汽車變速器課程設(shè)計(jì)

1、第1章 變速器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算21.1檔數(shù)21.2傳動(dòng)比確定31.3中心距a的確定41.4齒輪參數(shù)選擇51.4.1模數(shù)51.4.2壓力角51.4.3螺旋角61.4.4齒寬b71.5各檔齒輪齒數(shù)的分配71.6變速器齒輪的變位11第2章 齒輪與軸的設(shè)計(jì)計(jì)算152.1齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算152.1.1齒輪材料的選擇原則152.1.2各軸的轉(zhuǎn)矩162.1.3輪齒強(qiáng)度計(jì)算162.2軸的設(shè)計(jì)計(jì)算262.2.1軸的工藝要求262.2.2初選軸的直徑272.2.3軸最小直徑的確定282.2.4軸的強(qiáng)度計(jì)算282.3軸承選擇與校核432.3.1一軸軸承432.3.2二軸軸承452.3.3中間軸軸承46第1章 變速

2、器主要參數(shù)的選擇與計(jì)算本次課程設(shè)計(jì)是在已知主要整車參數(shù)的情況下進(jìn)行設(shè)計(jì)，已知的整車主要技術(shù)參數(shù)如表1.1所示： 式中：汽車行駛速度（km/h）； 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）； 車輪滾動(dòng)半徑（mm）； 變速器傳動(dòng)比； 主減速器傳動(dòng)比。已知：最高車速=91.5 km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=1；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格r16得到=335(mm)；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速=3000（r/min）；由公式得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式：表1.1 ca1041整車主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率47.5kw車輪型號(hào)r16發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩191.5n.m最高車速91.5km/h最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速2100r/min總質(zhì)量4063

3、kg1.1 檔數(shù)增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換檔頻率也增高。在最低檔傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，使換檔工作容易進(jìn)行。檔數(shù)選擇的要求：（1）相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下；（2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。目前，轎車一般用45個(gè)檔位變速器，貨車變速器采用45個(gè)檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車的傳動(dòng)比范圍在34之間，輕型貨車在56

4、之間，其它貨車則更大。文中設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際，變速器選用5檔變速器，最高檔傳動(dòng)比為1。1.2 傳動(dòng)比確定變速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低檔傳動(dòng)比與最高檔傳動(dòng)傳動(dòng)比的比值。1、最低檔傳動(dòng)比計(jì)算一檔傳動(dòng)比應(yīng)該滿足最大驅(qū)動(dòng)力用于克服車胎與路面的滾動(dòng)阻力及最大爬坡力， (1.1) （1.2）已知： 最大轉(zhuǎn)矩，n.mm； 車輪半徑，mm； 主減速器傳動(dòng)比，； 傳動(dòng)系傳動(dòng)效率；mg 汽車重力，mg=40639.8；，則代入公式（1.2）得到：=5.651根據(jù)車輪與路面的附著條件則 （1.3）在0.7-0.8之間取0.75，kg代入式（1.3）得到：由于本車為輕型車且無(wú)超速檔，一檔初選傳動(dòng)比不用過(guò)大，取5.70。

5、2、其他各檔傳動(dòng)比初選各檔傳動(dòng)比為等比分配則： 1.3 中心距a的確定文中設(shè)計(jì)為中間軸式變速器，初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算 （1.4）式中： 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，商用車=8.6-9.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距=191.5（n.m）； 變速器一檔傳動(dòng)比為5.7； 變速器傳動(dòng)效率，取96%。將各參數(shù)代入式（1.4）得到：（8.6-9.6）=（8.6-9.6）10.1571=87.35-97.51mm貨車的變速器中心距在80170mm范圍內(nèi)變化，初取a=92mm。1.4 齒輪參數(shù)選擇1.4.1 模數(shù)齒輪模數(shù)選取的一般原則：（1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；（2）為使質(zhì)量小些，

6、應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；（4）從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。 對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表1.2：表1.2 變速器齒輪的法向模數(shù)微型、普通級(jí)轎車中級(jí)轎車中型貨車重型貨車2.252.752.753.003.54.54.56.0選用時(shí)，優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的盡量不要用，表1.3為國(guó)標(biāo)gb/t13571987，可參考表1.3進(jìn)行變速器模數(shù)的選擇。表1.3 變速器常用的齒輪模數(shù)（摘自gb/t13571

7、987）第一系列11.251.52.002.503.00第二系列1.752.252.75（3.25）3.5綜合考慮文中設(shè)計(jì)由于低檔受力較大，變速器一檔及倒檔為同一模數(shù)取3.5mm；二檔三檔為3.0mm；四檔及一軸常嚙合齒輪為2.5mm。1.4.2 壓力角壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。 對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，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°

8、，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。本變速器為了便于進(jìn)行角度變位，全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。1.4.3 螺旋角 齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。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。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖1.1所示：圖1.1 中間軸軸向力的平衡欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：為使兩軸向力平衡，必須滿足：式中：作用在

9、中間軸承齒輪1、2上的軸向力；作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力； 齒輪1、2的節(jié)圓半徑；t 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。貨車變速器的螺旋角為：18°26°，一檔的選擇小些選為。1.4.4 齒寬b 齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來(lái)選定齒寬,=,齒寬系數(shù)，斜齒為6.08.5。1.5 各檔齒輪齒數(shù)的分

10、配在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動(dòng)及各部件如圖1.2所示：1第一軸 2第一軸常嚙合齒輪 3第一軸齒輪接合齒圈 4五檔同步器鎖環(huán)5、12、20結(jié)合套 6四檔同步器鎖環(huán) 7四檔同步器接合齒圈 8第二軸四檔齒輪 9第二軸三檔齒輪 10三檔齒輪接合齒圈 11三檔同步器鎖環(huán) 13、24、35花鍵轂 14二檔同步器鎖環(huán) 15二檔齒輪接合齒圈 16第二軸二檔齒輪 17第二軸一檔齒輪 18一檔齒輪接合齒圈 19一檔同步器鎖環(huán) 21倒檔檔齒輪接合齒圈 22第二軸倒檔齒輪 23第二軸 25中間軸倒檔齒輪 26中間軸 27倒檔軸 28倒檔中間

11、齒輪 29中間軸一檔齒輪 30中間軸二檔齒輪 31中間軸三檔齒輪 32中間軸四檔齒輪 33中間軸常嚙合傳動(dòng)齒輪 34變速器殼體圖1.2 變速器傳動(dòng)示意圖1、一檔齒數(shù)的確定一檔傳動(dòng)比為：如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動(dòng)比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和，一檔齒數(shù)和，直齒 斜齒 （1.5）中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時(shí)，對(duì)軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車可在1217之間選取，本設(shè)計(jì)取=15，初選， 代入公式（1.5）得到：取整得50，則。2、對(duì)中心距a進(jìn)行修正因?yàn)橛?jì)算齒數(shù)和后，經(jīng)過(guò)取整使中心距有了變化，所以要根據(jù)取定的齒數(shù)和和齒輪變位

12、系數(shù)重新計(jì)算中心距a，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)9。 （1.6） 將各已知條件代入式（1.6）得到：mm取整為95mm。3、常嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)確定而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即： （1.7） 已知各參數(shù)如下：代入式（1.7）得到：取整：，4、二檔齒數(shù)的確定已知：由式子 （1.8） （1.9）此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式： （1.10）聯(lián)解上述（1.10），（1.8），（1.9）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法。解得：，5、三檔齒數(shù)的確定已知：由式子 （1.11） （1.12） （1.13）聯(lián)解上式（1.11），（1.12），（1.

13、13）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法，解得：6、四檔齒數(shù)的確定已知：由式子 （1.14） （1.15） （1.16）聯(lián)解上述（1.14），（1.15），（1.16）三個(gè)式子，可采用比較方便的試湊法，解得：7、倒檔齒數(shù)的確定初選 （22-23）之間，小于取為14，為33不發(fā)生運(yùn)動(dòng)接觸所以合適。中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：取整65mm。二軸與倒檔軸之間的距離確定：mm1.6 變速器齒輪的變位采用變位齒輪的原因：（1）配湊中心距；（2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；（3）降低齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小

14、齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則：（1）對(duì)于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)；（2）對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大、小齒輪的變位系數(shù)；（3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計(jì)采

15、用角度變位來(lái)調(diào)整中心距。1、一檔齒輪的變位已知條件：，由計(jì)算公式，代入得到：查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：2、 常嚙合齒輪的變位已知條件：由計(jì)算公式代入得到：查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：3、二檔齒輪的變位已知條件：，由計(jì)算公式代入得到：查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：4、 三檔齒輪的變位已知條件：，由計(jì)算公式代入得到：查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：5、四檔齒輪的變位已知條件：，由計(jì)算公式代入得到：查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：6、倒檔齒輪的變位，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：第2章 齒輪與軸的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1 齒輪設(shè)計(jì)與計(jì)算變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕

16、、移動(dòng)換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。2.1.1 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11。3、考慮加工工藝及熱處理工藝大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作

17、。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度>350hbs）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)已切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無(wú)法磨齒的齒輪。常嚙合齒輪因其傳遞轉(zhuǎn)矩較大，且一直參與傳動(dòng)，磨損較大，應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20grmnti滲碳后淬火，硬度為5862hrc12。大齒輪用40gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為4855hrc。一檔傳動(dòng)比大，齒輪所受

18、沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。一檔小齒輪用20grmnti滲碳后淬火，硬度為5662hrc，大齒輪40gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，4655hrc；其余各檔小齒輪用40gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度4855hrc，大齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度4050hrc。2.1.2 各軸的轉(zhuǎn)矩一軸轉(zhuǎn)距 n·mm中間軸轉(zhuǎn)距=459.6n·mm二軸各檔轉(zhuǎn)距：一檔齒輪n·mm二檔齒輪n·mm三檔齒輪n·mm四檔齒輪n·mm2.1.3 輪齒強(qiáng)度計(jì)算1、斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （2.1）式中：圓周力（n），；計(jì)算載荷（n·mm）；節(jié)圓直徑（mm）；

19、法向模數(shù)（mm）;為斜齒輪螺旋角；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒面寬（mm）；法向齒距，；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖2.1中查得；重合度影響系數(shù)，=2.0。圖2.1 齒型系數(shù)圖將上述有關(guān)參數(shù)代入（2.1），整理得到： （2.2）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、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850mpa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。斜齒輪對(duì)貨車為100200mpa。（1）一檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核已知參數(shù)：n·mm,n·mm查齒形系數(shù)圖2.1得：； 代入公式（2.2）得：mpampa對(duì)于貨車當(dāng)計(jì)算載荷取變速器第一軸最大轉(zhuǎn)距

20、時(shí)，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于250mpa，均小于250mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。（2）常嚙合齒輪彎曲強(qiáng)度校核已知參數(shù)： ；n·mm,n·mm查齒形系數(shù)圖2.1得：代入公式（2.2）得：mpampa，均小于250mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。（3）二檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核已知參數(shù)：，n·mm,n·mm查齒形系數(shù)圖2.1得：；代入公式（2.2）得：mpampa，均小于250mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。（4）三檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核已知參數(shù)：，n·mm,n·mm查齒形系數(shù)圖2.1得：；代入公式（2.2）得：mpampa，均小于250mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。（

21、5）四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核已知參數(shù)：，；n·mm,n·mm查齒形系數(shù)圖2.1得：；代入公式（2.2）得：mpampa，均小于250mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。2、直齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算本設(shè)計(jì)中僅倒檔為直齒輪傳動(dòng)式中： 彎曲應(yīng)力； 圓周力（n），； 應(yīng)力集中系數(shù)，為1.5； 計(jì)算載荷（n·mm）； 節(jié)圓直徑（mm）； 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪為1.1，從動(dòng)齒輪為0.9； 齒寬（mm）； 端面齒數(shù)（mm），為模數(shù)； 齒形系數(shù)；整理得： （2.3） 已知參數(shù)：，n·mm查齒形系數(shù)圖2.1得：；代入公式（2.3）得：mpa當(dāng)計(jì)算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距

22、時(shí)，一檔，倒檔直齒輪的許用彎曲應(yīng)力在400-850之間，在許用范圍內(nèi)，所以滿足設(shè)計(jì)要求。3、斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力 （2.4）式中： 輪齒接觸應(yīng)力（mpa）；f 齒面上的法向力（n），；f1 圓周力（n），；tg 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；e 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作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)下表2.1：表2.1 變速器的許用接觸應(yīng)力齒輪mpa滲碳齒輪液體滲氮共滲齒輪一檔和倒檔

23、190020009501000常嚙合齒輪和高檔13001400650700（1）一檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知條件：，n·mm,n·mmn,nmm將已知數(shù)據(jù)代入公式（2.4）得：mpampa，均小于1900 mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。（2）常嚙合齒輪接觸應(yīng)力校核已知條件：，n·mm,n·mmn,nmm將已知數(shù)據(jù)代入公式（2.4）得到：mpampa，均小于1300mpa，所以滿足設(shè)計(jì)。（3）二檔齒輪已知條件：，n·mm,n·mmnnmm將已知數(shù)據(jù)代入公式（2.4）得到：mpampa，均小于13001400 mpa所以滿足設(shè)計(jì)要求。（4）三檔齒

24、輪已知條件：，n·m,n·mnnmm將已知數(shù)據(jù)代入公式（2.4）得到：mpampa，均小于1300-1400 mpa, 所以滿足設(shè)計(jì)要求。（5）四檔齒輪已知條件：，n·m，n·mnnmm將已知數(shù)據(jù)代入公式（2.4）得到：mpampa，均小于13001400 mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。4、直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知條件：n·m將已知數(shù)據(jù)代入公式（2.4）得到：nnnmmmpampampa，均小于1900 mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。2.2 軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時(shí)，

25、由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)該有足夠強(qiáng)的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此在設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)，其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。2.2.1 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hrc5863，表面光粗糙度不能過(guò)低。對(duì)于做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

26、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。 本設(shè)計(jì)經(jīng)過(guò)綜合考慮中間軸選用齒輪軸,材料與齒輪一樣為20crmnti。2.2.2 初選軸的直徑在已知中間軸式變速器中心距a時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑d為0.45a，軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對(duì)中間軸，對(duì)第二軸，。第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選：式中：k 經(jīng)驗(yàn)系數(shù)k=4.0-4.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距（n·mm）。第二軸和中間軸中部直徑=0.45mm的取值：中間軸長(zhǎng)度初選：mmmm第二軸長(zhǎng)度初選：mmmm第一軸長(zhǎng)度初選：mmmmmmmm取140mm。2

27、.2.3 軸最小直徑的確定按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算，對(duì)實(shí)心軸，其強(qiáng)度條件為： （2.5）式中： 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩n·mm，=191.5n·m；軸的抗扭截面模量(mm3)； 軸傳遞的功率（kw），=47.5kw； 軸的轉(zhuǎn)速，=3000；軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（mpa），見(jiàn)4.3表：表2.2 軸常用集中材料的及a值軸的材料q235-a，20q237，35（1c,18ni9ti）4540cr,35simn,38simnmo,3cr12,20crmnti/mpa15-2520-3525-4535-55a149-126135-112126-103112-97由式

28、2.5得到軸直徑的計(jì)算公式： （2.6）對(duì)中間軸為合金鋼則a查表得為100；p為47.5kw；。代入式（2.6）得mm取為35mm。二軸為45號(hào)鋼a查表得為103；p為47.5kw；代入式（2.6）得mm取為40mm。2.2.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算 軸的受力如圖2-2所示：圖2.2變速器受力圖1、軸的撓度驗(yàn)算初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。欲求中間軸式變速器第一軸的支點(diǎn)反作用力，必須先求第二軸的支點(diǎn)反力。檔位不同，不僅齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力不同，而且力到支點(diǎn)的距離也有變化，所以應(yīng)當(dāng)對(duì)每個(gè)檔位都進(jìn)行驗(yàn)算。驗(yàn)算時(shí)，將軸看作鉸接支承的梁。作用在第一軸上的轉(zhuǎn)矩應(yīng)取。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按

29、材料力學(xué)的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖4-3所示時(shí)，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，可分別用下式計(jì)算 （2.7） （2.8） （2.9）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），=2.1×105 mpa；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；、為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。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值

30、為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過(guò)青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。圖2.3變速器的撓度和轉(zhuǎn)角（1）變速器在一檔工作時(shí)二軸和中間軸的剛度第一軸軸上受力分析nnn中間軸軸上受力分析nnnnnn第二軸軸上受力分析nnn二軸軸剛度校核：將各已知參數(shù)代入公式（2.7）得到：n,mm,mm,mm,mm各已知參數(shù)代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmrad所以變速器二軸在一檔工作時(shí)滿足剛度要求。中間軸一檔處軸剛度校核：各已知參數(shù)代入

31、公式（2.7）得到：n,mm,mm, mm,mm,mm各已知參數(shù)代入公式（4.8），（4.9）得到：mm0.1194mm在0.10.15mm之間。所以符合要求。mmrad所以變速器二軸在一檔工作時(shí)滿足剛度要求。中間軸常嚙合齒處軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式（2.7）得到：n,mm,mm,mm,mmmm各已知參數(shù)代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmmmrad所以變速器在一檔時(shí)中間軸符合剛度要求。（2）變速器在二檔工作時(shí)二軸和中間軸的剛度第一軸軸上受力分析：nnn中間軸軸上受力分析：nnnnnn第二軸軸上受力分析：nnn二軸軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式（2.7）得到：n, mm, mm,

32、 mm, mmmm各已知參數(shù)代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmmmrad所以變速器二軸在二檔工作時(shí)滿足剛度要求。中間軸二檔處軸剛度校核：各已知參數(shù)代入公式（2.7）得到：n,mm,mm,mm,mm,mm各已知參數(shù)代入公式（2.8），（2.9）得到：mm0.1109在mm在范圍內(nèi)所以符合要求。mmrad（3）變速器在三檔工作時(shí)二軸和中間軸的剛度中間軸軸上受力分析：nnnnnn第二軸軸上受力分析：nnn二軸軸剛度校核各已知參數(shù)代入公式（2.7）得到：n,mm,mm,mm,mmmm各已知參數(shù)代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmmmrad 所以變速器二軸在三檔工作時(shí)滿足剛度要求。中間

33、軸三檔處剛度校核各已知參數(shù)代入公式（2.7）得到：n,mm,mm,mm,mm,mm各已知參數(shù)代入公式（2.8），（2.9）得到：mmmmmmrad所以變速器在三檔時(shí)中間軸符合剛度要求。（4）變速器在四檔工作時(shí)二軸和中間軸的剛度中間軸軸上受力分析：nnnnnn第二軸軸上受力分析：nnn二軸軸剛度校核各已知參數(shù)代入公式（2.7）得到：n,mm,mm,mm,mm,mm,各已知參數(shù)代入公式（2.8），（2.9）得到：mm<mm所以滿足要求。mmrad所以變速器二軸在四檔工作時(shí)滿足剛度要求。2、軸的強(qiáng)度計(jì)算（1）各軸的支反力一檔：第二軸垂直平面內(nèi)支反力如圖2.2：由得：mm,mm,mm,nn第二軸

34、水平面內(nèi)的支反力如圖2.2：由得：n由 得：n第一軸垂直方向支反力如圖2.2：n第一軸水平方向支反力如圖2.2：n中間軸垂直方向支反力由得：mm,mm,mm,n由得：n中間軸水平方向支反力由得：n由得：n（2）各軸的彎曲變形計(jì)算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)的支反力和之后，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： （2.10）式中：（nm）；軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；抗彎截面系數(shù)（mm3）；.在低檔工作時(shí)，400mpa。除此之外，對(duì)軸上的花鍵，應(yīng)驗(yàn)算齒面的擠壓應(yīng)力。變速器的一軸和中間軸用與齒輪相同的材料制造，二軸用45號(hào)鋼制造。一檔中間軸垂直方向彎矩計(jì)算圖2.4 一檔中間軸垂直方向受力、剪力圖、彎矩圖n,n,nmm,mm,mm一檔中間軸垂直方向彎矩如圖：ab段bc段cd段一檔中間軸水平方向彎矩計(jì)算：圖2.5一檔中間軸水平方向受力圖、剪力圖、彎矩圖n,n,n,n,mmmm,mm,cd段