貨車汽車用手動變速器的優(yōu)化設(shè)計含開題及5張CAD圖,貨車,汽車,用手,變速器,優(yōu)化,設(shè)計,開題,CAD 摘 要 車輛的變速器影響車輛行駛過程中駕駛員的操縱舒適性，以及駕駛員駕駛過程中油耗量和車輛的動力性能。所以變速器也是汽車最重要最不可或缺的部件之一。雖然標(biāo)準(zhǔn)的機(jī)械式手動變速器存在換擋沖擊力大、體積大、操縱麻煩等缺點(diǎn)，但仍以其高傳動效率、成熟的生產(chǎn)方式和低廉的價值等優(yōu)勢，在現(xiàn)代汽車中被廣泛采用。 隨著時代的進(jìn)步，現(xiàn)代計算機(jī)技術(shù)也在飛速的發(fā)展，有限元分析（FEA）技術(shù)也緊跟滾滾的歷史潮流。因為傳統(tǒng)的FEA軟件復(fù)雜且難以使用，而SOLIDWORKS軟件中Simulation的界面不僅簡單直觀，而且使用過程中針對較為復(fù)雜零件或裝配體的分析，也可輕松處理。本文主要采用該方法實現(xiàn)對汽車手動變速器的主要零件（如齒輪、軸等）的分析和優(yōu)化，通過這種方法可以在產(chǎn)品生產(chǎn)前了解其是否存在隱患，為后續(xù)的工作省時省力，同時也免去對整體校核是否滿足要求時不必要的資源浪費(fèi)。 在設(shè)計之前需要有相關(guān)理論知識，并深入了解變速器開發(fā)流程，本文主要介紹傳動機(jī)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計。首先需要確定的是整體設(shè)計方案，然后是零部件結(jié)構(gòu)方案的設(shè)計，包括齒輪和軸的總體布置形式及檔位布置形式等；其次結(jié)合任務(wù)書所給初始條件，進(jìn)一步縮小范圍，根據(jù)已知的速比、工況和邊界條件以及其他的條件，設(shè)計計算出變速器傳動比以及主要零件的相關(guān)參數(shù)。同時利用有限元分析（FEA）技術(shù)，在SOLIDWORKS軟件中完成齒輪、軸等主要零件的建模，完成有限元分析，找到可能影響變速器性能的因素。 關(guān)鍵詞：手動變速器，齒輪設(shè)計，SOLIDWORKS，優(yōu)化設(shè)計  ABSTRACT Transmission of the vehicle to a large extent affects the economy, power performance, ride comfort of vehicle, is one of the most important parts in the vehicle. Though manual transmission with a shift of traditional mechanical impact, larger volume and manipulation of trouble such as faults, but still with its high transmission efficiency, mature manufacturing process and low cost etc, are widely used in modern cars. With the development of modern computer technology, finite element analysis (FEA) technology and rapid development. Because of complex and difficult to use traditional FEA software, and SOLIDWORKS Simulation is not only simple and intuitive, but also can easily deal with complex Simulation. This article mainly USES the method to realize the main parts of automotive manual transmissions (such as gear, shaft and synchronizer, etc.) in the design, analysis and optimization, at the same time learn from predecessors' design thinking and analysis method, enriching the content of study, and improve the quality of research. In understanding and learning the development process of the transmission and related design theory premise, first determine the design scheme of the car manual transmission, including gear and the layout of the forms, shift operating mechanism and gear arrangement, etc.; Secondly according to the specification to the original conditions, combined with the vehicle performance and fuel economy requirements, design to calculate the transmission ratio and the correlation coefficient of main parts, through the analysis of the design parameters, and find the factors that may affect the transmission performance. Using finite element analysis (FEA) technology at the same time, in the SOLIDWORKS software to complete the gear, shaft and bearing the major parts and the synchronizer, and complete the finite element analysis in the Simulation. Keywords：manual transmission, gear design, SOLIDWORKS, optimization 目 錄 摘 要 I ABSTRACT II 1 緒 論[1~4] 1 1.1 目的任務(wù) 1 1.2 變速器的分類 2 2 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定 3 2.1 手動變速器的基本結(jié)構(gòu)和工作原理 3 2.2 手動變速器的結(jié)構(gòu)分析 3 2.3 本章小結(jié) 4 3 手動變速器主要參數(shù)的選擇[5] 5 3.1 手動變速器傳動比的確定 5 3.2 中心距A的確定 6 3.3 齒輪參數(shù)的確定 7 3.3.1 模數(shù) 7 3.3.2 壓力角α 7 3.3.3 螺旋角 8 3.3.4 齒寬b 9 3.3.5 齒輪變位系數(shù) 10 3.3.6 齒頂高系數(shù) 10 3.4 各檔齒數(shù)的確定[8,9] 11 3.4.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 12 3.4.2 對中心距A進(jìn)行修正 13 3.4.3 確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 13 3.4.4 確定其他各檔齒輪的齒數(shù) 13 3.4.5 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 13 3.4.6 修正各齒輪螺旋角 14 3.4.7 本節(jié)小結(jié) 14 3.5 齒輪材料及其選擇原則[10] 16 3.5.1 常用的齒輪材料 17 3.5.2 鑄鐵 18 3.5.3 非金屬材料 19 3.5.4 齒輪材料的選擇原則 20 3.6 齒輪校核 21 3.6.1 彎曲強(qiáng)度計算 21 3.6.1 接觸應(yīng)力計算 25 3.7 本章小結(jié) 26 4 變速器軸的設(shè)計 27 4.1 軸的設(shè)計[7] 27 4.1.1 軸的功用及其設(shè)計要求 27 4.1.2 軸的尺寸 27 4.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 28 4.1.4 接合器設(shè)計 29 4.2 軸受力分析與校核計算 29 4.2.1 軸的受力分析 29 4.2.2 中間軸強(qiáng)度校核 30 4.2.3 第二軸強(qiáng)度校核 39 4.2.4 軸的剛度計算 46 5 軸承的校核[3,7] 52 5.1 第一軸軸承的壽命計算 52 5.2 中間軸右端軸承的壽命計算 53 6 同步器 54 7 有限元分析[13] 55 7.1 第一軸靜應(yīng)力分析 56 7.2 中間軸靜應(yīng)力分析 57 8 結(jié) 論 59 參考文獻(xiàn) 60 致 謝 61 附錄1 常用符號表 62 附錄2 齒輪參數(shù)符號表 63 V 1 緒 論[1~4] 1.1 目的任務(wù) 汽車問世百余年來，汽車在全球范圍內(nèi)成為一種擁有巨大市場的商品，也對全球經(jīng)濟(jì)活動產(chǎn)生了不可估量的影響，同時為人類社會的進(jìn)步做出了不可磨滅的貢獻(xiàn)，掀起了一場重要的革命。作為汽車的配套產(chǎn)品，變速器可以說是汽車的一個必要元素，而且變速器的樣式也是汽車樣式中最重要的一個方面。在不同的行駛條件下，汽車行駛速度和行駛扭力往往有很大的變化，而汽車發(fā)動機(jī)的特點(diǎn)是速度的修正變化不大，扭力的修正變化不能滿足特定的道路條件，而變速器會對汽車行駛速度和汽車驅(qū)動輪的扭力大小進(jìn)行大范圍的調(diào)整。 手動變速器主要功用表現(xiàn)為以下幾點(diǎn)： 變速器作為汽車傳動系統(tǒng)的關(guān)鍵部件，對汽車的動力性與經(jīng)濟(jì)性、操縱的可靠性與輕便性、傳動的平穩(wěn)性與效率都有著直接的影響。通過調(diào)查發(fā)現(xiàn)，傳統(tǒng)機(jī)械式的手動變速器仍然是目前使用最為廣泛的汽車變速器。[11,12] 1.2 變速器的分類  2 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定 2.1 手動變速器的基本結(jié)構(gòu)和工作原理 手動變速器主要由殼體、操縱機(jī)構(gòu)以及傳動機(jī)構(gòu)所組成。 手動變速器原理主要是應(yīng)用了齒輪傳動的減速原理，如下圖2.1。 圖2.1 齒輪嚙合圖 2.2 手動變速器的結(jié)構(gòu)分析 根據(jù)設(shè)計任務(wù)書的要求，發(fā)動機(jī)最大功率154.5Kw（相應(yīng)轉(zhuǎn)速為2100r/min），最大轉(zhuǎn)矩784N·m（相應(yīng)轉(zhuǎn)速為1300r/min）的FR型重型卡車，故傳動機(jī)構(gòu)布置為中間軸式五檔變速器。具體布置應(yīng)為在發(fā)動機(jī)飛輪位置通過軸承來支承變速器的Ⅰ軸的前端，Ⅰ軸上的花鍵是用來安裝同步器的從動盤，而Ⅱ軸的后端則是通過花鍵與萬向節(jié)連接，完成力矩由輸入到輸出的傳遞。 下圖2.2.1為此次選用的變速器傳動簡圖。 圖2.2.1 變速器傳動簡圖 2.3 本章小結(jié) 本章較為詳細(xì)介紹手動變速器的基本結(jié)構(gòu)和工作原理，使我對下一步的工作有了較為明確的方向。再結(jié)合任務(wù)書要求簡要分析傳動機(jī)構(gòu)的布置方案。  3 手動變速器主要參數(shù)的選擇[5] 3.1 手動變速器傳動比的確定 由任務(wù)書可知，本次設(shè)計的變速器為五檔變速器。按變速器給定速比及檔位結(jié)構(gòu)、中心距，配湊各檔齒數(shù)(速比=從動齒齒數(shù)/主動齒齒數(shù))，各檔速比為常嚙合速比與檔位齒速比的乘積，一般要求最終速比與所要求的速比誤差在±2%以內(nèi)；齒數(shù)選擇原則是速比為無限不循環(huán)數(shù)，至少小數(shù)點(diǎn)后兩位以內(nèi)不能除盡；對于三軸式，一般常嚙合齒速比不大于1.5。 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動輪的滾動半徑等來綜合考慮來確定了。 汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力了，汽車以一檔在無風(fēng)、干砂的路面行走了。故有 Temaxig1i0ηTrr≥mgfcosαmax+sinαmax=mgψmax (3-1-1) 式中：m——汽車總質(zhì)量； g——重力加速度； f——滾動阻力系數(shù)，取f=0.03； αmax——最大爬坡度。取αmax=25°； ψmax——道路最大阻力系數(shù)； rr——驅(qū)動輪的滾動半徑； Temax——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩； i0——減速速比，取i0=5.196； η——汽車傳動系統(tǒng)的傳動效率，取η=0.9。 根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件： Temaxig1ηTrr≤G2φ (3-1-2) 求得的變速器一檔傳動比為： ig1≤G2φrrTemaxi0ηT (3-1-3) 式中：G2——汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給路面的載荷； φ——路面的附著系數(shù)，在瀝青混凝土干路面，φ=0.7~0.8，取φ=0.75。 由已知條件：滿載質(zhì)量17260kg，rr=528.4mm（驅(qū)動輪型號為11.0R20系列）。 根據(jù)式（3-1-3）可得：ig1=7.41。 超速檔的傳動比為 igmin=0.377rnpumaxi0 （3-1-4） 由已知條件：igmin=1。 中間檔的傳動比理論上按照等比數(shù)列計算，公比按式（3-5）得出： q=n-1igmaxigmin （3-1-5） 實際上與理論上略微有一些出入了，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些了，另外還要考慮與發(fā)動機(jī)參數(shù)的合理匹配機(jī)制了。 根據(jù)式（3-1-4）可得：q=1.65。故可得下表： 表3-1 各檔傳動比初值 檔位 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 傳動比 7.41 4.49 2.72 1.65 1 3.2 中心距A的確定 初選中間軸式變速器的中心距A時，常使用經(jīng)驗公式進(jìn)行初選。 A=KA3Temaxig1ηg (3-2) 式中：——變速器中心距（mm）； ——中心距系數(shù)，商用車(貨車)：KA=8.6~9.6，取KA=9.6； ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N·m），取Temax=784N·m； ig1——變速器一擋傳動比，ig1=7.41； —變速器傳動效率，取90% ； 根據(jù)初始參數(shù)，本著結(jié)構(gòu)最緊湊原則，本次計算確定中心距為A=159mm。商用車變速器殼體軸向尺寸：（2.7~3）A。 3.3 齒輪參數(shù)的確定 3.3.1 模數(shù) 齒輪模數(shù)在設(shè)計中是一個重要參數(shù)，影響它的選取因素有齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲和工藝要求等。選取齒輪模數(shù)時一般要遵守的原則如下： 汽車變速器用齒輪模數(shù)[6]的范圍見表3-3-1。 表3-3-1 汽車變速器用齒輪模數(shù)的范圍 車型 乘用車的發(fā)動機(jī)排量V/L 貨車的最大總質(zhì)量ma/t 1.014.0 模數(shù)mn/mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.00 所選模數(shù)值應(yīng)符合國家標(biāo)準(zhǔn)[4]的規(guī)定，見表3-3-2。（優(yōu)先選用第一系列） 表3-3-2 汽車變速器常用的齒數(shù)模數(shù)[6] (單位：mm) 第一系列 1.00 —— 1.25 —— 1.5 —— 2.00 —— 第二系列 —— 1.125 —— 1.375 —— 1.75 —— 2.25 第一系列 2.05 —— 3.00 —— 4.00 —— 5.00 —— 6.00 第二系列 —— 2.75 —— 3.50 —— 4.50 —— 5.50 —— 所以由表3-3-1與表3-3-2得出ma=4.50。 嚙合套和同步器的接合齒多數(shù)采用漸開線齒形。由于制作工藝上的一些差別，同一變速器中的接合齒的模數(shù)一般一樣了。其取用范圍是：3.5～5.0mm是總質(zhì)量大于14.0t的貨車所選。選取較小的模數(shù)可使齒數(shù)增多了，可有利于換檔。 3.3.2 壓力角α 分割圓上的嚙合齒的嚙合點(diǎn)的共同法線與兩個齒輪的中心線之間的角度稱為壓力α的直徑之間的角度。 齒和分度圓有兩個交叉點(diǎn)，任何交叉點(diǎn)的壓力角都相同。 壓力角主要用一個α符號表示，在平面設(shè)計連桿機(jī)構(gòu)和齒輪傳動控制機(jī)構(gòu)中比較常見。國家規(guī)定[6]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°和30°等，但普遍采用30°壓力角。 3.3.3 螺旋角 齒輪一般螺旋角是指螺旋齒輪角度BETA I，由導(dǎo)向件L的節(jié)距圓直徑d決定，不同節(jié)圓直徑，相同的引線，并可以這么說不同點(diǎn)處的齒輪，這是節(jié)圓直徑不相同的螺旋角。在傳動系統(tǒng)中，斜齒輪若想要提高齒輪的彎曲強(qiáng)度，可采用小角度螺旋角了。 中間軸上同時工作的兩對齒輪會在工作過程中產(chǎn)生的軸向力了，所以設(shè)計時，應(yīng)達(dá)到平衡，以減小軸承負(fù)荷，延長軸承壽命。因此，中間軸上不同檔位齒輪的螺旋角應(yīng)該不一樣了。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。 根據(jù)圖3-3-1可知，欲使中間軸上兩個斜齒輪的軸向力平衡，需滿足下述條件： 圖3-3-1 中間軸軸向力的平衡 Fa1=Fn1tanβ1Fa2=Fn2tanβ2 由于T=Fn1r1=Fn2r2,為了使兩軸向力平衡，必須滿足： tanβ1tanβ2=r1r2 式中：Fa1、Fa2——作用在中間軸齒輪1、2上的軸向力； Fn1、Fn2——作用在中間軸齒輪1、2上的圓周力； r1、r2——齒輪1、2的節(jié)圓半徑； T——中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。 在設(shè)計過程中，各對嚙合齒輪可能因模數(shù)或齒數(shù)和不同等原因而造成的中心距不等了，而這種現(xiàn)象可以通過用調(diào)整螺旋角的方法得以消除了。 3.3.4 齒寬b 齒寬b選擇因素受到的影響有很多，如： 通常根據(jù)齒輪模數(shù)m(mn)的大小來選定齒寬了： 直齒b=kcm,kc為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0，取6.0。 斜齒b=kcmn，kc取為6.0~8.5，取6.0。 b為齒寬(mm)。采用同步器換檔時，其接合齒的工作寬度初選時可取為2~4mm。 齒寬一般情況下說的是齒輪的薄厚程度。齒輪變形引起的主軸，所述主軸和反過來由于變形的工作時間，并且齒輪齒寬的，因此不均勻分布的變形和在一般方向。 3.3.5 齒輪變位系數(shù) 由于角度的變化的不同，進(jìn)而可了解到嚙合性能和傳輸信息質(zhì)量的指數(shù)。低速齒輪，小齒輪的齒根強(qiáng)度要求低，而大載荷的傳遞則可能沒有發(fā)生。一個小齒輪牙根彎曲部分可能產(chǎn)生裂縫的現(xiàn)象。我們要盡可能的減少此類現(xiàn)象的發(fā)生。 傳動齒輪也是我們進(jìn)行設(shè)計的一個主要組成部分。除了齒根，以避免切割外齒輪的中心，齒輪也會影響齒輪，穩(wěn)定性和耐磨損性的強(qiáng)度，并且接合齒輪噪聲嚙合。主要有以下兩種選擇變位齒輪：高位置和角位移。它是一個非常重要困難的，以減少環(huán)境噪聲。 我們所設(shè)計的這個齒輪能夠是相對完整的個體。也可以作為一個單獨(dú)的軸，或者是成為連接軸的花鍵。 遇到的問題主要有排放量相對來說比較少。還有就是齒根的彎曲強(qiáng)度總的來說比較低。根據(jù)分析上述問題原因，為了能夠降低噪聲，對某些值的總變量以外的其他齒輪機(jī)構(gòu)之間的第二齒輪和扭轉(zhuǎn)的傳輸安全系數(shù)應(yīng)較小，這樣做的優(yōu)勢是傳送過程中產(chǎn)生的音量較小。 3.3.6 齒頂高系數(shù) 齒頂高系數(shù)過大或過小都有其兩面性。若其過小，雖然齒輪重合度小、工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩相應(yīng)減小，也代表齒輪的彎曲應(yīng)力也相應(yīng)減少。 曾經(jīng)有過短齒制齒輪，主要是因為以前齒輪加工技術(shù)與現(xiàn)代存在較大差異，齒輪加工機(jī)器的加工精度不高，同時認(rèn)為齒頂是載荷集中的區(qū)域，所以采用過齒頂高系數(shù)為0.75~0.80。當(dāng)然，隨著時代的發(fā)展，技術(shù)的提高，便不再采用短齒制齒輪，其中包括我國在內(nèi)，一般規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。 3.4 各檔齒數(shù)的確定[8,9] 對于斜齒輪有關(guān)參數(shù)的計算，其主要幾何尺寸的計算公式[5]如下： 端面模數(shù)： mt=mncosβ （3-4-1） 分度圓直徑： d=zmt （3-4-2） 基圓直徑： db=dcosαt （3-4-3） 齒頂圓直徑： da=d+2ha （3-4-4） 齒根圓直徑： df=d-2hf （3-4-5） 變位系數(shù)之和： ζΣ=(z1+z2)(invαt-invαt)2tanαn （3-4-6） 齒頂高： ha=ha*·mn （3-4-7） 齒根高： hf=(ha*+c*)mn （3-4-8） 齒頂圓直徑： da=d+2ha （3-4-9） 齒根圓直徑： df=d-2hf （3-4-10） 分度圓直徑： d=z·mncosβ （3-4-11） 圖3.4 變位系數(shù)圖 3.4.1 確定一檔齒輪的齒數(shù) 初選一檔直齒輪壓力角為15°。 一檔傳動比為： ig1=z2z9z1z10 （3-4-7） 如果z9和z10的齒數(shù)確定了，則z2與z1的傳動比可求出。為了求z9和z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和zh 直齒： zh=2Am 斜齒： zh=2Acosβmn (3-4-8) 中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)還受中間軸軸徑尺寸的限制，即受剛度的限制。貨車可在12～17范圍內(nèi)選用,最小為12~14，取z10=13。所以z9=40。 3.4.2 對中心距A進(jìn)行修正 因為計算齒數(shù)和zh，經(jīng)取整使中心距發(fā)生改變： A0=mnzh2cosβ （3-4-9） 計算后取整得A0=159mm。 對一檔齒輪進(jìn)行角度變位。 端面嚙合角αt：tanαt=tanαncosβ9-10 嚙合角αt,：αt,=A0Acosαt 變位系數(shù)之和：ξnΣ=(Z9+Z10)(invαt,-invαt)2tanαn 由圖3.4 變位系數(shù)圖可得各齒輪變位系數(shù)。 計算β精確值：A=mnZh2cosβ9-10 3.4.3 確定常嚙合齒輪的齒數(shù) 常嚙合傳動齒輪中心距與一檔齒輪中心距相等，初選β1-2=20°。 由公式（3-4-7）與公式（3-4-9）可得，z1、z2分別為22.46、44.94，取整得z1=23、z2=45。 由齒輪齒數(shù)計算一檔傳動比ig,=Z2Z1Z9Z10=6.02 對常嚙合齒輪進(jìn)行角度變位如上對一檔齒輪角度變位。 3.4.4 確定其他各檔齒輪的齒數(shù) 其他各檔齒輪均為斜齒輪，模數(shù)與常嚙合齒輪相同，同為4.5mm，初選二檔齒輪螺旋角β=20°，三檔齒輪螺旋角β=21°，四檔齒輪螺旋角β=22°，五檔齒輪螺旋角β=23°。 3.4.5 確定倒檔齒輪的齒數(shù) 倒檔齒輪選用模數(shù)與一檔相同，倒檔齒數(shù)Z11的齒數(shù)一般在21~23之間，初選Z12后，可計算出中間軸與倒檔軸的中心距A,。初選的Z11=21,Z12=17，則： A'=12m（z11+z12） 為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動干涉，齒輪12和齒輪13的頂圓之間應(yīng)保證保持有0.55mm以上的間隙，則齒輪13的齒頂圓直徑De13為： De122+0.5+De132=A （3-4-10） De13=2A-De12-1 計算得出z13=40。 計算倒檔軸與第二軸的中心距A''： A''=m(z11+z13)2 計算得出A''=183mm。 計算倒檔傳動比： i倒=z2z12z13z1z10z11 計算得出i倒=4.87。 3.4.6 修正各齒輪螺旋角 此時中間軸上還有一定的軸向力，為了減少或抵消軸向力，需對齒輪螺旋角有一定修正，如下公式3-4-11： tanβ1tanβ4＝Z2Z1+Z2（1+Z3Z4） （3-4-11） 解得：tanβ4=13.43°。 同理可得：tanβ3=10.832°,tanβ2=8.345°。 3.4.7 本節(jié)小結(jié) 表3.4.1 修正后的傳動比 檔位 一檔 二檔 三檔 四檔 五檔 倒檔 傳動比 6.02 3.74 2.41 1.55 1 4.87 表3.4.2 直齒輪參數(shù) 參數(shù) Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 齒數(shù) 40 13 21 17 40 模數(shù) 6 齒頂高 7.5 7.2 7.5 7.2 7.5 齒根高 6 6.3 6 6.3 6 齒頂圓直徑 252 90.6 138 114.6 252 齒根圓直徑 215 63.6 111 87.8 215 分度圓直徑 240 78 126 102 240 表3.4.3 斜齒輪參數(shù) 參數(shù) Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 齒數(shù) 23 45 30 38 37 30 44 23 模數(shù) 4.5 螺旋角 8.345° 壓力角 齒頂高 4.5 齒根高 5.625 齒頂圓直徑 116.559 116.559 116.559 116.559 116.559 116.559 209.119 145.445 齒根圓直徑 98.559 98.559 98.559 98.559 98.559 98.559 191.119 127.445 分度圓直徑 107.559 210.441 138.795 175.808 169.520 137.449 200.119 104.608 3.5 齒輪材料及其選擇原則[10] 齒輪是現(xiàn)代農(nóng)業(yè)機(jī)械中使用最廣泛的機(jī)械設(shè)計傳動系統(tǒng)零件。在現(xiàn)實生活中我們對齒輪并不陌生，在我們生活和工作中我們經(jīng)常會用到各式各樣的齒輪，齒輪的出現(xiàn)和應(yīng)用也給我們的生活帶來了極大的便利。齒輪進(jìn)行的傳動系統(tǒng)所使用的管理范圍較大。齒輪是現(xiàn)代機(jī)械中廣泛使用的機(jī)械傳動部件。 因此在進(jìn)行選擇時，您需要注意材料的性質(zhì)。齒輪材料的選擇：1.小模數(shù)齒輪制造商引入高彎曲疲勞強(qiáng)度。 高彎曲疲勞度，特別是在齒根處，必須具有足夠的強(qiáng)度，以使齒輪操作過程中產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力不會導(dǎo)致疲勞斷裂。 除了材料本身的性能外，還可以通過齒輪的表面強(qiáng)化處理來實現(xiàn)。2.小型模塊化齒輪制造商引進(jìn)了優(yōu)質(zhì)原材料。原材料必須是純凈的。其松散，隔離和非金屬夾雜物應(yīng)符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)的要求。 齒輪設(shè)計中材料選擇的依據(jù)：根據(jù)齒輪的損壞程度，可分為軟齒面，硬齒面和合金鋼。其中軟齒鍛鋼需要齒輪熱處理和齒輪切割。高速和精密機(jī)械中使用的重型齒輪通常使用具有硬齒表面的鍛鋼，需要精密加工。 它們具有良好的材料性能，高強(qiáng)度齒輪和高齒面硬度。2.盡管鑄鐵易碎，抗沖擊性差，并且不耐磨，但其抗粘和耐腐蝕性非常好。 它基本上用于功率要求低，速度慢和工作慢的生活中。 在機(jī)械領(lǐng)域，齒輪是使用最廣泛的零件之一。作為機(jī)械傳動部件，齒輪的性能一般是由其制作的材料直接影響的。 因此，生產(chǎn)過程中選擇合適的材料對最后產(chǎn)品的性能非常重要。根據(jù)齒輪故障模式選擇。并且小齒輪比大齒輪更薄且動力更小。根據(jù)其性能確定材料的等級。負(fù)載越大，齒輪越堅固。值越高，所選材料越高，負(fù)載越低，對材料的要求也越低。負(fù)載的大小主要是指齒輪傳遞的扭矩的大小，一般分為輕負(fù)載，中負(fù)載，重負(fù)載和超重負(fù)載。除了足夠的韌性之外，芯還需要具有足夠的強(qiáng)度。如果使用低碳鋼，則硬化程度必然較低并且不能滿足要求。由于工業(yè)加工中齒輪軸承的種類繁多，并且工 作環(huán)境相對復(fù)雜。因此還需要考察一下相應(yīng)的環(huán)境以盡可能的滿足要求。 這會導(dǎo)致在齒元件或齒面強(qiáng)度降低。牙齒表面上的所有點(diǎn)都相對穩(wěn)定滑動，這會直接導(dǎo)致出現(xiàn)磨損。并且芯必須通過具有中國一定的強(qiáng)度和韌性。 此外，我們還需要考慮材料的經(jīng)濟(jì)因素。從資源方面和供應(yīng)需求等方面來說，我們應(yīng)盡可能減少進(jìn)口材料的使用和比較昂貴材料的使用。齒輪進(jìn)行故障的形狀是可以自己知道的。 3.5.1 常用的齒輪材料 鋼按化學(xué)成分可大致可以分為三種，為了能夠更好的提高齒輪齒面的發(fā)展機(jī)械系統(tǒng)性能，提高齒輪硬度硬度，最好方法采用粘度、抗震性、熱處理或化學(xué)分析處理，因此選擇最適合齒輪生產(chǎn)。 鍛造工藝是鋼鐵生產(chǎn)過程中的特定步驟，可以通過鍛造來制作生產(chǎn)鍛鋼。傳統(tǒng)的鍛鋼是鐵匠做的，19世紀(jì)中葉，現(xiàn)代鍛造技術(shù)開始發(fā)展。鍛鋼已經(jīng)在很多行業(yè)得到應(yīng)用。 鍛鋼及其磨具的設(shè)計發(fā)展需要進(jìn)行初期企業(yè)成本。 成本過高，可以通過減少沖壓和鍛造大體積鋼零件降低成本，并且零件間所需的連續(xù)時間成本水平不高了。因此，在沖壓和鍛造過程中，當(dāng)金屬變形，內(nèi)部晶粒結(jié)構(gòu)改變，隨后此過程將擴(kuò)展到整個金屬構(gòu)件。鍛造構(gòu)件可被成形為外形設(shè)計。因此，提高了鍛鋼的延展性。 與碳鋼材料相比，鍛鋼的延展性和重量比至少高20％，除了經(jīng)濟(jì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行復(fù)雜或鑄造生產(chǎn)過程更加復(fù)雜問題以外，一般企業(yè)都用鍛鋼齒輪。 鍛鋼齒輪可分為：這類型齒輪制造簡單，經(jīng)濟(jì)和高生產(chǎn)率。 通過進(jìn)行熱處理或化學(xué)熱處理技術(shù)可以有效提高自己牙齒的力學(xué)系統(tǒng)性能和硬度。因此，對于及時，高速，重載，但也需要體積小，重量輕的飛機(jī)，它是一種性能優(yōu)良的合金結(jié)構(gòu)鋼。 鑄鋼指的是用于生產(chǎn)制造鋼鑄件的鋼。 當(dāng)鑄件的強(qiáng)度設(shè)計要求具有很高而鑄鐵不能得到滿足發(fā)展要求時，應(yīng)使用鑄鋼。 3.5.2 鑄鐵 鑄鐵指的是碳含量高于2.11％的鐵碳合金。除了鐵以外，其余的鑄鐵中所含的碳也是以石墨形式進(jìn)行沉淀的。 球墨鑄鐵件已用于幾乎所有需要高強(qiáng)度，可塑性，韌性，耐磨性，耐熱和機(jī)械沖擊性。對于設(shè)計人員來說，耐腐蝕性和抗氧化性以及電磁性能可能至關(guān)重要。 灰口鑄鐵的性能特征。機(jī)械性能：灰口鑄鐵的拉伸強(qiáng)度，可塑性，尺寸越大，分布越不均勻。 石墨的存在，同樣有其兩面性。因為石墨的存在，鑄鐵具有一系列其他優(yōu)異的性能，同樣石墨也會降低鑄鐵的拉伸強(qiáng)度，可塑性和韌性。因此，與鋼相比，鑄鐵可以鑄造復(fù)雜的形狀和薄壁鑄件。良好的減摩性能。因此，受磨的機(jī)床導(dǎo)軌和氣缸體可以用灰口鑄鐵制成?？沙惺苷駝拥膹?qiáng)減震鑄鐵石墨可以防止振動傳播到緩沖器，并將振動能轉(zhuǎn)化為熱能。 灰鑄鐵的阻尼能力大約是鋼的10倍，因此通常用于承受壓力和振動的機(jī)床底座，機(jī)架，機(jī)床和盒子。陷波靈敏度。這將大大降低機(jī)械性能。因此，石墨本身會形成大量的間隙，導(dǎo)致附加間隙效應(yīng)的相對減弱，因此灰口鑄鐵的間隙敏感性較小。由于灰鑄鐵具有上述一系列優(yōu)異的性能，關(guān)鍵是價格較為便宜且容易獲得，因此在目前的工業(yè)生產(chǎn)當(dāng)中，仍然是被人們所使用最為廣泛的金屬材料之一 熱處理灰口鐵的只能改變基部結(jié)構(gòu)，并且灰口鑄鐵的低可塑性使得企業(yè)難以進(jìn)行實施經(jīng)濟(jì)快速冷卻熱處理研究方法。有很多限制。 3.5.3 非金屬材料 非金屬材料具體是指那些有著非金屬性質(zhì)的材料。伴隨現(xiàn)代人類科技的不斷進(jìn)步，和現(xiàn)在生產(chǎn)力的不斷加強(qiáng)，其中主要的是關(guān)于無機(jī)化學(xué)方面的發(fā)展，有著明顯的進(jìn)步與提高。為了滿足需求宮里和民間日用及建筑陶瓷生產(chǎn)技術(shù)得到了不斷發(fā)展。 陶器的出現(xiàn)促進(jìn)了我們?nèi)祟惿鐣M(jìn)入金屬時代。鐵熔化溫度遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于銅的熔化溫度，并且因此耐火鐵年齡相應(yīng)發(fā)展。 在人們生活中也經(jīng)常會使用到不同樣式的非金屬材料，它較為廣泛的存在于人們的生活當(dāng)中。成為了現(xiàn)在人類社會當(dāng)中必不可少的一個部分，它的出現(xiàn)和發(fā)展，幫助我們克服了許多的困難和問題，很好的減少了資源的消耗問題，而且非金屬材料它還可以進(jìn)行回收和再次利用。我國家在這個方面還有著較大的提升的空間。 伴隨本國社會的進(jìn)步，和經(jīng)濟(jì)方面較為迅速的提高。我國的經(jīng)濟(jì)市場開始新一波快速發(fā)展。在中國政府的大力率領(lǐng)下，在這個方面取得比較優(yōu)秀的成績。一些相對比較古老的非金屬材料，它們的性質(zhì)比較穩(wěn)定，有著很好的抗高溫的能力。在將來的一段時間里它一定會受到中國人民的喜愛。 面對經(jīng)濟(jì)快速發(fā)展過程中對各種資源的必要需求與中國資源嚴(yán)重不足之間的矛盾，如何更好地利用節(jié)能資源，實現(xiàn)資源的有效利用已逐漸成為關(guān)鍵。解決這個問題?，F(xiàn)代經(jīng)濟(jì)。建設(shè)項目的發(fā)展也是如此。基于作者多年的工作經(jīng)驗，下面將簡要討論無機(jī)非金屬材料在中國的應(yīng)用和發(fā)展。建設(shè)項目發(fā)展中的建材問題已逐漸成為制約建筑業(yè)發(fā)展的瓶頸。性愛等優(yōu)勢很快在短時間內(nèi)成為建筑領(lǐng)域的最愛 低密度等。普通柴油機(jī)由金屬制成。金屬產(chǎn)品在高溫下容易損壞，必須用水箱冷卻；這將導(dǎo)致大量的熱量散發(fā)到空氣中并浪費(fèi)掉。所制造的柴油發(fā)動機(jī)不需要水冷卻，并且熱效率大大提高。光纖是一種光纖。其工作原理是使用折射率大的光纖材料，使光在其中傳輸，損耗很小，因此可用于傳輸光纖。信號一起，它成為光纜。光纖主要用于通信。圖像傳輸和照明。和許多其他方面。 非金屬材料發(fā)展也有一些特殊功能和用途，用作耐燒蝕材料，例如酚醛，石棉，石英和其他國家纖維進(jìn)行復(fù)合納米材料的航空航天部件，有效信息保護(hù)企業(yè)內(nèi)部控制結(jié)構(gòu)。此外，某些具有吸聲，振動的吸收，光透射和非磁性特性的非金屬材料制成，如可在橡膠彈簧的制造中使用，和一個振動吸收的光學(xué)透鏡的間隔物的部分。非金屬材料的強(qiáng)度設(shè)計通常我們不如金屬結(jié)構(gòu)材料的強(qiáng)度高。同時，我們開發(fā)了磨料，碳和石墨產(chǎn)品以及鑄石。無機(jī)非金屬材料在應(yīng)用中的類型和名稱有很大不同。對于經(jīng)濟(jì)高速、低精度、低精度的傳動、減少噪音。 尤其是對于無機(jī)材料化學(xué)和有機(jī)結(jié)合化學(xué)研究工業(yè)的發(fā)展，人類生活已經(jīng)可以使用一種天然礦物，所以它們在現(xiàn)代工業(yè)當(dāng)中用途擴(kuò)大，得到較好的發(fā)展。 3.5.4 齒輪材料的選擇原則 當(dāng)我們選擇齒輪的類型，有許多因素要考慮。 現(xiàn)代農(nóng)業(yè)機(jī)械中使用最廣泛的機(jī)械傳動零件工作就是一個齒輪。傳動裝置，并通過在空間中任意兩個軸之間的嚙合齒動力傳遞運(yùn)動，并且可以改變形式和運(yùn)動的速度。齒輪進(jìn)行傳動系統(tǒng)使用管理范圍廣。 反映了使用管理過程中進(jìn)行材料的特性。牙齒表面上的所有點(diǎn)都相對穩(wěn)定滑動，這會直接導(dǎo)致出現(xiàn)磨損。并且芯必須通過要求具有一定的強(qiáng)度和韌性。 （1）對周圍社會環(huán)境灰塵大是非常高的，所以現(xiàn)在工業(yè)的商家一般情況下都不會采用鑄鋼或鑄鐵類型的材料。在正常情況下我國人民在日常生活上所使用功率一般是較小的，這些要求學(xué)生傳輸較為穩(wěn)定，低噪音，無噪音并且教師可以影響正常管理工作。產(chǎn)品的潤滑和潤滑少，齒輪，通常使用的塑料材料。 通常，選擇齒輪時必須考慮企業(yè)工作環(huán)境條件。 （2）可用于一個圓形鋼坯料。在碳氮化處理過程中，齒輪進(jìn)行材料應(yīng)使用普通碳鋼或低碳鋼、合金鋼、合金鋼。 （3）標(biāo)準(zhǔn)化鋼無論采用何種生產(chǎn)方法，都能使負(fù)荷從多個工作齒輪穩(wěn)定或輕微地產(chǎn)生；碳鋼可用于沖擊載荷作用下的中間齒輪的生產(chǎn)。 （4）根據(jù)自身所含主要合金設(shè)計元素的不同，合金鋼材料分為鎳鉻鋼，硅錳鋼，硼鋼等。 （5）在飛機(jī)上的齒輪，更小，更高強(qiáng)度表面硬化的齒輪尺寸要求。因此，如果兩個齒齒相對堅韌的，齒輪的收益狀況可能會得到一定程度的提高，需要我們較為在意齒面的硬度。還有就是粗糙的情況也與進(jìn)行適當(dāng)?shù)臏p少。 本設(shè)計齒輪所選用的材料是20CrMnTi。 3.6 齒輪校核 變速器齒輪的損壞形式主要有： 所以需要對齒輪進(jìn)行計算和校核。 3.6.1 彎曲強(qiáng)度計算 圖3.6.1 齒形系數(shù)圖 直齒輪用下式計算彎曲應(yīng)力 σw=F1KσKfbty （3.6.1） 斜齒輪用下列公式計算 σw=F1KσKfbtyKε （3.6.2） 式中：σw——彎曲應(yīng)力（MPa）； F1——圓周力(N)，F(xiàn)1=2Tgd，其中，Tg為計算載荷 （N·mm），d為節(jié)圓直徑（mm）； Kσ——應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取1.65，斜齒輪取1.5； Kf——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取1.1，被動齒輪取0.9； b——齒寬（mm）； t——端面齒距（mm），t=πm，其中，m為模數(shù)； y——齒形系數(shù)，如圖3.6.1所示； Kε——重合度影響系數(shù)，Kε=2.0。 許用應(yīng)力為350～850MPa（直齒輪）；100～250MPa （貨車斜齒輪）。 （1）變速器輸入軸齒輪Z1 端面內(nèi)分度圓切向力： 法面內(nèi)基圓周切向力： ， 接觸強(qiáng)度 ：MPa 彎曲強(qiáng)度：MPa （2）中間軸常嚙合齒輪； 齒輪 與齒輪嚙合其接觸強(qiáng)度相等 MPa 彎曲強(qiáng)度：MPa （3）中間軸一檔齒輪； 端面內(nèi)分度圓切向力： N 法面內(nèi)基圓周切向力： N ； 接觸強(qiáng)度：MPa 彎曲強(qiáng)度：MPa （4）第二軸一檔齒輪 ； 齒輪與齒輪嚙合其接觸強(qiáng)度相等=319.7MPa 彎曲應(yīng)力MPa （5）倒擋齒輪； 齒輪與齒輪嚙合其接觸強(qiáng)度相等=319.7MPa 彎曲應(yīng)力MPa （6）中間軸二檔齒輪； 端面內(nèi)分度圓切向力： 法面內(nèi)基圓周切向力N ； 接觸強(qiáng)度MPa 彎曲強(qiáng)度MPa （7）第二軸二檔齒輪 ； 接觸強(qiáng)度相等=240.5MPa 彎曲強(qiáng)度MPa （8）中間軸三檔齒輪 ； 端面內(nèi)分度圓切向力N 法面內(nèi)基圓周切向力N ； 接觸強(qiáng)度MPa 彎曲強(qiáng)度MPa （9）第二軸三檔齒輪 ； 接觸強(qiáng)度相等=332.3MPa 彎曲強(qiáng)度MPa （10）中間軸四檔齒輪； 端面內(nèi)分度圓切向力N 法面內(nèi)基圓周切向力N ； 接觸強(qiáng)度MPa 彎曲強(qiáng)度MPa （11）第二軸四檔齒輪； 接觸強(qiáng)度相等=292.6MPa 彎曲強(qiáng)度MPa 3.6.1 接觸應(yīng)力計算 用下列公式計算接觸應(yīng)力 σj=0.418（1ρz+1ρb）FEb （3.6.3） 式中：σj——輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； E——齒輪材料的彈性模量（MPa），E=2×106MPa； b——齒輪接觸的實際寬度（mm）； F——齒面上的法向力（N），F(xiàn)=F1cosαcosβ； ρz、ρb——主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm）， 直齒輪 ρz=rzsinα、ρb=rbsinα， 斜齒輪ρz=rzsinαcos2β、ρb=rbsinαcos2β； rz、rb——主、從動齒輪節(jié)圓半徑（mm）。 其中，α為節(jié)點(diǎn)處壓力角（°），β為齒輪螺旋角（°），F(xiàn)1為圓周力（N），F(xiàn)1=2Tgd，Tg為計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑（mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷Tεmax2作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力σj見下表3-6。 表3-6 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 σjMPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 國內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi、20MnTiB、15MnCr5、20MnCr5、25MnCr5、28MnCr5。 表3-7 滲碳齒輪硬度 表面硬度 心部硬度 滲碳齒輪 58~63HRC 33~48HRC 3.7 本章小結(jié) 在這個章節(jié)其中，著重的講述了本國現(xiàn)在較為先進(jìn)的后驅(qū)傳動系統(tǒng)。關(guān)于齒輪情況的一些校核計算，還有關(guān)于這個設(shè)計方面的一些工作經(jīng)驗。并推導(dǎo)出了一些其他的傳動比和中心距。此外還需要依據(jù)本國政府所發(fā)布的一些標(biāo)準(zhǔn)選擇了傳動控制齒輪的參數(shù)。分配基于校正，再分配到其它齒輪中心距離修正選擇的參數(shù)的第一齒輪的基礎(chǔ)上，該中心的距離，之后在分配期間反復(fù)調(diào)整，最終齒輪主要參數(shù)確定的齒的數(shù)目。進(jìn)行了幾何情況分析與齒輪應(yīng)力分析計算。  4 變速器軸的設(shè)計 4.1 軸的設(shè)計[7] 4.1.1 軸的功用及其設(shè)計要求 在鋼軸的負(fù)載作用情況下，軸將發(fā)生變化很大不同程度的變形。這方面是非常重要的，而設(shè)計的其余部分是不同的。我們在進(jìn)行運(yùn)輸過程當(dāng)中需要承受扭矩還有彎矩，所以應(yīng)該準(zhǔn)備的更加充足。 4.1.2 軸的尺寸 軸的長度對軸的剛度影響很大了，為了滿足要求，軸的長度和直徑保持一定的關(guān)系，軸的支角和支撐跨度之間的關(guān)系由下式選擇： 第一軸及中間軸：； 第二軸：； 中間軸式第二軸和中間軸的最大軸徑：71.55~79.5mm 第一軸花鍵部分直徑：36.88~55.33mm 經(jīng)過綜合考慮，第二軸及中間軸尺寸初步確定如下： 第二軸： 安裝四擋齒輪處：d=70mm，l=78mm； 安裝三擋齒輪處：d=75mm，l=79.5mm； 安裝二擋齒輪處：d=75mm，l=78mm； 安裝一擋齒輪處：d=70mm，l=125mm； 安裝軸承處：d=55mm，l=22mm； 中間軸： 安裝五擋齒輪處：d=60mm，l=69.75mm； 安裝四擋齒輪處：d=70mm，l=78mm； 安裝三擋齒輪處：d=70mm，l=79.5mm； 安裝二擋齒輪處：d=70mm，l=78mm； 安裝一擋齒輪處：d=60mm，l=125mm； 安裝軸承處：d=45mm，l=20mm。 4.1.3 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的結(jié)構(gòu)和軸的形狀作用是可以保證一個齒輪的安裝和固定等。并與技術(shù)要求有密切的關(guān)系。 在三軸傳動中，所述軸承的外徑比環(huán)形齒輪，容易去除所述第一輸入軸的所期望的外徑大。 在第二對于軸頸安裝在輸入軸嚙合進(jìn)行齒輪環(huán)的內(nèi)腔中，通過軸承受最大徑向齒輪結(jié)構(gòu)尺寸的影響，安裝一個在前頸長或短圓柱滾子故障軸承或針輥軸承、通常，齒輪機(jī)構(gòu)必須通過軸向滑動，需要我們一個可以滑動可較為靈活。 第二軸，需要安裝較為方便，需要從建筑材料的受力和合理選擇使用。為了避免視差軸斷裂由于在車輪的邊緣應(yīng)力集中。輕型車輛在進(jìn)行齒輪常用的卡環(huán)軸向發(fā)展定位以及傳動，定位卡簧操作較為容易，但不可以容易通過拆卸，和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動部件的相對貿(mào)易摩擦，但也不能將卡環(huán)軸向力大，這是非常不有好的一種情況。因此，這個情況主要適用于體型比較小一點(diǎn)的汽車。第二螺紋軸被硬化。目的是可以更好的減少傳動軸的長度，體型較小的汽車（車輛信息中心發(fā)展之間的距離不大）。有些變速器是低速檔、倒車檔或超速檔，通常不僅在車身上。 有兩種類型的變速箱：轉(zhuǎn)動式和固定式: 固定軸是根軸，因此傳感器光軸有兩種標(biāo)準(zhǔn)公差。固定軸被固定到板或鎖定螺栓。車身滾動軸承和軸承蓋。所以企業(yè)固定軸。前部和后部滾動軸承旋轉(zhuǎn)軸支撐，并且總的軸向力是由后軸承支承。第一齒輪軸的尺寸小，且常做成數(shù)據(jù)輸入軸，使更換后的損壞。如果設(shè)計尺寸允許，那么軸不應(yīng)固定軸。 這個問題設(shè)計我旋轉(zhuǎn)副軸傳動是利用一個中型卡車?？赡纨X輪結(jié)合在一起。后軸承嚙合，軸端的螺釘卡住，更換軸承后軸封。 4.1.4 接合器設(shè)計 適配器的設(shè)計要考慮三個主要因素: 適配器的強(qiáng)度、適配器的尺寸、換檔的方便性和齒輪的脫離。 選擇選項適配器，該適配器漸開線齒形，齒參數(shù)應(yīng)選擇為標(biāo)準(zhǔn)漸開線。模塊的采用方式具體是可以由我國的車輛工業(yè)的現(xiàn)有環(huán)境，和可以提供的條件。模樣較為一般的同類型汽車的比較高扭矩傳動比。 4.2 軸受力分析與校核計算 4.2.1 軸的受力分析 軸是變速器中連接齒輪的零件，它作為承上啟下的部件，傳遞輸入與輸出的扭矩。所以它的設(shè)計是必不可少、不可或缺的。計主要包括結(jié)構(gòu)設(shè)計和工作能力的計算。 結(jié)構(gòu)上需要有足夠的強(qiáng)度。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計基于軸上零件的安裝，定位和制造發(fā)展過程的要求，需要合理分析確定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸。如果軸結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，加工和組裝過程會有難度，增加制造成本了，甚至?xí)绊戄S的強(qiáng)度和剛度。 對于企業(yè)某些方面要求高旋轉(zhuǎn)精度的軸或細(xì)長軸且應(yīng)力影響較大的軸，必須能夠確保學(xué)生足夠的剛度，以防止在工作發(fā)展過程中存在過度的彈性變形。 為了精確的計算軸的強(qiáng)度，剛度。嚴(yán)格的選取軸承，需要對軸的力和軸的支撐阻力進(jìn)行詳細(xì)的分析。在不一樣的時期，軸向力和支承力的結(jié)果可以不相同的，因此它們需要進(jìn)行不同的運(yùn)算。 圖4.2.1.1 輸入軸受力分析圖 圖4.2.1.2 中間軸受力分析圖 為了能夠保持反作用力，從第二軸開始，依次進(jìn)行計算中間軸和輸入軸。 4.2.2 中間軸強(qiáng)度校核 4.2.2.1 倒檔 受力簡圖如下： 圖4.2.2.1 中間軸倒檔時受力簡圖 軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩： 齒輪2：圓周力： 徑向力： 軸向力： 軸向力產(chǎn)生的彎矩： 齒輪12：圓周力： 徑向力： 軸上的支反力： 垂直方向：， 水平方向： ， 垂直方向彎矩： 圖4.2.2.2 中間軸倒檔時垂直方向彎矩圖 水平方向彎矩圖： 圖4.2.2.3 中間軸倒檔時水平方向彎矩圖 合成彎矩圖： 圖4.2.2.4 中間軸倒擋時合成彎矩圖 經(jīng)驗證軸徑符合要求。 4.2.2.2 一檔 受力圖如下： 圖4.2.2.5 中間軸一檔時受力簡圖 齒輪2： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 軸向力產(chǎn)生的彎矩： 齒輪10：圓周力： 徑向力： 軸上的支反力： 垂直方向：， 水平方向：， 垂直方向彎矩 圖4.2.2.6 中間軸一檔時垂直方向彎矩圖 水平方向彎矩圖： 圖4.2.2.7 中間軸一檔時垂直方向彎矩圖 合成彎矩圖： 圖4.2.2.8 中間軸一檔時合成彎矩圖 由圖知：處所受彎矩最大。 經(jīng)驗證軸徑符合要求。 4.2.2.3 二檔 受力圖如下： 圖 4.2.2.9 齒輪受力圖 齒輪2：圓周力： 徑向力： 軸向力： 軸向力產(chǎn)生的彎矩： 齒輪8：圓周力： 徑向力： 軸向力： 軸向力產(chǎn)生的彎矩： 軸上的支反力： 垂直方向：， 水平方向：， 垂直方向彎矩 圖4.2.2.10 中間軸二檔時垂直方向彎矩圖 水平方向彎矩圖： 圖4.2.2.11 中間軸二檔時水平方向彎矩圖 合成彎矩圖： 圖4.2.2.12 中間軸二檔時合成彎矩圖 由圖知：處所受彎矩最大。 經(jīng)驗證軸徑符合要求。 4.2.2.4 三檔 受力圖如下： 圖4.2.2.13 中間軸三檔時受力簡圖 齒輪6：圓周力： 徑向力： 軸向力： 軸向力產(chǎn)生的彎矩： 軸上的支反力： 垂直方向：， 水平方向：， 垂直方向彎矩 圖4.2.2.14 中間軸三檔時垂直方向彎矩圖 水平方向彎矩圖： 圖4.2.2.15 中間軸三檔時水平方向彎矩圖 合成彎矩圖： 圖4.2.2.16 中間軸三檔時合成彎矩圖 由圖知：處所受彎矩最大。 經(jīng)驗證軸徑符合要求。 4.2.2.5 四檔 受力圖如下： 圖4.2.2.17 中間軸四檔時受力簡圖 齒輪4：圓周力： 徑向力： 軸向力： 軸向力產(chǎn)生的彎矩： 軸上的支反力： 垂直方向：， 水平方向：， 垂直方向彎矩： 圖4.2.2.18 中間軸四檔時垂直方向彎矩圖 水平方向彎矩圖： 圖4.2.2.19 中間軸四檔時水平方向彎矩圖 合成彎矩圖： 圖4.2.2.20 中間軸四檔時合成彎矩圖 由圖知：處所受彎矩最大。 經(jīng)驗證軸徑符合要求。 4.2.2.6 五檔 受力圖如下： 圖4.2.2.21 中間軸五檔時受力簡圖 齒輪2：圓周力： 徑向力： 軸向力： 軸向力產(chǎn)生的彎矩： 軸上的支反力： 垂直方向：， 水平方向：， 垂直方向彎矩： 圖4.2.2.22 中間軸五檔時垂直方向彎矩圖 水平方向彎矩圖： 圖4.2.2.23 中間軸五檔時水平方向彎矩圖 合成彎矩圖： 圖4.2.2.24 中間軸五檔時合成彎矩圖 由圖知：處所中間軸受彎矩最大。 經(jīng)驗證軸徑符合要求。 4.2.3 第二軸強(qiáng)度校核 4.2.3.1 倒檔 受力圖如下： 圖4.2.3.1 第二軸倒檔時受力簡圖 軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩： 齒輪9：圓周力： 徑向力： 軸上的支反力： 垂直方向：， 水平方向：， 垂直方向彎矩： 圖4.2.3.2 第二軸倒檔時垂直方向彎矩圖 水平方向彎矩： 圖4.2.3.3 第二軸倒檔時水平方向彎矩圖 合成彎矩: 圖4.2.3.4 第二軸倒檔時合成彎矩圖 由圖可知：出截面最危險 經(jīng)驗證軸徑符合要求 4.2.3.2 一檔 受力圖如下： 圖4.2.3.5 第二軸一檔時受力簡圖 軸上傳遞的轉(zhuǎn)矩： 齒輪9：圓周力： 徑向力： 軸上的支反力： 垂直方向：， 水平方向：， 垂直方向彎矩： 圖4.2.3.6 第二軸一檔時垂直方向彎矩圖 水平方向彎矩： 圖4.2.3.7 第二軸一檔時水平方向彎矩圖 合成彎矩: 圖4.2.3.8 第二軸一檔時合成彎矩圖 由圖可知：處截面最危險 經(jīng)驗證軸徑符合要求。 4.2.3.3 二檔 受