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YD60 联合收割机 变速箱 设计 CAD

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XXXXXXX设计（XX）任务书、毕业设计（论文）题目： YD60收割机变速箱的设计 、毕业设计（论文）工作内容（从专业知识的综合运用、论文框架的设计、文献资料的收集和应用、观点创新等方面详细说明）： 在收割机转动系统中，变速箱包括了许多重要的零部件，它是拖拉机设计中非常重要的设计部分。YD60变速箱是新型变速箱中重要的一种，它的主要的相关参数包括最大输入功率为15.7KW，发动机的额定转速为3000r/min，变速箱包括前进挡，空挡和倒退档。首先需要了解变速箱的结构，工作原理等，设计其传动系统方案，并进行计算，对其内部传动齿轮和轴等重要零部件进行结构设计，对重要的传动轴进行受力分析，并进行强度和刚度的校核。其次应用三维软件绘制其几何模型，并进行装配设计，完成虚拟装配。最后完成二维零件图和装配图的绘制，完成设计说明书的撰写。 、进度安排：2014年10月20日2013年11月9日（3周）：选择题目，收集材料； 2014年11月10日2013年12月7日（4周）：布置任务，明确目标、计划； 2014年12月8日2015年1月4日（4周）：了解变速箱工作原理，确定设计方案，并对方案进行论证和确认； 2015年1月5日2015年2月5日（4周）：系统设计，进行相关的计算，对结构零件机械设计 2015年2月6日2015年3月11日（5周）：继续前期工作，准备毕业设计中期院内检查； 2015年3月12日2015年4月1日（3周）：完成所有的结构零件图、装配图和工程图。 2015年4月2日2015年4月15日（2周）：完成论文的写作，指导老师验收成果，检查装配图和零件图纸； 2015年4月16日2015年5月31日（2周）：毕业论文预提交、修改、评阅、答辩。 、主要参考资料：1 程悦荪 主编，拖拉机设计北京：中国农业出版社 2 成大先 主编，机械设计手册第五版，机械工业出版社。 3吉林工业大学拖拉机教研室编，拖拉机构造北京：中国农业出版社 指导教师：（签名： ）， 2014 年 11 月 16 日学生姓名：（签名： ），专业年级： 系负责人审核意见（从选题是否符合专业培养目标、是否结合科研或工程实际、综合训练程度、内容难度及工作量等方面加以审核）： 专业负责人签字： ， 2014 年 12 月 1 日2通过小波去噪提取变速箱微弱故障信号的新方法陈志新，徐金武，杨德斌摘要：因为弱故障信号的提取总是很困难而且难以找到故障检测的重点。所以为了统计齿轮箱振动信号产生的复杂小波系数的具体特性，形成一种新的去噪方法：使用基于双联波浪转换的当地自适应算法(DT-CWT)介绍在齿轮中提取微弱故障信息尤其是提取脉冲组件。通过分析非高斯概率分布和小波系数之间的信号的相关性统计，并通过DT-CWT的平稳不变的优势，可以获得比普通小波去噪所产生的信噪比(SNR)更高的方法。根据提取周期脉冲下齿轮箱振动信号的实验表明，该方法可以提取早期故障特征和从沉重的噪声特性发现隐藏信息，并且它在齿轮箱振动信号中识别弱特征信号产生了一个很好的效果。关键词：双联波浪转换 去噪 齿轮故障诊断 早期故障跟踪0 介绍从变速箱震动信号中发现早期故障症状是非常重要。通常来说，这些信号从安装在齿轮箱的外表面、轴、轴承和其他部分的加速度计获得。因此，他们都或多或少的受到其他自由体的噪声干扰，包括采样噪声和机械噪声，这些将会导致附近机械部件产生的不必要的振动等等，这些噪声会降低信噪比（SNR）。因此，这些信号总是复杂的并且从中很难发现变速箱的早期故障。机械设备的振动信号大多是非平稳信号，研究非平稳信号的去噪在故障诊断领域具有非常重要的意义。自从小波问世以来，基于小波变换的去噪方法便层出不穷。多哈那及哦啊后和约翰斯隆教授提出了硬、软阈值法和阈值收缩法，就是用阈值的方法来保留大于阈值的小波系数而达到去噪的目的。它们在小波去噪领域应用极其广泛，并在阈值及阈值函数的选取方面不断有新的方法提出。这些小波去噪方法都是基于不同尺度间的小波系数是相互独立的这一假设前提，然而事实上它们之间有显著的依赖性。文中提出了一种基于图像处理的局域自适应双变量收缩去噪方法，本文在此基础上依据一维非平稳信号的小波系数的统计分布特征和双树复小波变换(Dual-Tree Complex Wavelet Transform, DT-CWT)的平移不变性提出了一种基于复小波变换域局部自适应的信号去噪方法，仿真信号和实际信号的实验结果表明这种方法可以取得比上述的小波去噪方法更好的效果。1使用基于DT-CWT本地局部自适应算法的去噪方法很多一维非平稳信号尤其是实际信号经小波分解后的细节系数都满足本节所示的统计分布特性，在此以某实际齿轮箱上测得的振动信号为例说明。1.1复杂的齿轮箱振动信号小波系数的统计特性 通过实现DT-CWT算法所得到的真实和虚构部分的复杂小波系数不是一成不变的，而是有小幅震动的。利用平移不变性的特性，根据统计齿轮箱振动信号所产生的复杂小波系数振幅的特性进行实验。图 1 表示实际齿轮箱上测得的振动信号经 DT-CWT 分解后得到的各层小波系数的统计分布图，共分解成三层。图 2 为其第 1 层和第 2 层的联合分布图非高斯双元概率分布函数（PDF）： （1）其中当=55 时得到的联合分布图如图 3，可见其基本吻合图 2 的联合分布图。这个结果表明在两个相似且适当的条件下所产生的复杂小波系数是可靠得。1.2 DT-CWT和不变性的转化常规的离散正交小波变换降噪会产生伪吉布斯现象，使去噪后的信号在急剧变化部分产生振荡现象，从而对具有奇异点或不连续点的信号的降噪效果影响比较大。考夫曼等人把这种现象的存在归结为采用的小波变换且不具有平移变性并提出采用“循环旋转”方法加以抑制。金斯伯里提出了DT-CWT，它是一种具有近似的平移不变性、良好的方向选择性、有限的数据冗余和高效的计算效率等优良特性的小波变换形式。在对分解后的信号用DT-CWT进行重构时，DT-CWT对双树分别重构后得到的结果进行了平均（如图 4），因此最后得到的结果具有近似的平移不变性。这跟所提出的“循环旋转”在本质上是一样的，因而它们在抑制离散正交小波变换去噪时产生的伪吉布斯现象具有相似的效果。但用它消除伪吉布斯现象比用“循化旋转”方法要更方便和简单。另一种提出了一种基于DT-CWT的隐马尔科夫模型的图像去噪方法，取得了很好的效果。 1.3求出运用信号的小波系数实测信号的小波变换系数可用下式表达： y = w + n （2）其中，y 噪声小波系数w 去噪后小波系数n 噪声的小波变换系数向量则可以得出噪声的方差估计如下： （3）其中，Yi 为一种中值估计器实测信号的局部方差估计如下： （4）其中，M 为小波变换域局域所取局部窗 N(k)的窗长。N(k)图解如图 5。 其中可从中求出： （5）这里的（g）可定义为： （6）最后，从提出的联合分布模型（式1）用 MAP 估计器得到去噪后信号的小波系数估计如下： （7）其中，yi 某层小波系数 yi1 yi 层的上一层小波系数1.4 该方法的具体步骤总结去噪步骤如下。 （1）通过去噪后运用DT-CWT得到的小波系数yi，然后判断他们分布是否符合给出的公式1.如果这个数据符合实证直方图，则可进行下一步。 （2）运用噪声方差使用公式3估计噪声的小波系数。 （3）使用公式4求出每个小波系数yi对应的局部边缘噪声信号的方差y。 （4）运用公式5中的n和y求出每个小波系数yi对应去噪后的边界方差n。 （5）运用公式7中的和求出每个小波系数yi去噪后的小波系数w i,j. （6）运用计算逆DT-CWT重建所有的w i,j，得到信号。2 实验过程2.1模拟信号去噪信号 Doppler 信号和 Heavisine 信号是两个比较典型的非平稳信号，通常用于检测可运用方案的有效性。这个结果在表中表明。其中离散小波包转换（DWPT）、DWT和 DT-CWT 均表示用软阈值法降噪的结果，由此可见本文方法的有效性。 值得一提的是，对于模拟噪声和这篇文章中提出的实际信号，小波系数的分布都符合公式事1所给出的模型。这种染噪信号都是原始纯净信号叠加高斯白噪声。另外，并不是每一个一维信号的小波系数的分布都如此，比如Lorenze噪声就违背了这种情况。2.2从齿轮箱提取微弱故障信息在我们的实验中典型的3类振动信号，包括正常信号，齿轮的早期疲劳信号和齿轮破坏信号都在图6中表现。因为没有负载，所有信号在相同的时间域中的差别并不明显。尽管一些状况明显发生，但它是几乎不可能只有通过这样的信号来评估齿轮故障条件。这些数据很难直接诊断产生沉重噪音的故障的原因。图7展示了振幅谱的信号。 在图7中，36HZ的啮合频率可以清楚的看出所有情况，但在36HZ附近表现的不太明显。根据19赫兹频率分量的振幅可以分离不同的齿轮故障发展。振幅频率越大,断层发生几率将会越高。2.2.1齿轮破损的故障状态只通过光谱数据，有时是很难发现齿轮破损的。如果一个齿坏了，一次脉冲可能将会导致每个齿轮断齿。检测破碎齿的方法是检查时间波形,寻找一个等于齿轮轴的旋转周期时间的时间间隔。在变速箱中，当一个破损齿发生时，通过图8可以明显的看出信号发生变化。变速器传动齿轮轴的旋转周期时间大约为T=0.052 S 图9表示与其他的小波分解相比之下, 该方法获得的结果可以更有效地获得。 2.2.2 齿轮疲劳裂纹时早期的故障条件图10表示，当齿轮的早期疲劳裂纹发生在行星齿轮变速箱时，它可以提取代表了断层的周期信号 图11显示同图9同样的情况下。 2.2.3 正常情况时当变速箱运行正常时，没有明显的周期性信号变化。 3 总结某些非平稳信号的小波系数基本服从非高斯统计分布。针对这类信号，在充分利用双树复小波变换的平移不变性和充分考虑小波变换域相邻层间的依赖性的基础上，本文提出了一种基于复小波变换域局部自适应的信号降噪方法，对仿真信号和实际振动信号研究表明：这种方法可以获得比常规的小波去噪方法更好的去噪效果。YD60 联合收割机变速箱的设计 摘要 变速箱是由装在变速箱壳体内各轴上不同齿数的齿轮和操纵机构组成的。根据不同档位的需要将不同轴上不同齿数的齿轮啮合在一起，从而实现不同的传动比以此来实现变速，在变速箱中，齿轮，轴和操纵机构起着重要的作用。在设计的过程中主要对各档传动比进行分配、计算，对各档齿轮齿数分配、计算，并对齿轮进行设计、计算，强度校核；对轴进行强度和刚度校核。变速箱的操纵机构设计包括选换挡机构设计和锁定机构设计两部分。选换挡机构包括操纵盖，拨叉， 拨快，拨叉轴设计。锁定机构设计包括自锁机构设计，互锁机构设计和联锁机构设计。 关键字：齿轮； 轴 ；轴操纵机构； 锁定机构IVABSTRACTThe gearbox is mounted on the shaft by a different number of teeth of the gear in the gearbox housing and the operating mechanism thereof. According to different needs of different shaft type gear teeth engaged with the gear, in order to achieve the different gear ratios in order to achieve, in the gearbox, gear, shaft and plays an important role in the control mechanism. In the design process mainly allocated for each gear ratio, calculated on the number of teeth of each gear allocation, calculation, and gear design, calculation, strength check; strength and stiffness of the shaft checked. The design includes a transmission operating mechanism the shifting mechanism and a locking mechanism designed in two parts. The shifting mechanism includes manipulation cover, fork, dial fast, fork shaft design. The locking mechanism design includes self-locking mechanism design, mechanical design and interlocking interlocking mechanism design.Key words: Gear；shaft；Shaft operating mechanism；Locking mecha目 录摘 要I ABSTRACTII 目 录III 前 言1 第 1 章 机械式变速器的概述及其方案的确定2 1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择2 1.1.1 档位数的确定2 1.1.2 传动形式的确定3 1.1.3 倒档的形式及布置方案5 1.1.4 变速器操纵机构方案分析6 1.2 变速器主要零件的方案分析7 1.2.1 齿轮7 1.2.2 轴的结构形式7 1.2.3 轴的结构形式7 第 2 章 变速器整体性能参数的确定9 2.1 档数和传动比9 2.2 中 心距10 2.3 轴向尺寸10 第 3 章 齿轮详细参数设计11 3.1 齿轮参数11 3.1.1 齿轮模数11 3.1.2 齿形、压力角、螺旋角和齿宽 b11 3.1.3 各档齿轮齿数的确定12 3.2 齿轮参数的详细计算及校核14 3.2.1 选定齿轮类型、公差等级、材料、齿数及螺旋角15 3.2.2 按齿面接触疲劳强度设计15 确定设计公式各参数15 设计计算16 3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计17 确定公式中各参数17 设计计算18 几何尺寸计算18 第 4 章 变速器轴的设计计算19 4.1 轴的结构及计算19 4.1.1 轴的功用及设计要求19 4.1.2 轴的结构形状20 4.1.3 轴尺寸初选21 4.1.4 轴的受力分析22 4.1.5 轴的强度计算及校核25 4.2 轴上花键的设计计算28 第 5 章 同步器的设计29 5.1 同步器的结构29 5.2 同步环主要参数的确定31 第 6 章 操作机构32 6.2 互锁装置33 6.3 倒档锁装置34 参考文献35 致谢36 XXXX前 言由于缺乏收割机变速系统的资料，又因为汽车变速系统与收割机变速系统原理一样，故本设计相关参数均选用越野汽车及拖拉机（主要为汽车）。 变速箱和发动机相接，是由驱动系统力矩转换器和传动机构系统这两部分组成的传输和转向机构。大多数汽车都配备了变速器用来改变发动机转矩和转速。当离合器接合时，通过从所述输入轴的发动机转矩接收到的传输转矩，然后通过一组齿轮传送，或者增加或直接传递到从动轴产生最终扭矩变速器输出轴间接地连接到所述驱动轮旋转，以适应汽车起步，加速，行驶和通过道路障碍，以克服对不同行驶条件和驱动轮的牵引力的速度的不同要求。此外，该传输也可以应用到在汽车中的反向驱动和起动发动机和车辆滑行或停止发动机与传动系保持分开;必要时，应在输出功率。从现在市场上不同车型所配置的变速器来看，主要分为如下五大类：一、手动变速器(MT) 二、自动变速器（AT） 三、手动/自动变速器（AMT） 四、无级变速器（CVT） 五、双离合变速器（DCT） 而本文此次设计为手动变速器（AT）。相关参数如下： 档位数：5 档+R 档 主减速比：5.2(由于收割机工作环境比较恶劣本设计选取了较大的主减速比) 发动机型号：JX493ZLQ3LQ3 最大功率：15.7kw 最大功率转速：3000r/min 满载重量：1500kg(其中裸重约 1200kg) 履带驱动轮直径为 400mm 假定收割机每小时收割 2.5 公顷水稻，工作速度为 0.52m/s 3第 1 章 机械式变速器的概述及其方案的确定为适应收割机在各种条件下阻力变化的要求，使其可以在各种条件下工作， 所以在传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速器。变速器不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应收割机在各种条件下行驶的需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒车，还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。 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。变速器的基本设计要求： 1） 保证汽收割机有必要的动力性和经济性。 2） 设置空挡，用来切断发动机的动力传输。 3） 设置倒挡，使收割机能倒退行驶。 4） 设置动力输出装置。 5） 换挡迅速、省力、方便。 6） 工作可靠。变速器不得有跳挡、乱挡及换挡冲击等现象发生。 7） 变速器应有高的工作效率。 8） 变速器的工作噪声低。 除此之外，变速器还应当满足轮廓尺寸和质量小、制造成本低、维修方便等要求。 1.1 变速器传动机构的结构分析与型式选择1.1.1 档位数的确定这里与 CVT 变速箱相比水平，其结构简单，价格低廉制造，具有高传动效率（=0.96 0.98），所以在各种车辆中得到广泛应用。 首先，设计时应根据收割机的使用条件和要求确定变速器的传动比范围、档位数及各档的传动比，因为它们对收割机的动力性与燃料经济性都有很大的直接影响。 传动比范围是变速器低档传动比与高档传动比的比值。目前，汽车变速器传动比在 3.0 至 4.5 的范围内;轻型卡车和客车上的 5.0 至 8.0 的范围内;拖拉机及越野车 10.0 20.0 范围内。 变速器档位数的增多可提高发动机的功率利用效率、收割机的燃料经济性及平均车速，从而提高变速器的运输效率，降低运输成本。但采用手动的机械式操作机构时，要实现快速换挡，对于多于 6 个前进挡的变速器来说是困难的。因此，直接操作式变速器档位数的上限为 6 档。多于 5 个前进挡将使操作机构复杂化， 或者需要加装具有独立操纵机构的副变速器，后者仅适用于特定的行驶情况下。因此，档位数确定为 6 个档位。 1.1.2 传动形式的确定在变速箱传动形式中，三轴式变速器和两轴式变速器是使用最广泛的。 三轴式变速器如图 1-1 所示，其第一轴的常啮合齿轮与第二轴的各档位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、第二轴直接连接起来传递扭矩则为直接档。在这种情况下，齿轮、轴承和中间轴不承载，而第一、第二轴传递转矩。因此，直接档的传递效率高，磨损和噪音也是最小的，这是三轴变速器的主要优点。其他前进档需依次经过两对啮合齿轮传递转矩。因此，在齿轮中心距（即影响传输大小的重要参数）较小的情况下仍然可以得到一个大的传动比，这是三个轴传动的另一个优势。其缺点是：除直接档外其他档位传动效图 1-1 轿车中间轴式四档变速器 河海大学文天学院本科毕业设计（论文）两轴式变速器如图 1-2 所示。与三轴变速器相比，其结构简单，紧凑。汽车多采用前置驱动的布置，因为这种布置使得汽车的动力传动系统紧凑、操作性好，质量可以降低 6至 10。两轴变速器则方便于这种布置且传动系的结构简单。如图 1-2 所示，第二轴（即输出轴）与主减速器主动齿轮做成一体，当发动机纵置时，主减速器可用螺旋锥齿轮或双面齿轮；当发动机横置时则可用圆柱齿轮，从而简化了制造工艺并降低了成本。除倒档常用滑动齿轮（直齿圆柱齿轮） 外。其档齿轮都采用常啮合斜齿轮;同步器多安装在第二轴上，这是因为一档的主动齿轮尺寸小，装同步器有困难；而高档的同步器也可以装在第一轴的后端， 如图所示。 图 1-2 两轴式变速器 1 第一轴；2第二轴；3同步器 由于所设计的为 YD60 收割机，因此采用中间轴式变速器。 4图 1-3 XXXXXX图 1-3 看到常见的五档变速箱中间轴式传输方案。与中间轴式四档和六档变速器向相比，它们的共同特点是：变速器第一轴和第二轴的轴线在用一条直线上， 经啮合套将他们连接将获得直接档。使用直接档，齿轮和轴承及中间轴不承载， 发动机转矩通过第一轴和第二轴直接输出，此时传动效率高，最高可达 90 ， 低噪音，轴承和齿轮的磨损减少因为直接档的利用率的比其它档位高，从而增加了变速器的使用寿命；在其他前进档正常工作时，变速器传递的动力需要经过设置在第一轴、中间轴和第二轴的两对齿轮传递，因此在变速器中间轴和第二轴之间的距离（中心距）不大的条件下，一档仍然存在一个较大的传动比；档位高的齿轮常采用常啮合齿轮传动，档位低的齿轮（一档）可以使用或不使用常啮合齿轮传动；多数传动方案中除一档以外的其他档位的换挡机构，均采用同步器或啮合换挡，少数结构的一档也采用于同步器或啮合套换挡，还有各档同步器或啮合套在大多数情况下装在第二轴上。 在图 1-3a 中所示，除了一、倒档采用直尺滑动齿轮外，其余各档为常啮合齿轮传动。图 1-3b、c、d 所示各前进档，均采用常啮合齿轮传动;图 1-4d 所示方案除了可以提高轴的刚度，减少齿轮磨损，降低运转噪音，而且也不需要在过载条件下超速传输，很容易形成只有四个前进档的变速箱。 1.1.3 倒档的形式及布置方案由于倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。 图 1-4 图 1-4 为常见的倒挡布置方案。图 1-4b 方案的优点是换倒挡时利用了中间12轴上的一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图 1-4c 方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图1-4d 方案对 1-4c 的缺点做了修改。图 1-4e 所示方案是将中间轴上的一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图 1-4f 所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。 为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图 1-4g 所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。 本文采用 1-4f 所用的传动方案。 1.1.4 变速器操纵机构方案分析1、变速器操纵机构的功用是保证各档齿轮、啮合套或同步器移动规定的距离，以获得要求的档位，而且又不允许同时挂入两个档位。2、设计变速器操纵机构时，应该满足的基本要求 1） 要有锁止装置，包括自锁、互锁和倒档锁; 2） 要使换档动作轻便、省力，以减轻驾驶员的疲劳强度; 3） 应使驾驶员得到必要的手感。 3、换档位置 设计操纵机构首先要确定换档位置。换档位置的确定主要从换档方便考虑。为此应该注意以下三点： 1） 按换档次序来排列 ； 2） 将常用档放在中间位置，其它档放在两边； 3） 为了避免误挂倒档，往往将倒档安排在最靠边的位置，根据齿轮和同步器的分布进行安排，一般放在和一档同一排或是与五档同一排。 综合考虑，本次设计采用五档三轴中间轴式，全同步器啮合。全部为斜齿轮常啮合传动，前进档均采用滑块式同步器换档，换档机构适宜远距离操纵及地板式直接操纵。传动简图如下： 图 1-5 1.2 变速器主要零件的方案分析变速器的设计方案必需满足使用性能、制造条件、维护方便及三化等要求。在确定变速器结构方案时，也要考虑齿轮型式、换档结构型式、轴承型式、润滑和密封等因素。 1.2.1 齿轮本次设计的齿轮采用的是斜齿轮传动，与直齿圆柱齿轮相比，斜齿圆柱齿轮的使用寿命比较长，而且工作时噪声低；但它的不足是是制造时比较复杂，而且有工作时有轴向力。但是，在本设计中由于倒档采用的是常啮合方案，因此倒档也采用斜齿轮传动方案，均采用斜齿轮传动。 1.2.2 轴的结构形式轴的机构主要取决于轴在机器中的安装位置及形式；轴上安装的零件类型、尺寸、数量以及和轴联接的方式；载荷的性质、大小、方向以及分布情况；轴的加工工艺等。综合考虑这些情况故本设计采用阶梯轴，两端用轴承与箱体联接， 并根据零件的安装润滑等方面需要进行轴肩，卡环槽、退刀槽的加工。 1.2.3 轴的结构形式换档结构分为直齿滑动齿轮、啮合套和同步器三种。 滑动直齿圆柱齿轮换挡的特点是结构简单，紧凑，但由于移不轻，当移位的牙齿，造成早期损坏齿轮端面有很大的影响，可能会滑出齿轮花键磨损，噪音后容易引起等原因，谁开始的文件时，反向很少被使用以外。 接合所述换档模式通常用于与螺旋齿轮。由于常啮合的齿轮，从而减少噪音和动态负荷，以提高齿轮的强度和寿命。有被分成齿接合离合器和啮合的外齿， 这取决于所选的结构布置，如果空间允许，使用齿轮型组合，以减少轴向尺寸副的内齿轮。结合套换档结构简单，但不能完全消除换挡冲击，目前经常在要求不高的位置使用。 使用同步器换挡时从影响担保，从而使齿轮强度得以充分发挥，并操纵轻便， 缩短了换挡时间，从而提高了汽车的加速，经济性和驾驶安全性，此外，也有利于这种的操作自动化的类型。它的缺点是结构复杂，制造精度要求高，增加的轴向尺寸，铜的同步环中的较短的使用寿命。目前，已广泛应用于各类同步传输。 在这个设计中，锁被用在铜材料同步环，同步是同步依赖于摩擦。但它可以保证以啮合在与齿圈接触的联接套筒花键不能达到同步之前，以避免冲击和从齿间结构产生的噪声。同步器的结构如图 1-6 所示： 图 1-6 锁环式同步器 l、4同步环;2同步器齿鼓;3接合套;5弹簧;6滑块; 7止动球;8卡环;9输出轴;10、11齿轮 第 2 章变速器整体性能参数的确定2.1 档数和传动比近年来，为了倡导低碳生活，变速器的档数有增加的趋势。因此本设计采用5+R 个档位。 选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 收割机基本不爬坡，而且爬陡坡时车速不高，所以空气阻力可忽略，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。所以有： Ti i he max gI 0T mg( f cosa+ sin a) = mgyrmaxmaxmaxr则由最大爬坡度要求的变速器档传动比为 i mgy max rr （2-1） 式中 m汽车总质量； g重力加速度； gTe maxi0hmax -道路最大阻力系数； rr驱动轮的滚动半径； Temax发动机最大转矩； i0主减速比； 汽车传动系的传动效率。 根据驱动车轮与路面的附着条件 Te maxigIhTrr G2j （2-2） 求得的变速器 I 档传动比为： i G2jrrgITi he max 0 T式中 G2汽车满载静止于水平路面时驱动桥给路面的载荷； 路面的附着系数，计算时取=0.50.6。 由已知条件：满载质量 1500kg； rr=200mm； Te max=50Nm； i0=5.4 =0.95。 根据公式（2-2）可得：igI =5.8 超速档的的传动比一般为 0.7 至 0.8，本设计取五档传动比 ig=0.75。中间档的传动比理论上按公比为： q = n-1 i g m ax （2-3） ig min的等比数列，实际上与理论上略有出入，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。根据上式可的出： q =1.667 该设计的变速箱的各档传动比如下表： 档位 1 2 3 4 5 R 传动比 5.8 3.47 2 1 0.75 5.00 2.2 中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，在选择中心距的时候、我们应该考虑齿轮是否有足够的强度。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定： A = K 3 T (2-4) AI max式中 K A中心距系数取 11；=0.96 TI max变速器处于一档时的输出扭矩 TI max=Te max igI 故可得出初始中心距 A=71.8mm，齿轮进行变位。 2.3 轴向尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。 轿车四档变速器壳体的轴向尺寸 3.0-3.4A。货车变速器壳体的轴向尺寸与档数有关： 四档(2.2-2.7)A 五档(2.7-3.0)A 六档(3.2-3.5)A 当变速器选用常啮合齿轮对数和同步器多时，中心距系数 KA 应取给出系数的上限。为检测方便，A 取整。 本次设计采用 5+1 手动挡变速器，其壳体的轴向尺寸是 3 71.8mm=215.4mm， 变速器壳体的最终轴向尺寸应由变速器总图的结构尺寸链确定。 第 3 章 齿轮详细参数设计3.1 齿轮参数3.1.1 齿轮模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。应该指出的，选取齿轮模数时一般遵守的原则是：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小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽； 从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数；变速器低档齿轮应选用大些的模数，其它档位选用另一种模数。结合本设计的具体情况查文献可得：一档齿轮初选 m =2.75mm;其它档位初选mn = 2.5 mm。 同步器和啮合套的接合大都采用渐开线齿形。由于制造工艺上的原因，同一变速器中的结合套模数都去相同，轿车和轻型货车取 2-3.5。本设计取 2.5 3.1.2 齿形、压力角、螺旋角和齿宽 b汽车变速器齿轮的齿形、压力角、及螺旋角按表 3-1 选取。 表 3-1 项目 车型 齿形 压力角 螺旋角 轿车 高齿并修形的齿形 14.5，15，16 16.5 25- 45 一般货车 GB1356-78 规定的标准齿20 20- 30 河海大学文天学院本科毕业设计（论文）12形 重型车 同上 低档、倒档齿轮 22.5，25 小螺旋角 压力角较小时，重合度大，传动平稳，噪声低；较大时可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对轿车，为加大重合度已降低噪声，取小些；对货车，为提高齿轮承载力，取大些。由于收割机工作环境复杂且需要承载水稻故在本设计中变速器齿轮压力角取 20,啮合套或同步器取 30；斜齿轮螺旋角取 30。 应该注意的是选择斜齿轮的螺旋角时应力求使中间轴上是轴向力相互抵消。为此，中间轴上的全部齿轮一律去右旋，而第一轴和第二轴上的的斜齿轮去左旋， 其轴向力经轴承盖由壳体承受。 通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽： 直 齿 b=(4.5-8.0)m，mm 斜 齿 b=(6.0-8.5)m，mm 第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。 3.1.3 各档齿轮齿数的确定在初选了中心距、齿轮的模数和螺旋角后，可根据预先确定的变速器档数、传动比和结构方案来分配各档齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 XXXXXXX1. 确定一档齿轮的齿数 37由于一档传动比为： igI= Z 7 Z 4Z1 Z10 （3-1） 110为了确定 Z 和 Z 的齿数，先求其齿数和ZS （3-2） 其中 A =71.8、m=2.75,所以： Z = 52.22 当汽车三轴式的变速器igI = 4.0 6.01此处取 Z10 =14，则可得出 Z =38 时，则Z10可在11.7 14.67范围内选择，上面根据初选的 A 及 m 计算出的ZS 可能不是整数，将其调整为整数后，从式（2-8）看出中心距有了变化，这时应从ZS 及齿轮变位系数反过来计算中心距 A， 再以这个修正后的中心距作为以后计算的依据。 这里ZS 修正为 52 则根据式（2-8）反推出 A=72。2. 确定常啮合齿轮副的齿数 由式（3-3）求出常啮合齿轮的传动比 Z7 = i Z1041 Z g I Z （ 3-3 ） 74由已知得Z/ Z =2.137 而常啮合齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等 A = m n ( Z 7 + Z 4 ) （ 3-4 ） 2 cos b由此可得： Z + Z= 2Acos bm 7 4 （ 3-5 ） n而根据已求得的数据可计算出： Z7 + Z4 = 50 。 Z联立可得： 7= 34 、Z 4 =16。 则根据式（3-4）可计算出一档传动比： ig 1 =5.77 3. 确定其他档位的齿数 二档传动比 g i = Z 7 Z 2 (3-6) Z4 Z92 = 1.636Z 所以： Z9对于斜齿轮， SZ = 2Acos bmn （3-7） 故 有 ： Z2 + Z9 = 50 联立得： Z2 = 30、Z9 = 20 。 按同样的方法可分别计算出： 三档齿轮： Z3 = 24、Z8 = 26 ，四档齿轮： Z4 = 16、Z7 = 34 ，五档齿轮： Z6 = 13、Z12 = 37 一般情况下，倒档传动比与一档传动比较为接近，在本设计中倒档传动比igr 取 5.0。中间轴上倒档传动齿轮的齿数比一档主动齿轮 10 略小，取Z11 = 11。而通常情况下，倒档轴齿轮 Z13 取 2130，此处取 Z13 =29。 由 Z ZZigr = 5 13 7 Z13 Z11 Z4 （3-8） 可计算出Z5 = 23。 故可得出中间轴与倒档轴的中心距：59mm 而倒档轴与第二轴的中心距: A =0.5m(Z+ Z ) =71.5mm（3-9）5133.2 齿轮参数的详细计算及校核3.2.1 选定齿轮类型、公差等级、材料、齿数及螺旋角1) 类型选择： 根据题目要求，选用斜齿圆柱渐开线齿轮传动； 2) 精度选择： 变速箱为精密传动，速度较高，故选用 3 级精度； 3) 材料选择 ： 小齿轮 （40Cr）调质处理 硬度为 280HBS 大齿轮 （45 号钢）调质处理 硬度为 240HBS 4) 齿数 Z4 = 16、Z7 = 34 ； 5) 初选螺旋角=30。 3.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 确定设计公式各参数1）初选载荷系数 Kt=1.6 2)小齿轮传递的转矩 4T = 9.55106 15.7 / 3000 = 49978N mmd3)由第八版机械设计（濮良贵版）表 10-7 选取齿宽系数j= 0.4 4） 计算应力循环次数 N（假设该变速器工作时间为五年，每年工作 4 个月， 每月按 30 天计算，每天工作 8 小时） 4h74N =60njL =6030001（54308）=8.64108（ 次 ） N =N /2.1=4.11108（次） 所以由第八版机械设计（濮良贵版）图 10-19 可得接触疲劳寿命系数： KHN4=1.05;KHN7=1.1 5） 确定齿轮疲劳强度极限 按齿面硬度由第八版机械设计（濮良贵版）图 10-21 可得齿轮 4 的齿轮疲劳强度极限为：sH lim 1 =600MPa ；齿轮 7 为：sH lim 2 = 550Mpa 6） 计算接触疲劳许用应力 失效概率为 0.0001，查表取安全系数 S=1.5，得 4s H7s H= KHN 1s H lim 1 = 420MPa S= KHN 2s H lim 2 = 403MPaS 所 以 s H = 412MPa 7）第八版机械设计（濮良贵版）图 10-30 选取区域系数 ZH=2.2 8 ） 第 八 版 机 械 设 计 （ 濮 良 贵 版 ） 图 10-26 查 得 端 面 重 合 度 ：ea1 =0.65；ea 2 =0.69.则ea =ea1 +ea 2 =1.34 9) 第八版机械设计（ 濮良贵版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数E1Z= 189.8MPa 2 设计计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：d1t 2KtT 4 u +1 ( ZHZE )2 =55.45mm3fdeaus H 1) 计算圆周速度 v v = p d1tn3 = p 55.45 3000 = 8.88m / s6010006010002) 计算齿宽 b，齿高 h 及模数 mnt 齿宽：b = fd d1t = 0.5 55.45 = 27.73mm模数：mnt = d1t cos bZ1= 3mm齿高：h = 2.25 mnt = 2.25 3 = 6.75mm3）计算纵向重合度eb =0.318fdz1 tan b =0.318 1 16 tan 30 =2.938 4）计算载荷系数 K 根据v = 8.88m / s ，3 级精度，由机械设计（第八版）图 10-8 查得动载系数 Kv = 1.1 由机械设计（第八版）表 10-3 查得 Ka = 1.3 由机械设计（第八版）表 10-2 查得使用系数 KA = 1.1 由机械设计（第八版）表 10-13 查得 K b = 1.2 接触强度载荷系数 K = KAKvKa K b = 1.887 3）计算分度圆直径 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 d1 = d1t 3 KKt= 59.76mm ， d 2 =mn Z2COSb= 98.124）计算模数 mn 3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计由公式可得： mn 确定公式中各参数1） 由文献图查得大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限 s F lim 4 = 500Mpas F lim 7 =380Mpa 2） 查文献取弯曲疲劳寿命系数 KFN 4 = 0.85 ， KFN 7 = 0.88 3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S = 1.4 ，得 sKFN 1s FE1F 4 = 303.57MPa SsKFN 2s FE 2F 7 = 238.86MPaS 4） 计算载荷系数 K。 K = K AKV K F a K F b= 2.10 根据eb =0.318fdz1 tan b = 0.318 0.5 16 tan 30 = 1.46 ，从文献图查得螺旋角影响系数Yb =0.75 5） 计算当量齿数 zv1 =zv 2 =z1 cos3 b z2 cos3 b= 24.63= 52.35查齿形系数及应力校正系数： 由文献表查得YFa1= 2.63;YFa 2= 2.3YSa1= 1.58;YSa 2= 1.71计算大、小齿轮的YFaYSa 并加以比较 s F YFa1YSa1 =0.01368s F 1YFa 2YSa2s F 2=0.01647大齿轮的数值较大，故取大齿轮数值。 设计计算 mn =1.783故取模数 3 即可满足弯曲强度也可满足疲劳强度 几何尺寸计算1）计算中心距 a a = (z4 + z7)mn = (16 + 34) 3 = 86.6mm(圆整为87mm)2 cos b2cos 302)重新计算螺旋角b 4 7b =arcos mn(Z +Z ) =30 2a3） 计算大小齿轮的分度圆直径： d2=155.4mm;d= 117.8mm 4） 齿宽： b = fdd1= 27.4mm圆整后取B= 30mm; B= 35mm21由于齿轮较多，且设计方法大同小异，所以这里也就不再累述，现将计算值以表格的形式列出，如下表所示 各齿轮参数表 齿数 模数 压力角 螺旋角/方向 分度圆直径 mm 齿宽 mm 变位系数 mm 二/1 36 3 20 30/左 124.71 30 -0.334 二/2 30 3 20 30/左 103.92 35 -0.533 二/3 24 3 20 30/左 83.14 45 0.159 一/4 16 3 20 30/左 55.4 35 0.259 二/5 13 3 20 30/左 45 30 0.301 二/R 23 3 20 30/左 79.67 25 -0.307 中/1、R 14 3 20 30/右 48.50 35 0.334 中/2 20 3 20 30/右 69.28 40 0.402 中/3 26 3 20 30/右 90 40 0.118 中/4 34 3 20 30/右 117.8 30 0 中/5 37 3 20 30/右 128.17 25 -0.462 倒档惰轮 29 3 20 30/左 70 30 0.212 第 4 章 变速器轴的设计计算4.1 轴的结构及计算4.1.1 轴的功用及设计要求承受的转矩传递轴，在工作时应该具有足够的强度和刚度的时刻。轴的刚性不足，在负载下，轴会产生过度变形影响正常的齿轮，从而导致过度的噪声，并会减小齿轮的使用寿命。 设计的透射轴时，主要考虑以下几个问题：轴的结构和形状，直径，长度，强度和轴线的刚度，花键轴的类型和尺寸的轴。 结构主要基于传动轴结构布置的要求，并考虑加工，装配工艺及落实。 4.1.2 轴的结构形状 在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴承内径确定。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定。确定第一轴后轴径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，以便于装拆第一轴。 内花键统一考虑。第一轴如图所示： 图 4-1 第二轴前轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它受齿轮径向尺 寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承或滚针轴承或散滚针。第二轴装式 齿轮同步器齿毂花键渐开线花键，渐开线花键的精度要求比固定连接矩形花键低， 良好的定位性能，承载能力大，短花键，它落后于相应增加，提高轴的刚性。当 选择了渐开线花键大径中心更合适。各个齿轮轴的相对旋转运动之间的第二轴， 因此，不论是滚针轴承，衬套（轴承）或钢对钢件与轴的表面粗糙度直接接触的 要求高，不小于 0.8 时，表面硬度不低于 HRC5863，在一般情况下，轴应该是开放的螺旋形槽，以确保足够的润滑。在挂齿轮时，花键轴花键矩形的低端，因 为挂档，轴向滑动齿轮应要求定心好，滑动灵活。所以除了定心外径磨削要求， 在一般情况下，关键需要刀面研磨，并且容易磨矩形花键比渐开线花键的侧面。 第二阶梯轴制成易于安装齿轮，并从合理使用材料的力，这些也是需要的。为了避免每一个的横截面尺寸是相当差，砂轮轴驱动槽更多的应力集中，使轴容易地折断。使用卡环轴向定位挡圈定位简单，方便拆卸，并且摩擦构件和所述旋转油的相对端面，而弹性环具有大的轴向力的轻型汽车传动齿轮不能传输，这是很不利的，而是使用了轻型车变速器。因此，本设计采用轴肩和挡圈与定位齿轮同步器的方式。如下图所示 图 4-2 变速器中间轴有 2 个固定和旋转。中间轴的根部被固定在光轴上，只从该动作的支持，这是由刚性宝塔齿轮安装在轴结构保证。在轴与齿轮与滚针轴承宝塔或长圆柱滚子轴承之间。固定中间轴固定锁片或螺栓。轻型汽车变速器中心距小， 没有足够的一套滚动轴承和轴承外壳上的盖位置，因而多采用固定中间轴。 支承在两个滚动轴承之前的中间的旋转轴，所述轴向力通常由一般的后轴承承担。自的齿轮尺寸较小，常与轴，中间齿轮轴，形成为一体，而高端齿轮是由一个键或更换损坏齿轮结合的过盈配合与中间轴的轴的中间。 收割机传动的设计，根据小型拖拉机和越野车的设计，齿轮采用斜齿轮，所以有一定的轴向力通过旋转中间轴。 图 4-3 4.1.3 轴尺寸初选轴的直径和长度估算与确定： 轴的结构设计就是合理的确定轴上各部分的形状尺寸。轴的结构应该满足周和装在轴上的零件要有准确的工作位置，轴上零件应该便于装拆和调整，周应具有良好的制造工艺性等。轴的毛坯多数用的是轧制圆钢或者锻件，有时也可采用铸钢或球墨铸铁，由于设计尺寸较小所以选择轴的材料为 45 号钢，经调质处理。查表得： s b = 650MPa,s s = 355MPa,s -1 = 300MPa,t -1 = 155MPa,s -1 b = 60MPa 初估轴的最小直径 3第一轴 d A0= 16.531mm 所以取一轴最小直径为 18mm 取 47mm 轴的结构设计： 轴的结构形状应保证齿轮、同步器及轴承等的安装、固定，并与工艺要求有密切关系。 在三轴式变速器中，第一轴通常和齿轮做成一体，前端支承在发动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴承内径确定。第一轴花键尺寸与离合器从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定。确定第一轴后轴径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，以便于装拆第一轴。 内花键统一考虑。第一轴如图所示： 第二段齿轮轴的直径为 24mm;长度：44mm，第三段直径为 22mm 长 63mm,第四段需要安装密封装置取其直径为 33mm 长 27mm，由于轴承需要定位，取第五段轴肩 40mm 长 3mm，又由于安装定位卡环，切 1.5 宽 2mm 高的槽，初选 0 游隙，标准精度的深沟球轴承，代号为：61908 其尺寸为 所以第五段直径为 40mm，长为23mm,而由于第六段为齿轮 4 所直径为 62mm 且根据齿宽取长度为 30mm。最后一段半径为 50mm 长 12。 同理可得输出轴和中间轴的参数。 4.1.4 轴的受力分析计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先分析轴的受力和各支承反力。这些力取决于齿轮轮齿上的作用力。 不同档位时，轴所受的力及支承反力是不同的，须分别计算。 齿轮上的作用力认为作用在有效齿面宽中点。轴承上支承反力作用点，对于向心球轴承取宽度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇交点；对于圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。 求支承反力，先从第二轴开始，然后计算第一轴。中间轴是根光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结构保证，无需进行强度分析。轴的受力分析，根据轴的受力情况，可画出轴的弯矩图和转矩图，再确定轴的危险截面， 从而可对轴进行强度和刚度校核。 （一）齿轮的受力分析： 圆周力： Ft2M/d 径 向 力 ： Fr=Fttann/cos 轴向力： Fa=Fttan 其中： M计算转矩 n法向压力角分度圆压力角 （ 二 ） 方 向 Ft：主动轮与旋转方向相反，从动轮与旋转方向相同。Fr：分别指向各齿轮中心 Fa：受力方向通常用“主动轮左、右手法则”来判定，左旋齿轮用左手， 右旋齿轮用右手，拇指指向轴向力 Fa 的方向，从动轮 Fa 与主动轮 Fa 方向相反。 不同档位时， 轴所承受力及支承反力是不同的， 须分别计算。图 4-4 齿轮上的作用力认为作用有效齿面宽中心。轴承支承反力作用点，对于向心轴承取宽度方向中点：对于向心推力轴承取滚动体负荷响亮与轴中心线汇交点； 对于圆锥滚子轴承取滚动体宽中心点滚动中心线的汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。 （三）各力的作用点 齿轮上的作用力，均为作用在有效齿宽中心，轴承上支承反力作用点取轴承宽度方向中点。 轴的受力计算： 由于该设计的变速箱的各档传动比如下表：、 档位12345R传动比5.83.47210.755.00且根据发动机参数 最大功率：15.7kw/21 马力最大功率转速：3000r/min 可算得各轴各档的受力情况。 T=9.55106P1/n1 （4-1） T=Temaxih g （4-2） 由于齿轮传动的效率比较高，故可取h g =0.96。一轴四档齿轮处：T=49978N.mm， 二轴一档齿轮处：T=289872N.mm， 二轴二档齿轮处：T=173424N.mm 二轴三档齿轮处：T=99956N.mm， 二轴五档齿轮处：T=37484N.mm, 二轴倒档齿轮处: T=249890N.mm 中间轴经过计算所受的扭矩基本差不多，T=106203N.mm。 根据二轴上各档齿轮的参数计算轴上受到的法向，切向，及轴向受力。按公式 F = 2Ttd （4-3） Fr=Ftan at cos b （4-4）进行计算得 Fa =Ft tan b （4-5） tatata二轴一档：F =18837.3N，Fr=7916.9N，F =10869.1N; 二轴二档：F =13371.2N，Fr=5616N，F =7715.2N; 二轴三档：F =9170.3N，Fr=3851.5N，F =5291.3N;tata一轴四档：F =5417.7N，Fr=2275.4N，F =3126N; 二轴五档：F =4818N，Fr=2023.6N，F =2780N;二轴倒档：F =17583N，Fr=7384.9N，F =10145.4N;ta4.1.5 轴的强度计算及校核由变速器结构布置并考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，由于齿轮是单独 工作的，且惯性力矩相对传递的扭力来说可以忽略。一般来说强度是足够的，仅 对其危险断面进行验算。由于大量的变速箱轴的耐冲击和疲劳强度实验表明:轴 最可能失效的情况是，处于一档工况下靠近输出端轴直径最小的地方最容易失效。故只对变速箱处于一档时候进行危险截面校核。 画出轴的弯矩图，确定危险断面，取危险断面处合成弯矩和转矩最大值，计算弯曲应力和扭转应力以及合成应力。 w 弯 曲 应 力 ： s M w (4-6) Ww 扭 转 应 力 ： t M n (4-7) Wnn 合成应力： s (4-8) 式中：Ww 轴截面抗弯截面系数； Wn 轴截面抗扭截面系数。 对 圆 截 面 ： W pd 3 (4-9) w32 W pd 3 (4-10) 花键按小径计算。 n16由于一轴离支撑点非常近，所以可以忽略轴的弯曲应力，只进行扭转切应力的计算，但是轴的设计计算就是按照扭转切应力进行，所以不需要校核。二轴应力的计算 根据初步设计的二轴的结构可得: mx 150mm， nx 120mm 得： 水 平 弯 矩 ： M Px a b （4-11） sl垂直弯矩： M (Rx a + Qx rx ) b （4-12） cl合成弯矩： M Mca = （其中=0.6）扭矩： Mn M e ix 弯曲应力：s M h Www扭转应力：t M n Wnn合成应力：s 注： P 2 Te max igx xd R 2 Te max tgan xd cos bQ 2 Te max igx tgb xd其弯矩和扭矩图如下： 经计算 水平弯矩 MH=1160.4Nm； 垂直弯矩 MV=425.52Nm； 合成弯矩 M=1235.96Nm； 总弯矩 Mca=1390Nm 校核轴的强度 s ca= M caW= 88.27Mpa s-1 110Mpa 故安全，设计符合要求. 同样类似的计算过程可得中间轴弯矩和扭矩图如下，且经计算校核设计符合要求。 4.2 轴上花键的设计计算变速器轴与齿轮及其他传递转矩的部件一般通过键和花键联接。普遍采用的是矩形花键和渐开线花键。渐开线花键应用日趋广泛。这是由于渐开线花键较矩形花键有许多优点，如齿数多、齿端，齿根部厚，承载能力强，易自动定心，安装精度高。相同外形尺寸下花键小径大，有利于增加轴的刚度。渐开线花键便于采用冷搓、冷打、冷挤等无切屑加工工艺方法，生产效率高，精度高，并且节约材料。 变速器的花键尺寸可以根据初选的轴颈按花键的工作条件及花键标准选取。一般渐开线花键，随无切屑加工工艺的采用而选用小模数和大压力角（30甚至 45）。滑动齿轮处花键长度 L 不应低于工作直径的 1.2 倍，否则，滑动件工作不稳定。 花键传递转矩时，齿侧面受挤压作用，齿根部受剪切及弯曲作用。当采用标准的花键时，花键的强度计算主要验算挤压应力。 2M s jy KZRLd2 (4-13) 式中：s jy 齿侧面所受的挤压应力，MPa ； M 传递转矩（按发动机最大转矩计算），Nmm； L 键的工作长度，mm； d2 键的平均工作直径（工作齿高中部处直径），mm； K 转矩在花键上分配不均匀系数，一般取K 0.75； Z 花键齿数。 许用挤压应力s jy 按机械设计手册推荐，当s jy s jy 时，认为挤压强度符合要求。 花键配合选择 第一轴上与离合器从动盘毂相配之花键，采用矩形花键者，外径定心，外径表面磨削。采用渐开线花键者，齿侧面定心，滑动配合。 第二轴上装同步器齿毂的花键，配合较紧，装配时常用木榔头轻压，为保证装配精度，多采用大外径定心，轴上花键大径磨削，齿毂一般采用中碳钢或中碳合金钢，内孔不必热处理，因而内花键大径精度能够保证。第二轴输出轴花键用矩形花键者外径配合，用渐开线花键者齿侧面定心。当采用滑动齿轮挂档时，花键配合应保证滑动自如。 中间轴上齿轮非整体式时，齿轮与轴连接方式可用单键（矩形或半圆键）或双键（对分双键）与齿轮和轴紧配合联接，也可采用过盈配合连接。由于本次设计中间轴齿轮采用宝塔齿轮，中间轴是光轴，为了安装和拆卸方便，在中间轴五档齿轮处设置花键。（轴上花键的详细参数请查阅图纸） 第 5 章 同步器的设计5.1 同步器的结构在前面已经说明，本设计所采用的同步器类型为锁环式同步器，其结构如下图所示： 图 5-1 锁环式同步器 1、9-变速器齿轮 2-滚针轴承 3、8-结合齿圈 4、7-锁环（同步环） 5-弹簧 6-定位销 10-花键毂 11-结合套 如图（5-1），此类同步器的工作原理是：换档时，沿轴向作用在啮合套上的换档力，推啮合套并带动定位销和锁环移动，直至锁环锥面与被接合齿轮上的锥面接触为止。之后，因作用在锥面上的法向力与两锥面之间存在角速度差 ，致使在锥面上作用有摩擦力矩，它使锁环相对啮合套和滑块转过一个角度，并滑块予以定位。接下来，啮合套的齿端与锁环齿端的锁止面接触（图 5-2b），使啮合套的移动受阻，同步器在锁止状态，换档的第一阶段结束。换档力将锁环继续压靠在锥面上，并使摩擦力矩增大，与此同时在锁止面处作用有与之方向相反的拨环力矩。齿轮与锁环的角速度逐渐靠近，在角速度相等的瞬间，同步过程结束， 完成换档过程的第二阶段工作。之后，摩擦力矩随之消失，而拨环力矩使锁环回位，两锁止面分开，同步器解除锁止状态，接合套上的接合齿在换档力的作用下通过锁环去与齿轮上的接合齿啮合（图 5-2d），完成同步换档。 图 5-2 锁环同步器工作原理 5.2 同步环主要参数的确定（1）锥面半锥角 摩擦锥面半锥角越小，摩擦力矩越大。但过小则摩擦锥面将产生自锁现象，避免自锁的条件时 tanf。一般取=6-8。=6时，摩擦力矩较大， 但在锥面的表面粗糙度控制不严时，则有粘着和咬住的倾向；在=6.5时就很少出现咬住现象。本次设计中采用的锥角均为取 6.5。 (2)摩擦锥面平均半径 R R 设计得越大，则摩擦力矩越大。R 往往受结构限制，包括变速器中心距及相关零件的尺寸和布置的限制，以及 R 取大以后还会影响到同步环径向厚度尺寸要取小的约束，故不能取大。原则上是在可能的条件下，尽可能将 R 取大些。本次设计中采用的 R 为 5060mm。 （3)锥面工作长度 b 缩短锥面工作长度，便使变速器的轴向长度缩短，但同时也减少了锥面的工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。设计时可根据下式计算确定。 b =Mm2p pfR2 （5-1） 设计中考虑到降低成本取相同的 b 取 5mm。 （4） 同步环径向厚度 与摩擦锥面平均半径一样，同步环的径向厚度要受机构布置上的限制，包括变速器中心距及相关零件特别是锥面平均半径和布置上的限制，不宜取很厚，但是同步环的径向厚度必须保证同步环有足够的强度。 本设计中同步器径向宽度取 10mm。 （5） 锁止角 锁止角选取的正确，可以保证只有在换档的两个部分之间角速度差达到零值才能进行换档。影响锁止角选取的因素，主要有摩擦因数 f