【正文】 由于我對所學知識不夠徹底，而且時間較短，又缺乏經(jīng)驗，設計書中。裝設油面指示器，根據(jù)《課程設計手冊》表710 查得，選取桿式油標 d=M16 采用潤滑脂潤滑，查《課程設計手冊》表 71 選取 . LAN32全損耗系統(tǒng)用油， GB44389，滴點不低于 150C 氈圈密封， B 形內(nèi)包骨架形。根據(jù)《課程設計手冊》查得 d=M36X10。根據(jù)《課程設計手冊》表 115查得 ,選取 M10. 為了排出污油和清潔劑，應在箱體底部、油池的最低位置處于浸放油孔。視孔蓋可用軋制鋼板或鑄鐵制成，它和箱體之間應加低質(zhì)密 封墊片，以防止漏油由《課程設計手冊》查 . 通氣器用于通氣 ,使箱內(nèi)外氣壓一樣，以避免由于減速器運轉(zhuǎn)時箱內(nèi)又問 3 升高、內(nèi)壓增大 ,從而引起箱內(nèi)潤滑油的滲漏。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下述范圍內(nèi)選?。簩τ诔擞密囎兯倨鳎邫n取~，低檔取 ~；對于貨車變速器，高檔取 ~，低檔取~。軸向力大，則同步時間減少。 t 同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。范圍內(nèi)變化。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在 26176。 β 鎖止角 β 選取的正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間的角速度差達到零值時才能換擋。以鋼質(zhì)為基本的同步環(huán) 不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。也有的同步環(huán)是在銅環(huán)基本的錐孔表面噴上厚 ~ 的鉬制成。鍛造是選用錳黃銅的材料。 （ 5） 同步環(huán)徑向厚度 與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受結(jié)構(gòu)布置上的限制，包括變速器中心 距級相關零件特別是錐面平均半徑 R 和布置上的限制，不易取得很厚，但必須保證同步環(huán)有足夠的強度。 式中 P 為摩擦面的許用壓力，對于黃銅與鋼的摩擦副， p≈ ~； Mm為摩擦力矩； f 為摩擦因數(shù)； R 為摩擦錐面的平均半徑。 （ 4） 錐面工作長度 b 縮短錐面工作長度 b，可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。原則上是在條件允許的情況下， R盡可能的大些。 （ 3） 摩擦面平均半徑 R R 設計的越大，則摩擦力矩越大。 故本次設計中，取半錐角 α=7176。時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在 α =7176。 。一般取 α=6176。通常軸向泄油槽為 6~12 個，槽寬34mm. 同步環(huán)螺紋槽形式 (2)錐面半錐角 α 摩 擦錐面半錐角 α 越小，摩擦力矩越大。螺紋槽設計的大些，可使被刮下來的油存在于螺紋之間的空隙中但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，是磨損加快。早期用青銅合金制造的同步環(huán)，因使用壽命短而淘汰。若錐面的表面粗糙度值大，則在使用初期容易損害同步環(huán)錐面。作為同步器錐面接觸的齒輪上的錐面部分與之論做成一體，用低碳合金鋼制成。另一方面，同步器在油中工作，是摩擦因數(shù)減小，這就為設計工作帶來了困難。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 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 28 使用壽命，應當選用耐磨性能良好的材料。 圖 52 鎖環(huán)式同步器的工作原理 鎖環(huán)式同步器有工作可靠、零件耐用等優(yōu)點，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，會因齒端磨損而失效，因而主要用于乘用車和總質(zhì)量不大的貨車變速器中。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸接近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成了換擋過程的第二階段工作。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖c），使嚙合套的移動受阻，同步器處在所鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段工作至 此完成。 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 27 鎖環(huán)式同步器的工作原理 換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋力，推嚙合套并帶動滑塊和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。在不換擋的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中 部的內(nèi)環(huán)槽中，是同步器用來換擋的零件保持在中立位置上。作為鎖止元件是做在鎖環(huán) 4 或 7 上的齒和做在嚙合套 11 上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。本次設計的變速器所使用的是鎖環(huán)式同步器。 按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。得到廣泛應用的是慣性式同步器。 5 同步器的設計 同步器有常壓式、慣性式、和慣性增力式三種。 = 32 3001666/（ 553） = 188MPa＜ [? ] 綜上計算內(nèi)容，掛四檔時，軸滿足強度和剛度的要 求。 = 22 119373980 ? =12497N M 總 =F 合 ab/L = 12497 = Ma=1/2Fad = 3581 480 =859440 M=錯誤 !未找到引用源。 =＜ [f] 計算轉(zhuǎn)角： δ =錯誤 !未找到引用源。 =11937 （ 3 210000 5184000 215） = ＜ [fs] 軸的全撓度： f =錯誤 !未找到引用源。 /480 =3581N 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 25 計算水平面撓度： fc =錯誤 !未找到引用源。 = 2 2865000/480 =11937N 計算軸向力： Fa =錯誤 !未找到引用源。 /（ 480 cos20176。 a=，b=， L=215mm， E=210000MPa， I=π d4/64=5184000mm4 計算徑向力： F1=錯誤 !未找到引用源。 = 32 3065947/（ 593） = 134MPa＜ [? ] 綜上計算內(nèi)容，掛三檔時，軸滿足強度和剛度的要求 5）校核四擋齒輪處軸的強度和剛度， 已知 d=480mm， Temax= ， 壓力角α =20176。 = 4442 （ ） /（ 3 210000 3900812 215） = ＜ [δ ] 校核剛度： F 合 =錯誤 !未找到引用源 。 =12437 （ 3 210000 3900812 215） 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 24 = ＜ [fs] 軸的全撓度： f =錯誤 !未找到引用源。 /430 = 3998N 計算水平面撓度： fc =錯誤 !未找到引用源。） = 4442N 計算圓周力： F2 = = 2 2865000/430 =12437N 計算軸向力： Fa =錯誤 !未找到引用源。 = 2 2865000 tg20176。 3）校核三擋齒輪處軸的強度和剛度， 已知 d=430mm， Temax= ， 壓力角α =20176。 = 222 4 3 4 3 4 02 8 6 5 0 0 04 1 2 0 5 ?? = ? = 錯誤 !未找到引用源。 = 5305 （ ） /（ 3 210000 2197206000 215） = rad＜ [δ ] 校核剛度： F 合 =錯誤 !未找到引用源。 =1592 （ 3 210000 2197206000 215） = ＜ [fs] 軸的全撓度： f =錯誤 !未找到引用源。 /360 = 2413N 計算水平面撓度： fc =錯誤 !未找到引用源。） =5305N 計算圓周力： F2 = = 2 2865000/360 =1592N 計算軸向力： Fa =錯誤 !未找到引用源。 = 2 2865000 tg20176。螺旋角β =20176。 = 22 2 8 6 5 0 0 1 1 0 1 5 9 ? = ? = 錯誤 !未找到引用源。 = 191 24（ 19124） /（ 3 210000 1017360 215） = ＜ [δ ] 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 22 校核剛度： F 合 =錯誤 !未找到引用源。 = 錯誤 !未找到引用源。） = 計算圓周力： F2 = EILbaF3 222 = 2 2865000/ = 計算軸向力：本次設計中由于一擋齒輪是直齒，故沒有軸向力。 ? ?costan2 maxdTg = 2 2865000 tg20176。螺旋角β =0176。 對于斜齒輪，由于多了一項軸向力，且軸向力產(chǎn)生的彎矩為 Ma=1/2Fad M=錯誤 !未找到引用源。 校核各擋齒輪處軸的強度和剛度 在本次設計中，由于是兩軸式變速箱，正常工作時只有一對齒輪嚙合，所以對 其總彎矩的計算可用以下公式： 對于直齒輪 M 總 =F 合 ab/L 其中 F 合 =錯誤 !未找到引用源。d 為軸的直徑 (mm)，花鍵取內(nèi)徑； W 為抗彎截面系數(shù)（ mm3）。 式中， M=錯誤 !未找到引用源。 (2)軸的強度計算 作用在齒輪是上的徑向力和軸向力，是軸在垂直面內(nèi)彎曲變形，而 圓周力是軸在水平面內(nèi)彎曲變形。 面和水平面撓度的允許值為 [fc]=~， [fs]=~。 軸在垂直軸的全撓度 f=錯誤 !未找到引用源。 在計算時可以按照下式計算： fc= EILbaF3 221 fs= EILbaF3 222 δ = EILbaF3 223 F1=錯誤 !未找到引用源。 式中， K為經(jīng)驗系數(shù)， K=~； Temax為發(fā)動機的最大轉(zhuǎn)矩（ ），計算后得出d=~，先取 d=60mm 軸的強度驗算 (1)軸的剛度驗算 重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 20 對齒輪工作的影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和周在水平面內(nèi)產(chǎn)生的轉(zhuǎn)角。設計階段可根據(jù)經(jīng) 驗和已知條件來初選軸的直徑，然后根據(jù)公式進行相關的剛度和強度方面的驗算。因為剛度不足軸會發(fā)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲的均有不利影響。 軸的強度計算 變速器在工作時，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。滲碳齒輪的 表面硬度為 58~63HRC，心部硬度為 33~48HRC。在選用剛才及熱處理時，可對加工性及成本予以考慮。 綜合齒輪的彎曲應力和接觸應力，此次設計的齒輪均基本滿足強度要求。）；E 為齒輪材料的彈性模量（ MPa）； b 為齒輪接觸的實際寬度； ρ Z、 ρ b 為主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm），直齒輪 ρ Z = rzsinα 、 ρ b = rbsinα ，斜齒輪 ρ Z = （ rzsinα ）重慶理工大學畢業(yè)論文 （題目、小五、宋體） 19 /cos2β 、 ρ b = （ rbsinα ） /cos2β ； rz、 rb為主、從動輪節(jié)圓半徑（ mm）。 j ? j= 錯誤 !未找到引用源。 計算四檔常嚙合齒輪的彎曲應力 已知 Z8=96， Kc=6，β =20176。 計算三檔常嚙合齒輪的彎曲 應力 已知 Z5=86， Kc=6，β =20176。 計算二擋常嚙合齒輪齒輪的彎曲應力 已知 Z3=72， Kc=