《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)變速器課程設(shè)計(jì)》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《汽車設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)變速器課程設(shè)計(jì)（37頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 課 程 設(shè) 計(jì) 課程名稱___ 汽車設(shè)計(jì) 題目名稱 變速器課程設(shè)計(jì) 學(xué)生學(xué)院 機(jī)電工程學(xué)院 專業(yè)班級(jí)___2008級(jí)車輛工程1班 學(xué) 號(hào) 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(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案………………………………………………………………………5 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的計(jì)算…………………………………………………………………………6 第四節(jié) 齒輪強(qiáng)度、剛度、可靠性計(jì)算………………………………………………………………...14 …..4.1 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩……………………………………………………………………………

3、…....14 …..4.2 計(jì)算各擋齒輪受力……………………………………………………………………………....19 第五節(jié) 軸的設(shè)計(jì)計(jì)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(jì)算…………………………………………………………………………………....23 …..5.4 軸的強(qiáng)度計(jì)算………………………………………

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

5、 第一節(jié) 概述 變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)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(shí)使發(fā)動(dòng)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(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)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(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。 變速器的功用有： 1）改變傳動(dòng)比，擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)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(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在有利的工況下工

6、作。 2）在發(fā)動(dòng)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(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠起動(dòng)、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動(dòng)力輸出 為保證變速器具有良好的工作性能，對(duì)變速器提出如下基本要求： 1） 保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。 2） 設(shè)置空擋，用來(lái)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸。 3） 設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4） 設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要時(shí)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(guò)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(dòng)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(jì)為輕型商用車機(jī)械式變速器，發(fā)動(dòng)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(dòng)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(zhǎng)、工作時(shí)噪聲低的優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造工藝復(fù)雜，工作時(shí)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(zhǎng)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(dòng)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(dòng)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(lái)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(huì)引起軸斷裂。 5、軸承型式 變速器多采用滾動(dòng)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(dòng)齒輪換擋行程小。在滑動(dòng)齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。 變速器的傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如下： 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的計(jì)算 1、變速器擋數(shù)與傳動(dòng)比的選擇 本設(shè)計(jì)是針對(duì)輕型商用車變速器設(shè)計(jì)，為五檔手動(dòng)中間軸式機(jī)械式變速器，因此，初步選取傳動(dòng)比范圍為5.0，最高檔為超速檔，次高檔為直接擋，傳動(dòng)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(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選： = 式中——中心距系數(shù),對(duì)商用車8.6～9.6；取=9.0 ——變速器處于1檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，； ——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為129.56 N?m； ——變速器的1檔傳動(dòng)比；取=3.5 ——變速器的傳動(dòng)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(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，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(guó)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(dòng)比的確定 根據(jù)課本，中間軸式變速器一檔傳動(dòng)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(jì)變速器次高檔四擋為直接擋,=1.0。 一般汽車各擋傳動(dòng)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(dòng)比一般為0.7—0.8，本設(shè)計(jì)取=0.78。 列出變速器傳動(dòng)比如表3-2： 檔位 一 二 三 四 五 倒檔 傳動(dòng)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(dòng)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(duì)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(jì)算精確值：A= 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)： 由式（3-1）求出五檔常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 =3.513/20=2.28 常嚙合傳動(dòng)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(jì)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(jì)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(jì)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(jì)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(dòng)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(jì)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(dòng)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(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距 =76mm 計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 ==2.79 節(jié)圓直徑

24、 表3-3 各檔位的實(shí)際傳動(dòng)比 檔位 一 二 三 四 五 倒檔 傳動(dòng)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(jì)算 4.1、計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為=129.56N.m，齒輪傳動(dòng)效率99%，離合器傳動(dòng)效率99%，軸承傳動(dòng)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(jì)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(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)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(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400~850MPa, 查資料可知，[]=600 MPa。 計(jì)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(jì)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(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100~250MPa, 查資料可知， []=320 MPa。 計(jì)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(jì)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(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪； —從動(dòng)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(jì)算載荷時(shí),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(jì)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(jì)要求。 （5）計(jì)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(jì)要求。 （6）計(jì)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(jì)要求。 本設(shè)計(jì)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(jì)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(jì)計(jì)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(zhǎng)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(dòng)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(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)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(dòng)的光軸。 對(duì)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(duì)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(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)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(duì)中間軸，=0.16～0.18；對(duì)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(dòng)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(jì)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(zhǎng)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(zhǎng)度=200～233.3mm，取220mm；中間軸支承之間的長(zhǎng)度=233.3～262.5mm，取240mm第一軸支承之間的長(zhǎng)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(jì)算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算，對(duì)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(jì)算公式： （5-4） 對(duì)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(hào)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(jì)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(lái)說(shuō)強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō)，在設(shè)計(jì)的過(guò)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(shí)同時(shí)有兩對(duì)齒輪副嚙合，故應(yīng)對(duì)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(duì)于實(shí)心軸，； —軸的直徑，花鍵處按平均直徑計(jì)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(duì)常嚙合齒輪軸，即Z1和Z2傳動(dòng)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(jì)算。 （2）二軸的剛度 一檔時(shí)： N，N mm，，mm mm =0.058mm =0.062 =-0.00085rad0.002rad 二檔時(shí)： N，N mm，，mm mm =0.023mm =0.036 =-0.00089rad0.002rad 三檔時(shí)： N，N mm，，mm mm =0.052mm =0.046 =0.00097rad0.002rad 四檔時(shí)： N，N mm，，mm mm =0.038mm =0.0348 =0.00062rad0.002rad

40、 五檔時(shí)： mm mm 倒檔時(shí)： N，N mm，，mm mm =0.0109mm =0.0327 =-0.00024rad0.002rad 故剛度滿足設(shè)計(jì)要求。 （3）中間軸各段長(zhǎng)度與直徑 a b L δ Fr 一檔時(shí) mm，，mm mm 二檔時(shí) mm，，mm mm 三檔時(shí) mm，，mm mm 四檔時(shí) mm，，mm mm 五檔時(shí) mm，，mm mm 倒檔時(shí) mm，，mm mm 5.4、軸的強(qiáng)度計(jì)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(jì)算。 （2）軸的強(qiáng)度計(jì)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(shí)撓度最大，最危險(xiǎn)，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(jì)計(jì)算 6.1

44、 軸承的設(shè)計(jì) 1、一軸軸承校核 （1）、初選軸承型號(hào) 由工作條件和軸頸直徑（35mm）初選一軸軸承型號(hào)圓錐滾子軸承33207，油潤(rùn)滑極限轉(zhuǎn)速=6700r/min，查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸承的=102000N，=82500N。 （2）、軸承的校核 一擋時(shí)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(jì)手冊(cè)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(dòng)載荷 由e=0.31 則向當(dāng)量動(dòng)

45、載荷： 故查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，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(jì)基礎(chǔ)》。 （1.0～1.2）取=1.1 則當(dāng)量動(dòng)載荷=8833.4N （3）、計(jì)算軸承的基本額定壽命 ，為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承=10/3。 =23573.5h＞=20000h合格。 2、二軸軸承校核 一檔時(shí)傳遞的軸向力最大。 ，故查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，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(hào) 由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號(hào)320/32，查《機(jī)械設(shè)計(jì)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(jì)手冊(cè)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(jì)手冊(cè)》，得=0.4，=1.3。 則當(dāng)量動(dòng)載荷 =2574.4 N 計(jì)算可得： =881413h＞=20000h，合格。 6.2平鍵的設(shè)計(jì) 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(zhǎng)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(hào)320/32 881413h b=12mm h=8mm =56mm Mp

58、a 第七節(jié) 殼體設(shè)計(jì) 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(dòng)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(jì)算 箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)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(hào) 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(gè)星期的課程設(shè)計(jì)中，我通過(guò)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(duì)變速器的設(shè)計(jì)有了深刻的理解。本次設(shè)計(jì)是針對(duì)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(jì)發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對(duì)于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來(lái)說(shuō)，其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?、學(xué)習(xí)的。 對(duì)于本次設(shè)計(jì)的變速箱來(lái)說(shuō)，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(jiǎn)單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)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(jì)中采用了5檔手動(dòng)變速器，通過(guò)較大的變速器傳動(dòng)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(dòng)力性的要求；變速器掛檔時(shí)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(dòng)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(jì)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(jì)的不理想之處。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會(huì)繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求其設(shè)計(jì)更加合理和經(jīng)濟(jì)。 這次設(shè)計(jì)是對(duì)我大學(xué)四年來(lái)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(guò)程。課程設(shè)計(jì)不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識(shí)而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識(shí)，個(gè)人能力得到很大提高。同時(shí)也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會(huì)工作打下了良好的基礎(chǔ)。 參考資料： 機(jī)械傳動(dòng)設(shè)計(jì)手冊(cè) 煤炭工業(yè)出版社 機(jī)械設(shè)計(jì)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(cè) 上海科技出版社 組合機(jī)床設(shè)計(jì) 機(jī)械工藝出版社 汽車設(shè)計(jì) 機(jī)械工藝出版社 37