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1、 課 程 設(shè) 計 課程名稱___ 汽車設(shè)計 題目名稱 變速器課程設(shè)計 學(xué)生學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院 專業(yè)班級___2008級車輛工程1班 學(xué) 號 xxxxxxxxxxxx 學(xué)生姓名______ 指導(dǎo)教師______ __________ 2011 年 1 月 1 日

2、 目錄 第一節(jié) 概述………………………………………………………………………………………………4 第二節(jié) 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案………………………………………………………………………5 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的計算…………………………………………………………………………6 第四節(jié) 齒輪強(qiáng)度、剛度、可靠性計算………………………………………………………………...14 …..4.1 計算各軸的轉(zhuǎn)矩……………………………………………………………………………

3、…....14 …..4.2 計算各擋齒輪受力……………………………………………………………………………....19 第五節(jié) 軸的設(shè)計計算…………………………………………………………………………………...22 …..5.1 軸的結(jié)構(gòu)………………………………………………………………………………………....22 …..5.2 確定軸的尺寸…………………………………………………………………………………....22 …..5.3 軸的剛度計算…………………………………………………………………………………....23 …..5.4 軸的強(qiáng)度計算………………………………………

4、…………………………………………....27 第六節(jié) 軸承與平鍵的設(shè)計計算………………………………………………………………………...32 …..6.1 軸承的設(shè)計………………………………………………………………………………………32 …..6.2 平鍵的設(shè)計………………………………………………………………………………………34 第七節(jié) 箱體的設(shè)計……………………………………………………………………………………...35 第八節(jié) 總結(jié)……………………………………………………………………………………………...36

5、 第一節(jié) 概述 變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在起動發(fā)動機(jī)、汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。 變速器的功用有： 1）改變傳動比，擴(kuò)大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機(jī)在有利的工況下工

6、作。 2）在發(fā)動機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛。 3）利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機(jī)能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動力輸出 為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器提出如下基本要求： 1） 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟(jì)性。 2） 設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機(jī)動力向驅(qū)動輪的傳輸。 3） 設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4） 設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進(jìn)行功率輸出。 5） 換擋迅速、省力、方便。 6） 工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7） 變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。 8） 變速器的工作噪聲低。 除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)

7、滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 第二節(jié) 變速器傳動機(jī)構(gòu)布置方案 1、變速器類型的選擇 由于最大車速（100km/h）和額定裝載質(zhì)量（1500kg）的限制，故本變速器設(shè)計為輕型商用車機(jī)械式變速器，發(fā)動機(jī)為前置后驅(qū)形式，變速器采用五檔中間軸式變速器形式。 2、倒檔形式選擇 與前進(jìn)擋比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實(shí)現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。 3、齒輪型式選擇 齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓

8、柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜，工作時有軸向力。 變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于倒擋。 4、軸的結(jié)構(gòu)分析 第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花健，鍵齒之間為動配合。 第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。各截面尺寸不應(yīng)相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應(yīng)力集中會引起軸斷裂。 5、軸承型式 變速器多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾

9、針軸承以及圓錐滾子軸承。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。 6、換擋機(jī)構(gòu)形式 使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。 變速器的傳動簡圖如下： 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的計算 1、變速器擋數(shù)與傳動比的選擇 本設(shè)計是針對輕型商用車變速器設(shè)計，為五檔手動中間軸式機(jī)械式變速器，因此，初步選取傳動比范圍為5.0，最高檔為超速檔，次高檔為直接擋，傳動比為1.0。 2、變速器中心距 中間軸式變速器的中心距A（mm）可

10、根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選： = 式中——中心距系數(shù),對商用車8.6～9.6；取=9.0 ——變速器處于1檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，； ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為129.56 N?m； ——變速器的1檔傳動比；取=3.5 ——變速器的傳動效率，取96%。 則= 9 =68.2 （mm）。 初選中心距A=70mm。 3、變速器的軸向尺寸 貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，可參考下列數(shù)據(jù)選用： 五擋 （2.7～3.0）A 當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。A取整。 4、齒輪參數(shù) （1）

11、模數(shù) 齒輪的模數(shù)定為m＝4.0mm。 (2)壓力角 國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為＝20。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20、25、30等，但普遍采用30壓力角。 （3）螺旋角 貨車變速器螺旋角選取范圍為：18～26。 初選常嚙合齒輪螺旋角為21。 （4）齒寬 直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒，取為6.0～8.5，取7.0。 （5）齒頂高系數(shù) 一般齒輪的齒頂高系數(shù)＝1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用。 參數(shù) 模數(shù)m 壓力角a 螺旋角β 齒寬系數(shù)Kc 齒頂高系數(shù)f0 值 4 20 24 7.0

12、 1.0 5、變速器各擋傳動比的確定 根據(jù)課本，中間軸式變速器一檔傳動比可取=3.5。變速器的次高檔為直接檔，最高檔為超速檔，本設(shè)計變速器次高檔四擋為直接擋,=1.0。 一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系 （即） 則q=1.52； =3.5； ==2.3； =q=1.5； =1.0； 最高檔位為超速檔，超速檔傳動比一般為0.7—0.8，本設(shè)計取=0.78。 列出變速器傳動比如表3-2： 檔位 一 二 三 四 五 倒檔 傳動比 3.5 2.3

13、1.5 1.0 0.78 3.5 6、齒輪齒數(shù)的確定： 一擋齒輪的齒數(shù)： 一檔傳動比為 （3-1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，一擋齒輪為斜齒齒輪， =270cos21/4=32.6。取整為33。 取=13，=-=20。 對中心距進(jìn)行修正： =433/（2cos21）=70.6 mm，取整為A=70 mm。 分度圓直徑 =420/cos19.46=84.85mm =413/cos19.46=55.15mm 齒頂高

14、 =4 mm ==4mm 齒根高 =5mm =5mm 齒全高 =9mm 齒頂圓直徑 =92.85mm =63.15mm 齒根圓直徑 =74.85mm =45.15mm 節(jié)圓直徑

15、 計算精確值：A= 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)： 由式（3-1）求出五檔常嚙合傳動齒輪的傳動比 =3.513/20=2.28 常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （3-2） =32.7 （3-3） 由式（3-2）、（3-3）得=9.97，=22.7，取整為=10，=23，則： =23

16、20/（1013）=3.54 計算精確值：A= 分度圓直徑 =42.42mm =101.82mm 齒頂高 =4 mm ==4mm 齒根高 =5mm =5mm 齒全高 =9mm 齒頂圓直徑 =50.42mm =109.82mm 齒根圓直徑

17、 =32.42mm =91.82m 節(jié)圓直徑 2）、確定其他各擋的齒數(shù)： 二擋齒輪為斜齒輪： =2.310/23=1.0，=32.7 則=16.35，=16.35，取整得=17，=16。 =2317/（1016）=2.44 計算精確值：A= 分度

18、圓直徑 =72.12mm =67.88mm 齒頂高 =4 mm ==4mm 齒根高 =5mm =5mm 齒全高 =9mm 齒頂圓直徑 =80.12mm =75.88mm 齒根圓直徑 =62.12mm =57.88m

19、 節(jié)圓直徑 三擋齒輪為斜齒輪： =1.510/23=0.65 （3-4） +=2Acosβ/=32.7 （3-5） 由式（3-4）、（3-5）得=12.9，=19.8，取整=13，=20。 =2313/（1020）=1.50 計算精確值：A= 分度圓直徑 =55.15mm； =84.85mm 齒頂高

20、 =4 mm ==4mm 齒根高 =5mm =5mm 齒全高 =9mm 齒頂圓直徑 =63.15mm =92.85mm 齒根圓直徑 =45.15mm =74.85mm 節(jié)圓直徑

21、 四擋齒輪為斜齒輪： =0.7810/23=0.34 （3-6） +=2Acosβ/=32.7 （3-7） 由（3-6）、（3-7）得=8.3，=24.4，取整=8，=25。 ==238/（1025）=0.74 計算精確值：A= 分度圓直徑 =33.94mm =106.06mm 齒頂高 =4 mm ==4mm 齒根高

22、 =5mm =5mm 齒全高 =4.51mm 齒頂圓直徑 =41.94mm =114.06mm 齒根圓直徑 =23.94mm =96.06mm 節(jié)圓直徑 確定倒擋齒輪齒數(shù)： 倒擋齒輪采用直齒滑動齒輪，選用的模數(shù)與一擋

23、相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在21～23之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=14，則： =2（21+14）=70 mm 為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為 ＝（270）－（414＋24）＝75mm =16.25 ，取=17 計算倒擋軸和第二軸的中心距 =76mm 計算倒擋傳動比 ==2.79 節(jié)圓直徑

24、 表3-3 各檔位的實(shí)際傳動比 檔位 一 二 三 四 五 倒檔 傳動比 3.54 2.44 1.5 1.0 0.74 2.79 第四節(jié) 齒輪強(qiáng)度、剛度及可靠性計算 4.1、計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機(jī)最大扭矩為=129.56N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。 Ι軸 ==129.5699%96%=123.13N.m 中間軸 ==123.130.960.9923/10=269.15N.m Ⅱ軸

25、 一擋 =269.150.960.9920/13=373.86N.m 二擋 =269.150.960.9917/16=271.79N.m 三擋 =269.150.960.9913/20=166.27N.m 四擋 =269.150.960.998/25=81.86N.m 五檔 =269.150.960.99=255.8 Nm 倒擋 =269.150.960.9917/14=310.61N.m （1）倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力，查資料可知： （4-1） 式中： —彎曲應(yīng)力（MPa）；

26、 —圓周力（N），；為計算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)， =1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬(mm)； —端面齒距，； —齒形系數(shù)，=0.19 因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式4-1 得 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa, 查資料可知，[]=600 MPa。 計算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力： =203.60MPa<600MPa =301.32MPa<600MPa =164.34MPa<

27、600MPa （2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4-2） 式中：—計算載荷（N.mm）； —法向模數(shù)（mm）； —齒數(shù)； —斜齒輪螺旋角（19.46）； —應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50； —齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖2-2中查得； —齒寬系數(shù)=7.0； —重合度影響系數(shù)，=2.0。 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa, 查資料可知， []=320 MPa。 計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力： =174.25MPa<320MPa =215.50MPa<320MPa 其它

28、各擋齒輪彎曲應(yīng)力按同樣方法計算，列表如表4-1： 表4-1 齒輪彎曲應(yīng)力 檔位 彎曲應(yīng)力MPa 常 :97.58MPa<320MPa :117.64MPa<320MPa 一 :174.25MPa<320MPa :215.50MPa<320MPa 二 :109.74MPa<320MPa :125.29MPa<320MPa 三 :107.68MPa<320MPa :124.14MPa<320MPa 五 :41.56MPa<320MPa :44.25MPa<320MPa 倒 :203.60MPa<600MPa

29、：301.32MPa<:600MPa :164.34MPa<600MPa （3）輪齒接觸應(yīng)力 （4-2） 式中： —輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； —齒面上的法向力（N），；為圓周力； —斜齒輪螺旋角(19.46)； —齒輪材料的彈性模量（MPa）, —齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； —主動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪； —從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪； 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力查

30、資料可知，見表4.1 表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa) 齒 輪 液體碳氮共滲齒輪 滲 碳 齒 輪 950~1000 1900~2000 一檔和倒檔齒輪 650~700 1300~1400 常嚙合齒輪和高檔齒輪 （4）計算一檔常嚙合齒輪9、10接觸應(yīng)力 ， b = =7x4=28(mm) 由公式3-25得： =1509.8MPa<1900～2000MPa =1589.1MPa<1900～2000MPa 滿足設(shè)計要求。 （5）計算高檔五擋常嚙合齒輪1、2接觸應(yīng)力 b = 7

31、.0 x 4 =28 mm =1292.1MPa<1300~1400MPa =1218.6MPa<1300～1400MPa 滿足設(shè)計要求。 （6）計算倒檔直齒輪接觸應(yīng)力 ； ； ; 由公式4-2得： =1557.3MPa<1900～2000MPa =1454.5MPa<1900～2000MPa =1421.7MPa<1900～2000MPa 滿足設(shè)計要求。 本設(shè)計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進(jìn)行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 4.2計算各擋齒輪的受力 （1）一擋齒輪9，10的

32、受力 N （2）二擋齒輪7，8的受力 （3）三擋齒輪5，6的受力 （4）四擋齒輪3，4的受力 （5）五擋齒輪1，2的受力 （6）倒擋齒輪11，12的受力 第五節(jié) 軸的設(shè)計計算 5.1軸的結(jié)構(gòu) 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸

33、確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。 對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于▽7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。 對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。 對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。 5.2 確定軸的尺寸 （1）初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距=70mm，第二

34、軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值： 對中間軸，=0.16～0.18；對第二軸，0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1） 式中：—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.0～4.6； —發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑=20.24~23.28mm取22mm；第二軸最大直徑=31.5~42mm取42mm；中間軸最大直徑=31.5~42mm，取=42mm。 為保證設(shè)計的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。? 第一軸和中間軸：

35、 d/L=0.160.18； 第二軸： d/L=0.180.21。 第二軸支承之間的長度=200～233.3mm，取220mm；中間軸支承之間的長度=233.3～262.5mm，取240mm第一軸支承之間的長度=122.2～137.5mm，取130mm。 （2）軸最小直徑的確定 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計算，對實(shí)心軸，其強(qiáng)度條件為： （5-3） 式中： ——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩Nmm，=129.56Nm； ——軸的抗扭截面模量(mm3)； ——軸傳遞的功率（kw），=47.5kw

36、； ——軸的轉(zhuǎn)速，=3000； ——軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa），見4.3表： 表5.2 軸常用集中材料的及C值 軸的材料 Q235-A，20 Q237，35 （1C,18Ni9Ti） 45 40Cr,35SiMn,38SiMnMo, 3Cr12,20CrMnTi /MPa 12-20 20-30 30-40 30-52 C 160-135 135-118 118-107 107-98 由式（5-3）得到軸直徑的計算公式： （5-4） 對二軸為合金鋼則C查表得為98；P為63.2kw；

37、。 代入式（2.6）得mm取為32mm。 中間軸為45號鋼，C查表得為107；P為63.2kw；代入式（5-4）得mm，取為34mm。 5.3軸的剛度計算 （1） 軸的校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，而中間軸在工作時同時有兩對齒輪副嚙合，故應(yīng)對進(jìn)行校核，又因常嚙合與一檔齒輪副十分接近支撐處，變形量較小，且高檔轉(zhuǎn)矩小，故選擇二檔進(jìn)行校核。 1）中間軸的剛度校核 若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為δ，則公式如下：

38、 全撓度 式中： —齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）； —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；） —彈性模量（MPa）, —慣性矩(mm)，對于實(shí)心軸，； —軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算； 、—為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）； —支座間的距離（mm）。 由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗(yàn)算中間軸上的嚙合齒輪處的強(qiáng)度和剛度即可。先校核中間軸第一對常嚙合齒輪軸，即Z1和Z2傳動處軸： a b L δ Fr 圖5.1 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 （1）第一軸常嚙合

39、齒輪副，因距離支撐點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。 （2）二軸的剛度 一檔時： N，N mm，，mm mm =0.058mm =0.062 =-0.00085rad0.002rad 二檔時： N，N mm，，mm mm =0.023mm =0.036 =-0.00089rad0.002rad 三檔時： N，N mm，，mm mm =0.052mm =0.046 =0.00097rad0.002rad 四檔時： N，N mm，，mm mm =0.038mm =0.0348 =0.00062rad0.002rad

40、 五檔時： mm mm 倒檔時： N，N mm，，mm mm =0.0109mm =0.0327 =-0.00024rad0.002rad 故剛度滿足設(shè)計要求。 （3）中間軸各段長度與直徑 a b L δ Fr 一檔時 mm，，mm mm 二檔時 mm，，mm mm 三檔時 mm，，mm mm 四檔時 mm，，mm mm 五檔時 mm，，mm mm 倒檔時 mm，，mm mm 5.4、軸的強(qiáng)度計算 （1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點(diǎn)

41、近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。 （2）軸的強(qiáng)度計算 1）二軸的強(qiáng)度校核 RVA RHB RHA RVB Fa9 Fr9 Ft9 RHA Ft9 RHB L2 L1 L RVA RVB Fr9 M 968680.1Nmm Mc右=212307.2Nmm Mc左=80221.2Nmm 373860Nmm 1181Nm 一檔時撓度最大，最危險，因此校核。 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩式可得=6415.1N，=2931.4N，==968680.1 N.mm 2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩 += 由以上兩

42、式可得=531.2N，=3076.8N，==80211.2N.mm，=+=212307.2N.mm 按第三強(qiáng)度理論得： N.m 符合要求。 （2）中間軸強(qiáng)度校核 Fr2 Fr12 RHA Ft2 RHB L2 L1 L Fr2 RVB RVA RHB Fa2 Ft2 Ft12 RHA Ft12 C D M Fr12 RVB RVA L3 272036Nmm 121580Nmm 177168.4Nmm 82068N

43、mm 148220Nmm 269150Nmm 1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、 ++= + 由以上兩式可得=－3039.5N，=6800.9N，==-121580N.mm，=272036N.mm 2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、 +=+ 由以上兩式可得=2051.7N，=3705.5N，==82068N.mm，=177168.4N.mm，==148220N.mm 按第三強(qiáng)度理論得： N.m N.m 滿足強(qiáng)度要求。 第六節(jié) 軸承與平鍵的設(shè)計計算 6.1

44、 軸承的設(shè)計 1、一軸軸承校核 （1）、初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑（35mm）初選一軸軸承型號圓錐滾子軸承33207，油潤滑極限轉(zhuǎn)速=6700r/min，查《機(jī)械設(shè)計實(shí)踐》該軸承的=102000N，=82500N。 （2）、軸承的校核 一擋時傳遞的軸向力最大。 Ⅰ）求水平面內(nèi)支反力、 += 由以上兩式可得=6415.1N，=2931.4N， 垂直平面內(nèi)支反力 =531.2N，=3076.8N Ⅱ）內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計手冊查得Y=1.7 Ⅲ）軸向力和 由于 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 Ⅳ）求當(dāng)量動載荷 由e=0.31 則向當(dāng)量動

45、載荷： 故查《機(jī)械設(shè)計手冊》，則=0.4，=1.7。 ，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》。 （1.0～1.2）取=1.1 則當(dāng)量動載荷=8833.4N （3）、計算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。 =23573.5h＞=20000h合格。 2、二軸軸承校核 一檔時傳遞的軸向力最大。 ，故查《機(jī)械設(shè)計手冊》，得=0.4，=1.7。 =2606.1 =85470h＞=20000h合格。 3、中間軸軸承校核 初選軸承型號 由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號320/32，查《機(jī)械設(shè)計實(shí)踐》

46、該軸承的=49200N，=36500N，=0.45，預(yù)期壽命=20000h。 水平面內(nèi)支反力 =－3039.5N，=6800.9N 垂直面內(nèi)支反力 =2051.7N，=3705.5N Ⅱ）內(nèi)部附加力、，由機(jī)械設(shè)計手冊查得Y=1.3 Ⅲ）軸向力和 由于 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 ，故查《機(jī)械設(shè)計手冊》，得=0.4，=1.3。 則當(dāng)量動載荷 =2574.4 N 計算可得： =881413h＞=20000h，合格。 6.2平鍵的設(shè)計 中間軸上選用花鍵，公稱尺寸=128 (mm)，=56mm，=40mm。 中間軸=269.15N.m。

47、 其中，l為鍵的工作長度,A型，l=L-b（mm）； k為鍵與輪轂的接觸高度，平鍵k=0.4h（mm）； MPa 滿足強(qiáng)度要求。

48、 五檔變速器 A=70mm ｍ=4.0mm =20 =21 =7.0 ＝1.0 =20 =13

49、 =10 =23 3.54 =17 =16 2.44 =13 =20 1.50

50、 =8 =25 =0.74 =14 =21 70 mm =17 76mm 2.79 =123.13N.m 269.15N.m =373.86N.m =271.79N.m =166.27N.m =81.86N.m=255.8

51、Nm =310.61N.m =203.60MPa =301.32MPa =164.34MPa =174.25MPa =215.50MPa

52、 =1509.8MPa =1589.1MPa =1292.1MPa =1218.6MPa =1557.3MPa =1454.5MPa =1421.7MPa

53、 22mm 42mm =42mm

54、 =220mm =240mm =130mm =32mm =34mm =-0.00085rad =-0.00089r

55、ad =0.00097rad =0.00062rad =-0.00024rad

56、

57、 一軸軸承33207 23573.5h 二軸軸承33207 85470h 中間軸軸承型號320/32 881413h b=12mm h=8mm =56mm Mp

58、a 第七節(jié) 殼體設(shè)計 1箱體材料與毛坯種類 根據(jù)減速器的工作環(huán)境，可選箱體材料為HT200，由于鑄造箱體的剛性好，得到的外形美觀，灰鑄鐵造鑄造的箱體還易于切削，吸收震動和消除噪音的優(yōu)點(diǎn)，可采用鑄造工藝以獲得毛坯。 2 箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算 箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算如表7-1所示。 表7-1 箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸 名 稱 符 號 減速器型式及結(jié)構(gòu)尺寸 箱座壁厚 箱蓋壁厚 箱體凸緣厚度 箱座加強(qiáng)筋厚度 箱蓋加強(qiáng)筋厚度 地腳螺釘直徑 地腳螺釘

59、數(shù)目 軸承旁連接螺栓直徑 箱蓋、箱座連接螺栓直徑 軸承該螺釘直徑、數(shù)目 軸承蓋外徑 觀察孔蓋螺釘直徑 箱蓋箱座連接螺栓直徑 第八節(jié) 總結(jié) 在這三個星期的課程設(shè)計中，我通過查閱有關(guān)資料，結(jié)合實(shí)際，并與老師和同學(xué)交流，從大體上對變速器的設(shè)計有了深刻的理解。本次設(shè)計是針對小型貨車車的變速器進(jìn)行的，變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機(jī)械式變速箱設(shè)計發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來說，其中的設(shè)計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?、學(xué)習(xí)的。 對于本次設(shè)計的變速箱來說，其特點(diǎn)是：扭矩變化

60、范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用同步器掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設(shè)計中采用了5檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達(dá)到其經(jīng)濟(jì)性和動力性的要求；變速器掛檔時用同步器，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計要求上都采用比較開放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，安全系數(shù)不高，這一點(diǎn)是本次設(shè)計的不理想之處。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求其設(shè)計更加合理和經(jīng)濟(jì)。 這次設(shè)計是對我大學(xué)四年來的學(xué)習(xí)的又一次綜合

61、的檢驗(yàn)，也更是一次綜合的學(xué)習(xí)過程。課程設(shè)計不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎(chǔ)。 參考資料： 機(jī)械傳動設(shè)計手冊 煤炭工業(yè)出版社 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ) 高度教育出版社 汽車構(gòu)造 人民交通出版社 金屬機(jī)械加工工藝人員手冊 上?？萍汲霭嫔? 組合機(jī)床設(shè)計 機(jī)械工藝出版社 汽車設(shè)計 機(jī)械工藝出版社 37