奇瑞XX型号轿车二轴五档式变速器设计说明书.docx
奇瑞XX型号轿车二轴五档式变速器设计含6张CAD图
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共102页)
编号：145295261
类型：共享资源
大小：2MB
格式：ZIP
上传时间：2021-09-18
上传人：QQ14****9609
认证信息
个人认证
郭**（实名认证）
陕西
IP属地：陕西
150
积分
- 关 键 词：
-
XX
型号
轿车
五档
变速器
设计
CAD
- 资源描述：
-
奇瑞XX型号轿车二轴五档式变速器设计含6张CAD图,XX,型号,轿车,五档,变速器,设计,CAD
- 内容简介：
-
xxx设计（xxx）任务书毕业设计（论文）题目：奇瑞XX型号轿车变速器设计毕业设计（论文）要求及原始数据（资料）：1、原始数据（资料）：主减速比：3.4最高时速：190km/h轮胎型号：205/65R15发动机型号：SQR481FC最大扭矩：170Nm/4500最大功率：95kw/5750最高转速：6000r/min2、毕业设计（论文）要求：（1）、任务要求全面了解设计任务书，掌握设计意图，明确设计任务，根据原始数据与有关资料，开展文献检索、调查分析。综合所学的基础理论知识和专业知识，拟定该车型的变速器设计方案，完成变速器齿轮、轴的参数，包括变速器齿轮的接触力、弯曲应力、轴的输出扭转力，计算及强度校核。绘制装配图、部件图和部分零件图。同时完成相应的计算说明过程。主要任务如下：毕业设计（论文）开题报告；文献综述&外文翻译；设计、计算、绘制相应设计内容的技术图纸；毕业设计说明书。（2）、时间进度要求序号时间周次指导教师工作及要求12021.3.22-2021.3.28第1周按任务书，查阅相关文献、撰写文献综述、翻译外文资料22021.3.29-2021.4.4第2周开题报告的攥写32021.4.5-2021.4.11第3周审核开题报告，进行开题答辩42021.4.12-2021.5.9第4-7周试验研究或设计阶段，绘制相关图纸，编写设计说明书52021.5.10-2021.5.16第8周毕业设计期中检查62021.5.17-2021.5.30第9-10周修改相关图纸，完善毕业设计说明书72021.5.31-2021.6.6第11周论文查重、修改论文82021.6.7-2021.6.13第12周打印装订、指导老师与评阅老师赋分、毕业答辩毕业设计（论文）主要内容：1、设计图样要求：设计原理正确，运用相关标准、查阅相关手册，正确处理好图、数字、符号、标准等的关系，图样完整准确。总体设计完整、图纸表达清晰、标注采用国家最新标准；完成整机装配图纸设计，保证结构方案确定最优化；完成部件图设计及传动系统设计；完成零件图设计。2、毕业设计说明书：设计依据可靠，参数选用合理，结构设计强度及刚度校核、计算准确，内容完整，中英文摘要与科技论文必须做到准确无误。对主要传动方案进行比较和选择、并可行性论证。对主要的零部件进行动力的计算，强度、刚度的校核。毕业设计说明书参考文献15篇以上，原则上所涉及的参考文献论文资料为近5年出版发表。学生应交出的设计文件（论文）：设计成果要求：提交纸质资料（打印和部分手工绘制图纸）和电子文档资料。图纸使用AutoCAD软件绘制，文件为*.dwg格式。设计说明书资料为*.doc格式。1、毕业设计（论文）开题报告。2、毕业设计说明书1份，字数2-2.5万字。按山西能源学院本科毕业设计（论文）撰写规范执行。3、图纸：(1) 变速器总成装配图（A0号）1-2张；(2) 变速器总成装配图（A0号）1-2张；(3) 主要零部件图（A2号）3-5张；4、文献综述&外文翻译：按山西能源学院本科毕业设计（论文）撰写规范执行。(1) 文献综述：字数不少于3000字；(2) 外文翻译：外文翻译必须与毕业设计课题相关，字数不少于5000字，并标明文章出处。主要参考文献（资料）：例如：1 张缓缓.杨国平M.北京.清华大学出版社.2016.11.2 陈家瑞. 汽车构造M.北京.机械工业出版社.2013.13 王望予. 汽车设计M. 北京.机械工业出版社.2000.54.王霄锋.汽车底盘设计M.北京.清华大学出版社.2018.11.5 刘惟信. 汽车设计M. 北京.清华大学出版社.2001.76 余志生主编. 汽车理论(第六版).机械工业出版社.2018.9.7 廖念钊.莫雨松等. 互换性与技术测量M中国计量出版社8 周开勤. 机械零件手册S. 北京.高等教育出版社.2001.79 于靖军. 机械原理M. 北京. 机械工业出版社.2013.8.10 王德伦，马雅丽. 机械设计M. 北京. 机械工业出版社.2015.611 王宗荣. 工程图学M. 北京.机械工业出版社.2001.912 成大先. 机械设计手册S. 北京.化学工业出版社.2004.113 刘泽九. 滚动轴承应用手册S. 北京.机械工业出版社2014.114 齿轮手册编委会.齿轮手册S. 北京.机械工业出版社.2006.6.15 王宗荣. 工程图学M. 北京.机械工业出版社.2001.0916 日本自动车技术会汽车工程手册4S. 动力传动系统设计篇.2010.1217 汽车工程手册编辑委员会.汽车工程手册S. 北京.人民交通出版社.2001.5专业班级 机械设计制造及其自动化 学生 要求设计（论文）工作起止日期： 2021 年3月22日 2021 年6月13日指导教师签字： 日期 教研室主任审查签字 日期 系主任批准签字 日期 摘 要自汽车发明以来，变速系统就是整个车辆必须具备的结构，变速性能的好坏直接决定着整个车辆性能的行驶安全性。本文正是在现代对高品质、高追求的历史背景下，基于乘用车对高变速性能的需求，结合奇瑞车型的了解，设计了二轴五档式变速器结构。本文针对奇瑞车型变速器进行设计。首先介绍了其国内外研究现状，确定了变速器总体结构，主要对变速器传动部分和操纵部分进行了设计计算。然后充分考虑奇瑞车型特点和所要求的各项参数，确定了奇瑞车型传动方法，并设计计算了奇瑞车型变速器的各档传动比，分别完成奇瑞车型变速器各档齿轮齿数、模数等主要参数设计、奇瑞车型变速器所用传动轴直径、长度等主要参数设计，奇瑞车型变速器所选轴承寿命、动载荷等主要参数设计。通过对各零件的设计计算完成了奇瑞车型变速器的设计。最后绘制了奇瑞车型变速器的装配图及零件图图纸，并编写了奇瑞车型变速器的设计说明书。通过本文的设计，对乘用车变速器设计具有一定的参考作用。关键词：二轴五档式；变速器；齿轮；操纵机构；传动机构XIIAbstractSince the invention of the automobile, the transmission system is the structure that the whole vehicle must have. The quality of the transmission performance directly determines the safety of the whole vehicle. In this paper, under the historical background of the modern pursuit of high quality and high performance, based on the demand for high braking performance of passenger cars, combined with the understanding of Chery models, a two-axis five-speed transmission structure is designed. This paper aims at the design of Chery model transmission. Firstly, the research status of transmission at home and abroad is introduced. On this basis, the overall structure design of transmission is formulated. The transmission transmission design and transmission operation design are mainly carried out. Then on the base of the chery models and the required parameters, determined the chery cars driving method, and design calculation of chery cars transmission gears transmission ratio, completed chery cars transmission gears gear teeth, modulus design, main parameters, such as chery models used by transmission shaft diameter, length, main parameters, such as design, Chery model transmission selected bearing life, dynamic load and other main parameters design. Through the design and calculation of each part completed the Chery model transmission design. Finally, the assembly drawing and parts drawing of Chery model transmission are drawn, and the design specification of Chery model transmission is prepared. Through the design of this paper, the passenger car brake design has a certain reference role.Key words: two-axis five-speed type；Transmission； Gear;；Control mechanism；Transmission mechanism目 录1 绪论11.1选题的背景及意义11.2国内外研究状况21.3研究的内容42 变速器方案的确定52.1变速器结构方案的确定52.1.1变速器传动方案的结构分析与选择52.1.2倒挡传动方案92.2变速器主要零件结构方案的分析102.2.1齿轮型式102.2.2换挡机构型式103 变速器主要参数的选择133.1挡数和传动比133.2中心距163.3轴向尺寸163.4齿轮参数163.4.1变速箱齿轮的设计准则163.4.2变速箱各挡齿轮基本参数的选择标准173.4.3齿轮相关参数的选取204 主要零件的选择234.1各档传动比机器齿轮齿数的确定234.1.1确定各挡齿轮的齿数234.1.2齿轮变位系数的选择254.2齿轮损坏形式的分析和材料的选取以及齿轮的强度校核274.2.1齿轮的损坏原因及形式274.2.2齿轮的强度计算与校核284.3变速器轴的强度计算与校核394.3.1变速器轴的结构和尺寸394.3.2轴的校核414.4轴承的选择与校核534.4.1轴承选用原则与选择534.4.2轴承的校核554.5变速器同步器的设计594.5.1同步器的结构594.5.2同步环主要参数的确定60 (1)同步环锥面上的螺纹齿顶宽604.6变速器箱体的设计62结 论63致 谢65参考文献641 绪论1.1选题的背景及意义首先，时代在发展，科学在进步，现如今汽车工业的生产已逐渐成为我国的主导产业，汽车当之无愧成为人人追求的目标之一。但中国汽车公司的发展相对较晚，遇到更多的是机缘和竞争。随着我国汽车这一体系的不断壮大，如何设计出符合我国现状和情况，具有经济，高水准的汽车，一直是当今汽车体系研究人员需要首先解决的问题。其次，随着我国汽车领域的快速发展，每个人对其的想法越来越充满想象。购买汽车时，大多数人只看发动机的好坏，这似乎已成为考虑汽车质量的标准，因为它是驱动力的创造者。但是，控制速度的变速箱不能忽略。变速器是汽车变速器的重要组成部分，其技术发展趋势也是考虑汽车技术实力的重要组成部分。由于变速器在汽车结构中具有关键作用，因此变速器结构的改进对汽车领域的发展趋势和发展具有长期的现实意义。最后，毕业设计论文可以塑造每个人全面应用所学专业知识的能力，并结合实际工作单独研究该主题。它考验的是解决所学知识的问题，掌握理论知识与实践操作相统一的能力，全面评估考试能力，英语水平，计算机应用水平，书面形式和口头表达能力。他可以对已完成的学习进行梳理，又可以促进我们的知识向能力的转化。车辆在不同的应用领域和工作状况下有不同的要求条件。当汽车发动机为往复活塞式内燃机时，其正常工作情况下特性性能与设计要求存在较大矛盾。受负载能力、道路倾斜度、地面质量和变速器的倒档档位而倒档，交通实时状况等客观条件的影响,汽车所需扭矩和速度必须可以大范围调整，以达到各种使用要求下安全行驶的目的；除此之外,汽车还应有倒向行驶的功能。上述驱动力、速比、汽车发动机与车辆驱动力、速度、行驶方向等的转换等冲突，仅靠汽车发动机是无法解决的。该车配备了变速箱。它与汽车发动机配对。多档转换可以将驱动轮的扭矩扩大到发动机扭矩的数倍，并将其速比降低到车速之一。变速器就是整个车辆必须具备的结构，其有如下功能：1.可以保证速度和扭矩的快速调整。2.可以倒向行驶。3.实现空档。目前情况下，在汽车变速器的使用层次来讲，可以分成手动变速器和自动变速器。其中，自动变速器因行车安全易操作，但结构繁琐，工程造价和维修费用相对昂贵。对于手动式来说，主要优势有结构形式不复杂，生产成本低；安装简单，维护简单；高效的旋转，经济的发展和节油，可以增加车辆的使用寿命，所以对于手动变速器的设计和研究也是非常有必要的。1.2国内外研究状况国内研究状况：随着国内汽车技术和制造工艺的不断进步，我国在手动变速器方面已取得了较大进步，但在自动变速器的技术和发展路线上却相对发展缓慢。对于今后变速器技术发展趋势，新能源汽车传动技术以及变速器对于节能减排的作用等，都是国内汽车行业当前热议的话题。由于早期技术不够成熟，发动机产生的动力经过多级传递之后损耗太多，传动能力不足，因此变速器能起到的作用都是用低动力产生大速度，传动比都大于1，但随着技术的成熟，变速器能传递的动力越来越大，现在轿车可以在变速器传动比小于1的档位工作时工作。无论如何发展，自动挡汽车都会在与手动档汽车的这场市场争夺战中获取最终胜利。在电驱时代完全来临之前，为了使传统手动变速器充分发挥余热，在即将被取代之前最后在突破一次自己的性能极限，或许在未来的几十年内我们能看到关于汽车变速器市场最精彩的争夺大战。我国汽车品牌在手动变速领域，已经占据了非常重要的地位，但是为了相应号召，适应现在人们对于汽车节能，减排，环保，舒适的要求这个大趋势，不得不做出改变。更好的传动效率，更舒适的驾车感觉，更环保的能源使用，应当成为现在变速器要追求的技术目标。国外研究状况：变速器作为传递动力和改变车速的主要装置，国外对其操纵的方便性和档位数等方面的要求愈来愈高。目前,4 档特别是 5 档变速器的用量有日渐增多的趋势。同时.6 档变速器的装车率也在上升。随着时代的发展自动变速器的制造技术正在不断精进，成本正在不断降低，自动变速器在市场中占的比重越来越大。无论车辆的类型是什么样的，变速器作为传递动力协调发动机与车轮转速的主要装置，任何一个国家汽车方面的改革发展首先是从变速器入手，最直观的变化就是档位和操纵的方便性方面。电子控制式自动变速器是近些年来人们关注的焦点。它不仅有机械变速器传动效率高和使用可靠等优点,又有液力机械自动变速器动力性好、油耗低和操作简单的好处,所以国外各大公司都很重视该产品的研制应用。丰田公司开发的ECT变速器，无论是在启动时，还是在低速高速时加速性能都特别好，而且变速平稳，油耗低。日系产品最新研制的全新变速器，与同类产品相比体积更小小，传动效率更高高，更符合经济性要求。拿三菱汽车来举例，通过变革发展之后，它的改变主要在其原有的电控自动变速系统中，增加了一种名为模糊控制的概念，通过模糊控制的逻辑判断正在行驶车辆的行驶信息，并将它上传给电子控制器之后，会自动选择最合适的挡位。本田开发的电控变速器也应用了模糊控制概念,使变速控制非常简便、轻松,驾驶者简直难以觉察到档位的变换。目前国外轿车的电控自动变速器,主要有三种操纵方式,即电子控制气动操纵、电子控制液压操纵和电子控制马达操纵。1.3研究的内容设计的基本思路是：在借鉴其他变速器的设计过程的前提下，结合奇瑞车型的特点以及奇瑞车型变速箱具体情况，对其有一定的自我认识，例如结构形式、工作原理及工作过程等。第一步要确定奇瑞车型车变速器的结构布局，包括变速器齿轮和轴的总体布局、换档控制机构和齿轮布局等；其次，根据车辆发动机的主要参数，充分考虑车辆的驱动力和驱动力、合理的减速比，对变速齿轮箱关键部位的相关零件的主要参数进行设计计算，以及同步器同步等过程的分析。变速箱就是整个车辆必须具备的结构之一。设计要求形式是手动式。选择二轴式变速箱的原因为：一是其传动效率较高，损坏和噪音低；另一个是在传动齿轮管理中心距很小的情况下仍然可以得到很多一挡齿轮传动比，这也是其两个突出的优势。设计方案基于汽车发动机的最大功率，最大扭矩速度，排量和汽车的最终减速比等关键主要参数，然后结合汽车技术，汽车理论和机械结构设计等相关专业知识计算齿轮箱的相关主要参数（包括齿轮箱的接触力、应力、轴的输出扭力、刚度的计算和计算）。汽车传动方案的设计方案来源于实际情况与经验。经过一系列的设计，完成了手动变速箱的设计。经过验证和有限元分析，满足传递动力的实际要求，且具有一定的经济性。90山西能源学院2021届本科毕业设计（论文）2 变速器方案的确定2.1变速器结构方案的确定变速器由传动机构与操纵机构组成。2.1.1变速器传动方案的结构分析与选择相对于无级变速器来说，有级变速器结构形式简单，生产成本低廉，传动系统效率高（=0.960.98），因此受到了广泛应用。设计方案时，应根据车辆的应用标准和规定，明确变速箱减速比的范围、几个档位、每个档位的减速比，之所以这样，是因为它们对车辆的驱动力和燃料材料的合理性至关重要。减速比类别是齿轮箱的低齿轮减速比与中高齿轮减速比的比值。车辆的路况越多样化，汽车发动机的输出功率与汽车质量的比值越小，变速箱减速比的范围就应该越大。现阶段汽车变速箱的减速比范围为3.05.0。一般情况下，有级变速器有四、五、六个前进挡位。随着挡位数目的增加，发动机输出功率的利用率随之增加，车辆的合理性和平均车速也随之提升，从而提高车辆运输的高效率，降低物流成。.但是，6个以上前进挡的变速箱在采用手动脚踏控制机构时，很难完成快速、静音的换挡。因此，直接控制变速箱的挡位数限制为6档。五个以上的前进档会使控制机构复杂化，或者需要对辅助变速箱进行单独的控制机构改造。后者仅用于某些驾驶条件。某些汽车，对超速档的使用要求特别苛刻，只有在道路良好的情况下或者是汽车满载的情况下。选择传动比小于1（0.70.8）的超速档，可以充分发挥甚至是超常发挥发动机的性能，降低总曲轴转数，并可以降低发动机的损害以及汽车燃料汽油的损耗。但其远没有三轴式直接档效率高。有级变速箱传动系统的高效率与所采用的传动系统方案密不可分，其中包括传递作用力的齿轮副数目、速度比、输出的有效功率、润滑系统的科学合理性、传动齿轮和轴及其外壳和其他零件的制造精度、弯曲刚度等。在汽车传动层面，最常用的是三轴式和二轴式。 1第一轴；2第二轴；3中间轴图2-1 轿车中间轴式四挡变速器三轴式齿轮箱如图2-1所示。第一轴的常齿传动齿轮和第二轴的传动齿轮分别与中间轴的相应传动齿轮啮合，第一、第二轴在同一条船上。将第一轴和第二轴直接连接以传递扭矩的称为直接齿轮。此时传动齿轮、滚动轴承和中间轴均未安装，一、二轴也传递扭矩。因此，中间齿轮的传动效率高，损坏和噪音最小。这是三轴式变速箱的关键优势。其他前进档需要通过两对传动齿轮传递扭矩。因此。在变速箱中心距（影响变速箱规格的关键主要参数）较小的情况下，仍然可以获得较大的一档减速比，这是三轴式变速箱的另一个优势。缺点是除中间齿轮外的所有齿轮传动系统的高效率都有一定的降低。若所设计的汽车是发动机前置,后轮驱动,常采用中间轴式变速器。特点是：齿轮箱的第一轴和第二轴的中心线在同一条平行线上，通过齿轮套连接，得到中间齿轮。应用直接齿轮时，不安装变速箱的传动齿轮、滚动轴承和中间轴。汽车发动机的扭矩通过变速箱的第一轴和第二轴立即输出。此时变速箱的传动系统效率很高，可达90%。噪音低，对传动齿轮和滚动轴承的损坏较小。由于直接齿轮的利用率高于其他齿轮，因此增加了齿轮箱的使用寿命；工作在其他前进档时，变速箱传递的驱动力必须设置在第一轴、中间轴和第一轴上。第二轴上的两对传动齿轮进行传动，所以在变速箱中间轴与第二轴的距离（中心距）不大的标准下，第一齿轮仍有较大的减速比；高速传动齿轮为常齿传动齿轮，低档传动齿轮（一档）可以使用常啮合齿传动齿轮，也可以不使用常齿传动齿轮；除一档外，大多数变速器传动系统计划中的所有齿轮变速机构均使用同步器或啮合套进行变速，极少数的一档也使用同步器或啮合套进行换档。还有各种齿轮同步器或大部分啮合套。一般情况下在第二个轴上。在除直接挡工作以外的其他齿轮工作时，中间齿轮箱传动系统的高效率略有降低，这是它的缺陷。在相同的档位标准下，各种中间变速箱的关键在于传动档位有很多档位，换档方式和档位间传动系统方案存在差异。两轴式变速器如图2-2所示。与三轴式变速器相比，其结构简单紧凑，除最倒档外的所有齿轮传动系统效率高，噪音低。汽车多采用外置汽车发动机的前轮驱动布局，因为这种布局使车辆的驱动力传递紧凑，可控性好，可使汽车质量降低6%10%。二轴式变速箱便于这种布局，传动系统结构简单。如下图所示，双轴式变速箱的第二轴（即输出轴）与汽车差速器的传动齿轮是一体的。汽车发动机纵向放置时，汽车差速器可采用螺旋锥齿轮；当汽车发动机水平放置时，可选择斜齿轮，不仅可以使工艺过程简单化，还可以使生产成本减少。倒档中除了普通的传动齿轮（直齿斜圆柱齿轮）外，其他齿轮均采用常啮合斜齿轮传动。低速同步控制器大多安装在第二轴上，这是由于低速档的主动性，传动齿轮体积小，同步控制器安装困难；当然同步器也可安装在第一轴后端。由于两轴式输入输出轴两者不能接合的原因，因此变速器当高速工作时，均会对齿轮和轴承产生作用，因此产生的声音比较大，磨损也厉害，这是其缺点。此外，低齿轮传动比有如下数值要求范围，（ig=4.05.0），这是它的另一个缺陷。 1第一轴；2第二轴；3同步器图2-2 两轴式变速器有级变速器的结构形式正朝着安全性更高的方向发展，往往采用增加齿轮副数个数的方法。因为斜齿比直齿轮寿命更长，产生的声音更低，故很多场合往往使用斜齿轮，虽然它的生产成本高，制造规程不简单,且在啮合时会产生轴向力。因此，在齿轮箱中,除了低倒档之外,都选择斜齿轮传动,而对于其他的齿轮,则选择直齿轮传动。但在本设计中,考虑到倒档传动齿轮选择常啮合齿轮的原因,因此也选用斜齿轮。奇瑞轿车一般是经济实惠轻巧类车型，大多采用发动机前置，前轮驱动方案，故本设计中采用两轴式五档变速器，其传动简图如图 2-3所示1-一档主动齿轮 2-一档从动齿轮 3-二档主动齿轮 4-二档从动齿轮 5-三档主动齿轮 6-三档从动齿轮 7-四档主动齿轮 8-四档从动齿轮 9-五档主动齿轮 10-五档从动齿轮 11-倒档主动齿轮 12-倒档中间轴齿轮 13-倒档输出轴齿轮图2-3 变速器传动简图2.1.2倒挡传动方案图2-4b所示方案的优点是换挡倒档时使用中间轴上的一档传动齿轮，从而减少了中间轴的长度。但换挡时，除齿轮外还有两对传动齿轮，换挡困难。图2-4c所示方案可以获得较大的倒档减速比。缺点是换档程序不科学。图 2-4d 所示的计划是针对之前的缺陷进行了修改，因此它替换了图 2-4c 所示的计划。图2-4e所示方案是将中间轴上的一、倒档齿轮连成一体并加长齿宽。图2-4f所示方案适用于所有等齿传动齿轮的传动齿轮副，使换档更轻。为了更好地利用室内空间并减小变速器的轴向长度，一些大型卡车一般会选择图2-4g所示的方案用于倒车变速器系统。缺点是一档必须用变速箱叉轴做倒档，导致变速箱顶盖内的控制机构比较复杂。图2-4 变速器倒挡传动方案结合上述分析，经过充分考虑选择2-4f的倒挡传动方案。当变速器工作时，相对于其他档位来说，一倒档受到的作用负载大，因此在轴的支撑位置，即放置轴承的位置，多数情况下，设置低档和倒档，以达到减少轴的变形并确保传动齿轮的重合，最后各个档位按规律排列或按顺序排列，这样做既保证了轴的刚性，又可以保证安装非常方便。虽然倒档的减速比接近一档的减速比，但由于倒档的时间很短，从这点来看，有一些计划将一档布置在轴的支撑附近。2.2变速器主要零件结构方案的分析齿轮箱的方案设计必须满足性能指标、制造标准、维修便捷和标椎系列通用等条件。在充分考虑结构形式时，也应充分考虑传动齿轮形式、换档结构形式、滚动轴承形式、润滑和密封性能。2.2.1齿轮型式和直圆柱齿轮相比，斜圆柱齿轮具有很多的优良特性，例如寿命长、工作时声音小等。但万物都有两面性，斜齿轮生产成本高、工艺规程复杂，且工作时会产生轴向力。若工作时均选择斜齿圆柱齿轮传动，这样做虽然提高了常啮合齿轮的个数，但也会提高齿轮箱的转动惯量。没有其他特殊原因，低倒档常常选择用直齿轮传动。经过上述分析，并充分考虑后，对于倒挡来说，使用时间较短，且对噪声和振动要求较高，因此，各挡均采用斜齿轮传动。2.2.2换挡机构型式就目前这个阶段来看，换挡结构可以分为三大类，分别是直齿滑动齿轮、移动啮合套和同步器。直齿滑动齿轮该换挡结构最大的优势是结构形式简单且不复杂，但万物都有两面性，其换档存在阻力，且较大，对齿轮造成的冲击也大，造成传动齿轮的初始损坏，从而使得传动齿轮损坏。除此之外，还有由于轴的高速旋转，导致的齿面磨损、声音大等不好的因素，使用该结构换档时，换档行程安排长也是其缺陷。因此，应用较少。移动啮合套其优点是齿轮使用寿命长，换挡所用时间短，承受作用载荷的齿数多，受到的作用载荷小，难于损坏，但万物都有两面性，移动啮合套也不例外，其不可能消除换挡过程中产生的冲击，故对驾驶要求高。除此之外，由于在轴部件上增加了其他机构，因此扩大了部分齿轮箱旋转的总扭矩，因此，应用并不广泛，只存在于大型卡车变速器中或其他对驾驶要求不高的地方。同步器选择同步控制器换档，可以保证换档时不会冲击传动齿轮，从而充分利用传动齿轮的抗压强度。此外，控制轻巧，从而使得换挡的时间减少，提高车辆的舒适性和整体性能。此外之外，很多机构机械都在向着自动化的方向发展，同步器也不例外。但万物都有两面性，其缺点是结构形式不简单，制造要求条件高，会使得轴向尺寸变大，寿命短。虽然如此，在这个时期，各种齿轮箱仍广泛应用同步器。同步控制器结构形式有很多很多，在目前这个时期，摩擦惯性式同步器应用最广泛。它借助摩擦力完成同步。配合传动齿轮上除紧接套、花键毂、紧接齿轮外，还增加了其他结合结构，可以达到结合套与齿轮同速的目的，并阻止两者达到同一旋转速度之前紧密连接以避免震惊系统。锁环式同步控制器就是其中之一。结构紧凑，但轴向规格小，球面间摩擦力矩小。多用于传递扭矩较小的小型轿车和轻型卡车的传动。在这种设计中，选择了锁环同步控制器，并且该同步控制器通过摩擦效应而同步。但是从结构上可以保证结合套和要啮合的花键轴齿轮在同步之前不太可能接触，以防止唇部之间的冲击和噪音的产生。同步控制器的主要由花键轴毂，结合套筒，锁紧环（相同的环），导向滑块及其弹性的弹簧圈等组成。花键轴是在花键轮毂的内螺纹和外圆面上制作加工而成，其中花键轴与第二轴连接，采用密封圈和卡环进行径向精确定位。连接套的内花键轴用于滚动连接。紧密连接套筒的外圆形表面是用与拨叉配合的心轴来生产和加工的。转动拨叉可使紧接套沿花键轴毂作径向运动。花键毂的两侧与传动齿轮之间分别设有锁环。锁环具有内球面，齿圈的顶端具有相同的外球面，它们根据球面相互接触，形成球面摩擦副。根据这对摩擦副的摩擦力，可以使两个不同速比的传动齿轮快速同步，再紧密连接。图2-5锁环式同步器结构图3 变速器主要参数的选择表3-1 原始相关参数主减速比最高时速最大扭矩最大功率最高转速3.4190km/h170Nm/4500rpm95kw/5750rpm6000r/min3.1挡数和传动比最近几年，为了响应国家号召，降低汽车的油耗，故设计时常常增加变速器的挡数。就目前而言，汽车的档位一般为45个。因此，本设计初步采用5个挡位。当确定一挡传动比时，有许多因素应该充分考虑，包括汽车的爬坡能力、路面的表面情况、车速v、主减速比i0以及车轮轮胎型号205/65R15等。因为当汽车爬坡时，车速并不是很高，且汽车前端为流线型，所产生的空气阻力很小很小，所以所产生的空气阻力可以忽略不计，此时汽车爬坡时，最大驱动力产生的正功用于克服摩擦阻力所产生的负功和爬坡时所产生的负功。此时满足条件：TemaxigIi0Trrmg(cosmax +sinmax)=mgmax (3-1)则变速器1挡传动比为igImgmaxrrTemaxi0T (3-2)式中：m-汽车总质量(kg)，计算时取m=1800kg；g-重力加速度(m/s)，计算时取g=9.8 m/s；max-路面最大阻力系数，由路面材料、情况等因素决定，没有特殊原因，阻力系数取=0.018-0.020，本设计取=0.019；没有特殊原因，最大爬坡度取i=tanmax=0.34，故坡度max=17.74，故计算时取max=0.332；rr-驱动轮的滚动半径(m)，由轮胎型号205/65R15可知rr=（15*25.4+65%*205*2）/2=323.75，计算时取rr=0.324m；Temax-发动机最大转矩(Nm)，由发动机型号SQR481FC可知Temax=170Nm；i0-汽车主减速器传动比；T-汽车传动系统的传动效率，计算时可以取T=0.9；由驱动轮胎与路面两者的附着条件可以得：TemaxigIi0TrrG2 (3-3)式中：G2-满载时路面受到前轮的载荷，就发动机前置，前轮驱动的轿车而言，满载时，前轮对路面的载荷占汽车总质量的55%-65%，计算时取G2=60%mg；-路面附着系数，没有特殊情况，计算时取=0.55-0.65,本设计取为0.6。由已知条件：m=1800kg； g=9.8 m/s； rr=0.324m； Te max=170Nm； i0=3.4； T=0.9； G2=1800kg。根据公式（3-2）和公式（3-3）可得：3.65 igI 3.95，取igI=3.80。本设计初步取第五档为最高档位，超速档的传动比由轿车主减速器的传动比和轿车发动机的转速以及轿车的行驶速度确定。变速器传动比，主减速器传动比和发动机转速以及行驶速度之间的关系为：ua=0.377nrrigi0 （3-4）式中，ua-汽车行驶速度（Km/h）；n-发动机转速（r/min）；rr-驱动轮的滚动半径(m)；ig变速器传动比；i0主减速器传动比。当汽车处于最高速度行驶时，公式变为： uamax=vamax=0.377nmaxrrig5i0 （3-5）由原始数据：uamax=vamax=190Km/h，nmax=6000r/min；i0=3.4；rr=0.324m；由公式（3-5）可以得到：ig5=1.13中间挡的传动比相邻两档传动比相等，即：i1i2=i2i3=i3i4=i4i5理论上公比为：q=4i1i5 （3-6）根据公式（3-6）可的出：q=1.35。故有：i2=2.81 i3=2.09 i4=1.54 i5=1.13 3.2中心距当变速器工作时，在确保各齿轮强度要求的前提下，齿轮变速器中心距A（mm）的确定满足如下经验公式： A=KA3Temaxi1g （3-7）式中：KA-中心距系数，就汽车变速器而言，KA=8.99.3。所以计算时可以取K A=9.5；Temax -变速器最大输出转矩，此时变速器处于1挡位置，T1max=Temax=170Nm g -变速器工作效率，没有特殊原因时，可以取96%。根据公式（3-7）可得：初始中心距A=81.01 mm，取81mm。3.3轴向尺寸变速器的总体径向向尺寸，和最大齿轮的直径和换挡机构的排列等因素有关，可以根据上述因素初步确定其尺寸。以下是变速器外壳总体轴向尺寸的经验公式，且不同挡位有不同的总体轴向尺寸。四挡取（3.03.4）A；五挡取(2.73.0)A；六挡取(3.23.5)A。为了计算方便，A可以取整。经过上述分析，并充分考虑。因为选择5+1手动挡变速器，可以取2.8A，故可以初步选择箱体的总体轴向尺寸为2.881mm=226.8mm。3.4齿轮参数 3.4.1变速箱齿轮的设计准则应该充分考虑汽车变速器在工作时，各档齿轮具体的工作情况，例如齿轮的受力情况、齿轮转速以及啮合时所产生的噪音等，并根据其工作情况的区别，可以分为两大类，一是高挡工作区，二是低挡工作区。汽车变速器在不同的工作区，则齿轮相关参数的选取也不尽相同，例如X、m和h*等。相对于低档工作区来说，当汽车变速器处于高挡工作区时，汽车行驶速度快，经济性高，行车利用率较高，但所受作用力小。一般情况下，三、四、五挡就属于高档工作区。此时，齿轮旋转速度高，齿轮啮合时，易产生较大的声音，但是齿轮所受到的作用力却很小，强度应力也比较低，故强度余量较大，齿轮的寿命余量也很大。因此，在设计高挡齿轮时，考虑的第一要素是降低噪声，同时确保齿轮传动平稳，而第二要素才是强度。相对于高档工作区来说，当汽车变速器处于低挡工作区时，汽车行驶速度低，经济性低，行车利用率较低，但工作时间短。一般情况下，一、二、倒挡就属于低档工作区。此时，齿轮旋转速度较低，齿轮啮合时，产生的声音较小，但是齿轮所传递的扭矩很大，强度应力也比较高，故强度余量较小，齿轮的寿命余量也较小。所以，在设计低挡齿轮时，考虑的第一要素是强度，而第二要素才是降低啮合时产生的噪音。对齿轮相关参数的选取时，要充分考虑低档去和高档区。在高挡区时，对各参数的选取为：模数m小值、压力角小值、螺旋角大值、正变位系数X小值以及齿顶高系数h*大值。通过对齿轮各参数的恰当选取，合理选取重合度，以控制啮合噪声的产生以及尽可能的减少摩擦力，从而满足变速箱在高档工作时，降噪增稳的舒适要求。相反，在低挡区时，对各参数的选取为：模数m大值、压力角大值、螺旋角小值、正变位系数X大值以及齿顶高系数h*小值。通过对齿轮各参数的恰当选取，合理选取重合度，以提高齿轮的强度应力，从而符合变速箱在低挡工作时，低速高扭的强度条件。3.4.2变速箱各挡齿轮基本参数的选择标准（1）合理选择模数：模数是传动齿轮的一个必须经过充分考虑的系数。其数值越大，齿厚越大，传动齿轮的抗弯强度越大，其承载能力也越大。反之，其数值越小，齿厚越软，传动齿轮的抗弯强度越小。对于低速传动齿轮而言，由于速比低，扭矩大，传动齿轮的应力较大，因此需要较大的模数来保证其抗压强度要求条件。对于高速旋转的传动齿轮来说，由于速比高，扭矩小，传动齿轮的应力相对较小。因此，在保证传动齿轮抗弯强度的前提下，一般采用较小的模数，从而可以对传动齿轮进行改进，以获得大的重合度,达到减少声音的目的。（2）合理选择压力角：当传动齿轮的m和z知道时，传动齿轮的分度圆d=mz也就知道了，渐开线齿轮齿廓以基圆大小为前提，当然，压力角也会影响基圆大小。当分度圆半径不变时，压力角的不同会使得基圆半径不同。若齿轮压力角较大时，基圆半径较小，齿轮轮廓弯曲较多，传动齿轮的轮齿可加厚，轴颈夹角可增大，可提高弯曲强度和接触强度。触摸抗压强度。当齿轮压力角减小时，基圆半径增大，齿廓与基圆切线更垂直，轮齿变软，轴颈角度减小，进而促进弯曲传动齿轮的强度和接触。冲击抗压强度可降低，但随着齿轮压力角的减小，可增加传动齿轮的重叠，降低传动齿轮的抗弯刚度，可减少进出齿轮时的载荷减少。有利于降低噪音。因此，对于低速齿轮传动齿轮，常采用较大的齿轮压力角来达到其抗压强度要求；而高速齿轮传动齿轮往往采用较小的齿轮压力角来达到其降低声音的要求。（3）合理选用螺旋角：与直齿轮相比，斜齿轮具有传动系统稳定、重合度大、冲击小、声音低等优势。由于同步器的存在，传动齿轮在换档时不会立即移动一个传动齿轮，与另一个齿轮啮合，而是全部的传动齿轮都会产生相对移动，换挡时更加轻巧便捷，因此斜齿轮广泛应用于变速箱中。由于斜齿轮的特性，所以斜齿轮啮合时并不是齿顶都直接进入齿部，而是一端先行进，并随着齿轮的啮合过程，慢慢推进到齿沿齿宽方向，直到啮合完成，所以斜齿轮的比直齿啮合时，接触面积大。当齿宽不变时时，重合度与螺旋角成正比，在增大该参数数值时，承载能力也会越好，稳定性越好。一般情况下，越大，齿轮受力会越好，但过大，会使得轴向力变大，从而使得效率变低。（4）合理选用正角度变位：对于润滑优良的硬齿齿轮传动系统，外界普遍觉得最需要注意都是是在循环变应力的作用下，轮齿疲劳裂纹扩大再扩大，轮齿断裂，而无法工作。变速器中失效的传动齿轮就属于这种情况。为了更好地防止传动齿轮断裂，应尽可能增加齿轮齿的弯曲强度，应用正位移可以达到这一目的。在正常情况下，正变位的数值越大，齿轮轮廓标准值越小，而传动齿轮上的应力越小，则传动齿轮的抗弯强度就越高。传动齿轮如果为硬齿面时，往往会发生点腐蚀。需要提高啮合角，以减小齿面接触应力以及减少齿轮相对转动速度，从而增加抗点蚀能力。若如果达到扩大啮合角的目的，需对传动齿轮进行正变位，以提高轴颈的接触抗压强度，提高轮齿的弯曲强度，从而增加传动齿轮的承载能力。但是，对于斜齿轮传动齿轮，位移指数过大，会减少传动齿轮的总接触线长度，反而会降低其承载能力。另外，位移指数越大，由于啮合角圆形会变大，齿尖厚度会收缩，这会损害啮合角的抗压强度。因此，在变速器的设计方案中，大部分变速器档位都有效地选择了该系数，以最大限度地发挥其优势。关键是以下很多设计方案规则：对于低速齿轮传动齿轮副，主动传动齿轮的数值应大于被动传动齿轮的数值，而对于快速传动齿轮副，主动传动齿轮的数值应低于被动传动齿轮。正变位系数数值随着档位的增加而逐渐减小。这是因为低速档区由于传动齿轮的速比低、扭矩大、抗压强度高，所以需要大的变位。各齿轮传动齿轮的总变位系数均为正，但并不是一成不变的，它会逐渐减小，在挡数增加的情况下。其数值越小，齿宽减少，抗弯强度越低，但是轮齿的刚度的减小，从而抗冲击振动能力变强，故可减少声音。因此，其数值越大，轮齿的抗压强度越高，但声音可能会增加。因此，对于快速传动齿轮，应选择较小的数值，而低速挡齿轮则必须选用较大的系数。（5）增加齿顶高系数：当一对齿轮啮合工作时，其主要影响重合度系数，若是斜齿轮传动，关键影响齿轮端面重合度系数。当z和不变时，、受其影响，且其数值越大，齿轮、也就越大，重合度越大，传输系统越稳定。但是齿顶高系数越大，啮合角可以越小，这会损害啮合角的抗压强度。另外，从至少非根切齿数公式计算，齿顶高度指数越大，至少可以增加非根切齿数，否则会引起根切。因此，应该适当的范围内增加该参数的数值，前提是务必保证使得齿轮啮合时不产生干涉现象，且具备足够的强度。因此，在变速器的设计方案中，各齿轮传动齿轮的齿顶高系数选择较大的值，一般超过1.0，称为细高齿轮，对于减少声音和提高齿轮传动的稳定性具有很大的作用。对于低速齿轮传动齿轮，为了更好地保证其具有足够的轮齿弯曲强度，一般采用较小的齿顶高系数；并且对于快速齿轮传动齿轮，以更好地保证稳定性和低速传动系统。对于噪声，通常使用较大的齿顶高系数。以上是从变位系数、齿轮压力角、螺旋角、模数和齿顶高度指数五个方向分别分析传动齿轮设计的发展趋势。实际上，每个主要参数都彼此有害并互相拖累。在选择变速器的主要参数时，既要考虑它们的优缺点，也要考虑它们之间的内部联系，这样才能最大限度地发挥其优点，防止缺点，提高性能传输指标。3.4.3齿轮相关参数的选取（1）齿轮模数在选取齿轮模数时，应该符合国家标椎，即所选模数应为标准模数值。斜齿轮的法向模数mnmn=0.473Temax （3-8）其中=170Nm，可得出mn=2.60，取标准模数2.5。目前，渐开线齿形应用广泛，多用于啮合套和同步器的连接。由于某些原因，且为了计算、选取方便，齿轮和同步器各零件选择相同模数，且没有其他特殊原因时，汽车的模数范围为23.5。本设计选择2.5。（2）齿形、压力角、螺旋角和齿宽b上述参数按表3-1选取：表3-1 汽车变速器相关齿轮的齿形、压力角以及螺旋角项目 车型 齿形压力角螺旋角轿车高齿并修形的齿形14.5，15，1616.52545一般情况下，当压力角选择小值时，会使得传动的重合度增大，且传动更加平稳，噪声更加低；当压力角选择大值时，虽然会加剧齿轮传动的不稳定性，产生较大的噪音，但轮齿传动的强度会提高很多。就轿车而言，应充分考虑驾驶的舒适性，减少齿轮啮合时产生的噪声，故压力角取小值。经过上述分析，并充分考虑，为了加工方便，也为了计算方便，齿轮压力角选择20,同步器选择30；螺旋角选择30。齿轮的承载能力除了受压力角、模数m、变位系数X以及制造精度的影响，齿轮宽度b对齿轮的受载能力影响也很大，若轮齿宽度b越大，则齿轮的受载能力也就越大。但是，在现实情况下，往往存在载荷分配不均的现象，齿宽增大时，受载能力不增反减。因此，在齿轮强度符合要求时，选取数值小的齿宽。没有特殊原因时，齿宽的确定或选择由齿轮模数来决定，具体关系如下：直齿 b=(4.58.0)m，mm 斜齿 b=(6.08.5)m，mm为了使齿轮传动更加连续平稳，为了提高齿轮的寿命，可以通过加长接触线长度、减小接触应力的方法实现，即齿数少的齿轮的齿宽系数选择较大的数值。 （3）齿顶高系数齿轮啮合时的重合度、轮齿所能承受的最大强度、齿轮啮合时所产生的噪声、轮齿啮合时的干涉现象以及齿顶厚度等都受齿顶高系数h*的影响。一般情况下，普通轮齿的齿顶高系数0=1.0，没有特殊原因，变速器的轮齿的齿顶高为0=1.0。4 主要零件的选择4.1各档传动比机器齿轮齿数的确定4.1.1确定各挡齿轮的齿数（1）一挡传动比ig1=z2z1 （4-1）zh=2Acosmn （4-2）式中： =30；mn=2.5。根据公式（4-2）可得：zh=281cos302.5=56.1取整56。一般情况下，一档主动轮齿数在1218范围内选择，可以初选12，则z2=44。则一档传动比为：i1=z2z1=4412=3.67。（2）对中心距A进行修正A=mnzh2cos （4-3）根据公式（4-3）可得：A=2.5562cos30=80.82取整得A0=81mm，为标准中心矩。（3）二档齿轮齿数及传动比i2=z4z3（4-4）（4-5） 已知的参数：=81mm，=2.81，=2.5，=30；将相关的数据代入到公式（4-4）和公式（4-5），并将齿数圆整后可得：z3=15，z4=41。所以二档传动比为：i2=z4z3=4115=2.73（4）三档齿轮齿数及传动比 i3=z6z5（4-6）A0=mn(z5+z6)2cos（4-7）已知的参数：=81mm，=2.09，=2.5，=30；将相关的数据代入到公式（4-6）和公式（4-7），并将齿数圆整后可得：z5=18，z6=38。所以三档传动比为：i3=z6z5=3818=2.11（5）四档齿轮齿数及传动比 i4=z8z7（4-8）A0=mn(z7+z8)2cos（4-9）已知的参数：=81mm，=1.54，=2.5，=30；将相关的数据代入到公式（4-8）和公式（4-9），并将齿数圆整后可得：z7=22，z8=34。所以四档传动比为：i4=z8z7=3422=1.55（6）五档齿轮齿数及传动比 i5=z10z9（4-10）A0=mn(z9+z10)2cos（4-11）已知的参数：=81mm，=1.13，=2.5，=30；将相关的数据代入到公式（4-10）和公式（4-11），并将齿数圆整后可得：z9=26，z10=30。所以五档传动比为：i5=z10z9=3026=1.15（7）计算倒档齿轮齿数及传动比初步选择倒挡齿轮z12=23，=12，为了使运动干涉不发生在倒档齿轮的啮合过程中，故齿轮11和齿轮13的齿顶圆两者之间有0.5mm以上的空间，即满足以下要求条件： (z11+z13)mn2cos11+2mn+0.5=A0 （4-12）已知：11=30，A0=81，把数据代入公式（4-12），齿数取整，解得：z13=40。则倒档传动比为：iR=z13z11=4012=3.33输入轴与倒档轴之间的距离：A=mn(z11+z12)2cos11=2.5(12+23)2cos30=50.52mm取A=51mm。输出轴与倒档轴之间的距离：A=mn(z13+z12)2cos11=2.5(40+23)2cos30=90.93mm取 A=91mm。4.1.2齿轮变位系数的选择齿轮总变位系数的选择是设计中不可忽略的一个部分。变位齿轮，有如下特点：一是增加齿轮强度、耐磨性；二是增加齿轮传动的连续性、平稳性；三是增加齿轮的抗胶合性；四是可以减缓工作时产生的的噪音；五是避免齿轮工作时产生根切和干涉现象；六是可以配凑中心距。变位齿轮可以分为三大类：正变位齿轮、零变位齿轮以及负变位齿轮。当一对啮合齿轮工作时，若将小齿轮采用正变位时，可以使小齿轮接近于大齿轮的强度，从而使得大小齿轮的强度大致相等，故正变位齿轮应用最为广泛。但正变位齿轮会使齿顶变尖，齿顶强度变低，负变位齿轮可以避免了正变位齿轮的缺点，但会为降低齿轮的强度。为了达到各档位齿轮有一样的中心距的目的，使输入轴和输出轴的中心距离一定，从而确保各档的传动比精准准确，须对齿轮进行变位。一般情况下，正变位常见于齿数少的齿轮副中，负变位常见于齿数多的齿轮副中。相对于负变位来说，正变位的啮合性能更加优越，所以采用正变位的情况较多。除此之外，斜齿轮还需调整，以达到中心距一样的条件的目的。没有特殊的原因时，变速器齿轮是在脉动循环应力条件下工作，特殊情况下，还有振动冲击载荷。对高挡齿轮而言，其最主要失效形式是齿轮的齿面点蚀，因此在选择变位系数时，要符合最大接触强度的条件以及满足抗胶合和耐热耐磨的要求。为了尽可能保证齿轮的接触强度达到要求，可以将总变位系数取较大值，加大齿廓曲率半径，从而达到降低接触应力的目的。对低挡齿轮而言，其传递的扭矩较大，且齿根强度小，所以小齿轮极有可能齿根受弯断裂。当然，变位系数越小并不是只有缺点，取较小的变位系数虽然会使齿轮齿宽变得小，强度应力变得低，但同时也会使轮齿刚度变小，使之吸收冲击能力增强，达到噪声减少的目的。通过上述描述，为了配凑中心距；从而增强齿轮的强度，刚度和寿命；减少齿轮的啮合所产生的声音，实际中，随着变速器档位的减少，总变位系数逐渐增高。因此，低挡齿轮，选择较大数值的总变位系数，高档齿轮，选择较小数值的总变位系数。经过以上分析，并充分考虑，除去一、二挡以外，其他各档位各齿轮齿数都大于最小根切齿数17，故只对一二档各齿轮进行正变位。一档齿轮的变位：当A0=81，=30，Z1=12，Z2=44时，查相关设计手册，总变位X=5.2210-3，系数分配为X1=3.2410-3，X2=1.9810-3。二档齿轮的变位： 当A0=81，=30，Z3=15，Z4=41时，查相关设计手册，总变位X=5.0210-3，系数分配为X3=3.0110-3，X4=2.0110-3。4.2齿轮损坏形式的分析和材料的选取以及齿轮的强度校核4.2.1齿轮的损坏原因及形式一般情况下，齿轮的失效形式有五大类，分别是齿轮轮齿的折断、齿轮齿面的磨损、齿轮齿面的点蚀、齿轮齿面的胶合以及齿轮的塑性变形。对于汽车变速器中齿轮来说，其主要的失效形式有三大类。分别是齿轮轮齿的折断、齿轮齿面的磨损导致的齿面疲劳剥落以及换挡过程中对齿轮端部的振动导致的齿轮的塑性变形。一般情况下，在汽车变速器中，齿轮轮齿的折断有两种情况，一是较大的冲击载荷作用在了齿轮上，从而导致齿轮轮齿的受弯折断；二是在载荷的重复不断的冲击下，齿根处，尤其是节圆靠近齿根处会产生疲劳裂纹，裂纹扩展再扩展，深度不断加深，最终导致受弯折断。前一种情况在汽车变速器中出现的次数很少，后者出现次数较多。齿轮在工作时，不可避免的会产生动载荷，产生了一些不利的影响，例如齿形误差加大，轮齿折断加速。其过程为：变速器在工作时，变速器中齿轮相互啮合挤压，从而使得润滑油油压增加，产生很多细小的裂缝，裂缝扩展再扩展，表层块状式的脱落，最终形成齿面点蚀，产生动载荷。由于制造误差等其他因素，当变速器换挡时，两个即将啮合的齿轮必然产生角速度差，导致齿轮端面不可避免产生冲击，并损坏齿轮。4.2.2齿轮的强度计算与校核一般情况下，齿轮选择低碳钢制造，采用仿成法加工方法，表面需要进行渗碳淬火处理。同样，变速器的齿轮也选择低碳钢制造，同样采用仿成法加工，同样表面需要进行渗碳淬火处理，且保证齿轮精度要高于7级。除上述条件之外，齿轮的使用条件也需要给予充分考虑。所以，必须对齿轮进行强度校核，以得到较为精准的计算结果。综上所述，本设计齿轮材料初步选择为40Cr。（1）齿轮弯曲强度计算齿轮弯曲应力 w=F1KbtyK （4-13）式中：圆周力（N），F1=2Tgd；Tg计算载荷（Nmm）；节圆直径（mm），d=mnzcos ，为法向模数（mm）；斜齿轮螺旋角； 应力集中系数，可近似取=1.50；齿面宽（mm），计算时取7mn； 法向齿距，t=mn； 齿形系数，应按斜齿轮当量齿数（zn=zcos3）在图4-1中选取； 重合度影响系数，可近似取=2.0。图4-1 齿形系数图将上述有关参数据代入公式，整理得到 w=2TgcosK7zmn3yKc （4-14）（1）一档齿轮校核主动齿轮：已知的参数：Tg=170103 Nmm；=30；K=1.50；mm；X1=0.324；K=2.0；zn=zcos3=12cos330=18.46，查图4-1得：y=0.114，将相关参数代入公式（4-14），得：w1=2TgcosK7z1mn3yK=305.1MPa从动齿轮：已知的参数：Tg=1704412103=623.33Nm；=30；K=1.5；mn=2.5mm； X2=0.198；K=2.0；zn=zcos3=44cos330=67.69，查图4-1得：y=0.116，将相关参数代入公式（4-14），得：w2=2TgcosK7z2mn3yK=301.3MPa（2）二档齿轮校核主动齿轮：已知的参数：Tg=170103 Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm； X3=0.301；K=2.0；zn=zcos3=15cos330=23.08，查图4-1得：y=0.108，将相关参数代入公式(4-14)，得：w3=2TgcosK7z3mn3yK= 258.0MPa从动齿轮：已知的参数：Tg=1704115103=464.67103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm； X4=0.201；zn=zcos3=41cos330=63.08，查图4-1得：y=0.109，将相关参数代入公式(4-14)，得：w4=2TgcosK7z4mn3yK=255.6MPa（3）三档齿轮校核主动齿轮：已知的参数：Tg=170103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm；X5=0；K=2.0；zn=zcos3=27.69，查图4-1得：y=0.102，将相关参数代入公式(4-14)，得：w5=2TgcosK7z5mn3yK=227.7MPa从动齿轮：已知的参数：Tg=1703818103=358.89103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm；X6=0；K=2.0；zn=zcos3=38cos330=58.46，查图4-1得：y=0.102，将相关参数代入公式(4-14)，得：w6=2TgcosK7z6mn3yK=227.7MPa（4）四档齿轮的校核主动齿轮：已知的参数：Tg=170103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm； X7=0；K=2.0；zn=zcos3=22cos330=33.85，查图4-1得：y=0.095，将相关参数代入公式(4-14)，得：w7=2TgcosK7z7mn3yK=200.0MPa从动齿轮：已知的参数：Tg=1703422103=262.73103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm； X8=0；K=2.0；zn=zcos3=34cos330=52.31，查图4-1得：y=0.095，将相关参数代入公式(4-14)，得：w8=2TgcosK7z8mn3yK=200.0Nmm（5）五档齿轮的校核主动齿轮：已知的参数：Tg=170103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm； X9=0；K=2.0；zn=zcos3=26cos330=40.00，查图4-1得：y=0.089，将相关参数代入公式(4-14)，得：w9=2TgcosK7z9mn3yK=181.3MPa从动齿轮：已知的参数：Tg=1703026103=196.15103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm； X10=0；K=2.0；zn=zcos3=30cos320=46.15，查图4-1得：y=0.088将相关参数代入公式(4-14)，得：w10=2TgcosK7z10mn3yK=182.1MPa（6）倒挡齿轮的校核主动齿轮：已知的参数：Tg=170103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm；X11=0；K=2.0；zn=zcos3=12cos330=18.46，查图4-1得：y=0.156，将相关参数代入公式(4-14)，得：w11=2TgcosK7z9mn3yK=223.3MPa中间齿轮：已知的参数：Tg=1702312103=325.83103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm； X12=0；K=2.0；zn=zcos3=23cos330=35.38，查图4-1得：y=0.159，将相关参数代入公式(4-14)，得：w12=2TgcosK7z10mn3yK=219.1MPa输出齿轮：已知的参数：Tg=1704012103=566.67103Nmm；=30；K=1.5；mn=2.5mm； X10=0；K=2.0；zn=zcos3=40cos320=61.54，查图4-1得：y=0.192，将相关参数代入公式(4-14)，得：w13=2TgcosK7z10mn3yK=181.4MPa各挡位齿轮的弯曲应力，其计算结果统计如表4-1所示：表4-1 各挡位齿轮的弯曲应力一档w1=305.1MPaw2=301.3MPa二档w3=258.0MPaw4=255.6MPa三档w5=227.7MPaw6=227.7MPa四档w7=200.0MPaw8=200.0Nmm五档w9=181.3MPaw10=182.1MPa倒挡w11=223.3MPaw12=219.1MPaw13=181.4MPa就拿轿车变速器来说，当把最大转距作为计算载荷时，齿轮许用应力的数值要求范围为1.81083.5108Pa，故上述所求结果都符合弯曲强度要求。（2）齿轮接触应力 j=0.418FEb(1z+1b) （4-15）式中，j轮齿接触应力（MPa）；F齿面上的法向力（N），F=F1coscos；F1圆周力（N），；Tg计算载荷（Nmm）；为节圆直径（mm）；节点处压力角，为齿轮螺旋角；E齿轮材料的弹性模量E=2.1105（MPa）；b齿轮接触的实际宽度（mm）；z，b主，从齿轮节点处的曲率半径（mm），对于直齿轮来说，z=rzsin，b=rbsin；对于斜齿轮来说，z=rzsincos2，b=rbsincos2； 、 主从动齿轮节圆半径（mm）。（1）一档齿轮接触应力校核已知： Tg=170103Nmm； =20； =30； E=2.1105MPa；其中：d1=2A0z1zh=2811256=34.7mm；d2=2A0z1zh=2814456=127.3mm；b=7mncos=20mm；F1=2Tgd1coscos=12040.2N；z=rzsincos2=d1sin2cos2=7.9；b=rbsincos2=d2sin2cos2=29.0；因作用在两齿轮上的一对力，方向和大小分别相反和相等，故两啮合齿轮的接触应力相等，只需计算一个即可，把计算载荷取为最大载荷，将相关已知参数代入公式（4-15）可得：j1，2=0.418 12040.22.110520(17.9+129.0)=1886.2MPa（2）二档齿轮接触应力校核已知：Tg=170103Nmm；=20；=30；E=2.1105MPa；其中：d3=2A0z3zh=2811556=43.4mm；d4=2A0z4zh=2814156=118.6mm；b=7mncos=20mm； F3=2Tgd3coscos=9626.6Nz=rzsincos2=d3sin2cos2=9.9 b=rbsincos2=d4sin2cos2=27.0 将以上数据代入公式（4-15）可得：j3，4=0.418 9626.6 2.110520(19.9+127.0)=1561.4MPa（3）三档齿轮接触应力校核已知：Tg=170103Nmm；=20；=30；E=2.1105MPa；其中：d5=2A0z5zh=2811856=52.1mm；d6=2A0z6zh=2813856=109.9mm；b=7mncos=20mm；F5=2Tgd5coscos=8019.1Nz=rzsincos2=d5sin2cos2=11.9b=rbsincos2=d6sin2cos2=25.1将以上数据代入公式（4-15）可得：j5，6=0.418 8019.12.110520(111.9+125.1)=1350.0MPa（4）四档齿轮接触应力校核已知：Tg=170103Nmm；=20；=30；E=2.1105MPa；其中：d7=2A0z7zh=2812256=63.6mm；d7=2A0z7zh=2813456=98.4mm；b=7mncos=20mm；F7=2Tgd7coscos=217010363.3cos20cos30=6596.1Nz=rzsincos2=d7sin2cos2=14.5b=rbsincos2=d8sin2cos2=22.4将以上数据代入公式（4-15）可得：j7，8=0.418 6596.12.110520(114.5+122.4)=1172.5MPa（5）五档齿轮接触应力校核已知：Tg=170103Nmm；=20；=30；E=2.1105MPa；其中：d9=2A0z9zh=2812656=75.2mm；d10=2A0z10zh=2813056=86.8mm；b=7mncos=20mm；F1=2Tgd9coscos=5555.8Nz=rzsincos2=d9sin2cos2=17.1b=rbsincos2=d10sin2cos2=19.8将以上数据代入公式（4-15）可得：j9，10=0.418 5555.82.110520(117.1+119.8)=1054.0MPa（6）倒挡齿面接触应力校核输入齿轮与倒档轴：已知：Tg=170103Nmm；=20；=30；E=2.1105MPa；其中：d11=2A，z11zh=2511235=35.0mmd12=2A，z12zh=2512335=67.0mmF1=2Tgd11coscos=11937.0Nb=7mncos=20mmz=rzsincos2=d11sin2cos2=8.0 b=rbsincos2=d12sin2cos2=15.3 将以上数据代入公式（4-15）可得：j11,12=0.418 11937.0 2.110520(18.0+115.3)=1998.3MPa输出齿轮与倒档轴：已知：Tg=1702312103N=325.8103mm；=20；=30；E=2.1105MPa；其中：d12=2A，z11zh=2912363=66.4mmd13=2A，z12zh=2914063=115.5mmF1=2Tgd12coscos=12059.8Nb=7mncos=20mmz=rzsincos2=d12sin2cos2=15.1 b=rbsincos2=d13sin2cos2=26.3 将以上数据代入公式（4-15）可得：j12,13=0.418 12059.8 2.110520(115.1+126.3)=1518.7MPa因为j11,12=1998.3MPaj12,13=1518.7MPa，故取j11,12=1998.3MPa为倒挡时是接触应力。把最大载荷作为计算载荷时，各对齿轮的许用接触应力数值要求范围如表4-2：表4-2 变速器齿轮的许用接触应力齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡180020009501000常啮合齿轮和高挡10001600650700齿轮/MPa渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡180020009501000常啮合齿轮和高挡10001600650700通过计算得出的各挡齿轮的接触应力分别如表4-3所示：表4-3 各挡齿轮的接触应力一档j1,2=1886.2MPa二档j3,4=1561.4MPa三档j5,6=1350.0MPa四档j7,8=1172.5MPa五档j9,10=1054.0MPa倒档j11,12=1998.3MPa通过以上计算，设计的变速器齿轮的接触应力都符合接触强度要求。4.3变速器轴的强度计算与校核4.3.1变速器轴的结构和尺寸（1）轴的结构在确定轴的结构时，必须选择轴上零件的装配方案。为了便于装配以及轴向周向定位，输入输出轴均采用阶梯轴。一般情况下，轴与齿轮轴向定位靠轴肩、套筒、挡圈等，用键、花键和销以及过盈配合进行轴向定位，避免轴上零件与轴之间发生相对转动。齿轮与轴之间的连接常常采用键或者花键，且可以方便以后齿轮磨损后更换。（2）轴的尺寸零件在轴上的定位和装配方案确定后，轴的形状便随之确定。为了确保使齿轮在啮合时有正确位置，避免产生根切和干涉现象，从而对齿轮强度、耐热耐磨性能产生影响，对输入输出轴的强度和刚度有了更高的要求。初步选择变速器轴的长度尺寸时，可以根据变速器齿轮、操纵机构的布置以及工作时所在的位置初步选择。当然，变速器轴的尺寸的确定，要通过对齿轮结构布置的分析以及对加工装配工艺要求的充分考虑，才能确定变速器周的尺寸。以下是确定汽车变速器轴的尺寸的经验公式： 对输入轴而言，=0.130.15；对输出轴而言，0.180.21。输入轴，即第一轴的键部分的直径（mm）可按如下公式初步选取：d=K3Temax （4-16）式中： 经验系数，=4.04.6；发动机最大转矩（Nm）。根据公式（4-16），输入轴花键部分直径：d1=4.04.63170=22.1625.48mm初选输入、输出轴支承之间的长度=243mm。按扭转强度条件确定轴的最小直径： d=395501030.23Pn （4-17）式中： d 轴的最小直径（mm）；轴的许用剪应力（MPa），计算时可以取52MPa；P 发动机的最大功率（kw）；N 发动机的转速（r/min）。将相关的所用数据代入公式（4-17），得：d=395501030.23Pn=395501030.2523956000=24.41mm为保证安全，实际情况下取值稍大些，所以，选择轴的最小直径为25mm。4.3.2轴的校核在进行轴的校核时，只需校核一挡处即可。原因是第一档齿轮所在的平面是危险截面，所受到的载荷也是最大的。且设计时，为保证安全，轴的强度以及刚度都留有一定的余量，有一定的安全系数。 （1）强度校核变速器在一档工作时：对输入轴校核：图 4-2 输入轴上作用力计算输入轴的支反力：Ft1=2T1d1=2Tg1cos1mnz1=2170103cos302.512=9815.0NFR1=Ft1tanncos1=4525.0NFa1=Ft1tan1=3572.4N初选：a=23mm；b=220mm；L=243mm；d=35mm，垂直面内支反力 对B点取距：FAY（a+b）+Fa1*r1-FR1*b=0代入得：FAY=3955.1N对A点取距：FBY（a+b）-Fa1*r1-FR1*a=0代入得：FBY=611.0NMB=aFAY=0.0233955.1=90.97 Nm水平面内的支反力 对B点取距：FAX（a+b）-Ft1*b=0代入得：FAX=8886.0N对A点取距：FBX（a+b）-Ft1*a=0代入得：FBX=929.0NMBH=aFAX=0.0238886.0=204.38 Nm该轴所受扭矩为Tj1=170m（3）计算垂直面内的弯矩齿轮受到的的径向力Fr和轴向力Ft，导致轴在垂直面内受到力的作用，从而产生形变，而齿轮受到的圆周力Fa，导致发生形变产生在轴的水平面。故根据材料强度理论，轴在弯扭作用下，其计算公式如下： =MW=32Md3 （4-18）式中：M=MB2+MBH2+Tj2（Nm）； （4-19）轴的直径（mm），花键处取内径；抗弯截面系数（mm3）。将数据代入公式（4-19）和公式（4-18），得：M=MB2+MBH2+Tj12=90.972+204.382+1702=281.0Nmmax=MmaxW=32Mmaxd2=32281.03.140.353=66.8MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。对输出轴校核：图4-3 输出轴上作用力计算输出轴的支反力：Tg1Tg2=Z1Z2Ft2=2T1d1=2Tg2cos1mnz2=9814.7NFR2=Ft1tanncos1=4124.9NFa2=Ft1tan1=5666.5N初选：a=23mm；b=220mm；L=243mm；d=43mm 垂直面内支反力 对B点取距：FAY（a+b）+Fa2*r2-FR2*b=0代入得：FAY=2451.9N对A点取距：FBY（a+b）-Fa2*r2-FR2*a=0代入得：FBY=1673.0NMB=aFAY=0.0232451.9=56.4Nm水平面内的支反力 对B点取距：FAX（a+b）-Ft2*b=0代入得：FAX=8885.7N对A点取距：FBX（a+b）-Ft2*a=0代入得：FBX=929.0NMBH=aFAX=0.0238885.7=204.4Nm该轴所受扭矩为Tj2=1703.7=629 Nm把以上数据代入公式（4-19）和公式（4-18），得：M=MB2+MBH2+Tj22=56.42+204.42+6292=663.8NmMAX=MMAXW=32MMAXd3=157.8MPa在低档工作时，400MPa，符合要求。（2）刚度校核图4-4轴的挠度f和转角如图4-4所示，计算公式分别如下： fc=F1a2b23EIL （4-20） fs=F2a2b23EIL （4-21） =F1abb-a3EIL （4-22）式中：轴在垂直面内挠度（mm）；fs轴在水平面内挠度（mm）；轴在水平面内转角（rad）； 齿轮轴向方向轮齿中间平面的径向力（N）；齿轮轴向方向轮齿中间平面的圆周力（N）； 弹性模量（MPa），=2.1105 MPa； 惯性矩（mm4），对于实心轴，；轴的直径（mm），有键的部分可以用平均直径来计算；、作用在齿轮上的力距离支座a、b之间的距离（mm）； 支座间的距离（mm）。轴的全挠度为f=fc2+fs20.2mm。 （4-23）垂直面内轴的挠度数值要求范围为fc=510-61010-6m，水平面内轴的挠度的数值要求范围fs=1.010-41.510-4m。齿轮平面转角的数值要求范围为210-3rad。1）一档工作时：Ft1=2T1d1=2Tg1cos1mnz1=2170103cos302.512=9815.0NFr1=Ft1tanncos1=4525.0NFa1=Ft1tan1=3572.4N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=23mm；b=220mm；L=243mm；d=35mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr1a2b23EIL=Fr1a2b2643Ed4L=0.0103fc=0.050.10mmfs=Ft1a2b2643Ed4L=0.0223fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.01032+0.02232=0.02460.2mm=Fr1ab(b-a)3EIL=4.010-40.002rad输出轴挠度和输出轴转角：所求轴上作用力由输入轴上作用力确定，其大小方向分别相等和相反。已知：a=23mm；b=220mm；L=243mm；d=43mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr1a2b23EIL=Fr1a2b2643Ed4L=0.0045fc=0.050.10mmfs=Ft1a2b2643Ed4L=0.0098fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.01080.2mm=Fr1ab(b-a)3EIL=9.910-40.002rad2）二档工作时：Ft2=2Td3=2Tgcos2mnz3=2170103cos302.515=7852.0NFr2=Ft2tanncos2=3300.0NFa2=Ft2tan2=4533.3N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=66mm；b=177mm；L=243mm；d=45.5mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr2a2b23EIL=Fr2a2b2643Ed4L=0.0140fc=0.050.10mmfs=Ft2a2b23EIL=0.0333fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.03610.2mm=Fr2ab(b-a)3EIL=1.310-40.002rad输出轴挠度和输出轴转角：所求轴上作用力由输入轴上作用力确定，其大小方向分别相等和相反。已知：a=66mm；b=177mm；L=243mm；d=40mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr2a2b23EIL=Fr2a2b2643Ed4L=0.0234fc=0.050.10mmfs=Ft2a2b2643Ed4L=0.0557fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.06040.2mm=Fr2ab(b-a)3EIL=2.210-40.002rad3）三档工作时：Ft3=2Td5=2Tgcos3mnz5=2170103cos302.518=6543.3NFr3=Ft3tanncos3=2750.0NFa3=Ft3tan3=3777.8N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=89；b=154mm；L=243mm；d=70mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr3a2b23EIL=Fr3a2b2643Ed4L=0.0029fc=0.050.10mmfs=Ft3a2b2643Ed4L=0.0068fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.00740.2mm=Fr3ab(b-a)3EIL=1.410-40.002rad输出轴挠度和输出轴转角：所求轴上作用力由输入轴上作用力确定，其大小方向分别相等和相反。已知：a=89mm；b=154mm；L=243mm；d=38mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr3a2b23EIL=Fr3a2b2643Ed4L=0.0330fc=0.050.10mmfs=Ft3a2b2643Ed4L=0.0785fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.08520.2mm=Fr3ab(b-a)3EIL=1.610-40.002rad4）四档工作时：Ft4=2Td7=2Tgcos4mnz7=2170103cos302.522=5353.6NFr4=Ft4tanncos4=2250.0NFa4=Ft4tan4=3090.9N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=132mm；b=111mm；L=243mm；d=80mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr4a2b23EIL=Fr4a2b2643Ed4L=0.0016fc=0.050.10mmfs=Ft4a2b2643Ed4L=0.0037fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.00400.2mm=Fr4ab(a-b)3EIL=2.310-60.002rad输出轴挠度和输出轴转角：所求轴上作用力由输入轴上作用力确定，其大小方向分别相等和相反。已知：a=132mm；b=111mm；L=243mm；d=36mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr4a2b23EIL=Fr4a2b2643Ed4L=0.0383fc=0.050.10mmfs=Ft4a2b2643Ed4L=0.0911fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.09880.2mm=Fr4ab(a-b)3EIL=5.510-50.002mm5）五档工作时：Ft5=2Td9=2Tgcos5mnz9=2170103cos302.526=4530.0NFr5=Ft5tanncos5=1903.8NFa5=Ft5tan5=2615.4N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=160mm；b=83mm；L=243mm；d=91mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr5a2b23EIL=Fr5a2b2643Ed4L=0.0007fc=0.050.10mmfs=Ft5a2b2643Ed4L=0.0016fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.00170.2mm=Fr5ab(a-b)3EIL=3.810-60.002rad输出轴挠度和输出轴转角：所求轴上作用力由输入轴上作用力确定，其大小方向分别相等和相反。已知：a=160mm；b=83mm；L=243mm；d=33mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr5a2b23EIL=Fr5a2b2643Ed4L=0.0377fc=0.050.10mmfs=Ft5a2b2643Ed4L=0.0897fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.09730.2mm=Fr5ab(a-b)3EIL=2.210-40.002mm6）倒档工作时：FtR=2Td11=2TgcosRmnz11=2170103cos302.512=9815.0NFrR=FtRtanncosR=4125.0NFaR=FtRtanR=5666.7N输入轴的挠度和转角的计算：已知：a=183mm；b=60mm；L=243mm；d=36mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=Fr5a2b23EIL=Fr5a2b2643Ed4L=0.0039fc=0.050.10mmfs=FtRa2b2643Ed4L=0.0938fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.09390.2mm=FrRab(b-a)3EIL=4.410-40.002mm输出轴挠度和输出轴转角：所求轴上作用力由输入轴上作用力确定，其大小方向分别相等和相反。已知：a=183mm；b=60mm；L=243mm；d=33mm。把有关数据代入公式（4-20），（4-21）（4-22）和（4-22），得到：fc=FrRa2b23EIL=FrRa2b2643Ed4L=0.0558fc=0.050.10mmfs=Ft5a2b2643Ed4L=0.1328fs=0.10.15mmf=fc2+fs2=0.14520.2mm=FrRab(b-a)3EIL=6.310-4Fd2=133.8N所以轴承2被压紧。Fa1=Fd1=1280.2NFa2=Fd1+Fac=4852.6N轴承当量动载荷：查机械设计课程设计的相关手册得：e=0.37Fa1Fr1=1280.24525.0=0.28e，查机械设计手册得到x=1，y=0；Fa2Fr2=4852.6428.3=11.33e，查机械设计手册得到x=0.4，y=1.6；当量动载荷：P=fd(xFr+yFa) （4-23）式中：fd为载荷系数，计算时取fd=1.2。由公式（4-23）可知：p1=1.2(14096.7+01280.2)=4916.04Np2=1.2(0.4428.3+1.64852.6)=9522.58NLh=1066
- 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。
|
2:不支持迅雷下载,请使用浏览器下载
3:不支持QQ浏览器下载,请用其他浏览器
4:下载后的文档和图纸-无水印
5:文档经过压缩，下载后原文更清晰
|
川公网安备: 51019002004831号