TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算1\o"CurrentDocument"1方案的選擇1\o"CurrentDocument"2檔數(shù)1\o"CurrentDocument"3傳動(dòng)比范圍14變速器各檔傳動(dòng)比的定2\o"CurrentDocument"5中心距的選擇4\o"CurrentDocument"6變速器的外形尺寸5\o"CurrentDocument"7齒輪參數(shù)的選擇5\o"CurrentDocument"8各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算79變速器齒輪的變位及齒輪螺旋角調(diào)整11\o"CurrentDocument"第2章變速器齒輪強(qiáng)度校核16\o"CurrentDocument"1齒輪材料的選擇原則16\o"CurrentDocument"2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核163輪齒接觸應(yīng)力校核19\o"CurrentDocument"第3章軸的設(shè)計(jì)和校核21\o"CurrentDocument"1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)21\o"CurrentDocument"2初選軸的直徑21\o"CurrentDocument"3軸的剛度計(jì)算22\o"CurrentDocument"4軸的強(qiáng)度計(jì)算29第4章軸承選擇與壽命計(jì)算35\o"CurrentDocument"1輸入軸軸承的選擇與壽命計(jì)算352輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算錯(cuò)誤!未定義書簽。第5章同步器的選擇1同步器的選擇412同步器的校核參考文獻(xiàn)40第1章變速器的設(shè)計(jì)與計(jì)算1方案的選擇最高車速120Km/h整車總質(zhì)量4800Kg最大功率55Kw最大轉(zhuǎn)矩201N?m最大轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速2250r/min前輪胎規(guī)格165/60R142檔數(shù)近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用5?6個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用6個(gè)檔。商用車變速器采用4?5個(gè)檔或多檔。載質(zhì)量在2.0?3.5t的貨車采用五檔變速器，載質(zhì)量在4.0?8.0t的貨車采用六檔變速器。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。檔數(shù)選擇的要求：1、相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下。2、高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。因此，本次設(shè)計(jì)的變速器為6檔變速器。3傳動(dòng)比范圍變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是直接檔，傳動(dòng)比為1.0；有的變速器最高檔是超速檔，傳動(dòng)比為0.7?0.8。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.0?4.5之間，總質(zhì)量輕些的商用車在5.0?8.0之間，其它商用車則更大。

4變速器各檔傳動(dòng)比的確定1、主減速器傳動(dòng)比的確定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式為［12］：u=0.377u=0.377rnii(3.1)式中:ua汽車行駛速度（km/h）；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）；r車輪滾動(dòng)半徑（m）；?變速器傳動(dòng)比;主減速器傳動(dòng)比。已知：最高車速u=120km/h；amax最高檔為超速檔，傳動(dòng)比ig=0.8；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格165/60R14得到r=264（mm）；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速n:n=5500（r/min）；由公式（3.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式:已知：最高車速u=120km/h；amaxnr5500x0.264i=0.377-——=0.377x―^-~j-^—=5.21ga2、最抵檔傳動(dòng)比計(jì)算按最大爬坡度設(shè)計(jì)，滿足最大通過能力條件，即用一檔通過要求的最大坡道角以max坡道時(shí)，驅(qū)動(dòng)力應(yīng)大于或等于此時(shí)的滾動(dòng)阻力和上坡阻力（加速阻力為零，空氣阻力忽略不計(jì)）［13］。用公式表示如下:（3.2）Tiinemaxogt>Gfcos以+Gsin以（3.2）式中：G——車輛總重量（N）；f——坡道面滾動(dòng)阻力系數(shù)（對(duì)瀝青路面四=0.011?0.017）；T——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩（N?m）；emaxi0——主減速器傳動(dòng)比；

?變速器傳動(dòng)比;為傳動(dòng)效率;車輪滾動(dòng)半徑;amax最大爬坡度（一般轎車要求能爬上amax最大爬坡度（一般轎車要求能爬上30%的坡，大約16.7。）maxTmax"(3.3)maxTmax"(3.3)已知：m=4800kg；f=0.015；a=20。；r=0.264m；maxT=201N?m；i=5??5；0由公式（3.2）得:i>(Gpcosa+Gsina)rg1g=9.8m/s2；氣=0.85，把以上數(shù)據(jù)代入（3.3）式:i>(1200x9.8x0.015xcos20。+1200x9.8xsin20。)x0.264=158145x5.21x0.85.所以初選一檔傳動(dòng)比為5.5uamax=0.377nmnr=5.66km/h<10km/hitmax此處，n.=800r/min，檢驗(yàn)最低穩(wěn)定車速在uamax此處，3、變速器各檔速比的配置按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即:按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即:i-1i=di=Ji=-4-iiii2345q■55：55=1.4061q=3.9111.406i=3.9111.406i3.977==2.781q1.406i2.781尊==1.978q1.406§i41.978i5===1.406q1.406i6=15中心距的選擇初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算［14：A=七3；T""""（3.5）式中：A變速器中心距（mm）；KA——中心距系數(shù)，乘用車KA=8.9?9.3；取KA=10.29Temax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為201（N?m）；?——變速器一檔傳動(dòng)比為5.5；門g——變速器傳動(dòng)效率，取96%。A=9.0xG45x2.7x0.96=106.75mm初取A=106.75mm。6變速器的外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可以根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。貨車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列公式選用：L=3.5A=3.5x65=373.625mm7齒輪參數(shù)的選擇1、模數(shù)選取齒輪模數(shù)時(shí)一般要遵守的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(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，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些；對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。表3.2汽車變速器齒輪的法向模數(shù)乘用車的發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車的最大總質(zhì)量ma/t模數(shù)m/mm模數(shù)m/mmn1.0<V<1.61.6<V<2.56.0<m<14m>142.25?2.752.75?3.003.50?4.504.50?6.00一系列二系列一系列二系列1.001.251.52.002.503.004.005.006.001.752.252.75（3.25）3.50（3.75）4.505.50—貨車模數(shù)的選取以貨車的總質(zhì)量作為依據(jù)，由表3.2選取各檔模數(shù)為mn=3.5,由于對(duì)降低噪聲和振動(dòng)的水平要求不高，所以。一檔和倒檔采用直齒輪，二、三、四、五、六均采用斜齒輪。2、壓力角a壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，應(yīng)選用22.5°或25°等大些的壓力角［15。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。本變速器為了加工方便，故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20°。3、螺旋角p齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。本設(shè)計(jì)初選螺旋角全部為27.718°。4、齒寬b齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、質(zhì)量、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)的受力均勻程度等均有影響?？紤]到盡可能縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量，應(yīng)該選用較小的齒寬。另一方面，齒寬減小使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，此時(shí)雖然可以用增加齒輪螺旋角的方法給予補(bǔ)償，但這時(shí)軸承承受的軸向力增大，使其壽命降低。齒寬較小又會(huì)使齒輪的工作應(yīng)力增加。選用較大的齒寬，工作中會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻。通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（m）的大小來選定齒寬：n斜齒b=km,k取為6.0?8.5，取7.55、齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。若齒頂高系數(shù)小，則齒輪重合度小，工作噪聲大；但因輪齒受到的彎矩減小，輪齒的彎曲應(yīng)力也減少。因此，從前因齒輪加工精度不高，并認(rèn)為輪齒上受到的載荷集中齒頂上，所以曾采用過齒頂高系數(shù)為0.75?0.80的短齒制齒輪。在齒輪加工精度提高以后，包括我國(guó)在內(nèi)，規(guī)定齒頂高系數(shù)取為1.00。為了增加齒輪嚙合的重合度，降低噪聲和提高齒根強(qiáng)度，有些變速器采用齒頂高系數(shù)大與1.00的細(xì)高齒。本設(shè)計(jì)取為1.00。8各檔齒輪齒數(shù)的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。應(yīng)該注意的是，各檔齒輪的齒數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻[16。根據(jù)圖3.1確定各檔齒輪齒數(shù)和傳動(dòng)比。1、一檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定一檔傳動(dòng)比為：i=W=5.51Z]*z122AcosPz=hmnP=27.718。m=3.5?zI=—1z1Z「=產(chǎn)1計(jì)算并取整數(shù)得：Z1=z2=則一檔傳動(dòng)比為：i1=5.51-一檔主動(dòng)齒輪2-一檔從動(dòng)齒輪3-二檔主動(dòng)齒輪4-二檔從動(dòng)齒輪5-三檔主動(dòng)齒輪6-三檔從動(dòng)齒輪7-四檔主動(dòng)齒輪8-四檔從動(dòng)齒輪9-五檔主動(dòng)齒輪10-五檔從動(dòng)齒輪11-倒檔主動(dòng)齒輪12-倒檔中間軸齒輪13-倒檔輸出軸齒輪圖3.1五檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖2、對(duì)中心距A進(jìn)行修正A=mnZh2cospA3X41ruA==106.75mm2xcos27.715。得A。=67mm，A°為標(biāo)準(zhǔn)中心矩。p=27.718。3、二檔齒數(shù)及傳動(dòng)比的確定=z2*z9=3.911z1*Z10（3.6）（3.7）A=m.(z9+z10)2cosp（3.7）已知：kl06.75mm,丁3.911,%=3.5,g27.718。；將數(shù)據(jù)代入（3.6）、（3.7）兩式，齒數(shù)取整得：z9=37,%=17，所以二檔傳動(dòng)比為:.37*35=19*17=3.9114、計(jì)算三檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比=2.18（3.8）A=mn(z8+z7)=106.7502cosp（3.9）已知：A0=106.75mm，i3=2.18，m=3.5，P=27.718。；將數(shù)據(jù)代入（3.8）、（3.9）兩式，齒數(shù)取整得：z8=23，z7=31，所以三檔傳動(dòng)比為：i3=2.6435、計(jì)算四檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比,_z2*七i4=氣*ZA=m；；(z6+z5)02cosp(3.10)(3.11)已知：A0=106.75mm，i4=1.978,m=3.5,p=27.718。；將數(shù)據(jù)代入（3.10）、（3.11）兩式，齒數(shù)取整得：z6=26，z=27，所以四檔傳動(dòng)比為：i4=1.9136、計(jì)算五檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比.—*￡5i]*z（3.12）(3.13)已知：A0=67mm,七=1.406,m=3.5,p=27.718。；將數(shù)據(jù)代入（3.12）、（3.13）兩式，齒數(shù)取整得：z3=23,z4=31,所以五檔傳動(dòng)比為：七=1.3677、計(jì)算倒檔齒輪齒數(shù)及傳動(dòng)比初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為z15=23，輸入軸齒輪齒數(shù)z14=15,為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉齒輪11和齒輪13的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式：（氣4+七）％+2m+0.5=A（3.14）2cospn0已知：Pu=27.718。，m=3.5，A。=16.75，把數(shù)據(jù)代入（3.14）式，齒數(shù)取整，解得：七=43，則倒檔傳動(dòng)比為：iR=5.28輸入軸與倒檔軸之間的距離：A=m（z+z）=66.5mm為A=66.5輸出軸與倒檔軸之間的距離：A，=m（z+z）=115.5取整為A"=115.5mm齒數(shù)z分度圓直徑d齒頂高h(yuǎn)a齒根高h(yuǎn)f齒全高h(yuǎn)齒頂圓直徑daf齒根圓直徑dafZ11966.53.54.3757.87573.557.75

Z235122.53.54.3757.875129.5113.75Z32380.53.54.3757.87587.571.75Z431108.53.54.3757.875115.599.75Z52794.53.54.3757.875101.592.75Z626983.54.3757.8759889.25Z731108.53.54.3757.875115.599.75Z82380.53.54.3757.87587.571.75Z937129.53.54.3757.875136.5120.75Z101759.53.54.3757.87566.557.75Z1146181.923.54.3757.875188.92173.17Z121559.323.54.3757.87566.3250.57Z1343170.063.54.3757.875177.06161.31Z141559.323.54.3757.87566.3250.57Z152390.963.54.3757.87597.9682.21第2章變速器齒輪強(qiáng)度校核1齒輪材料的選擇原則（1）滿足工作條件的要求。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。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。（2）合理選擇材料配對(duì)。如對(duì)硬度＜350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30?50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。（3）考慮加工工藝及熱處理工藝。大尺寸的齒輪一般采用鑄造毛坯，可選用鑄鋼或鑄鐵；中等或中等以下尺寸要求較高的齒輪常采用鍛造毛坯，可選擇鍛鋼制作。尺寸較小而又要求不高時(shí)，可選用圓鋼作毛坯。軟齒面齒輪常用中碳鋼或中碳合金鋼，經(jīng)正火或調(diào)質(zhì)處理后，再進(jìn)行切削加工即可；硬齒面齒輪（硬度＞350HBS）常采用低碳合金鋼切齒后再表面滲碳淬火或中碳鋼（或中碳合金鋼）切齒后表面淬火，以獲得齒面、齒芯韌的金相組織，為消除熱處理對(duì)己切輪齒造成的齒面變形需進(jìn)行磨齒。但若采用滲氮處理，其齒面變形小，可不磨齒，故可適用于內(nèi)齒輪等無法磨齒的齒輪［18］。由于一對(duì)齒輪一直參與傳動(dòng)，磨損較大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，抗彎強(qiáng)度要求比較高。應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，所有齒輪均選用20CrMnTi滲碳后表面淬火處理，硬度為58?62HRC。2變速器齒輪彎曲強(qiáng)度校核齒輪彎曲強(qiáng)度校核（斜齒輪）(3.15)FK(3.15)C=—1_6-wbtyK8式中：2TF］——圓周力（N），F(xiàn)1=—^；T計(jì)算載荷（N-mm）；

d節(jié)圓直徑（mm）,d=,m為法向模數(shù)（mm）；cospnP——斜齒輪螺旋角（）;%——應(yīng)力集中系數(shù)，七=1.50；b齒面寬（mm）；t法向齒距，t=兀m；ny——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)氣=插京在齒形系數(shù)圖3.2中查得;K——重合度影響系數(shù)，K=2.0。圖3.2圖3.2齒形系數(shù)圖將上述有關(guān)參數(shù)據(jù)代入公式（3.15），整理得到(3.16)2TKcosPwnzm3yKK計(jì)算各檔載荷：輸入軸T=T門一=189.18N*mgemax離軸承(3.16)輸出T=T門門i=946.68Nmg]g齒軸承1T=T門門i=671.88Nmg2g齒軸承2T=T門門i=416.08Nmg3g齒軸承3T=T門門i=320.57Nmg4g齒軸承4

T=T門門i=229.37Nmg5g齒軸承5T=Tn^n軸=181.69N*m倒擋輸入T倒擋輸入T=867.25Nm留到一檔齒輪校核主動(dòng)齒輪:知：Tg=189.18Nm；K=1.65；=3.5mm知：Tg=189.18Nm；K=1.65；=3.5mm；Kc=7.5，=2.0zn1z^1_=13.91,y=0.127COS3&2TKcos&bp—w冗zm3yKKn=523MPa從動(dòng)齒輪:已知:T=946.68x103N-mm；K=1.65；m=3.5mm；K=7.5,zK￡=2.0z」=37.94,y=0.152n2COS3&a=2TgK^cos&=373MPaw冗K￡=2.0z計(jì)算二擋齒輪的彎曲應(yīng)力主動(dòng)齒輪：&=22.38。，TgNm主動(dòng)齒輪：&=22.38。，TgNm=3.5mmK廣1.65z317.71,y=0.i32bw32Tcos&g=191.53MPa<180-350MPa從動(dòng)齒輪:&=27.718。從動(dòng)齒輪:&=27.718。，T=617.88x103N-mm,m=3.5mmK廣1.65zn9=37,y=0.1562Tcos&Ka=122~aw4兀zm3yKK

=140.78MPa<180-350MPa因?yàn)橐粰n受到的彎曲應(yīng)力最多，一檔滿足范圍，其余各檔位均滿足彎曲應(yīng)力強(qiáng)度（3）計(jì)算倒檔彎曲應(yīng)力（1）b=一艾獸一二592.73MPaw冗zm3yKK（2）b=一藝￡一=390.29MPaw冗zm3yKK以上均小于許用彎曲應(yīng)力450?800MPa，故，均合格3輪齒接觸應(yīng)力校核b=0.418'竺（—+—）（3.17）jbPPb式中：bj——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；F——齒面上的法向力（N），F(xiàn)=——^^-；cosacospF圓周力（N），F(xiàn)=——」；11dT計(jì)算載荷（N-mm）；d為節(jié)圓直徑（mm）；a——節(jié)點(diǎn)處壓力角，P為齒輪螺旋角；E——齒輪材料的彈性模量2.1x105（MPa）；b齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；rsina—bcos2pP.，pb主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪p.=rsina，P=rsina斜齒輪p='z？，pbbzCOS2rsina—bcos2p表3.3變速器齒輪許用接觸應(yīng)力齒輪a./MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900-2000950-1000常嚙合齒輪和高檔齒輪1300-1400650-700一，一，、T.-將作用在變速器第軸上的載荷文作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力［a.］見表3.31、一檔齒輪接觸應(yīng)力校核已知：T=136.42x103N?mm；以=20。；&=22.38。；E=2.10x105MPa；b=^^=27F=——2g-=11.858*103Ncosp1dcosacosp由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷Temax作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得：a12=1351.7MPa2、倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核T=867.25x103N?mm；a=20。；E=2.10x105MPa；b=27；mmF=2Tg=13297N1dcosa1p=0.008978昨=0.0013766由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷Tmmax作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得:q.12=1847.55MPMPaT2=12.266x103N-mm；a=20；E=2.10x105MPa；b=27；mmF=2TS=12266N1dcosa1p=0.0025737K=0.0013766由于作用在兩齒輪上的力為作用力與反作用力，故只計(jì)算一個(gè)齒輪的接觸應(yīng)力即可，將作用在變速器第一軸上的載荷Temax作為計(jì)算載荷，將以上數(shù)據(jù)代入（3.17）可得:q=1382.62MPa均小于齒輪的許用接觸應(yīng)力[Q?],所以均合格J由于，一檔和倒檔承受的接觸應(yīng)力最大，故，一檔和倒檔合格，其余各檔均合格第3章軸的設(shè)計(jì)和校核1軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性等均有不利影響。2初選軸的直徑在已知兩軸式變速器中心距A時(shí)，軸的最大直徑』和支承距離L的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，d/L=0.16?0.18；對(duì)輸出軸，d/Lw0.18?0.21。輸入軸花鍵部分直徑d(mm)可按下式初選?。篸=K3Temax式中：K——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K=4.0?4.6；T發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(N.m)。輸入軸花鍵部分直徑：d=(4.廠4.6X商=24mmK=4.01初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度L=252mm。3軸的剛度計(jì)算對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。圖3.5圖3.5變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角軸的撓度和轉(zhuǎn)角如圖3.5所示，若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc,在水平面內(nèi)撓度為f和轉(zhuǎn)角為E可分別用下式計(jì)算：(3.23)(3.24)(3.25)〃Fa2(3.23)(3.24)(3.25)f=c3EILFa2b2

fs-3EILFab（b-a）

5=3EIL式中：F1——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；F2——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N）；E——彈性模量（MPa），E=2.1x105MPa；I慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，I=兀d4；64；d軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；a、b——齒輪上的作用力距支座A、8的距離（mm）；L支座間的距離（mm）。軸的全撓度為f=.f2+f2<0.2mm。軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為[f]=0.05?0.10mm，[f]=0.10?0.15mm。

齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。1、變速器輸入軸和輸出軸的剛度校核（1）軸上受力分析一檔工作時(shí)：2T2xT旦=11760NF=—=t1d1=F=—=t1d1=Ftitana=4280NFal=F「anp]=2200N輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算:已知：a=185mm；b=67mm；L=252mm；d=40mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到:「Fa2b2Fa2b2x64f=—r1=—r1c3EIL3E兀d4L0.033<[f]=0.05~0.10mmcFa2b2x64f=雄d[=0?。88<[f]=0.1~0.15mm

f=*f2+f2=0.09<0.2mm5=F/b(b-a)=0.000313<0.002rad

3EIL2T2Td3=10377NF=F=4266N

r212cospF2F2=F2tanp=6384.69xtan22.38=5452N2輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=141mm；b=111mm；L=252mm；d=45mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到:_Fa2b2Fa2b2x64T—J-C—J-Cr2r2c3EIL3E兀d4L=0.0327<[f]=0.05~0.10mm

cf=Ft2a2b2=6384.69x602x1702x64=Deg<[f=0.i~0.i5mms3EIL3x2.1x105x3.14x304x230疽f=.<；f2+f2=0.085<0.2mm8=F2a（b一。）=2647.29X60X170x（170-6°）X64=0.00034<。用。棚3EIL3x2.1x105x3.14x304x230三檔工作時(shí)：F=艾=2氣%&3=2x145業(yè)xcos22.38。=513219N13d5mz52.75x19'F=F竺"=5132.19xtan20=2020.12N

r3t3cos&cos22.38。F3=F3tan&3=5132.19xtan22.38。=2113.24N輸出軸的撓度和轉(zhuǎn)角的計(jì)算：已知：a=85；b=145mm；L=230mm；d=35mm，把有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.23）、（3.24）、（3.25）得到:尸F(xiàn)a2b2Fa2b2x64f=—r3=—r3c3EIL3E兀d4L2020.12x852x1452x643x2.1x105x3.14x354x230=0.0<[f]=0.05~0.10mmF3a2b2x64=5132-19x852x1452x64=0.073<[f]=0.1~0.15mm3E兀d4L3x2.1x105x3.14x354x230s8=F3EILf=J2+f2=（0.0292+0.0732=0.078<0.2mm0^=2020"2x85x145x（145-85）x64=0.00014<。網(wǎng)棚3x2.1x105x3.14x354x2304軸的強(qiáng)度計(jì)算變速器在一檔工作時(shí):對(duì)輸出軸校核:計(jì)算輸出軸的支反力:F=%=11760Nt1d1F1=4280N已知：a=185mm；b=65mm；L=252mm；d=58mm,1、垂直面內(nèi)支反力對(duì)C點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到A點(diǎn)的支反力，即：FL=Fb（3.26）將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.26）式，解得：FA=1138N同理，對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得：FB=3142N2、水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：F^a=FBHb（3.27）Fh+Fbh=F1（3.28）將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.27）、（3.28）兩式，得到：F=3126NF^=8633N3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩C點(diǎn)的最大彎矩為：M^=210530Nmm4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩Mch=F^a=578465N-mm5、計(jì)算合成彎矩M=、,％+M；h+（aT）2M=+M2+（T）2=1129244N?mmmax'BmaxBH軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.6所示：作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩Mb、Mbh。軸在轉(zhuǎn)矩T和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為

(3.29)M32M

b=——=(3.29)Wnd3式中：M=W;+M；h+T2（N.m）；d軸的直徑（mm）,花鍵處取內(nèi)徑;W——抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（3.29）式，得:32Mmax=176.44MPand3在低檔工作時(shí)，ln]<400MPa，符合要求。圖3.6輸出軸的彎矩圖變速器在二檔工作時(shí):對(duì)輸出軸校核：計(jì)算輸出軸的支反力:F=4266NF=5452

a已知：a=142mm；b=111mm；L=252mm；d=45mm,1、垂直面內(nèi)支反力對(duì)C點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到A點(diǎn)的支反力，即:FL=Fb（3.26）將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.26）式，解得：fa=478N同理，對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得：FB=3788N2、水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：Fq=FBHb（3.27）Fh+Fbh=F1（3.28）將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.27）、（3.28）兩式，得到：F=NFbh=N3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩C點(diǎn)的最大彎矩為：M^=420445Nmm4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩M=Fa=644486N-mm5、計(jì)算合成彎矩M=,：M2+M2+（aT）2VBBHM=M2+M2+(T)2=1021547N?mmmax'BmaxBH

軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.7所示:作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩Mb、MbH。軸在轉(zhuǎn)矩T和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為

(3.29)M32Mb=——=Wnd3(3.29)式中：M=\'：M2+M2+T2（N.m）；BBHd軸的直徑（mm）,花鍵處取內(nèi)徑;W——抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（3.29）式，得：b=竺mn=32Mmax=112.1MPamaxWnd3在低檔工作時(shí)，□<400MPa，符合要求。變速器在三檔工作時(shí)：對(duì)輸出軸校核：計(jì)算輸出軸的支反力：2T,F=f=7670Nt1diF=3150NF=4080N已知：a=107mm；b=145mm；L=252mm；d=45mm，1、垂直面內(nèi)支反力對(duì)C點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到A點(diǎn)的支反力，即:FL=Fb（3.26）將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.26）式，解得：fa=934N同理，對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得：「廣2216N2、水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：Fq=FHb（3.27）F^+Fh=F]（3.28）將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.27）、（3.28）兩式，得到：3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩C點(diǎn)的最大彎矩為：M^=321320Nmm4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩M=Fa=472222N-mm5、計(jì)算合成彎矩M=JM;+M^h+T2=663771N-mm作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩MB、Mbh。軸在轉(zhuǎn)矩T和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為(3.29)M32M。=——=(3.29)Wnd3式中：M=，潤(rùn)%+M富+T2（N.m）；d——軸的直徑（mm），花鍵處取內(nèi)徑；W——抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（3.29）式，得：M32Mb=min=max=72.84MPa在三檔工作時(shí)，ln]<400MPa，符合要求。變速器在倒檔工作時(shí)：對(duì)輸出軸校核：計(jì)算輸出軸的支反力：=11520N2TF=——tdiF=4190N=11520Nr已知：a=223mm；b=29mm；L=252mm；d=36mm，1、垂直面內(nèi)支反力

對(duì)C點(diǎn)取矩，由力矩平衡可得到A點(diǎn)的支反力，即:FL=Fb（3.26）將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.26）式，解得：FA=1326N同理，對(duì)A點(diǎn)取矩，由力矩平衡公式可解得：FB=10194N2、水平面內(nèi)的支反力由力矩平衡和力的平衡可知：Fq=FBHb（3.27）Fh+Fbh=F1（3.28）將相應(yīng)數(shù)據(jù)代入（3.27）、（3.28）兩式，得到：F=3645NFbh=28027N3、計(jì)算垂直面內(nèi)的彎矩C點(diǎn)的最大彎矩為：M=107256Nmm4、計(jì)算水平面內(nèi)的彎矩Mch=F^a=295634N-mm5、計(jì)算合成彎矩M=印命+Mh+T2M=J―+M%h+T2=922542N-mm軸上各點(diǎn)彎矩如圖3.6所示：作用在齒輪上的徑向力和軸向力，使軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而圓周力使軸在水平面內(nèi)彎曲變形。在求取支點(diǎn)的垂直面和水平面內(nèi)的支反力之后，計(jì)算相應(yīng)的彎矩MB、Mbh。軸在轉(zhuǎn)矩T和彎矩的同時(shí)作用下，其應(yīng)力為(3.29)M32M

c=——=(3.29)Wnd3式中：M=\：'M匕+M￡+T2（N.m）；d軸的直徑（mm）,花鍵處取內(nèi)徑；W——抗彎截面系數(shù)（mm3）。將數(shù)據(jù)代入（3.29）式，得：M32Mb=min=Jmax=198MPa在倒檔工作時(shí)，ln]<400MPa，符合要求。輸出軸的基本尺寸軸段123456789101112131415d35363840434548454340383635L241433331433433143383322第4章軸承的選擇和校核1中間軸軸承的選擇與壽命計(jì)算初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇30205型號(hào)軸承C=37KN,C=32.2KN。1、變速器五檔工作時(shí)alF1=3529.35N，F(xiàn)=3632.55N軸承的徑向載荷:FA=3134.62N；Fb=394.73N軸承內(nèi)部軸向力:查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：al軸承的徑向載荷:軸承內(nèi)部軸向力:查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得：Y=1.6F3134.62

s=—==979N272x1.6F394.73s=b=——=123.4N2Y2x1.6S1+F=979+3632.55=4611.55N>52=123.4S1+F所以F=979NF2=*+F1=979+3632.55=4611.55N計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷p查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到e=0.37%=_2Z二=0.31<e，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到*=1；

F3134.62j=0A=4611.55=11.68>e，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)得到F394.73j=1.6B當(dāng)量動(dòng)載荷:P=fp(*F+yF}fp=1.2p1=1.2x(1x3134.62+0x979)=3761.544Np2=1.2x(0.4x394.73+1.6x4611.55)=9043.65NF,為支反力。L=四(烏=J^(32^眉=450.27hh60〃尸60x25509043.652所以軸承壽命滿足要求。所以軸承壽命滿足要求。2輸出軸軸承的選擇與壽命計(jì)算1、初選軸承型號(hào)根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選擇軸承型號(hào)為：右軸承采用30205型號(hào)C=37KN，C=32.2KN左軸承采用30206型號(hào)C=50.5KN，C=43.2KN變速器五檔工作時(shí)：五檔齒輪上力為：F=3529.35N，F(xiàn)=3632.55N齒輪上的力:2T——2Dm邑=2x163x103x2.4=20114.29NDM49FazF——(tanasiny-sinPcosy)cosp20114.29一x(tan15。xsin12.65。一sin40。cos12.65。)=