汽车变速器设计设计

1、可南并菽大基摘要41绪论61.1高效节能变速箱与现有变速器的61.1.1高效节能变速箱的优点与关键技术81.1.2高效节能变速箱应用分析和市场前景92变速器的运动分析112.1高效节能变速器运动原理图112.2节能变速器的传动方案分析：112.2.1后三个档位工作时所带动的后四根轴的传动方案132.2.2前三个档位工作时所带动的前四根轴的传动方案142.3传动比计算与分配162.3.1低档工作时的传动方案162.3.1高档工作时的传动方案192.3.1倒档工作时的传动方案223变速器参数的选择和分配233.1原动机的选择233.1.1传动比的选择原则233.1.2电动机的选择233.2计算传动

2、装置的运动和动力参数263.2.1各轴的功率273.2.2各轴的转矩274轴与轴上零件的设计与选择294.1联轴器的选择294.2齿轮零件的校核294.3轴的设计与校核374.4离合器的设计494.5轴与轴上零件的结构与装配515变速箱的结构与润滑525.1变速器箱体的设计526结论53参考文献55谢辞57iii第二部分摘要变速器是一种通用的传动装置，他能够将不同原动机构的输入参数转化为执行机构所需要的输出参数，因此传动装置的好坏往往决定这个机构的性能；而我们设计的这种变速器具有传动效率高、工作可靠、操作方便的显著高点并且能够根据工作情况的不同白动进行变速，因而它是一种节能且白动化水平较高的一

3、种变速器；这种变速器能用到各种机动车辆和工程机械当中。机械节能变速器的设计主要包括原动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算、变速器箱体内各零件的结构设计、箱体整体的装配设计、轴键齿轮类零件的设计与校核、变速器的润滑密封及附件的选择与设计等。关键词：传动装置传动效率高节能且白动化机械节能变速器变速布相AbstractThetransmissionisauniversaltransmissiondevice,hewillbeabletocontrolmechanismofdifferentinputparametersintotoactuatoroutputparameters,thetrans

4、missiondevicearedeterminedthemechanismperformance;andwedesignedthetransmissionhastheadvantagesofhightransmissionefficiency,reliablework,convenientoperationandremarkablyhighaccordingtotheworkofdifferentautomatictransmission,thereforeitisakindofenergysavingandhigherlevelofautomationofagearbox;thetrans

5、missioncanbeusedinvariousmotorvehiclesandengineeringmachinery.Mechanicalenergy-savingspeedvariatordesignmainlyincludestheoriginalmotivationofselection,transmissionofmotionandpowerparametercalculation,thetransmissiontankbodypartsofthestructuredesign,theboxbodyoverallassemblydesign,shaftingeardesignan

6、dchecking,transmissionlubricationsealandaccessoriesselectionanddesign.Keywords:transmissiondeviceinhighefficiencysavingenergyandautomationofmechanicalenergytransmissiontransmission1绪论由于生活水平的提高和科技的发展，人们对汽车性能的需求越来越高；这就要求汽车的变速器的变速必要尽量多，即达到多级变速。我们设计的节能变速器具有以下优点：1节能；2工作可靠；3操作方便；4使用寿命长;5适用范围广；6制造成本低；7可根据用

7、途制定发动机的最佳转速。高效节能变速器是一种创新技术，它能够满足机械高校发展的理念，在对传统变速器的基础上有了很大的突破；实现了“大功率、高效率、恒功率连续多级变速”。它既符合了世界上节能环保的观点，又具备了开阔市场的前景。1.1高效节能变速箱与现有变速器的现有的变速器：结构上：一般变速器有四根轴组成，第一根轴是动力进入轴，插在离合器内，只要离合器踏板抬起来，它就转，与发动机的转速同步。第二根轴在变速器的底部，其中一个齿与第一轴的一个齿永远啮合，跟着转，上面有大小不同的许多齿轮。第三根轴为动力输出轴并且与第一根轴同心安置，上面大小不同的齿轮可以前后滑动，与第二轴的齿轮啮合，得到不同的转速和扭矩

8、。第四根轴是倒车轴，第二根轴要得到反向旋转，必须增加一个齿轮。这个齿轮专门安装在一根轴上。功能上：此变速器可以通过第二根轴上齿轮的选择来获得不同的传动比，通过第一根轴上的离合器工作情况来控制整个变速器的运动情况。倒车的时候第四根轴参加工作。且传动方案简单，大多数情况为单级传动比。高效节能变速器:结构上：此变速器共有七根轴组成。第一根轴为动力输入轴，在它左面有一个白动挡和一个超越离合器；白动挡工作时它可以实现一般变速器的功能。超越离合器一般情况下不工作；只有在白动挡工作且白动挡上齿轮转速超过轴的转速的情况下，这时齿轮通过超越离合器带动输入轴旋转；此轴轴右端有用甩轮控制的两个白动离合器，可以根据轴

9、的转速不同白动选择齿轮进行传动。第二根轴为传动轴，此轴上的受力不大主要是起过度传动作用。第三根轴也是传动轴，此轴通过右端的超越离合器带动齿轮与二轴啮合；轴中间的两个白动离合器只有在变速档2工作时才有效，在有效时可以根据转速的不同分别工作。第四轴为高速轴，在它的左端有两个离合器分别是白动挡1和白动挡2,这两个档位分时工作，白动挡1工作时可以实现普通变速器的变速，白动挡2工作时可以选择三个传动方案的选择；此轴的左端有两个离合器分别是高速档和低速档，这两个档位也是分时工作的，当高速档工作时可以直接与输出轴啮合输出。第五根轴为低档轴，这个轴上有一个离合器为低档，当低速档和低档同时工作此轴工作，并通过与

10、输出轴啮合输出。第六根轴为倒档轴，只有低速档和倒档同时有效时它才工作。第七根轴为输出轴，其上的两个齿轮分别与高低档轴上的齿轮啮合。功能上：此变速器可以通过第四轴上的离合器实现多种变速，其传动原理比较明确；能够根据不同的工作坏境选择不同的传动方案。在白动挡不工作时，其倒档是可以不踩离合器。两者的具体差别：特效节能变速器除了具有一般变速器的工作特点和原理外，还具有新型的传动方案。且因为有一个机动超越离合器(变速档2)的存在，可以实现节能的目的。81.1.1高效节能变速箱的优点与关键技术使用优点：1、节能，比普通有级变速箱节约动力油15咖上，比液无级节约30%2、安全可靠，运行更加安全；3、操作方便

11、，与液无级操作一样，电控，手控都可实现；4、使用寿命长；5、产品扭矩与普通有机变速箱的扭矩相同；6、使用范围广，凡有变速都可使用；7、制造成本低、易加工、利润高；8、高效节能变速箱可根据用途白定发动机的最佳转速，可高可低。关键技术：(1) 具备超越离合器；根据实际用途，超越离合器能起到连接动力和传递动力的作用，可给据使用条件白动工作。(2) 具备白动离合器。白动离合器是一种具备一定条件才能做功的离合器，一般都是利用发动机的转速来实现。白动离合器制造的改变，使机械节能变速箱与普通有级变速箱的扭矩相同，发动机的转速与扭矩的关系小，只有最佳转速没有高速，从而延长了机器的使用寿命。(3) 有一个操纵式

12、离合器控制一个超越离合器，这两个零件相结合可以实现对多级变速比的要求，也是此变速器节能的关键所在。1.1.2高效节能变速箱应用分析和市场前景功能特征：在输入转速不变的情况下，能实现输出轴的转速在一定范围内多级变化，以满足机器或生产系统运转过程中对各种不同工况的要求。应用分析：新型节能变速箱能适应变工况工作，简化传动系统.所以应用十分广泛；随着白动化程度的提高，机械节能变速传动装置作为一类重要的机械传动部件，在国内外应用日益广泛；特别在生产流水线，变速机械中，甚至在轿车的变速传动系统中也采用了机械节能变速传动。可应用于纺织、轻工、食品、包装、化工、起重运输、矿山冶金等各类机械。市场前景：?（一）

13、适用产业：?很多终端产品可适合各种工程应用，如汽车、机床、纺织机械、食品机械、印刷机械、采掘机械、轧钢机械等等。?（二）产品的先进性：?高效节能变速器可以实现多变速比传动且可根据速比的不同白动完成变速比的选择；此变速器还可以通过选择一个白动档位来完成普通变速器的功能。这样既节能又方便。?（三）成本：?因其结构特别简单，而且功能比较多；从性价比上分析，这个产品成本还是比较低的；因此很有市场开发的潜力。?（四）投资回报期预算：?因其应用面广以及市场需求空间大，特别是对机车的变速系统更将是一质的飞跃，一旦设计成功和技术成熟，它将很快收回成本.可以预见，新型节能变速箱在世界范围内发展潜力十分巨大，特别

14、是对汽车业将是一个质的飞跃。总之，高效节能节能变速器适应时代发展潮流，它的出现对汽车现有变速系统提出了强有力的挑战，所以具有极广阔的市场。2变速器的运动分析XXX21x、嶙XX自赭X1416189112A132fi2223XXTT2.1高效节能变速器运动原理图图2-1节能变速器的运动简图2.2节能变速器的传动方案分析：此变速器共有七根轴组成，各轴之间通过齿轮啮合进行工作的。各齿轮与轴的连接方式有三种分别是固定在轴上，通过离合器与轴相连或通过轴承与轴相对滑动。各离合器有三种分别是用手工操作的离合器，用甩抡白动控制的离合器以及超越离合器。在驾驶室内的档位有六个分别是白动档、变速档1、变速档2、高速

15、档、低挡和倒档，其中前三个档位控制前4根轴的变速。后三个档位控制后4根轴的变速。如图2-1所示为阶梯轴的零件图高档倒档低挡001010100表2-1后四根轴的档位白动挡变速档1变速档2001010101110表22前四根轴的档位其中0表示该档位不工作1表示该档位工作综上所述此变速器共有12种传动方案。2.2.1后三个档位工作时所带动的后四根轴的传动方案方案1；高档倒档低挡001表2-3后四根轴的档位传动路线：路线1:齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和功率路线2:齿轮25齿轮23-齿轮26输出里程方案2:高档倒档低挡010表2-4后四根轴的档位路线1:齿轮18-齿轮20-齿轮21

16、-齿轮25-输出转矩和功率路线2:齿轮25-齿轮23-齿轮26-输出里程工作情况：低档轴滑转，里程表齿轮倒转方案3:高档倒档低档100表2-4后四根轴的档位路线1；齿轮19-齿轮24-输出转矩和功率路线2:齿轮24-齿轮25-齿轮23-齿轮26-输出里程工作情况：倒档轴低档轴停转，低档轴上齿轮滑转，输出里程2.2.2前三个档位工作时所带动的前四根轴的传动方案令原动机的最佳转速n=2000r/minn1=800r/minn2=1000r/minn3=1200r/minn4=1500r/min一轴转速N1二轴转速N2三轴转速N3以上所提供的转速是参考值，其具体的转速可以根据离合器和甩轮的选择来确定

17、方案1:可以分为四种情况白动挡变速档1变速档2001表2-5前四根轴的档位一轴转速N1<n1时一轴空转n2>N1>n1时传动路线：齿轮2齿轮5齿轮7齿轮13齿轮-齿轮15N1n2N3<n3时传动路线：齿轮3齿轮6齿轮12齿轮9齿轮15N1n2n4N3n3时传动路线：齿轮3齿轮6齿轮12齿轮10齿轮16N1n2N3n4时传动路线：齿轮3齿轮6齿轮12齿轮11齿轮17方案2:可分为三种情况白动挡变速档1变速档2010表2-6前四根轴的档位一轴转速N1<n1时一轴空转n2>N1n1时传动路线：齿轮:2齿轮5齿轮7齿轮13齿轮-齿轮14N1n2时传动路线：齿轮3齿轮

18、6齿轮12齿轮9齿轮14方案3:可分为三种情况。白动挡变速档1变速档2101N3n3时传动路线：齿轮1齿轮4齿轮8齿轮9齿轮15n4>N3n3时传动路线：齿轮1齿轮4齿轮8齿轮10齿轮16N3n4时传动路线：齿轮1-齿轮4-齿轮8-齿轮11-齿轮17方案4:白动挡变速档1变速档2110表2-7前四根轴的档位传动路线：齿轮1-齿轮4-齿轮8-齿轮9-齿轮14前四轴的传动方案之一和后四轴的传动方案之一分别组合使用可以实现12种传动方式。各传动方案中其白由F=1,只要求有一个动力机构此变速器就有确定的运动。2.3传动比计算与分配高效节能变速器共有12种传动方案，因此共有12种传动比。综合考虑变

19、速箱的尺寸、传动比分配和设计的有关准则，可以选定以下齿轮齿数各齿轮的齿数为：Z1=28,Z2=25,Z3=25,Z4=28,Z5=31,Z6=31,Z6=25,Z7=17,Z8=28,Z9=23,Z10=32,Z11=39,Z12=31,Z13=39,Z14=41,Z15=41,Z16=32,Z17=25,Z18=24,Z19=37,Z20=36,Z'20=25,Z21=23,Z22=35,Z23=23,Z24=25,Z25=372.3.1低档工作时的传动方案方案1:(1)n2>N1>n1时齿轮2-齿轮5-齿轮7-齿轮13-齿轮9齿轮15齿轮18齿轮20齿轮21齿轮(1)

20、25-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z5Z13Z15Z20Z25/Z2Z7Z9Z18Z21(2-1)313941363725172324231.2365(2)N1n3时N3<n3时齿轮3-齿轮6-齿轮12-齿轮-齿轮15齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z15Z20Z25/Z3Z6Z9Z18Z21_313141363725252324236.6140(3)N1n2n4N3n3时齿轮3-齿轮6-齿轮12-齿轮-齿轮16-齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z16Z20Z25/Z3Z6Z10

21、Z18Z21_313132363725253224233.7103N1n2N3n4时齿轮3-齿轮6-齿轮12-齿轮-齿轮17-齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z17Z20Z25/Z3Z6Z11Z18Z21_313125363725253924232.3784方案2:(1)n2>N1n1时齿轮:2-齿轮5-齿轮7-齿轮13齿轮9齿轮14-齿轮18齿轮20齿轮21齿轮25-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z5Z13Z14Z20Z25/Z2Z7Z9Z18Z21(2-2)_3139413637251723242312.2365(2)N1n2时

22、齿轮3-齿轮6-齿轮12-齿轮-齿轮14-齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z14Z20Z25/Z3Z'6Z9Z18Z21_313141363725252324236.6140方案3:(1)N3n3时齿轮1-齿轮4-齿轮8-齿轮9-齿轮15齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z15Z20Z25/Z1Z4Z9Z18Z21(2-3)_282841363728282324234.3015(2)n4>N3n3时齿轮1齿轮4齿轮8齿轮-齿轮16一齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和

23、功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z16Z20Z25/Z1Z4Z10Z18Z21_282832363728283224232.4130(3)N3n4时齿轮1齿轮4齿轮8齿轮-齿轮17齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z17Z20Z25/Z1Z4Z11Z18Z21_282825363728283924231.5468方案4:齿轮1齿轮4齿轮8齿轮9齿轮14-齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z14Z20Z25/Z1Z4Z9Z18Z21_282841363728282324234.3012.3.1高档工作

24、时的传动方案方案5:(1)n2>N1>n1时齿轮2-齿轮5-齿轮7-齿轮13-齿轮9-齿轮15-齿轮19-齿轮24-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z5Z13Z15Z24/Z2Z7Z9Z19(2-4)_31394125251723373.4263齿轮24-输出转矩和功率此方(2)N1n2N3<n3时齿轮3-齿轮6-齿轮12齿轮9齿轮15齿轮19案的传动比为i=Z6Z12Z15Z24/Z3Z6Z9Z19_31314125252523371.8520N1n2n4N3n3时齿轮3-齿轮6-齿轮12-齿轮-齿轮16齿轮19-齿轮24-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z1

25、6Z24/Z3Z6Z10Z19_31313225252532371.0389N1n2N3n4时齿轮3-齿轮6-齿轮12-齿轮-齿轮17齿轮19齿轮24-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z6Z12Z17Z24/Z3Z6Z11Z19_31312525252539370.6660方案6:(1)n2>N1n1时齿轮:2-齿轮5-齿轮7-齿轮13齿轮9齿轮14齿轮19齿轮24-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z5Z13Z14Z24/Z2Z7Z9Z19(2-5)31394125251723373.4263(2)N1n2时齿轮3-齿轮6-齿轮12-齿轮9-齿轮14-齿轮19-齿轮24-输出转矩和功

26、率此方案的传动比为i=Z6Z12Z14Z24/Z3Z6Z9Z19_31314125252523371.8520方案7:(1)N3n3时齿轮1齿轮4齿轮8齿轮9齿轮15-齿轮19-齿轮24-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19_28284125282823371.2045(2)n4>N3n3时齿轮1-齿轮4-齿轮8-齿轮10-齿轮16-齿轮19-齿轮24-输出转矩和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z1928283225282832370.6757N3n4时齿轮1-齿轮4-齿轮8-齿轮11-齿轮17-齿轮19-齿轮24-输出转矩

27、和功率此方案的传动比为i=Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19_28282525282839370.4331方案8:齿轮1齿轮4-齿轮8-齿轮9-齿轮14-齿轮19-齿轮24-输出转矩和功率此方案的传动比为(2-7)_28284125282823371.20452.3.1倒档工作时的传动方案倒档工作时，其传动方案在低档轴的基础上多了一对齿轮啮合，传动方案在形式上与低档工作时的传动方案相似。由于倒档不经常使用且与低档工作方案的相似形相似；故在这里不给于说明和分析。3变速器参数的选择和分配3.1原动机的选择由于发动机的物理特性决定了变速箱的存在。首先，任何发动机都有其峰值转速；其次，发动机最大

28、功率及最大扭矩在一定的转速区出现。比如，发动机最大功率出现在5500转。变速箱可以在汽车行驶过程中在发动机和车轮之间产生不同的变速比，换档可以使得发动机工作在其最佳的动力性能状态下。理想情况下，变速箱应具有灵活的变速比。因为手里的资料不全，又是作为一个样机来设计，所以这次先以电动机作为原动机。此变速箱传动路线较多，而失效形式主要发生在低速档，所以这次先以低速档档为依据设计。此变速器工作在低速当时有三种转动方案和10种传动比，应根据以下原则选择某一传动比，若此传动满足校核和使用要求时整个变速器都能满足使用要求。3.1.1传动比的选择原则当电动机的功率一定时有公式P=FV得若转速小时所受的力最大；

29、又由公式i12=n1/n2得若n1一定的情况下i12越大则n2越小；传动比的具体选择：综合以上两个条件传动比应选择方案：（1）n2>N1n1时齿轮:2-齿轮5-齿轮7-齿轮13-齿轮9-齿轮14-齿轮18-齿轮20-齿轮21-齿轮25-输出转矩和功率其总传动比为i=12.23653.1.2电动机的选择1）选择电动机类型按工作要求选取Y系列一般用途的全封闭白扇冷鼠笼型三相异步电动机。2）选择电动机容量工作时所需的功率:1000161.782kw955095500.9412500rW16rmin602.6'nw为输出轴至轮子的效率电动机的输入功率：P=PW/Y其中门为电动机至输出轴的

30、总效率，包括1个联轴器，5个离合器,5对齿轮传动，6对滚动轴承，。由表10-1（机械设计基础课程设计）查得联轴器效率为T1=0.98,离合器效率H2=0.97,一对齿轮传动效率为T3=0.97，一对滚动轴承效率为114=0.995,T1值计算如下:'=1525346(3-1)=0.980.9750.9750.99560.7013所以P。=Pw/=1.782/0.7013=2.54kw根据P。选取电动机额定功率Pm使Pm=（11.3）P。即Pm=2.543.30查表10-110（机械设计基础课程设计）查得电动机的额定功率Pm=3Kw3）选择电动机转速先计算输出轴的转速：nw=16r/mi

31、n,即箱体第七轴的转速为：n7=16X12=192r/min上式中12为差速器传动比，以下为差速器相关资料：差速器只是装在两个驱动半轴之间的一个小总成，差速器的作用就是使两侧车轮转速不同。当装载机转弯时，例如左转弯，弯心在左侧，在相同的时间内右侧车轮要比左侧车轮走过的轨迹要长，所以右侧车轮转的要更快一些。要达到这个效果，就得通过差速器来调节。差速器由差速器壳、行星齿轮、行星齿轮轴和半轴齿轮等机械零件组成。发动机的动力经变速器从动轴进入差速器后，直接驱动差速器壳，再传递到行星齿轮，带动左、右半轴齿轮，进而驱动车轮。左右半轴的转速之和等于差速器壳转速的二倍。当装载机直线行驶时，上述三个转速相同。当

32、转弯时，由于装载机受力情况发生变化，反馈在左右半轴上，进而破坏差速器原有的平衡，这时转速重新分配，导致内侧车轮转速减小，外侧车轮转速增加，重新达到平衡状态。同时，装载机完成转弯动作。电动机转速应为:.=n25X12.2365=2349.4r/min.查表10-110查得Y系列三相异步电动机技术数据中Y100L-2型的同步转速为3000r/min的电动机合适，其技术数据如下表示:型号额定功率同步转速满载转速电动机总外伸轴径轴中心高重Y100L-23KW3000r/min2880r/min28mm100mm3.2计算传动装置的运动和动力参数因为此变速箱支路较多，计算繁琐，而失效主要发生在低速档（工

33、作档）。所以这次仅以低速档支路为例计算。各轴的转速令电动机的转速为Nw第一轴的转速N1第二轴的N2第三轴的转速N3第四轴的转速N4第五轴的转速N5第七轴的转速N6第一轴与第二轴的传动比第二轴与第三轴的传动比第三轴与第四轴的传动比第四轴与第五轴的传动比第五轴与第七轴的传动比i12=Z5/Z2=1.24i23=Z13/Z7=2.294i34=Z14/Z9=1.7826i45=Z20/Z18=1.5i57=Z2/Z251=0.62161w2880r/mini1228802323r/min1.243竺癸1012r/min3i232.2943i3410121.7826568r/mini455681.53

34、79r/mini57379609r/min0.62163.2.1各轴的功率Pipw130.982.94kwP2Pi12Q22.940.980.970.973420.99522.6839kwP3P22322.68390.970.970.995242.5kwP4P32322.50.970.970.995242.3288kwP5P422322.32880.9720.970.99522.1042kw4P7P5234.2.2.10420.970.9952.0207kw3.2.2各轴的转矩9550岳nm9550328809.95kw9550-P11955028809.75kw9550-Pz295502.6

35、839232311.034kw9550B395502.5101223.59kw9550-P1495502.328856839.16kw9550B595502.104237953.02kw9550-Pz795502.020760931.69kwTiT2T4ToT3T5T，最后将计算结果填入下表:轴名参数电动机轴轴二轴二轴四轴五轴六轴七轴N(r/min)2880288023231012568379609P(Kw)32.942.682.52.332.102.02T(N-m)9.959.7511.0323.5939.1553.0231.69i111.242.2941.7831.50.62210.980

36、.9130.9320.9320.9040.964轴与轴上零件的设计与选择4.1联轴器的选择第一轴中间联轴器的选则9.95?(4-1)查机械设计表14-1得匕=L7,则：ca?1.79.9516.9?m(4-2)综合考虑联轴器的轴向和径向尺寸以及考虑轴可能选用的直径，我选用凸缘联轴器查机械设计基础课程设计续表10-41选取YL4型联轴器,各数据如下表：型号公称扭矩TJNe)许用传速nr.min轴孔直径d(H7)m轴孔长度L/mj.j1型D(mm)D(mm)螺栓Ln(mm)数量直径YL44095002844100803M8924.2齿轮零件的校核因为在低速档箱体中3、4、5轴上传递的扭矩最大，即齿

37、轮受力最大，所以只需对配对齿轮9和齿轮14以及配对齿轮18及齿轮20,若这两对齿轮满足条件，则其余齿轮也满足。由前面的计算知T3=23.59N-mT4=39.15N-mT5=53.02N-mN3=1012r/minn4=568r/minn5=379r/min3轴到4轴传动比i34=1.7834轴到5轴传动比i45=1.5对3轴到4轴的齿轮进行校核【1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数按原理图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；装载机为一般工作机器，选用7级精度（GB1009砰88）;材料选择由机械设计表10-1选择小齿轮及大齿轮材料均为40Cr（调质）硬度均为280HBS选小齿轮齿数Z9=2

38、3大齿轮齿数Z14=i34-1=23X1.783=41.009取Z2=35;【2】按齿面接触疲劳强度设计d1为齿轮9的分度圆直径T3为三轴转矩ZH为区域系数ZE为弹性影响系数传动比u=i34标准值齿轮时ZH=2.5d3ud3Uh2ZhZeZiZ2.323(4-3)2-1确定公式内的各计算值1）预选齿宽B=67mmm=3mrti!U分度圆直径d=mz=2；3<3=69mm齿宽系数小d=B/d1=67/69=0.9712）由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa3）由图1021d按齿面硬度查的小齿轮与大齿轮的接触疲劳强度极°(THlim2=840MPa4）由式101

39、3计算应力循环次数:603jh60101212400014.5710预定寿命Lh=24000小时5）由图10-19查的接触疲劳寿命系数Khn=1.05Khn2=1.086）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1由式（1012）得"11limZ1.058401882a（Th2=KhN20Hlim2/S=1.08x840/1=907.2MPa7）计算载荷系数V=d1tn/60x1000=3.14x69X1012/60x1000=3.564m/s由V=3.564m/s查图108得动载荷系数K=1.1直齿轮，假设4R/B<100N/mm由表103查得乱=1.2由表10-2查

40、得使用系数4=1由表10-4查得7级精度、3轴齿轮相对支撑非对称布置时KiB1.120.18(10.6：):0.231031.120.18(10.60.972)0.9720.23103671.40041由B/h=9.926F=1.40041查图1013得心疽1.42故载荷系数K=KKKh,Khb11.11.21.400411.848d12.32uu&232.3,2-2校核小齿轮分度圆直径d代入。h中较小的值1.84823.591032.783189.80.9711.78388234.3mmv63mm所以小齿轮合适【3】按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度设计公式为:(4-4)2K

41、T3YFaYsadZ12F为了简化计算，前面已预选了一个模数m=3这里仅校核该模数是否满足齿根弯曲强度即可。3-1确定公式内各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为(Tfei=(Tfe2=670MPa由图1018查得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.85KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.43fi=KfnMfei/S=.856701.4406.8(Tf2=Kfn20FE2/S0.8867%耳4214）计算载荷系数K=KaKvKfKF311.11.21.071.3615）查取齿形系数由表105查得Ye1=2.76Yf,2=2.456）查取应力校正系数由表1

42、05查得Ysa1=1.56sa2=1.627）计算大小齿轮的YF-Ys（Tf并加以比较2.761.5%06.80.010584YFa1Ya1/(Tf1=Yf，2Ysa2/(Tf2=3-2设计计算21.84823.591030.0105841.21mrK3mm0.971232所以预选模数m=3mr#适【4】几何尺寸计算1）计算分度圆直径di=mZ23369mmd2=mZ413123mm2）中心距a（dd2）/2(69123)/296mm3) 齿宽为b1=65mmb=18mm【5】验算Ft23/d1223.59103/69683.77KaFt/B1683.77/6510.5/mm100/mm合适【

43、6】绘制结构零件图如下对4轴到5轴的齿轮进行设计选定齿轮类型精度等级、材料及齿轮1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用6级精度（GB10095H88）3）材料选择由表101选择大小齿轮齿数材料均为40Cr（调质后表面淬火），硬度均为350HBS4）选小齿轮齿数Z18=24,大齿轮齿数Z20=Z18-i1.52436取Z2=36【1】按齿面接触强度设计22.321tKT24i1ZediH（4-5）2-1确定公式中各计算数值1）预选齿宽B=20mm模数m=3mrti!J分度圆直径d18=mz8=72mm齿宽系数§d=B/d=20/72=0.2782）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=18

44、9.8MPa3）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮、大齿轮的接触疲劳强度极限（THlim1=（THlim2=925MPa4）由式1013计算应力循环次数：N60n24jLh60181.91240002.6108N21/i2.6108/1.51.7331085）由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn1=1.07Khn2=1.096）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1由式10-12得(ThiKHN1Hlim1/S1.07925/1990MPa°h2KHN2Hlim2/S1.09925/11008.25MPa计算载荷系数Vd1tn4/6010003.1463568/601

45、0001.87m/s由V=1.87m/s查图108得动载荷系数K=1.03直齿轮，假设&K/B>100N/mm由表103查得0=K,=1由表10-2查得使用系数4=1由表104查得6级精度、硬齿面齿轮，非对称布置时福1.050.26(10.6d")d0.16103B1.050.26(10.60.2782)0.27820.16103201.071由B/h=2.95FH=1.071查图1013得Kf,=1.04故载荷系数K水KKKhb=1X1.03x1X1.071=1.1022-2校核小齿轮分度圆直径d1t,代入oh中较小的值d18药23,dUkT4U1乙22.3231.1

46、0239.151032.670.2781.67189848.47mmV63mm990所以小齿轮满足。【2】按齿根弯曲疲劳强度公式校核预选模数由式(105)得弯曲强度设计公式为:(4-6)3-1确定公式内各计算数值)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为erFE1=(Xfe2=700MPa1 )由图1018查得弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.85Kfn2=0.88)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.40f1KFN1FE1/S0.85700/1.4425MPa。f2KFN2FE2/S0.88670/1.4440MPa4）计算载荷系数KKAKVKFaKF11.0311.11.133

47、35）查取齿形系数由表105查得Ye1=2.91YFa2=2.526）查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.53Ysa2=1.6257）计算大小齿轮的YFaYsa/。f并加以比较Va1Ysai/（Tfi2.911.53/4250.010476Yf,2Ysa2/（Tf22.521.625/4400.009307小齿轮的数据大所以预选模数m=3mmr适。【4】几何尺寸计算1）计算分度圆直径d18mZa24372mmI8d20mZ20363108mma(d18d20)/2(72108)/290mm3)齿宽为bi=20mmt2=20mm【5】验算Ft2T4/d18239.15103/721087

48、.5NKAFt/B11087.5/2054.375N/mm100N/mm合适【6】绘制齿轮零件图小齿轮如图所示：图4-2齿轮零件图4.3轴的设计与校核根据以上所受的转矩分析由于三轴、四轴、五轴和七轴所受的转矩较大，其中五轴所受的转矩最大，而四轴的结构最复杂，第三轴的齿轮半径最小。因此只要校核和计算第三轴、第四轴和第五轴，其它轴可以参考这三个轴进行设计。由前面的计算知：作用在4、5轴上的功率P,转速n和转矩T分别为:P3=2.5kwP4=2.33kwP5=2.10kwN3=1012r/minN4=568r/minN5=379r/minT3=23.59N-mT4=39.15N-mT5=53.02N

49、-m求作用在齿轮上的力由前面计算知，各齿轮分度圆直径为：D9=mz=3x23=69mmd3=mz=3x39=117mmd4=mz=3x41=123mmdi8=mz=3<24=72mmd2°=mz=3<36=108mmd20=mz=3<25=75mm3Ft92T3d9223.5910&683.77N69Fr9Ft9tan248.871NFt132T3d33223.5910403.25N117Fr13Ft13tan146.8NFt142T4d4239.1510312351.22NFr14Ft141tan18.64NFt182T4239.15103d8721087

50、.5NFr18Ft18tan395削2Tt5253.2103elczd20108Ft20985.2NF20Ft20tan358.6N2Tt5253.2103C't201418.7NFd2075F'r20F't20tan516.36N各轴的受力分析图分别如下所示:三轴的受力分析和设计-1188Nm图4-3轴的受力分析2,UNmrfiTrtTTnrrrrhfcAMy/Nm1皿"L-14.2缅L/°-43.IINm图4-4轴的扭矩图L/m21597Nn图4-5轴的扭矩图图4-6轴的设计图其中F1F2F3F4未知有装配尺寸得：LAB=77mmlac=310m

51、mLAD=337mm由独立的力学方程：FyFiFr9Fr13F2OFxFt9Ft13F3F4OMaxFr9LABFr13LACF2LADOMAyFt9LAB&LacF4LADO代入数据得F2=78.175NF1=-180.25NF4=527.2NF3=559.86N由于轴上各力已经算出，根据各力算出所受的弯矩图和扭矩图；其中图上的数据由力学的相关公式算出；所做的图如上图所示由于轴的上面有孔，故取轴的最小直径为35mm轴的结构设计如上图所示在B点时所受的总弯矩最大且所受的总弯矩为M3Mx32My32J13.88243.11245.3Nm弯曲模量的计算公式按表15-1选用d3w(14)0.

52、1d3(14)0.135(10.57)3815.Nmm32(4-7)弯曲疲劳极限由表15-1得1275MP此轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6由轴的第三强度理论的轴的弯扭合成强度为caM3W2M02W.血32M。2W=12.44MP(4-8)此轴满足使用要求四轴的受力分析与设计图4-7轴的受力分析ZNin岫倾皿|删皿删|L/m-31.61险ZNm8&7dNm图4-8轴的受扭矩图图4-9轴的抗扭强度图图4-10轴的设计图其中Fa1Fa2Fd1Fd2未知有装配尺寸得：Lab=47mmLac=203mmLad=337mm由独立的力学方程：FyFa1R14Fr18Fd1OFxFa2

53、Fd2Ft14Ft18OMaxFCF*Lacfyd1f°OMAyF"abWacFd2LadO代入数据得Fd1=-235.82NFa1=-141.34NFd2=662.2NFa2=476.52N由于轴上各力已经算出，根据各力算出所受的弯矩图和扭矩图；其中图上的数据由力学的相关公式算出；所做的图如上图所示由于轴的上面有孔，故取轴的最小直径为35mm轴的结构设计如上图所示在B点时所受的总弯矩最大且所受的总弯矩为M3Mx32Mv32J88.74231.61294.2Nmxyu弯曲模量的计算公式按表15-1选用3d43434w(1)0.1d(1)0.135(10.57)3815.8Nmm(4-9)弯曲疲劳极限由表15-1得1275MP此轴所受的扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6由轴的第三强度理论的轴的弯扭合成强度为此轴满足使用要求=25.44MP五轴的受力分析与设计图4-11轴的受力分析图Ix/Nd图4-12轴的扭矩图53饷L/d图4-13轴的抗