《汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)某型汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)論文》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)某型汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)論文（59頁(yè)珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 汽車(chē)變速器設(shè)計(jì) 某型汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)論文 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 某型汽車(chē)變速器設(shè)計(jì)論文 摘要 變速器是汽車(chē)傳動(dòng)系中最主要的部件之一。其設(shè)計(jì)任務(wù)是設(shè)計(jì)一臺(tái)用于微型商用車(chē)上的手動(dòng)變速器。采用中間軸式變速器設(shè)計(jì)方案，其有兩個(gè)突出優(yōu)點(diǎn)：一是其直接擋傳動(dòng)效率高，磨損及噪聲?。欢窃邶X輪中心距較小的情況下任然可以獲得較大的一檔傳動(dòng)比。 設(shè)計(jì)中根據(jù)汽車(chē)的滿(mǎn)載質(zhì)量、主減速比以及驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑等參數(shù)并結(jié)合該汽車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)以及發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率、最大扭矩、最高轉(zhuǎn)速等重要參數(shù)作為基礎(chǔ)進(jìn)行設(shè)計(jì)。根據(jù)上述參數(shù)，再結(jié)合汽車(chē)設(shè)計(jì)、汽車(chē)?yán)碚?、機(jī)械設(shè)計(jì)等相關(guān)知識(shí)，計(jì)算出相關(guān)的變速器參數(shù)并

2、論證設(shè)計(jì)的合理性。 設(shè)計(jì)中給出了機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)方案，經(jīng)過(guò)嚴(yán)謹(jǐn)設(shè)計(jì)過(guò)程完成了一款手動(dòng)變速器設(shè)計(jì)，并經(jīng)過(guò)校驗(yàn)，證明設(shè)計(jì)的變速器能夠符合現(xiàn)實(shí)功用要求，設(shè)計(jì)方案具有比較強(qiáng)的可借鑒性。 變速器的功用是：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)在有利的工況下工作；②在發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車(chē)能倒退行駛；③利用空檔，中斷動(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠起動(dòng)、怠速，并便于發(fā)動(dòng)機(jī)換檔或進(jìn)行動(dòng)力輸出。 變速器的基本要求是：①保證汽車(chē)有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。②換檔迅速、省力、方便。③工作可靠。變速器不得有跳檔、亂檔及換檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。④變

3、速器應(yīng)有高的工作效率。⑤變速器的工作噪聲低。 關(guān)鍵詞 汽車(chē)工程；變速器；設(shè)計(jì)；手動(dòng)； - I - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 Abstract Gearbox is the one main component of the vehicle transmission.The duty of this design is to design a manual transmission used in the Tiny gears, it is the countershaft-type transmission gearbox.This transmission has tw

4、o prominent merits: firstly, the transmission efficiency of the direct drives keep high ,the attrition and the noise are also slightest;Secondly ,it is allowed to obtain in the bigger gear ratio of the first gear when the center distance in smaller. According to the contour, track, wheel base, the

5、vehicles weight, the all-up weight as well as the highest speed and so on, union the engine model we can obtain the important parameters of the max power, the max torque, the displacement and so on. According to the basic parameters of the certain saloon, choose the suitable final drive ratio. Accor

6、ding to the above parameters, combining the knowledge of automobile design, automobile theory , machine design and so on, calculate the correlated parameters of the gearbox and proof the rationality of the design. The design gives a plan of the mechanical gearbox and achieves a kind of mechanical g

7、earbox after rigorous design.The design has passed calibration and Finite element optimization.It has proved to be fit for function and use for reference perfectly. Key Words Automotive engineering,Transmission,Design,Manual - II - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 目 錄 摘要 .....................................

8、........................ I Abstract.......................................................... II 第1章 緒論 ...................................................... 1 1.1本課題研究的目的和意義 ..................................... 3 1.2 本課題研究現(xiàn)狀和發(fā)展 ....................................... 3 第2章 機(jī)械式變速器設(shè)計(jì) ..........

9、................................ 4 2.1 變速器設(shè)計(jì)基本方案 ......................................... 4 2.1.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 ................................. 4 2.1.2 變速器主要參數(shù)選擇 ..................................... 5 2.2齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 ................................................ 8 2.2.1各擋齒輪齒數(shù)的分配 .................

10、.................... 8 2.2.2齒輪強(qiáng)度校核 ........................................... 12 2.3 軸設(shè)計(jì)計(jì)算 ................................................ 21 2.3.1軸的工藝要求 ........................................... 21 2.3.2 軸的校核計(jì)算 .......................................... 21 2.4 同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) ..................

11、.................... 31 - 1 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 2.4.1同步器的設(shè)計(jì) ........................................... 31 2.4.2變速器的操縱機(jī)構(gòu)....................................... 33 2.5 軸承及平鍵的校核 .......................................... 34 2.5.1 軸承選擇及校核 ........................................ 34 2.5.2 平鍵選擇及強(qiáng)度計(jì)算 ...

12、................................. 36 2.6 變速器箱體設(shè)計(jì) ............................................ 36 2.6.1 箱體材料與毛坯種類(lèi) .................................... 36 2.6.2 箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計(jì)算 .............................. 36 2.7 本章小結(jié) .................................................. 37 第3章 有限元優(yōu)化分析 ..............

13、............................. 37 3.1 齒輪catia有限元分析 ...................................... 38 3.1.1 倒檔主動(dòng)直齒輪catia有限元分析 ........................ 38 3.1.2 一檔從動(dòng)齒輪catia有限元分析 .......................... 38 3.2 變速器軸catia有限元分析 .................................. 39 3.2.1 中間軸catia有限元分析 .....................

14、........... 39 3.2.2 第二軸catia有限元分析 ................................ 40 3.3 本章小結(jié) .................................................. 40 結(jié) 論 ........................................................... 40 參考文獻(xiàn) ........................................................ 41 致 謝 .........................

15、.................................. 42 - 2 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 第1章 緒論 1.1本課題研究的目的和意義 隨著汽車(chē)工業(yè)的迅猛發(fā)展,車(chē)型的多樣化、個(gè)性化已經(jīng)成為汽車(chē)發(fā)展的趨勢(shì)。而變速器設(shè)計(jì)是汽車(chē)設(shè)計(jì)中重要的環(huán)節(jié)之一。盡管近年來(lái)，自動(dòng)變速器和無(wú)級(jí)變速器技術(shù)迅猛發(fā)展，對(duì)長(zhǎng)期以來(lái)主導(dǎo)市場(chǎng)地位的手動(dòng)變速器產(chǎn)生很大沖擊，但手動(dòng)變速器已應(yīng)用了很長(zhǎng)一個(gè)時(shí)期,經(jīng)過(guò)反復(fù)改進(jìn),成為現(xiàn)在的形式,制造技術(shù)趨于成熟化，與其它種類(lèi)變速器相比較，具有以下優(yōu)點(diǎn)： 1.手動(dòng)變速器技術(shù)已經(jīng)發(fā)展了幾十年，制造技術(shù)更加成熟， 長(zhǎng)期處于主導(dǎo)變速器市場(chǎng)的地位，各方面技術(shù)經(jīng)

16、過(guò)長(zhǎng)期市場(chǎng)考驗(yàn)，通過(guò)逐步積累，技術(shù)已經(jīng)相當(dāng)成熟。 2.手動(dòng)變速器傳動(dòng)效率較高，理論上比自動(dòng)變速器更省油。 3.手動(dòng)變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造工藝成熟，市場(chǎng)需求大，能夠產(chǎn)生生產(chǎn)規(guī)模效益，生產(chǎn)成本低廉。 4.維修方便，維修成本便宜。 5.可以給汽車(chē)駕駛愛(ài)好者帶來(lái)更多的操控快感。[1] 在市場(chǎng)經(jīng)濟(jì)形勢(shì)下.特別是當(dāng)前國(guó)家對(duì)汽車(chē)變速器產(chǎn)品還拿不出完整規(guī)劃的情況下.尋求引進(jìn)更先進(jìn)的汽車(chē)變速器,改進(jìn)現(xiàn)有的變速器,從市場(chǎng)廣度開(kāi)發(fā)轉(zhuǎn)變?yōu)樯疃乳_(kāi)發(fā),使產(chǎn)品系列化,通用化,標(biāo)準(zhǔn)化.組織好精益生產(chǎn),降低成本,提高產(chǎn)品質(zhì)量,才能逐步縮短同世界先進(jìn)技術(shù)水平的差距。 1.2 本課題研究現(xiàn)狀和發(fā)展 從現(xiàn)代汽車(chē)變速器的市

17、場(chǎng)狀況和發(fā)展來(lái)看, 全世界的各大廣商都對(duì)提高AT的性能及研制無(wú)級(jí)變速器CVT表現(xiàn)積極, 汽車(chē)業(yè)界非常重視CVT在汽車(chē)上的實(shí)用化進(jìn)程。然而,因無(wú)級(jí)變速器技術(shù)難度很大, 發(fā)展相對(duì)較慢, 從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。目前世界上裝車(chē)較多的汽車(chē)變速器是手動(dòng)變速器、電控液力自動(dòng)變速器、金屬帶鏈?zhǔn)綗o(wú)級(jí)變速器、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器、雙離合器變速器及環(huán)形錐盤(pán)滾輪牽引式無(wú)級(jí)變速器等數(shù)種, 并具有各自?xún)?yōu)勢(shì), 但其中金屬帶式無(wú)級(jí)變速器前景看好。ECT變扭器中的自動(dòng)變速器油在高速運(yùn)動(dòng)中, 由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工作輪葉片表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會(huì)產(chǎn)生油液 -

18、 3 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 溫度升高造成功率損失, 存在傳動(dòng)效率低油耗較大的不足, 另外還存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點(diǎn)。歐洲格特拉克變速箱公司開(kāi)發(fā)的電控機(jī)械自動(dòng)變速器則克服了AT效率低等缺點(diǎn), 與AT相比, 具有更大的發(fā)展優(yōu)勢(shì)。可是, AMT依舊需要復(fù)雜的電控系統(tǒng)來(lái)控制。據(jù)該公司預(yù)測(cè), 到2008年, 歐洲的50％的MT將會(huì)被AMT代替, 同時(shí)部分市場(chǎng)也將會(huì)被占領(lǐng)。[2] 總之, 變速器是汽車(chē)除發(fā)動(dòng)機(jī)外的主要裝置之一, 伴隨著汽車(chē)技術(shù)更新?lián)Q代和市場(chǎng)需求，在向?qū)崿F(xiàn)理想變速器發(fā)展過(guò)程中將會(huì)取得更加巨大的成就。變速器會(huì)應(yīng)對(duì)市場(chǎng)要求朝操縱舒適、輕柔、傳動(dòng)效率高、低油耗、環(huán)保

19、與低噪聲方向發(fā)展, 汽車(chē)變速器市場(chǎng)的需求量將繼續(xù)持續(xù)增長(zhǎng)。 第2章 機(jī)械式變速器設(shè)計(jì) 2.1 變速器設(shè)計(jì)基本方案 2.1.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案 1、變速器類(lèi)型的選擇 本設(shè)計(jì)是某輕型商用車(chē)機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)，發(fā)動(dòng)機(jī)為前置后驅(qū)形式，故變速器設(shè)計(jì)將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(chē)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 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 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(pán)轂的

20、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。[4] - 4 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 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。[5] 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。 2.1.2 變速器主要參數(shù)

21、選擇 1、變速器擋數(shù)的選擇 本設(shè)計(jì)是針對(duì)某輕型商務(wù)車(chē)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、變速器各擋傳動(dòng)比的確定 選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。 （1）根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度確定 汽車(chē)爬陡坡時(shí)車(chē)速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有根據(jù)汽車(chē)行駛方程式 Temaxigi0ηTCA2du=Gf+Dua+Gi+δm （2-1） r21.15dt 汽

22、車(chē)以一擋在無(wú)風(fēng)、干砂路面行駛，公式簡(jiǎn)化為 Temaxig1i0ηt≥mg(fcosαmax+sinαmax) （2-2） rr Gr(fcosα+sinα) 即ig1≥ Ttqi0ηT 則由最大爬坡度要求的變速器1檔傳動(dòng)比為 mgrr(fcosαmax+sinαmax)ig1≥Temaxi0ηt 其中m=1860kg,f=0.020,rr=340mm,amax=20,Temax=185Nm,nt=0.9 - 5 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 代入數(shù)據(jù)可得ig1≥mgrr(fcosαmax+sinαmax)=2.797 （2-3） Temaxi0ηt （2）根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附

23、著條件確定 G2rr? ig1≤Temaxi0ηt 式中G2——汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平路面時(shí)后驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷；G2=mg60%。 ?——道路的附著系數(shù)，在瀝青混凝土干路面，φ=0.7～0.8，取φ=0.75。 G2rr?則ig1≤=3.490 （2-4） Temaxi0ηt 由（2-3）（2-4）得2.797≤ 所以，取ig1ig1≤3.490； =3.2。 變速器的1檔傳動(dòng)比應(yīng)根據(jù)上述條件確定。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, 一般汽車(chē)各擋傳動(dòng)比大致符合如下關(guān)系 ig4=1.0。[6] ig1ig2=ig2ig3=ig3ig4=ig4i

24、g5=ig5ig6=q（即q=nig1gn） 則q=1.47； ig1=3.2； ig2q2 ==2.2； ig3q==1.5； ig4=1.0； ig5=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。 - 6 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 列出變速器傳動(dòng)比如表2-1： 表2-1傳動(dòng)比分配表 3、變速器中心距 可以利用如下經(jīng)驗(yàn)公式初選中心距： KATemaxi1ηgA=KA1max= 式中KA——中心距系數(shù),對(duì)轎車(chē)8.9～9.3； T1max——變速器處于1檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，T1max=Temaxig1ηg； Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩

25、，N?m； ig1——變速器的1檔傳動(dòng)比； ——變速器的傳動(dòng)效率，取0.96。[7] ηg 則A=KA3emaxi1ηg =71.24～77.03（mm）。 初選中心距A=75mm。 4、變速器的軸向尺寸 貨車(chē)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：四擋 （2.2～2.7）A；五擋（2.7～3.0）A；六擋（3.2～3.5）A。轎車(chē)四檔變速器殼體軸向尺寸為（3.0～3.4）A。對(duì)于具體的變速器，其軸向尺寸取決于具體的結(jié)構(gòu)。 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。為檢測(cè)方便，A取整。 5、齒輪參數(shù) （1）模數(shù) 齒輪的模數(shù)定為4.0mm。

26、 - 7 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 (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β 貨車(chē)變速器螺旋角選取范圍為：18～26。 初選常嚙合齒輪螺旋角為24。 （4）齒寬b 直齒b=kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.5～8.0，取7.0； 斜齒b=kcmn，kc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)f0＝1.0，為一般汽車(chē)變速器齒輪所采用。 變速器基本參數(shù)列入表2-2： 表2-2變速器參數(shù) 2.2齒輪設(shè)計(jì)計(jì)算 2.2.

27、1各擋齒輪齒數(shù)的分配 本設(shè)計(jì)變速器結(jié)構(gòu)示意圖如圖2-1： - 8 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 圖2-1變速器結(jié)構(gòu)圖 一擋齒輪的齒數(shù)： 一檔傳動(dòng)比為 ZZ i1=29 （3-1） Z1Z10 為了求Z11，Z12的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和Zh，一擋齒輪為斜齒齒輪， Zh= 2Acosβ =33.8。取整為34。 m 取Z10=13，Z9=Zh-Z10=21。 對(duì)中心距A進(jìn)行修正： mnZh==74.44mm取整為A=75mm。 A0 2cosβ9-10 確定常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)： 由式（3-1）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 ZZ2 =i110 Z9 （

28、3-2） Z1 =2.17 常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 m(Z+Z2) A= n1 2cosβ - 9 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 Z1+Z2= 2Acosβ （3-3） mn =34.3 由式（3-2）、（3-3）得Z1=10.82，Z2=23.48取整為Z1=11，Z2=23，則： i2Z9 1= ZZ=3.38 1Z10 確定其他各擋的齒數(shù)： 二擋齒輪為斜齒輪 Z7=iZ1 Z28 Z2 =1.1 Zcosβ8 7+Z8= 2Am n =34.3 則Z7=18.0，Z8=16.3取整得Z7=18，Z8=16。 i2Z7

29、 2= ZZ 1Z8 =2.35 三擋齒輪為斜齒輪： Z5Z=iZ 13 6Z2 =0.72 A=mn(Z5 +Z6)2cosβ 5-6 Z5+Z6=34.3 由式（3-4）、（3-5）得 Z5=14.36，Z6=19.94。 取整 Z5=14，Z6=20。 i’Z2Z5 3 =Z=1.46 1Z6 - 10 - 3-4） 3-5） （（ 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 五擋采用超速檔，齒輪為斜齒輪。 Z3Z =i41 （3-6） Z4Z2 =0.37 Z3+Z4=2Acosβ （3-7） =34.3 由（3-6）（3-7）得Z3=9.26，Z4=25

30、.04， 取整Z3=9，Z4=25。 Z2Z3ig5=Z1Z4 =0.75 確定倒擋齒輪齒數(shù)： ‘=i4 倒擋齒輪采用直齒滑動(dòng)齒輪，選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪Z13的齒數(shù)一般在21～23之間，初選Z12后，可計(jì)算出中間軸與倒擋軸的中心距A，。初選Z13=21，Z12=14，則： A，= 1 m(Z12+Z13) 2 =70mm 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De11應(yīng)為 De12D +0.5+e11=A22 De11=2A-De12-1 =85mm De11 -2m =1

31、9.25 Zn= - 11 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 取Z11=19 計(jì)算倒擋軸和第二軸的中心距A’’ m(z13+z11) 2 =80mm 計(jì)算倒擋傳動(dòng)比 zzz i倒=2?13?11 z1z12z13A,,==2.84 2.2.2齒輪強(qiáng)度校核 1、滿(mǎn)足工作條件的要求 不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： m法≤3.5m法≥3.5m法≥5 時(shí)滲碳層深度0.8～1.2。 時(shí)滲碳層深度0.9～1.3。 時(shí)滲碳層深度1.0～1.3。[9] 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48

32、。[10] 2、計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為T(mén)emax=169N.m，轉(zhuǎn)速2100r/min，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 T1=Temaxη離η承=16999%96%=160.62N.m 中間軸 T2=T1η承η齒i2-1=160.620.960.9923/11=319.18N.m Ⅱ軸 - 12 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 一擋 T31=T2η承η齒i9-10=319.180.960.9921/13=634.27N.m 二擋 T32=T2η承η齒i7-8=319.180.960.9918/16=341.27N.m 三擋 T33=

33、T2η承η齒i5-6=319.180.960.9914/20=212.34N.m 五擋 T35=T2η承η齒i3-5=319.180.960.999/25=109.21N.m 倒擋 T倒=T2η承η齒i11-12=319.180.960.9919/14=411.69N.m 3、輪齒強(qiáng)度計(jì)算 1）輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1）直齒輪彎曲應(yīng)力σw σw= 2TgKσKf πmzKcy 3 （3-8） 式中：σw—彎曲應(yīng)力（MPa）； Tg —計(jì)算載荷（N.mm）； Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取Kσ=1.65； 齒形系數(shù)如圖2-2，可以查得： - 13 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文

34、 圖2-2齒形系數(shù)圖 Kf—摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì) 彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動(dòng)齒輪Kf=1.1，從動(dòng)齒輪Kf=0.9； b—齒寬（mm）； m—模數(shù)； y—齒形系數(shù)，如圖2-2。 當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時(shí)，倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車(chē)可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。 計(jì)算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力： 2T倒KσKf σw11= πm3z11Kcy11 =234.60MPa2T2KσKf σw12= πm3z12Kcy12 =282.84

35、MPa850MPa - 14 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 σw13= 2T倒KσKf πmz13Kcy13 3 =247.98MPaσw= 2TgcosβKσ 3πzmnyKcKε （3-9） 式中：Tg—計(jì)算載荷（N.mm）； ； mn—法向模數(shù)（mm） z—齒數(shù)； β—斜齒輪螺旋角（）； Kσ—應(yīng)力集中系數(shù)， Kσ=1.50； 3 y—齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)zn=zcosβ在圖2-2中查得； Kc—齒寬系數(shù) Kc=7.0； Kε—重合度影響系數(shù)，Kε=2.0。 當(dāng)計(jì)算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩Temax時(shí)，對(duì)乘用車(chē)常嚙合齒輪和

36、高擋齒輪，許用應(yīng)力在180～350MPa范圍，對(duì)貨車(chē)為100～250MPa。 計(jì)算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力： σw9= 2T31cosβKσ 3 πz9mny9KcKε =239.20MPaσw10=3 πz10mny10KcKε =189.82MPa- 15 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 其它各擋齒輪彎曲應(yīng)力按同樣方法計(jì)算，列表如表2-3： 表2-3 齒輪彎曲應(yīng)力 2）輪齒接觸應(yīng)力σ σj=0.?11? ?+ （3-10） bdcosαcosβ?ρzρb?? TgE 式中：σj—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； ； Tg—計(jì)算載荷（N m） d—節(jié)圓直徑(mm

37、)； . α—節(jié)點(diǎn)處壓力角（）； β—齒輪螺旋角（）； E—齒輪材料的彈性模量（MPa）； b—齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； ρz、ρb—主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪ρz=rzsinα、 ρb=rbsinα，斜齒輪ρz=(rzsinα2β、ρb=(rbsinα2β； - 16 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 rz、rb—主、從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 彈性模量E=20.6104 Nmm-，齒寬b=Kcm=Kcmn=74=28mm。 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如下表： 計(jì)算一擋齒輪9，10的接觸應(yīng)力 2 T31=634.27N.m，T2=319.18N.m

38、 d9=mz9=84mm，d10=mz10=52mm d52 ρz10=rsinα=sinα=sin20 =8.89mm z1022 d84 ρb9=rsinα=sinα=sin20 =14.36mm b922 σj9=0.T31E?11? ?+ bd9cosα?ρz10ρb9?? =1371.11MPaσj10=0.T2E?11? ?+ bd10cosα?ρz10ρb9?? =1236.20MPa其他檔位齒輪接觸應(yīng)力按同樣方法計(jì)算，列表如表2-4： 表2-4 各檔位齒輪接觸應(yīng)力 - 17 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 4、計(jì)算各擋齒輪的受力 （1）一擋齒輪9，1

39、0的受力 Ft9= 2T312?634.27 =?103=13691.74N d992.652T22?319.18 =?103=11130.95N d1057.35 Ft9tanαn = 13691.71tan20 /cos24.95?=5496.31N cosβ9-10 Ft10= Fr9= - 18 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 Fr10= Ft10tanαn = 11130.95tan20 /cos24.95?=4468.34N cosβ9-10 Fa9=Ft9tanβ9-10=13691.74tan24.95=6370.02N Fa10=F

40、t10tanβ9-10=11130.95tan24.95=5178.63N （2）二擋齒輪7，8的受力 Ft7= 2T322?341.27 =?103=8595.14Nd779.41 2T22?319.18Ft8==?103=9043.21N d870.59 Fr7= Ft7tanαn =8595.14tan20/cos24.95?=3450.38N cosβ7-8 Ft8tanαn = 9043.21tan20 /cos24.95?=3630.25N cosβ7-8 Fr8= Fa7=Ft7tanβ8=8595.14tan24.95=3998.85N Fa

41、8=Ft8tanβ8=9043.21tan24.95=4207.31N （3）三擋齒輪5，6的受力 Ft5= 2T332?212.34 =?103=6876.30N d561.762T22?319.18 =?103=7234.36N d688.24 Ft6= Ft5tanαn6876.30tan20 Fr5== =2760.38N cosβ5-6cos24.95 - 19 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 Ft6tanαn7234.36tan20 Fr6===2904.11N cosβ5-6cos24.95 Fa5=Ft5tanβ5-6=6876.30tan24.95

42、 =3199.17N Fa6=Ft6tanβ6=7234.36tan24.95 =3365.75N （4）五擋齒輪3，4的受力 2T342?109.21Ft3==?103=5500.38N d339.71 Ft4= 2T22?319.18 =?103=5788.01N d4110.29 Ft3tanαn5500.38tan20 Fr3== =2208.04N cosβ3-4cos24.95Ft4tanαn5788.01tan20 Fr4== =2323.50N cosβ3-4cos24.95 Fa3=Ft3tanβ3-4=5500.38tan24.95 =2559.0

43、3NFa4=Ft4tanβ3-4=5788.01tan24.95 =2692.85N （5）常嚙合齒輪1，2的受力 Ft1= 2T12?160.62 =?103=6619.41N d148.532T22?319.18 =?103=6291.12N d2101.47 Ft2= Ft1tanαn6619.41tan20 Fr1== =2657.25N cosβ1-2cos24.95Ft2tanαn6291.12tan20 Fr2== =2525.47N cosβ1-2cos24.95 - 20 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 Fa1=Ft1tanβ1-2=6619

44、.41tan24.95 =3079.65NFa2=Ft2tanβ1-2=6291.12tan24.95 =2926.92N （6）倒擋齒輪11，12的受力 Ft11= 2T倒2?319.18 =?103=8399.47N d1176 Ft12= 2T22?319.18 =?103=11399.29N d1256 Fr11=Ft11tanα= 8399.47tan20?=3057.16NFr12=Ft12tanα= 11399.29tan20?=4149.0N 2.3 軸設(shè)計(jì)計(jì)算 2.3.1軸的工藝要求 倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動(dòng)的光軸。變速器第二軸視結(jié)構(gòu)不同，

45、可采用滲碳、高頻、氰化等熱處理方法。對(duì)于只有滑動(dòng)齒輪工作的第二軸可以采用氰化處理，但對(duì)于有常嚙合齒輪工作的第二軸應(yīng)采用滲碳或高頻處理。第二軸上的軸頸常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面光潔度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光潔度不低于▽8。 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。[11] 2.3.2 軸的校核計(jì)算 1、初選軸的直徑 已知中間軸式變速器中心距A=75mm，第二軸和中間軸中部直徑 d≈(0.45～0.60)A，軸的最大直徑d和支承距離L的比值： 對(duì)中間軸，d/L=0.16～0.18；對(duì)第

46、二軸，d/L≈0.18～0.21。 第一軸花鍵部分直徑d（mm）可按式（4-1）初選: - 21 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 d=Kemax （4-1） 式中：K—經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0～4.6； Temax—發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。 第一軸花鍵部分直徑d1=(4.0～4.6=22.12～25.43mm；第二軸最大直徑d2max≈(0.45～0.60)?75=33.75～45.0mm；中間軸最大直徑 dmax≈(0.45～0.60)?75=33.75～45.0mm. 第二軸： dd2max ～0.18。 =0.18～0.21；第一軸及中間軸：1max=0.16 LL2

47、 第二軸支承之間的長(zhǎng)度L2=238.10～277.78mm；中間軸支承之間的長(zhǎng)度 L=277.78～312.5mm，第一軸支承之間的長(zhǎng)度L1=133.33～150.0mm。 2、軸的剛度驗(yàn)算 若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc，在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為δ，可分別用式（4-2）、（4-3）、（4-4）計(jì)算 Fra2b264Fra2b2 fc== 3EIL3πELd4 （4-2） Fta2b264Fta2b2 fs== 3EIL3πELd4 （4-3） δ= Frab(b-a)64Frab(b-a)=3EIL3πELd4 （4-4） fc2+fs2≤0.2mm。 軸的全撓度為

48、f= - 22 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 [fs]=0.10～軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為[fc]=0.05～0.10mm， 0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。 二軸受力彎曲示意圖2-3： 圖2-3 二軸受力圖 （1）第一軸常嚙合齒輪副，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) fc9 64Fr9a9b9 =4 3πELd32 22 ～0.10mm =0.0084mm≤0.05 64Ft9a9b9 fs9=4 3πd32EL 2 2 ～0.15mm =0.021≤0.10

49、f9= 2fc29+fs9=0.023mm≤0.2mm δ9= 64Fr9a9b9(b9-a9) 3πELd32 4 =-0.00021rad≤0.002rad 二檔時(shí) - 23 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 fc7 64Fr7a72b72 = 3πELd334 ～0.10mm =0.033mm ≤0.05 fs7= 64Ft7a72b72 4 3πd33EL ～0.15mm =0.0859≤0.10 f7= 2fc27+fs7=0.092mm≤0.2mm δ7= 64Fr7a7b7(b7-a7) 3πELd33 4 =-0.000

50、022rad≤0.002rad 三檔時(shí) fc5 64Fr5a52b52 = 3πELd344 ～0.10mm =0.0064mm≤0.05 64Ft5a5b5 fs5=4 3πd34EL 2 2 ～0.15mm =0.016≤0.10 f5= 2fc25+fs5=0.017mm≤0.2mm δ5= 64Fr5a5b5(b5-a5)3πELd34 4 =0.00027rad≤0.002rad 五檔時(shí) 64Fr3a32b32 fc3= 3πELd354 ～0.10mm =0.031mm≤0.05 - 24 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 64Ft3

51、a3b3 fs3=4 3πd35EL 22 ～0.15mm =0.078≤0.10 f3=δ3= 2fc23+fs3=0.084mm≤0.2mm 64Fr3a3b3(b3-a3)3πELd354 =0.00048rad≤0.002rad 倒檔時(shí) fc11= 64Fr11 a112b112 3πELd314 =0.0159mmfs11= 64Ft11a112b112 43πd31EL =0.0437f11= 2fc211+fs11=0.046mm≤0.2mm δ11= 64Fr11a11b11(b11-a11) 3πELd31 4 =-0.000

52、44rad≤0.002rad （3）中間軸剛度 中間軸受力圖如圖2-4 ： - 25 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 圖2-4 中間軸受力圖 一檔時(shí) fc10= 64Fr10a10b103πELd224 2 2 ～0.10mm =0.031mm≤0.05 fs10 64Ft10a10b10 =4 3πd22EL 2 2 ～0.15mm =0.079≤0.10 f10= 2fc210+fs10=0.085mm≤0.2mm δ10= 64Fr10a10b10(b10-a10) 3πELd22 4 =0.00022rad≤0.002ra

53、d 二檔時(shí) fc8= 64Fr8a82b823πELd33 4 ～0.10mm =0.033mm≤0.05 64Ft8a8b8 fs8=4 3πd33EL 2 2 ～0.15mm =0.0859≤0.10 - 26 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 f8= 2 fc28+fs8=0.92mm≤0.2mm δ8= 64Fr8a8b8(b8-a8)3πELd33 4 =-0.000022rad≤0.002rad 三檔時(shí) fc6= 64Fr6a6b63πELd34 42 2 =0.049mm≤0.05～0.10mm 64Ft6a6b6

54、 fs6=4 3πd34EL 2 2 =0.026≤0.10～0.15mm f6= 2fc26+fs6=0.135mm≤0.2mm δ6= 64Fr6a6b6(b6-a6) 3πELd34 4 =0.00027rad≤0.002rad 五檔時(shí) fc4= 64Fr4a4b43πELd25 42 2 ～0.10mm =0.0133mm ≤0.05 64Ft4a4b4 fs4=4 3πd25EL 2 2 ～0.15mm =0.0335≤0.10 f4= 2fc24+fs4=0.036mm≤0.2mm δ4= 64Fr4a4b4(b4-

55、a4) 3πELd25 4 =0.00009rad≤0.002rad - 27 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 常嚙合 fc2 64Fr2a2b2=4 3πELd26 2 2 ～0.10mm =0.0034mm≤0.05 64Ft2a2b2 fs2=4 3πd26EL 2 2 ～0.15mm =0.0088≤0.10 f2= 2 fc2+f2s2=0.0094mm≤0.2mm δ2= 64Fr2a2b2(b2-a2)3πELd26 4 =0.0001rad≤0.002rad 倒檔時(shí) fc12 64Fr12a12b12=4 3πELd2

56、1 2 2 ～0.10mm =0.013mm ≤0.05 fs12 64Ft12a12b12 =4 3πd21EL 2 2 ～0.15mm =0.035≤0.10 f12= 2fc212+fs12=0.037mm≤0.2mm δ12= 64Fr12a12b12(b12-a12) 3πELd21 4 =-0.00045rad≤0.002rad 3、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)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，可以不必計(jì)算。 （2）二軸的強(qiáng)度校核 二軸受力圖如圖2-5： - 28 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 圖2-5 二

57、軸受力圖 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RHA、RHB和彎矩MHC RHA+RHB=Ft9 RHAL1=RHBL2 由以上兩式可得RHA=9338.01N，RHB=4353.73N，MHC=-906.88N.m 2)求垂直面內(nèi)支反力RVA、RVB和彎矩MVC。 RVA+RVB=Fr9 Fr2L1+ 1 Fa9d9=RVBL2 RVB=5067.73N，Mvc左=81131.28N.mm，由以上兩式可得RVA=428.58N，MVC右 =482424.73N. mm - 29 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 按第三強(qiáng)度理論得： 22222

58、2 M=MH+MV+T=906.88+482.42+0.6?982.66=1421.54N.m 31右 σ= 32M =115.896MPa≤[σ]=400MPa 3 πd31 （3）中間軸強(qiáng)度校核 中間軸受力如圖2-6： 圖2-6 中間軸受力圖 綜合考慮，常嚙合和倒檔齒輪撓度最大，最危險(xiǎn)，因此校核常嚙合齒輪和倒檔齒輪。 1)求水平面內(nèi)支反力RHA、RHB和彎矩MHC、MHD RHA+RHB+Ft2=Ft12 Ft2L1+RHBL=Ft12(L1+L2) 由以上兩式可得RHA=-4558.33N，RHB=13692.32N，MHC=-131621.78N.mm，

59、MHD=354288.78Nmm - 30 - . 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 2)求垂直面內(nèi)支反力RVA、RVB和彎矩MVC、MVD RVA+RVB=Fr2+Fr12 Fr2L1+ 1 Fa2d2+Fr12(L1+L2)=RVBL 2 由以上兩式可得RVA=2206.16N,RVB=5896.61N,MVC左=152574.78N.mm， MVC右=63702.87Nmm,MVD=223021.10Nmm。 . . 按第三強(qiáng)度理論得： .222 MC=MHC+MVC右+αT2=505.04Nm 22MD=MHD+MVD+αT22=580.34 N.m σC

60、=σD= 32M =41.18MPa≤[σ]=400MPa 3 πd26 32M =37.66MPa≤[σ]=400MPa 3 πd21 2.4 同步器及操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 2.4.1同步器的設(shè)計(jì) 1、同步器概述 本設(shè)計(jì)所采用的同步器類(lèi)型為鎖環(huán)式同步器。此類(lèi)同步器的工作原理是：換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷(xiāo)和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。 2、同步環(huán)主要參數(shù)的確定 同步環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)及尺寸的確定：（如圖2-7） - 31 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 圖2-7 同步環(huán)結(jié)構(gòu) D—分度圓直徑 φ—同步環(huán)大端直徑 α—同步環(huán)錐面

61、角 B—同步環(huán)錐面寬 由圖9可推算出： φ=2R錐+Btgα； D=φ/0.8～0.85； B=（0.25～0.40）R錐；[13] 3、鎖環(huán)式同步器的基本尺寸 1）由于摩擦系數(shù)μs在設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)推薦采用0.10,故錐面角α一般可取6～730′。對(duì)多錐面同步器，由于摩擦力矩有足夠大，錐面角可取8或830′。[14] 2）同步環(huán)的幾個(gè)結(jié)構(gòu)尺寸： a.摩擦錐面的平均半徑R錐和同步錐環(huán)的徑向厚度W： R錐和W的大小，都受到變速器齒輪中心距和相關(guān)零件結(jié)構(gòu)及空間尺寸的限制。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)在許可范圍內(nèi)，R錐和W都應(yīng)該越大越好。 b.同步錐環(huán)的工作面寬度B： 在選擇B時(shí)，應(yīng)考慮：B大時(shí)會(huì)影響同步器軸

62、向尺寸加大，但B的大小 也直接影響到錐環(huán)為散熱和耐磨損能否提供足夠大的錐面面積。一般在設(shè)計(jì) - 32 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 時(shí)，R錐越大則B也要相應(yīng)選擇大一些。有些資料推薦的一個(gè)經(jīng)驗(yàn)公式可做參考：B≈（0.25～0.40）R錐。[15] c.同步錐環(huán)內(nèi)錐面上的螺紋線： ⑴一般推薦螺紋頂寬為0.025～0.10。 ⑵螺距及螺紋角：一般螺距推薦取0.6～0.75。螺紋角一般取60，螺紋深可取0.25～0.40。[16] 2.4.2變速器的操縱機(jī)構(gòu) 根據(jù)汽車(chē)使用條件的需要，駕駛員利用變速器的操縱機(jī)構(gòu)完成選擋和實(shí)現(xiàn)換擋或退到空擋的工作。 用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見(jiàn)的是由

63、變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒擋鎖裝置等主要件組成，并依靠駕駛員手力完成選擋、換擋或退到空擋工作，稱(chēng)為手動(dòng)換擋變速器。 設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)滿(mǎn)足以下要求： 1.換檔時(shí)只允許掛一個(gè)檔。這通?？炕ユi裝置來(lái)保證，其結(jié)構(gòu)型式有如右圖所示： 圖2-8變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu) 1-自鎖鋼球2-自鎖彈簧3-變速器蓋 4-互鎖鋼球5-互鎖銷(xiāo)6-撥叉軸 2.在掛檔的過(guò)程中，若操縱變速桿推動(dòng)撥叉前后移動(dòng)的距離不足時(shí)，齒 - 33 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達(dá)到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車(chē)震動(dòng)等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動(dòng)而減少了齒輪的

64、嚙合長(zhǎng)度，甚至完全脫離嚙合。為了防止這種情況的發(fā)生，應(yīng)設(shè)置自鎖裝置（如圖2-8所示）。 3.汽車(chē)行進(jìn)中若誤掛倒檔，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。汽車(chē)起步時(shí)如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。為此，應(yīng)設(shè)置倒檔鎖。 2.5 軸承及平鍵的校核 2.5.1 軸承選擇及校核 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初選一軸軸承型號(hào)圓錐滾子軸承33005，油潤(rùn)滑 Cr=32500N。極限轉(zhuǎn)速n=9500r/min，查《機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)踐》該軸承的Co=42500N， 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RH1、RH2 RH1+RH2=Ft9

65、 Ft9L1=RH1L 由以上兩式可得RH1=10394.28N，RH2=3297.46N。 Ⅱ）內(nèi)部附加力FS1、FS2，由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得Y=1.4和Y=2.1 FS1=RH1/2Y=3712.24N FS2=RH2/2Y=785.11N Ⅲ）軸向力Fa1和Fa2 由于Fa9+FS2>FS1 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 Fa1=Fa9+FS2=6370.02+785.11=7155.13N - 34 - 中北大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計(jì)論文 Fa2=FS1=3712.24N Ⅳ）求當(dāng)量動(dòng)載荷 查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)得 Cr=325000N,C0r=425000N向當(dāng)量動(dòng)載荷Pr

66、： Fa1 =1.30≥e=0.29 Fr9 fp 查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》，則X=0.4，Y=2.1。 P=fp(XFr1+YFa1)， 為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見(jiàn)《機(jī)械設(shè)計(jì) 原理與設(shè)計(jì)》。 fp （1.2～1.8）取 fp =1.2 P=fp(XFr1+YFa1)=23020.188N 3、計(jì)算軸承的基本額定壽命Lh 106?C?Lh= ?，ε為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承ε=3；對(duì)滾子軸承ε=10/3。 60n?P? ε n=1200r/min 106?C?106?32500?Lh= ?= ? 60n?P?60?1200?23020.188? ε10/3 , L=43630.33h＞h=30000h合格。 2）二軸軸承校核 一檔時(shí)傳遞的軸向力最大。 按同樣方法計(jì)算可得： 106?C?106?35800?Lh= ?= ? 60n?P?60?342.86?7819.34? ε10/3 , L=31144.03h＞h=30000h合格。 3）中間