兩軸式變速器畢業(yè)設(shè)計說明書最終版

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上目 錄 專心-專注-專業(yè)第1章 變速器的設(shè)計與計算校核3.1 變速器主要參數(shù)的選擇本次設(shè)計是在整車參數(shù)已知的情況下，車型已知的情況下進行設(shè)計，整車主要技術(shù)參數(shù)如表3.1所示：表3.1 夏利N3整車主要技術(shù)參數(shù)發(fā)動機最大功率48kw最大功率時轉(zhuǎn)速6000r/min發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩89N·m最大轉(zhuǎn)矩時轉(zhuǎn)速3600r/min總質(zhì)量866kg最高車速145km/h車輪型號165/70R13對應(yīng)輪胎半徑r27mm1.1.1 檔數(shù)近年來，為了降低油耗，提高燃油經(jīng)濟性，變速器的檔數(shù)都有增加的趨勢。目前，一般乘用車用45個檔位的變速器。發(fā)動機排量大的乘用車變速器多用5個檔。商

2、用車變速器采用45個檔或多檔。載質(zhì)量在2.03.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.08.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。14檔數(shù)選擇的要求：根據(jù)變速器變速比范圍，相鄰檔位之間的傳動比，比值應(yīng)該控制在1.8以下。而高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比，比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。 因此，本次設(shè)計的轎車變速器為5檔變速器。1.1.2 傳動比范圍變速器傳動比范圍是指汽車變速器最高檔與最低檔傳動比的比值。最高檔通常是直接檔，其傳動比一般為1.0；但是有的變速器最高檔是超速檔，傳動比小于1，一般為0.70.8。最低檔傳動比選取的影響因素有：發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩、最低

3、穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑以及所要求達到的最低穩(wěn)定行駛車速等。國內(nèi)乘用車的傳動比范圍一般在3.04.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車一般在5.08.0之間，其它商用車則更大。14根據(jù)本次設(shè)計的變速器類型，將最高檔傳動比定為0.78。1.1.3 變速器各檔傳動比的確定1、主減速器傳動比的確定發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為12： （3.1）式中：汽車行駛速度（km/h）； 發(fā)動機轉(zhuǎn)速（r/min）； 車輪滾動半徑（m）； 變速器傳動比； 主減速器傳動比。已知：最高車速=145 km/h；最高檔為超速檔，傳動比=0.78；車輪滾動半徑，

4、由所選用的輪胎規(guī)格，185/60R14得到=27(cm)；發(fā)動機轉(zhuǎn)速=6000（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動比公式：2、最低檔傳動比計算從已知車型參數(shù)可知，最低檔傳動比的計算可以按最大爬坡度設(shè)計，通過對坡度的計算，滿足汽車的通過性，在用一檔通過要求的最大坡道角的坡道時，該汽車驅(qū)動力應(yīng)大于或等于此時的滾動阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計）。用公式表示如下12： （3.2）式中：G 車輛總重量(N)； 坡道面滾動阻力系數(shù)(對瀝青路面=0.010.02)；發(fā)動機最大扭矩(N·m)； 主減速器傳動比； 變速器傳動比； 為傳動效率（0.850.9）；R 車輪滾動

5、半徑；最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約）由公式（3.2）得： （3.3）已知：m=866kg；r=0.27m； N·m；g=9.8m/s2；，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式：為了汽車滿足不產(chǎn)生滑動，條件就是：當汽車處于一檔行駛時，發(fā)出最大驅(qū)動力，汽車運轉(zhuǎn)的驅(qū)動輪不產(chǎn)生滑轉(zhuǎn)現(xiàn)象。公式表示如下12： （3.4）式中：驅(qū)動輪的地面法向反力，； 驅(qū)動輪與地面間的附著系數(shù)；對干燥凝土或瀝青路面可取0.70.8之間。已知：前輪軸荷kg；取0.6，把數(shù)據(jù)代入（3.4）式得：所以，一檔轉(zhuǎn)動比的選擇范圍是：初選一檔傳動比為3。3、變速器各檔速比的配置方案按等比級數(shù)分配各檔傳動比12： 1.1

6、.4 中心距的選擇初選中心距可根據(jù)以往的設(shè)計經(jīng)驗公式計算14： （3.5）式中：A 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，乘用車=8.99.3；發(fā)動機最大輸出轉(zhuǎn)距為89（N·m）； 變速器一檔傳動比為3.05； 變速器傳動效率，取96%。（8.99.3）=（8.9-9.3）6.352=56.53559.076mm轎車變速器的中心距在6080mm范圍內(nèi)變化。初取A=58mm。1.1.5 外形尺寸在設(shè)計變速器的橫向外形尺寸時，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過渡）齒輪和換檔機構(gòu)的布置初步確定。變速器殼體軸向尺寸的影響因素：檔數(shù)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式14。乘用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下

7、列公式選用：mm初選長度為196mm。1.1.6 齒輪參數(shù)的選擇1、模數(shù)選取齒輪模數(shù)時根據(jù)設(shè)計要求，一般要遵守的原則是14：在變速器中心距相同的條件下，盡量選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時增加齒寬可使齒輪粘合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量輕便，應(yīng)該增加模數(shù)，同時減少齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對于轎車，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。14表3.2 汽車變速器齒輪的法向模數(shù)14車 型乘用車的發(fā)動機排量V/L貨

8、車的最大總質(zhì)量/t1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<<14>14模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.00轎車模數(shù)的選取以發(fā)動機排量作為依據(jù)，由表3.2選取各檔模數(shù)為，由于轎車對降低噪聲和振動的水平要求較高，根據(jù)本次設(shè)計要求，各檔均采用斜齒輪。2、壓力角設(shè)計壓力角較小時，齒輪傳動就會出現(xiàn)重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度，從而延長齒輪壽命。對于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對貨

9、車，為提高齒輪強度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角15。 實際上，因國家規(guī)定的標準壓力角為20°，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。14為了加工方便，本次設(shè)計變速器，全部選用標準壓力角20°。3、螺旋角齒輪的螺旋角不僅對齒輪工作噪聲有影響，對輪齒的強度和軸向力也有影響。選用大些的螺旋角時，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。 根據(jù)齒輪傳動原理和試驗證明：隨著螺旋角的增大，齒輪的強度會相應(yīng)提高，但當螺旋角

10、大于30°時，其抗彎強度會驟然下降，而接觸強度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角，以15到25度為宜；而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，應(yīng)當選用較大的螺旋角。14本設(shè)計初選螺旋角全部為22°。4、齒寬在選擇齒寬時，應(yīng)該注意齒寬對變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強度和齒輪工作時的受力均勻程度等均有影響。14考慮到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。此外根據(jù)設(shè)計原則，齒寬應(yīng)盡量減小，應(yīng)使斜齒輪傳動平穩(wěn)的優(yōu)點被削弱。此時雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補償，但這時軸承承受的軸向力增大，反而會使其壽命降低。齒寬窄

11、又會使齒輪的工作應(yīng)力增加，不利于齒輪傳動。選用較大的齒寬，工作中會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。14通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬14：斜齒，取為6.08.5，取7.8mm5、齒頂高系數(shù)14齒頂高系數(shù)對重合度、輪齒強度、工作噪聲、輪齒相對滑動速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.750.80的短齒制齒輪。在齒輪加工中，加工精度提高以后，包括我國在

12、內(nèi)的標準，基本上規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細高齒。綜合以上分析，本次設(shè)計取為1.00。1.1.7 各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動比的計算在上一章中初選了中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角，根據(jù)設(shè)計原則以及變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。必須注意的是齒數(shù)的選取，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻16。根據(jù)圖3.1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動比。1、一檔齒數(shù)及傳動比的確定一檔傳動比為：取整得43。小轎車可在1217之間選取，取13，則。則一檔傳動比為： 1-一檔主動齒輪 2-一檔從動齒輪 3-

13、二檔主動齒輪 4-二檔從動齒輪 5-三檔主動齒輪 6-三檔從動齒輪 7-四檔主動齒輪 8-四檔從動齒輪 9-五檔主動齒輪 10-五檔從動齒輪 11-倒檔主動齒輪 12-倒檔中間軸齒輪 13-倒檔輸出軸齒輪圖3.1 五檔變速器傳動方案簡圖2、對中心距A進行修正取整得mm，為標準中心矩。3、二檔齒數(shù)及傳動比的確定 （3.6） （3.7）已知：=60mm，=2.143，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（3.6）、（3.7）兩式，齒數(shù)取整得：，所以二檔傳動比為：4、三檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3.8） （3.9）已知：=60mm，=1.531，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（3.8）、（3.9）兩式，齒數(shù)取整得：，所以三檔

14、傳動比為：5、計算四檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3.10） （3.11）已知：=60mm，=1.094，=2. 5，；將數(shù)據(jù)代入（3.10）、（3.11）兩式，齒數(shù)取整得：，所以四檔傳動比為：6、計算五檔齒輪齒數(shù)及傳動比 （3.12） （3.13）已知：=60mm，=0.78，=2.5，；將數(shù)據(jù)代入（3.12）、（3.13）兩式，齒數(shù)取整得：，所以五檔傳動比為：7、計算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動比初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=23，輸入軸齒輪齒數(shù)=11，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運動干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： （3.14）已知：，把數(shù)據(jù)代入（3.14）式，齒數(shù)

15、取整，解得：，則倒檔傳動比為：輸入軸與倒檔軸之間的距離：mm取 輸出軸與倒檔軸之間的距離：mm取 1.1.8 變速器齒輪的變位齒輪通過變位可以提高齒輪強度，采用變位齒輪可以配湊中心距；提高齒輪的強度和使用壽命；降低齒輪的嚙合噪聲17。為了降低噪聲，對于變速器中除去一、二檔，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。本次設(shè)計螺旋角定為：一檔至五檔 倒檔根據(jù)機械設(shè)計手冊及相關(guān)圖表得17：1、 一檔齒輪的變位當 A0=60 Z1=13 Z2=30時，查得總變位系數(shù)X=0.839 變位系數(shù)分配為X1=0.450 X2=0.3892、 二檔齒輪的

16、變位 當 A0=60 Z3=14 Z4=29時，查得總變位系數(shù)X=0.839 變位系數(shù)分配為X3=0.311 X4=0.2113、 三檔齒輪的變位當 A0=60 Z5=17 Z6=26 時，查得總變位系數(shù)X=0.839變位系數(shù)分配為X5=0.296 X6=0.2264、 四檔齒輪的變位當 A0=60 Z7=21 Z8=22 時，查得總變位系數(shù)X=0.839變位系數(shù)分配為X7=0.210 X8=0.6295、 五檔齒輪的變位當 A0=60 Z9=25 Z10=18 時，查得總變位系數(shù)X=0.839變位系數(shù)分配為X9=0.197 X10=0.6426、 倒檔齒輪的變位輸入軸與倒檔軸之間：當 A0=

17、46 Z11=11 Z12=23 時，查得總變位系數(shù)X=0.200變位系數(shù)分配為X11=0.17 X12=0.03輸出軸與倒檔軸之間： 當 A0=70 Z12=23 Z13=30時，查得總變位系數(shù)X=0.13 變位系數(shù)分配為X12=0.03 X13=0.161.1.9 總結(jié)各檔齒輪參數(shù)一檔齒輪二檔齒輪三檔齒輪四檔齒輪五檔齒輪倒檔齒輪主動從動主動從動主動從動主動從動主動從動輸入齒輪倒檔齒輪輸出齒輪齒數(shù)13301429172621222522182330分度圓 直徑35.0580.8937.7578.1945.8470.1056.6259.3267.4148.5329.4661.5980.33齒頂

18、高3.6253.4733.2883.813.0884.013.0254.0722.9924.1052.9252.5752.1齒根高22.1532.3381.8152.5381.6152.61.5532.6331.522.73.053.525全齒高5.6255.6265.6265.6255.6255.6255.6255.6255.6255.6255.6255.6255.625齒頂圓 直徑42.387.83644.32685.8152.01678.1262.6767.46473.39456.7435.3166.7484.53齒根圓 直徑31.0576.58433.07474.5640.76466.

19、8751.4256.21462.14445.4924.0655.4973.28節(jié)圓直徑36.2883.7239.0780.9347.4472.5658.6061.4069.7750.2329.7662.2481.763.2 變速器齒輪強度校核3.2.1齒輪材料的選擇原則18（1）滿足工作條件的要求。不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且應(yīng)具備齒面硬，齒芯軟。（2）根據(jù)工藝要求合理選擇材料。如對硬度350HBS的軟齒面齒輪，如果要使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪。應(yīng)該使兩輪硬度差在3050H

20、BS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。（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，加工常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時，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，為消除熱處理對已切輪齒造成的齒面變形需進行磨齒。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)齒輪等無法磨齒的齒輪18。由于一對

21、齒輪一直參與傳動，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為5862HRC。3.2.2變速器齒輪彎曲強度校核19齒輪彎曲強度校核（斜齒輪） (3.15)式中：圓周力（N），； 計算載荷（N·mm）；節(jié)圓直徑（mm）， ，為法向模數(shù)（mm）；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)，可按當量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖3.2中查得； 重合度影響系數(shù)，=2.0。圖3.2 齒形系數(shù)圖13將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3.15），整理得到 (3.16)（1）一檔齒輪校核主動齒

22、輪：已知： N·mm；mm；X1=0.450；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.157，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa從動齒輪：已知：N·mm；mm；X2=0.389；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.167，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa（2）二檔齒輪校核主動齒輪：已知： N·mm；mm；X3=0.315；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得： MPa從動齒輪：已知：N·mm；mm；X4=0.524；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.175，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa (3)三檔齒輪校核主

23、動齒輪：已知：N·mm；mm；X5=0.235；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.146，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa從動齒輪：已知：N·mm；mm；X6=0.604；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.183，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa（4）四檔齒輪的校核主動齒輪：已知：N·mm；mm；X7=0.21；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.154，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa從動齒輪：已知：N·mm；mm；X8=0.629；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.174，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：N·mm（5）五檔齒

24、輪的校核主動齒輪：已知：N·mm；mm；X9=0.197；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.155，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa從動齒輪：已知：N·mm；mm；X10=0.642；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.172，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa對于轎車當計算載荷取變速器輸入軸最大轉(zhuǎn)距時，其許用應(yīng)力不超過180350MPa14，以上各檔均合適。3.2.3輪齒接觸應(yīng)力校核 （3.17）式中：輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；齒面上的法向力（N），；圓周力（N），；計算載荷（N·mm）；為節(jié)圓直徑（mm）；節(jié)點處壓力角，為齒輪螺旋角；齒輪材料的彈性模量（

25、MPa）；齒輪接觸的實際寬度（mm）；，主從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪，；、 主從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。表3.3 變速器齒輪許用接觸應(yīng)力14齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400650-700通過計算，把作用在汽車變速器的載荷，變速器第一軸上的載荷，當做作用載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表3.314：1、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mmN變速器軸上的力，一對齒輪上的作用力，分為作用力與反作用力，大小相等方向相反，所以只需計算一個齒輪的接觸應(yīng)力，將作用在

26、變速器第一軸上的載荷作為計算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：MPa2、二檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：MPa3、三檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：MPa4、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：MPa5、五檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：N·mm；MPa；mm；mm；mm；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3-17）可得：MPa綜上可知各檔變速器齒輪的接觸應(yīng)力

27、均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力，所以均合格。3.2.4倒檔齒輪的校核由于采用斜齒故與前五檔校核相同1、齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力計算倒檔輸入齒輪：已知：N·mm；mm；X11=0.17；，查齒形系數(shù)圖3.2得：y=0.132，把以上數(shù)據(jù)代入(3.16)式，得：MPa2、齒面接觸疲勞許用應(yīng)力的計算19已知：N·mm；MPa；N同一檔，將以上數(shù)據(jù)代入（3-17）可得：MPa由以上數(shù)據(jù)可知，倒檔齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均在許用強度范圍內(nèi)，滿足條件。3.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩的作用。所以要求變速器的軸應(yīng)有足

28、夠的剛度和強度。因為剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性等均有不利影響。因此在實際設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的粘合為條件。設(shè)計階段可根據(jù)經(jīng)驗和已知條件先初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行有關(guān)剛度和強度方面的驗算。143.3.1初選軸的直徑在已知兩軸式變速器中心距時，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選取：對輸入軸，=0.160.18；對輸出軸，0.180.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選取14：式中： 經(jīng)驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。輸入軸花鍵部分直徑：=17.8620.54mm初選輸入、輸出軸支承之間的

29、長度=270mm。一般首先按扭轉(zhuǎn)強度條件，來計算確定軸的最小直徑： （3.22）式中： d軸的最小直徑（mm）；軸的許用剪應(yīng)力（MPa）；P發(fā)動機的最大功率（kw）；n發(fā)動機的轉(zhuǎn)速（r/min）。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.22）式，得：mm所以，選擇軸的最小直徑為25mm。根據(jù)軸的制造工藝性要求20，將軸的各部分尺寸初步設(shè)計如圖3.3、3.4所示：圖3.3 輸入軸各部分尺寸圖3.4 輸出軸各部分尺寸3.4 軸的強度驗算 3.4.1軸的剛度計算對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長方向的壓力分布不

30、均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進行剛度和強度驗算。圖3.5 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角13軸的撓度和轉(zhuǎn)角如上圖所示，分析軸的變形可知，軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為，轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計算： （3.23） （3.24） （3.25）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），對于實心軸，； 軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計算；、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。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100

31、.15mm。根據(jù)機械設(shè)計手冊，齒輪設(shè)計要求：齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角應(yīng)不超過0.002rad。1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核（1）軸上受力分析一檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24mm；d=35.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=25.25mm；b=231.24mm；L=256.49mm；d=43mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad二檔工作時：NNN

32、輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=76.74mm；b=177.5mm；L=254.24mm；d=43.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=79mm；b=177.5mm；L=256.49mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad三檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=100.24；b=154mm；L=254.24mm；d=54.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得

33、到：=mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=102.49mm；b=154mm；L=256.49mm；d=38mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad四檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=153.99mm；b=100.25mm；L=254.24mm；d=64.5mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：輸出軸上作用力與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=156.24mm；b=100.25mm；L=

34、256.49mm；d=35mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm五檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知：a=177.49mm；b=76.75mm；L=254.24mm；d=44mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmrad輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：輸出軸上作用力，與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=179.74mm；b=76.75mm；L=256.49mm；d=32mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm倒檔工作時：NNN輸入軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：已知

35、：a=229.17mm；b=25.07mm；L=254.24mm；d=30mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計算：輸出軸上作用力，與輸入軸上作用力大小相等，方向相反。已知：a=233.49mm；b=23mm；L=256.49mm；d=28mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到：mmmmmmmm由以上可分析知道，變速器在各檔工作，剛度均在許用剛度范圍內(nèi)，滿足條件。3.4.2軸的強度計算變速器在一檔工作時：對輸入軸校核：計算輸入軸的支反力：NNN已知：a=23mm；b=231.24mm；L=254.24m

36、m；d=35.5mm，1、垂直面內(nèi)支反力對B點取距：FAY(a+b)+Fa1*r1-Fr1*b=0代入得：FAY=2623.567N 對A點取距：FBY(a+b)-Fa1*r1-Fr1*a=0代入得：FBY=512.173N2、水平面內(nèi)的支反力對B點取距：FAX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FAX=7265.402N 對A點取距：FBX(a+b)-Ft1*b=0 代入得：FBX=722.644N3、計算垂直面內(nèi)的彎矩軸上各點彎矩如圖3.6所示14：作用在齒輪上的徑向力和軸向力，徑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。在垂直面求取支點，計算在水平面內(nèi)的支反力之后，分析相應(yīng)的彎矩、。軸在轉(zhuǎn)矩和彎矩的同時作用下，其應(yīng)力為 (3.29)式中：（N.m）；軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；抗彎截