1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上2 齒輪的設(shè)計(jì)及校核2.1 設(shè)計(jì)參數(shù)及基本參數(shù)表2.1 設(shè)計(jì)對(duì)象主要參數(shù)項(xiàng)目參數(shù)前進(jìn)檔檔數(shù)5最高時(shí)速140km/h最大扭矩200Nm/1400r/min最高轉(zhuǎn)速4800r/min傳動(dòng)比范圍0.5-5.572.1.1 基本參數(shù)表 表2.2 各檔傳動(dòng)比 傳動(dòng)比/檔位 一檔二檔三檔四檔五檔計(jì)算值5.573.141.7710.56實(shí)際值5.463.201.7610.58表2.3各檔齒輪齒數(shù)檔位/齒數(shù)常嚙合一檔二檔三檔五檔倒檔輸出軸齒輪214036281836中間軸齒輪382 齒輪參數(shù)確定2.2.1 齒形、壓力角、螺旋角 汽車(chē)變速器齒輪的齒形、壓力角、

2、及螺旋角按表2.4選取。表2.4汽車(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14.5°，15°，16°16.5°25°45°一般貨車(chē) GB1356-78規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形20°20°30°重型車(chē)同上 低檔、倒檔齒輪22.5°，25°小螺旋角壓力角 一般大的壓力角，可提高齒輪的抗彎強(qiáng)度與表面強(qiáng)度，使承載能力加大；而小的壓力角，會(huì)使重合度加大，降低輪齒剛度，但其減少了動(dòng)載荷，使傳動(dòng)平穩(wěn)，降低噪聲。 本設(shè)計(jì)的商用汽車(chē)要求承載能力大，齒輪的強(qiáng)度高，采用大壓

3、力角，全部齒輪選用相同的壓力角，按國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)為20°。2.2.2 齒寬（1）設(shè)計(jì)齒寬的要求 設(shè)計(jì)變速器各齒輪齒寬，應(yīng)考慮變速器的質(zhì)量與軸向尺寸，同時(shí)也要保證齒輪工作平穩(wěn)以及輪齒的強(qiáng)度要求。齒寬可以設(shè)計(jì)得小，這樣就可以減少變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，工作應(yīng)力也會(huì)加大。而大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，齒輪會(huì)受力不均勻產(chǎn)生偏載，所以應(yīng)合理設(shè)計(jì)齒寬的大小。（2）齒寬的設(shè)計(jì)方案 第一軸常嚙合齒輪的齒寬可以設(shè)計(jì)得大一些，使接觸應(yīng)力降低，提高齒輪的傳動(dòng)平穩(wěn)性，此外，對(duì)于選取相同的模數(shù)的各檔齒輪，檔位低的齒輪的齒寬（如一檔齒輪齒寬）可以取得稍大一些。因而設(shè)計(jì)齒寬的時(shí)候，將影響總體設(shè)計(jì)中的變

4、速器總的軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬： 直齒 b=(4.58.0)m，mm 斜齒 b=(6.08.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線(xiàn)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。一檔齒輪：取8，則齒寬為23.5mm。 二檔齒輪：取7.5，則齒寬為24.5mm。 三檔齒輪：取7.5，則齒寬為25.5mm。 五檔齒輪：取7.5，則齒寬為27mm。 常嚙合齒輪：取8.5，則齒寬為23.4mm。2.2.3 齒輪的幾何參數(shù)計(jì)算一檔齒輪副：模數(shù) 壓力角齒輪齒頂高系數(shù)： 頂隙系數(shù)：齒輪數(shù)和： 理論主中心距： 實(shí)際主中心距：嚙合角：（2.1）變位系數(shù)和：（

5、2.2）小齒數(shù)變位系數(shù)：大齒輪變位系數(shù)：分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂高：（2.3） 齒頂圓直徑：（2.4） 齒根圓直徑：（2.5） 2.2.4 計(jì)算各級(jí)齒輪的轉(zhuǎn)矩 從發(fā)動(dòng)機(jī)輸入轉(zhuǎn)矩：計(jì)算輸出轉(zhuǎn)矩： 常嚙合齒輪： （為傳動(dòng)效率，取0.99）。 五檔齒輪： 三檔齒輪： 二檔齒輪： 一檔齒輪： 倒檔齒輪： 2.2.5計(jì)算各級(jí)齒輪的轉(zhuǎn)速 輸入轉(zhuǎn)速 中間軸上各檔齒輪轉(zhuǎn)速公式：（2.6） 第二軸上各檔齒輪轉(zhuǎn)速：一檔 二檔三檔五檔倒檔 2.3 齒輪的強(qiáng)度校核一檔齒輪強(qiáng)度校核2.3.1 輪齒接觸強(qiáng)度計(jì)算 1）節(jié)圓上名義切向力 2）使用系數(shù)查得。 3）動(dòng)載系數(shù) 齒輪節(jié)圓上的線(xiàn)速度為：（2.7） 查得。 4）齒

6、向載荷分布系數(shù)由于齒輪精度等級(jí)為7級(jí)，小齒輪是懸臂支承，裝配時(shí)對(duì)研配合， 則由公式一檔齒輪： （2.8）齒輪副的工作齒寬，其值為。 5）齒間載荷分配系數(shù) 由于 查得。 6）節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 由于， 查得。7）彈性系數(shù) 查得。8）斷面重合度 由于 查得:9）計(jì)算接觸應(yīng)力 由公式 （2.9） 小齒輪的分度圓直徑，其值為； 大齒輪與小齒輪的齒數(shù)比，即：； k載荷系數(shù) 壽命系數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)按下式計(jì)算： （2.10） 該變速器的使用壽命，平均每天工作10小時(shí)，壽命15年， 則其值為。則：由公式 （2.11）得：10）潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 查得。11）齒面工作硬化系數(shù) 查得。12）尺寸系數(shù) 由公式： （2.12

7、） 齒輪端面模數(shù)，其值為時(shí)，取。 得：13）許用接觸應(yīng)力 由公式 （2.13） 得： 因此，該齒輪副的許用接觸應(yīng)力為： 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度符合要求，齒輪工作安全可靠。2.3.2 輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算1）齒形系數(shù)，應(yīng)力修正系數(shù) 根據(jù)齒數(shù)，得： 查得 ； ；2）螺旋角系數(shù) 3）計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力 由公式： （2.14） 得： 4）實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) 查得。5）壽命系數(shù) 由公式 （2.15） 得： 6）相對(duì)齒根角敏感系數(shù) 齒根圓角系數(shù)，由下列公式進(jìn)行計(jì)算。查得：，則 同樣計(jì)算可知：。 因此， 查得。7）相對(duì)齒根表面狀況系數(shù) 由公式 （2.16） 齒根表面微觀不平度10點(diǎn)高度，其值為。 得：8）尺寸系數(shù)

8、由公式： （2.17） 齒輪端面模數(shù)，其值為，取。 得：9）許用彎曲應(yīng)力 由公式： （2.18） 得： 齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度符合要求，齒輪工作安全可靠。3 軸的設(shè)計(jì)及校核3.1 第一軸的設(shè)計(jì)及校核3.1.1 第一軸設(shè)計(jì)計(jì)算選擇軸的材料 選擇軸的材料為鋼，經(jīng)滲碳淬火回火處理，由文獻(xiàn)3查得材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為：抗拉強(qiáng)度：屈服強(qiáng)度：彎曲疲勞極限：扭轉(zhuǎn)疲勞極限：表面硬度：5662HRC 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確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤(pán)轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一

9、考慮。 第一軸如圖3.1所示：第一軸齒輪部分：常嚙合齒輪齒寬21mm+退刀槽寬度4mm+齒圈齒寬15mm，總計(jì)36mm。3.1.2 第一軸的校核 因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為：（3.1） 式中：-扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa； T-軸所受的扭矩，N·mm； -軸的抗扭截面系數(shù)，； P-軸傳遞的功率，kw； d-計(jì)算截面處軸的直徑，mm； -許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。 由公式可得P=100.52kw； 其中，根據(jù)軸的材料取C=105，=50MPa； 則，取d=35mm； 由,d=35mm;代入上式得： 由查表可知=50M

10、Pa，故，符合強(qiáng)度要求。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角來(lái)表示。其計(jì)算公式為： （3.2） 式中，T -軸所受的扭矩，N·mm； G -軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對(duì)于鋼材，G =8.1MPa； -軸截面的極慣性矩，；將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可?。还室卜蟿偠纫?。3.2 第二軸的設(shè)計(jì)及校核3.2.1 第二軸設(shè)計(jì)計(jì)算1.選擇軸的材料 選擇軸的材料為鋼，經(jīng)滲碳淬火回火處理，由文獻(xiàn)3查得材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為：抗拉強(qiáng)度：屈服強(qiáng)度：彎曲疲勞極限：扭轉(zhuǎn)疲勞極限：表面硬度：5662HRC 第二軸的軸向布置見(jiàn)圖3.2所示圖3.2第二軸（1）第二軸五檔齒輪部分： 齒寬20.6mm+

11、退刀槽寬度4mm+齒圈齒寬6mm，總計(jì)為30.6mm。 五、三檔之間定位間隙為4mm。（2）第二軸三檔齒輪部分： 齒寬20.6mm+退刀槽寬度5.5mm+齒圈齒寬6mm，總計(jì)為32.1mm。（3）第二軸二檔齒輪部分： 齒寬20.6mm+退刀槽寬度3mm+齒圈齒寬5mm，錐面長(zhǎng)度11mm，總計(jì)為39.6mm。（4）第二軸上一檔大齒輪齒寬為28mm。設(shè)變速器處于空檔位置，中間軸一檔小齒輪與第二軸一檔齒輪空留間隙0.5mm。2.初步估算軸徑由公式：（3.3）計(jì)算系數(shù)，查得；第二軸的工作轉(zhuǎn)速，因?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速為，所以第二軸的工作轉(zhuǎn)速為。因此，第二軸的輸入端軸徑為：；所以，圓整取3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

12、確定軸的各段直徑 根據(jù)變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案選用滾針軸軸承，裝該軸承的軸徑即為。定位軸肩按半徑放大，取第二段軸徑，檔與檔齒輪之間采用同步器換檔，軸段需開(kāi)外花鍵，與同步器的內(nèi)花鍵嚙合。定位軸肩按半徑放大，取第三段軸徑，該軸段上裝一個(gè)K38×44×25型滾針軸承，聯(lián)接第二軸與檔齒輪。檔和檔齒輪之間采用同步器換檔，軸段需開(kāi)外花鍵，與同步器的內(nèi)花鍵嚙合,該花鍵軸軸徑取。第二軸檔齒輪與軸之間用一個(gè)K45×50×27型滾針軸承聯(lián)接，裝該軸承處的軸徑取。第二軸倒檔齒輪與軸之間用一個(gè)K38×44×25型滾針軸承聯(lián)接，裝該軸承處的軸徑也取。第二軸檔齒輪

13、與第二軸倒檔齒輪采用同步器換檔，在軸段上開(kāi)外花鍵，與同步器內(nèi)花鍵嚙合，取花鍵軸軸徑為。 根據(jù)螺紋規(guī)格取軸端裝六角開(kāi)槽螺母的軸徑。裝法蘭盤(pán)的軸段需開(kāi)外花鍵，與法蘭盤(pán)內(nèi)花鍵嚙合，由于裝齒座處的軸徑為，考慮到加工方便，減少制造成本，取該軸徑也為。非定位軸肩按半徑放大，取裝第二軸后軸承的軸徑，因而選用6207-N型深溝球軸承。3.2.2 第二軸的強(qiáng)度校核v 檔時(shí)1.軸上受力分析當(dāng)變速器掛在檔時(shí)，第二軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為：此時(shí)，齒輪的圓周力為：則，齒輪的徑向力為：齒輪的軸向力為：2.求支反力 1）水平平面內(nèi)的支反力，由得： 則： 由得： 2）垂直平面內(nèi)的支反力，由得： 則： 由得： 3）合成支反力作用點(diǎn)A上的

14、合成支反力：作用點(diǎn)B上的合成支反力：3.彎矩和轉(zhuǎn)矩 1）彎矩齒輪的作用力在水平平面的彎矩齒輪的作用力在垂直平面的彎矩齒輪的作用力在C截面作出的最大合成彎矩 2）轉(zhuǎn)矩當(dāng)變速器掛在檔時(shí)第二軸的轉(zhuǎn)矩 4軸的強(qiáng)度校核 按第三強(qiáng)度理論得： 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa） 1）危險(xiǎn)截面的確定 根據(jù)載荷分布及應(yīng)力集中部位，選取第二軸上七個(gè)截面（）進(jìn)行分析（圖3.3）。圖3.3危險(xiǎn)截面分析圖 截面、和雖有應(yīng)力集中，但載荷較小，故截面、和不予考慮。截面與相比，截面尺寸相同，彎矩相差不大，截面的應(yīng)力集中沒(méi)有截面的嚴(yán)重，故截面不予考慮。截面與相比，截面尺寸相同，但截面的載荷相對(duì)較小，故截面不予考慮。 因

15、此，最后確定截面為危險(xiǎn)截面，因而只需校核截面即可。2） 校核危險(xiǎn)截面的安全系數(shù) （1）確定許用安全系數(shù) （2）截面的彎矩 （3）截面系數(shù),由于截面處于外花鍵軸段，；抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)： （4）平均應(yīng)力折算系數(shù) 由于花鍵軸是車(chē)削加工的，查得：彎曲平均應(yīng)力折算系數(shù)：扭轉(zhuǎn)平均應(yīng)力折算系數(shù)： （5）有效應(yīng)力集中系數(shù)、 根據(jù)軸材料，查得：， （6）表面質(zhì)量系數(shù) 由于軸的材料是鋼，經(jīng)滲碳淬火回火處理，查得：。 （7）絕對(duì)尺寸影響系數(shù)、 根據(jù)截面處的軸徑，查得：， （8）彎曲應(yīng)力幅及平均應(yīng)力 由于中間軸轉(zhuǎn)動(dòng)，彎矩引起的彎應(yīng)力是對(duì)稱(chēng)循環(huán)的彎應(yīng)力，所以 ， （9）扭轉(zhuǎn)應(yīng)力幅及平均應(yīng)力 由于中間軸轉(zhuǎn)動(dòng)，轉(zhuǎn)

16、矩引起的切應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)的切應(yīng)力，所以 （10）計(jì)算安全系數(shù), (11)危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)S ，即計(jì)算安全系數(shù)大于許用 值，第二軸上截面安全。 所以，變速器掛檔時(shí)，第二軸的疲勞強(qiáng)度足夠。5軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計(jì)算： （3.4） （3.5） 式中, -齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； -齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E-彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I-慣性矩（），d為軸的直徑（）； a、b-為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L-支座之間的距離（）。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050

17、.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。則由公式得： 軸的全撓度為，符合剛度要求。 v 檔時(shí)1.軸上受力分析 齒輪的圓周力為： 齒輪的徑向力為： 齒輪的軸向力為：2.求支反力 1）水平平面內(nèi)的支反力： 2）垂直平面內(nèi)的支反力： 3）合成支反力作用點(diǎn)A上的合成支反力：作用點(diǎn)B上的合成支反力：3.彎矩和轉(zhuǎn)矩 1）彎矩齒輪的作用力在水平平面的彎矩齒輪的作用力在垂直平面的彎矩齒輪的作用力在C截面作出的最大合成彎矩 2）轉(zhuǎn)矩當(dāng)變速器掛在檔時(shí)第二軸的轉(zhuǎn)矩 4軸的強(qiáng)度校核 按第三強(qiáng)度理論得： 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa） （1）確定危險(xiǎn)截面 截面和雖有應(yīng)

18、力集中，但載荷較小，故截面和不予考慮。截面與相比，截面尺寸相同，但截面的載荷相對(duì)較小，故截面不予考慮。截面與相比，截面尺寸相同，彎矩相差不大，但截面處裝彈性擋圈，因而截面的應(yīng)力集中沒(méi)有截面的嚴(yán)重，故截面不予考慮。截面與相比，截面尺寸相同，但截面的載荷相對(duì)較小，故截面不予考慮。 因此，最后確定截面和為危險(xiǎn)截面，因而只需校核截面和即可。 （2）截面危險(xiǎn)系數(shù)確定 截面： 截面：，即計(jì)算安全系數(shù)大于許用值，第二軸上截面和安全。所以，變速器掛檔時(shí)，第二軸的疲勞強(qiáng)度足夠。5軸的剛度校核 由公式得： 軸的全撓度為，符合剛度要求。v 檔時(shí)1.軸上受力分析 齒輪的圓周力為： 齒輪的徑向力為： 齒輪的軸向力為：2

19、.求支反力 1）水平平面內(nèi)的支反力： 2）垂直平面內(nèi)的支反力： 3）合成支反力作用點(diǎn)A上的合成支反力：作用點(diǎn)B上的合成支反力：3.彎矩和轉(zhuǎn)矩 1）彎矩齒輪的作用力在水平平面的彎矩齒輪的作用力在垂直平面的彎矩齒輪的作用力在C截面作出的最大合成彎矩 2）轉(zhuǎn)矩當(dāng)變速器掛在檔時(shí)第二軸的轉(zhuǎn)矩 4軸的強(qiáng)度校核按第三強(qiáng)度理論得：則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa） （1）確定危險(xiǎn)截面 截面和雖有應(yīng)力集中，但載荷較小，故截面和不予考慮。截面與相比，截面尺寸相同，彎矩相差不大，但截面的應(yīng)力集中沒(méi)有截面嚴(yán)重，故截面不予考慮。截面與相比，截面尺寸相同，但截面的載荷相對(duì)較小，故截面不予考慮。截面與相比，均有應(yīng)力

20、集中，且截面尺寸相同，但截面載荷相對(duì)較小，故截面不予考慮。因此，最后確定截面和為危險(xiǎn)截面，因而只需校核截面和即可。（2）截面危險(xiǎn)系數(shù)確定截面：截面：，即計(jì)算安全系數(shù)大于許用值，第二軸上截面和安全。所以，變速器掛檔時(shí)，第二軸的疲勞強(qiáng)度足夠。5軸的剛度校核 由公式得： 軸的全撓度為，符合剛度要求。v 檔時(shí) 1.軸上受力分析 齒輪的圓周力為： 齒輪的徑向力為： 齒輪的軸向力為：2.求支反力 1）水平平面內(nèi)的支反力： 2）垂直平面內(nèi)的支反力： 3）合成支反力作用點(diǎn)A上的合成支反力：作用點(diǎn)B上的合成支反力：3.彎矩和轉(zhuǎn)矩 1）彎矩齒輪的作用力在水平平面的彎矩齒輪的作用力在垂直平面的彎矩齒輪的作用力在C截

21、面作出的最大合成彎矩 2）轉(zhuǎn)矩當(dāng)變速器掛在檔時(shí)第二軸的轉(zhuǎn)矩 4軸的強(qiáng)度校核 按第三強(qiáng)度理論得：則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）（1）確定危險(xiǎn)截面 截面和雖有應(yīng)力集中，但載荷較小，故截面和不予考 慮。截面與相比，截面尺寸相同，彎矩相差不大，但截面的應(yīng) 力集中沒(méi)有截面嚴(yán)重，故截面不予考慮。截面與相比，截面尺寸相同，但截面的載荷相對(duì)較小，故截面不予考慮。截面與相比，均有應(yīng)力集中，且截面尺寸相同，但截面載荷相對(duì)較小，故截面不予考慮。因此，最后確定截面和為危險(xiǎn)截面。由于檔時(shí)C點(diǎn)的合成彎矩和轉(zhuǎn)矩均小于檔時(shí)C點(diǎn)的合成彎矩和轉(zhuǎn)矩，且檔時(shí)第二軸的強(qiáng)度足夠，顯然檔時(shí)第二軸無(wú)需強(qiáng)度校核，其強(qiáng)度一定也足夠。

22、通過(guò)上述對(duì)第二軸各檔時(shí)的校核計(jì)算可知，第二軸的強(qiáng)度足夠，工作安全可靠。5軸的剛度校核 由公式得： 軸的全撓度為，符合剛度要求。v 倒檔時(shí)1. 軸上受力分析 齒輪的圓周力為： 齒輪的徑向力為： 齒輪的軸向力為：2.求支反力 1）水平平面內(nèi)的支反力： 2）垂直平面內(nèi)的支反力： 3）合成支反力作用點(diǎn)A上的合成支反力：作用點(diǎn)B上的合成支反力：3.彎矩和轉(zhuǎn)矩 1）彎矩齒輪的作用力在水平平面的彎矩齒輪的作用力在垂直平面的彎矩齒輪的作用力在C截面作出的最大合成彎矩 2）轉(zhuǎn)矩當(dāng)變速器掛在倒檔時(shí)第二軸的轉(zhuǎn)矩 4軸的強(qiáng)度校核 按第三強(qiáng)度理論得： 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力（MPa）5軸的剛度校核 由公式得：

23、 軸的全撓度為，符合剛度要求。3.3 軸承的選擇及校核3.3.1 軸承的確定 第一軸后軸承采用外座圈上有止動(dòng)槽的深溝球軸承，為便于第一軸的拆裝，通常該軸承的外圈直徑選擇得比第一軸齒輪的齒頂圓直徑大。 對(duì)于第二軸前軸承，由于第二軸是空套在第一軸齒輪內(nèi)腔中的，空間有限，而滾針軸承適用于安裝尺寸受限制的地方，因而選用向心滾針軸承。后軸承同樣采用外座圈上有止動(dòng)槽的深溝球軸承。 第二軸至檔齒輪以及倒檔齒輪均通過(guò)滾針軸承與軸聯(lián)接，使齒輪與軸的轉(zhuǎn)動(dòng)互不干涉。由于尺寸受到限制，故采用無(wú)內(nèi)外座圈的滾針和保持架組件。 在軸的設(shè)計(jì)計(jì)算中，已經(jīng)分別完成了對(duì)各軸的軸徑尺寸以及軸承型號(hào)的確定?，F(xiàn)將軸承參數(shù)匯總?cè)绫?.1所

24、示：表3.1 深溝球軸承型號(hào)及尺寸軸軸承型號(hào)外形尺寸(mm)安裝尺寸(mm)額定動(dòng)載荷(kN)額定靜載荷(kN)dDB第一軸后軸承630735802144711.525.817.8第二軸后軸承6309451002554901.540.829.8第二軸后軸承62073572174265119.813.5表3.2 滾針軸承型號(hào)及尺寸軸或齒輪軸承型號(hào)外形尺寸(mm)安裝尺寸(mm)額定動(dòng)載荷(kN)額定靜載荷(kN)dDB第二軸檔齒輪K38×44×253844252.749.8105第二軸檔齒及一檔齒輪/倒檔齒輪K45×50×274550271.733.586

25、3.3.2 軸承的校核第二軸后軸承6309校核軸承壽命1）求水平面內(nèi)支反力、和彎矩 可得=10549.37N，=6907.33N，=.99N.mm 內(nèi)部附加力、， ，查得 Y=1.12，e=0.40 2）軸向力和 由于 所以軸承2被放松，軸承1被壓緊 3）求當(dāng)量動(dòng)載荷 查得： 通過(guò)安全預(yù)評(píng)價(jià)形成的安全預(yù)評(píng)價(jià)報(bào)告，作為項(xiàng)目前期報(bào)批或備案的文件之一，在向政府安全管理部門(mén)提供的同時(shí)，也提供給建設(shè)單位、設(shè)計(jì)單位、業(yè)主，作為項(xiàng)目最終設(shè)計(jì)的重要依據(jù)文件之一。 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 由公式：（3.6） 8.編制安全預(yù)評(píng)價(jià)報(bào)告 得：例題-2005年真題中華人民共和國(guó)環(huán)境影響評(píng)價(jià)法規(guī)定，建設(shè)項(xiàng)目可能造成輕度環(huán)境影響的

26、，應(yīng)當(dāng)編制（）。 4）求沖擊載荷 查得沖擊載荷；2.規(guī)劃環(huán)境影響評(píng)價(jià)的內(nèi)容 5）校核軸承壽命新增加的六個(gè)內(nèi)容是：風(fēng)險(xiǎn)評(píng)價(jià)；公眾參與；總量控制；清潔生產(chǎn)和循環(huán)經(jīng)濟(jì)；水土保持；社會(huì)環(huán)境影響評(píng)價(jià)。 預(yù)期壽命（三）環(huán)境價(jià)值的定義 （3.7）疾病成本法和人力資本法將環(huán)境污染引起人體健康的經(jīng)濟(jì)損失分為直接經(jīng)濟(jì)損失和間接經(jīng)濟(jì)損失兩部分。直接經(jīng)濟(jì)損失有：預(yù)防和醫(yī)療費(fèi)用、死亡喪葬費(fèi)；間接經(jīng)濟(jì)損失有：影響勞動(dòng)工時(shí)造成的損失（包括病人和非醫(yī)務(wù)人員護(hù)理、陪住費(fèi)）。這種方法一般通常用在對(duì)環(huán)境有明顯毒害作用的特大型項(xiàng)目。 為壽命系數(shù)，對(duì)球軸承=3；對(duì)滾子軸承 =10/3。 =54750h 所以軸承壽命合格。 3.4 花鍵

27、的設(shè)計(jì)3.4.1 花鍵的類(lèi)型及特點(diǎn) 花鍵聯(lián)接按齒形的不同，可分為矩形花鍵和漸開(kāi)線(xiàn)花鍵兩類(lèi)。(1)矩形花鍵按齒高的不同，矩形花鍵的齒形尺寸在標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定兩個(gè)系列，即輕系列和中系列。輕系列的承載能力較低，多用于靜聯(lián)接或輕載聯(lián)接；中系列用于中等載荷。矩形花鍵的定心方式為小徑定心，即外花鍵和內(nèi)花鍵的小徑為配合面。其特點(diǎn)是定心精度高，定心的穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理引起的變形。矩形花鍵聯(lián)接是應(yīng)用最為廣泛的花鍵聯(lián)接。（2）漸開(kāi)線(xiàn)花鍵的齒廓為漸開(kāi)線(xiàn)，分度圓壓力角有30°及45°兩種。齒頂高分別為0.5m和0.4m（m為模數(shù)）。漸開(kāi)線(xiàn)花鍵可以用制造齒輪的方法來(lái)加工，工藝性較好，易獲得

28、較高的制造精度和互換性。漸開(kāi)線(xiàn)花鍵的定心方式為齒形定心。受載時(shí)齒上有徑向力，能起自動(dòng)定心作用，有利于各齒受力均勻，強(qiáng)度高，壽命長(zhǎng)。3.4.2 外花鍵的設(shè)計(jì)及校核（1）花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 四五檔齒輪的聯(lián)接軸段設(shè)置有漸開(kāi)線(xiàn)外花鍵。此段花鍵工作長(zhǎng)度 設(shè)計(jì)為，計(jì)算該軸外花鍵的主要參數(shù)。2.量化環(huán)境影響后果花鍵公差等級(jí)與配合類(lèi)別第一節(jié)環(huán)境影響評(píng)價(jià) 參照文獻(xiàn)5與文獻(xiàn)9,車(chē)輛傳動(dòng)系的花鍵配合為H6/e6或H6/f6,本設(shè)計(jì)外花鍵公差等級(jí)與配合類(lèi)別取6r,內(nèi)花鍵公差等級(jí)與配合類(lèi)別為6r，均按照GB/T 3478.2-1995。（1）安全預(yù)評(píng)價(jià)。a.模數(shù)m 本設(shè)計(jì)規(guī)定在滿(mǎn)足花鍵強(qiáng)度的條件下, 軸上花鍵選用模數(shù)為1。

29、b.壓力角 本設(shè)計(jì)選用30°壓力角,齒形為平齒根。c.齒數(shù)Z 此軸段的直徑,即為外花鍵的大徑,計(jì)算公式 : （3.8） 得: Z=28d.分度圓直徑 計(jì)算公式: （3.9）e.基圓直徑 計(jì)算公式： （3.10）f.小徑直徑 計(jì)算公式: （3.11） 偏差選取:查文獻(xiàn)5,外花鍵小徑的上偏差 為0.035mm,公差選用精度等級(jí)為IT6級(jí),公差值為0.25mm,則外花鍵小徑的下偏差為0.285mm。即:。g.大徑直徑 偏差選取:查文獻(xiàn)5,外花鍵大徑的上偏差 為0.035mm,公差選用精度等級(jí)為IT6級(jí),公差值為0.13mm,則外花鍵大徑的下偏差為0.165mm,即:。h.基本齒槽寬 計(jì)算公

30、式: （3.12）作用齒厚最大值公式： (3.13) 查文獻(xiàn)5,作用齒厚上偏差的值為,即: 實(shí)際齒厚最大值公式： (3.14) 為綜合公差,查文獻(xiàn)5, 公差等級(jí)6級(jí),即: 實(shí)際齒厚最小值公式： (3.15) 為總公差,查文獻(xiàn)5,公差等級(jí)6級(jí),即: 作用齒厚最小值公式： (3.16)i.查文獻(xiàn)5,齒距累計(jì)公差,齒形公差； 齒向公差； 齒圓徑向跳動(dòng)公差。j.齒根圓弧最小曲率半徑 查文獻(xiàn)5, k.外花鍵漸開(kāi)線(xiàn)終止圓直徑最大值 計(jì)算公式: (3.17)h.外花鍵公法線(xiàn)平均長(zhǎng)度極限值的計(jì)算1.跨齒數(shù)K計(jì)算公式 : (3.18)其中, Z=28, 代入得: ,取整: 2.公法線(xiàn)平均長(zhǎng)度的最小值計(jì)算公式:(

31、3.19)其中：(1)查文獻(xiàn)5，作用齒厚上偏差為-0.035mm； (2)查文獻(xiàn)8，。代入式（5.12）：i.公法線(xiàn)平均長(zhǎng)度的最大值計(jì)算公式:(3.20)代入相關(guān)值，得： (2)花鍵的校核 花鍵傳遞扭矩時(shí),齒側(cè)面受剪切的作用,齒根部既受剪切又受彎曲的作用。參照文獻(xiàn)5 ,花鍵的強(qiáng)度計(jì)算主要驗(yàn)算擠壓應(yīng)力。校核公式: (3.21) T掛檔時(shí)的傳遞轉(zhuǎn)矩()； 各齒載荷部均勻系數(shù),一般?。?齒的工作(配合)長(zhǎng)度(mm)； 平均直徑,(mm)； 齒的工作高度(mm),對(duì)于漸開(kāi)線(xiàn)花鍵,時(shí),； 許用壓強(qiáng)(Mpa)。 表3.3摘自文獻(xiàn)5：表3.3 花鍵聯(lián)接的許用壓強(qiáng)聯(lián) 接 方 式使 用 和 制 造 情 況/Mp

32、a齒面未經(jīng)熱處理齒面經(jīng)熱處理靜聯(lián)接不良35-5040-70中等60-100100-140良好80-120120-200不在載荷作用下移動(dòng)的動(dòng)聯(lián)接不良15-2020-35中等20-3030-60良好25-4040-70在載荷作用下移動(dòng)的動(dòng)聯(lián)接不良3-10中等5-15良好10-20（1）變速器掛上四檔時(shí)，代入式（3.21），得： 取0.8，27mm，28mm，1mm，（2）當(dāng)變速器掛上五檔時(shí)，代入式（3.21），同理，得： 參照附表3.3，齒輪經(jīng)過(guò)熱處理，靜聯(lián)接下，使用和制造情況良好的花鍵聯(lián)接的許用壓強(qiáng)在120-200Mpa。 變速器掛上這兩個(gè)檔位時(shí)的壓強(qiáng)均小于120-200Mpa，滿(mǎn)足要求?；ㄦI

33、軸的參數(shù)匯總表。表3.4 外花鍵參數(shù)表參數(shù)代號(hào)四、五檔花鍵軸二、三檔花鍵軸一、倒檔花鍵軸Z284242m111公差配合6rGB/T 3748.2-956rGB/T 3748.2-956rGB/T 3748.2-95 1.521.5461.5461.481.5081.5081.4831.4911.4911.4451.4531.45322.3383.4.3 內(nèi)花鍵的設(shè)計(jì)與校核1.內(nèi)花鍵的參數(shù)計(jì)算（1）基本參數(shù)：m=1,z=28,（2）花鍵尺寸計(jì)算 a.分度圓直徑計(jì)算公式:（3.22） b.基圓直徑 計(jì)算公式： （3.23） c. 大徑 計(jì)算公式：（3.24）代入相關(guān)數(shù)值，得： 偏差選取:內(nèi)花鍵大徑

34、的下偏差為0mm,公差查文獻(xiàn)5,選用精度等級(jí)為IT12級(jí),公差值為0.25mm,則內(nèi)花鍵大徑的上偏差為0.25mm,即:。 d.小徑 計(jì)算公式:(3.25) 齒形裕度 查文獻(xiàn)5：代入相關(guān)數(shù)值，得： 偏差選取:查文獻(xiàn)5,內(nèi)花鍵的極限偏差按IT12級(jí)取為（），即:。 e. 基本齒槽寬公式： (3.26)作用齒槽寬最小值公式： (3.27) 實(shí)際齒槽寬最小值公式：(3.28) 為綜合公差,查文獻(xiàn)5, 公差等級(jí)6級(jí),即: 實(shí)際齒槽寬最大值公式：(3.29) 為總公差,查文獻(xiàn)5,公差等級(jí)6級(jí),即: 作用齒槽寬最大值公式：(3.30) f.查文獻(xiàn)5,齒距累計(jì)公差,齒形公差； 齒向公差； 齒圓徑向跳動(dòng)公差。

35、 g.漸開(kāi)線(xiàn)終止圓直徑最小值 計(jì)算公式：(3.31)代入相關(guān)值，得：e.齒根圓弧最小曲率半徑 查文獻(xiàn)5, 。2內(nèi)花鍵的校核內(nèi)花鍵的校核方式與外花鍵完全一樣，用式（3.21）進(jìn)行校核。（1）變速器掛上四檔時(shí)，代入式（3.21），得：取0.8，27mm，28mm，1mm，（2）當(dāng)變速器掛上五檔時(shí)，代入式（3.21），同理，得： 參照附表3.3，齒輪經(jīng)過(guò)熱處理，在無(wú)載荷作用下移動(dòng)的動(dòng)聯(lián)接，使用和制造情況良好的花鍵聯(lián)接的許用壓強(qiáng)為4070Mpa，符合要求。 （3）二，三檔同步器內(nèi)花鍵校核 校核方式與上述完全相同，計(jì)算得： 掛入三檔的，掛入二檔的，均小于許用壓強(qiáng)為4070Mpa，符合要求。4 結(jié)論 1.

36、完成了輸出軸總布置設(shè)計(jì)，輸出軸總成主要由軸、軸承、齒輪、花鍵、同步器等組成。變速器輸出軸采用的是階梯軸，此輸出軸上有五個(gè)從動(dòng)輪，齒輪形式采用工作安全可靠的漸開(kāi)線(xiàn)圓柱斜齒輪：五檔從動(dòng)齒輪，三檔從動(dòng)齒輪，二檔從動(dòng)齒輪，一檔從動(dòng)齒輪以及倒檔從動(dòng)齒輪。輸出軸上有三個(gè)同步器總成：四/五檔同步器總成，二/三檔同步器總成，一/倒檔同步器總成。輸出軸兩端采用深溝球軸承。第二軸至檔齒輪以及倒檔齒輪均通過(guò)滾針軸承與軸聯(lián)接，使齒輪與軸的轉(zhuǎn)動(dòng)互不干涉。2.完成1檔齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核。齒輪校核包含齒輪接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度計(jì)算，所算應(yīng)力小于許用應(yīng)力，都滿(mǎn)足要求。3.完成了軸的設(shè)計(jì)及校核。對(duì)第二軸結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，要由輸出軸上各部件尺寸確定各段軸徑和軸段長(zhǎng)。同時(shí)對(duì)各檔情況下軸的受力進(jìn)行分析，校核軸的強(qiáng)度和剛度。根據(jù)分析可得一檔情況下軸所受應(yīng)力最大，其滿(mǎn)足強(qiáng)度和剛度要求。在通過(guò)軸上載荷分布確定七個(gè)截面，討