損和噪音是最小的，這是三軸變速器的主要優(yōu)點。為了通過兩對齒輪傳遞扭矩所需的其他前進檔。因此。距離下有小的情況下（即影響傳輸大小的重要參數(shù)），仍然可以得到一個大齒輪比的齒輪中心，這是三個軸傳動的另一個優(yōu)勢。其缺點是：除直接檔外其他檔位傳輸效率下降
在手動變速箱中三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應用。
圖1-1 轎車中間軸式四檔變速器
1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸
圖片來源：百度圖片
如圖1-2所示的兩軸傳動。與三軸變速器相比，其結構簡單，緊湊，除了相互傳輸效率和低噪音的最引人注目以外的文件。多車前輪驅動與前置發(fā)動機布局，因為這樣的安排使得電動車 - 變速器的緊湊型轎車操控性還是不錯的，質量可以通過6 ％調低至10 ％ 。兩軸變速器處于這種布置傳動系統(tǒng)方便和簡單的結構。如圖所示，第二軸形成一體的主驅動齒輪減速（即輸出軸）的2軸傳動，當發(fā)動機主傘齒輪減速機或雙可用齒輪的垂直位置;時當圓柱齒輪是可用的，從而簡化了制造工藝并降低成本橫置發(fā)動機。除了常見的反向滑動齒輪（正齒輪） ，其他文件都用在常嚙合斜齒輪;安裝在所述第二多軸線，這是由于活性齒輪的一個文件的小尺寸的文件同步，同步加載有困難;而高端的同步，也可安裝在第一軸的后端，如圖所示。
圖1-2 兩軸式變速器
1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器
圖片來源：百度圖片
由于所設計的為小型收割機，因此采用中間軸式變速器。
圖1-3
圖1-3看到幾個常見的五速變速箱中間軸式傳輸方案。它們的共同特點是：在相同的行中的第一和第二軸的傳輸軸，它們是由離合器連接將獲得直接檔。使用直接檔，齒輪和軸承和齒輪箱的副軸不加載，通過所述第一軸和第二軸直接輸出的傳輸，并且傳輸效率高的傳輸，最高可達90％ ，低噪音，和齒輪的磨損減少發(fā)動機扭矩因為直接驅動齒輪的利用率的軸承比其它更高，從而增加了傳輸?shù)氖褂脡勖?在其他前進檔正常工作時，電力傳輸需要穿過第一軸布置，中間軸和第二軸2的齒輪傳動裝置，從而在中間傳動軸和所述第二軸（中心距離）之間的距離不的條件下，仍然存在一個大的變速比;高齒輪常嚙合齒輪傳動齒輪，低速齒輪的齒輪（齒輪），可以使用或不使用常嚙合齒輪傳動裝置中使用;傳輸方案中，除了大多數(shù)文件比的齒輪變速機構，或兩者同步換檔離合器等的，少數(shù)人的結構也用于同步的文件或離合器換檔，以及每個文件的同步離合器或在大多數(shù)情況下，下載的所述第二軸線。除了再次工作時，直接檔傳動效率以外的其他檔位略低中間軸變速器，這是它的缺點。在相同條件下的文件的數(shù)量，主要是在各中間軸傳動齒輪常不同的方式的數(shù)量和轉向齒輪傳動方式。
在圖1- 3a中所示，除了一個程序，反向滑動齒輪變速用直齒，該文件的其余部分是常嚙合齒輪。圖1 -4b、c、d各在前進檔中所示的實施例中始終與該齒輪嚙合;圖中所示的方案1 -4d扭轉和安裝在后副柜位布置除了可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損，降低運轉噪音，而且也不需要在過載條件下超速傳輸，很容易形成只有四個前進檔的變速箱。
1.1.3 倒檔的形式及布置方案
倒檔使用率不高，常采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。為實現(xiàn)傳動有些利用在前進檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒的方案。
圖1-3
常見的倒檔結構方案有以下幾種：
圖1-3為常見的倒擋布置方案。圖1-3b方案的優(yōu)點是倒擋利用了一擋齒輪，縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。圖1-3c方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。圖1-3d方案對1-3c的缺點做了修改。圖1-3e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖1-3f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。
為了縮短變速器軸向長度，倒擋傳動采用圖1-3g所示方案。缺點是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。
1.1.4 變速器操縱機構方案分析
1、變速器操縱機構的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛入兩個檔位。
2、設計變速器操縱機構時，應該滿足的基本要求
1）.要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖;
2）.要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度;
3）.應使駕駛員得到必要的手感。
3、換檔位置
設計操縱機構首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應該注意以下三點：
1）.按換檔次序來排列 ；
2）.將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊；
3）.為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，根據(jù)齒輪和同步器的分布進行安排，一般放在和一檔同一排或是與5檔同一排。
綜合考慮，本次設計采用五檔三軸中間軸式，全同步器嚙合。全部為斜齒輪常嚙合傳動，前進檔均采用滑塊式同步器換檔，換檔機構適宜遠距離操縱及地板式直接操縱。傳動簡圖如下：
圖1-4
1.2 變速器主要零件的方案分析
變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結構型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。
1.2.1 齒輪
本次設計的齒輪采用的是斜齒輪傳動，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪的使用壽命比較長，而且工作時噪聲低；但它的不足是是制造時比較復雜，而且有工作時有軸向力。但是，在本設計中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動方案，均采用斜齒輪傳動。
1.2.2 軸的結構形式
軸的機構主要取決于軸在機器中的安裝位置及形式；軸上安裝的零件類型、尺寸、數(shù)量以及和軸聯(lián)接的方式；載荷的性質、大小、方向以及分布情況；軸的加工工藝等。綜合考慮這些情況故本設計采用階梯軸，兩端用軸承與箱體聯(lián)接，并根據(jù)零件的安裝潤滑等方面需要進行軸肩，卡環(huán)槽、退刀槽的加工。
1.2.3 換檔結構型式
換檔結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。
滑動直齒圓柱齒輪換擋的特點是結構簡單，緊湊，但由于移不輕，當移位的牙齒，造成早期損壞齒輪端面有很大的影響，可能會滑出齒輪花鍵磨損，噪音后容易引起等原因，誰開始的文件時，反向很少被使用以外。
接合所述換檔模式通常用于與螺旋齒輪。由于常嚙合的齒輪，從而減少噪音和動態(tài)負荷，以提高齒輪的強度和壽命。有被分成齒接合離合器和嚙合的外齒，這取決于所選的結構布置，如果空間允許，使用齒輪型組合，以減少軸向尺寸副的內齒輪。結合套換檔結構簡單，但不能完全消除換擋沖擊，目前經(jīng)常在要求不高的位置使用。
使用同步器換擋換擋時從影響擔保，從而使齒輪強度得以充分發(fā)揮，并操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速，經(jīng)濟性和駕駛安全性，此外，也有利于這種的操作自動化的類型。它的缺點是結構復雜，制造精度要求高，增加的軸向尺寸，銅的同步環(huán)中的較短的使用壽命。目前，已廣泛應用于各類同步傳輸。
在這個設計中，鎖被用在銅材料同步環(huán)，同步是同步依賴于摩擦。但它可以保證以嚙合在與齒圈接觸的聯(lián)接套筒花鍵不能達到同步之前，以避免沖擊和從齒間結構產(chǎn)生的噪聲。同步器的結構如圖1-10所示：
圖1-4 鎖環(huán)式同步器
l、4—同步環(huán);2—同步器齒鼓;3—接合套;5—彈簧;6—滑塊;
7—止動球;8—卡環(huán);9—輸出軸;10、11—齒輪
2 變速器整體性能參數(shù)的確定
2.1 檔數(shù)和傳動比
近年來，為了倡導低碳生活，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。因此本設計采用5+R個檔位。
選擇最低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。
拖拉機基本不爬坡，而且爬陡坡時車速不高，所以空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。所以有
則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為
(2-1)
式中 m----汽車總質量；
g----重力加速度；
ψmax----道路最大阻力系數(shù)；
rr----驅動輪的滾動半徑；
Temax----發(fā)動機最大轉矩；
i0----主減速比；
η----汽車傳動系的傳動效率。
根據(jù)驅動車輪與路面的附著條件
求得的變速器I檔傳動比為：
（2-2）
式中 G2----汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷；
φ----路面的附著系數(shù)，計算時取φ=0.5~0.6。
由已知條件：滿載質量 1500kg；
rr=200mm；
Te max=50Nm；
i0=5.4
η=0.95。
根據(jù)公式（2-2）可得：igI =5.8
超速檔的的傳動比一般為0.7~0.8，本設計取五檔傳動比igⅤ=0.75。
中間檔的傳動比理論上按公比為：
（2-3）
的等比數(shù)列，實際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出：=1.667
該設計的變速箱的各檔傳動比如下表：
檔位
1
2
3
4
5
R
傳動比
5.8
3.47
2
1
0.75
5.00
2.2 中心距
中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，在選擇中心距的時候、我們應該考慮齒輪是否有足夠的強度。三軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初定：
(2-4)
式中 K A----中心距系數(shù)取11；η=0.96
TI max ----變速器處于一檔時的輸出扭矩：
TI max=Te max igI η
故可得出初始中心距A=71.8mm，齒輪進行變位。
2.3 軸向尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。
轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關：
四檔(2.2~2.7)A
五檔(2.7~3.0)A
六檔(3.2~3.5)A
當變速器選用常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，中心距系數(shù)KA應取給出系數(shù)的上限。為檢測方便，A取整。
本次設計采用5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是371.8mm=215.4mm，
變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定?！?
3 齒輪詳細參數(shù)設計
3.1 齒輪參數(shù)
3.1.1 齒輪模數(shù)
齒輪模數(shù)是一個重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強度、質量、噪聲、工藝要求等。
應該指出的，選取齒輪模數(shù)時一般遵守的原則是：
在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質量小些，應該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)；變速器
低檔齒輪應選用大些的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)。結合本設計的具體情況查文獻[2，3-3]可知：一檔齒輪初選=2.75mm;其它檔位初選mm。
同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數(shù)都去相同，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設計取2.5
3.1.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b
汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-1選取。
表3-1
項目
車型
齒形
壓力角α
螺旋角β
轎車
高齒并修形的齒形
14.5°，15°，16°
16.5°
25°- 45°
一般貨車
GB1356-78規(guī)定的標準齒形
20°
20°- 30°
重型車
同上
低檔、倒檔齒輪
22.5°，25°
小螺旋角
壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。由于收割機工作環(huán)境復雜且需要承載水稻故在本設計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取30°。
應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm
第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。
3.1.3 各檔齒輪齒數(shù)的確定
在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預先確定的變速器檔數(shù)、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。
1. 確定一檔齒輪的齒數(shù)
由于一檔傳動比為：
為了確定Z1和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和:
（2-8）
其中 A =71.8、m=2.75,所以：
當汽車三軸式的變速器時，則，此處取=14，則可得出=38
上面根據(jù)初選的A及m計算出的可能不是整數(shù)，將其調整為整數(shù)后，從式（2-8）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數(shù)反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。
這里修正為52則根據(jù)式（2-8）反推出A=72。
2. 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動比
（2-9）
由已知得=2.137
而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等
（2-10）
由此可得：
(2-11)
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。 ②
與②聯(lián)立可得：、=16。
則根據(jù)式（2-7）可計算出一檔傳動比： =5.77
3. 確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動比
(2-12)
所以： ③
對于斜齒輪，
故有： ④
③ 聯(lián)立④得：。
按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪：，四檔齒輪：，五檔齒輪：
確定倒檔齒輪的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取5.0。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪10略小，取。
而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~30，此處取=29。
由
（2-14）
可計算出。
故可得出中間軸與倒檔軸的中心距：59mm
而倒檔軸與第二軸的中心距:
(2-16)
3.2 齒輪參數(shù)的詳細計算及校核
3.2.1 選定齒輪類型、公差等級、材料、齒數(shù)及螺旋角
1) 類型選擇 根據(jù)題目要求，選用斜齒圓柱漸開線齒輪傳動（常嚙合齒輪采用直齒圓柱齒輪）；
2) 精度選擇 變速箱為精密傳動，速度較高，故選用3級精度；
3) 材料選擇
小齒輪 （40Cr）調質處理 硬度為280HBS
大齒輪 （45號鋼）調質處理 硬度為240HBS
兩者材料硬度差為40HBS
4) 齒數(shù)；
5) 初選螺旋角β=30°。
3.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計
3.2.2．1 確定設計公式中各參數(shù)
1）初選載荷系數(shù)Kt=1.6
2)小齒輪傳遞的轉矩
3)由第八版機械設計（濮良貴版）表10-7選取齒寬系數(shù)
4）計算應力循環(huán)次數(shù)N（假設該變速器工作時間為五年，每年工作4個月，每月按30天計算，每天工作8小時）
N4=60njLh=60×3000×1×（5×4×30×8）=8.64×108（次）
N7=N4/2.1=4.11×108（次）
所以由第八版機械設計（濮良貴版）圖10-19可得接觸疲勞壽命系數(shù)：
KHN4=1.05;KHN7=1.1
5）確定齒輪疲勞強度極限
按齒面硬度由第八版機械設計（濮良貴版）圖10-21可得齒輪4的齒輪疲勞強度極限為：；齒輪7為：
6）計算接觸疲勞許用應力
失效概率為0.0001，查[1]表6.5取安全系數(shù)S=1.5，得
所以
7）第八版機械設計（濮良貴版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.2
8）第八版機械設計（濮良貴版）圖10-26查得端面重合度：
9) 第八版機械設計（濮良貴版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
3.2.2.2 設計計算
試算小齒輪分度圓直徑d1t‘由計算公式得：
1)計算圓周速度v
2)計算齒寬b，齒高h及模數(shù)mnt
3）計算縱向重合度
4）計算載荷系數(shù)K
根據(jù)，3級精度，由《機械設計（第八版）》圖10-8查得動載系數(shù)
由《機械設計（第八版）》表10-3查得
由《機械設計（第八版）》表10-2查得使用系數(shù)
由《機械設計（第八版）》表10-13查得
接觸強度載荷系數(shù)
3）計算分度圓直徑
按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得
，
4）計算模數(shù)mn
3.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計：
按照課本式（10-27）：
3.2.3.1 確定公式中各參數(shù)
1）由圖10-20c查得 大、小齒輪的彎曲疲勞強度極限
2）由[1]2-8取彎曲疲勞壽命系數(shù)，
3）計算彎曲疲勞許用應力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，得
4）計算載荷系數(shù)K。
根據(jù)，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)
5）計算當量齒數(shù)
查齒形系數(shù)及應力校正系數(shù)：
由表10-5查得
計算大、小齒輪的 并加以比較
（大齒輪的數(shù)值較大）故取大齒輪數(shù)值。
3.2.3.2 設計計算
故取模數(shù)3即可滿足彎曲強度也可滿足疲勞強度
3.2.2 幾何尺寸計算
1）計算中心距a
2)重新計算螺旋角
3）計算大小齒輪的分度圓直徑：
4）齒寬：
由于齒輪較多，且設計方法大同小異，所以這里也就不再累述，現(xiàn)將計算值以表格的形式列出，如下表所示
各齒輪參數(shù)表
齒數(shù)
模數(shù)
壓力角°
螺旋角°/方向
分度圓直徑mm
齒寬mm
變位系數(shù)mm
二/1
36
3
20
30/左
124.71
30
-0.334
二/2
30
3
20
30/左
103.92
35
-0.533
二/3
24
3
20
30/左
83.14
45
0.159
一/4
16
3
20
30/左
55.4
35
0.259
二/5
13
3
20
30/左
45
30
0.301
二/R
23
3
20
30/左
79.67
25
-0.307
中/1、R
14
3
20
30/右
48.50
35
0.334
中/2
20
3
20
30/右
69.28
40
0.402
中/3
26
3
20
30/右
90
40
0.118
中/4
34
3
20
30/右
117.8
30
0
中/5
37
3
20
30/右
128.17
25
-0.462
倒檔墮輪
29
3
20
30/左
70
30
0.212
4 變速器軸的設計計算
4.1 軸的結構及計算
4.1.1 軸的功用及設計要求
承受的轉矩傳遞軸，在工作時應該具有足夠的強度和剛度的時刻。軸的剛性不足，在負載下，軸會產(chǎn)生過度變形影響正常的齒輪，從而導致過度的噪聲，并會減小齒輪的使用壽命。
設計的透射軸時，主要考慮以下幾個問題：的結構和形狀，直徑，長度，強度和軸軸線的剛度，花鍵軸的類型和尺寸的軸。
結構主要基于傳動軸結構布置的要求，并考慮加工，裝配工藝及落實。
4.1.2 軸的結構形狀
在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動機飛輪內腔的軸承上。其軸徑根據(jù)前軸承內徑確定。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸的長度根據(jù)離合器總成軸向尺寸確定。確定第一軸后軸徑時，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。
內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖所示：
第二軸前軸頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針。第二軸裝式齒輪同步器齒轂花鍵漸開線花鍵，漸開線花鍵的精度要求比固定連接矩形花鍵低，良好的定位性能，承載能力大，短花鍵，它落后于相應增加，提高軸的剛性。當選擇了漸開線花鍵大徑中心更合適。各個齒輪軸的相對旋轉運動之間的第二軸，因此，不論是滾針軸承，襯套（軸承）或鋼對鋼件與軸的表面粗糙度直接接觸的要求高，不小于0.8時，表面硬度不低于HRC58? 63 ，在一般情況下，軸應該是開放的螺旋形槽，以確保足夠的潤滑。在幻燈片掛齒輪，花鍵軸花鍵矩形的低端，因為掛檔，軸向滑動齒輪應要求定心好，滑動靈活。所以除了定心外徑磨削要求，在一般情況下，關鍵需要刀面研磨，并且容易磨矩形花鍵比漸開線花鍵的側面。
第二階梯軸制成易于安裝齒輪，并從合理使用材料的力，這些也是需要的。為了避免每一個的橫截面尺寸是相當差，砂輪軸驅動槽更多的應力集中，使軸容易地折斷。使用卡環(huán)軸向定位擋圈定位簡單，方便拆卸，并且摩擦構件和所述旋轉油的相對端面，而彈性環(huán)具有大的軸向力的輕型汽車傳動齒輪不能傳輸，這是很不利的，而是使用了輕型車變速器。因此，本設計采用軸肩和擋圈與定位齒輪同步器的方式。如下圖所示
變速器中間軸有2個固定和旋轉。中間軸的根部被固定在光軸上，只從該動作的支持，這是由剛性寶塔齒輪安裝在軸結構保證。在軸與齒輪與滾針軸承寶塔或長圓柱滾子軸承之間。固定中間軸固定鎖片或螺栓。輕型汽車變速器中心距小，沒有足夠的一套滾動軸承和軸承外殼上的蓋位置，因而多采用固定中間軸。
支承在兩個滾動軸承之前的中間的旋轉軸，所述軸向力通常由一般的后軸承承擔。自的齒輪尺寸較小，常與軸，中間齒輪軸，形成為一體，而高端齒輪是由一個鍵或更換損壞齒輪結合的過盈配合與中間軸的軸的中間。
小型拖拉機傳動的設計，根據(jù)小型拖拉機和越野車的設計，齒輪采用斜齒輪，所以有一定的軸向力通過旋轉中間軸。
4.1.3 軸尺寸初選
4.1.3.1 軸的直徑和長度估算與確定
軸的結構設計就是合理的確定軸上各部分的形狀尺寸。軸的結構應該滿足周和裝在軸上的零件要有準確的工作位置，軸上零件應該便于裝拆和調整，周應具有良好的制造工藝性等。軸的毛坯多數(shù)用的是軋制圓鋼或者鍛件，有時也可采用鑄鋼或球墨鑄鐵，由于設計尺寸較小所以選擇軸的材料為45號鋼，經(jīng)調質處理，其力學性能由機械設計課本中表6-1查得：
初估軸的最小直徑
第一軸
所以取一軸最小直徑為18mm 取47mm
皺的結構設計：
軸的結構形狀應保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。并與工藝要求有密切關系。
在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動機飛輪內腔的軸承上。其軸徑根據(jù)前軸承內徑確定。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸的長度根據(jù)離合器總成軸向尺寸確定。確定第一軸后軸徑時，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。
內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖所示：
第二段齒輪軸的直徑為24mm;長度：44mm，第三段直徑為22mm長63mm,第四段需要安裝密封裝置取其直徑為33mm長27mm，由于軸承需要定位，取第五段軸肩40mm長3mm，又由于安裝定位卡環(huán)，切1.5寬2mm高的槽，初選0游隙，標準精度的深溝球軸承，代號為：61908其尺寸為 所以第五段直徑為40mm，長為23mm,而由于第六段為齒輪4所直徑為62mm且根據(jù)齒寬取長度為30mm。最后一段半徑為50mm長12.
同理可得輸出軸和中間軸的參數(shù)，這里不再累述！詳情參看CAD圖紙！
4.1.4 軸的受力分析
計算軸的強度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。
不同檔位時，軸所受的力及支承反力是不同的，須分別計算。
齒輪上的作用力認為作用在有效齒面寬中點。軸承上支承反力作用點，對于向心球軸承取寬度方向中點；對向心推力軸承，取滾動體負荷向量與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承，取滾動體寬中點處滾動體中心線的法線與軸中心線的匯交點，其尺寸可查有關軸承的標準手冊。
求支承反力，先從第二軸開始，然后計算第一軸。中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結構保證，無需進行強度分析。軸的受力分析，根據(jù)軸的受力情況，可畫出軸的彎矩圖和轉矩圖，再確定軸的危險截面，從而可對軸進行強度和剛度校核。
（一）齒輪的受力分析：
圓周力：Ft＝2×M/d
徑向力：Fr=Ft×tanαn/cosβ
軸向力：Fa=Ft×tanβ
其中：
M——計算轉矩
αn——法向壓力角
β——分度圓壓力角
（二）方向
Ft：主動輪與旋轉方向相反，從動輪與旋轉方向相同。
Fr：分別指向各齒輪中心
Fa：受力方向通常用“主動輪左、右手法則”來判定，左旋齒輪用左手，右旋齒輪用右手，拇指指向軸向力Fa的方向，從動輪Fa與主動輪Fa方向相反。
不同檔位時，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計算。
二軸 圖 3.1 一軸
齒輪上的作用力認為作用有效齒面寬中心。軸承支承反力作用點，對于向心軸承取寬度方向中點：對于向心推力軸承取滾動體負荷響亮與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承取滾動體寬中心點滾動中心線的匯交點，其尺寸可查有關軸承的標準手冊。
（三）各力的作用點
齒輪上的作用力，均為作用在有效齒寬中心，軸承上支承反力作用點取軸承寬度方向中點。
軸的受力計算
由于該設計的變速箱的各檔傳動比如下表：、
檔位
1
2
3
4
5
R
傳動比
5.8
3.47
2
1
0.75
5.00
且根據(jù)發(fā)動機參數(shù)
最大功率：15.7kw/21馬力
最大功率轉速：3000r/min
可算得各軸各檔的受力情況。
T=9.55×106×P1/n1
T=Temax×i×
由于齒輪傳動的效率比較高，故可取=0.96。
一軸四檔齒輪處：T=49978N.mm，
二軸一檔齒輪處：T=289872N.mm，
二軸二檔齒輪處：T=173424N.mm
二軸三檔齒輪處：T=99956N.mm，
二軸五檔齒輪處：T=37484N.mm,
二軸倒檔齒輪處: T=249890N.mm
中間軸經(jīng)過計算所受的扭矩基本差不多，T=106203N.mm。
根據(jù)二軸上各檔齒輪的參數(shù)計算軸上受到的法向，切向，及軸向受力。
按公式
進行計算得
4.1.5 軸的強度計算及校核
由變速器結構布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，由于齒輪是單獨工作的，且慣性力矩相對傳遞的扭力來說可以忽略。一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算。由于大量的變速箱軸的耐沖擊和疲勞強度實驗表明:軸最可能失效的情況是，處于一檔工況下靠近輸出端軸直徑最小的地方最容易失效。故只對變速箱處于一檔時候進行危險截面校核。
畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險斷面處合成彎矩和轉矩最大值，計算彎曲應力和扭轉應力以及合成應力。
彎曲應力：＝ (3.29)
扭轉應力：＝ (3.30)
合成應力：＝ (3.31)
式中：——軸截面抗彎截面系數(shù)；
——軸截面抗扭截面系數(shù)。
對圓截面： ＝ (3.32)
＝ (3.33)
花鍵按小徑計算。
由于一軸離支撐點非常近，所以可以忽略軸的彎曲應力，只進行扭轉切應力的計算，但是軸的設計計算就是按照扭轉切應力進行，所以不需要校核。
二軸應力的計算
根據(jù)初步設計的二軸的結構可得:＝150mm，＝ 得：
水平彎矩：＝
垂直彎矩：＝
合成彎矩：＝
（其中α=0.6）
扭矩：＝
彎曲應力：＝
扭轉應力：＝
合成應力：＝
注：＝
＝
＝
其彎矩和扭矩圖如下：
經(jīng)計算 水平彎矩MH=1160.4Nm；
垂直彎矩MV=425.52Nm；
合成彎矩M=1235.96Nm；
總彎矩 Mca=1390Nm
校核軸的強度
故安全，設計符合要求.
同樣類似的計算過程可得中間軸彎矩和扭矩圖如下，且經(jīng)計算校核設計符合要求。
4.2 軸上花鍵的設計計算
變速器軸與齒輪及其他傳遞轉矩的部件一般通過鍵和花鍵聯(lián)接。普遍采用的是矩形花鍵和漸開線花鍵。漸開線花鍵應用日趨廣泛。這是由于漸開線花鍵較矩形花鍵有許多優(yōu)點，如齒數(shù)多、齒端，齒根部厚，承載能力強，易自動定心，安裝精度高。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。漸開線花鍵便于采用冷搓、冷打、冷擠等無切屑加工工藝方法，生產(chǎn)效率高，精度高，并且節(jié)約材料。
變速器的花鍵尺寸可以根據(jù)初選的軸頸按花鍵的工作條件及花鍵標準選取。
一般漸開線花鍵，隨無切屑加工工藝的采用而選用小模數(shù)和大壓力角（30°甚至45°）?；瑒育X輪處花鍵長度L不應低于工作直徑的1.2倍，否則，滑動件工作不穩(wěn)定。
花鍵傳遞轉矩時，齒側面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。當采用標準的花鍵時，花鍵的強度計算主要驗算擠壓應力。
＝（MPa） (3.47)
式中：——齒側面所受的擠壓應力，MPa ；
——傳遞轉矩（按發(fā)動機最大轉矩計算），N?mm；
——鍵的工作長度，mm；
——鍵的平均工作直徑（工作齒高中部處直徑），mm；
——轉矩在花鍵上分配不均勻系數(shù)，一般取>0.75；
——花鍵齒數(shù)。
許用擠壓應力按機械設計手冊推薦，當<[]時，認為擠壓強度符合要求。
花鍵配合選擇
第一軸上與離合器從動盤轂相配之花鍵，采用矩形花鍵者，外徑定心，外徑表面磨削。采用漸開線花鍵者，齒側面定心，滑動配合。
第二軸上裝同步器齒轂的花鍵，配合較緊，裝配時常用木榔頭輕壓，為保證裝配精度，多采用大外徑定心，軸上花鍵大徑磨削，齒轂一般采用中碳鋼或中碳合金鋼，內孔不必熱處理，因而內花鍵大徑精度能夠保證。第二軸輸出軸花鍵用矩形花鍵者外徑配合，用漸開線花鍵者齒側面定心。當采用滑動齒輪掛檔時，花鍵配合應保證滑動自如。
中間軸上齒輪非整體式時，齒輪與軸連接方式可用單鍵（矩形或半圓鍵）或雙鍵（對分雙鍵）與齒輪和軸緊配合聯(lián)接，也可采用過盈配合連接。由于本次設計中間軸齒輪采用寶塔齒輪，中間軸是光軸，為了安裝和拆卸方便，在中間軸五檔齒輪處設置花鍵。（軸上花鍵的詳細參數(shù)請查閱圖紙）
5 同步器的設計
5.1 同步器的結構
在前面已經(jīng)說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結構如下圖所示：
圖5-1 鎖環(huán)式同步器
1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）
5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結合套
如圖（5-1），此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖5-2b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結束。換檔