【正文】 →2→中間軸→10→11→9→二軸→輸出變速器設(shè)計效果圖：第三章 變速器設(shè)計計算第一節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇（一）主要參數(shù)的設(shè)計汽車在最大爬坡路面上行使時，最大驅(qū)動力應(yīng)能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力。由中等比性質(zhì),得：——檔位數(shù)，取=2,3,4,——檔數(shù)，n=4 ；===(直接檔)===符合q的要求=, = =, =。 初選模數(shù)時，可以根據(jù)經(jīng)驗公式確定，即： = = 高檔齒輪K=~6，所以取5 = = 一檔齒輪 倒檔為直齒，故選擇小模數(shù)，以使掛檔順利，減小磨損。,15176?；?5176。（三）螺旋角β選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)注意到它對齒輪工作噪聲，輪齒的強度和軸向力有影響。貨車變速器斜齒螺旋角β的選擇范圍：18176。一檔齒輪齒數(shù) ⑴斜齒=2 ()選取＝20176。/3=51取=21，=30（圓整）；⑸修正=/() ()=3039/（2112）=%=||/=%5% (合格)；⑹修正由＝(+)/（2cos） ()得＝arccos［(+)/（2A）］= 176。/3 = 51取=33, =18(圓整)；⑶修正＝/（） ()＝3033/（2118）＝％＝||/100%＝%5% (合格)；⑷＝arccos［(+)/（2A）］=176。/3=51?。?8，＝23（圓整）；⑶修正=/（） ()=3028/（2123）=i3%=||/100%=%5%(合格)⑷修正＝arccos［(+)/（2A）］ ()=176。(1)中間軸與倒檔軸之間的中心距A′A′= (+)/2 ()=4（13+21）/2=68mm⑵第二軸與倒檔軸之間的中心矩A′′′′=（+)/2 ()=4 (43+21)/2=128mm′+′′=198=136mm齒輪9和齒輪10的齒頂圓之間的間隙 =1364(42+13)/2 =24 所以齒輪能正常嚙合且不發(fā)生運動干涉。關(guān)于螺旋角的方向，第一、二軸齒輪采用左旋，這樣可使第一、二軸所受的軸向力直接經(jīng)過軸承蓋作用在變速器殼體上，而不必經(jīng)過軸承的彈性檔圈傳遞。22．627176。176。55555555444555d172528418060921624274直齒圓柱齒輪： 斜齒圓柱齒輪：分度圓直徑：d=Zm 端面模數(shù)=cosβ齒頂高ha=m（+） 分度圓直徑：d=Zmt齒根高hf=(ha*＋c*Xt)m 齒頂高：ha=ha*mt+Xtmt齒頂圓直徑：da=d+2ha 齒全高：h=(2ha*+C*)mt齒高h=ha+hf 齒頂圓直徑da=d+2ha齒頂高系數(shù)ha*=齒根高系數(shù)c*=（九）材料選擇現(xiàn)代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力?！?。當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，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。計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力：=100～250MPa=100～250MPa其它各擋齒輪彎曲應(yīng)力按同樣方法計算，列表如表23：表23 齒輪彎曲應(yīng)力 檔位 彎曲應(yīng)力MPa常:100～250MPa:100～250MPa一:100～250MPa:100～250MPa二:100～250MPa:100～250MPa三:100～250MPa:100～250MPa倒:400～850MPa:400～850MPa:400～850MPa 2）輪齒接觸應(yīng)力σ （310）式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）；—計算載荷（N .m）；—節(jié)圓直徑(mm)；—節(jié)點處壓力角（176。mm2齒寬=48mm。軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變速器結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。軸的直徑與支承跨度長度之間關(guān)系可按下式選取： 第一軸及中間軸：=~ 第二軸： =~ 軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，可按以下公式初選軸直徑：中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： =（~）（mm）第一軸花鍵部分直徑([]為mm)可按下式初選： =（~）式中：——變速器中心距，mm； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N?m。齒輪7處：dmin=100（10）1/3＝(mm)。 軸的結(jié)構(gòu)形狀應(yīng)保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。 第二軸前軸頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內(nèi)腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針。在一般情況下軸上應(yīng)開螺旋油槽，以保證充分潤滑。各截面尺寸要避免相當懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽產(chǎn)生應(yīng)力集中，易造成軸折斷。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承或長、短圓柱滾子軸承。 旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上，一般軸向力常由后軸承承受。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。mm；軸的抗扭截面系數(shù)，；P軸傳遞的功率，kw；d計算截面處軸的直徑，mm；[]許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。mm；G 軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =；軸截面的極慣性矩，；將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為170000代入上式可得： 。2）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算： （411） （412）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（）。漸開線花鍵應(yīng)用日趨廣泛。 變速器的花鍵尺寸可以根據(jù)初選的軸頸按花鍵的工作條件及花鍵標準選取。否則，滑動件工作不穩(wěn)定。 許用擠壓應(yīng)力按機械設(shè)計手冊推薦，當[]時，認為擠壓強度符合要求。第二軸輸出軸花鍵用矩形花鍵者外徑配合，用漸開線花鍵者齒側(cè)面定心。（四）軸承的的選用與校核分析角接觸球軸承可以同時承受徑向載荷及單向的軸向載荷，公稱接觸角α有15176。由于一個軸承只能承受單向的軸向力，因而，一般成對使用，對稱安裝。由于本次設(shè)計中間軸采用固定式中間軸，所以在第二軸前端和固定式中間軸寶塔齒輪孔內(nèi)采用滾針軸承，第二軸后端采用帶止動槽的角接觸球軸承。Ⅰ）求水平面內(nèi)支反力、+=由以上兩式可得=，=。=＞=30000h合格。按同樣方法計算可得：=＞=30000h合格。得到廣泛使用的是慣性同步器。鎖銷式同步器的優(yōu)點是零件數(shù)量少，摩擦錐面平均半徑的較大，使轉(zhuǎn)矩容量增大。多錐式同步器多用于重型貨車的主、副變速器及分動器中。三. 主要參數(shù)的確定（一） 摩擦因數(shù)f摩擦因數(shù)f對換檔齒輪和軸的角速度能達到相同有重要作用，摩擦因數(shù)大，換檔省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用，為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因素，但又因為螺紋垂直的泄油槽會削弱同步環(huán)，所以本次設(shè)計不予考慮。避免自鎖的條件是tanα≥f?？s短錐面工作長度b，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。（三） 鎖止角β鎖止角β選取得正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間的角速度差達到零值才能進行換檔影響鎖止角β選取的主要因素有摩擦因數(shù)f、摩擦錐面平均半徑R、鎖止面平均半徑和錐面半角α。軸向力大，同步時間少。而漸開線花鍵工藝性較好，制造精度較高，傳遞轉(zhuǎn)矩較大，但定位性沒矩形花鍵穩(wěn)定。因此，通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度校核計算。z=6。C=。z=6。C=。這通?？炕ユi裝置來保證，其結(jié)構(gòu)型式有如右圖所示： 1自鎖鋼球 2自鎖彈簧 3變速器蓋 4互鎖鋼球 5互鎖銷 6撥叉軸，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。汽車起步時如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。 三、變速器總成裝配應(yīng)注意的問題 1）、注意裝配順序，不可顛倒，否則裝配困難，或不符合裝配要求； 2）、各檔齒輪、軸承在裝配時應(yīng)抹油，以防卡死； 3）、裝配過程中檢驗步驟要及時準確，以保證精確要求，防止返工。緊張忙碌的課程設(shè)計已經(jīng)接近尾聲，這次設(shè)計是對我大學(xué)前三年專業(yè)知識的學(xué)習的一次最綜合的檢驗，也更是一次綜合的學(xué)習過程。參考文獻[1] ：清華大學(xué)出版社，2001：158～200[2] ：機械工業(yè)出版社，1981：106～126[3] ：機械工業(yè)出版社，2005：40～61[4] ：機械工業(yè)出版社，2005：70～83[5] 彭文生，張志明，：高等教育出版社，2002：96～138[6] ：機械工業(yè)出版社，2004：32～81[7] ：高等教育出版社，1997：254～259[8] ：冶金工業(yè)出版社，1985：14～16[9] 濮良貴，：高等教育出版社，2005：184～223[10] 王昆，何小柏，：高等教育出版社，1995：47～49[11] ：中國林業(yè)出版社，2001：225～333貨車（4＋1）檔M=20100KgMemax=160 N176。＝28，＝23I3 =誤差驗算滿足條件修正：= 176。=39,=12＝136mm=21，=30i1 =誤差驗算滿足條件修正：= 176。i0=；發(fā)動機最大功率240Kw/2500r/min；發(fā)動機最高轉(zhuǎn)矩810Nm/1500r/min——傳動系機械效率，；經(jīng)分析采用三軸式變速器一、二檔和三、四檔采用同步器換檔倒檔使用二軸上滑動直齒輪換檔 檔位設(shè)計如圖四檔為直接檔傳動簡圖設(shè)計傳動路線確定 實物參考效果圖= 取=