整理中間軸式變速器設計

1、2.1.概 述2 中間軸式變速器設計2.1 傳動方案和零部件方案的確定2.1.1 傳動方案初步確定2.1.2 零部件結(jié)構(gòu)方案2.2 主要參數(shù)的選擇和計算2.2.1先確定最小傳動比2.2.2確定最大傳動比2.2.3擋位數(shù)確定2.2.4中心距 A2.2.5外形尺寸設計2.2.6齒輪參數(shù)3 變速器的設計計算3.1 輪齒設計計算3.1.1 齒輪彎曲強度計算3.1.2 輪齒接觸應力3.2 軸設計計算3.2.1軸的結(jié)構(gòu)3.2.2確定軸的尺寸3.2.3軸的校核目錄.錯. 誤！未定義書簽。2.2.3.4.4.5.6.8.1.3.1.3.1.3.1.61.8.1.8.1.81.9.圖 1：中間軸式變速器2中間軸

2、式變速器設計2.1傳動方案和零部件方案的確定作為一輛前置后輪驅(qū)動的貨車，毫無疑問該選用中間軸式多擋機械式變速器。 中間軸式變速器傳動方案的共同特點如下。(1)(2)(3)擋）可以采用或不設有直接擋； 1擋有較大傳動比； 檔位搞的齒輪采用常嚙合傳動，檔位低的齒輪（1 采用常嚙合齒輪川東南； 除1擋外，其他檔位采用同步器或嚙合套換擋； 除直接擋外，其他檔位工作時的傳動效率略低。2軸前端經(jīng)滾針軸 經(jīng)嚙合套將它們 擋采用滑動直齒輪2.1.1傳動方案初步確定（1）變速器第一軸后端與常嚙合主動齒輪做成一體，第 承支撐在第1軸后端的孔內(nèi)，且保持兩軸軸線在同一條直線上, 連接后可得到直接擋。檔位搞的齒輪采用常

3、嚙合齒輪傳動，1傳動。（2）倒檔利用率不高，而且都是在停車后在掛入倒檔，因此可以采用支持 滑動齒輪作為換擋方式。 倒擋齒輪采用聯(lián)體齒輪， 避免中間齒輪在最不利的正負 交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作， 提高壽命， 并使倒擋傳動比有所增加， 裝 在靠近支承出的中間軸 1 擋齒輪處。2.1.2 零部件結(jié)構(gòu)方案2.1.2.1 齒輪形式齒輪形式有直齒圓柱齒輪、 斜齒圓柱齒輪。 兩者相比較， 斜齒圓柱齒輪有使 用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造工藝復雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。 直齒圓柱齒輪僅用于抵擋和倒 擋。2.1.2.2 換擋機構(gòu)形式此變速器換擋機構(gòu)有直齒滑動齒

4、輪、 移動嚙合套換擋和同步器換擋三種形式。 采用軸向滑動直齒齒輪換擋， 會在輪齒端面產(chǎn)生沖擊， 齒輪端部磨損加劇并 過早損壞，并伴有噪聲，不宜用于高檔位。為簡化機構(gòu)，降低成本，此變速器 1 擋、倒擋采用此種方式。常嚙合齒輪可用移動嚙合套換擋。 因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多， 嚙 合套不會過早被損壞， 但不能消除換擋沖擊。 目前這種換擋方法只在某些要求不 高的擋位及 重型貨車變速器上應用。因此不適合用于本設計中的變速器，不采 用嚙合套換擋。使用同步器能保證換擋迅速、無沖擊、無噪聲，得到廣泛應用。雖然結(jié)構(gòu)復 雜、制造精度要求高、 軸向尺寸大，但為了降低駕駛員工作強度， 降低操作難度， 2擋以上

5、都采用同步器換擋。2.1.2.3 變速器軸承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。必須變速器第 1 軸、第 2 軸的后部軸承以及中間軸前、 后軸承， 按直徑系列一般 選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。 中間軸上齒輪工作時產(chǎn)生的軸向力， 原則上 由前或后軸承來承受都可以； 但當在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時候， 由后端軸承承受軸向力， 前端采用圓柱滾子軸承承受徑向力。 滾針軸承、 滑動軸 套用于齒輪與軸不固定連接， 有相對轉(zhuǎn)動的地方， 比如高檔區(qū)域同步器換擋的第 2 軸齒輪和第 2 軸的連接，由于滾針軸承滾動摩擦損失小，傳動效率高，徑向配 合間隙小，定位及運

6、轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合，在不影響齒輪結(jié)構(gòu)的情況下， 應盡量使用滾針軸承。2.2主要參數(shù)的選擇和計算目前，貨車變速器采用4-5個擋或多擋，多擋變速器多用于重型貨車和越野 汽車。因此擋位數(shù)大致在4-5個，需要通過計算傳動比范圍后最后確定。2.2.1先確定最小傳動比傳動系最小傳動比可由變速器最小傳動比和主減速器傳動比 的乘積來表3-1通常變速器最小傳動比取決于傳動系最小傳動比和主減速器傳動比而根據(jù)汽車理論，汽車最高車速時變速器傳動比最小，則根據(jù)公式=0.3773-2式中：為汽車行駛速度，km/h; n為發(fā)動機轉(zhuǎn)速，r/min; r為車輪半徑,m;指為最高檔傳動比?？傻?0.3773-3輕型車輪胎尺

7、寸根據(jù)GB/T2977-1997載重汽車輪胎系列可選用7.50R20,即輪胎名義寬度7.5in,輪輞名義直徑16in,輪胎扁平率為90-100,在此取90,則輪胎直徑可以算為r=0.435(m)汽車給定的最大車速為100km/h,發(fā)動機轉(zhuǎn)速為2566.3r/min，代入式得=4. 23另外，為了滿足足夠的動力行呢，還需要校核最高檔動力因數(shù)。一般汽車直接擋或最高檔動力因數(shù)取值范圍如下表所示中型貨車微型貨車轎車0.04-0.080.080.10.10.12動力因數(shù)取值=0.06，最小傳動比本設計汽車總質(zhì)量為7000t，為中型貨車，可選取 與最高檔動力因數(shù)有如下關(guān)系3-4式中：為直接擋或最高檔時，發(fā)

8、動機發(fā)出最大扭矩時的最大車速，km/h，此時可近似取 =。其它參數(shù)見下表。小傳動比為=4.11。若按變速器直接擋=1,則=4.11，該車采用單級主減速器，主減速器傳動比，滿足要求。參數(shù)說明n(N.m)最大轉(zhuǎn)矩對應 轉(zhuǎn)速（r/mi n ）空氣阻力系數(shù)迎風面積A（卅）(km/h)0.9549.72566.30.75.6100根據(jù)3-4式可得 =5.27>4.23 。同時為了得到足夠的功率儲備取傳動系最一般貨車最大爬坡度為30%即 16.7 °2.2.2確定最大傳動比確定傳動系最大傳動比，要考慮三方面問題，最大爬坡度或1擋最大動力因、附著力和汽車最低穩(wěn)定車速。傳動系的最大傳動比通常是

9、變速器傳動比 與主減速器傳動比的乘積，即3-5當汽車爬坡時車速很低,可以忽略空氣阻力，汽車的最大驅(qū)動力應為3-6各表達式展開為3-73-8各參數(shù)見下表計算參數(shù)表nfr(m)(kg)(N.m)0.90.024.110.4357000549.7代入3-8式計算可得> 4.50。1擋傳動比還應滿足附著條件3-9對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式3-10式中：為后軸質(zhì)量，查表得滿載時取值范圍為=(65%-70% ，選取65.3% ，即滿載時后軸質(zhì)量為4571kg將式3-9代入式3-10求得，計算可得。結(jié)合上面已經(jīng)計算數(shù)值> 4.23。故c初步取 =4.5，即變速器傳動比范圍是14.5,

10、傳動系最大傳動比=18.495。2.2.3擋位數(shù)確定增加變速器擋位數(shù)能夠改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。擋位數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也增高。在最低擋傳動比不變的條件下，增加變速器的擋位數(shù)會使變速器相鄰的低擋與高擋之間的傳動比比值減小，換擋容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之 后，應該確定中間各擋的傳動比。實上上，汽車傳動系各擋傳動比大體上是按照等比級數(shù)分配的。因此，各擋傳動比的大致關(guān)系為I g1I g2qI g2I g3式中：q為各擋之間的公比。當擋位數(shù)為n時，有對于本變速器，擋位數(shù)暫定為4,貝U= n£1=V45=l.65v1.8一般擋數(shù)選

11、擇要求如下。1）為了減小換擋難度，相鄰檔位之間的傳動比比值在1.8以下。2）高擋區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比抵擋相鄰擋位之間的比值小。=2.72，=q=1.65,=1.即本例滿足要求，確定擋位數(shù)為 4,貝U =4.5,2.2.4中心距 A對于中間軸式變速器，中間軸與第 2軸之間的距離稱為變速器中心距 A。變速器中心距是一個基本參數(shù)，對變速器的外形尺寸、體積和質(zhì)量大小、齒輪的接 觸強度都有影響。中心距越小，齒輪的接觸應力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心 距應當由保證輪齒有必要的接觸強度來確定。初選中心距A時，可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算A=3-11式中:為中心距系數(shù)，貨車為為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩

12、,為變速器擋傳動比；n為變速器傳動效率,取 96%。貨車的變速器中心距在80170mm范圍內(nèi)變化。對于本中型貨車，可取 =9.0，其余取值按照已有參數(shù)計算3-11 式可得 A 120.07mm2.2.5外形尺寸設計貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，4擋為（2.22.7 ） A。當變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應取給出范圍的上限。本中型貨車，4擋變速器殼體的軸向尺寸取 2.7A，即324.20mm取整得L=325mm2.2.6齒輪參數(shù)226.1 .模數(shù)的選取變速器齒輪模數(shù)選取的一般原則如下1)為了減少噪聲應合理減小模數(shù)，同時增加齒寬;2)為使質(zhì)量小些，應該增加模數(shù)，同時減少齒寬;3)

13、4)從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用同一種模數(shù);從強度方面考慮，格擋齒輪應該選用不同模數(shù)；5)對于貨車，減少質(zhì)量比減小噪聲更加重要，因此模數(shù)應該選得大一些;6)抵擋齒輪選用大一些的模數(shù)，其他檔位選用另一種模數(shù)。查表可知，中型貨車變速器齒輪法向模數(shù)范圍為 3.54.5,所選模數(shù)應該符合國家標準GB/T 13571987漸開線圓柱齒輪模數(shù)的規(guī)定。優(yōu)先選用第一系列的模數(shù)，盡量不選括號內(nèi)的模數(shù)。遵照以上原則，1擋直齒齒輪選用模數(shù) m=4.0m m,其余檔位斜齒齒輪選=4.00mm。同步器與嚙合套的結(jié)合齒多采用漸開線齒形，出于工藝性考慮，同一變速器中的結(jié)合齒模數(shù)相同，其取值范圍如下表。接合齒模數(shù)取值乘用

14、車中型貨車重型貨車2.03.51.8vma <14mk >142.03.53.55.0選取較小的模數(shù)可是齒數(shù)增多，有利于換擋，在此取2.0。2.2.6.2壓力角a壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高齒輪的抗彎強度和表面接觸強度。對貨車，為提高齒輪強度應選用22.5°或25。等大些的壓力角。國家規(guī)定的 標準壓力角為20°，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。遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為 20°，嚙合套或同

15、步器壓力角為 30°。226.3螺旋角p齒輪的螺旋角對齒輪工作噪聲、齒輪強度、軸向力有影響。選用大些的螺旋 角時，可使齒輪嚙合的重合度增加，因而平穩(wěn)工作、噪聲降低。從提高抵擋齒輪 的抗彎強度出發(fā)，以 15°25°為宜，從提高高檔齒輪的接觸強度和重合度出發(fā)，應當選用 大些的螺旋角。斜齒輪螺旋角選用范圍為貨車變速器是 18°26°。2.2.6.4 齒寬 b齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時受力的 均勻程度等均有影響。選用較小的齒輪可以縮短變速器的軸向尺寸和減少質(zhì)量， 但齒寬減少使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點削弱， 齒輪工作應力增加

16、； 選用較大的齒寬， 工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜， 是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)的大小來確定齒寬b。直齒為b= m,為齒寬系數(shù)，取值范圍 4.58.0，。斜齒為 b=嚙合套或同步器接合齒的工作寬度初選時可選為24mm。取值范圍 6.08.5。第一軸常嚙合齒輪副的齒寬系數(shù) 可取大些，是接觸線長度增加，接觸應力 降低，以提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。因此，在此1擋第1軸常嚙合直齒齒輪寬度取=8.0x4.0=32 (mm)，第2軸常嚙合直齒齒輪的寬度取=7.0x4=28 (mm)，其余檔位斜齒齒輪寬度取=7.0x4=28 (mm )。同時為增加嚙合強度和穩(wěn)

17、定性，相互嚙合齒輪寬有12mm調(diào)整。2.2.6.5 齒輪變位系數(shù)的選擇原則采用變位齒輪的原因為：配湊中心距；提高齒輪的強度和壽命；降低齒輪的 嚙合噪聲。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。 高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度接近的程度。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質(zhì)量指標，故采用得較多。變位系數(shù)的選擇原則如下。1)對于高檔齒輪，應按保證最大接觸強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則 選擇變位系數(shù)。2) 對于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強度，應根據(jù)危險斷面齒厚相等的 條件來選擇大小齒輪的變位系數(shù)。3)總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強度越低

18、。但易于吸收沖擊振動，噪聲 要小一些。為了降低噪聲，對于變速器中除去 1、2擋以外的其他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)應該逐擋增大。1、2擋和倒擋齒輪應該選用較大的值。226.6齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)，選標準值1.0。2.2.6.7各檔齒輪齒數(shù)的分配(1)確定一檔齒輪齒數(shù)1擋傳動比3-111擋采用直齒滑動齒輪傳動+3-12JrlKTI其中模數(shù) m=4.0,中心距A=120.7mm，代入3-12式得 =60.035,取整為60,然后進行大小齒輪數(shù)分分配。中間軸上1擋齒輪 的齒數(shù)應該盡量少些，以便使的傳動比大些，初取=17，貝U =43。(2)修正中

19、心距AA' =m /2=120 (mm)通過選用正角度變位系數(shù)，可以湊出新的中心距為(3)確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)A=120mm。常嚙合傳動齒輪中心距和1擋齒輪的中心距相等，即A=3-133-14其中，常嚙合齒輪、米用斜齒圓柱齒輪，模數(shù) =4,初選螺旋角=26°代入3-13和3-14,解得19.40,取整得 =19, J則 取整為35,此時4.66,接近原傳動比4.5,可認為齒輪齒數(shù)分配合理。根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式子3-14修正螺旋角=25.8°。(4)確定其他各檔齒輪的齒數(shù)1) 2擋齒輪齒數(shù)。2擋采用斜齒輪傳動A=3-153-16由式3-11可知3-17此外，從抵消

20、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)=其中 =2.72,初選螺旋角=18°,計算式3-17左右兩端得=1.57=1.49v 1.57相差不大，基本滿足要求。將 =18°代入3-15和3-16可求得 =23.04,取整23;=33.96,取整為34。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比2.72等于原始傳動比2.72，故滿足設計要求。按式3-16算出精確的螺旋角 =18.2°。2) 3擋齒輪齒數(shù)的計算。3擋常嚙合齒輪采用斜齒輪，計算方法與 2擋類似3-18A=3-193-20其中=1.65,初選螺旋角=22 °,計算式3-20左右兩端得=1.23=

21、1.19v 1.23相差不大，基本滿足要求。將 =22°代入3-18和3-19可求得 =30.12,取整為30;=26.87,取整為27,為避免出現(xiàn)不均與接觸傳動，改為=29。根據(jù)所確定的齒數(shù)，核算傳動比=1.72戲1.65,滿足設計要求。按式3-16算出精確的螺旋角 =21.0°。3) 4擋為直接擋,(5)確定倒擋齒輪齒數(shù)及中心距倒擋選用的模數(shù)與1擋齒輪相同，中間軸上倒擋齒輪 的齒數(shù)已經(jīng)確定為19, 倒擋軸上的倒擋齒輪 一般在2133之間選取。初選 =21，m=4則中間軸與倒擋軸的中心距為=76(mm)倒擋齒輪與1擋齒輪嚙合，初選=23,則可計算倒擋軸與第2軸的中A心距為

22、=132(mm)=黑=空¥=3.63z1z8z10 19X 1923重新確定各檔傳動比:檔位一檔二檔三檔四檔倒檔傳動比4.662.721.721.003.633變速器的設計計算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點蝕）、移動換 檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用;一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊 載荷。 所以需要對齒輪進行計算和校荷。3.1輪齒設計計算與其它機械設備用變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相 似的。此外，汽車變速器齒輪用的材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支 承方式

23、也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制作，采用剃齒或磨齒精加 工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7級。因此，比用于計 算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪， 同樣可以獲得較 為準確的結(jié)果。3.1.1齒輪彎曲強度計算（1）一檔直齒輪彎曲應力軋，查文獻2可知:a應力集中系數(shù),Kq1-65；btyFt 圓周力（N），F(xiàn)1號；Tg為計算載荷（Nmm）; d為節(jié)圓直3-21式中:J 彎曲應力（MPa）;徑（ mm）；K f 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪K f =1.1，從動齒輪 K f =0.9;b 齒寬（mm）;t 端面齒距,Y齒形系數(shù),7=0.19因為齒輪節(jié)圓直徑

24、d=mz，式中z為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式3-21后得_ 2TgK 小 f兀 m'zKcY3-22當計算載荷Tg取作用到變速器第齒形系數(shù)圖（假定載荷作用在齒頂a =20 °，f0=1）（2）二檔斜齒輪彎曲應力%，查文獻2可知:400850MPa,查文一軸上的最大轉(zhuǎn)距Temax時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應力在 獻2可知，%=600 MPa。Tg取作用在變速器第1軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax根據(jù)傳動比換算到1擋的值，知Tg=Temax 互=549700x35 =1012605.3Z119由公式3-22得:2TgGKf兀 m'zKcY 2勺012605咒1.65咒1.1兀

25、天43咒19咒8.0咒0.19=633.02MP a<110%pw滿足設計要求。J 彎曲應力（MPa）;Ft 圓周力（N），F(xiàn)-i徑( mm)；btVKg3-232T T; 'g為計算載荷（N- mm）; d為節(jié)圓直 dd = mn -z/c o SP斜齒輪螺旋角（),P =20 °Kb應力集中系數(shù),Kb=1.50;b 齒寬（mm）；t 法向齒距，tmnY齒形系數(shù)，J0.18K g重合度影響系數(shù)，K g=2.0。將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式3-23,整理后得到斜齒輪彎曲應力為:3-242Tg cos PKd=3T兀mn收芯當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距Tema

26、x時，斜齒輪許用彎曲應力在100250MPa,查文獻2可知，%=320 MPa。由公式3-24 得:2TgcosPKcrc =gw 兀 'Z minYKcKg2xi012605xcos25.8°xi.503兀天23咒43".18咒8.0咒2=205.4MP a< pw滿足設計要求。3.1.2輪齒接觸應力式中:(1 1 ?+Pb丿3-25bj 輪齒的接觸應力（MPa）;F 齒面上的法向力（N）, F=Fi/（o ao P ）; Fi為圓周力;B 斜齒輪螺旋角（° ）;E 齒輪材料的彈性模量（MPa）, Eh2"1"05”Pab 齒輪

27、接觸的實際寬度（mm）；Pz 主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪Pz=rzSina，斜齒輪Pz = (rz sinacos2 P .“一從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）,直齒輪Pb =rbSina ,斜齒輪 Pb (rbSina/cos2 P ；將作用在變速器第一軸上的載荷Tema2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力 J查文獻2可知，見表4.1表4.1變速器齒輪的許用接觸應力crj（MPa）齒輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔齒輪1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒700計算第一軸常嚙合齒輪接觸應力bj2TgTemax459 7F = =

28、: =6436.8 Nd cosa COS 卩2 mnZ cosa 4x19x cos20Pz =(rzSin a 'cos2 P =16.03mmPb =(rbSinacos2 P = 29.53mm=8.0x4=32(mm)由公式3-25得:cTj =0.418= 0.4186436.8 X 2.1 x105 <32129.53 16.03 丿=842.83MP a<bj滿足設計要求。計算高檔3擋常嚙合齒輪接觸應力2TgF d COSa cos P4Xe max z1=2572.5Nmnz4z2 cosa2Pz = rzSino / cosP4= 22.76mm2cos

29、2 P42Pb = rb sin a/cosP4=旦3栄=21.19mm 2cos2 P4b = 7.0 x 4 =28 mm由3-25式得CTj =518.46MP,滿足設計要求。計算二軸一檔直齒輪接觸應力bjFi2TgTemaxz1 z9F =cos ad cos a mz8z10z2 cos。54970019咒 22_ 3冥 19 咒 21 咒 35X COS20 _ 5836.5 N NP nsin Wamm2門.mz7Si netPb "bSina = 28.04mm2由公式3-25得：»0.418|吏口j V b IP丄+丄e Pb丿=0叫58呼叫盤爲28619

30、.29 MP avQ滿足設計要求。本設計變速器齒輪材料采用 20CrM nTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。3.2軸設計計算3.2.1軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根 據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，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， 而花鍵尺寸應與離合器從動 盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設計米用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于 一檔和倒檔齒輪較小，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3.2.2確定軸的尺寸

31、變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配 工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗公 式初步選定:第二軸和中間軸中部直徑:d 止(0.40- 0.50)A =0.45x120 止54mm第一軸花鍵部分:d =4.4x V5497 沁6mm式中Temax-發(fā)動機的最大扭矩，N" mK-經(jīng)驗系數(shù)，K=4.04.6為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。 因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選取:第一軸和中間軸:d/L=0.160.18;第二軸:d

32、/L=0.180.21。由殼體總長L=324mm,中間軸兩支撐間距離取316mm,由經(jīng)驗公式第二軸為268mm則中間軸d/L=0.171，第二軸d/L=0.20,滿足設計要求。3.2.3軸的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足 夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。 對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，而中間軸在工作時同時有兩對齒輪副嚙 合，故應對進行校核，又因常嚙合與一檔齒輪副十分接近支撐處，變形量較小， 且高檔轉(zhuǎn)矩小，故選擇二檔進行校核。323.1中間軸的剛度校核變速器齒輪軸在垂直面和水平面內(nèi)的撓度及轉(zhuǎn)角公式如下:F _2b2f汁盤心i.050.10mmF航2fk JJ=0.050.15mm"哮JA0.002rad全撓度壇= Jfc2 +fs2抽送】"20式中: