車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 1 前 言 近幾年來(lái)，我國(guó)的工程車(chē)輛工業(yè)發(fā)展迅猛，而隨著汽車(chē)工業(yè)的崛起也伴隨著對(duì)于產(chǎn)品的實(shí)驗(yàn)與檢測(cè)手段的落后。尤其是目前，我國(guó)制造汽車(chē)尚在起始階段，還不成熟 然要在當(dāng)今技術(shù)潮流中疾進(jìn)，而以后汽車(chē)傳動(dòng)系統(tǒng)發(fā)展方向是以自動(dòng)變速器技術(shù)（自動(dòng)變速器和液壓機(jī)械轉(zhuǎn)向裝置）為核心，所以為了給汽車(chē)自動(dòng)傳動(dòng)產(chǎn)品完善設(shè)計(jì)理念、交檢產(chǎn)品性能，控制產(chǎn)品的質(zhì)量，提高汽車(chē)的品質(zhì)，勢(shì)必對(duì)其零部件提出更高更嚴(yán)格的要求。傳動(dòng)系是汽車(chē)實(shí)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力輸出到行駛的必需系統(tǒng) , 變速器是汽車(chē)傳動(dòng)系中一個(gè)重要總成 ,在設(shè)計(jì)時(shí)， 應(yīng)盡量提高變速器產(chǎn)品結(jié)構(gòu)和零部件的性能、壽命 , 為產(chǎn)品設(shè)計(jì)與質(zhì)量評(píng)價(jià)提供可靠的科學(xué)依據(jù) , 縮短產(chǎn)品的開(kāi)發(fā)周期和提高產(chǎn)品質(zhì)量。 變速箱的設(shè)計(jì)需要在整車(chē)設(shè)計(jì)的總體原則下結(jié)合變速箱要滿(mǎn)足的具體功能展開(kāi)。因此本著好用、好造、好修的總原則，力求產(chǎn)品通用化、標(biāo)準(zhǔn)化、系列化。 變速箱用來(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，使拖拉機(jī)獲得不同使用工況下合適的牽引力、方向和速度，使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍下工作；并能在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)可較長(zhǎng)時(shí)間的停車(chē) 。 本畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)，主要講述了最終傳動(dòng)的選擇設(shè)計(jì)和方案分析。對(duì)最終傳動(dòng)的分類(lèi)和工作原理進(jìn)行了深入的對(duì)比和分析，選出最優(yōu)方案來(lái)進(jìn)行設(shè)計(jì)，選擇合適的機(jī)構(gòu)和零件。這次設(shè)計(jì)是在以往所學(xué)基礎(chǔ)和專(zhuān)業(yè)課程的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)的，經(jīng)過(guò)對(duì)比其他車(chē)型同類(lèi)裝置的設(shè)計(jì)方案，有選擇的借鑒或創(chuàng)新來(lái)進(jìn)行設(shè)計(jì)。 本次設(shè)計(jì)是我們?cè)谛Ｆ陂g最后一次設(shè)計(jì)、學(xué)習(xí)機(jī)會(huì)，是對(duì)所學(xué)知識(shí)的一次綜合運(yùn)用，也是我們?cè)谧呦蚬ぷ鲘徫恢暗囊淮沃匾獙?shí)戰(zhàn)演練。通過(guò)這次設(shè)計(jì)，我們進(jìn)一步對(duì)所學(xué)知識(shí)加以鞏固，進(jìn)一步提高搜集資料及查閱資料的能力，進(jìn)一步提高我們的團(tuán)隊(duì)協(xié)作精神?？傊?， 這次設(shè)計(jì)對(duì)我們走向工作崗位有著重要的作用。 本次設(shè)計(jì)得到了曹青梅老師的精心指導(dǎo)。在方案確定和畫(huà)圖過(guò)程中，車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 2 曹老師都一直密切關(guān)注，提出許多寶貴意見(jiàn)，并對(duì)其中的錯(cuò)誤及時(shí)給予更正。最后的全部審閱工作也是由曹老師精心完成，對(duì)此我表示最衷心的感謝。 由于本書(shū)編寫(xiě)時(shí)間倉(cāng)促，編者水平有限，難免有漏洞，誠(chéng)懇的希望老師和同學(xué)批評(píng)指正。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 3 第一章 概述 變速器是用來(lái)改變改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的，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(chē)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，可在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)，汽車(chē)滑行或停車(chē)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)有倒擋，使汽車(chē)獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。 對(duì)變速器提出如下要求： 1）保證汽車(chē)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)置倒擋，使汽車(chē)能倒退行駛。 4)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要是能進(jìn)行功率輸出。 5)換檔迅速、省力、方便。 6)工作可靠。汽車(chē)行使過(guò)程中，變速器不得跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 7)變速器應(yīng)有高的工作效率。 8)變速器的工作燥聲 低。 除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)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。 滿(mǎn)足汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)，這與變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比有關(guān)。汽車(chē)工作的道路條件越復(fù)雜、比功率越小，變速器的傳動(dòng)比范圍越大。 變速器由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)可按前進(jìn)擋數(shù)或軸的形式分類(lèi)。 在原有變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)基礎(chǔ)上，再附加一個(gè)副箱體，這就在結(jié)構(gòu)變化不大的基礎(chǔ)上，達(dá)到增加變速器擋數(shù)的目的。近年來(lái)，變速器操縱機(jī)構(gòu)有向自動(dòng)操作方向發(fā)展的趨勢(shì)。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 4 第二章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置 機(jī)械式變速器因具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、 傳動(dòng)效率高、制造成本低和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車(chē)上得到廣泛的應(yīng)用。 動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析 設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車(chē)的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車(chē)的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。 傳動(dòng)比范圍是變速器低檔傳動(dòng)比與高檔傳動(dòng)比的比值。汽車(chē)行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車(chē)質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車(chē)變速器的傳動(dòng)比范圍為 般用途的貨車(chē)和輕型以上的客車(chē)為 野車(chē)與牽引車(chē)為 通常，有級(jí)變速器具有 3、 4、 5 個(gè)前進(jìn)檔；重型載貨汽車(chē)和重型越野汽車(chē)則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá) 616 個(gè)甚至 20 個(gè)。 變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用效率、汽車(chē)的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車(chē)速，從而可提高汽車(chē)的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。但采用手動(dòng)的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無(wú)聲換檔，對(duì)于多于 5 個(gè)前進(jìn)檔的變速器來(lái)說(shuō)是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。 某些轎車(chē)和貨車(chē)的變速器，采用僅在 好路和空載行駛時(shí)才使用的超速檔。采用傳動(dòng)比小于 1（ 超速檔，可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為 1 的直接檔比較，采用超速檔會(huì)降低傳動(dòng)效率。 有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。 三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 5 三軸式變速器如圖 2示，其第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒 輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩則稱(chēng)為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：處直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 圖 2轎車(chē)中間軸式四檔變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 中間軸 兩軸式變速器如圖 2示。與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除最到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車(chē)多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車(chē)的動(dòng)力 縱性好且可使汽車(chē)質(zhì)量降低 6%10%。兩軸式變速器則方便于這種布置且傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 6 如圖所示，兩軸式變速器的第二軸（即輸出軸）與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)，主減速器可用螺旋錐齒輪或雙面齒輪；當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)橫置時(shí)則可用圓柱齒輪，從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成本。除倒檔常用滑動(dòng)齒輪（直齒圓柱齒輪）外，其他檔均采用常嚙合斜齒輪傳動(dòng)；個(gè)檔的同步器多裝在第二軸上，這是因?yàn)橐粰n的主動(dòng)齒輪尺寸小，裝同步器有困難；而高檔的同步器也可以裝在第一軸的后端，如圖示。 兩軸式變速器沒(méi)有直接檔，因此在高檔工作時(shí)，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點(diǎn)。另外，低檔傳動(dòng)比取值的上限（ =受到較大限制 ,但這一缺點(diǎn)可通過(guò)減小各檔傳動(dòng)比同時(shí)增大主減速比來(lái)取消。 圖 2軸式 變速器 1 第一軸； 2 第二軸； 3 同步器 有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢(shì)是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長(zhǎng)的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。 本次設(shè)計(jì)采用中間軸式變速器。 圖 2 2 2別示出了幾種中間軸式四，五，六檔變速器傳車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 7 動(dòng)方案。它們的共同特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接檔。使用直接檔，變速器的齒輪和軸承及中間軸均不承載，發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn) 矩經(jīng)變速器第一軸和第二軸直接輸出，此時(shí)變速器的傳動(dòng)效率高，可達(dá) 90%以上，噪聲低，齒輪和軸承的磨損減少因?yàn)橹苯訖n的利用率高于其它檔位，因而提高了變速器的使用壽命；在其它前進(jìn)檔位工作時(shí)，變速器傳遞的動(dòng)力需要經(jīng)過(guò)設(shè)置在第一軸，中間軸和第二軸上的兩對(duì)齒輪傳遞，因此在變速器中間軸與第二軸之間的距離（中心距）不大的條件下，一檔仍然有較大的傳動(dòng)比；檔位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動(dòng)，檔位低的齒輪（一檔）可以采用或不采用常嚙合齒輪傳動(dòng)；多數(shù)傳動(dòng)方案中除一檔以外的其他檔位的換檔機(jī)構(gòu)，均采用同步器或嚙合套換檔，少數(shù)結(jié)構(gòu)的一檔也采用同步器或嚙合套換檔，還有各檔同步器或嚙合套多數(shù)情況下裝在第二軸上。再除直接檔以外的其他檔位工作時(shí)，中間軸式變速器的傳動(dòng)效率略有降低，這是它的缺點(diǎn)。在檔數(shù)相同的條件下，各種中間軸式變速器主要在常嚙合齒輪對(duì)數(shù)，換檔方式和到檔傳動(dòng)方案上有差別。 圖 2間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案 如圖 2的中間軸式四檔變速器傳動(dòng)方案示例的區(qū)別：圖 2b 所示方案有四對(duì)常嚙合齒輪，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔；圖 2示傳動(dòng)方案的二，三，四檔用常嚙合齒輪傳動(dòng)，而一檔和倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔。 圖 2示方案，除一、 倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖 2c、 d 所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖2示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 8 圖 2間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案 圖 2示方案中的一檔、倒檔和圖 b 所示方案中的倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔，其余各檔均用常嚙合齒輪。 圖 2間軸式六檔變速器傳動(dòng)方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。 轎車(chē)的變速器常 采用中間軸式變速器，為縮短傳動(dòng)軸長(zhǎng)度，可將變速器后 端加長(zhǎng)，如圖 2b 所示。伸長(zhǎng)后的第二軸有時(shí)裝在三個(gè)支承上，其最后一個(gè)支承位于加長(zhǎng)的附加殼體上。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動(dòng)齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 變速器用圖 2示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開(kāi)的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 9 題。圖 2示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。 倒檔傳動(dòng)方案 圖 2常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖 2示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖 2示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖 2示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 2示方案。圖 2示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖 2示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車(chē)倒擋傳動(dòng)采用圖 2示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變 速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。 本設(shè)計(jì)采用圖 2示的傳動(dòng)方案。 圖 2速器倒檔傳動(dòng)方案 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 10 些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。 本次設(shè)計(jì)采用中間軸式方案 如圖 2倒檔傳動(dòng)方案有所改動(dòng)，采用 2常嚙合倒檔傳動(dòng)方案。 部件結(jié)構(gòu)方案分析 一、 齒輪形式 變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。 與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力，這對(duì)軸承不利。 在 變速器中 ，除倒檔和低檔齒輪其余 的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪齒數(shù)增加，導(dǎo)致變 速器的質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。本次設(shè)計(jì)除倒檔和一檔采用直齒圓柱齒輪其余均 采用斜齒圓柱齒輪。 二、 換擋機(jī)構(gòu)形式 變速器換擋機(jī)構(gòu) 有直齒滑動(dòng)齒輪，嚙合套，和同步器換擋三種形式。 汽車(chē)行駛時(shí)，因變速器內(nèi)各轉(zhuǎn)動(dòng)齒輪有不同的角速度，所以用軸向滑動(dòng)直齒齒輪方式換擋，會(huì)在齒端面產(chǎn)生沖擊，并伴隨噪聲。這不僅是齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞，同時(shí)使駕駛員精神緊張，而換擋產(chǎn)生的噪聲又使承坐舒適性降低。只有駕駛員用熟練的操作技術(shù)才能使換擋時(shí)齒輪無(wú)沖擊，并克服上述缺點(diǎn)；但換擋瞬間駕駛員注意力被分散，又影響行駛安全。除此之外，采用直齒滑動(dòng)齒輪換擋時(shí)，換擋行程長(zhǎng)也是它的缺點(diǎn)。因此，盡管這種換擋方式結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造，拆裝與維修工作容易，并能減少變速器旋轉(zhuǎn)部分的慣性力 矩，但除一擋，倒擋外已很少使用。 當(dāng)變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時(shí)，可以用移動(dòng)嚙合套換擋。這時(shí)，不僅換擋行程短，同時(shí)因承受換擋沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以它們都不會(huì)過(guò)早損壞；但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員又熟練的操作技術(shù)。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車(chē)變速器上應(yīng)用。這是因?yàn)橹匦拓涇?chē)擋位間的公比較小，則換擋機(jī)構(gòu)連接件之間的角速度差也小，因此采用嚙合套換擋，并且與同步器換擋比較還有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，制造容易，能降低制造成本及減少變速器長(zhǎng)度等有點(diǎn)。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 11 使用 同步器能保證迅速，無(wú)沖擊，無(wú)噪聲換擋，而與操作技術(shù)的熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車(chē)的加速性，燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它油結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向 尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛的應(yīng)用。 利用同步器或嚙合套換擋，其擋位行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程短。在滑動(dòng)齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。為了操縱方便，要求換入不同擋位的變速桿行程應(yīng)盡可能一樣，如利用同步器或嚙合套換擋，就很容易實(shí)現(xiàn)這一點(diǎn)。 本次設(shè)計(jì)采用的換擋機(jī)構(gòu)形式是所有 擋均采用同步器換擋。 三、 變速器軸承 作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的變速器 軸支撐在殼體或其它部位的地方以及齒輪與軸不做固定連接處應(yīng)安置軸承。變速器軸承常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種類(lèi)型的軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。 汽車(chē)變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小的特點(diǎn)，采用尺寸大寫(xiě)的軸承受結(jié)構(gòu)限制，常在布置上油困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。第二軸后端常采用球軸承，用來(lái)承受軸向力和徑向力。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間 ，常采用一端有密封圈的球軸承來(lái)承受徑向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后不軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。由于變速器向輕量化方向發(fā)展的需要，要求減少變速器中心距，這就影響倒軸承外徑的尺寸。為了保證軸承有足夠的壽命，可選用能承受一定軸向力的無(wú)保持架的圓柱滾子軸承。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來(lái)承受都可以，但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋由困難時(shí)，必須由后端軸承承受軸向力。前端采用圓柱滾子軸承來(lái)承受徑向力，而 后端采用外圈由擋圈的球軸承或圓柱滾子軸承。 圓錐滾 子軸承因有直徑較小、寬度較寬，因而容量大，可承受高負(fù)荷和通過(guò)對(duì)軸承預(yù)緊能消除軸向竄動(dòng)等優(yōu)點(diǎn)，故在一些變速器上得到應(yīng)用。圓錐滾子軸承也有裝配后需要調(diào)整預(yù)緊，使裝配麻煩且磨損后軸易歪斜，從而影響齒輪正確嚙合等一些缺點(diǎn)。當(dāng)采用錐軸承時(shí)，要注意軸承的預(yù)緊，以免殼體車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 12 受熱膨脹后軸承出現(xiàn)間隙而使中間軸歪斜。導(dǎo)致齒輪不能正確嚙合而損壞。因此。錐軸承不適合用在線性系數(shù)比較大的鋁合金殼體上。 變速器第一軸、第二軸的后部軸承，以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并保 證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 6 滾針軸承、滑動(dòng)軸套主要用在用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。滾針軸承有滾動(dòng)摩擦損失小、傳動(dòng)效率高、經(jīng)向配合間隙小、定位及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高、有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn)?；瑒?dòng)軸套的經(jīng)向間隙大、易磨損、間隙增大后影響齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒?dòng)軸套的優(yōu)點(diǎn)是制造容易、成本低。 第一軸的后 端采用深溝球軸承 ，第二軸中和齒輪配合的軸承采用滾針軸承，中間軸兩端采用 圓錐滾子軸承 。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 13 第三章 變速器主要參數(shù)的選擇 心距 A 對(duì)中間軸式變速器，是將中 間軸與第二軸軸線之間的距離稱(chēng)為變速器的中心距 A。對(duì)兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸軸線之間的距離稱(chēng)為變速器的中心距 A。它是一個(gè)基本參數(shù)，其大小不僅對(duì)變速器的外形尺寸、體積大小由影響，而且對(duì)齒輪的接觸強(qiáng)度由影響。中心距越小，齒輪的接觸應(yīng)力越大，齒輪的壽命越短。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證齒輪必要的接觸強(qiáng)度來(lái)確定。變速器軸經(jīng)軸承安裝在殼體上，從布置軸承的可能與反便和不因同一垂直面上的兩軸承孔之間的距離過(guò)小而影響殼體的強(qiáng)度考慮，要求中心距取大些。此外，受一擋小齒輪齒數(shù)不能過(guò)少的限制，要求中心距也要大些。還有 ，變速器中心距取的過(guò)小，會(huì)使變速器長(zhǎng)度增加，并因此使軸的剛度被削弱和使齒輪的嚙合狀態(tài)變壞。 對(duì)于中間軸式初選中心距 A 時(shí)，可根據(jù)下述公式計(jì)算 A=ge (3式中， A 為中心距（ 中心距系數(shù)，商用車(chē)取 9.6； 1i 為變速器一擋傳動(dòng)比；g為變速器傳動(dòng)效率，取 96。 分析該車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)及相關(guān)參數(shù)：該車(chē)為 11 噸的重型載貨汽車(chē)， 。 按下試計(jì)算輪胎半徑： 按最大爬坡度計(jì)算 0 . 0 2 5 4 (1 ) 2s (3其中 = =入數(shù)據(jù)得 其中 481 擋傳動(dòng)比： 參考同類(lèi)車(chē)型：取主減速器傳動(dòng)比為 i。 = 取 T = 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 14 i 。 (3試中 :m 為汽車(chē)重質(zhì)量 m=11000Kg,g 為重力加速度 g=g,發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 81N.m,i。為主減速器傳動(dòng)比等于 道路最大阻力系數(shù)等于 驅(qū)動(dòng)輪滾動(dòng)半徑， T 為汽車(chē)傳動(dòng)系效率 。 代入數(shù)據(jù)得1 根據(jù)車(chē)輪與路面附著條件確定一檔傳動(dòng)比： 21m a r e i T。(32 車(chē) 滿(mǎn) 載 時(shí) 靜 止 于 水 平 路 面 驅(qū) 動(dòng) 橋 給 路 面 的 載 荷 ， 2G=11000 10 73150 為道路附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 =此取 代入數(shù)據(jù)得1以 選一檔傳動(dòng)比為1五檔為直接檔傳動(dòng)比為5。 其他各檔傳動(dòng)比按等比數(shù)列來(lái)分配：則2 3 4 把一檔傳動(dòng)比代入中心距公式計(jì)算變速器中心距： A=3 4 8 1 8 9 6 %= 圓整后取 A=138 輪參數(shù)的選取 一、模數(shù) 齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。 在變速器中心距相同的的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重合 度增加，并減少齒輪噪聲、所以為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各擋齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；減少乘用車(chē)齒輪工作噪聲又較為重要的意義，因此齒輪的模數(shù)應(yīng)選的小些； 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 15 表 3 1 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù) 型 乘用車(chē)的發(fā)動(dòng)機(jī)排量 V/L 貨車(chē)的最大總質(zhì)量 t 數(shù)nm/5 一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) m a 4 7 m m(3 其中81得出 一檔直齒輪的模數(shù) m 31 m a 3 3mT (3 通過(guò)計(jì)算 m= 由于我們?cè)O(shè)計(jì)的貨車(chē)的總質(zhì)量為 11000以參照表 3 1 選取.0 m= 二、 齒形、壓力角 、螺 旋角 和齒寬 b 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 3取。 表 3車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 項(xiàng) 目 車(chē)型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車(chē) 高齒并修形的齒形 15， 16 25 45 一般貨車(chē) 定的 標(biāo)準(zhǔn)齒形 20 20 30 重型車(chē) 同上 低檔、倒檔齒輪 25 小螺旋角 壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車(chē)，為加大重合度已降低噪聲，取 小些；對(duì)貨車(chē)，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器 一檔、倒檔 齒輪壓力角 取 25 其余齒輪取 20 ,同步器取 30；斜齒輪螺旋角 取 20。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí) 應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律 右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪左車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 16 旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力， b 加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以 有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬： 直齒 b=(.0)m， 齒 b=(.5)m， 一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 本次設(shè)計(jì) 直齒輪 b=7齒輪 b=432 、 齒輪變位系數(shù)的選擇原則 齒輪的變位是齒輪設(shè)計(jì)中的一個(gè)重要環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒 輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 齒輪變位主要有兩類(lèi)：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)使不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位即具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。 由幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各擋傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合的齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪由相同的中心距，此 時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。對(duì)于斜齒輪傳動(dòng)，可以通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。我在齒輪設(shè)計(jì)中 ,對(duì)需要變位的齒輪 采用 了 角度變位 的方法來(lái)保證中心距 。 擋齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算 在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)變速器的擋數(shù)、傳動(dòng)比 和傳動(dòng)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各擋齒輪的齒數(shù)比應(yīng)盡量車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 17 10912 91012 ( 21 n 不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻 。 一檔和倒檔采用直齒 輪，其余采用斜齒。 一檔傳動(dòng)比 （ 3 為了確定 齒數(shù)， 先求其齒數(shù)和 Z : （ 3 其中 A =138m =6； 故有 Z =46 貨車(chē) 變速器一檔直齒輪的最 小齒數(shù)為 12處取10Z=13， 則可得出9Z=33。 圖 3檔變速器 示意 圖 上面根據(jù)初選的 A 及 m 計(jì)算 出的 Z 可能不是 整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 3出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 Z 及齒輪 變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距 A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。 這里 Z 修正為 46，則根據(jù)式（ 3推出 A=138 由式（ 3出常嚙合齒輪的傳 動(dòng)比 （ 3 由已知數(shù)據(jù)可知 1= 而常嚙合齒輪的中心距與 一檔齒輪的中心距相等 (3由此可得： (3車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 18 8712 g 1212131311 )(21 1311 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù) ： = 20 。 （ 3與 (3立可得： 1Z = 16、 2Z = 49。 根 據(jù)式（ 3算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為 ：1據(jù)式（ 3可算出： = 二檔傳動(dòng)比 (3 而I=由已知數(shù)據(jù)可知 :8 = 對(duì)于斜齒輪 ： (3 故有： 65 （ 3聯(lián)立 （ 3得： : 41 , 24。 按同樣的方法可分別計(jì)算出： 三檔齒輪 : 32 , 33； 四檔 齒輪 : 23 ， 42 一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取 中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù) 1312 Z 。 而通常情況下，倒檔軸齒輪13123，此處取13Z=23。 由 (3可計(jì)算出 32 。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 1 2 1 31 1082 nA m Z Z m m (3而倒檔軸與第二軸的中心 : (3=165 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 19 變速器齒輪參數(shù)表 3輪 齒輪模數(shù) 壓力角 螺旋角 齒數(shù) 1 4 20 16 2 4 20 49 3 4 20 23 4 4 20 42 5 4 20 32 6 4 20 33 7 4 20 41 8 4 20 24 9 6 25 33 10 6 25 13 11 6 25 32 12 6 25 13 13 6 25 23 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 20 第四章 變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算 的計(jì)算與校核 當(dāng)變速器掛一擋時(shí)軸受力最大 ,所以只要一擋時(shí)軸的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求 ,其就符合要求只 ,下面只校核一擋時(shí)中間軸的強(qiáng)度。 一 中間軸的受力分析 中間軸的軸向力基本上已相互抵消可以不予考慮。 1. 1 m a e481000 (12T F = d =5800 (N) 11 =3432 (N) 11 =3025 (N) 2. 22 m e =1473062 (N) 2 =d =37770 （ N） 2F n =18724 （） 22t a n 0F a F t 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 21 二 面受力分析 1. R 1 r 1 r 2 1F ( 3 6 + 2 9 8 + 1 5 3 ) - F ( 2 9 8 + 1 5 3 ) - F 1 5 3 1 0 4 = 0 代入數(shù)據(jù)得： 12353 (N) 2. R 2 r 1 r 2 1F ( 3 6 + 2 9 8 + 1 5 3 ) - F 3 6 - F 2 9 8 1 0 4 = 0 代入數(shù)據(jù)得： 218973 （ N） 三 Y 面受力分析： 1. R 1 t 1 2F ( 3 6 + 2 9 8 + 1 5 3 ) + F ( 2 9 8 + 1 5 3 ) - F t 1 5 3 = 0 代入數(shù)據(jù)得：152 （ N） 2. R 2 t 1 t 2F ( 2 3 + 3 0 3 + 5 5 ) + F 2 2 - F 5 5 = 0 代入數(shù)據(jù)得： 28932（ N） 四 作力矩圖 面 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 22 2 Y 面 五 校核計(jì)算 1473026T N m m ； 3 34658932dW m m； 軸的材料選用 20用滲碳、淬火、回火處理。 在低檔工作時(shí) =400 22 2 7 9 . 5 p ； 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 23 驗(yàn)算合格。 輪的計(jì)算與校核 一擋齒輪因其承受載荷最大，所以只要它滿(mǎn)足要求，其它各擋都滿(mǎn)足要求，由于常嚙合齒輪一直處于工作狀態(tài)，因此也要對(duì)其進(jìn)行校核。下面對(duì)一擋齒輪和常嚙合齒輪進(jìn)行校核。 一、 齒輪的計(jì)算校核公式 ： 1. 彎曲應(yīng)力： 直齒， 132f g k k T k Kb t y m Z K y (4斜齒， 132 c o k k T kb t y k m z k y k(4式中： 1F 圓周力；k應(yīng)力集中系數(shù) ； 面寬系數(shù) ； t法向齒距 ； y齒行系數(shù) ； k重合度影響系數(shù) ； 擦力影響系數(shù)。 2 齒面接觸應(yīng)力： 式中： F 齒面上的法向力 ； E齒輪材料的彈性模量 E=210000； b齒輪接觸的實(shí)際寬度 ； ,主從動(dòng)齒輪節(jié)圓處的曲率半徑。 二、 校 核中間 軸一擋齒輪： 132f g k k T k Kb t y m Z K y 其中： k= y=z=13 m=6 1473062 代入數(shù)據(jù)得： W= 輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 24 j許用應(yīng)力在 400間，所以合適。 TF=d =37770N 1c o s c o s=43072N b=32齒輪： s i n 1 6 . 5s i n 4 1 . 8 4 則 = 檔和倒檔得許用接觸應(yīng)力在1900間，所以合適。 三、 校核第二軸一擋齒輪： 圖 4形系數(shù)圖 132f g k k T k Kb t y m Z K y 其中： k= y=z=33 m=6 1473062 代入數(shù)據(jù)得：W= 用應(yīng)力在 400間，所以合適。 TF=d =12836N 1c o s c o s=15431N b=27 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 25 jj則 =檔和倒檔得許用接觸應(yīng)力在 1900間，所以合適。 四、 校核第一軸常嚙合齒輪： 132 c o k k T kb t y k m z k y k其中： 386500 k= y=, k=2 , , =, z=16 。 代入數(shù)據(jù)得： W= 于貨車(chē)，當(dāng)計(jì)算載荷取 變速器一軸上的最 大轉(zhuǎn)矩時(shí)，常嚙合齒輪許用彎曲應(yīng)力為 1 0 0 2 5 0w M p a ，所以合格。 TF=d =c o s c o s= b=36 2r =2r = 則 = 963 取 T 時(shí)，變速器常嚙合齒輪的許用接觸應(yīng)力為 1300以合格。 五、 校核中間軸常嚙合齒輪： 132 c o k k T kb t y k m z k y k其中： 386500 k= y=, k=2 , , =, z=49 。 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 26 j代入數(shù)據(jù)得： W= 于貨車(chē)，當(dāng)計(jì)算載荷取 變速器一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，常嚙合持論許用彎曲應(yīng)力為 1 0 0 2 5 0w M p a ，所以合格。 TF=d =3230N 1c o s c o s=3864N b=32 2r =2r = 則 = 562 取 T 時(shí)，變速器常嚙合齒輪的許用接觸應(yīng)力為 1300以合格。 承的計(jì)算與校核 校核中間軸右軸承， 當(dāng)掛一擋時(shí)其承載最大，所以只要它滿(mǎn)足要求，其它的都滿(mǎn)足要 求 。 已知軸承：額定動(dòng)載荷 102 (額定靜載荷21a a F = 3025 (N) 222 4 5 2 3 8 9 3 2=39423 (N) 2 查表得： e=，所以 2or =39423N ， 所以 20 =21527 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 27 取 2or =39423N 沖擊載荷系數(shù) 5.1f F = 59867 103 , n=7675, 代入數(shù)據(jù)得： 10 ()60h cL 543276 (h) (4因?yàn)橐粨跏褂寐适?1所以應(yīng)如下驗(yàn)算其里程： L=543276 60 7675 %=659754 （ 對(duì)于汽車(chē)軸承壽命的要求是轎車(chē) 30 萬(wàn) 車(chē)和大客車(chē) 25 萬(wàn) 所以滿(mǎn)足要求 的校核計(jì)算 鍵主要用于軸和轂 的聯(lián)結(jié)以實(shí)現(xiàn)周向固定并傳遞轉(zhuǎn)矩這次設(shè)計(jì)中間軸和第一軸一擋均采用 鍵聯(lián)結(jié)，這里只校核第二軸一擋齒輪的花鍵。 一、 花鍵的校核計(jì)算 花鍵應(yīng)滿(mǎn)足擠壓強(qiáng)度： hl 10 0 02 (4式中為載荷分配不均系數(shù)這里取 Z 為花鍵的齒數(shù)， L 為齒的工作長(zhǎng)度，h 為花鍵側(cè)面工作高度， p 為花鍵 許用擠壓應(yīng)力取 70 第一軸花鍵規(guī)格： 為 8 56 62 25，工作長(zhǎng)度 L 為 25 p 56 70 合。 所以鍵的規(guī)格 滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 二、 平鍵的校核計(jì)算 普通平鍵連接的強(qiáng)度條件為 ： 2 1 0 0 0 k l d， （ 4 式中： 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 28 T 為傳遞的轉(zhuǎn)矩 ()2 y F， k 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， ，此處 h 為鍵的高度， l 鍵的工作長(zhǎng)度， 圓頭平鍵 l L b，這里的 L 為鍵的公稱(chēng)長(zhǎng)度， b 為鍵的寬度， d 軸的直徑， p 鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，此處 1 0 0 1 2 0p M p a 。 鍵 14 63 T=481 k=l =63， d=50。 p= 同理：鍵 18 25 T=481 k=6， l =25， d=60。 p= 車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 29 第五章 同步器的設(shè)計(jì) 同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種，目前得到廣泛應(yīng)用的是 慣性增力式同步器。慣性增力式同步器能做到換擋時(shí)，在兩換擋元件之間的角速度完全相等之前不允許換擋，因而能很好的完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求。 按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷(xiāo)式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式 幾種。因鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點(diǎn)，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制，轉(zhuǎn)矩容量不大，而且由于鎖止面在鎖環(huán)的接合齒上，會(huì)因齒端磨損而失效，因而主 要用于承用車(chē)和總質(zhì)量不大的火車(chē)變速器中，這次設(shè)計(jì)我采用的都是鎖銷(xiāo) 式同步器。 同步過(guò)程與鎖銷(xiāo)式類(lèi)似，但鎖止元件是式個(gè)鎖銷(xiāo)及相配的鎖銷(xiāo)孔倒角，另有三個(gè) 以 彈簧及鋼球定位的定位銷(xiāo)，作為彈性元件的三個(gè)彈簧及相應(yīng)的定位鋼球是裝在配合套的鉆孔中，使嚙合套等在空擋時(shí)保持中間位置 。摩擦元件是鉚在鎖銷(xiāo)兩端的同步錐環(huán)及與之相配并固定在齒輪上的內(nèi)錐面，其摩擦錐面徑向尺寸大，轉(zhuǎn)矩容量大，廣泛用于中、重型貨車(chē)。 一 鎖銷(xiāo) 同步器主要尺寸的確定 1. 接近尺寸 b: 同步器換擋第一階段中間，摩擦環(huán)向摩擦盤(pán) 作軸向移動(dòng)， 摩擦盤(pán)與摩擦環(huán) 之間的軸向距離 b，稱(chēng)為接近尺寸。尺寸 b 應(yīng)大于零，取 ( 0 . 1 4 0 . 2 ) 。 2. 滑塊轉(zhuǎn)動(dòng)距離 c c=8 主要參數(shù)的確 定 1. 摩擦因數(shù) f 同步器是在同步環(huán)與連接齒輪之間存在角速度差的條件下工作，要求同步環(huán)有足夠的使用壽命，應(yīng)當(dāng)選用耐磨性能良好的材料。摩擦因數(shù)除與選用的材料有關(guān)外，還與工作面的表面粗糙度、潤(rùn)滑油類(lèi)型和溫度等因素有關(guān)。作為與同步環(huán)錐面接觸的齒輪山的錐面部分與齒輪做成一體，用低碳合金鋼制成。由黃銅合金與鋼材構(gòu)成的摩擦副，在油中工作的摩擦因數(shù) f 取為 2. 摩擦 環(huán)主要尺寸的確定 （ 1） 同步環(huán)錐面上的螺紋槽 如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計(jì)德窄些，則車(chē)輛與動(dòng)力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 30 刮去存在于摩擦錐面之間德油膜效果好。但頂部寬度過(guò)窄會(huì)影響接 觸面壓強(qiáng)。使磨損加快。通常軸向泄油槽為 6 12 個(gè)，槽寬 3 4 （ 2）錐面半錐角 摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩就越大。但過(guò)小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖。通常取 6 8。一般取 7。 （ 3）摩擦錐面平均半徑 R R 設(shè)計(jì)德越大，則摩擦力矩越大。