汽車五檔變速器設(shè)計

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1、目錄 引言 1 1 變速器設(shè)計的概況 1 1.1 變速器設(shè)計的目的及意義 1 1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 2 1.3 變速器設(shè)計面臨的主要問題 2 2 變速器的總體方案設(shè)計 2 2.1 畢業(yè)設(shè)計任務(wù)及要求 2 2.2 變速器的功用及設(shè)計要求 2 2.3 變速器傳動機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 3 2.4 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析 3 2.5 傳動方案的最終設(shè)計 4 3 變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計 4 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 5 3.2 各檔傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 9 4 變速器齒輪強(qiáng)度計算與材料的選

2、擇 11 4.1 齒輪的損壞形式 11 4.2 輪齒強(qiáng)度計算 11 5變速器軸的設(shè)計與校核 15 5.1 軸的工藝要求 16 5.2 初選軸的尺寸 16 5.3 軸的結(jié)構(gòu) 16 5.4 軸的校核 18 5.5 鍵的校核 26 5.6 變速器軸承壽命的計算 28 6 變速器同步器的設(shè)計及操縱機(jī)構(gòu) 29 6.1 同步器的結(jié)構(gòu) 29 6.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 30 6.3 變速器的操縱機(jī)構(gòu) 31 總結(jié) 33 參考文獻(xiàn) 34 附件 1 36 附件 2 37 附件 3 38 汽車五檔變速

3、器設(shè)計 103 車輛工程學(xué)生 張鳳超 指導(dǎo)老師 李進(jìn) 摘要 ： 變速器最作為汽車上不可或缺的部分， 通過改變發(fā)動機(jī)傳遞到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn) 速，使汽車獲得不同的牽引力和速度，讓汽車能在各種工況下平順的工作，而隨著汽車的發(fā)展 變速器也發(fā)展出很多種類與形式。 本文主要內(nèi)容是對一款用于轎車上的五檔手動變速器的設(shè)計。主要設(shè)計內(nèi)容包括：變速器 總體方案的確定；變速器傳動機(jī)構(gòu)的布置；變速器主要參數(shù)的選擇，其中有檔數(shù)、傳動比、齒 輪參數(shù)、各檔傳動比的分配；輪齒強(qiáng)度的計算、軸的強(qiáng)度的計算；同步器的選擇等，運用 CAD 軟件繪制變速器的零件圖與裝配圖。 關(guān)鍵詞： 變速器；傳動比；傳動機(jī)構(gòu)；同

4、步器 引言 大家都知道汽車發(fā)動機(jī)的好壞是衡量汽車優(yōu)劣的一個重要標(biāo)準(zhǔn)， 就如同人一樣， 擁有一 顆好的心臟和健康的體魄， 是做任何事不能缺少的， 然而變速器作為汽車動力總成的重要組 成部分，卻猶如人的大腦一樣掌控著汽車的一切，一個人的心臟和身體再好，如果沒有一個 聰明的大腦來支配他，那也是會一事無成的。 從現(xiàn)在市場上不同車型所配置的變速器來看，變速器主要分為：手動變速器 （MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）。 1 變速器設(shè)計的概況 1.1 變速器設(shè)計的目的及意義 隨著經(jīng)濟(jì)和科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展和我國加入 WTO汽車工業(yè)也漸漸成為我國支柱

5、產(chǎn)業(yè)， 汽車的使用已經(jīng)遍布全國。 我國汽車工業(yè)起步較晚， 加入世界貿(mào)易組織后汽車工業(yè)面臨著更 大的機(jī)遇和挑戰(zhàn)。隨著我國汽車工業(yè)不斷的壯大，以及汽車行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展，如何設(shè)計 出經(jīng)濟(jì)實惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且符合中國國情的汽車已經(jīng)是當(dāng)前汽車設(shè)計者的緊迫問 題。 經(jīng)過幾年的刻苦學(xué)習(xí)，我掌握了多門基礎(chǔ)知識和專業(yè)知識。在大學(xué)畢業(yè)，即將走向工作 崗位之際， 進(jìn)行了對轎車五檔變速器的設(shè)計。 畢業(yè)設(shè)計是對每個大學(xué)生進(jìn)行知識掌握與實際 運用的一次大檢閱，充分體現(xiàn)了個設(shè)計者的知識掌握程度和創(chuàng)新思想。通過本次設(shè)計，我將 進(jìn)一步鞏固所學(xué)的知識，提高實際運用能力，并為以后參加工作打下良好的基礎(chǔ)。

6、 1.2 變速器的發(fā)展現(xiàn)狀 在汽車變速箱一百多年的歷史中， 主要經(jīng)歷了從手動到自動的發(fā)展過程。 目前世界土使 用最多的汽車變速器為手動變速器(MT)、自動變速器(AT)、手自一體變速器(AMT)、無級變 速器(CVT)、雙離合變速器(DCT)五種型式。 在我國，據(jù)調(diào)查 2007 年手動變速器的市場比重為 74%，占據(jù)較大的市場份額。另外在 消費者調(diào)查中最受關(guān)注的汽車配件中，第一名是安全氣囊，第二就是自動檔的變速器。在中 國，自動檔變速器的市場是十分樂觀的。同時手動檔變速器的節(jié)能型，經(jīng)濟(jì)性以及駕駛娛樂 性也決定了其不可替代性。 1.3 變速器設(shè)計面臨的主要問題 在汽車工業(yè)高速發(fā)展

7、的今天， 隨著世界燃油價格的日益上漲和運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)計出更加節(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 的一個巨大問題。 (2) 、自動變速器之所以發(fā)展如此迅速是因為它操縱起來簡單方便，但同時也減少了駕 車的樂趣。因此，在不減少駕車娛樂性的同時，又能使操縱更加方便快捷，也是變速器設(shè)計 時要考慮的一個重要問題。 (3) 、如何設(shè)計出結(jié)構(gòu)更簡單、傳動效率更高、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)計所要攻克的技術(shù)難關(guān)。 2 變速器的總體方案設(shè)計 2.1 畢業(yè)設(shè)計

8、任務(wù)及要求 本次畢業(yè)設(shè)計的任務(wù)是設(shè)計一臺用于轎車上的五檔變速器， 其主要指標(biāo)參考大眾桑塔納 2000手動變速器。因此本設(shè)計所選用的變速器型式為 FR式手動五檔變速器，是基于桑塔納 2000GSI而開展的，設(shè)計中所采用的相關(guān)參數(shù)詳見第三章。 要求完成變速器的造型設(shè)計、尺寸計算并繪制相關(guān)圖紙。 2.2 變速器的功用及設(shè)計要求 變速器作為汽車動力系統(tǒng)重要的組成部分， 主要用于轉(zhuǎn)變從發(fā)動機(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驅(qū)動車輪牽 引力及車速的不同需求。 為保證變速器具有良好的工作性能， 對變速器應(yīng)提出如下設(shè)計要求。 (1)

9、、應(yīng)保證汽車具有高的動力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。 (2) 、設(shè)置空檔，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機(jī)與傳動系長時間分離；設(shè)置倒檔，使 汽車可以倒退行駛。 (3) 、工作可靠，操縱輕便。 (4) 、重量輕、體積小 。 (5) 5) 、傳動效率高。 (6) 、噪聲小。 (7) 、貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計要求。 2.3 變速器傳動機(jī)構(gòu)的型式選擇與結(jié)構(gòu)分析 變速器的種類很多，按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的。而按其軸 中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線式和綜合式的。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)動機(jī)前置前輪驅(qū)動的汽

10、車上， 而后者多用于發(fā)動機(jī)前置后輪 驅(qū)動的汽車上。 現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。以下是三軸式和兩軸式變速器的傳動方案。 三軸式變速器其第一軸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)齒輪相 嚙合，且第一、第二軸同心。三軸式變速器的主要優(yōu)點有：直接檔的傳遞效率高、磨損及噪 音也最小、在齒輪中心距(影響變速器尺寸的重要參數(shù))較小的情況下仍然可以獲得大的一 檔傳動比。其缺點是：處直接檔外其他各檔的傳動效率有所下降。 兩軸式變速器與三軸式變速器相比， 其結(jié)構(gòu)簡單、 緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動效 率高、噪聲低。第二軸(即輸出軸)與主減速器主動齒輪做成一體，簡化了制造工藝，降

11、低 了成本。缺點：沒有直接檔，因此在高檔工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也 增加了磨損、低檔傳動比較小。 由于本設(shè)計的汽車是發(fā)動機(jī)前置、后輪驅(qū)動，因此采用三軸式變速器。 2.4 變速器主要零件的結(jié)構(gòu)方案分析 變速器的設(shè)計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速 器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式等因素。 2.4.1 齒輪型式 齒輪形式有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪。 與直齒圓柱齒輪比較， 斜齒圓柱齒輪有使用 壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；缺點是制造時稍復(fù)雜，工作時有軸向力。 在本設(shè)計中由于倒檔采用的是常嚙合方案， 因此倒檔也

12、采用斜齒輪傳動方案， 即除一檔外， 均采用斜齒輪傳動。 2.4.2 換檔結(jié)構(gòu)型式 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同步器換檔。 其優(yōu)點是： 可保證齒輪在換檔時不受沖擊， 使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換檔時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng) 濟(jì)性和行駛安全性。缺點是結(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，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。 在本設(shè)計中所采用的是鎖環(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， 以免齒問沖擊和發(fā)生 噪聲。其結(jié)構(gòu)及工作原理將在第六章

13、重點講解。 2.4.3 軸承型式 在本設(shè)計中，第一軸常嚙合齒輪及第二軸上齒輪由于內(nèi)腔尺寸較小，所以采用滾針軸承 變速器第一軸、第二軸的后部軸承按直徑系列選用深溝球軸承或圓柱滾子軸承。中間軸前、 后軸承采用深溝球軸承。 2.5 傳動方案的最終設(shè)計 通過對變速器型式、傳動機(jī)構(gòu)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)計任務(wù) 與要求，最終確定的傳動方案如圖 2-4所示。其傳動路線： 一檔：一軸一一2——中間軸一一10——9——9、11 —同步器一二軸一一輸出。 二檔：一軸一一2——中間軸一一8— ——7——5、7―同步器一一二軸一輸出。 三檔：一軸一一1——2——中間軸一一6——

14、5—5、7 —同步器一二軸一一輸出 四檔：一軸一一1、3三同步器一二軸一一輸出。 五檔：一軸—— 2——中間軸—— 4——3——1、3三同步器一二軸——輸出。 倒檔：一軸—— 2——中間軸—— 12——13——11 ——14——9、14間同步器一二軸一 輸出。 圖2-4五檔變速器的結(jié)構(gòu)簡圖 3變速器主要參數(shù)的選擇與齒輪設(shè)計 本設(shè)計是根據(jù)新捷達(dá) 桑塔納2000 GSI展開的，設(shè)計中采用的相關(guān)參數(shù)均來源于此種車 型: 主減速比4.444 最高車速175km/h 輪胎型號195/60 R14 85H 整備質(zhì)量1120kg 滿載質(zhì)量1540kg 發(fā)動機(jī)型號1.8升4缸2

15、氣門電子燃油噴射發(fā)動機(jī) 額定功率/轉(zhuǎn)速74KW/5200rpm 最大轉(zhuǎn)矩/轉(zhuǎn)速155Nm/3800rpm 3.1 變速器主要參數(shù)的選擇 3.1.1 檔位數(shù) 變速器擋位數(shù)的增加，可以改善汽車動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性以及平順性。但是，檔位數(shù)的 增加會使變速器的結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜，輪廓和質(zhì)量加大，同事操縱機(jī)構(gòu)變得復(fù)雜，增加了換擋難 度。 為了降低油耗，變速器的擋數(shù)有增加的趨勢。目前轎車一般用 4 -5個擋位，大排量的 汽車變速器多用5個擋，貨車變速器采用4—5個擋位或多擋。裝載質(zhì)量在2—3.5T的貨車 采用5擋變速器，裝載質(zhì)量在4―8T的貨車采用6擋變速器。多擋變速器多用于重型貨車和 越野車。

16、本設(shè)計是以乘用車桑塔納2000為例，為了獲得良好的經(jīng)濟(jì)性，與駕駛舒適性，故選擇 5個檔位。 3.1.2 傳動比范圍 變速器傳動比范圍是指變速器最低檔傳動比與最高檔傳動比的比值， 最低檔傳動比選取 時，要根據(jù)汽車發(fā)動機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩，最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面的 附著力、主減速比和驅(qū)動的滾動半徑，以及所要求達(dá)到的最低行駛車速等。 汽車在爬坡時，車速不高，空氣阻力可以忽略，則最大驅(qū)動力只用于克服輪胎與路面問 的滾動阻力及爬坡阻力。故有 T i , i- emax'gl '0 T rr -mg f cos sin mg - max max max m

17、ax (3-1) 滿足最大爬坡度要求，則一檔傳動比igI - mg' maxrr g t i lemaxi。T 式中：m ——汽車總質(zhì)量 g ——重力加速度 1-max ——道路最大阻力系數(shù) (3-2)  rr 驅(qū)動輪的滾動半徑 Temax 一—發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 io ――主減速比 ——汽車傳動系的傳動效率 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面附著力條件TemaxigI t < G2 : rr 求得變速器一檔傳動比為：iqI < G2 ；rr g t i 1 e max 10 T 式中G2 — —汽車滿載靜止于水平路面上的載荷 :——路面的附著系數(shù)，

18、計算時取 =0.5?0.6 已知條件： 桑塔納 2000滿載質(zhì)量 1560kg; rr =294.8mm;Temax =155Nm ; i0 =4.444;"=0.95 邛=0.5 由公式（3-3）可得：igI <3.51 取 igI =3.45 超速檔傳動比一般在0.7?0.8范圍內(nèi)，本設(shè)計取五檔傳動比為igv = 0.75 gv 中間各擋傳動比理論上按公比為： i g max q = n」 q :. i g min (3-3) (3-4) 的等比數(shù)列，實際因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比應(yīng)小一些，還要考慮與發(fā)動機(jī)的合適匹 配，故與理論上略有出入。由（

19、3-4）式可得出q =0.683 故有 igII =2.36 ； igm =1.61; igIV =1。 3.1.3 中心距 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器的中心距。 中心距對變 速器的質(zhì)量與尺寸有直接影響，并且對齒輪的接觸強(qiáng)度也有影響。中心距越小，齒輪接觸應(yīng) 力越大，壽命就越短。因此，變速器中心距選取時，應(yīng)保證齒輪有必要的接觸強(qiáng)度，并且要 保證軸承孔之間要有一定的距離，使變速器殼體有足夠的強(qiáng)度。這就要求中心距要取得大一 些。 由已有變速器的統(tǒng)計得出的經(jīng)驗公式進(jìn)行初選。 A = KA3.Tlmax (3-5) 式中：Ka——中心距系數(shù)，對轎車取 Ka

20、=8.9~9.3; T^ax — —變速器處于一檔時的輸出扭矩: TImax =Temaxig* — 508N ?m；取 Ka = 9 ； 由此得出初始中心距 A=71.81mm。取整數(shù)A = 72mm。 外形尺寸的選擇 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以及換擋機(jī)構(gòu)的布置確定。 影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換擋機(jī)構(gòu)形式和齒輪形式。乘用車四檔變速器殼體 的軸向尺寸為(3.0~3.4) A,當(dāng)變速器選用的檔數(shù)和同步器多時，上述中心距系數(shù)應(yīng)取給出 范圍的上限，為了檢測方便中心距 A最好取整數(shù)。由于所選的是五檔變速器，故初定軸向殼 體尺寸為245 3.1.4 齒

21、輪模數(shù) 模數(shù)式齒輪的參數(shù)中非常重要的一個， 齒輪的強(qiáng)度質(zhì)量噪聲，工藝要求等都對它的選取 有所影響。 在選取齒輪模數(shù)時應(yīng)該要遵循以下原則。 ①合理減少模數(shù)，同時增加齒寬使齒輪的嚙合的重合度增加，從而使噪聲減少。 ②合理增加模數(shù)，同時減少齒寬，從而使質(zhì)量小一些。 ③從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該用同一種模數(shù)。 ④從齒輪強(qiáng)度角度考慮，各檔齒輪應(yīng)該有不同的模數(shù)。 對于乘用車，減少噪聲尤為重要，因此要把模數(shù)選擇的小一些。對于貨車減少質(zhì)量比減 少噪聲重要得多，故齒輪應(yīng)該選擇較大一點的模數(shù)。 變速器低擋齒輪應(yīng)該選用大些的模數(shù)， 其他檔位選用另一種模數(shù)。所選模數(shù)應(yīng)該符合國 標(biāo)的規(guī)定。由于工藝

22、的原因，同一變速器中的接合齒模數(shù)相同，其選擇范圍是：乘用車和總 質(zhì)量ma在1.8~14.0t的貨車為2.0~3.5mm；總質(zhì)量ma大于14.0t的火車為3.5~5.0 ,選取較 小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多有利于換擋。 可用下列各式選取齒輪模數(shù)，第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn mn =0.47引Temaxmm (3-6) 其中 Temax=155N *m 得出 mn=2.5mm emax n 一檔直齒輪的模數(shù)m m =0.33；,TImaxmm 經(jīng)計算 m=3mm 3.1.5 齒形壓力角a 齒輪壓力角較小時，重合度較大，降低了齒輪的剛度，可使轉(zhuǎn)動平穩(wěn)，有利于降低噪音, 較大時可提

23、高齒輪的抗彎強(qiáng)度，和表面接觸強(qiáng)度，對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小 些。因此根據(jù)國家國家規(guī)定標(biāo)準(zhǔn)壓力角為 20二嚙合套或同步器的接合齒壓力角為30° 3.1.6 螺旋角P 斜齒輪在變速器中應(yīng)用非常廣泛斜齒輪螺旋角選取時應(yīng)當(dāng)之一它對齒輪的工作噪聲， 輪 齒的強(qiáng)度，以及軸向力的影響。 斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。 設(shè)計時應(yīng)盡可能使中間軸上同時工 作的兩對齒輪產(chǎn)生軸向力平衡，以減少軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。而為使工藝簡便，在中間 軸軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。中間軸上全部齒輪的 螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取

24、為左旋。斜齒輪螺旋角可在下面 提供的范圍內(nèi)選取： 乘用車變速器：兩軸式變速器為200?25 中間軸式變速器為22葭34° 貨車變速器：18 ~26 本設(shè)計選用28度。 3.1.7 齒寬b 齒寬選擇時，應(yīng)注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒 輪工作時的受力均勻度等均有影響。 若要減小變速器的質(zhì)量縮短變速器的軸向尺寸，就要選擇較小的齒寬，但是尺寬的會削 弱斜齒輪傳動平穩(wěn)性的優(yōu)點，此時雖然可以增加齒輪螺旋角的方法來補償， 但這時軸承承受 的軸向力也變大，其壽命降低。齒寬窄又會增加齒輪的工作應(yīng)力，選用的齒寬寬些，工作時 會因軸的變形式齒輪傾斜，造成齒輪在

25、齒寬方向受力不均而偏載，使齒輪承載能力變低，磨 損不均。 常常根據(jù)齒輪模數(shù)來選取齒寬： 直齒b=kcm, kc為齒寬系數(shù),取4.5-8.0 ;斜齒b=Kmn,院取6.0-8.5 本設(shè)計齒寬全采用20mm 3.1.8 齒輪變位系數(shù)的選擇 為了降低噪聲，變速器中除一、二、倒檔外的其他各齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的值， 以降低噪聲，一般情況下，最高檔和一周齒輪的變?yōu)橄禂?shù) 5 可選為-0.1 —0.2。隨著檔位的降低，人值應(yīng)逐漸增大，一、二和倒檔齒輪應(yīng)選用較大的變 為系數(shù)，使齒輪的強(qiáng)度增加，一檔齒輪可以選用 1.0以上。 本設(shè)計中各齒輪變?yōu)橄禂?shù)的選擇如表 3-1所示。 3.2各檔

26、傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 3.2.1 一檔齒輪齒數(shù)的確定 已知一檔傳動比： igi=^ ?包 （3-7） 4 Z9 為了確定乙和乙0的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 (3-8) 2A z£： zZ=一 一 一 m 齒輪齒數(shù)選擇時應(yīng)不是配對的兩齒輪的齒數(shù)和為偶 其中 A=71.81mm m=3 故殳=44.6 , z =47, 數(shù)，以減小因大小齒輪齒數(shù)之間有公約數(shù)的機(jī)會，而引起齒面的不均勻磨損。取 于變速器一檔傳動比igI=3.4~3.9時，40的范圍可在15—17之間選取，此處取 4=17，則 Z9 =30。 上面根據(jù)初選的A及m算出的齒數(shù)和不是整數(shù)，調(diào)整為整數(shù)之后

27、，中心距必有所變化， 這時應(yīng)該從算出的z£,及齒輪的變?yōu)橄禂?shù)來計算中心距 A,并以此修正后的中心距 A作為以 后計算的依據(jù)。 由于Z£修正為47則由3-8式推出A=70.5 3.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 有已知數(shù)據(jù)可知：亙=1.96 Z1 中心距 a = mn(Z1 z2) 2cos 2Acos : =49 mn 三二igi曳 4 Z9 (3-9) (3-10) (3-11 )  聯(lián)立上式可得：z1=17, z2 =32 由（3-7）式可得一檔實際傳動比為iqI =3.32 g I 3.2.

28、3 其他檔位齒數(shù)的確定 二檔傳動比：igII = Z2 .z7 g (3-12) Zl Z8 38 (3-13) 得紅二1.37 乙尸20 〃 二27。 igii=2.36,故有：2=1.254 2Acos : 故27+4=49,聯(lián)立以上各式得：z7 =27, z8=22 按照同樣的方法可分別計算出三檔和五檔齒輪齒數(shù)如 3-1表。 3.2.4 倒檔齒輪齒數(shù)數(shù)確定 一般情況下倒檔和一檔的傳動比很接近，所以在本設(shè)計中倒檔傳動比取 igr = 3.5 ,倒檔 齒輪的模數(shù)也與一檔相近， mgrn =2.5mm倒檔齒輪12的齒數(shù)與一檔齒輪10的齒數(shù)相

29、同， 取Z12 =17,通常情況下倒檔軸齒輪43取21-23,這里取乙3二23。 Z1 Z12 Z11 由igr =亙?包?① （3-14） 本設(shè)計中倒檔齒輪也是斜齒輪，故中間軸與倒檔軸的中心距為: mn(Z12 43) A ：— =56.6mm 2 cos : 倒檔軸與輸出軸的中心距: mn& Z14) A2 = ：— =66.5mm 2cos 表3-1齒輪的主要參數(shù)表 齒數(shù) 模數(shù) 螺旋角 分度圓齒根圓齒頂圓  數(shù) (mm) (mm) mrm 一 z10 17 3 0 0.8 51 43.5 57 檔

30、Z9 30 -0.8 90 82.5 96 二 Z8 22 2.5 28 -0.4 62.3 56.05 67.5 檔 Z7 27 0.4 76.5 70.25 81.5 Z6 27 0 76.5 70.25 81.5 二 2.5 28 檔 Z5 22 0 62.3 56.05 67.5 五 Z4 34 2.5 28 -0.2 96.3 90.05 111.3 檔 Z3 15 0.2 42.5 36.25 47.5 常

31、 Z2 32 2.5 28 . -0.2 90.6 84.35 95.6 嚙 Zi 17 0.2 48.1 41.85 54.1 Zll 20 0.2 56.6 50.35 61.6 Z12 17 0.8 48.1 41.85 53.1 倒 檔 Z13 23 2.5 28 -0.8 65.1 49.85 70.1 Z14 27 -0.2 76.4 70.15 81.4 4變速器齒輪強(qiáng)度計算與材料的選擇 4.1 齒輪的損壞形式 變速器齒輪損壞的形式主要有：輪齒

32、折斷，齒面疲勞剝落、移動換擋齒輪端部破壞及齒 面膠合。 4.2 輪齒強(qiáng)度計算 與其他變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件是相似的，止匕外，轎車變速器 齒輪用的材料、熱處理方法、精度級別。加工方法、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒 輪采用低碳合金鋼制作，用剃齒或磨齒加工，表面滲碳淬火處理，齒輪精度不低于七級。故 比用于計算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算齒輪， 一樣可以獲得較為準(zhǔn)確 的結(jié)果。下面是計算汽車變速器齒輪強(qiáng)度用的簡化公式。本設(shè)計中齒輪精度選擇 7級，齒輪 材料選擇滲碳合金鋼20CrMnTi。 4.2.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計算 £ r f 善

33、’ 圖4-1齒形系數(shù)圖 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力 Fti0K；kf bty (4-1) 式中。w彎曲應(yīng)力（MPa； Fti0 ———卞3 齒輪 10 的圓周力(N), Fti0=2Tg/d； 其中Tg為計算載荷（N，m） , d為節(jié)圓直徑 K二一一應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取1.65 b——齒寬（mm,取20 t—斷面齒距（mrm y一一齒形系數(shù) 當(dāng)處于一檔時，中間軸上的，計算扭矩為: Tg =Te max ■亙 Z1 可求得 Tg =291756N.mm 由 Ft10 =2T/可得出 Ft10=11441.4N,取 y10 =0.192

34、 y9=0.i9 帶入(4-1)得 二 ww =574.1Mpa,二 w9 =474.7Mpa 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸的最大扭矩 Temax時，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在 400-850Mpa 之間 (2)斜齒輪的彎曲應(yīng)力 (4-2) FtK btyK 式中k8為重合度影響系數(shù)，取2.0;其他參數(shù)均與式(4-1)注釋相同，K仃=1.65 選擇 齒形系數(shù)y時，按當(dāng)量齒數(shù)Zn =z/cos3 P選取 二檔齒輪圓周力： 2Tg Ft8 =Ft7= g =9367.5N d8 齒輪8的當(dāng)量齒數(shù)Zn = Zcos3 B得Zn8 =32 , Zn7 =40在圖4-1中查

35、得 y8=0.117 y7 =0.175 故可求得：c-w8=318.7Mpa 同理可得：：w7=213.1Mpa 依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計算結(jié)果如下: 表4-1各檔齒輪彎曲應(yīng)力 檔位 齒輪 圓周力Ft/N 齒形系數(shù)y 彎曲應(yīng)力 二 w/Mpa 5 0.145 209.4 三檔 6 7627.6 0.156 194.7 1 0.115 222.9 常嚙合 2 6440.5 0.13 197.2 3 0.113 213.5  4 6059.3 0.144 167.5

36、 11 0.19 707.2 14 13947 0.187 718.5 倒檔 12 0.19 615.1 13 12131 0.186 514.1 當(dāng)計算載荷，取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180~350M pa 范圍內(nèi)。 因此上述對直齒輪和斜齒輪的計算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。 4.2.2 齒輪材料接觸應(yīng)力叼 5=0.418卷（春十春 式中 1 ——齒輪的接觸應(yīng)力（MPa F 齒面上白法向力（Nl）, F=F1/（cose cos P ）; Fi ——為圓周力（N）, Fi =2Tg/d d

37、 ——為節(jié)圓直徑（mm ：——節(jié)點處壓力角 一：一一齒輪螺旋角 E ——齒輪材料的的彈性模量（MPa查資料可取E=210Gpa B 一—齒輪接觸白^實際寬度，20mm Pz、Pb ——主、從動齒輪節(jié)點出的齒輪半徑（mrm; 直齒輪： Pz =rzsin® , % =rbsinu 斜齒輪： Pz = （rz sin a ）'cos2 口，匕=（rb sina）/cos2 0 其中，%、％分別為主從動齒輪的節(jié)圓半徑（mm。 將作用在變速器第一軸上的載荷Temax/2做為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 (4-3) 7f見 卜表: 表4-2變速器齒

38、輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 許用接觸應(yīng)力//MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 齒輪材料選擇合金鋼，查機(jī)械設(shè)計手冊取彈性模量 E=210Gpa 輸入轉(zhuǎn)矩取Temax/2時，通過計算可得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下: 表4-3變速器各檔齒輪的接觸應(yīng)力 齒輪 法向力F/N 1 :/mm 二 j Mpa 10 8.72 一檔 9 6087.8 15.39 1416.4 8 13.67 二檔 7 5645.1 14.82

39、1206.8 6 14.82 三檔 5 4596.6 13.67 1087.1 1 10.55 常嚙合 2 3881.2 19.87 1016.5 3 9.32 五檔 4 3651.5 21.12 1017.8 11 8404.85 12.42 1471.9 14 16.76 倒檔 12 7310.6 10.55 1486.8 13 14.28 對照表4-2可知，所設(shè)計的變速器齒輪接觸應(yīng)力符合要求。 5變速器軸的設(shè)計與校核 變速器在工作時，因齒輪上有圓周

40、力、徑向力和軸向力的作用，變速器軸就要受到轉(zhuǎn)矩 和彎矩的作用，這就要求變速器軸要有足夠的強(qiáng)度和剛度。在設(shè)計階段軸的直徑可根據(jù)經(jīng)驗 和已知條件來進(jìn)行初選，然后根據(jù)公式進(jìn)行強(qiáng)度和剛度方面的驗算 5.1 軸的工藝要求 第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面粗糙度，硬度應(yīng)在 HRC58-63表面光粗糙度不能過低。 對于作為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面， 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。對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。 本設(shè)計經(jīng)過綜合考慮軸選用齒輪

41、軸,材料與齒輪一樣為20CrMnTi。 5.2 初選軸的尺寸 在已知中間軸式變速器中心距 A時，第二軸和中間軸中部直徑d =(0.45~0.6)A, 軸的最大直徑d和支撐間距離L的比化 對中間軸，d/L =0.16~0.18; 對第二軸 d/L =0.18~ 0.21。 k3 Temax 第一軸花鍵部分直徑d(mmX按下式初選 (5-1) 式中K為經(jīng)驗系數(shù)，K=4.0-4.6 ; Temax為發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N.m)。 第二軸和中間軸中部直徑d =(0.45 ~ 0.6) M 70.5 =31.75~ 42.3mm,故取中間軸與第二軸最大 直徑取 40,。則中間軸 L=

42、40 = 222.2 ~ 250 mm取 L=240mm 0.16~0.18 42 弟一軸長 L = =200 ~ 233.3 mm 取 L=212.5mm 0.18 ~ 0.21 第一軸花鍵部分直徑 d = (4.0 ~ 4.6)3/155 = 21.48 ~ 24.7mm,取 d=24。 5.3 軸的結(jié)構(gòu) 第一軸通常和齒輪做成一體，前段大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi) 徑確定，該軸承不受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)，第一軸長度 由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)以離合器從動盤轂的標(biāo)準(zhǔn)內(nèi)花鍵設(shè)計。 第一軸形狀 去如圖5-1所示：

43、 圖5-1第一軸 變速器第二軸形狀如圖5-2。 圖5-2 第二軸 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式 和固定軸式，本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔齒輪 較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 其結(jié)構(gòu)如圖5-3所示： 圖5-3中間軸  5.4軸的校核 5.4.1軸的剛度驗算 初步確定軸的尺寸以后，可對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗算，欲知變速器第一軸支點的反作用 力，就要求第二軸支點的反力，不同檔位齒輪上的圓周力、徑向力，軸向力是不同的，且力 到支撐點的距離也是不同的，所以每個檔位都需要驗算。驗算時，將軸看做較鏈支撐的梁。 作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩

44、應(yīng)取Temaxo軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計算。計算 時，僅計算齒輪所在位置處的撓度和轉(zhuǎn)角。 第一軸長嚙合齒輪副，因距離支撐點進(jìn)，負(fù)荷小, 通常撓度不大，故可不必要計算。若軸在垂直面的撓度是f「水平面的撓度為fs,轉(zhuǎn)角為6, 可分別用下列公式計算。 fc F1a2b2 3EIL (5-2) fs F2 a2b2 3EIL (5-3) (5-4) FOb(b a) N) 3EIL N) Fi ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力 F2 ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力 E——彈性模量，E =2.1 105MPa I——慣性力矩（mm4）,對于實心軸I

45、=nd2/64, d是軸的直徑（mrm。 花鍵處按平均直徑計算。 a、b 齒輪上的作用的力矩距離支座 A, B的距離（mrm '。 L ——支座間的距離（mrm。 軸的全撓度為 f =Jfc2 + fs2 M0.2mm, [fc] =0.05 ~ 0.10mm, [ fs] = 0.10 ~ 0.15mm, 齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad 。 F 圖5-4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 (1)變速器第一軸長嚙合齒輪副，因距離支撐點進(jìn)，負(fù)荷小，通常撓度不大，故可不必要 計算。 (2)變速器在一檔工作時輸出軸和中間軸的剛度 輸出軸圓周力等于中間軸上的圓周力

46、由上可知知 F2 =Ft10 =11441.4N , F1 =F2 tan 20 ：=4164.3N 由圖 5-3 知中間軸 L中=223mm為=201.25, b^ =21.75mm,d中=36mm 由圖 5-2 知輸出軸 L出=196.75mm,a出=22.25, b出=174.5mm,d出=40mm 帶入上式得： 中間軸上： fc中=0.007mm<[fc], fs中=0.02mm<[fs], 6中=0.0003rad<0.002rad 輸出軸上： fc出=0.004mm,[ fc] fs出=0.01mm[fs], 6出=0.0002rad<0.00

47、2rad 故變速器中間軸和輸出軸剛度在許應(yīng)范圍內(nèi)。 (3)變速器在二檔工作時輸出軸和中間軸的剛度： 由上可知可知：F2 =Ft8 =9367.5N , F〔 = F2 tan。'/cos P =3861.5N 由圖 5-3 知中間軸 L中=223mm為=136.25, b^ =86.75mm,d中=36mm 由圖 5-2 知輸出軸 L出=196.75mm,a出=95.75, b出=102mmd出=34mm 帶入上式得: 中間軸上： fc中=0.05mm<[fc], fs中=0.11mm<[fs], 6中=0.0003rad<0.002rad 輸出軸上

48、： fc出=0.05mm,[ fc] fs出=0.11mm[fs], 6出=0.0002rad<0.002rad 故變速器在二檔工作時中間軸和輸出軸剛度在許應(yīng)范圍內(nèi)。 (4)同樣的方法可求得在其他檔位時變速器中間軸與第二軸剛度校核結(jié)果如下 5-4 各檔位時變速器軸的剛度校核結(jié)果 檔位 L a b d Fi F2 fc fs 6 軸 (mm) (mm) (mm) (mm) (N) (N) (mm) (mm) (mm) 中間 201. 21.7 0.00

49、 0.000 223 36 0.02 軸 25 5 4164 11441 8 3 一檔 輸出 197. 22.2 175. .3 .4 0.00 0.000 40 0.01 軸 75 5 5 4 2 中間 136. 86.7 0.000 223 36 0.05 0.11 軸 25 5 3861

50、9367. 6 二檔 輸出 197. 95.7 .5 5 0.000 102 34 0.05 0.11 軸 75 5 03 中間 89.8 133. 0.000 223 40 0.02 0.06 軸 5 15 3144 7627. 09 三檔 輸出 197. 134. .3

51、6 0.000 63.5 30 0.04 0.12 軸 75 25 4 常嚙 中間 23.8 199. 2654 6440. 0.000 223 30 0.01 0.03 合 軸 5 15 .9 5 4 中間 67.8 155. 0.000 223 38 0.02 0.05 軸 5 15 2497 6059. 2

52、五檔 輸出 197. 157. .8 3 0.000 40.5 28 0.03 0.07 軸 75 25 5 中間 169. 5000 0.000 223 53.5 36 12131 0.04 0.09 軸 5 .7 5 倒檔 輸出 197. 130. 67.2 5749 0.

53、000 36 13947 0.04 0.1 75 5 5 .3 3 由上表可知，在各檔位工況下，變速器輸出軸與中間軸的剛度能符合要求 5.4.2軸的強(qiáng)度校核 變速器在確定軸的尺寸時，考慮到軸的加工和裝配，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危 險斷面進(jìn)行驗算即可。本變速器在設(shè)計過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，而在一 檔時車輛運行傳動的扭矩最大，因此，在進(jìn)行校核時只需要校核一檔時各軸的強(qiáng)度。 齒輪上的軸向力和徑向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。 再求得垂直與水平面上的支反力 Fc,Fs之后

54、，計算彎矩Mc和Ms軸在轉(zhuǎn)矩Tn和彎矩的同時作 用下，其應(yīng)力應(yīng)為 (5-5) (5-6) M 32M 3 W 二 d3 式中，M = ,M2 M： Tn2(N .mm) d為軸的直徑（mm）,花鍵處取內(nèi)徑，W為抗彎截面系數(shù)（mm3） 在低檔工作時，［二］H400Mpa （1） 一檔時中間軸的強(qiáng)度校核： 圖5-5中間軸受力分析圖 由表 3-2 可知 Ft2 =6440.5 , Ft9 = 11441.4N, Fr2=2654.9N, Fr9=4164.3N。 r r r i r i Fa2 = Ft2 tan : =3424.5N , Lac =23.85, LA

55、D =201.25mm,LAB =223mm,d=90.6mm 垂直面上： 由力平衡得: Fr2 Fr9 =FcA FcB 對A點取距由力矩平衡得: FcB Lab -Fr9 Lad-F12 Lac=0 由上式得: Fca= 2497N, Fcb=4322.2N 軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖 5-6 (b): Mci = FcA Lac - Fad / 2 =-95576.4N.mm Mc2 -Fcb 21.75mm=94007.85N *mm 水平面內(nèi) 力平衡得: Ft9 -'Ft2 --FsA -FsB - 0 對A點取矩由力矩平衡得: Ft9 LAD

56、一 FsB LAB 一 Ft2 LAC =0 FsA = _1650N , FsB =9650.9N 水平面的彎矩圖如圖5-6 (c): M si=-39352.5N.mm, M s2 =209907.075N.mm 總彎矩如圖5-6 (d)與扭矩如圖5-6 (e)具體數(shù)值如下： Mi=103360.8N, M2 =229996.6N T=Tg =291756N.mm 由圖可知一檔主動齒輪處為危險截面，只需對此處校核 由公式(5-6) M= M22 Ms2 T2 =371510.5N.mm 由公式(5-5)得: M cr = W 32M 3 81.1Mpa <[-

57、p] -400Mpa 二 d 故軸的剛度符合要求。 圖5-6中間軸扭矩與彎矩圖 (2) 一檔時輸出軸的強(qiáng)度校核 二軸受力如圖5-7: (a) 圖5-7輸出軸受力分析圖 由表(5-4)知 Ftio=11441.4N, F. = Ft10 乂 tans =4164.3N 在垂直面上 由力平衡：FM0 -Fca -Fcb =0 對A點取矩由彎矩平衡得：Fcb M 197.75 - Fr10 M 175.5 = 0 聯(lián)立上式得：FcB=3695.8N, FcA=468.5N Mc10 =FcB 22.5

58、=83155.5N.mm 垂直面彎矩圖如圖5-8 (b) 在水平面上 由力平衡得： Ft10 - Fsa - FsB =。 對A點取矩由彎矩平衡得：FsBx 197.75 - Ft10父175.5 = 0 聯(lián)立上式得： Fsb=10137.9N, Fsa=1303.4N M s10 = Fsb 22.5=225568.3N *mm 水平面彎矩圖如圖5-8 (c) 總彎矩圖如圖5-8 (d) M10 = . MdM210 =240407.5N，mm 扭矩圖如圖5-8 (e) T=Tq ?紅=165328.4N ?mm g Z9 由上圖可知危險截面在齒輪10所在的截面上

59、，對此截面進(jìn)行校核得 M= . m210 mS10 T2 =291769.4N*mm ■ c s 由公式（5-5） 32M 一一二d3 = 46.4Mpa <400Mpa 所以輸出軸強(qiáng)度符合要求。 (a) Ffi。 ^rrnrrT (c) Msi (d) (e) 5.5鍵的校核 鍵連接在汽車變速器中有著廣泛的應(yīng)用， 如第一軸與第二軸上

60、的漸開線花鍵，中間軸上 的矩形花鍵。鍵連接強(qiáng)度的校核則主要是演算它的擠壓應(yīng)力，使計 算應(yīng)力小于材料的許用 應(yīng)力。許用擠壓應(yīng)力按鍵、軸、輪轂三者材料最弱的選取。 一般是輪轂材料最弱。如果計算應(yīng)力超過許用應(yīng)力，可通過改變鍵長，改用雙鍵，采用 花鍵，加大軸徑，改選較大剖面的鍵等途徑，以滿足強(qiáng)度要求。 5.5.1 矩形槽 中間軸矩形鍵選用bM h =10父8規(guī)格的圓頭普通平鍵，其深度t=5.0mm,寬度b的極限偏 差為± 0.018mm。普通平鍵連接的主要失效形式是工作面被壓潰。假定載荷在鍵的工作面上 均勻分布，則普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為： — 3 Tp] (5-7) _

61、 2T 10 一 kld 式中：T-傳遞扭矩，T=291.756Nm取中間軸的傳遞扭矩矩； K- 鍵與輪轂槽的接觸高度，K=0.5,h=4, h為鍵的高度： 1- 鍵的工作長度，圓頭平鍵=L-b, L為鍵的公稱長度，為98mm 1=98 -10=88 mm; d- 軸的直徑，d=40mm; Bp]-鍵、軸、輪轂三者材料最弱的許用擠壓應(yīng)力，選取 Wp] =1OOMPa 將數(shù)據(jù)代入公式（5-7）得: 3 2 291.756 10 4 88 40 = 41.4Mpa + p] 故中間中間軸上間的強(qiáng)度是符合要求的 5.5.2漸開線花鍵 花鍵齒數(shù)較多，總

62、接觸面積大，可承受較大的載荷，軸與零件的對中性好，導(dǎo)向性好。 漸開線花鍵鍵齒較短，齒根較寬，不發(fā)生根切的齒數(shù)較少。漸開線花鍵可以用制造齒輪的方 法來加工，工藝性好，制造精度較高，花鍵齒的根部強(qiáng)度高，應(yīng)力集中小，易于定心，當(dāng)傳 遞的扭矩較大且軸徑也較犬時，宜采用漸開線花鍵，漸開線花鍵的定心為齒形定心，其主要 失效形式為工作表面被壓潰或工作面過度磨損。 第二軸最右端的漸開線花鍵模數(shù) m=2.5,齒數(shù)為17。 標(biāo)準(zhǔn)壓力角 ：=45 分度圓直徑 D = m z =42.5mm 基圓直徑 Db =m z cos： = 30mm 周節(jié) P=： m=7.85mm 基本齒槽寬 E =0.5 P=3

63、.93mm 大徑基本尺寸 Dee = m z ? 1 =45mm 小徑基本尺寸 D =m(z-1.5) = 38.75mm d處，則花 校核時，假定載荷在鍵的工作表面均勻分布，各齒面壓力的合力作用在平均直徑 鍵的連接強(qiáng)度條件為 — 3 2T 10 ：zhdm 中一一載荷分配不均系數(shù) 與齒數(shù)多少有關(guān)，一般在0.7~0.8之間取值 取*=0.8 T——傳遞轉(zhuǎn)矩取一擋時第二軸傳遞的轉(zhuǎn)矩 T=585.53Nm Z一—花鍵白齒數(shù) Z=17 L——齒的工作長度 L=40mm H-一齒形花鍵側(cè)面的工作高度 取h=2mm dm 一一花鍵的平均直徑。漸開線花鍵 dm =df d f

64、分度圓直徑 d f =42.5mm [ ']一一許用擠壓應(yīng)力，選取[二p]=120-200MPa 將數(shù)據(jù)代入公式得： CT P 一 -一 _ 3 2 514.86 103 0.7 17 2 40 42.5 = 25.5Mpa M[；:p] 故滿足強(qiáng)度要求。 5.6變速器軸承壽命的計算 變速器軸承壽命的計算 變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾 子軸承、滑動軸套等。 在本設(shè)計中第一軸采用深溝球軸承。變速器第二軸后軸承采用圓柱 滾子軸承。第二軸齒輪和軸選用滾針軸承。 中間軸前軸承采用圓錐滾子軸承 中間軸后軸 承也采用圓錐滾子軸承。圓錐滾子軸

65、承具有直徑較小、寬度較寬因而容量大可承受高負(fù)荷等 優(yōu)點。 中間軸軸承型號： 選為 30205各項參數(shù)如下 T=16.25mm,D=52mm,d=25,C=1£r =32.2KN C0r =37KN 。 各檔時的支撐反力 由前面計算可知 一檔時，軸的支撐反力： 匕=6819.2N,Fa =3424.9N 二檔時，軸的支撐反力： 匕=8025.8N,Fa =1556.3N 三檔時，軸的支撐反力：Fr=7308.6N, Fa =631.2N 五檔時，軸的支撐反力：Fr = 6662.1 N,Fa =202.7N 計算各檔的當(dāng)量軸承載荷 P = X Fr Y Fa 式

66、中： Fr ——軸承得徑向分力 Fa——軸承的軸向分力 X ——徑向系數(shù) Y——軸向系數(shù) 判斷系數(shù)：e=1.5tan1 =0.82 當(dāng) Fa “時，Pr =Fr ；當(dāng) Fa 之e時，Pr =1.2Fr + 1.2cot。父 Fa Fr Fr 各檔鼠值： 代入上式 Fr 一檔：0.5 一檔時：Pr =Fr=6819.2N 二檔：0.2 二檔時：Pr = Fr =8025.8N 三檔：0.1 三檔時：Pr = Fr =7308.6N 五檔：0.3 五檔時：Pr =Fr=6662.1N 按路程系數(shù)Fu（各檔行駛里程占行駛里程的百分比）計算各檔軸承的總載荷量Pm Pm=

67、1% 6819.2 3% 8025.8 5% 7308.6 11% 6662.1 -1407.2N 根據(jù)各軸承的總當(dāng)量載荷 Rn和承載容量C按下式計算其壽命Lh Lh 106 (f- 60n Pm 將數(shù)據(jù)帶入上式得 , 106 32.2 103 Lh 二 ( 60 2019 1407.2 10 戶=28.1 104h 所以是滿足使用要求。 6變速器同步器的設(shè)計及操縱機(jī)構(gòu) 6.1同步器的結(jié)構(gòu) 在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，具結(jié)構(gòu)如下圖所示: 6-1鎖環(huán)式同步器 1、9-變速器齒輪2-滾針軸承3、8-結(jié)合齒圈4、7-鎖環(huán)5-彈簧6-定位銷10-花鍵 轂11-結(jié)合套 如圖