中間軸式五檔手動變速器設(shè)計說明書

摘要變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，是汽車總成部件中的重要組成部分，是主要的傳動系統(tǒng)。變速器的結(jié)構(gòu)要求對汽車的動力性、燃料經(jīng)濟性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。本文設(shè)計研究了中間軸式五檔手動變速器，其目的是基于機械原理、機械設(shè)計、UG、AutoCAD等知識的熟練運用和掌握，并利用UG和AutoCAD軟件繪制裝配圖和零件圖等五項內(nèi)容。同時運用汽車構(gòu)造、汽車設(shè)計、材料力學、互換性測量等學科知識對中間軸式五檔變速器進行設(shè)計。首先，對指導老師給的任務(wù)書進行參數(shù)計算。其次，對工作原理做了闡述，對不同的變速器傳動方案進行比較，選擇合理的結(jié)構(gòu)方案進行設(shè)計。再次，對變速器的各擋齒輪和軸以及軸承做了詳細的設(shè)計計算，并進行了受力分析、強度和剛度校核計算,并為為這些元件選擇合適的工程材料及熱處理方法。對一些標準件進行了選型以及變速器的傳動方案設(shè)計。簡單講述了變速器中各部件材料的選擇。最后，本文將對變速器換檔過程中的重要部件—同步器以及操縱機構(gòu)進行闡述，講述同步器的類型、工作原理、設(shè)計方法以及重要參數(shù)。關(guān)鍵詞：變速器；傳動比；參數(shù)；設(shè)計計算；校核ABSTRACTTransmissiontochangetheenginereachedonthedrivingwheeltorqueandspeed,Automotivetransmissionpartsintheautomobileassemblyofanimportantpartofthemaindrivesystem.Transmissionofthepowerstructureofthevehicle,economy,manipulationofthereliabilityandportability,thesmoothdriveandhaveadirectimpactonefficiency.Thisdesignstudyofthethree-axis5-speedmanualtransmission,thepurposeisbasedonmechanicalprinciples,mechanicaldesign,UG,AutoCADandotherknowledgeandmasteryoftheuseofskilledandusingUGandAutoCADsoftware,drawingassemblydrawingsandpartsdiagramsoffiveelements.Atthesametimetheuseofvehicleconstruction,automotivedesign,materialmechanics,interchangeabilityofmeasurementknowledgeofthesubjectsonthethree-axisgearboxdesignfile5.Atfirst,toguidetheteachertothetaskofcalculatingtheparametersofthebook.Thesecond,Iwillcomparethetransmittingschemeofdifferenttransmission,andchooseabetterstructurescheme.Next,Iwilldosomemechanicanalyses,strength,stiffnesscheckoftheshaftsandgears,whicharetheimportantpartsofthetransmission,andchooseappropriatematerialsandheattreatment.Atlast,IwillintroducetheoperationmechanismandtheSynchronizer,whichplaysanimportantroleinchanginggear.Iwillgiveanaccountofthetype,operation,designprocedureandmajorparameteroftheSynchronizer.Atthesupplement,Iwillwritesomethinglikeformula,tableaugraphandsoon.Itmaybehelpfulforthefuturedesign.Keywords:Transmission,TransmissionRatio,Parameters,DesignandCalculation,Checking,Shaft,Gear.目錄TOC\o"1-3"\h\u摘要 1ABSTRACT 2 6 7本章小結(jié) 8確定中心距 12確定變速器的軸向尺寸 13 13齒輪參數(shù) 13各檔齒輪齒數(shù)分配 15齒輪的強度計算及材料選擇 21 22本章小結(jié) 29軸的功用及設(shè)計要求 30 33 34 36ab 36 36ab 36L 36 37 37 41 42同步器工作原理 455.3主要參數(shù)的確定 46 48 49 51 53 547.3本章小結(jié) 54參考文獻 57變速器結(jié)構(gòu)汽車的主要參數(shù)（發(fā)動機：五十鈴JE493ZLQ4）表1-1主要參數(shù)外形尺寸5990×2200×2350總質(zhì)量4485裝載質(zhì)量1815最大轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速2000rpm最高車速90(km/h)最大爬坡度30%最大輸出功率80Kw軸荷分配空載滿載前50%后50%前34%后66%駕駛室準乘人數(shù)2人根據(jù)貨車的主要參數(shù)，我們可知發(fā)動機的最大輸出為功率為80Kw，最大轉(zhuǎn)矩為260N.m,轉(zhuǎn)速2000rpm。1.2傳動裝置布置1.2.1齒輪的選擇我根據(jù)貨車總布置的要求、結(jié)構(gòu)工藝性、變速器的徑向尺寸、變速器齒輪的壽命、變速器的傳動效率，我選擇三軸式變速器。主要原因有：三軸式變速器第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔分別與中間軸的相應(yīng)齒輪嚙合，并且輸入軸和輸出軸同心，將輸入軸和輸出軸直接連接起來傳遞轉(zhuǎn)矩。變速器五檔為直接擋，工作時齒輪、軸承、中間軸均不承載，第一軸和第二軸僅僅傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接擋效率高，磨損和噪音也小，只是三軸式的主要優(yōu)點。其他前進擋需要依次經(jīng)過兩對齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，在齒輪中心距較小的情況下依然可以獲得較大的一檔傳動比，這是三軸式變速器的另一個優(yōu)點。根據(jù)變速器在一檔和倒檔工作時都有較大的力，所以變速器的低檔與倒檔都應(yīng)該布置在靠近軸的支撐處，用以減少軸的變形，保證齒輪的重合度下降不多，然后從低檔到高檔依次布置，這樣既可以使軸有足夠的大的剛性，又能保證容易裝載。直齒圓柱齒輪僅用于倒檔齒輪。與圓柱齒輪相比，斜赤圓柱齒輪有使用壽命長，工作時噪音低的優(yōu)點，但是斜齒輪的制造復(fù)雜，工作時有軸向力。直齒圓柱齒輪僅用于倒檔齒輪，其他檔位的齒輪用斜齒圓柱齒輪。.2倒擋的型式及布置方案與前進擋位比較，倒擋使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換擋，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒擋。為實現(xiàn)倒檔傳動，本次選擇方案是利用在中間軸和第二軸上的齒輪傳動路線中加入一個中間傳動齒輪的方案。常見的倒擋結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：方案1.（如圖1-1a）所示）在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。方案2.（如圖1-1b）所示）此方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中間軸上一檔齒輪，因而縮短了中間軸的長度，但換檔時要求有兩對齒輪同時進入嚙合，致使換檔困難。某些輕型貨車四檔變速器采用此方案。方案3.（如圖1-1c）所示）此方案能獲得較大的倒檔傳動比，突出的缺點是換檔程序不合理。方案4.（如圖1-1d）所示）此方案針對前者的缺點作了修改，因而經(jīng)常在貨車變速器中使用。方案5.（如圖1-1e）所示）此方案中，將中間軸上一檔和倒檔齒輪做成一體，將其齒體、寬加大，因而縮短了一些長度。方案6.（如圖1-1f）所示）此方案中，采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔方便。方案7.（如圖1-1g）所示）為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有些貨車采用此方案，其缺點是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構(gòu)復(fù)雜一些，一般3、4、5、6、7五種方案用于五檔變速器。根據(jù)需要此次設(shè)計用f方案。換擋更輕松方便。圖1-1倒檔布置方案本章小結(jié)本章對將要設(shè)計的變速器的主要參數(shù)、傳動機構(gòu)的布置方案進行了分析確定，確定選擇中間軸式的變速器，倒檔采用直齒圓柱齒輪，其他齒輪選擇斜齒圓柱齒輪。如圖1-2為最終確定的方案。圖1-2傳動布置方案變速箱的設(shè)計與計算變速箱的檔位數(shù)和傳動比不同類型汽車的變速箱，其檔位數(shù)也不盡相同。轎車變速器傳動比變化范圍較小通常用3個或4個前進檔，但近年來為了提高其動力性尤其是燃料經(jīng)濟性，多已采用5個前進檔。輕型貨車變速器的傳動比變化范圍約為5～6，其他貨車為7以上，其中總質(zhì)量在3.5t以下者多用四檔變速器，為了降低油耗亦趨向于增加1個超速檔；總質(zhì)量為3.5～l0t多用五檔變速器；大于l0t的多用6個前進檔或更多的檔位。選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等綜合因素考慮，最終再確定。一般來說，汽車發(fā)揮最大車速時對應(yīng)的發(fā)動機轉(zhuǎn)速就是最大功率時的轉(zhuǎn)速。輕型車輪輪胎尺寸根據(jù)國家標準可選用7.5R16（7.5R16=195/65R）。車輪自由直徑：車輪滾動半徑：2.1.3確定各檔的傳動比a.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(yīng)為：展開表達式：則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比為：式中：——汽車總質(zhì)量；——重力加速度；——道路阻力系數(shù)，此處取0.02； ——最大爬坡要求；——驅(qū)動車輪的滾動半徑；——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；——主減速比；——汽車傳動系的傳動效率，此處取0.9。b.根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件確定一檔傳動比還應(yīng)滿足附著條件：對于后輪驅(qū)動汽車，最大附著力有如下公式：，取=0.55，綜上計算，取增加變速箱的檔位數(shù)能改善汽車的動力性和經(jīng)濟性。但是，檔位數(shù)越多，變速箱的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使得輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時換擋頻率也會增高。在最低檔傳動比不變的條件下，增加變速箱的檔位數(shù)會使得變速箱相鄰的低檔和高檔之間的傳動比值減小，使得換擋工作容易進行。在確定汽車最大和最小傳動比之后，應(yīng)該確定中間各個檔位的傳動比。實際上，汽車傳動系各檔位傳動比大體上按照等比級數(shù)分配的。因此，各檔位傳動比的大致關(guān)系為：（q為各檔之間的傳動比）根據(jù)任務(wù)書已知，五噸載貨汽車屬于輕型貨車，選擇五檔變速器，即為五個前進檔和一個倒檔。綜上各檔的傳動比為：,,,,.對于選擇的檔位數(shù)有如下要求：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.高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動比比值要比低檔位區(qū)相鄰檔位之間的比值小所以檢驗各檔傳動比： 確定中心距中心距對變速器的尺寸和質(zhì)量有著直接的影響，所需選擇的中心距應(yīng)能保證齒輪的強度，對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A。中心距是一個基本參數(shù)，其大小對變速器的外形尺寸，體積和質(zhì)量大小有重要的影響。初選中心矩A時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計：式中：A—變速器中心矩—中心矩系數(shù)，=9—變速器的傳動效率，=96%—發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算得mm確定變速器的軸向尺寸變速器的軸向尺寸與檔位數(shù)、齒輪型式、換擋機構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等有直接的關(guān)系，設(shè)計初可根據(jù)中心距A的尺寸選擇：貨車五檔：（2.7—3.0）A變速器殼體的軸向尺寸最后應(yīng)由變速器總圖尺寸鏈確定。本章對變速器的傳動比進行計算，為下面計算齒輪和軸的參數(shù)奠定了基礎(chǔ)。齒輪的設(shè)計與計算齒輪參數(shù)3.1.1模數(shù)決定齒輪模數(shù)的因數(shù)很多，其中主要的是齒輪的強度、傳動噪音和質(zhì)量。減小模數(shù)，增加齒寬會使噪音降低，反之則能減輕變速器的質(zhì)量。降低噪音對轎車有很大的意義，減輕質(zhì)量對貨車比較重要。故齒輪應(yīng)選擇較大的模數(shù)。其選取范圍：轎車及輕、中型貨車為2-3.5，重型貨車為3.5-5。初選模數(shù)時，可參考同類型汽車的齒輪模數(shù)確定。3.1.2壓力角壓力角較小時，重合度較大，傳動平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時，可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對于轎車，為重合度以降低噪聲，常選用較小的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，應(yīng)選用較大的壓力角。實際上，國家規(guī)定的標準壓力角為，所以變速器齒輪普遍采用壓力角為。3.1.3螺旋角為了減少工作噪音和提高強度，汽車變速器齒輪多數(shù)用斜齒輪，只有倒檔齒輪以及貨車的一檔齒輪采用直齒齒輪。選取斜齒輪的螺旋角要選擇適宜，太小了發(fā)揮不出斜齒輪的優(yōu)越性，太大了會使軸向力過大。增大螺旋角是齒輪嚙合的重合度增大，工作平穩(wěn)，噪音降低，齒輪的強度也相應(yīng)的提高，但是當時，雖然接觸強度會繼續(xù)提高，而彎曲強度則會驟然下降。貨車變速器斜齒輪的螺旋角可選擇的范圍是：貨車，低檔：高檔：盡量選取較大的選擇齒寬時，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衡程度等均有影響。考慮盡可能的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。然而，齒寬減小，斜齒輪的傳動平穩(wěn)性降低，當采用增加齒輪螺旋角的方法給予補償時，軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。選用寬些的齒輪，工作時會因軸的變形導致齒輪傾斜，使齒輪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。通常根據(jù)齒輪的模數(shù)的大小來選定齒寬：直齒：，為齒寬系數(shù)，取，斜齒：，取， 各檔齒輪齒數(shù)分配初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動比和傳動方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，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。確定各檔齒輪齒數(shù)時，應(yīng)考慮：1、盡量符合動力性、經(jīng)濟性等對各檔傳動比的要求；2、最少齒數(shù)不應(yīng)產(chǎn)生根切。通常，變速器中間軸一檔齒輪是齒數(shù)最少的齒輪，此齒輪不應(yīng)產(chǎn)生根切，而且根圓直徑應(yīng)該大于中間軸直徑；3、相互嚙合的齒輪，齒數(shù)間不應(yīng)有公約數(shù)，速度高的齒輪更應(yīng)該注意著一點；4、齒數(shù)多，可以降低齒輪的傳動噪音。圖3-1三檔齒輪1）確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔為斜齒輪：，。，取又因為的取值范圍為12~17，所以，。因為計算齒數(shù)和后，經(jīng)過取整數(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)重新計算中心距，再以修正后的中心距作為各檔齒輪齒數(shù)分配的依據(jù)。對中心距A進行修正：所以取。2）常嚙合齒輪五擋的齒數(shù):經(jīng)過計算的，修正：，取整3）確定二檔齒輪的齒數(shù)由=，由得：，取??；修正：,（1）與（2）數(shù)值相差不大，近似滿足軸向力平衡的關(guān)系。4）確定三檔齒輪的齒數(shù)由得：，取，修正：取（3）和（4）數(shù)值相差不大，近似滿足軸向力平衡關(guān)系。5）確定四檔齒輪懂得齒數(shù)由得：，取取，修正：（5）和（6）數(shù)值相差不大，近似滿足軸向力平衡關(guān)系。6）確定倒檔齒輪的齒數(shù)倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相同，倒檔齒輪一般在21～33之間選擇。初選，初選由得：取，由得：，由上式得：，則。7)中間軸與倒擋軸的中心距8)第二軸與倒檔軸的中心距為了保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪11和12的齒頂圓應(yīng)保持有以上的間隙。9)齒輪精度的選擇根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取為6級，為7級。10)齒輪螺旋方向斜齒輪傳遞扭矩時，產(chǎn)生軸向力并且作用到軸承上，設(shè)計時，力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命，且，為使工藝簡單在中間軸的軸向力不大時，可將螺旋角設(shè)計成一樣的或者僅取為兩種螺旋角。所以，中間軸上的全部齒輪的螺旋方向一律應(yīng)取為右旋，則第一軸、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。11）齒輪變位系數(shù)的計算齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位系數(shù)，除了避免齒輪產(chǎn)生干涉、根切和配湊中心距以外，還因為變速器不同檔位的齒輪在彎曲強度、接觸強度、使用平穩(wěn)性、耐磨性及抗膠合能力等方面有不同的要求，采用齒輪變位就能分別予以兼故。齒輪變位是提高齒輪壽命的有效方法。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嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。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想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。由幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進行變位。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。變速器齒輪是斷續(xù)工作的,各檔使用條件不同,齒輪經(jīng)常承受循環(huán)負荷,有時還承受沖擊負荷。使用表明,變速器齒輪大多是因為齒面剝落和疲勞斷裂而損壞的,因此,變位系數(shù)只要應(yīng)按提高接觸強度、彎曲強度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。對于常用的高檔齒輪，其主要損壞形式是齒面疲勞剝落，應(yīng)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)。為提高接觸強度,應(yīng)使所選用的變位系數(shù)盡可能取大些,這樣兩齒輪的齒廓漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對于低擋齒輪，由于齒輪的齒根強度較低，加之傳遞的載荷較大，有時會出現(xiàn)小齒輪的彎曲強度，應(yīng)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)，此時小齒輪的變位系數(shù)大于零。為提高耐磨性及抗膠合能力，應(yīng)使所選用的變位系數(shù)能降低兩齒合齒輪的相對滑動系數(shù)，并使兩齒輪齒根外的滑動系數(shù)趨于平齊。利用變位系數(shù)封閉圖分配變位系數(shù)是目前較好的一種方法，它比較全面地綜合了各種限制條件和各種傳動質(zhì)量指標。使用該圖分配變位系數(shù)可不必校核是否干涉、根切、齒頂變尖以及重合系數(shù)過低等情況。變位系數(shù)的計算：已知實際中心距、、、標準中心距端面壓力角：直齒圓柱齒輪：斜齒圓柱齒輪：分度圓直徑：端面模數(shù)：齒頂高：分度圓直徑：齒根高：齒頂高：齒頂圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：齒根圓直徑：齒根高系數(shù)：齒高：齒頂高系數(shù)：齒全高：z2654364645365726641645121b25202520202522272328161841β(mm)20°20°20°20°20°20°20°431723(mm)2.71.20(mm)3.0102.(mm)65135901159065404277(mm)92117161112(mm)1117515545000表3-1齒輪參數(shù)表齒輪的強度計算及材料選擇變速器齒輪的損壞有以下幾種形式：a.齒輪折斷齒輪在嚙合過程中，齒輪表面承受集中載荷的作用，可以把齒輪看作是懸臂梁，齒輪根部彎曲應(yīng)力很大，過渡圓角處又有集中應(yīng)力，故齒輪根部很容易發(fā)生斷裂，齒輪折斷有由沖擊再和造成的和疲勞損壞造成的，變速器中齒輪的折斷以疲勞破壞居多。b.齒面磨損當嚙合面間落入磨料性物質(zhì)時，齒面即被逐漸磨損而報廢，這種磨損稱為磨料磨損。c.齒面點蝕齒面點蝕是閉式齒輪傳動常出現(xiàn)的一種損壞形式，齒輪由于接觸應(yīng)力作用，導致齒面表層一塊塊剝落，由此產(chǎn)生齒形誤差變大，產(chǎn)生動載荷。d.塑性變形塑性變形屬于齒輪永久變形一大類的失效形式，它是由于過大的應(yīng)力作用下，輪齒材料處于屈服狀態(tài)下而產(chǎn)生的齒面或齒體塑性流動而形成的。e.齒面膠合齒面膠合是齒面間得壓力大，瞬時溫度高，潤滑效果差，當瞬時溫度過高時，相嚙合的兩齒就會發(fā)生粘在一起得現(xiàn)象，由于此時兩齒輪又在作相對滑動，相粘合的部位即被撕裂，于是在齒面上沿相對滑動的方向形成傷痕，即為齒面膠合。齒輪材料選擇現(xiàn)代汽車變速箱齒輪大都采用滲碳合金鋼制造,使輪齒表層的高硬度與輪齒心部的高韌性相結(jié)合,以大大提高其接觸強度,彎曲強度及耐磨性。在選擇齒輪的材料及熱處理時也應(yīng)考慮到其機械加工性能及制造成本。國產(chǎn)汽車變速器齒輪的常用材料是20CrMnTi,也有采用20Mn2TiB,20MnVB的。這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶粒。為消除內(nèi)應(yīng)力，還要進行回火。變速器齒輪輪齒表面滲碳深度的推薦值如下[4]：mn3.5＜mnmn滲碳齒輪在淬火、回火后，要求輪齒的表面硬度為HRC58～63，心部硬度為HRC33～48。本課題變速器齒輪選用材料是20CrMnTi。a.斜齒輪彎曲應(yīng)力式中：——彎曲應(yīng)力；——圓周力，；——計算載荷；——節(jié)圓直徑,，是法向模數(shù)，為齒數(shù)，為齒輪螺旋角；——應(yīng)力集中系數(shù)，；——齒面寬；——端面齒距，；——齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù)在圖2-1中查得；——重合度影響系數(shù)，整理得：計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，對乘用車常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在范圍，對貨車為。b.直齒輪彎曲應(yīng)力式中：——彎曲應(yīng)力；——圓周力，；——計算載荷；——節(jié)圓直徑；——應(yīng)力集中系數(shù)，可以近似取;——摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪，從動齒輪；——齒寬；——端面齒距，，是模數(shù)；——齒形系數(shù)，如圖2-1示：整理得：當計算載荷取作用在變速器第一軸上的最大彎矩時，直齒輪許用彎曲應(yīng)力為400-850Mpa；轎車斜齒輪取180350Mpa;貨車斜齒輪取100-250Mpa;圖3-2齒形系數(shù)齒輪1：齒輪2：齒輪3：齒輪4：齒輪5：齒輪6：齒輪7：齒輪8：齒輪9：齒輪10：齒輪11：齒輪12：齒輪13：綜上所算可知：所有齒輪均滿足要求。齒輪接觸應(yīng)力式中：——齒輪接觸應(yīng)力；——齒面上的法向力，；——圓周力，；——計算載荷；——節(jié)圓直徑；——節(jié)點處壓力角；——齒輪螺旋角；——齒輪材料的彈性模量；取——齒輪接觸的實際寬；、——主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑，直齒輪：、；斜齒輪：、；、——主、從動齒輪的節(jié)圓半徑。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，常嚙合齒輪和高檔：；一檔和倒檔：，這里取發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩。、整理得：直齒輪：斜齒輪： 計算過程如下：齒輪1：齒輪2：齒輪3：齒輪4：齒輪5：齒輪6：齒輪7：齒輪8：齒輪9：齒輪10：齒輪11：齒輪12：齒輪13：本章小結(jié)本章對齒輪的齒數(shù)，幾何尺寸進行了詳細的計算，并且對齒輪彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力進行計算檢驗，檢驗齒輪是否滿足強度的要求，經(jīng)過計算，個齒輪均滿足強度要求本章對齒輪的損壞形式也進行了簡要的介紹，對齒輪的材料選擇以及工藝要求進行了闡述。變速器軸的校核軸的功用及設(shè)計要求變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩和彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強度和剛度。軸的剛度不足，在負荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。設(shè)計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變速器結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。4.初選軸的直徑在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變速器軸的長度可以初步確定。軸的長度對軸的剛度影響很大。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。軸的直徑與支承跨度長度之間關(guān)系可按下式選取：第一軸及中間軸：第二軸：軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，可按以下公式初選軸直徑。中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑：取第一軸花鍵部分直徑可按下式初選式中：——經(jīng)驗系數(shù)，；——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；取,則取；所以計算各軸段最小直徑：齒輪1：；齒輪3：； 齒輪5：齒輪7：齒輪9：齒輪11：齒輪2、4處：Ⅰ與倒擋同步器軸徑：Ⅱ與Ⅲ擋同步器軸徑：Ⅳ與Ⅴ擋同步器軸徑： 確定軸的結(jié)構(gòu)軸的結(jié)構(gòu)形式應(yīng)保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定，并且與工藝要求有密切關(guān)系。在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動機飛輪腔的軸承上。其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。第一花鍵尺寸與離合器從動盤轂內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸的長度根據(jù)離合器總成尺寸確定，確立了第一軸后軸徑時，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。二軸軸頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內(nèi)腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承。第二軸安裝同步器花鍵轂的花鍵采用矩形花鍵。第二軸各檔齒輪與軸之間有相對旋轉(zhuǎn)運動，因此，無論裝滾針軸承、，表面硬度不低于58～63HRC。第二軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。各截面尺寸要避免相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽產(chǎn)生應(yīng)力集中，易造成軸折斷。輕型汽車變速器各檔常用彈性擋圈軸向定位，彈性擋圈定位簡單，但拆裝不方便，并且與旋轉(zhuǎn)件端面有相對摩擦，同時彈性擋圈亦不能傳遞很大的軸向力，這是很不利的，因此，只在輕型汽車變速器中采用。圖4-1變速器輸出軸中間軸采用旋轉(zhuǎn)式，其支承在前后兩個支承上（圓錐滾子軸承），一般軸向力常由后軸承承受。由于中間軸上一檔、倒檔齒輪尺寸較小，常與軸做成一體，成為中間軸齒輪，而高檔齒輪則通過鍵與中間軸結(jié)合，以便齒輪損壞后更換。圖4-2變速器中間軸軸的受力分析計算軸的強度、剛度及選擇軸承首先要分析軸的受力和支承壓力，這些力取決于齒輪上的作用力。1）齒輪的受力分析：圓周力：徑向力：軸向力：式中：——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；——法向壓力角；——螺旋角；——計算齒輪的傳動比；——計算齒輪的節(jié)圓直徑圖3-3齒輪受力分析圖2）方向：主動輪與旋轉(zhuǎn)方向相反，從動輪與旋轉(zhuǎn)方向相同。：分別指向各齒輪中心：受力方向通常用“主動輪左、右手法則”來判定，左旋齒輪用左手，右旋齒輪用右手，拇指指向軸向力的方向，從動輪與主動輪方向相反。不同檔位時，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計算。齒輪上的作用力認為作用有效齒面寬中心。軸承支承反力作用點，對于向心軸承取寬度方向中點：對于向心推力軸承取滾動體負荷向量與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承取滾動體寬中心點滾動中心線的匯交點，其尺寸可查有關(guān)軸承的標準手冊。3）各力的作用點齒輪上的作用力，均為作用在有效齒寬中心，軸承上支承反力作用點取軸承寬度方向中點。不同檔位的軸，其圓周力，徑向力和軸向力不同，而且力到支撐點的距離也有變化，應(yīng)先以第二軸開始，然后計算中間軸。軸的強度計算和校核（1）強度校核正平面：La水平面：La代入得：L,a，d解得：=5521.3N輸入軸滿足要求2)輸出軸強度校核 LLT=1883.24N.mL=323mma=122mmd=50mm代入得：L,a，d解得：中間軸校核T=487.76N.mL=367mma=16mmb=105mmd=36mmababL代入得：L,a，b,d解得：軸的剛度計算和校核變速器軸的剛度用軸的撓度和轉(zhuǎn)角來評價，軸的剛度比其強度更重要。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，并破壞了齒輪的正確嚙合。軸有轉(zhuǎn)角使大、小齒輪相互歪斜，結(jié)果沿齒長方向的壓力分布不正確。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學有關(guān)公式計算。應(yīng)分別計算軸在水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)的撓度，然后用下列公式計算總撓度：軸的撓度和轉(zhuǎn)角根據(jù)材料力學有關(guān)的計算公式計算，公式如下：式中：-齒輪齒寬中間平面上的徑向力-齒輪齒寬中間平面上的圓周力-彈性模量-慣性矩-軸的直徑，花鍵處按平均值計算，-齒輪上作用力矩支座-支座間的距離軸的全撓度：變速器輸出軸的剛度最小。按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算時，輸出軸齒輪處軸截面的總撓度不得大于0.13～0.15mm。對于低檔齒輪處軸截面的總撓度，由于低檔工作時間較短，又接近軸的支承點，因此允許不得大于0.15～0.25mm。齒輪所在的平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002弧度；兩軸的分離不得超過0.2mm。斜齒輪對軸和支承的變形較直齒輪敏感。變速器剛度試驗表明，中心距的變化及齒輪的傾斜，不僅取決于軸的變形，而且取決于支承和殼體的變形。輸入軸為常嚙合齒輪軸，因為距離支撐點近，負荷小，通常撓度不大，故可以不必計算。中間軸的剛度計算1）變速器在一檔時二軸和中間軸的剛度輸入軸：中間軸：輸出軸：輸出軸校核：中間軸校核：符合要求。變速器在二檔時二軸和中間軸的剛度輸入軸：中間軸：輸出軸：輸出軸校核：中間軸校核：符合要求。變速器在三檔時二軸和中間軸的剛度輸入軸：中間軸：輸出軸：輸出軸校核：中間軸校核：符合要求同理，四五檔也符合要求。本章對輸入軸，中間軸和輸出軸上各齒輪所裝配的直徑進行了詳細確定，并對每個軸進行了強度的校核，經(jīng)計算得出各軸均不超出要求范圍。同步器的設(shè)計同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡單，但有不能保證嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點，現(xiàn)已不用。得到廣泛使用的是慣性同步器。5.1同步器的結(jié)構(gòu)同步器能實現(xiàn)迅速和無噪音聲換檔，換檔時又能避免嚙合套端部受到損壞，并使操縱輕便，所以近代的汽車變速器，除轎車的倒檔和貨車的一檔、倒檔以外，其它檔位多數(shù)都裝用同步器。慣性式同步器是依靠摩擦作用實現(xiàn)同步的，在其上面設(shè)有專設(shè)機構(gòu)保證接合套與待接合的花鍵齒圈在達到同步之前不可能接觸，從而避免了齒間沖擊。圖5-1鎖環(huán)式同步器三維圖1、4-齒輪2-滑塊3-撥差5、9-鎖環(huán)6-彈簧圈7-花鍵轂8-接合套10-凹槽11-軸向槽12-缺口花鍵轂與第二軸用花鍵連接，并用墊片和卡環(huán)作軸向定位。在花鍵轂兩端與齒輪之間，各有一個青銅制成的鎖環(huán)（也稱同步環(huán)）。鎖環(huán)上有短花鍵齒圈，花鍵齒的斷面輪廓尺寸與齒輪及花鍵轂上的外花鍵齒均相同。在兩個鎖環(huán)上，花鍵齒對著接合套的一端都有倒角（稱鎖止角，且與接合套齒端的倒角相同。鎖環(huán)具有與齒輪上的摩擦面錐度相同的內(nèi)錐面，內(nèi)錐面上制出細牙的螺旋槽，以便兩錐面接觸后破壞油膜，增加錐面間的摩擦。三個滑塊分別嵌合在花鍵轂的三個軸向槽內(nèi)，并可沿槽軸向滑動。在兩個彈簧圈的作用下，滑塊壓向接合套，使滑塊中部的凸起部分正好嵌在接合套中部的凹槽內(nèi)，起到空檔定位作用。滑塊的兩端伸入鎖環(huán)的三個缺口中，只有當滑塊位于缺口的中央時，接合套與鎖環(huán)的齒方可能接合。常壓式同步器雖然結(jié)構(gòu)簡單，但又不能保證被嚙合件在同步狀態(tài)（即角速度相等）下?lián)Q檔的缺點，故僅在少數(shù)重型汽車上得到應(yīng)用，而在大多數(shù)變速器中得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。同步器作為一種換檔裝置，是在接合套換檔的基礎(chǔ)上發(fā)展起來的，起功用是使接合套與待接合的齒輪二者之間迅速達到同步，并阻止二者在同步前進入嚙合，從而可消除換檔時的沖擊，縮短換檔時間，簡化換檔過程，使換檔操縱作簡捷而輕便。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件和鎖止元件。摩擦元件是同步緩和齒輪上的凸出部分，分別在他們的內(nèi)圈和外圈設(shè)計有相互接觸的錐形摩擦面，鎖至元件是在換動齒套的圓盤部分的中間做出與同步環(huán)剛性連接專用彈簧下面的鋼球和銷使滑動齒套和頭腦干部環(huán)彈性連接。圖表二所示摩擦元件是用滑動齒套上的錐面來實現(xiàn)的。作為鎖止元件是鎖環(huán)的內(nèi)齒和做在齒輪上的接合齒端部。齒輪和鎖環(huán)之間是彈性連接。在慣性式同步器中，彈性元件的重要性僅次于摩擦元件和鎖止元件。它用來使用有關(guān)部分保持在中立位置的同時，又不妨礙鎖止，解除鎖止和換檔。鎖檔式同步器優(yōu)點是零件數(shù)量少，并且摩擦錐面平均半徑教大，使其轉(zhuǎn)距容量得到提高，故多用于中，重型貨車變速器，它工作可靠，零件耐用，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)距容量不大，而且由于鎖止面在同步錐環(huán)的結(jié)合齒上，會因齒端磨損而失效，因而主要用語轎車和輕型貨車變速器中。鎖環(huán)式同步器的鎖止面在同步錐環(huán)和嚙合套的倒錐面上，省去了同步錐環(huán)的結(jié)合齒，且軸向尺寸較小，多用于中，重型貨車變速器中。多錐式同步器的鎖止面仍在同步環(huán)的接合齒上，只是在原有的兩個錐面之間再插入兩個輔助同步錐。由于錐表面的有效摩擦面積成倍的增加，同步轉(zhuǎn)距也相應(yīng)的增加，因而具有較大的轉(zhuǎn)距容量和低的熱負荷。這不但改善了同步的效能，增加了可靠性，而且可使換檔力大為減小。若保持換檔力不變，則可縮短同步時間，多錐式同步器多用與重型貨車得主、副變速器以及分動器中。慣性增力式同步器又稱為波舍式同步器。它能可靠的保證旨在同步狀態(tài)下實現(xiàn)換檔。只要嚙合套和換檔齒輪之間存在轉(zhuǎn)速差，彈簧片的支承力就阻止同步縮小，從而也就阻止了嚙合套移動。只有在轉(zhuǎn)速差為零時，彈簧片卸除載荷，于是對同步環(huán)直徑的縮小失去阻力，這樣才能實現(xiàn)換檔。該同步器的特點是，由于同步環(huán)內(nèi)部的彈簧片作用，同步環(huán)產(chǎn)生的摩控力矩得到成倍增長，增長的程度隨兩嚙合件的轉(zhuǎn)差而變化，轉(zhuǎn)差愈大，增力作用愈強，因此，用不大的換檔力冰可以在很短的時間內(nèi)完成換檔。在完成換檔后，同步環(huán)處于嚙合套的屋頂狀凹槽里，被可靠的固定住，幫在掛檔位置無需采用自鎖裝置，此外，波舍同步器還有結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、軸向尺寸短（與一般嚙合套換檔部件的軸向尺寸相近）等明顯的優(yōu)點，因此適用于貨車變速器，且采用愈來愈多。同步器工作原理同步器換檔過程由三個階段組成，第一階段，同步器離開中間位置，做軸向移動并靠近在摩擦面上。摩擦面相互接觸瞬間，由于齒輪3的角速度和滑動齒套的角速度不同，在摩擦力矩作用下鎖銷4相對滑動齒套1轉(zhuǎn)動一個不大的角度，并占據(jù)圖上所示的位置。此時鎖止面接觸，結(jié)果阻止滑動套向換檔方向移動。第二階段，來自手柄傳至檔并作用在滑動齒套上的力F，經(jīng)過鎖止元件又作用到摩擦面上。由于1和3的轉(zhuǎn)速逐漸接近，其角速度差減小了。在角速度差等于0的瞬間同步過程結(jié)束。第三階段，角速度等于0，摩擦力矩消失，而軸向力仍作用在鎖止元件上，使之解除鎖止狀態(tài)，屆時滑動齒套和鎖銷上的斜面相對移動。從而使滑動齒套占據(jù)了換檔位置。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，其結(jié)構(gòu)如下：圖5-2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)（同步環(huán)）5-彈簧6-定位銷10-花鍵轂11-結(jié)合套如圖所示，此類同步器的工作原理是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖4.3b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。換檔力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換檔過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換檔力的作用下通過鎖環(huán)去與齒輪上的接合齒嚙合，完成同步換檔。圖5-3鎖環(huán)同步器工作原理5.3主要參數(shù)的確定1）摩擦因數(shù)f摩擦因數(shù)f對換檔齒輪和軸的角速度能達到相同有重要作用，摩擦因數(shù)大，換檔省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用，為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因素，但又因為螺紋垂直的泄油槽會削弱同步環(huán)，所以本次設(shè)計不予考慮。2）同步器主要尺寸的確定①同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計的窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。②錐面半錐角摩擦錐面半角越小，摸擦力矩越大，但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象。避免自鎖的條件是。一般取,時，摩擦力矩較大，但錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在時就很少出現(xiàn)咬住現(xiàn)象。因此取。③摩擦錐面平均半徑RR設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大，R往往受結(jié)構(gòu)的限制，包括變速器中心矩及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下盡可能將R取大些。④錐面工作長度b縮短錐面工作長度b，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設(shè)計時可根據(jù)下面公式計算確定:式中：p——摩擦面的許用壓力（Mm——摩擦力矩f——為摩擦因數(shù)R——摩擦面平均半徑⑤同步環(huán)徑向厚度同步環(huán)的徑向厚度要受結(jié)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心矩及相關(guān)零件，特別是錐面平均半徑R和布置上的限制，不宜取厚，但是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。3）鎖止角β鎖止角β選取得正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間的角速度差達到零值才能進行換檔影響鎖止角β選取的主要因素有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半角α。利用滿足鎖止條件的方程：所得結(jié)構(gòu)鎖止角在26o～42o范圍內(nèi)變化。4）同步時間t同步器工作時，要連接的兩部分達到同步的時間越短越好除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動慣量對同步器時間有影響以外。變速器輸入軸、輸出軸的角速度差及作用在同步器摩擦錐面上的軸向力均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間少。軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)為此，同步時間與車型有關(guān)。對貨車，變速器高檔取0.30～0.80，低檔取1.00s～1.50s。圖5-4鎖環(huán)三維圖本章首先對同步器進行了簡要的介紹，因為在本設(shè)計中同步器不作為重要的零件，但是在變速器換擋過程中不可缺少的零件，因此只是對它的主要參數(shù)進行了介紹。變速器軸承的選擇6.1軸承類型1)圓錐滾子軸承可以同時承受徑向載荷及軸向載荷（30000型以徑向載荷為主，30000B型以軸向載荷為主）。外圈可以分離，安裝時可以調(diào)整軸承的游隙。一般成對使用。2）深溝球軸承主要承受徑向載荷，也同時承受少量雙向軸向載荷。在高速時，可以用來承受純軸向載荷。工作中允許內(nèi)外圈軸線偏斜量。摩擦阻力小，極限轉(zhuǎn)速高，結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜，應(yīng)用最廣泛。但承受沖擊載荷能力較差，適用于高速場合。3）角接觸球軸承可以同時承受徑向載荷及單向的軸向載荷，公稱接觸角有15°、25°、40°三種，越大，軸向承載能力也越大。由于一個軸承只能承受單向的軸向力，因而，一般成對使用，對稱安裝。適用于轉(zhuǎn)速較高，同時承受徑向和軸向載荷場合。4）滾針軸承徑向尺寸緊湊切承載能力很大，價格低廉。但不能承受軸向載荷，摩擦系數(shù)較大，不允許有偏斜。常用于徑向尺寸受限制而徑向載荷又較大的裝置中。6.2軸承類型的選擇選用軸承選擇時，首先是軸承的類型，我國常用的標準軸承共分九種類型，下面是正確選擇軸承類型時應(yīng)考慮的幾大因數(shù)：1）軸承的載荷軸承所受載荷的大小，方向和性質(zhì)是選擇軸承的主要依據(jù)。根據(jù)載荷的大小選擇軸承類型時，由于滾子軸承中主要元件是線接觸，適宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。而球軸承中主要為點接觸，適宜用于承受較輕的或中等的載荷。故在載荷較小時，應(yīng)優(yōu)先選用球軸承。根據(jù)載荷的方向選擇軸承類型時，對于純軸向載荷，一般選用推力滾子軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。在軸承在承受徑向載荷的同時，還有不大的軸向載荷時，可選用深溝球軸承或接觸角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，當軸向載荷較大時，可選用接觸角較大角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結(jié)構(gòu)，分別承擔徑向載荷和軸向載荷。2）軸承的轉(zhuǎn)速在一般轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有在轉(zhuǎn)速較高時，才會有比較顯著的影響。從工作轉(zhuǎn)速對軸承的要求看，可以確定以下幾點：①球軸承與滾子軸承比較，有較高的極限轉(zhuǎn)速，故在高速時應(yīng)優(yōu)先選用球軸承。②在內(nèi)徑相同的條件下，外徑越小，則滾動體就越輕小，運轉(zhuǎn)時滾動體在外圈滾道上的離心慣性力也就越小，因而也就更加適合于在更高的轉(zhuǎn)速下工作，故在高速時，宜選用超輕、特輕及輕系列的軸承。重及特重系列的軸承，只用于低速重載的場合。如用一個輕系列軸承而承載能力達不到要求時，可考慮采用寬系列的軸承，或者把兩個輕系列的軸承并裝在一起使用。③保持架的材料與結(jié)構(gòu)對軸承的轉(zhuǎn)速影響極大。實體保持架比沖壓保持架允許更高一些的轉(zhuǎn)速。④推力軸承的極限轉(zhuǎn)速均很低。當工作轉(zhuǎn)速高時，若軸向載荷不十分大時，可以采用角接觸球軸承承受純軸向力。⑤若工作轉(zhuǎn)速略超過樣本中規(guī)定的極限轉(zhuǎn)速，可以用提高軸承的公差等級，或者適當?shù)募哟筝S承的徑向游隙，選用循球潤滑或油霧潤滑，加強對循環(huán)油的冷卻等措施來改善軸承的高速性能。若工作轉(zhuǎn)速超過極限轉(zhuǎn)速較多，應(yīng)選用特制的高速轉(zhuǎn)動軸承。3）軸承的調(diào)心性能軸承的中心線與軸承座中心線不重合而有角度誤差時，或因軸受力而彎曲或傾斜時，會造成軸承的內(nèi)外軸線發(fā)生傾斜。這時，應(yīng)采用一定調(diào)心性的調(diào)心球軸承或調(diào)心滾子軸承。4）軸承的安裝和拆卸便于拆裝也是選擇軸承類型時應(yīng)考慮的一個因素。此外，軸承類型的選擇還應(yīng)考慮軸承裝置整體設(shè)計的要求。如軸承的配置使用要求、游動要求等。綜合考慮以上因素，本次設(shè)計輸入軸與輸出軸角接觸球軸承。角接觸球軸承初選代號為7209AC（摘自國標GB/292-83），中間軸采用圓錐滾子軸承，軸承初選代號為：30207（摘自國標GB/297-84）。操縱機構(gòu)的選擇7.1變速箱的操縱機構(gòu)應(yīng)滿足的條件