江蘇城市職業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文）任務(wù)書（2016屆）設(shè)計(jì)（論文）題目大眾速騰五檔手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)辦學(xué)點(diǎn)（系）江蘇城市職業(yè)學(xué)院（淮安辦學(xué)點(diǎn)）專業(yè)機(jī)電一體化班級(jí)11機(jī)電五學(xué)號(hào)1137010250學(xué)生姓名汪佳樂起訖日期201511102016420地點(diǎn)江蘇城市職業(yè)學(xué)院（淮安辦學(xué)點(diǎn)）指導(dǎo)教師蔣莉如職稱講師2016年4月20日江蘇城市職業(yè)學(xué)院教務(wù)處制摘要隨著汽車工業(yè)的迅猛發(fā)展，車型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車發(fā)展的趨勢(shì)。而變速器設(shè)計(jì)是汽車設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。它是用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，因此它的性能影響到汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，對(duì)轎車而言，其設(shè)計(jì)意義更為明顯。在對(duì)汽車性能要求越來越高的今天，車輛的舒適性也是評(píng)價(jià)汽車的一個(gè)重要指標(biāo)，而變速器的設(shè)計(jì)如果不合理，將會(huì)使汽車的舒適性下降，使汽車的運(yùn)行噪聲增大。本設(shè)計(jì)針對(duì)乘用車變速器進(jìn)行系統(tǒng)深入的研究本設(shè)計(jì)結(jié)合機(jī)械變速器的設(shè)計(jì)方法，深入研究了變速器傳動(dòng)比的計(jì)算，擋數(shù)的分配，齒輪參數(shù)的計(jì)算，軸及軸承的選擇等，從而使乘用車的舒適性和動(dòng)力性有很大的提高。關(guān)鍵字傳動(dòng)比；齒輪參數(shù)；軸；軸承目錄摘要I第1章緒論111設(shè)計(jì)的目的意義112變速器的發(fā)展現(xiàn)狀213變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問題4第2章變速器的總體方案設(shè)計(jì)521變速器的功用及設(shè)計(jì)要求522變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式選擇與結(jié)構(gòu)分析5221三軸式變速器與兩軸式變速5222倒檔的布置方案523變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析7231齒輪型式7232換檔結(jié)構(gòu)型式7233軸承型式724傳動(dòng)方案的最終確定825本章小結(jié)8第3章變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算931初始數(shù)據(jù)932變速器各檔傳動(dòng)比的確定933中心距的確定1034齒輪參數(shù)1135本章小結(jié)12第4章齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核1341齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算1342齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇22421齒輪的損壞原因22422齒輪材料的選擇22423計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩23424齒輪的強(qiáng)度計(jì)算23424齒輪的接觸應(yīng)力2743本章小結(jié)31第5章軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核3251軸的計(jì)算32511軸的工藝要求32512初選軸的直徑32513軸的剛度計(jì)算33514軸的強(qiáng)度計(jì)算3552軸承的選擇及校核37521輸入軸的軸承選擇及校核37521輸出軸的軸承選擇及校核3853本章小結(jié)39第6章變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的選擇4061同步器的選擇40611同步器的工作原理40612同步環(huán)的主要參數(shù)的確定4062變速器的操縱機(jī)構(gòu)41621變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用41622變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)滿足的要求41623換擋位置42結(jié)論43參考文獻(xiàn)44致謝450第1章緒論11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，汽車工業(yè)也漸漸成為我國(guó)支柱產(chǎn)業(yè)，汽車的使用已經(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、轎車等高級(jí)消費(fèi)品已進(jìn)入平常家庭。在我國(guó)，汽車工業(yè)起步較晚。入世后，我國(guó)的汽車工業(yè)面臨的是機(jī)遇和挑戰(zhàn)。隨著我國(guó)汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(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)情的汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計(jì)者的緊迫問題。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，來協(xié)調(diào)發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速和車輪的實(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)轎車變速器的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了介紹，闡述了轎車主要參數(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。12變速器的發(fā)展現(xiàn)狀汽車問世百余年來，特別是從汽車的大批量生產(chǎn)及汽車工業(yè)的大發(fā)展以來，汽車已經(jīng)成為世界經(jīng)濟(jì)的發(fā)展、為人類進(jìn)入現(xiàn)代生活，產(chǎn)生了無法估量的巨大影響，為人類社會(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。自從汽車采用內(nèi)燃機(jī)作為動(dòng)力裝置開始變速器就成為了汽車重要的組成部分，現(xiàn)代汽車廣泛采用的往復(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的牽引力和車速能在相當(dāng)大的范圍內(nèi)變化，故其性能與汽車的動(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)代汽車的內(nèi)燃機(jī)本身是無法解決的。因此在汽車傳動(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。汽車行駛的速度是不斷變化的，即要求汽車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)代汽車上。1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)汽車變速器。在現(xiàn)在汽車中，變速器的結(jié)構(gòu)對(duì)汽車的動(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)也相繼問世。9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（MTMANUALTRANSMISSION）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，而汽車行駛的換擋工作，也就是通過操縱機(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)變速器是最常見的變速器，它的基本構(gòu)造用一句話概括，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)變速器又稱為手動(dòng)齒輪變速器，含有可以在軸向滑動(dòng)的齒輪，通過不同齒輪的嚙合達(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”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（ATAUTOMATICTRANSMISSION）是根據(jù)車速和負(fù)荷來進(jìn)行雙參數(shù)控制，檔位根據(jù)上面的兩個(gè)參數(shù)來自動(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AT能根據(jù)車速的快慢來自動(dòng)實(shí)現(xiàn)換擋，可以消除手動(dòng)變速器“頓挫”的換擋感覺。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，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達(dá)到變速變矩。自動(dòng)變速器采用液力便舉起來代替離合器，因此減少了離合器換擋帶來的沖擊，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2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；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）和汽車的工作狀態(tài)（包括發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、節(jié)氣門開度、車速等）3無級(jí)變速器無級(jí)變速器（CVTCONTINUOUSLYVARIABLETRANSMISSION），又稱為連續(xù)變速式無級(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)通過液壓控制系統(tǒng)進(jìn)行連續(xù)的調(diào)節(jié)可實(shí)現(xiàn)無級(jí)變速。4無限變速式機(jī)械無級(jí)變速器無限變速式機(jī)械無級(jí)變速器（IVTINFINITELYVARIABLETRANSMISSION）由英國(guó)TOROTRAK公司研發(fā)出來，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)汽車工程師學(xué)會(huì)）年會(huì)上才將他單獨(dú)分類。IVT采用的是一種摩擦板式變速原理。早在1905年就出現(xiàn)過這種無級(jí)變速器，它由圓盤和滾輪構(gòu)成，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但由于摩擦本身帶來的能量損耗大，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公司開發(fā)的IVT使用了2套離合器，驅(qū)動(dòng)力由一套稱為VARIATO的裝置傳遞，通過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、輸出傳動(dòng)盤分別位于兩端，輸出傳動(dòng)盤只有1個(gè)位于中間位置，VARIATO傳動(dòng)盤則夾于輸入傳動(dòng)盤和輸出傳動(dòng)盤中間，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)而無限的變化。123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。13變速器設(shè)計(jì)面臨的主要問題在汽車工業(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發(fā)展所要面臨的一個(gè)巨大問題。2自動(dòng)變速器之所以發(fā)展如此迅速是因?yàn)樗倏v起來簡(jiǎn)單方便，但同時(shí)也減少了駕車樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時(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、使汽車車速變化更加平穩(wěn)以及駕車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)。4第2章變速器的總體方案設(shè)計(jì)21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，又稱變速箱。它作為汽車動(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)輪牽引力以及車速的不同需求。此外，變速器還用于使汽車能倒退行駛和在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)以及汽車滑行或停車時(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。7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保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)型。2設(shè)置空擋。用來切斷發(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，汽車行駛過程中，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。滿足汽車必要的動(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。22變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的形式選擇與結(jié)構(gòu)分析變速器的種類很多，按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級(jí)、無級(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；按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線和綜合式。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)的汽車上，而后者多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。221三軸式變速器與兩軸式變速器現(xiàn)代汽車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21所示，其第一周的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別5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傳遞扭矩則稱為直接檔。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21轎車三軸式四檔變速器1第一軸；2第二軸；3同步器圖22轎車兩軸式變速器兩軸式變速器如圖22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@種布置使汽車的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性良好且可使汽車質(zhì)量降低610。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)6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)可通過減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來取消。本設(shè)計(jì)的變速器采用兩軸式變速器。222倒檔的布置方案常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種圖23倒檔布置方案圖21A為常見的倒檔布置方案。在前進(jìn)擋的傳動(dòng)路線中加入一個(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)用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。圖21B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。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。圖21C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21D所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)作了修改，因而經(jīng)常載貨車變速器中使用。圖21E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21F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，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖261所示7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。23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。231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。232換擋結(jié)構(gòu)形式現(xiàn)在大多數(shù)汽車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。233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。24傳動(dòng)方案的最終確定通過對(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248圖24變速器傳動(dòng)簡(jiǎn)圖25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。9第3章變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算31設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù)最高車速185KM/HMAXU發(fā)動(dòng)機(jī)功率74KWEP轉(zhuǎn)矩145MAXTN總質(zhì)量1353KG車輪205/55R16R3159532變速器各擋傳動(dòng)比的確定初選傳動(dòng)比31MAXU0AXIRNG式中最高車速AX發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速N車輪半徑R變速器最小傳動(dòng)比乘用車取085MAXGI主減速器傳動(dòng)比0955032MAXETPENPMAX所以，95504874R/MINPN14570377037739330IMAXGPUIR185093473最大傳動(dòng)比的選擇1GI10滿足最大爬坡度。（34）TEGIFGRI0MAX1SNCO式中G作用在汽車上的重力，汽車質(zhì)量，重力加速度，G13530N；MG發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，145NM；AXETAXET主減速器傳動(dòng)比，390I0I傳動(dòng)系效率，90；TT車輪半徑，0316M；RR滾動(dòng)阻力系數(shù)；F爬坡度，取167帶入數(shù)值計(jì)算得521GI滿足附著條件（35）RITTG01EMAXZ2F為附著系數(shù)，取值范圍為0506，取為06為汽車滿載靜止于水平面，驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，這里取70MG；Z2F計(jì)算得5418；1GI由得2525418；取34；1GI1GI校核最大傳動(dòng)比；254803MAX1GI在3045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，一般汽車各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系（36QIIGG5432111）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Q，41IG32QIG2IGQIG41441N3所以其他各擋傳動(dòng)比為345，236，164，114，081GI2GI3Q3GI2Q4GIQ5GI33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。AKA31MAXGEIT中心距系數(shù)；8993，變速器傳動(dòng)比，變速器傳KAK1IG動(dòng)效率取96，發(fā)動(dòng)機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（NM）；GMXE7283所以A初選72MM43690453198A34齒輪參數(shù)341模數(shù)對(duì)貨車，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)采用漸開線。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和總質(zhì)量在18140T的貨車為AM2035MM；總質(zhì)量大于140T的貨車為3550MM。選取較小的模數(shù)值可使齒AM數(shù)增多，有利于換擋如圖表31與表32。表31汽車變速器齒輪法向模數(shù)乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量/TAM車型10V1616V256014A140模數(shù)/MMNM22527527530035045045060012表32汽車變速器常用齒輪模數(shù)一系列100125150200250300400500600二系列175225275325350375450550發(fā)動(dòng)機(jī)排量為16L，根據(jù)表221及222，齒輪的模數(shù)定為225275MM。342壓力角理論上對(duì)于乘用車，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用145、15、16、165等小些的壓力角；對(duì)商用車，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用225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。343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。乘用車兩軸式變速器螺旋角2025344齒寬B直齒，為齒寬系數(shù)，取為4580，取70；MKCC斜齒，取為6085。N345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10035本章小結(jié)本章通過對(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。13第4章齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核41齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算411一擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為275，初選23COS一擋傳動(dòng)比為（41）12GZI為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，1Z2H斜齒（42）NHMACOS2482取整為48753即11371Z2對(duì)中心距進(jìn)行修正A因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(shù)使中心距有了變化，所以應(yīng)根據(jù)取定的和HZHZ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AA依據(jù)。717MM（43）COS20HNZMCS23715）（對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位端面嚙合角TANTAN/COS（44）TTN2143T嚙合角COS45,T,TTOACS142203,T變位系數(shù)之和420N（46）查變位系數(shù)線圖得45312ZU701052對(duì)修正COS0HNZMA（47）5623AR01ZN計(jì)算一擋齒輪1、2參數(shù)分度圓直徑27511/COS2333MMCOS/M1NZD27537/23111MM22齒頂高3019MMN1AN1YH176MM22M式中011N0N/AY）（042011031齒根高2145MMN1AN1HMCF3575MM22F齒頂圓直徑3638MM1A1AD11452MM22H齒根圓直徑2871MM11FF10385MM22FFD當(dāng)量齒數(shù)142831VCOS/Z4804215412二擋齒輪齒數(shù)的分配二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為275，初選25342ZIGCOS4NMA482取整為48N432Z752COS143434Z對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位理論中心距717MMCOS243MANO端面壓力角TANTAN/COSTN2143T端面嚙合角TOTACSCS,032,T變位系數(shù)之和03N查變位系數(shù)線圖得03041324ZUN34103N對(duì)修正COS20HZMA5623AR043AZN二擋齒輪參數(shù)16分度圓直徑42MMCOS3NMZD102MM4N齒頂高3355MMN3AN3YHM1925MM44式中011N0N/AY）（019齒根高231MMN3NA3HMCF374MM44F齒頂圓直徑4871MM3A32AD10585MM44H齒根圓直徑3738MM33FF9452MM442FFD當(dāng)量齒數(shù)181833VCOS/Z44144413三擋齒輪齒數(shù)的分配三擋齒輪為斜齒輪，初選22模數(shù)為275563ZI166COS265MAN4865ZH17得18，305Z6對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)槔碚撝行木?118MM65COS2ZMANO端面壓力角TANTAN/COSTN2143T端面嚙合角TOTACSCS,4321COS7803,T變位系數(shù)之和062N查變位系數(shù)線圖得042026315ZU56對(duì)修正COS20HNZMA53ARCS065ZN三擋齒輪5、6參數(shù)分度圓直徑54MMCOS5NMZD90MM6N齒頂高2283MMN5AN5YHM2288MM66式中03N0N/AY）（032齒根高2283MMN5NA5HMCF183938MMN6NA6HMCF齒頂圓直徑56245MM552D84686MM6A6A齒根圓直徑46191MM55FFH74633MM662FFD當(dāng)量齒數(shù)26389535VCOS/Z4266066414四擋齒輪齒數(shù)的分配四擋齒輪為斜齒輪，初選22模數(shù)275NM784ZIG16COS287MAN5487Z2247，取整為22267Z對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位理論中心距7118MMCOS2847ZMANO端面壓力角TANTAN/COSTN2143T端面嚙合角TOTACSCS,032,T19變位系數(shù)之和058N查變位系數(shù)線圖得04801178ZU8對(duì)修正COS20HNZMA53ARCS087ZN四擋齒輪7、8參數(shù)分度圓直徑6599MMCOS7NMZD7799MM8N齒頂高33MMN7AN7YHM226MM88式中03N0N/AY）（028齒根高212MMN7NA7HMCF316MM88F齒頂圓直徑726MM7A72AD8051MM88H齒根圓直徑6176MM77FF708MM882FFD當(dāng)量齒數(shù)285637VCOS/Z33758415五擋齒輪齒數(shù)的分配20五擋齒輪為斜齒輪，初選25模數(shù)275NM9105ZIG8COS2109MAN取整為47467109Z26219Z10對(duì)五擋齒輪進(jìn)行角度變位理論中心距713MMCOS2910ZMANO端面壓力角TANTAN/COSTN2188T端面嚙合角TOTACSCS,23,T變位系數(shù)之和058N查變位系數(shù)線圖得0250337901ZU10對(duì)修正COS20HNMA53AR019ZN五擋齒輪9、10參數(shù)分度圓直徑7969MMCOS9NMZD215434MMCOS10NMZD齒頂高198MMN9AN9YH22MM1010A式中025NN/MAY）（053齒根高275MMN9NA9HCF253MM1010MF齒頂圓直徑8365MM9A92AD6874MM1010H齒根圓直徑7419MM99FF5828MM10102FFD當(dāng)量齒數(shù)359639VCOS/Z290410416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2123之間，初選13Z后，可計(jì)算出輸入軸與倒擋軸的中心距。初選13，23，則12ZA13132M275495MM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05MM以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為1EDAE2501221221EEDA272275132110175MM212MZE275035計(jì)算倒擋軸和輸出軸的中心距A213,ZM57811MM計(jì)算倒擋傳動(dòng)比132ZI倒27742輪齒的強(qiáng)度計(jì)算與材料選擇421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。422齒輪材料的選擇原則1、滿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23變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值滲碳層深度081253法M時(shí)滲碳層深度0913法時(shí)滲碳層深度1013法表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348對(duì)于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于02；表面硬度HRC。125348對(duì)于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，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。13423計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為145NM，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145999613781NM1TAXE離承輸出軸一擋1378109609938/1145246NM1I齒承輸出軸二擋1378109609935/1530561NM212齒承輸出軸三擋1378109609931/192137NM3IT輸出軸四擋1378109609927/2315375NM421輸出軸五擋1378109609922/2810291NM5I倒1335428NM倒齒承倒）（IT21424輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1、倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力如圖41W（48）YZKMTCFG32式中彎曲應(yīng)力（MPA）；W計(jì)算載荷（NMM）；GT24應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取165；KK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)F彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪11，從動(dòng)齒輪09；FF齒寬（MM）；B模數(shù)；M齒形系數(shù)，如圖41。Y圖41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GTMAXET用彎曲應(yīng)力在400850MPA，貨車可取下限，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，1W123W13，37，23，0136，0132，0149，1Z1213Z1YY1Y1312KZMTCFW25331067152861898MPA400850MPA12312YKZMTCFW33107596844713MPA400850MPA13312YKZMTCFW33104907565/846226MPA400850MPA2、斜齒輪彎曲應(yīng)力W（49）KYZMTCNG3OS2式中計(jì)算載荷，NMM；GT法向模數(shù)，MM；NM齒數(shù)；Z斜齒輪螺旋角；應(yīng)力集中系數(shù)，150；KK齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；Y3COSZN齒寬系數(shù)C重合度影響系數(shù)，20。KK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)乘用車常嚙合齒GTMAXET輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350MPA范圍，對(duì)貨車為100250MPA。（1）計(jì)算一擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力，1W22611，37，016，013，45246NM，13781NM，1Z21Y21T1TKYMZCNW131OS33102760525S87。23551MPA180350MPAKYMZTCNW2312OS331028160755S4。22913MPA180350MPA（2）計(jì)算二擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力14，34，0162，0143，30561NM，13781NM，3ZY4Y12T1TKMZTCNW313OS23323MPA180350MPAYZCNW43124OS34376MPA180350MPA（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力18，30，0164，0157，2137NM，13781NM5ZY6Y13T1TKMZTCNW5315OS225533MPA180350MPAYZCNW6316OS227245MPA180350MPA（4）計(jì)算四擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力22，26，0134，0145，15375NM，13781NM7ZY8Y14T1T27KYMZTCNW7317OS225568MPA180350MPAYZCNW83148OS223368MPA180350MPA（5）計(jì)算五擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力26，21，0144，0147，13781NM，15375NM9Z10Y10Y1T15TKMZCNW939OS218706MPA180350MPAYZTCNW103510OS222411MPA180350MPA425輪齒接觸應(yīng)力J（410）BZGJDBET1COS4180式中輪齒的接觸應(yīng)力，MPA；J計(jì)算載荷，NMM；GT節(jié)圓直徑，MM；D節(jié)點(diǎn)處壓力角，齒輪螺旋角，；齒輪材料的彈性模量，MPA；E齒輪接觸的實(shí)際寬度，MM；B、主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑，MM，直齒輪、ZSINZR，斜齒輪、；SINBR2COSINZR2COSINBR、主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑MM。Z28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2/MAXET觸應(yīng)力見表32。J彈性模量206104NMM2，齒寬ENCCKBMPAJ齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700表42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456192NM，13781NM，T1T1Z372562，）（U/21ADU9672MM5623COS/IN29Z214MM/I22DB910919COS480ZBJET35104276235276118024MPA19002000MPA91010210COS48ZBJDBET29351042761COS20731528694017808MPA19002000MPA（2）計(jì)算二擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力30561NM，13781NM，12T1T143Z3，）（U/3AD4855MM5623COS/IN23B2076MM/I24DZ34313156COS180BZJBET351052872CS042784133292MPA13001400MPA3441241563COS80ZBJDBET3510528712COS07130892MPA13001400MPA（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力2137NM，13781NM，13T1T185Z306，）（U/25AD61831MM26COS/INB301099MM25COS/INDZ565151S480ZBJBET310890COS2047283121351MPA13001400MPA5661361COS480ZBJDBET310890COS279520117053MPA13001400MPA（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力15375NM，13781NM，1T1T27Z68Z，）（U/27AD81587MM5623COS/IN28B1343MM/I27DZ787171563COS4180ZBJBET351087546132CS02112702MPA13001400MPA7881485623COS40ZBJDBET31351087546132COS07852613480109503MPA13001400MPA（5）五擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力13781NM，10291NM，1T15T269Z10Z，）（U/29AD101691MM2COS/IN29Z1366MM/I210DB109919COS48BZJET35109632CS675231084538MPA13001400MPA109105102COS48BZJDBET3510692COS346748322MPA13001400MPA43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。32第5章軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核51軸的設(shè)計(jì)計(jì)算511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14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HRC5863，表面光潔度不低于8。14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。15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)于階梯軸來說，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。16512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D25MM（51）3NPCD348733圖51軸的示意圖513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，可分別用式計(jì)算CFSF（52）42R2R3AF6ELDBIFC（53）422IBAFTTS（54）43AF63ELDBIFRR式中齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；R齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；T彈性模量（MPA），21105MPA；EE慣性矩（MM4），對(duì)于實(shí)心軸，；軸的直徑（MM），花鍵I64DI處按平均直徑計(jì)算；、齒輪上的作用力距支座、的距離（MM）；ABAB支座間的距離（MM）。L軸的全撓度為MM。（55）202SCFF軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為34005010MM，010015MM。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0002RAD。CFSF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52輸入軸受力分析圖一擋齒輪所受力N12835COS211ZMTDFNGTN4642TN371COSTAN1RF082T2NRMM，MMMM281D81D65MA15167B23L輸入軸41R13AFEDBFC（56）0089MMM05ELDBFFT4121S3A6（57）01145035M2014219SCFF00008RAD0002RAD41R113AF6ELDB（58）輸出軸42R23A6DBFC0008M105ELDBFFT422S3A600215000006RAD0002RAD42R23AF6LDBM20SCFF514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36圖53輸入軸的強(qiáng)度分析圖NFT438521NFR37161豎直平面面上BLRA得238409NF豎直力矩1561576NMMCM2水平面內(nèi)上37213442356TAAFD由以上式可得139803185NMMSM按第三強(qiáng)度理論得NMM865032378153980165722212TSCMPA4PA431D輸出軸強(qiáng)度校核815243MD122TF323708355493RF2A1豎直平面面上BFLRA2得232709N豎直力矩1524241NMMCM2水平面內(nèi)上彎矩S2356TAAFD由上式可得25667878NMMSM按第三強(qiáng)度理論得NMM39867545206479152212TSCMPAPA31D因此該軸符合強(qiáng)度要求52軸承的選擇及校核521輸入軸的軸承選擇與校核38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，NCR320NCRO370，E037,Y16軸承的預(yù)期壽命10300824000HHL校核軸承壽命）、求水平面內(nèi)支反力、1HR21TF1LTH由以上兩式可得311261N，20376N1HR2R）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y16SF2NYFHS0352/159R682）、軸向力和1A2F由于NFSS683605318693541所以左側(cè)軸承被放松，右側(cè)軸承被壓緊FSA721N67532）、求當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得CR320R3700故右側(cè)軸承X067左側(cè)軸承X04,1EFRA,1RA徑向當(dāng)量動(dòng)載荷5102ARPRYFXFP12（0673316371663675）278862N校核軸承壽命預(yù)期壽命HLH2401830139，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承3；對(duì)滾子軸承PCNLH60110/3。5114178878H24000H合格3/1066278143001RHNL,HL522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，E037,Y16軸承的預(yù)期壽命NCR4320NCRO5010300824000HHL校核軸承壽命）、求水平面內(nèi)支反力、和彎矩1HR2HMTF12LTH由以上兩式可得19889N，303819N1HRR）、內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y16SF2NYHS56/1R4392）、軸向力和1AF由于12234505SSFN所以右側(cè)軸承被放松，左側(cè)軸承被壓緊FSA3640291N2）、求當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得CR4320OR5040故右側(cè)軸承X067左側(cè)軸承X04,21EFRA,2RA徑向當(dāng)量動(dòng)載荷21ARPRYFXFP214272N校核軸承壽命預(yù)期壽命HLH24018301，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承3；對(duì)滾子軸承10/3；PCNLH604095574H24000H3/1067241301RH,HL故該軸承合格53本章小結(jié)本章首先簡(jiǎn)要介紹了軸的工藝要求，即滿足工作條件的要求。通過計(jì)算，確定軸的最小軸頸，通過軸承等確定軸的軸頸和各階梯軸的長(zhǎng)度，然后對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度的驗(yàn)算校核。通過軸頸，選擇合適的軸承，通過軸向力的大小對(duì)軸承進(jìn)行壽命計(jì)算。41第六章變速器同步器與操縱機(jī)構(gòu)的選擇61同步器的選擇611同步器的工作原理本次設(shè)計(jì)采