兩軸式變速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

1、第1章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算1.1 設(shè)計(jì)初始數(shù)據(jù) 最高車(chē)速：=200km/h 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率：=120kw 最大轉(zhuǎn)矩：=238 整備質(zhì)量：=1700kg 最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速：=3500r/min 車(chē)輪：215/55r17 1.2 變速器各擋傳動(dòng)比的確定滿足最大爬坡度 （1.1） 式中：g作用在汽車(chē)上的重力，汽車(chē)質(zhì)量，重力加速度，=20090n；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，=238n.m；傳動(dòng)系效率，=90%；車(chē)輪半徑，=0.3334m；滾動(dòng)阻力系數(shù)，取=0.015；爬坡度，取=20帶入數(shù)值計(jì)算得 滿足附著條件： （1.2）為附著系數(shù)，取值范圍為0.50.6，取為0.6為汽車(chē)滿載靜止于水平面，驅(qū)動(dòng)橋給地面的

2、載荷，這里取70%mg ；計(jì)算得18.35 ； 由得11.5918.35 ； 取=3.0 ；在計(jì)算范圍內(nèi)。=7.96km/h10km/h，檢驗(yàn)最低穩(wěn)定車(chē)速合格，故傳動(dòng)比合適。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： （1.3）式中：常數(shù)，也就是各擋之間的公比；五檔設(shè)置為直接當(dāng)故，因此，各擋的傳動(dòng)比為：=1.32 （1.4）所以其他各擋傳動(dòng)比為： =3.0， =2.27，=1.72，=1.30 ，=11.3 變速器傳動(dòng)方案的確定圖2-1a為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖2-1b所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪

3、同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖2-1c所示方案能獲得較大的倒擋傳動(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)做了修改，因而取代了圖2-1c所示方案。圖2-1e所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，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2-1f所示的傳動(dòng)方案。圖1-1 變速器倒檔傳動(dòng)方案 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔

4、與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。圖1.2變速器傳動(dòng)示意圖1.4 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=76mm1.5 齒輪參數(shù)1.5.1 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

5、。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1.814.0t的貨車(chē)為2.03.5mm；總質(zhì)量大于14.0t的貨車(chē)為3.55.0mm。選取較小的模數(shù)值可使齒數(shù)增多，有利于換擋。 表1.1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/t1.0v1.61.6v2.56.01414.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00表1.2汽車(chē)變速器常用齒輪模數(shù)一系列1.001.251.502.002.503.004.005.006.00二系列1.752.252.753.253.503.754.505.50 發(fā)動(dòng)機(jī)排量

6、為2.5l，根據(jù)表2.2.1及2.2.2，齒輪的模數(shù)定為2.753.00mm。1.5.2 壓力角和螺旋角理論上對(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。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：20251.5.3 齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6

7、.08.5。采用嚙合套或同步器換擋時(shí)，其接合齒的工作寬度初選時(shí)可取為24mm，取4mm。一檔和倒檔齒寬b=37=21mm 二檔到五檔齒寬b=2.57=17.5mm1.5.4 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. 第2章 齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核2.1 齒輪的設(shè)計(jì)與計(jì)算 2.1.1 各擋齒輪齒數(shù)的分配一擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為3.0，初選=20一擋傳動(dòng)比為 （2.1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和， 斜齒 （2.2） =47.61取整為48取=13 =48-13=35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

8、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)。=76.59mm （2.3）對(duì)一擋齒輪進(jìn)行角度變位：端面嚙合角 ： tan=tan/cos=0.392 （2.4） =21.42嚙合角 ： cos=0.93 （2.5） =21.29變位系數(shù)之和 （2.6） =0.03查變位系數(shù)線圖得： 計(jì)算一擋齒輪9、10參數(shù)：分度圓直徑 =3.013/cos20=45.22mm =3.035/cos20=106.59mm齒頂高 =3.95mm =3.23mm式中： =（76-76.59）/3.0=-0.197 = 0.0254+0.197 = 0.2224齒根高 =3.39mm =4.11mm齒頂圓

9、直徑 =52.22mm =111.99mm齒根圓直徑 =38.44mm =98.37mm 當(dāng)量齒數(shù) =15.66 =42.17二擋齒輪為斜齒輪，模數(shù)為2.5，初選=21 =56.76取整為57=18 =39則，=2.17=2.27對(duì)二擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =76.28mm端面壓力角 tan=tan/cos =21.31端面嚙合角 = 變位系數(shù)之和 = 0查變位系數(shù)線圖得： 0 =0.09 =二擋齒輪參數(shù)：分度圓直徑 =48.06mm =104.13mm齒頂高 =3.7mm =3.3mm式中： = 0.11 =-0.11齒根高 =2.8mm =3.4mm齒頂圓直徑 =55.46mm =

10、110.73mm齒根圓直徑 =42.46mm =97.33mm 當(dāng)量齒數(shù) =22.14 =47.97 三擋齒輪為斜齒輪，初選=22模數(shù)為2.5 =1.72 =56.37, 取整為57得=20.96取整為21，=36 =1.71=1.72對(duì)三擋齒輪進(jìn)行角度變?yōu)椋豪碚撝行木?=76.86mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.389 =21.25端面嚙合角 =0.941 變位系數(shù)之和 = -0.31查變位系數(shù)線圖得： =0.19 = -0.50三擋齒輪5、6參數(shù)：分度圓直徑 =65.56mm =86.42mm齒頂高 =2.87mm =2.64mm式中： = -0.344 =0.034齒根高 =

11、3.48mm =4.02mm齒頂圓直徑 =71.3mm =91.7mm齒根圓直徑 =58.92mm =79.32mm 當(dāng)量齒數(shù) =26.35 =45.17四擋齒輪為斜齒輪，初選=23模數(shù)=2.5 = 取整為56=23.34，取整為24 =32 則： = =1.33=1.30對(duì)四擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =76.09mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.396 =21.60端面嚙合角 =0.930 變位系數(shù)之和 = -0.05查變位系數(shù)線圖得： = -0.02 = -0.03四擋齒輪3、4參數(shù)：分度圓直徑 =74.5mm =77.48mm齒頂高 =2.82mm =2.71mm式中：

12、=-0.04 =0.01齒根高 =3.38mm =3.49mm齒頂圓直徑 =80.14mm =82.9mm齒根圓直徑 =67.74mm =70.5mm 當(dāng)量齒數(shù) =30.77 =41.03五擋齒輪為斜齒輪，初選=24模數(shù)=2.5 =1.0 取整為56 =28，取29 =27 則： = =0.93=1.0對(duì)五擋齒輪進(jìn)行角度變位：理論中心距 =76.63mm端面壓力角 tan=tan/cos=0.398 =21.70端面嚙合角 =0.936 變位系數(shù)之和 = -0.05查變位系數(shù)線圖得： = -0.02 = -0.03五擋齒輪1、2參數(shù)：分度圓直徑 =86.42mm =65.56mm齒頂高 =2.

13、82mm =2.71mm式中： =-1.50 =1.45齒根高 =3.38mm =3.49mm齒頂圓直徑 =92.06mm =70.96mm齒根圓直徑 =79.66mm =58.8mm 當(dāng)量齒數(shù) =38.04 =35.41確定倒擋齒輪齒數(shù)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，初選后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距。=23，=14，則：=55.5mm 取56mm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 =276481=103mm 取102mm =32為了保證齒輪11和12的齒頂圓之間應(yīng)保持有

14、0.5mm以上的間隙，取=27計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距 =82.5mm計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 =1.64 分度圓直徑 =42 mm =69mm =96mm 齒頂高 齒根高 mm尺頂圓直徑 d+2 48mm mm mm 尺根圓直徑 2 mm mm mm 變位系數(shù)的齒輪 確立 齒輪 、當(dāng)量齒數(shù)比 根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)比，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)小齒輪變位系數(shù)為，則大齒輪變?yōu)橄禂?shù)為齒輪 、當(dāng)量齒數(shù)比 =1.39根據(jù)當(dāng)量齒數(shù)比，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)小齒輪變位系數(shù)為，則大齒輪變?yōu)橄禂?shù)為2.1.2 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

15、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 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：滲碳層深度0.81.2 時(shí)滲碳層深度0.91.3時(shí)滲碳層深度1.01.3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

16、、淬火處理，以提高表面硬度，細(xì)化材料晶面粒。2.1.3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為192n.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率98%，軸承傳動(dòng)效率96%。輸入軸 =238n.m輸出軸 =15096%99%=226.19n.m 輸出軸一擋 =226.192.690.960.99=578.27n.m 輸出軸二擋 =226.192.170.960.99=466.48n.m輸出軸三擋 =226.191.710.960.99=367.60n.m輸出軸四擋 =226.191.330.960.99=285.91n.m輸出軸五擋 =226.190.930.960.99=199.93n.m倒擋 =226

17、.192.85=612.67n.m2.2 輪齒的校核2.2.1 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1、倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力 圖2.1 齒形系數(shù)圖 （2.7） 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3.1。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400850mpa，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 ，=21，=13，=37

18、，=0.125，=0.142，=0.138，=612.67n.m，=226.19n.m=719.114mpa400850mpa =735.948mpa400850mpa = = 512.219mpa400850mpa2、 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （2.8） 式中：計(jì)算載荷，nmm；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180350mpa范圍，對(duì)貨車(chē)為100250mpa。（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力 ，=13，=35，

19、=0.16，=0.12，=578.27n.m，=226.19n.m， = =344.38mpa180350mpa = =245.26mpa180350mpa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的彎曲應(yīng)力=18，=39，=0.16，=0.12，=466.48n.m，=226.19n.m，=318.79mpa180350mpa =345.72mpa180350mpa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的彎曲應(yīng)力=21，=36，=0.15，=0.12，=367.60n.m，=226.19n.m =290.79mpa180350mpa=317.25mpa180350mpa（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的彎曲應(yīng)力=24，=32，=0

20、.14，=0.12，=285.91n.m，=226.19n.m = =270.65mpa180350mpa = =261.95mpa180350mpa（5）計(jì)算五擋齒輪1，2的彎曲應(yīng)力=29，=27，=0.16，=0.15，=226.19n.m，=199.93.m = =194.50mpa180350mpa= =176.81mpa180350mpa2.2.2 輪齒接觸應(yīng)力j （2.9） 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、；

21、、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=210000nmm-2，齒寬表2.2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190020009501000常嚙合齒輪和高擋13001400650700（1）計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力=578.27n.m，=226.19n.m， ， =41.42mm， =u=111.41 mm =8.02mm =21.58mm = =1453.0119002000mpa = =1285.46mpa19002000mpa（2）計(jì)算二擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=466.48

22、n.m，=226.19n.m，=47.95mm，=104.05mm =9.41mm =20.42mm = =1274.57mpa13001400mpa = =1369.03mpa13001400mpa（3）計(jì)算三擋齒輪5，6的接觸應(yīng)力=367.60n.m，=226.19n.m，=56.09mm，=95.91mm =19.08mm =11.16mm = =1017.11mpa13001400mpa = =949.94mpa13001400mpa（4）計(jì)算四擋齒輪3，4的接觸應(yīng)力=285.91n.m，=226.19n.m， =65.24mm， =86.76mm =17.51mm =13.17mm

23、= =1057.22mpa13001400mpa = =988.06mpa13001400mpa（5）五擋齒輪1，2的接觸應(yīng)力=226.19n.m，=199.93n.m， =78.76mm， =73.24mm =16.14mm =15.01mm = 951.23mpa13001400mpa = = 890.41mpa13001400mpa（6）計(jì)算倒擋齒輪11，12，13的接觸應(yīng)力=612.67n.m，=226.19n.m， mm mm mm =6.67mm =20.01mm =10.77mm = =1952.72mpa19002000mpa = =1508.00mpa19002000mpa

24、= =352.91mpa19002000mpa2.3 本章小結(jié)本章首先根據(jù)所學(xué)汽車(chē)?yán)碚摰闹R(shí)計(jì)算出主減速器的傳動(dòng)比，然后計(jì)算出變速器的各擋傳動(dòng)比；接著確定齒輪的參數(shù)，如齒輪的模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒寬、齒頂高系數(shù)；介紹了齒輪變位系數(shù)的選擇原則，并根據(jù)各擋傳動(dòng)比計(jì)算各擋齒輪的齒數(shù)，根據(jù)齒數(shù)重新計(jì)算各擋傳動(dòng)比，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。第3章 軸的設(shè)計(jì)與計(jì)算及軸承的選擇與校核3.1 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算3.1.1 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，

25、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hrc5863，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。3.1.2 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 （3.1）其中k為經(jīng)驗(yàn)系數(shù)取4.04.6所以

26、d=24.3628.01 mm 取d=26 mm圖3.1 軸的示意圖3.1.3 軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）軸的剛度驗(yàn)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 （3.2） （3.3） （3.4） 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），=2.1105mpa；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。 （3.5）軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0

27、.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撓度輸入軸剛度 圖3.2 輸入軸受力分析圖一擋齒輪所受力n，nmm，mm mm （3.6） =0.089mm （3.7） =0.109 =-0.00032rad0.002rad （3.8）輸出軸剛度圖3.3 輸出軸受力分析圖n，nmm，mm mm=0.061mm =0.138 =0.0012rad0.002rad輸入軸的強(qiáng)度校核（2）軸的強(qiáng)度計(jì)算變速器在一檔工作時(shí)：對(duì)輸入軸校核：計(jì)算輸入軸的支反力：nnn已知：a=86.125mm；b=194.875mm；l=281mm；d=27mm， 1、垂直面內(nèi)支反力對(duì)c點(diǎn)取矩，由力矩平衡可

28、得到a點(diǎn)的支反力，即： （3.9）將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.9）式，解得：=2950.34n同理，對(duì)a點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.10） （3.11）將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.10）、（3.11）兩式，得到：3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩b點(diǎn)的最大彎矩為： nmm nmm nmmb點(diǎn)的最小彎矩為：nmm4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩nmm5、計(jì)算合成彎矩nmmnmm軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.4所示：作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其

29、應(yīng)力為 (3.12)式中：（n.m）；軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（3.12）式，得：mpampa在低檔工作時(shí)，400mpa，符合要求。 圖3.4 輸入軸的強(qiáng)度分析圖對(duì)輸出軸校核：計(jì)算輸出軸的支反力：齒輪受力如下：nn n已知：a=86.125mm；b=194.875mm；l=281mm；d=40mm，對(duì)c點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到a點(diǎn)的支反力，即： （3.13）將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.13）式，解得：=2800.76n同理，對(duì)a點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得：2、水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知： （3.14） （3.15）將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.14）、（

30、3.15）兩式，得到：3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩b點(diǎn)的最大彎矩為： nmm nmm nmmb點(diǎn)的最小彎矩為： nmm4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩 nmm5、計(jì)算合成彎矩 nmm nmm軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.5所示： 圖3.5輸出軸的彎矩圖作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為 (3.16)式中：（n.m）；軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（3.16）式，得：mpampa3.2 軸承的選擇與校核3.2.1 輸入軸軸承選擇與校核 初選

31、軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇30205型號(hào)軸承kn，kn和30206型號(hào)軸承kn，kn1、變速器一檔工作時(shí) 軸承的徑向載荷：n，n 軸承內(nèi)部軸向力（查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：y=1.6）： nn n所以 n n計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到7，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到當(dāng)量動(dòng)載荷： n n為支反力。 查表 ， 根據(jù)壽命計(jì)算公式h 合格 合格3.2.2 輸出軸軸承的選擇與校核1.初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇軸承型號(hào)為：右軸承采用30205型號(hào)kn，kn左軸承采用30206型號(hào)kn，kn 變速器一檔工作時(shí)：齒輪上的力：軸承的徑向載荷：n，n 軸承內(nèi)部軸向力： 查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：y=

32、1.6nn n所以 n n計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到7，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到；，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到當(dāng)量動(dòng)載荷： n n為支反力。 查表 ， 根據(jù)壽命計(jì)算公式h 合格 合格本章小結(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(guò)計(jì)算，確定軸的最小軸頸，通過(guò)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(guò)軸頸，選擇合適的軸承，通過(guò)軸向力的大小對(duì)軸承進(jìn)行壽命計(jì)算。參考文獻(xiàn)1郝京順.汽車(chē)變速器的發(fā)展j.知識(shí)講座，2000(6)2楊通順變速器的黃金時(shí)代j汽車(chē)與配件，20033王尚軍.dc6j80t六檔變速器設(shè)計(jì)j.大同齒輪集團(tuán)有限責(zé)任公司，2002(1)4林紹

33、義.一種汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)j.機(jī)電技術(shù)，2004(1)5吳修義.國(guó)內(nèi)組合式機(jī)械變速器的現(xiàn)狀與發(fā)展j.現(xiàn)代零部件，2005(1)6吳修義.機(jī)械變速器系列化及與車(chē)輛的匹配j.變通世界，1999(9)7殷浩東.工程機(jī)械驅(qū)動(dòng)橋、變速器產(chǎn)品現(xiàn)狀與發(fā)展分析j.工程機(jī)械與維修， 2006(4)8張洪欣變速器優(yōu)化設(shè)計(jì)j哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社，20039王望予.汽車(chē)設(shè)計(jì)m.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，200310陳家瑞.汽車(chē)構(gòu)造m.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，200511吳際璋汽車(chē)構(gòu)造m北京：人民交通出版社，200412張陽(yáng),席軍強(qiáng),陳慧巖.半掛牽引車(chē)自動(dòng)變速器換檔策略研究j.北京理工大學(xué)機(jī)械與車(chē)輛工程學(xué)院，2006(2)13余

34、志生.汽車(chē)?yán)碚搈北京：機(jī)械工業(yè)出版社，200014劉惟信.汽車(chē)設(shè)計(jì)m.北京：清華大學(xué)出版社，200115王三民.諸問(wèn)俊.機(jī)械原理與設(shè)計(jì)m.北京：機(jī)械工業(yè)出版社，200116王世剛，張秀親，苗淑杰.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐m.哈爾濱：哈爾濱工程大學(xué)出版社，2001致 謝通過(guò)本次設(shè)計(jì)，使我對(duì)變速器有了更多的了解，明白了變速器設(shè)計(jì)的重要性對(duì)變速器的現(xiàn)狀及未來(lái)有了更深刻的了解，綜合運(yùn)用了汽車(chē)構(gòu)造、汽車(chē)?yán)碚撈?chē)設(shè)計(jì)、機(jī)械設(shè)計(jì)、液壓傳動(dòng)等課程知識(shí)，鞏固了所學(xué)知識(shí)。在本次畢業(yè)設(shè)計(jì)中，指導(dǎo)老師蘇清源一直關(guān)注著我的每一步進(jìn)展，并給了我很多的意見(jiàn)和建議，同時(shí)也對(duì)我提出了嚴(yán)格的要求，我能夠順利的完成畢業(yè)設(shè)計(jì)，和蘇老師的指導(dǎo)師分

35、不開(kāi)的，在此特別感謝蘇老師對(duì)我指導(dǎo)與幫助。另外，在這次畢業(yè)設(shè)計(jì)時(shí)，遇到很多問(wèn)題，車(chē)輛工程老師和同學(xué)也給了我很大幫助，非常感謝幫助過(guò)我的老師與同學(xué)。 附 錄manual transmission overview manual transmissions often feature a driver-operated clutch and a movable gear selector. most automobile manual transmissions allow the driver to select any forward gear ratio (gear) at any time

36、, but some, such as those commonly mounted on motorcycles and some types of racing cars, only allow the driver to select the next-higher or next-lower gear. this type of transmission is sometimes called a sequential manual transmission. sequential transmissions are commonly used in auto racing for t

37、heir ability to make quick shifts.manual transmissions are characterized by gear ratios that are selectable by locking selected gear pairs to the output shaft inside the transmission. conversely, most automatic transmissions feature epicyclic (planetary) gearing controlled by brake bands and/or clutch packs to select gear ratio. automatic transmissions that allow the driver to manually select the curre