汽車變速箱設計【畢業(yè)設計+開題報告+文獻綜述】

1、<p><b>　　（20_ _屆）</b></p><p><b>　　本科畢業(yè)設計</b></p><p><b>　　汽車變速箱設計</b></p><p><b>　　摘 要</b></p><p>　　汽車變速箱設計主要是對其原理的掌

2、握，和對其內部零件的合理安排，計算與校核。在齒輪方面，計算齒輪的齒數(shù)以及齒輪工作時所受到的彎曲應力，以及所要應用的齒輪各參數(shù)的確定。在總體設計中還對嚙合套，箱體外殼都有同步器都有設計。對各檔時各軸也要進行受力計算與校核，以滿足設計要求。其次是對軸承的壽命驗算，根據計算得到結果對軸承型號的選擇。最后是對鍵的計算，鍵的強度計算在設計也是很重要的部分，它的選擇間接的確定了嚙合套的設計。對同步器的內部結構也做了詳細的了解。</p>

3、<p>　　關鍵詞：變速箱，軸，齒輪，軸承，鍵，同步器</p><p>　　Transmission design </p><p><b>　　Abstract</b></p><p>　　Auto transmission design is mainly to the master, and the principles of

4、 the internal components of the reasonable arrangement, calculation and checking. In gear, the pinion gear and calculated work by the gear, and the bending stress of gear to application to determine the parameters. In th

5、e overall design of meshing set, the body outer covering all have synchronizer have design. Each axis of each file were also force calculation and checking to meet the design requirements. Second is the life o</p>

6、<p>　　Keywords:Gearbox, Shaft, Gears, Bearings, Key, Synchronizer </p><p><b>　　目錄</b></p><p><b>　　摘 要I</b></p><p>　　AbstractIV</p><p>　

7、　1 緒論錯誤!未定義書簽。</p><p>　　1.1課題的來源1</p><p>　　1.2課題的意義1</p><p>　　1.3變速器的發(fā)展趨勢2</p><p>　　1.4課題研究的主要內容4</p><p>　　2設計方案的總體確定5</p><p>　　2.1變速器設計

8、方案分析5</p><p><b>　　2.2方案確定7</b></p><p>　　2.3變速器主要參數(shù)選擇7</p><p>　　2.3.1一檔齒輪數(shù)，中心距及模數(shù)的確定7</p><p>　　2.3.2壓力角，齒寬和斜齒輪螺旋角β的選擇....................................

9、.....8</p><p>　　3各檔齒輪的齒數(shù)分配9</p><p>　　3.1一檔齒輪齒數(shù)確定9</p><p>　　3.2 二檔齒輪齒數(shù)確定9</p><p>　　3.3 三檔齒輪齒數(shù)確定9</p><p>　　3.4倒檔齒輪齒數(shù)選擇9</p><p>　　4齒輪的強度計算1

10、0</p><p>　　4.1各齒輪的接觸應力計算 10</p><p>　　4.2各齒輪彎曲強度計算11</p><p>　　4.3主要參數(shù)選擇..................................................................................................12</p>

11、;<p>　　4.4傳動比驗算......................................................................................................12</p><p>　　4.5齒輪材料選擇..............................................................

12、....................................12</p><p>　　5軸的計算...................................................................................................................13</p><p>　　5.1各軸軸徑計算及合理長度

13、的選擇..................................................................13</p><p>　　5.2各檔軸的扭矩計算..........................................................................................13</p><p>　　

14、5.3各齒輪的首例計算..........................................................................................13</p><p>　　5.4各軸的強度校核....................................................................................

15、..........14</p><p>　　5.4.1一軸的強度校核...................................................................................14</p><p>　　5.4.2二軸各檔的強度校核...................................................

16、........................14</p><p>　　5.4.3中間軸各檔的強度校核.......................................................................16</p><p>　　6軸承使用壽命驗算...................................................

17、................................................18</p><p>　　6.1基本額定壽命和基本額定動載荷..................................................................18</p><p>　　6.1.1基本額定壽命L10.........................

18、.......................................................18</p><p>　　6.1.2基本額定動載荷C................................................................................18</p><p>　　6.2滾動軸承的當量動載荷P........

19、........................................................................18</p><p>　　6.3一般軸承壽命計算..........................................................................................19</p><p>

20、;　　6.4不穩(wěn)定載荷軸承計算......................................................................................19</p><p>　　6.5不同可靠度的軸承壽命計算..........................................................................19<

21、;/p><p>　　7鍵的計算...................................................................................................................21</p><p>　　7.1鍵的功能和類型.............................................

22、.................................................21</p><p>　　7.2鍵的強度計算..................................................................................................21</p><p>　　7.2.1一軸上花鍵的強度計

23、算.........................................................................21</p><p>　　7.2.2二軸上花鍵的強度計算.........................................................................21</p><p>　　7.2.3倒檔軸

24、上花鍵強度計算.........................................................................21</p><p>　　7.2.4中間軸上花鍵強度計算.........................................................................21</p><p>　　8操

25、縱機構和同步器基本原理...................................................................................22</p><p>　　8.1操縱機構原理............................................................................................

26、......22</p><p>　　8.1.1操縱機構作用.........................................................................................22</p><p>　　8.1.2鎖止位置和裝置....................................................

27、.................................22</p><p>　　8.2同步器的工作原理及介紹..............................................................................22</p><p>　　結論...........................................

28、...................................................................................24</p><p><b>　　參考文獻25</b></p><p><b>　　致謝26</b></p><p>　　附錄..............

29、............................................................................................................... 27</p><p><b>　　附錄圖128</b></p><p>　　附錄圖2..............................

30、.........................................................................................28</p><p>　　附錄圖3......................................................................................................

31、.................29</p><p>　　附錄圖4.......................................................................................................................29</p><p>　　附錄圖5..........................

32、.............................................................................................30</p><p>　　附錄圖6..................................................................................................

33、.....................30</p><p><b>　　1 緒論</b></p><p><b>　　1.1課題的背景</b></p><p>　　汽車變速箱是汽車傳動系統(tǒng)的主要總成之一。汽車的實際使用情況非常復雜，如起步、怠速停車、低速或高速行駛、加速、減速、爬坡和倒車等，這就要求汽車的驅動力和車速能

34、在相當大的范圍內變化，而目前廣泛采用的活塞式發(fā)動機的輸出轉矩和轉速變化范圍較小。為了適應經常變化的行駛條件，改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，使發(fā)動機在有利的工況下(功率較高、油耗較低)工作，在傳動系統(tǒng)中設置了變速器。同時，在發(fā)動機旋轉方向不變情況下，使汽車能倒退行駛；利用空擋，中斷動力傳遞，以發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。</p><p>　　從現(xiàn)在市

35、場上的變速器來看，可分為手動變速器，自動變速器，手動自動變速器，還有無極變速器。</p><p><b>　　1.2課題的意義</b></p><p>　　隨著我國在基礎設施和重點建設項目上的投入加大，重型載貨車在市場上的需求量急劇上升，重型變速箱的需求也隨之增加,近年來，重型汽車變速器在向多極化、大型化的方向發(fā)展. 現(xiàn)在，我國已經對變速箱的設計，從整機匹配到構件的干

36、涉判別和整個方案的模糊綜合判別，直到齒輪、離合器等校核都開發(fā)了許多計算機設計軟件，但是，大都沒形成工業(yè)化設計和制造，因此，還需要進一步加強.我過的汽車技術還需要進一步發(fā)展.隨著科技的不斷進步，CVT技術的不斷成熟，汽車變速箱最終會由CVT替代手動變速箱（MT）和有級自動變速箱（AT），無級變速汽車是當今汽車發(fā)展的主要趨勢,但是, 中國還沒有掌握全套的汽車自動變速箱技術，也就還沒有形成市場所需成熟的汽車自動變速箱產品。有人主張直接從國外引

37、進先進的汽車自動變速箱技術，不料國外所有相關公司都想直接從國外把汽車自動變速箱產品銷售到中國市場或者在中國建立獨資企業(yè)就地生產銷售產品，不愿與中國的企業(yè)合作開發(fā)生產獲取高額壟斷利潤。</p><p>　　重型汽車變速器是指與重型商用車和大型客車匹配的變速器, 盡管在行業(yè)中對變速器的容量劃分沒有明確的界限, 但我們通常將額定輸入扭矩在100kgm以上的變速器稱為重型變速器。國內重型車變速器產品的技術多源于美國、德國

38、、日本等幾個國家,引進技術多為國外80～90 年代的產品。作為汽車高級技術領域的重型汽車變速器在國內通過漫長的引進消化過程,如今已有長足的進步,能夠在原有引進技術的基礎上,通過改型或在引進技術的基礎上自行開發(fā)出符合配套要求的新產品,每年重型車變速器行業(yè)都能有十幾個新產品推向市場。但從當今重型車變速器的發(fā)展情況來看,在新產品開發(fā)上國內重型車變速器仍然走的是一般性的開發(fā)過程,沒有真正的核心技術產品; 從國內重型變速器市場容量來看, 有三分之

39、一的產品來自進口, 而另外三分之二的產品中有80 %以上的產品均源自國外的技術,國內自主開發(fā)的重型變速器產品銷量很小。這說明國內重型變速器廠家的自主開發(fā)能力仍然很薄弱,應對整車新車型配套產品的能力遠遠不夠。2004 年年初我國出臺城市車輛重點發(fā)展13. 8m客車上使用的變速器, 目前只有ZF 一家能向國內企業(yè)供應。這足以說明國內的重型車變速器企業(yè)</p><p>　　1.3變速器國內外發(fā)展趨勢</p>

40、<p>　?。?）大同DC6J90TZ汽車變速箱介紹</p><p>　　大同齒輪集團有限公司在消化、吸收國外汽車設計制造先進技術的基礎上, 結合我國重型載重汽車的特殊使用工況, 先后成功地開發(fā)出DC5J 系列,DC6J 80T、DC6J 90T 帶副箱汽車變速箱。由于產品設計指標先進、結構布局緊湊、操縱靈活方便、使用安全可靠, 贏得國內重型汽車變速箱近50% 的份額。面對汽車市場的激烈競爭局面,

41、為了以更高的性能價格比產品來滿足市場需求, 公司又開發(fā)了DC6J 70TZ、DC6J 90TZ、DC6J 120TZ 汽車變速箱。TZ 系列變速箱最大的設計特點是結構為整體布局式, 取消了副變速箱, 使其結構更加合理可靠。</p><p>　　DC6J90TZ 變速箱主要結構型式為三軸、單中間軸定軸傳動, 一至六檔全部采用同步器換檔, 倒檔采用嚙合套換檔, 換檔采用強制式操縱機構, 空檔倒檔裝有顯示信號開關, 操

42、縱上可以實現(xiàn)單桿或雙桿, 同時也可實現(xiàn)直接式換檔。變速箱體左右均設計有取力開口, 可實現(xiàn)倒檔、中間軸四檔, 左置、右置輸出動力, 十分方便用戶需求。一至六檔全部采用了鎖環(huán)式慣性同步器, 其最大的特點在于二、三檔采用了雙錐面同步器。該變速箱可匹配12t～ 15t 級載重車、自卸車、城市客車及其它特種用途的各種車輛。</p><p>　　為使新產品開發(fā)速度快, 生產周期短, 產品質量好, 產品價格低, 在DC6J 9

43、0TZ 汽車變速箱產品設計時除充分考慮了現(xiàn)有產品成熟部件的選用、結構相近的零件的工藝繼承性(齒輪花鍵軸特殊材料選用、電子束焊接工藝采用) 以及產品系列化、通用化、標準化設計之外, 在采用現(xiàn)代科學設計手段和具體結構的特殊設計上做了大量的工作, 主要的設計特點如下。311　采用CAD 計算機輔助設計手段為使產品迅速有效地進入市場, 一改往常沿用的類比法設計—— 手工制圖—— 樣機制造、樣機試驗——樣機鑒定——投入生產的設計周期(2 年～ 3

44、 年) ,借助CAD 計算機輔助設計手段來縮短設計周期, 加快高質量產品的投放市場速度。根據公司產品的特點,結合現(xiàn)有成熟產品數(shù)據, 選用國際上汽車設計的優(yōu)秀運行軟件系統(tǒng), 主要對齒輪花鍵軸的強度計算、齒輪齒形設計、操縱系統(tǒng)設計及主要構件的操縱裝配和動態(tài)干涉檢查等方面進行了工作, 保證了產品性能的可靠性, 同時提高了設計工作質量和效率。</p><p>　　DC6J 90TZ 變速箱設計試驗已完成, 并已投入小批量

45、生產。從現(xiàn)有匹配主機廠的情況來看, 顯示了該產品參數(shù)優(yōu)化、性能價格比高(產品總成性能達國際90 年代中期水平) 的特點。我們將進一步深入研究現(xiàn)代汽車變速箱的新理論、新方法, 大膽采用新工藝、新技術、新材料, 完善計算機輔助設計手段, 研究開發(fā)自動變速器, 把性能更好、價格更低的產品投放市場,造福人民。</p><p>　?。?）大眾DSG雙離合器變速箱介紹</p><p>　　最近幾年，大

46、眾汽車在中國一直由于發(fā)動機技術老化而遭人詬病。在上海車展上，大眾新推出了幾款新車，大家也不難看出，大眾可謂是將“壓箱底”的先進動力技術都拿到了中國。如果這些動力系統(tǒng)都在中國生產，那么大眾在中國的發(fā)動機技術應該是最先進的。</p><p>　　盡管很多人對于進口邁騰的種種市場策略并不買帳，但都不得不承認其最大的亮點——DSG 雙離合器變速箱。大眾對此項技術相當重視，簡直成了其“獨門殺手锏”，不管是哪一家公司對這項技

47、術有興趣，大眾都聲稱將不會出售。它沒有變矩器，也沒有離合器踏板，但它的反應非常靈敏，給駕駛者帶來更好的駕駛樂趣，雙離合器的應用，可以使變速箱同時有兩個檔位嚙合，使換檔操作過程更加快捷。車輛在加速過程中不會有動力中斷的感覺，使車輛的加速更加</p><p>　　強勁、平順，裝備有DSG 變速箱的車輛，零到百公里加速時間比裝備有傳統(tǒng)手動變速箱車輛的還要短。</p><p>　　DSG 變速箱的

48、多片濕式雙離合器是由位于變速箱頂部的電子液壓控制系統(tǒng)來操控的。DSG 變速箱也有手動和自動兩種控制模式，除了排檔桿可以控制外，車輛的方向盤上還配有手動控制的換檔撥片，在行駛中，兩種控制模式之間可以隨時切換。選用手動模式時，如果不做升檔操作，即使將油門踩到底，DSG 變速箱也不會自動升檔。而且在手動控制模式下，也可以實現(xiàn)跳躍降檔。</p><p>　?。?）福特PowerShift變速器 </p>&

49、lt;p>　　由于檔位增加，可以增加汽車的駕馭感覺，換檔時候更加順暢自如，特別是PowerShift變速器在換檔過程中無動力間斷，從而提供優(yōu)異的換檔質量。其實，這也是汽車發(fā)展后，消費者對其操控性需求的增加，PowerShift變速器滿足了消費者對駕馭感的需求。 </p><p>　　其次，隨著自動變速器的出現(xiàn)，但是很多自動變速器的檔位較少，換檔不夠順暢，于是市場需要檔位更多的自動變速箱，6速的PowerSh

50、ift變速器恰好滿足了市場這方面的需求，其檔位可以達到6速自動模式。 </p><p>　　1.4課題研究的主要內容</p><p>　　（1）掌握汽車變速箱的作用和類型，分析汽車變速箱的特點，了解其發(fā)展趨勢。</p><p>　?。?）變速箱結構方案的確定。</p><p>　?。?）變速箱主要參數(shù)的選擇。</p><p

51、>　　（4）主要零件的設計計算。</p><p>　?。?）軸的設計與校核。</p><p>　?。?）軸承使用壽命驗算。</p><p><b>　　（7）鍵的計算。</b></p><p>　?。?）了解操縱機構原理、同步器工作原理。</p><p>　　2設計方案的總體確定</p

52、><p>　　2.1變速器設計方案分析</p><p>　　汽車變速器的作用用一句話概括，就叫做變速變扭，即增速減扭或減速增扭。為什么減速可以增扭，而增速又要減扭呢？設發(fā)動機輸出的功率不變，功率可以表示為N=WT其中W是轉動的角速度，T是扭矩。當N固定的時候，W與T是反比的。所以增速則減扭，減速則增扭。汽車變速器齒輪傳動就是根據變速變扭的原理，分成各個檔位對應不同的傳動比，以適應不同的運行狀況

53、。</p><p>　　一般的手動變速器內設置輸入軸、中間軸和輸出軸，又稱三軸式，另外還有倒檔軸。三軸式是變速器的主體結構，輸入軸的轉速也就是發(fā)動機的轉速，輸出軸轉速則是中間軸與輸出軸之間不同齒輪嚙合所產生的轉速。不同的齒輪嚙合就有不同的傳動比，也就有了不同的轉速。設計的是手動變速器，初選它的傳動比分別是：1檔3.61；2檔2.51；3檔1.53；4檔1；倒檔4.55.</p><p>&

54、lt;b>　　如圖2-1所示： </b></p><p>　　當汽車啟動司機選擇1檔時，拔插將1/2檔同步器向后結合1檔齒輪并將它鎖定輸出軸上，動力經輸入軸、中間軸和輸出軸上的1檔齒輪，1檔齒輪帶動輸出軸，輸出軸將動力傳遞到傳動軸上，。1檔變速器齒輪傳動軸是3.61，也就是說輸入軸轉動3.61圈，輸出軸轉1圈。</p><p>　　當汽車增速司機選擇2檔時，拔叉將1/2檔

55、同步器與1檔分離后接合2檔齒輪并鎖定輸出軸上，動力傳遞路線相似，所不同的是輸出軸上的1檔齒輪換成2檔齒輪帶動輸出軸。2檔變速齒輪傳動比是2.51，輸入軸轉2.51圈，輸出軸轉1圈，比1檔轉速增加，扭矩降低。 </p><p>　　當汽車增速司機選擇3檔時，拔叉將1/2檔同步器回到空檔位置，又使3/4檔同步器移動直至將3檔齒輪鎖定在輸出軸上，使動力可以從輸入軸-中間軸-輸出軸上的3檔變速

56、齒輪，通過3檔變速齒輪帶動輸出軸。典3檔傳動比是1.53，輸入軸轉1.53圈，輸出軸轉1圈是進一步的增速。</p><p>　　當汽車加油增速司機選擇4檔時，拔叉將3/4檔同步器脫離3檔齒輪直接與輸入軸主動齒輪接合，動力直接從輸入軸傳遞到輸出軸，此時傳動比1，即輸出軸與輸入軸轉速一樣。由于動力不經中間軸，又稱直接檔，該檔傳動比的傳動效率最高。汽車多數(shù)運行時間都用直接檔以達到最好的燃料經濟性。</p>

57、<p>　　換檔時要先進入空檔，變速器處于空檔時變速齒輪沒有鎖定在輸出軸上，它們不能帶動輸出軸轉動，沒有動力輸出。</p><p>　　一般汽車手動變速器傳動比主要分上述1-4檔，通常先確定最低（1檔）與最高（4檔）傳動比后，中間各檔傳動比一般按等比級數(shù)分配。</p><p>　　倒檔時輸出軸要向相反的方向旋轉。如果一對齒輪嚙合時大家反向旋轉，中間加上一個齒輪就會變成同向旋轉。

58、利用這個原理，倒檔就要添加一個齒輪做“媒介”，將軸的轉動方向掉轉，因此就有了一根倒檔軸。倒檔軸獨立裝在變速器殼內，與中間軸平行，當軸上齒輪分別與中間軸齒輪和輸出軸齒輪嚙合時，輸出軸轉向會相反。</p><p>　　通常倒檔用的同步器也控制1檔的接合，所以1檔與倒檔位置是在同一側的。由于有中間齒輪，一般變速器倒檔傳動相近與1檔傳動比。</p><p>　　從駕駛平順性考慮，變速器檔位越多越好

59、，檔位多相鄰檔間的傳動比的比值就變化小，換檔容易而且平順。但檔位多的缺點就是變速器結構復雜，體積大，現(xiàn)在輕型汽車變速器一般是4-5檔。同時，變速器傳動比都不是整數(shù)，而且都是帶小數(shù)點的，這是因為嚙合齒輪的齒數(shù)不是整倍數(shù)所致，輪齒數(shù)是整倍數(shù)就會導致兩齒輪嚙合面磨損不均勻，使得輪齒表面質量產生較大的差異。</p><p>　　變速器的功用是在不同的使用條件下，改變發(fā)動機傳到驅動輪上的轉距和轉速，使汽車得到不同的牽引力和

60、速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。此外，應保證汽車能倒退行使或停車時使發(fā)動機和傳動系保持分離。需要時還應有動力輸出的功能。</p><p>　　為保證變速器具有良好的工作性能，對變速器提出如下基本要求：</p><p>　　應正確選擇變速器的檔數(shù)和傳動比，保證汽車有必要的動力性和經濟性指標；</p><p>　　設置空檔和倒檔，保證發(fā)動機與驅動輪能長期分離

61、，使汽車能進行倒退行使；</p><p>　　換檔迅速、省力，以便縮短加速時間并提高汽車動力性能；目前有發(fā)展自動、半自動和電子操縱機構的趨勢；</p><p>　　工作可靠。汽車行使過程中，變速器不得有跳檔、亂檔沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；</p><p>　　此外，變速器還應當滿足效率高、噪音低、制造容易、成本低等要求。</p><p><b&g

62、t;　　2.2方案確定</b></p><p>　　(1)齒輪型式：齒輪有直齒和斜齒，直齒由于嚙合性能較差，重合系數(shù)小，強度低，噪聲小，因此除了一檔和倒檔采用直齒，其它都采用斜齒。</p><p>　　(2)換擋結構型式：采用直齒滑動齒輪，嚙合套，同步器三種。一檔采用直齒滑動齒輪換檔，二檔采用嚙合套換檔，三檔、四檔采用同步器換檔，倒檔采用直齒滑動齒輪換檔。</p>

63、<p>　　(3)軸的型式及布置;四檔手動變速器一般采用三軸型式，個檔換檔部件裝在第二軸上，第二軸的前端支承在第一軸常嚙合齒輪內腔的軸承上。</p><p>　　(4)軸承型式：軸的固定采用向心軸承，齒輪的固定采用滾針軸承。</p><p>　　(5)潤滑和密封：采用飛濺式潤滑。為保證密封，在軸承蓋內裝有油封或開設回油槽，殼體與蓋的密封采用橡膠密封條，為防止油溫過高，氣壓過大，

64、造成滲油現(xiàn)象，一般在頂蓋上裝有通氣氣塞。</p><p>　　2.3變速器主要參數(shù)選擇</p><p>　　2.3.1一檔齒輪齒數(shù)及齒輪模數(shù)、中心距的確定</p><p>　　設計轎車四檔變速器，已知：發(fā)動機輸出功率p=80千瓦，轉速n=4800r/min，載荷平穩(wěn)，可靠性一般。前面就已經提到各檔傳動比我初選為:1檔3.61；2檔2.51；3檔1.53；4檔1；倒檔

65、4.55.</p><p><b>　　確定一檔齒輪齒數(shù)：</b></p><p><b>　　一檔傳動比</b></p><p><b>　　i?=；</b></p><p>　　轎車中間軸式變速器一檔傳動比i=3.5～3.8時，轎車在12～17個齒之間選用。由于所設計為一般

66、輕形轎車，載荷平穩(wěn)、可靠性要求一般。所以選擇一檔齒輪傳動比i=3.6、一檔主齒輪齒數(shù)Z8=15。</p><p>　　第一軸常嚙合齒輪的模數(shù)</p><p>　　一檔齒輪模數(shù) </p><p>　　要選中心距（A為mm）時，可根據下式計算：A=k=9.0=73.6mm;</p><p>　　=9.553.60.96 =9.55

67、3.60.96=547.2N·m;</p><p><b>　　=9.55;</b></p><p>　　式中k—中心系數(shù)。對轎車k=8.9～9.3，取9；</p><p>　　—變速器器在一檔，第二軸輸出的轉矩，其值為=;</p><p><b>　　—發(fā)動機最大轉矩；</b></

68、p><p>　　i—變速器一檔傳動比；</p><p>　　—變速器轉動效率，取0.96;</p><p>　　2.3.2壓力角，齒寬和斜齒輪螺旋角的選擇</p><p>　　取標準壓力角20°;</p><p>　　直齒b=(4.5-8.0)m;斜齒b=（6.0-8.5)。同步器的換擋部件上，其接合齒的工作寬度

69、初選為b;</p><p>　　螺旋角是表征斜齒輪傳動的主要參數(shù)。增大時、使齒輪嚙合的重合系數(shù)增加、工作平穩(wěn)、噪聲減低。隨著的增大，齒輪的強度也相應的提高，不過當螺旋角大于30°時，其彎曲強度驟然下降，而接觸強度仍然繼續(xù)上升，因此從提高低檔齒輪的彎曲強度出發(fā)，并不希望過大，而從提高高檔齒輪的接觸強度著眼，可選取較大的值。不過最終確定角的大小，要經過反復試湊齒數(shù)，修正中心距和選擇變位系數(shù)后才能確定。<

70、;/p><p>　　3各檔齒輪的齒數(shù)分配</p><p>　　3.1一檔齒輪齒數(shù)確定</p><p>　　計算一檔從動齒輪齒數(shù):</p><p>　　=2A/m=2 73.6/2.7=54.5, 取=55， =55-15=40;</p><p>　　修正A= m /2=552.7/2=74.25mm;</p>

71、<p>　　又知一檔傳動比為3.61， 由 </p><p>　　常嚙合傳動齒輪中心距和一檔齒輪的中心距相等，</p><p><b>　　=()</b></p><p><b>　　解得：=24</b></p><p><b>　　=32</b></p

72、><p>　　3.2二檔齒輪齒數(shù)的確定</p><p>　　二檔齒輪齒數(shù)：模數(shù)mn經計算為3.4mm，傳動比i=2.51，取22°;</p><p>　　Z5/Z6=2.5124/32=1.875,A=(Z5+Z6)/2cos,解得Z5=26，Z6=14; </p><p>　　3.3三檔齒輪的齒數(shù)確定</p>

73、;<p>　　模數(shù)mn=2.88，取，初選18°;</p><p><b>　??； ；</b></p><p>　　解得：Z3=26；Z4=23</p><p>　　修正=74.2mm;</p><p>　　3.3倒檔齒輪齒數(shù)的選擇</p><p>　　倒檔的齒輪模數(shù)經計算

74、為2.92mm，取Z10=20,A1=O.5m(Z8+Z10)=51.1mm；</p><p>　　De8=(Z8+2ha*)m=49.64；De9=2A1-De8-1=51.56；De9=(Z9+2ha*)m；</p><p>　　解得Z9=15.66，取16。</p><p><b>　　4齒輪的強度計算</b></p>&l

75、t;p>　　4.1各齒輪的接觸應力計算</p><p>　　=0.418 ； （公式4-1）</p><p>　　=2=27.96104 / 40.5=2653N ; </p><p>　　=2.715 =40.5mm;</p><p>　　=1/2=1/29.5580/480

76、0=7.96N·mm;</p><p>　　F ==2653/=3000N;</p><p>　　式中—— 齒輪的接觸應力；</p><p>　　F ——齒面上的法向力，F(xiàn) =;</p><p><b>　　——圓周力，=2;</b></p><p><b>　　——刀具載荷

77、；</b></p><p><b>　　——節(jié)圓直徑；</b></p><p><b>　　——節(jié)點處壓力角；</b></p><p><b>　　——螺旋角；</b></p><p>　　——齒輪材料的彈性模量；取21104N/mm2</p><

78、;p>　　——齒輪接觸的實際寬度；b=(6.0-8.5)m/cos20°=21.28mm</p><p>　　主被動齒輪節(jié)點處的曲率半徑</p><p>　　對直齒輪: =, =; </p><p>　　對斜齒： PZ= /cos2 Pb= /cos2 </p><p>　　——主動齒輪的節(jié)圓半徑；</

79、p><p>　　——被動齒輪的節(jié)圓半徑；</p><p>　　常嚙合齒輪Z1應力計算：</p><p>　　計算得 </p><p>　　常嚙合齒輪Z2應力計算：</p><p>　　齒寬b2=21.28-5=16.28mm；=1009.09N/mm2 ；</p><p>　　二檔斜齒輪

80、Z3應力計算:</p><p>　　齒輪Z4的實際接觸齒寬b4=7mn/cos22°=25.7mm；</p><p>　　齒輪Z3的實際接觸齒寬b3=25.7+5=30.7mm；=671.62N/mm2 ；</p><p>　　三檔斜齒輪Z5應力計算：</p><p>　　Z5的扭矩=32/2426/14159.2=39402N.m

81、；</p><p>　　F1=97777N; F=F1/cos20°cos18°=10939.9N；</p><p>　　Z6的實際接觸齒寬b6=8mn/cos18°=23.04mm；</p><p>　　Z5的實際接觸齒寬b5=23.04-5=18.04mm；=1922.76N/mm2；</p><p>　　一

82、檔直齒輪Z8應力計算：</p><p>　　Z8齒輪的扭矩經計算為212.27N.m；</p><p>　　齒輪寬度b8=8m=21.6mm；=1371.48N/mm2；</p><p>　　倒檔直齒輪Z9應力計算：</p><p>　　Z9齒輪的扭矩經計算為265.34N.m；</p><p>　　齒輪Z10的齒寬等

83、于Z8的齒寬為21.6mm；</p><p>　　齒輪Z9的齒寬則為b9=b10+5=26.5mm；</p><p>　　則計算得=1309.44N/mm2；</p><p>　　4.2各齒輪的彎曲強度計算</p><p>　　常嚙合斜齒輪Z1彎曲強度計算: </p><p><b>　?。ü?-2）<

84、;/b></p><p>　　式中Kg=1.5 應力集中系數(shù)；ke=2 重合度影響系數(shù)；</p><p>　　tn=π 法向周節(jié) tn =3.142.5=7.85mm ;</p><p>　　Y為齒形系數(shù)，按當量齒數(shù)Zn查圖得Y=0.141（Zn=Z1/cos3）</p><p>　　=2; =1/2; =9.5510680/480

85、0=159.2103N·mm</p><p>　　F1 =5307N; σw=F1Kg/bYtnKe=168.986N/mm2 ;</p><p>　　常嚙合齒輪Z2彎曲強度計算： </p><p>　　Z2齒寬b2=b1-5=16.28； Y查圖得0.144；則經計算σw =216.248N/mm2 ；</p><p>

86、　　二檔斜齒輪Z3彎曲強度計算：</p><p>　　Z3齒寬b3=30.7mm；Y由 Z n查圖得為0.142；tn= πmn= 10.676mm；</p><p>　　經計算得到σw=87.48N/mm2；</p><p>　　三檔斜齒輪Z5彎曲強度計算：</p><p>　　Z5的齒寬b5=18.04mm；Y查圖得為0.141；tn=

87、πmn=9.04mm；</p><p>　　經計算得到σw=637.78N/mm2；</p><p>　　一檔直齒輪Z8彎曲強度計算：</p><p>　　直齒輪彎曲強度計算公式： σw= FKgKe/btnY</p><p>　　式中 Kg=1.65 應力集中系數(shù)；Ke=1.1 摩擦力影響系數(shù)；</p><p>

88、　　F=2Mg/d8=10482.3N;Y查圖得為0.128；</p><p>　　tn= πm=3.142.7=8.478mm；經計算得σw=811.66N/mm2；</p><p>　　倒檔直齒輪Z9彎曲強度計算：</p><p>　　Z9齒輪齒寬b9=26.5mm；F=12283.96N；tn=πm=8.478mm；</p><p>　

89、　經計算得σw=751.8N/mm2；</p><p><b>　　4.3主要參數(shù)計算</b></p><p>　　d1= mnZ1=2.524=60mm;da1=(24+2)2.5=65mm;df1=(24-2)2.5=55mm;</p><p>　　d2=80mm;d3=88.4mm;da3=95.2mm;df3=(26-2-0.5)3.4

90、=79.9mm;</p><p>　　d4=78.2mm;da4=85mm;df4=69.7mm;</p><p>　　d5=Z5mn=262.88=74.88mm;da5=80.64mm;df5=67.68mm;</p><p>　　d6=40.32mm;da6=46.08mm;df6=33.12mm;</p><p>　　d7=108mm

91、;d8=40.5mm;d9=43.2mm;d10=54mm;</p><p><b>　　4.4傳動比驗算</b></p><p>　　Z1=24;Z2=32;Z3=26;Z4=23;Z5=26;</p><p>　　Z6=14;Z7=40;Z8=15;Z9=16;Z10=20;</p><p>　　i1=32/2440

92、/15=3.56;i2=32/2426/14=2.48;</p><p>　　i3=32/2426/23=1.51;i倒=322040/241516=4.45;</p><p><b>　　基本滿足要求。</b></p><p>　　4.5 齒輪的材料選擇</p><p><b>　　5軸的計算</b&g

93、t;</p><p>　　變速器的軸必須有足夠的剛度和強度。工作時它們除傳遞轉矩外，還承受來自齒輪作用的徑向力，如果是斜齒輪還有軸向力。在這些力的作用下，軸的剛度不足會產生彎曲變形，結果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度和耐磨性均有不利影響。還會增加工作噪聲。</p><p>　　第一軸通常和齒輪作為一體，前端大都支承在齒輪內腔的軸承內，其軸徑根據前軸承的內徑確定，中間軸采用旋轉式，第二軸

94、前端支承在第一軸常嚙合齒輪的內腔的滾針軸承上，后端軸承有軸向定位裝置。軸的材料選40Cr。</p><p>　　5.1各軸軸徑計算及合理長度的選擇</p><p>　　軸徑計算公式： ; （公式5-1）</p><p>　　查機械設計手冊上取[t] =4.5；T為各軸的扭矩；</p><p>

95、　　一軸的軸徑經計算為26.4mm；取d1=27mm；</p><p>　　二軸的軸徑為d2=44mm；長度L2取250mm；</p><p>　　中間軸的軸徑d3=30mm；長度L3取270mm；</p><p>　　倒檔軸的軸徑d倒=32mm；</p><p>　　5.2各檔軸的扭矩計算</p><p>　　一軸:

96、 T=159.2N.m；</p><p>　　中間軸: T中=32/24159.2=212.27N.m；</p><p><b>　　二軸各檔的扭矩：</b></p><p>　　T1=212.27Z7/Z8=566N.m;</p><p>　　T2=212.27Z5/Z6=394.2N.m;</p&g

97、t;<p>　　T3=212.27Z3/Z4=239.96N.m;</p><p>　　T4=T=159.2N.m;</p><p>　　倒檔軸: T倒=212.27Z10Z7/Z9Z8=849.08N.m；</p><p>　　5.3各齒輪受力計算</p><p><b>　　常嚙合齒輪Z1：</b>

98、</p><p>　　Ft1=2T/d1=2159.2/mnZ1=5.307kN;</p><p>　　Fr1=Ft1tan20°/cos20°=2.055kN;Fa1=Ft1tan20°=1.931kN;</p><p>　　齒輪Z2與齒輪Z1對立，所所以受力相同。</p><p><b>　　齒輪Z

99、4：</b></p><p>　　Ft4=2T中/d4=5.429kN;Fr4=2.131kN;Fa4=2.193kN;(α=20°， β=22°)</p><p>　　齒輪Z4與Z3對立，故Z3受力與Z4相同。</p><p><b>　　齒輪Z6：</b></p><p>　　Ft6=

100、2T中/d6=10.529kN;Fr6=4.03kN;Fa6=3.421kN;（ α=20°,β=18°）</p><p>　　齒輪Z6與Z5對立，故Z5受力與Z6相同。</p><p>　　齒輪Z8（一檔時）：</p><p>　　Ft8=10.428kN;Fr8=3.815kN;( α=20°)</p><p&g

101、t;　　齒輪Z8與Z7對立，故Z7受力與Z8相同。</p><p><b>　　齒輪Z9（倒檔）：</b></p><p>　　T倒=T中Z10/Z8=283N.m；Ft9=13.1kN;Fr9=4.769kN;（ α=20°）</p><p>　　倒檔時齒輪Z10與齒輪Z8對立，受力相同，</p><p>　

102、　齒輪Z7與Z9對立，故受力相同。</p><p>　　5.4各軸的強度校核</p><p>　　5.4.1一軸的強度校核</p><p>　　由于設計時一軸齒輪受力點和支撐點重合，因此一軸只受到扭矩，為純扭。</p><p>　　一軸的直徑d1=27mm，W=0.1D3=1,.9710-6; Mn=159.2N.m;</p>

103、<p>　　σca=Mn/W=80.8106pa,在許用應力范圍內，滿足要求。</p><p>　　5.4.2二軸各檔的強度校核</p><p><b>　　二軸一檔時：</b></p><p><b>　　求支反力：</b></p><p>　　Py+Yb=Fr7;Yb=3.052kN;

104、Pz=Ft750/250=2.097kN;Zb=Fr7-Pz=8.385kN;</p><p>　　M1=152.6N.m;M2=419.25N,m;M=446.16N.m;T=566N.m;</p><p>　　按第三強度理論進行校核， </p><p>　　小于許用應力，滿足要求。</p><p><b>　　二軸二檔時：<

105、;/b></p><p>　　在XoY面內，T2=394.2N.m;Py250+M-Fr5120=0;Py=1.422kN;Pb=2.6kN;</p><p>　　在 XoZ面內，Pz250-Ft5120=0;Pz=5.054kN;Zb=5.475kN;</p><p>　　按第三強度理論計算， σca=98.9106pa；小于許用應力，滿足要求。</p

106、><p><b>　　二軸三檔時：</b></p><p>　　在 XoY 面內，經計算求得Py=0.32kN;Yb=1.81kN;M=239.96N.m;</p><p>　　在 XoZ面內，經計算求得Pz=3.26kN;Zb=2.172kN;M1=271.5N.m;</p><p>　　M2=325.8N.m;T3=23

107、9.96N.m;按第三強度理論計算求得 σca=58.3106pa;</p><p>　　小于許用應力，滿足要求。</p><p>　　5.4.3中間軸各檔的強度校核</p><p>　　一檔時，中間檔一檔和倒檔受力相同。</p><p>　　在XOY平面內，經計算得 Yc=2.214kN;Yd=3.656kN;</p><

108、;p>　　在XOZ平面內，經計算得Zc=3.08kN;M1=99.63N.m;M2=138.6N.m;T=212.27N.m;</p><p>　　按第三強度理論計算，得σca=100.78106pa；小于許用應力，滿足要求。</p><p><b>　　二檔時：</b></p><p>　　經計算T=212.27N.m;M1=591.6

109、8N.m;M2=639.8N.m;</p><p>　　按第三強度理論計算,σca=338.5106pa；小于許用應力，滿足要求。</p><p><b>　　三檔時：</b></p><p>　　經計算可得σca=266.7106pa;小于許用應力，滿足要求。</p><p><b>　　6軸承使用壽命驗算&

110、lt;/b></p><p>　　6.1基本額定壽命和基本額定動載荷</p><p>　　6.1.1基本額定壽命L10</p><p>　　軸承壽命：單個滾動軸承中任一元件出現(xiàn)疲勞點蝕前運轉的總轉數(shù)或在一定轉速下的工作小時數(shù)稱軸承壽命。由于材料、加工精度、熱處理與裝配質量不可能相同,同一批軸承在同樣的工作條件下，各個軸承的壽命有很大的離散性，所以，用數(shù)理統(tǒng)計的

111、辦法來處理?；绢~定壽命L10——同一批軸承在相同工作條件下工作，其中90%的軸承在產生疲勞點蝕前所能運轉的總轉數(shù)（以106為單位）或一定轉速下的工作時數(shù)。（失效概率10%）</p><p>　　6.1.2基本額定動載荷C</p><p>　　軸承的基本額定壽命L10=1（106轉）時，軸承所能承受的載荷稱基本額定動載荷C。在基本額定動載荷作用下，軸承可以轉106轉而不發(fā)生點蝕失效的可靠度

112、為90%。</p><p>　?。?）向心軸承的C是純徑向載荷；（2）推力軸承的C是純軸向載荷；（3）角接觸球軸承和圓錐滾子軸承的C是指引起套圈間產生相對徑向位移時載荷的徑向分量。</p><p>　　6.2滾動軸承的當量動載荷P</p><p>　　定義：將實際載荷轉換為作用效果相當并與確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的假想載荷，該假想載荷稱為當量動載荷P，

113、在當量動載荷P作用下的軸承壽命與實際聯(lián)合載荷作用下的軸承壽命相同。</p><p>　　1．對只能承受徑向載荷R的軸承（N、滾針軸承 P=Fr ）2．對只能承受軸向載荷A的軸承（推力球和推力滾子 P= Fa ） 3．同時受徑向載荷R和軸向載荷A的軸承 （P=X Fr +Y Fa ）</p><p>　　X—徑向載荷系數(shù)，Y—軸向載荷系數(shù)</p&g

114、t;<p>　　6.3一般軸承壽命計算</p><p>　　根據定義：P=C，軸承所能承受的載荷為基本額定功載荷時</p><p><b>　?。ü?-1）</b></p><p>　　按小時計的軸承壽命：</p><p><b>　?。ü?-2）</b></p>&

115、lt;p>　　6.4不穩(wěn)定載荷軸承計算</p><p>　　載荷P和轉速n變化時，按疲勞損傷累積假設求出平均當量轉速nm和平均當量動載荷Pm→求軸承壽命，沒軸承的當量動載荷為：P1、P2、P3、…、Pk；轉速為：n1、n2、n3、…、nk；所占時間百分比：a1、a2、a3、…、ak ;則滾動軸承的平均當量轉速</p><p>　?。?#160; （公式6-3）&l