人人文库网 > 图纸下载 > 毕业设计 > 汽车变速器设计【8张图纸】【优秀】

计划周记进度检查表.xls

汽车变速器设计【8张图纸】【优秀】

资源目录

汽车变速器设计【8张图纸】【优秀】.rar

计划周记进度检查表.xls---(点击预览)

第二轴三四档齿轮A2.dwg---(点击预览)

第二轴一二档齿轮A2.dwg---(点击预览)

第二轴A3.dwg---(点击预览)

第一轴A2.dwg---(点击预览)

汽车变速器设计说明书.doc---(点击预览)

汽车变速器设计开题报告.doc---(点击预览)

封面.doc---(点击预览)

变速器装配图A0.dwg---(点击预览)

压缩包内文档预览：

编号：273323 类型：共享资源大小：973.66KB 格式：RAR 上传时间：2014-04-26 上传人：上*** IP属地：江苏

45
积分

版权申诉 word格式文档无特别注明外均可编辑修改；预览文档经过压缩，下载后原文更清晰！ 立即下载

关键词：: 汽车变速器设计图纸

资源描述：

汽车变速器设计

34页 14000字数+说明书+任务书+开题报告+8张CAD图纸【详情如下】

中间轴A3.dwg

任务书.doc

倒档齿轮A2.dwg

倒档齿轮轴A3.dwg

变速器装配图A0.dwg

封面.doc

汽车变速器设计开题报告.doc

汽车变速器设计说明书.doc

第一轴A2.dwg

第二轴A3.dwg

第二轴一二档齿轮A2.dwg

第二轴三四档齿轮A2.dwg

计划周记进度检查表.xls

摘要

　　　现代汽车的动力装置几乎都是采用往复活塞式内燃机，它具有体积小、质量轻、工作可靠、使用方便等优点，但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。

　　　汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。汽车变速器和主减速器，它们可以使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，又可以使其转速减小到发动机转速的若干分之一。

　　　传动系有两个功能：传送发动机到驱动轮之间的动力和改变转矩的大小。由此可见传动系统是汽车非常重要的组成部分，从而对汽车传动系的结构分析与设计计算也就显非常重要了。

　　　主要设计内容有变速器的布置方案与设计，齿轮的强度计算与校核；主减速器主、从动锥齿轮的支承方案选择，主减速器主要参数选择与计算；差速器的设计。并且用AutoCAD绘出变速器和差速器的装配图还有部分零件图。

　　　通过对微型轿车变速器的设计，不仅满足了现代汽车的动力性，也提高了其经济性，满足了市场现有的需求。

关键词：传动系；变速器；主减速器；差速器

摘要III

AbstractIII

目录V

1 绪论1

1.1 本课题的研究内容和意义1

1.2 国内外的发展概况1

1.3本课题应达到的要求2

2 变速器传动机构布置方案3

2.1 传动机构布置方案分析3

2.1.1 两轴式和中间轴式变速器3

2.1.2 三轴式3

2.1.3 倒挡的形式和布置方案4

2.2 零部件布置方案分析4

2.2.1 齿轮形式4

2.2.2 换挡的结构形式4

2.2.3 防止自动脱档的措施5

2.2.4 轴承形式5

2.3 本章小结5

3 变速器主要参数的选择及设计计算6

3.1 挡位数确定6

3.2 传动比6

3.3 中心距8

3.4 齿轮参数8

3.5 各档齿轮齿数的分配9

3.6 齿轮的设计计算11

3.7 本章小结12

4 变速器主要结构元件的校核13

4.1 齿轮损坏的原因及形式13

4.2 齿轮材料的选择原则13

4.3 轮齿强度校核14

4.3.1 齿轮的接触强度14

4.3.2 齿轮的接触强度15

4.4 轴的强度校核18

4.5 轴承的校核22

4.5.1 输入轴轴承校核22

4.5.2 输出轴轴承校核23

4.6 本章小结24

5 结论与展望25

致谢26

参考文献26

附录28

1 绪论

1.1 本课题的研究内容和意义

　　　变速器的功能是在不相同的条件下，改变发动机传在驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不一样的牵引力以及速度，同时是发动机在最佳的工况范围内工作。此外，应保证汽车能倒退行驶和停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。

　　　随着我国千人汽车保有量的大副上升，高速公路，高级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活中的一部分。与此同时带来了燃料的大量需求，所以汽车的燃油经济性应给予重视。汽车的动力性、经济性能是车辆的重要性能，影响汽车的动力性、经济性能的因素很多，其中汽车的动力装置参数（发动机的参数；变速器的挡位及传动比）对上述性能的影响较大。因此对汽车变速器的研究有非常重要的社会意义和经济意义。

1.2 国内外的发展概况

　　　手动变速器（MT：Manual Transmission）主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。

　　　自动变速器（AT：Automatic Transmission）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。

　　　AMT是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在MT总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。1.3本课题应达到的要求

为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下基本要求：

（1）应正确选择变速器的档位和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标；

（2）设置空挡和倒档，保证发动机与驱动轮能长期分离，使汽车能进行倒退行驶；

（3）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡，乱档，换档冲击等现象发生。为减轻驾驶员的劳动强度，提高行驶安全性，操作轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动或自动，半自动换档来实现；

（4）重量轻，体积小。影响这个指标的主要参数是变数器中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可减小中心距；

（5）传动效率高。为减少齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造和装配质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率；

　　　满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数、传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。 2 变速器传动机构布置方案

2.1 传动机构布置方案分析

　　　变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多轴式变速器[4]。

2.1.1 两轴式和中间轴式变速器

　　　现代汽车大多数都采用三轴式变速器，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器传动比小，则常用两轴式变速器。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：

（1）结构工艺性

　　　两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮；而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。

（2）变速器的径向尺寸

　　　两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。

（3）变速器齿轮的寿命

　　　两轴式变速器的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因而寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。

2.1.2 三轴式

　　　三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩．因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小, 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩[5]。因此，在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。现选用三轴式变速器（见图2.1）。

汽车变速器设计.gif

内容简介：: 无锡太湖学院信机系机械工程及自动化专业毕业设计论文任务书一、题目及专题：1、题目汽车变速器设计 2、专题二、课题来源及选题依据现代汽车上广泛采用活塞式内燃机作为动力源，其转矩和转速变化范围较小，而复杂的使用条件则要求汽车的驱动力和车速能在相当大的范围内变化。为解决这一矛盾，在传动系统中设置了变速器。它的功用是：改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；在发动机旋转方向不变的前提下，使汽车能倒退行驶；利用空挡，中断动力传递，以使发动机能够起动、怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。随着科技的高速发展，人们对汽车的要求越来越高，汽车的性能、使用寿命、能源消耗、振动噪声等在很大程度上取决于变速器的性能的设计和研发。变速器技术的发展是衡量汽车技术水平的一项主要依据。1三、本设计（论文或其他）应达到的要求：了解汽车变速器的组成原理，设计发展动态和国内外的发展现状；完成汽车变速器的设计工作；完成汽车变速器的装配图及其有关零件图；四、接受任务学生：机械94 班姓名李超五、开始及完成日期：自2012年11月12日至2013年5月25日六、设计（论文）指导（或顾问）：指导教师签名签名签名教研室主任学科组组长研究所所长签名系主任签名2012年11月12日编号无锡太湖学院毕业设计（论文）题目：汽车变速器设计信机系机械工程及自动化专业学号： 0923180学生姓名：李超指导教师：黄敏（职称：副教授） 2013年5月25日编号无锡太湖学院毕业设计（论文）相关资料题目：汽车变速器设计信机系机械工程及自动化专业学号：学生姓名：指导教师：（职称：副教授） 2013年5月25日目录一、毕业设计（论文）开题报告二、毕业设计（论文）外文资料翻译及原文三、学生“毕业论文（论文）计划、进度、检查及落实表”四、实习鉴定表无锡太湖学院毕业设计（论文）开题报告题目：汽车变速器设计信机系机械工程及自动化专业学号： 0923180 学生姓名：李超指导教师：黄敏（职称：副教授） 2012年11月12日课题来源自拟科学依据（包括课题的科学意义；国内外研究概况、水平和发展趋势；应用前景等）（1）课题科学意义变速器是关系汽车经济性和动力性的重要部件，变速器在汽车上的作用主要用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，目的是在原地起步、爬坡、转弯、加速等各种行驶工况下，使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有利的工况范围内工作。在发动机旋转方向不变情况下使汽车能倒退行驶和利用空挡中断动力传递，以使发动机能够启动，怠速，并便于变速器换挡或进行动力输出。双座微型轿车的变速器的设计关系到微型轿车的动力性和经济性的协调，对其更进一步的发展起到至关重要的作用。（2）国内外的研究状况及其发展前景 AMT（Automated Mechanical Transmission）机械式自动变速器，是在原有的机械变速器离合器结构不变的情况下，通过加装微机控制的自动操作机构取代由驾驶员人工完成的离合器分离、接合、摘档与悬挂档以及发动机相应同步调节等操作，最终实现换档全过程操作的自动化。它既具有AT自动变速的优点又保留原来手动变速器MT齿轮传动效率高、成本底、结构简单、容易制造的长处。AMT系统是一个复杂的多输入多输出控制系统、参数多，变化快，时间历程短。当前，比较出名的AMT变速器有马瑞利的F1、selespeed变速器，奥迪的DSG，BMW的SMG。AMT以优越的动力性能，乘坐舒适性和简便的操作，在汽车工业中占有相当的地位。我国几种系列轿车上虽有应用，但限于技术和经济条件，独立开发，成批生产AMT的能力尚不具备。目前，国产轿车上使用的大多是手动变速器(MT)。手动变速器存在起动不平稳、发动机转速变化突然、发动机工况不稳、易对传动系统造成冲击、驾驶员操纵频繁等一系列缺点，满足不了人们的舒适性需求，因而正逐步被自动变速器所取代。目前，自动变速器新车装车率，在美国已达90%以上，日本为73%以上，欧洲则为25%左右。在我国，自动变速器的使用比例不高，但正在迅速上升，主要还是安装在档次较高的轿车上。我国现在使用的自动变速器，多数属于电控液力自动变速器（AT），存在着效率较低、结构和制造工艺复杂、成本较高、维修不方便等缺点。与此相比，AMT由于继承了齿轮传动固有的传动效率高、机构紧凑、工作可靠等优点，并可以实现手动和自动两种模式选择，因此有较强的可靠性和适应性。一些专家认为，它具有比AT更大的发展优势。研究内容本课题需完成的内容是：1. 了解汽车变速器的组成，原理，设计发展动态及我国现状，形成文献综述；2. 完成汽车变速器设计工作；3. 绘制汽车变速器的装配图及其有关零件图。研究计划及预期成果研究计划：2012年11月12日-2012年12月2日：按照任务书要求查阅论文相关参考资料，填写毕业设计开题报告书。2013年1月11日-2013年3月4日：填写毕业实习报告。2013年3月5日-2013年3月8日：按照要求修改毕业设计开题报告。2013年3月9日-2013年3月15日：学习并翻译一篇与毕业设计相关的英文材料。2013年3月22日-2013年4月15日：变速器参数的选择计算。2013年4月16日-2013年4月27日：变速器装配图和零件图。2013年4月28日-2013年5月20日：毕业论文撰写和修改工作。已具备的条件和尚需解决的问题已经找到相关资料对汽车变速器有所了解。相关数据的计算及装配图的画法存在问题。指导教师意见指导教师签名：年月日教研室（学科组、研究所）意见教研室主任签名：年月日系意见主管领导签名：年月日编号无锡太湖学院毕业设计（论文）题目：汽车变速器设计信机系机械工程及自动化专业学号：学生姓名：指导教师：（职称：副教授） 2012年5月25日XVI无锡太湖学院本科毕业设计（论文）诚信承诺书本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文）汽车变速器设计是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的成果，其内容除了在毕业设计（论文）中特别加以标注引用，表示致谢的内容外，本毕业设计（论文）不包含任何其他个人、集体已发表或撰写的成果作品。班级：机械94 学号： 0923180 作者姓名： 2013 年 5 月 25 日摘要现代汽车的动力装置几乎都是采用往复活塞式内燃机，它具有体积小、质量轻、工作可靠、使用方便等优点，但其性能与汽车的动力性和经济性之间存在着较大的矛盾。汽车需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行驶。汽车变速器和主减速器，它们可以使驱动车轮的扭矩增大为发动机扭矩的若干倍，又可以使其转速减小到发动机转速的若干分之一。传动系有两个功能：传送发动机到驱动轮之间的动力和改变转矩的大小。由此可见传动系统是汽车非常重要的组成部分，从而对汽车传动系的结构分析与设计计算也就显非常重要了。主要设计内容有变速器的布置方案与设计，齿轮的强度计算与校核；主减速器主、从动锥齿轮的支承方案选择，主减速器主要参数选择与计算；差速器的设计。并且用AutoCAD绘出变速器和差速器的装配图还有部分零件图。通过对微型轿车变速器的设计，不仅满足了现代汽车的动力性，也提高了其经济性，满足了市场现有的需求。关键词：传动系；变速器；主减速器；差速器IIIAbstract The Reciprocating Engine are almost used as the power plant of modern motor, which is advanced in the small volume, light weight, reliability and convenience. However, there is contradiction between the performance and the dynamic and economy of the vehicle. As to start and drive smoothly, the vehicle has to come over the resistance. The torque of the wheels could be increased as several times of the engine or be decreased one of a number of points of the engine speed by the transmission and the main reducer.The transmission has two function transmit the engine power to the wheels and change the torque. So the transmission is one of the most important parts of the vehicle. The Analysis and design of the transmission are also vital.The design is consisted of Layout and design of the programme of the transmission, the strength calculation and checking of the gear, the support programme of the final drive active bevel gear and driven bevel gear, the main parameters choosing and calculation of the main reducer and the Differential design. The assembly of the main reducer and the differential and the parts must be drawn with the software AUTOCAD.According to the transmission design of the mini vehicle, the dynamic ,economy and the market of the modern vehicle are satisfied. Key words: Power train； Transmission； Final drive； Differential I目录摘要IIIAbstractIII目录V1 绪论11.1 本课题的研究内容和意义11.2 国内外的发展概况11.3本课题应达到的要求22 变速器传动机构布置方案32.1 传动机构布置方案分析32.1.1 两轴式和中间轴式变速器32.1.2 三轴式32.1.3 倒挡的形式和布置方案42.2 零部件布置方案分析42.2.1 齿轮形式42.2.2 换挡的结构形式42.2.3 防止自动脱档的措施52.2.4 轴承形式52.3 本章小结53 变速器主要参数的选择及设计计算63.1 挡位数确定63.2 传动比63.3 中心距83.4 齿轮参数83.5 各档齿轮齿数的分配93.6 齿轮的设计计算113.7 本章小结124 变速器主要结构元件的校核134.1 齿轮损坏的原因及形式134.2 齿轮材料的选择原则134.3 轮齿强度校核144.3.1 齿轮的接触强度144.3.2 齿轮的接触强度154.4 轴的强度校核184.5 轴承的校核224.5.1 输入轴轴承校核224.5.2 输出轴轴承校核234.6 本章小结245 结论与展望25致谢26参考文献26附录28I汽车变速器设计1 绪论1.1 本课题的研究内容和意义变速器的功能是在不相同的条件下，改变发动机传在驱动轮上的转矩和转速，使汽车得到不一样的牵引力以及速度，同时是发动机在最佳的工况范围内工作。此外，应保证汽车能倒退行驶和停车时使发动机和传动系保持分离。需要时还应有动力输出的功能。随着我国千人汽车保有量的大副上升，高速公路，高级公路的不断建设，汽车正逐渐进入家庭，成为人们生活中的一部分。与此同时带来了燃料的大量需求，所以汽车的燃油经济性应给予重视。汽车的动力性、经济性能是车辆的重要性能，影响汽车的动力性、经济性能的因素很多，其中汽车的动力装置参数（发动机的参数；变速器的挡位及传动比）对上述性能的影响较大。因此对汽车变速器的研究有非常重要的社会意义和经济意义。1.2 国内外的发展概况手动变速器（MT：Manual Transmission）主要采用了齿轮传动的降速原理。变速器内有多组传动比不同的齿轮副，而汽车行驶时的换挡工作，也就是通过操纵机构使变速器内不同的齿轮副工作。自动变速器（AT：Automatic Transmission）是由液力变矩器，行星齿轮和液压操纵系统组成，通过液力变矩器和齿轮组合的方式来达到变速变矩。AMT是在传统干式离合器和手动齿轮变速器的基础上改造而成，主要改变了手动换挡操纵部分。即在MT总体结构不变的情况下改用电子控制来实现自动换挡。无级变速器（CVT：Continuously Variable Transmission）,又称为连续变速式机械变速器。金属带式无级变速器主要包括主动轮组，从动轮组，金属带和液压泵等基本部件。主要靠主动轮，从动轮和传动带来实现速比的无级变化，传动带一般用橡胶带，金属带和金属链等。无限变速式机械无级变速器（IVT：Infinitely Variable Transmission）采用的是一种摩擦板式变速原理。IVT的核心部分由输入传动盘，输出传动盘和Variator传动盘组成。它们之间的接触点以润滑油作介质，金属之间不接触，通过改变Variator装置的角度变化而实现传动比的连续而无限的变化1。汽车的发展经历了三大革命，动力革命（内燃机的使用），传动革命（机械传动的完善和液体传动的使用）和控制革命（用传感器、微机和电液阀进行信息处理）。从先进国家来看，动力革命和传动革命已经完成，目前正处于控制革命阶段，要解决的主要是机械太“机械”，没有灵性的问题，过去机械全靠人来操纵控制，然而人的生理和心理能力（感觉器官的功能、头脑分析的能力和体能）是有限的，操纵汽车这样复杂的机械对于人来说体力和脑力负担是很重要的，更主要的是单靠人力操纵将阻碍汽车的发展和其性能的提高。因此必须对汽车各部分（发动机、变速器、悬架、制动和转向机构等）进行自动控制并从各部分的单独控制向整车一体化控制发展，从一般控制向智能控制发展2。与AT产品、CVT产品相比，AMT产品的显著优势是工艺技术难度小，可以充分利用现有MT车型离合器、变速器生产企业的产品技术、生产能力，减少产业化投资，降低产品成本50%以上。AMT产品传动效率高，汽车燃油消耗量比AT车型降低10%20%，与CVT车型基本一致。AMT产品的自动换档功能与AT产品、CVT产品基本一致，起步平顺性略有突兀。AMT产品的关键技术是换档时动力传输间断过程控制，在离合器操纵实现自动控制的基础上，协调运用节气门调整技术，快速、平稳地完成自动换挡操纵，解决了AMT产品电控单元与发动机燃油喷射电控单元之间无法通讯的技术限制，保证AMT产品换档平顺性与AT产品、CVT产品基本一致3。AMT产品通过加装微计算机控制、电动机驱动的操纵机构，自动取代原车人工完成的离合器分离与接合、变速器选档和换档等操作，最终使汽车起步、变速全过程序列操作的自动化。汽车的自动变速简化了驾驶动作，使得汽车易于驾驶，减轻了驾驶员的劳动强度，提高了行车安全性，大大降低了驾驶员的操纵技术水平对汽车的动力性、经济性、平顺性和尾气排放的影响，保证了车辆驾驶过程中处于良好的工作状态。它特别适应改革开放以来，随着生活水平的提高，人们对汽车品位要求的不断提高，以及非职业汽车驾驶员急速增加形成对自动变速器的迫切需求，有利于轿车早日进入普通家庭。1.3本课题应达到的要求为保证变速器具有良好的工作性能，对变速器提出如下基本要求：（1）应正确选择变速器的档位和传动比，保证汽车有必要的动力性和经济性指标；（2）设置空挡和倒档，保证发动机与驱动轮能长期分离，使汽车能进行倒退行驶；（3）工作可靠，操纵轻便。汽车在行驶过程中，变速器内不应有自动跳挡，乱档，换档冲击等现象发生。为减轻驾驶员的劳动强度，提高行驶安全性，操作轻便的要求日益显得重要，这可通过采用同步器和预选气动或自动，半自动换档来实现；（4）重量轻，体积小。影响这个指标的主要参数是变数器中心距。选用优质钢材，采用合理的热处理，设计合适的齿形，提高齿轮精度以及选用圆锥滚柱轴承可减小中心距；（5）传动效率高。为减少齿轮的啮合损失，应有直接档。提高零件的制造和装配质量，采用适当的润滑油都可以提高传动效率；满足汽车必要的动力性和经济性指标，这与变速器的档数、传动比范围和各档传动比有关。汽车工作的道路条件越复杂、比功率越小，变速器的传动比范围越大。 2 变速器传动机构布置方案2.1 传动机构布置方案分析变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据轴的不同类型，分为固定轴式和旋转轴式两大类，而前者又分为两轴式，中间轴式和多轴式变速器4。 2.1.1 两轴式和中间轴式变速器现代汽车大多数都采用三轴式变速器，而发动机前置前轮驱动的轿车，若变速器传动比小，则常用两轴式变速器。在设计时，究竟采用哪一种方案，除了汽车总布置的要求外，主要考虑以下四个方面：（1）结构工艺性两轴式变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体。当发动机纵置时，主减速器可用螺旋圆锥齿轮或双曲面齿轮；而发动机横置时用圆柱齿轮，因而简化了制造工艺。（2）变速器的径向尺寸两轴式变速器输出轴的前进挡均为一对齿轮副，而中间轴式变速器则有两对齿轮副。因此，对于相同的传动比要求，中间轴式变速器的径向尺寸可以比两轴式变速器小得多。（3）变速器齿轮的寿命两轴式变速器的低档齿轮副，大小相差悬殊，小齿轮工作循环次数比大齿轮要高得多。因此，小齿轮的寿命比大齿轮的短。中间轴式变速器的各前进挡均为常啮合斜齿轮传动，大小齿轮的径向尺寸相差较小，因而寿命较接近。在直接挡时，齿轮只空转，不影响齿轮寿命。 2.1.2 三轴式三轴式变速器的第一轴常啮合齿轮与第二轴的各档齿轮分别与中间轴的相应齿轮相啮合，且第一、二轴同心。将第一、二轴直接连接起来传递转矩则称为直接档。此时，齿轮、轴承及中间轴均不承载，而第一、二轴也仅传递转矩因此，直接档的传动效率高，磨损及噪声也最小, 其他前进档需依次经过两对齿轮传递转矩5。因此，在齿轮中心距（影响变速器尺寸的重要参数）较小的情况下仍然可以获得大的一档传动比，但除了直接档外其他各档的传动效率有所降低，适用于传统的发动机前置、后轮驱动的布置形式。现选用三轴式变速器（见图2.1）。图2.1 三轴式变速器简图 2.1.3 倒挡的形式和布置方案图2.1为常见的布置方案。图a方案广泛用于前进挡都是同步器换挡的四挡轿车和轻型货车变速器中；b方案的优点是可以利用中间轴上的1挡齿轮，因而缩短了中间轴的长度，某些轻型货车四挡变速器采用这种方案；c方案能获得较大的倒挡速比，突出的缺点是换挡程序不合理；d方案针对前者的缺点作了修改，因而在货车变速器中取代了c方案；e方案中，将中间轴上的一挡和倒挡齿轮做成一体，其齿宽加大，因而缩短了一些长度；f方案采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换挡更为轻便；为了充分利用空间，有的货车采用g方案，其缺点是一挡和倒挡得各用拨叉轴，使其上盖中的操纵机构变的更复杂。后述五种方案可供五挡变速器的选择，本次设计采用图2.2（b）所示的倒挡布置方案。图2.2 倒挡布置方案2.2 零部件布置方案分析 2.2.1 齿轮形式变速器用齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。与前者相比，后者有使用的寿命更长、运转性能平稳、工作时的噪声低等等优点；但是相对的缺点是制造的时候会变得复杂，工作时会有轴向力，这样这对轴承很不利。变速器中的常啮合齿轮通常采用的是斜齿圆柱齿轮。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒挡6。 2.2.2 换挡的结构形式变速器换挡机构形式分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器换挡三种。（1）滑动齿轮换挡通常采用滑动直齿轮换挡，也有采用斜齿轮换挡的。滑动直齿轮换挡的优点是结构简单、紧凑、容易制造。缺点是换挡时齿面承受很大的冲击，会导致齿轮过早损坏，并且直齿轮工作噪声大，所以这种换挡方式一般仅用于一挡和倒挡。（2）啮合套换挡用啮合套换挡，可将构成某传动比的一对齿轮，制成常啮合的斜齿轮。用啮合套换挡，因同时承受换挡冲击载荷的接合齿齿数多，而轮齿又不参与换挡，它们都不会过早损坏，但不能消除换挡冲击，所以仍要求驾驶员有熟练的操纵技术。此外，因增设了啮合套和常啮合齿轮，使变速器的轴向尺寸和旋转部分的总惯性力矩增大。因此，这种换挡方法目前只在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用7。（3）同步器换挡现代大多数汽车的变速器都采用同步器能保证迅速，无冲击，无噪声换挡，而与操纵技术熟练程度无关，从而提高了汽车的加速性、经济性和行车安全性。同上述两种换挡方法相比，虽然它有结构复杂，制造精度要求高，轴向尺寸大。同步环使用寿命短缺等缺点，但仍然得到广泛应用。由于同步器的广泛应用，寿命问题已得到基本解决。如瑞典的萨伯-斯堪尼亚（SAAB-Scania）公司，用球墨铸铁制造同步器的关键部件，并在其工作表面上镀上一层钼，不仅提高了耐磨性，而且提高了工作表面的摩擦系数，这种同步器试验表明，它的寿命不低于齿轮寿命，法国的贝利埃（Berliet）。德国择孚（ZF）等公司的同步器均采用了这种工艺。上述三种换挡方案，可同时用在一变速器中的不同挡位上，一般倒挡和一挡采用结构较简单的滑动直齿轮或啮合套的形式；对于常用的高挡位则采用同步器或啮合套。 2.2.3 防止自动脱档的措施自动脱挡是变速器的主要故障之一。由于接合齿磨损、变速器刚度不足以及振动等原因，都会导致自动脱挡。除了在工艺上采取相应的措施以外，目前在结构上采取措施且相对有效的方案有以下几种：（1）把两个接合齿的啮合位置相互错开。这样它们在啮合时，会使接合齿的顶部超过被接合齿的13mm。使用时两齿接触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿顶部形成凸肩，可用来防止接合齿的自动脱挡。（2）把啮合齿套齿座上面的前齿圈的齿厚切薄，换挡后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而防止自动脱挡。（3）把接合齿的工作面设计并加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜23），使接合齿面产生防止自动脱挡的轴向力。这种方案比较有效，应用较多。将接合齿的齿侧设计并加工成台阶形状，也具有相同的阻止自动脱挡的效果8。 2.2.4 轴承形式变速器多采用滚动轴承，通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。过去，变速器轴的支承广泛采用滚珠轴承、滚柱轴承和滚针轴承，近年来，变速器的设计趋势是增大其传递功率与质量之比，并要求它有更多的容量和更好的性能。而上述轴承形式已不能满足对变速器可靠性和寿命提出的要求，故使用圆锥滚柱轴承的增多。其主要优点如下：滚锥轴承的接触线长，如果锥角和配合选择合适，可提高轴和齿轮沿纵向平面分开或沿中心线所在平面分开，这样可使装拆和调整轴承方便。由于上述特点，滚锥轴承已在欧洲一些轿车、货车和重型货车变速器上得到应用。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮（塔轮，宝塔齿轮）。2.3 本章小结本章对变速器传动机构的布置方案和零、部件结构方案进行了系统的分析，并给出了此次设计的具体方案，即设计两轴式变速器，倒挡布置方案如图2-2（b）所示，前进挡皆为斜齿圆柱齿轮，倒挡为直齿圆柱齿轮，采用全同步器式换挡形式，轴承选取深沟球轴承、圆柱滚子轴承、滚针轴承、圆锥滚子轴承。3 变速器主要参数的选择及设计计算3.1 挡位数确定变速器的挡数可在320个挡位范围内变化，通常变速器的挡数在6挡以下，当挡数超过6挡以后，可在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者的组合获得多挡变速器。增加变速器的挡数，能够改变汽车的动力性和燃油经济性以及平均车速。挡数越多，变速器的结构越复杂，并且使轮廓尺寸和质量加大，同时操纵机构复杂，而且在使用时换挡频率增高并增加了换挡难度。在最低挡传动比不变的条件下，增加变速器的挡数会使变速器相邻的低档与高档之间的传动比比值减小，使换挡工作容易进行。要求相邻挡位之间的传动比值在1.8以下，该值越小换挡工作越容易进行。因高挡使用频繁，所以又要求高档区相邻挡位之间的传动比比值，要比低档区相邻挡位之间的传动比比值小。近年来，为了降低油耗，变速器的挡数有增加的趋势。目前，乘用车一般用45个挡位的变速器。发动机排量大的乘用车变速器多用5个挡。商用车变速器采用45 个挡或多挡。载质量在2.03.5t的货车多采用5个挡，载质量在4.08.0t的货车采用六挡变速器。多挡变速器多用于总质量大些的货车和越野汽车上。本次设计的变速器采用4个前进挡位，1个倒挡位。3.2 传动比变速器的传动比范围是指变速器最低挡传动比与最高挡传动比的比值。最高挡通常是1.0，有的变速器最高挡是超速挡,传动比为0.70.8。影响最低挡传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.04.5之间，总质量轻的商用车在5.08.0之间，其他商用车则更大。汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有：（3.1）由最大爬坡度要求的变速器档传动比为：（3.2）式中汽车总质量；重力加速度；道路阻力系数； max道路最大阻力系数；最大爬坡要求；驱动车轮的滚动半径；发动机最大转矩；主减速比；汽车传动系的传动效率。主减速比i0的确定：（3.3）式中车轮的滚动半径，m；发动机转速，r/min；变速器最高档传动比；最高车速，km/h。本课题变速器=1，一般汽车的最大爬坡度约为30%7，即=16.7，f=0.02 由公式（3.3）得：由公式（3.2）得：根据驱动车轮与路面的附着条件确定变速器档传动比为：（3.4）式中汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷；道路的附着系数，计算时取=0.50.6。因为汽车后轴的轴荷分配范围为60%68%，所以G2=35009.868=23324N由公式（3.3）和公式（3.4）得：综合a和b条件得： 5.487.31，取=（5.48+7.31）/26.40变速器的档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档一般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为（其中n为档位数）的几何级数排列。因为，所以=q=1.875, = q=3.516。实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案、档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。3.3 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距A（mm）可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选：（3.5）式中中心距系数。对轿车取8.99.3；对货车取8.69.6；对多档主变速器，取9.511；变速器处于档时的输出转矩，（3.6）发动机最大转矩，Nm；变速器的档传动比；变速器的传动效率，取0.96。由公式（3.6）得： =1046.40.96=638.976Nm由公式（3.5）得: mm初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出：（3.7）式中按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取14.516.0，对货车取17.019.5。由公式（3.7）得: mm一般汽车变速器的中心距约在80170mm范围内变化,初选A=100mm。3.4 齿轮参数齿轮模数是一个重要参数，并且影响它的选取因素又很多，如齿轮的强度、质量、噪声、工艺要求等。应该指出，选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：（1)在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可以使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减少模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿轮应有不同的模数；减少乘用车齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选得小些；对货车，减少质量不减少噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数；变速器低档齿轮应选用大些的模数，其他挡位选用另一种模数。少数情况下，汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数，变速器用齿轮模数的范围如表3.29。(2)所选模数值应符合国家标准GB/T13571987的规定。选用时，应优先选用第一系列，括号内的模数尽可能不用。(3)啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿形。由于工艺上的原因，同一变速器中的接合齿模数相同。其取用范围是：乘用车和总质量在1.814.0t的货车为2.03.5mm；总质量大于14.0t的货车为3.55.0mm。选取较小的模数值可使齿数增多，有利于换挡。3.5 各档齿轮齿数的分配在初选变速器的档位数、传动比、中心距、轴向尺寸及齿轮模数和螺旋角并绘出变速器的结构方案简图后，即可对各档齿轮的齿数进行分配，如图3.1所示。图3.1 本课题变速器结构简图（1）确定档齿轮的齿数已知档传动比，且（3.8）为了确定z7、z8的齿数，先求其齿数和：直齿齿轮：（3.9）先取齿数和为整数，然后分配给z7、z8。为了使z7/z8尽量大一些，应将z8取得尽量小一些，这样，在已定的条件下z2/z1的传动比可小些，以使第一轴常啮合齿轮可分配到较多齿数，以便在其内腔设置第二轴的前轴承。z8的最少齿数受到中间轴轴径的限制，因此z8的选定应与中间轴轴径的确定统一考虑。货车变速器中间轴的档直齿轮的最小齿数为1214，选择齿轮的齿数时应注意最好不使相配齿轮的齿数和为偶数，以减小大、小齿轮的齿数间有共约数的机会，否则会引起齿面的不均匀磨损。由公式（3.9）得：取=60，考虑到上述条件以及选用了标准齿轮（齿数不要小于17），故取z8=17，得出=60-17=43（2）修正中心距A若计算所得的z7、z8不是整数，则取为整数后需按该式反算中心距A，修正后的中心距则是各档齿轮齿数分配的依据。由公式（3.9）得：A=（3.560）/2=105mm（3）确定常啮合传动齿轮副的齿数（3.10）确定了z7、z8后由公式（3.9）和（3.10）联立方程求解z1、z2 , 故z1=17 ；z2=43（4）确定其他档位的齿轮齿数档齿轮副：（3.11）由公式（3.9）和（3.11）联立方程求解z5、z6。因为 = q=3.516 ，所以先试凑z5、z6。试凑出z5=33、z6=27，此时=3.09。档齿轮副：（3.12）由公式（3.9）和（3.12）联立方程求解z5、z6。因为 =q=1.875 ，所以先试凑z3、z4。试凑出z3=24、z4=36，此时=1.69。（5）确定倒档齿轮副的齿数通常档与倒档选用同一模数，且通常倒档齿轮齿数z10=2123。则中间轴与倒档轴之间的中心距为：（3.13）初选z10=22,由公式（3.13）得: mm为了避免干涉，齿轮8与齿轮9的齿顶圆之间应有不小于0.5mm的间隙，则: （3.14）由公式（3.14）得: mm 根据d9选择齿数，取z9=17。最后计算倒档与第二轴的中心距：（3.15）由公式（3.15）得: mm8.28综合上述计算修正一下各档的传动比（见表3-1）。表3-1 各档速比档位倒档速比6.40:13.09:11.69:11:18.28:13.6 齿轮的设计计算常啮合齿轮副：档齿轮副：档齿轮副：档齿轮副：倒档齿轮： 3.7 本章小结本章主要介绍了变速器主要参数的选择，包括确定挡数、传动比范围，根据最大爬坡度和驱动轮与地面的附着力确定一挡传动比和倒档传动比，进而确定其它各挡传动比，选择中心距、外形尺寸以及齿轮参数。根据变速器的传动示意图确定各挡齿轮齿数，进行各挡齿轮的分配。4 变速器主要结构元件的校核4.1 齿轮损坏的原因及形式变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、齿面胶合以及移动换挡齿轮端部破坏10。轮齿折断发生在下述几种情况下：轮齿受到足够大的冲击载荷作用，造成轮齿弯曲折断；轮齿在重复载荷的作用下，齿根产生疲劳裂纹，裂纹扩展深度逐渐加大，然后出现弯曲折断。前者在变速器中出现的极少，而后者出现的多些。轮齿工作时，一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压，这时存在与齿面细小裂缝中的润滑油油压升高，并导致裂缝扩展，然后齿面表层出现块状剥落而形成小麻点，称之为齿面点蚀。它使齿形误差加大，产生动载荷，并可能导致轮齿折断。用移动齿轮的方法完成换挡的低档齿轮和倒档齿轮，由于换挡时两个进入啮合的齿轮存在角速度差，换挡瞬间澡轮齿端部产生冲击载荷，并造成损坏11。负荷大、齿面相对滑动速度又高的齿轮，在接触压力打且家畜处产生高温作用的情况下使齿面间的润滑膜破坏，导致齿面直接接触，在局部高温、高压作用下齿面互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，称为齿面胶合。变速器齿轮的这种破坏出现较少。4.2 齿轮材料的选择原则（1）满足工作条件的要求不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。（2）合理选择材料配对如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。（3）考虑加工工艺及热处理工艺大尺寸的齿轮一般采用铸造毛坯，可选用铸钢或铸铁；中等或中等以下尺寸要求较高的齿轮常采用锻造毛坯，可选择锻钢制作。尺寸较小而又要求不高时，可选用圆钢作毛坯。软齿面齿轮常用中碳钢或中碳合金钢，经正火或调质处理后，再进行切削加工即可；硬齿面齿轮（硬度350HBS）常采用低碳合金钢切齿后再表面渗碳淬火或中碳钢（或中碳合金钢）切齿后表面淬火，以获得齿面、齿芯韧的金相组织，为消除热处理对已切轮齿造成的齿面变形需进行磨齿。但若采用渗氮处理，其齿面变形小，可不磨齿，故可适用于内齿轮等无法磨齿的齿轮12。现代汽车变速器齿轮大都采用渗碳合金钢制造，使轮齿表层的高硬度与轮齿心部的高韧性相结合，以大大提高其接触强度、弯曲强度及耐磨性。在选择齿轮的材料及热处理时也应考虑到其机械加工性能及制造成本。国产汽车变速器齿轮的常用材料是20CrMnTi（过去的钢号是18CrMnTi），也有采用20Mn2TiB，20MnVB，20MnMOB的。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒。为消除内应力还要进行回火。变速器齿轮轮齿表面渗碳深度的推荐范围如下：3.5，渗碳深度0.81.2mm；3.55，渗碳深度0.91.3mm；5，渗碳深度1.01.6mm。渗碳齿轮在淬火、回火后，要求轮齿的表面硬度为HRC5863，心部硬度为HRC3348。某些轻型以下的载货汽车和轿车等变速器的小模数（3.03.75）齿轮采用了40Cr或35Cr钢并进行表面氰化处理。这种中碳铬钢具有满意的锻造性能及良好的强度指标，氰化钢热处理后变形小也是其优点。但由于氰化层较薄且钢的含碳量又高，故接触强度和承载能力均受到限制。对于氰化齿轮，氰化层的深度一般为0.20.4mm，不应小于0.2 mm，表面硬度为HRC485313。4.3 轮齿强度校核 4.3.1 齿轮的接触强度直齿齿轮弯曲应力：（4.1）式中计算载荷，Nmm；应力集中系数，直齿齿轮取1.65；摩擦力影响系数，主动齿轮取1.1，被动齿轮取0.9；齿轮模数；齿轮齿数；齿宽系数，直齿齿轮取4.47.0；齿形系数，齿高系数相同、节点处压力角不同时：，；压力角相同、齿高系数为0.8时，；轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力MPa。因为该变速器所有的齿轮采用同一种材料，所以当校核时只要校核受力最大和危险的档位齿轮。故分别计算档、倒档齿轮的弯曲强度。档齿轮副：主动齿轮z8=17,从动齿轮z7=43档主动齿轮的计算载荷由公式（4.1）得: 主动齿轮z8的弯曲强度：档从动齿轮的计算载荷从动齿轮z7的弯曲强度：倒档齿轮副:因为倒档齿轮相当于一个惰轮,所以主动齿轮是Z8=17，从动齿轮是Z10=22。通过惰轮后主动齿轮是Z9=17，从动轮是Z7=43。惰轮的计算载荷通过惰轮前，Z10=22的弯曲强度由公式得: 通过惰轮后主动轮是Z9=17，从动轮是Z7=43。Z9的计算载荷 Z7的计算载荷以上的齿轮副都满足弯曲强度的要求。 4.3.2 齿轮的接触强度齿轮的接触应力按下式计算：（4.2）式中 F法向内基圆周切向力即齿面法向力，N；（4.3） Ft端面内分度圆切向力即圆周力，N；（4.4）计算载荷，； d节圆直径，；节点处压力角；螺旋角； E齿轮材料的弹性模量，钢取2.1105MPa； b齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为代替，；主、被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，mm；直齿齿轮：，；斜齿齿轮：，； r1，r2分别为主、被动齿轮的节圆半径，mm。当计算载荷为许用接触应力见表4-1。常啮合齿轮副：当计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得: 档: 计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得:档：计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得:档：计算载荷为由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得: 倒档:计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得: 计算载荷为 ,由公式（4.4）和（4.3）得: 由公式（4.2）得:以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求（见表4-1）。表4-1 变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮氰化齿轮一档及倒档190020009501000常啮合及高档130014006507004.4 轴的强度校核变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响14。因此，在设计变速器轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和已知条件先初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调，变速器轴的最大直径与支承间的距离可按下列关系式初选：对第一轴及中间轴：对第二轴：（4.5）三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A（mm）按下式初选：由公式（4.5）得：第二轴：l=d/（0.180.21）=225350mm；中间轴：l=d/（0.160.18）=262.5393.75mm；第一轴：l=d/（0.160.18）=104.4135.13mm。第一轴花键部分直径可根据发动机最大转矩Temax （Nm）按下式初选：（4.6）由公式（4.6）得：初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。欲求中间轴式变速器第一轴的支点反力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力、径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算15。验算时，将轴看作铰接支承的梁，作用在第一轴上的转矩应取。齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr、及轴向力Fa可按下式求出：（4.7）式中 i至计算齿轮的传动比；d计算齿轮的节圆直径，；节点处压力角；螺旋角；发动机最大转矩，。在弯矩和转矩联合作用下的轴应力（MPa）为：（4.8）（4.9）式中弯曲截面系数，； D轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；在计算断面处轴的垂向弯矩，Nmm；在计算断面处轴的水平弯矩，Nmm；许用应力，在低档工作时取400MPa。变速器轴与齿轮的制造材料相同，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第一轴常啮合齿轮副，因距离支承点近、负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算16。若轴在垂直面内挠度为fc,在水平面内挠度为fs和转角为，可分别用下式计算：（4.10）式中 E弹性模量，MPa，； I惯性矩，对实心轴，； d轴的直径，花键处按平均直径来计算； a,b齿轮上的作用力矩支座A、B的距离，； L支座间的距离，。在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的1.1倍。轴断面的转角不应大于0.002rad（弧度）。轴的垂向挠度的容许值fc0.050.10mm；轴的水平挠度的容许值fs0.100.15mm。轴的合成挠度应小于0.20mm。 4.4.1 校核第二轴的强度与刚度档：此时第二轴受到齿轮Z7的作用力由公式（4.5）得：由公式（4.9）得：由公式（4.7）得:刚度校核：花键轴的计算直径取其花键内径的1.1倍,dh=1.131=34.1mm，由公式（4.10）得：轴的合成挠度。以上数据满足要求。 4.4.2 校核中间轴在强度与刚度档：此时中间轴受到齿轮Z8的作用力，因为一对啮合齿轮所受的力是大小相等，方向相反的，所以由上述的第二轴上齿轮所受的力可以得到中间轴上齿轮所受的力。Ft=8845.18N；Fr=3184.27N由公式（4-10）得：由公式（4-9）得:刚度校核：由公式（4-11）得：轴的合成挠度。 4.4.3 校核倒档轴的强度与刚度当Z7和Z9啮合时：由公式（4-10）得：由公式（4.8）得:刚度校核：公式（4.9）得：轴的合成挠度长的轴应进行扭转刚度的验算，使轴的扭转角不超过许用值。每米长轴扭转角的许用值为0.2500.350度。在转矩T的作用下，长为L的轴的扭转角为4：（4.11）式中 T转矩，Nmm；L轴长，mm；轴横截面的极惯性矩，：对实心轴；对空心轴；G轴材料的剪切弹性模量，对于钢材G=8104MPa。对第一轴进行扭转刚度的验算:已知L=170mm，T=104Nmm，。由公式（4.11）得: 故第一轴满足使用条件。4.5 轴承的校核 4.5.1 输入轴轴承校核（1）初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选输入轴轴承型号6004，N1004，N20213。=3500r/min,轴承的=4450N，=7220N；=5500N，=10000N；=3500N，=7500N11。预期寿命=h（2）计算轴承当量动载荷=1711.12/4450=0.385，在0.3520.469之间。则X=0.56,Y在1.001.04。为考虑载荷性质引入的载荷系数，（1.21.8）取=1.2。=1.2（0.561799.18+1.031711.12）=3262.39N（3）计算轴承的基本额定寿命 ,为寿命系数，对球轴承=3；对滚子轴承=10/3 =51h=4166.71%=41.67h合格圆柱滚子轴承=1.21799.18=2159.02N=788.75h=4166.71%=41.67h=302.33 h=4166.71%=41.67h 4.5.2 输出轴轴承校核（1）初选轴承型号由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号30304，32009。转速r/min,轴承的=20800N，=31500N；=34800N，=37200 N。预期寿命=4166.7h。（2）计算轴承当量动载荷 =1694.01/20800=0.081，在0.0700.094之间。则X=0.4,Y=2。为考虑载荷性质引入的载荷系数，（1.21.8）取=1.2。则 =1.2（0.41781.19+21694.01）=4920.6N（3）计算轴承的基本额定寿命=8312.45h合格=14471.18 h合格4.6 本章小结本章介绍了齿轮的损坏原因及形式，简要阐述了齿轮材料的选择原则及热处理方法，重点对各挡齿轮进行了校核包括对各挡齿轮弯曲应力、接触应力的计算，

温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。

人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。