【正文】 序及結(jié)果見附錄)第二節(jié) 變速器軸的設(shè)計計算一、軸的功用及設(shè)計要求變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強度和剛度。設(shè)計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。二、軸尺寸初選在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長度可以初步確定。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標準進行修正。齒輪5處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)。齒輪9處： dmin=100（105106）1/3＝(mm)。 當軸截面上開著鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮對軸的強度減弱，同步器花鍵增加5％。三、軸的結(jié)構(gòu)形狀 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。 除前置發(fā)動機前輪驅(qū)動、后置發(fā)動機后輪驅(qū)動的汽車變速器采用兩個軸外，絕大多數(shù)汽車變速器都是三軸式。其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。第一軸的長度根據(jù)離合器總成軸向尺寸確定。 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。選用漸開線花鍵時以大徑定心更合適。在一般情況下軸上應(yīng)開螺旋油槽，以保證充分潤滑。所以除要求定心的外徑磨削外，一般鍵齒側(cè)面也需要磨削，而矩形花鍵鍵側(cè)面磨削比漸開線花鍵容易。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。 變速器中間軸有旋轉(zhuǎn)式和固定式兩種。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承或長、短圓柱滾子軸承。固定式中間軸用鎖片或雙頭螺柱固定。 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。 本次設(shè)計輕型貨車變速器，由于輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設(shè)置滾動軸承和軸承蓋，因而采用固定式中間軸。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。 齒輪上的作用力認為作用在有效齒面寬中點。 求支承反力，先從第二軸開始，然后計算第一軸。軸的受力分析，根據(jù)軸的受力情況，可畫出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖，再確定軸的危險截面，從而可對軸進行強度和剛度校核。Fr：分別指向各齒輪中心Fa：受力方向通常用“主動輪左、右手法則”來判定，左旋齒輪用左手，右旋齒輪用右手，拇指指向軸向力Fa的方向，從動輪Fa與主動輪Fa方向相反。 二軸 圖 一軸 齒輪上的作用力認為作用有效齒面寬中心。（三）各力的作用點齒輪上的作用力，均為作用在有效齒寬中心，軸承上支承反力作用點取軸承寬度方向中點。求出不同檔位時的各支承反力，可計算軸的各截面的彎曲力矩： 表 軸軸支點水平面內(nèi)支承反力垂直面內(nèi)支承反力二軸CC1=Px*mx/lC2=(Rx*mxQx*rx)/lDD1=Px*nx/lD2=(Rx*nx+Qx*rx)/l一軸BB1=[C1*(g+k) –Pc* (h+g)]/gB2=[Rc*(h+g)C2*(k+g)Qc*rc]/gAA1=( C1*kPC*h)/gA2=( Rc*h C2*k Qc*rc)/g畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應(yīng)力和扭曲應(yīng)力以及合成應(yīng)力。 畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險斷面處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力以及合成應(yīng)力。對圓截面： ＝ () ＝ ()對外徑為D,內(nèi)徑為的空心軸： = =花鍵按小徑計算。第一軸取上限，中間軸和第二軸取下限。對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，并破壞了齒輪的正確嚙合。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學有關(guān)公式計算。 ＝ () 變速器第二軸的剛度最小。對于低檔齒輪處軸截面的總撓度，由于低檔工作時間較短，又接近軸的支承點，～。 斜齒輪對軸和支承的變形較直齒輪敏感。 計算中間軸時，通常只計算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。計算軸的撓度根據(jù)材料力學的公式得：二軸和一軸的剛度： 水平轉(zhuǎn)角：δ=Pxab(ba)/(3EIl) () 水平撓度：fs=Pxa2b2/(3EIl) ()垂直撓度：fc=Rxa2b2/(3EIl)+Qxrxa(3a+2a2/l+l)/(3EI) () 總撓度：fz=(fs2+fc2)1/2 ()軸的剛度許用值[fc]=～ [fs]=～[fz ]= [б]= （齒輪強度校核、二軸和一軸的強度和剛度校核程序及結(jié)果見附錄）七、軸上花鍵的設(shè)計計算 變速器軸與齒輪及其他傳遞轉(zhuǎn)矩的部件一般通過鍵和花鍵聯(lián)接。漸開線花鍵應(yīng)用日趨廣泛。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。 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。甚至45176。否則，滑動件工作不穩(wěn)定。當采用標準的花鍵時，花鍵的強度計算主要驗算擠壓應(yīng)力。 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。采用漸開線花鍵者，齒側(cè)面定心，滑動配合。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。中間軸上齒輪非整體式時，齒輪與軸連接方式可用單鍵（矩形或半圓鍵）或雙鍵（對分雙鍵）與齒輪和軸緊配合聯(lián)接，也可采用過盈配合連接。第三節(jié) 變速器軸承的選擇一、幾種軸承的特點：(一）、圓錐滾子軸承：可以同時承受徑向載荷及單向的軸向載荷（30000型以徑向為主，30000B型以軸向載荷為主）。一般成對使用，對稱安裝。在高速時，可以用來承受純軸向載荷。摩擦阻力小，極限轉(zhuǎn)速高，結(jié)構(gòu)簡單，價格便宜，應(yīng)用最廣泛。(三）、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。、40176。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。（四）、滾針軸承 徑向尺寸緊湊切承載能力很大，價格低廉。常用于徑向尺寸受限制而徑向載荷又較大的裝置中。根據(jù)載荷的大小選擇軸承類型時，由于滾子軸承中主要元件是線接觸，適宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。故在載荷較小時，應(yīng)優(yōu)先選用球軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。（二）軸承的轉(zhuǎn)速在一般轉(zhuǎn)速下，轉(zhuǎn)速的高低對類型的選擇不發(fā)生什么影響，只有在轉(zhuǎn)速較高時，才會有比較顯著的影響。在內(nèi)徑相同的條件下，外徑越小，則滾動體就越輕小，運轉(zhuǎn)時滾動體在外圈滾道上的離心慣性力也就越小，因而也就更加適合于在更高的轉(zhuǎn)速下工作，故在高速時，宜選用超輕、特輕及輕系列的軸承。如用一個輕系列軸承而承載能力達不到要求時，可考慮采用寬系列的軸承，或者把兩個輕系列的軸承并裝在一起使用。實體保持架比沖壓保持架允許更高一些的轉(zhuǎn)速。當工作轉(zhuǎn)速高時，若軸向載荷不十分大時，可以采用角接觸球軸承承受純軸向力。若工作轉(zhuǎn)速超過極限轉(zhuǎn)速較多，應(yīng)選用特制的高速轉(zhuǎn)動軸承。這時，應(yīng)采用一定調(diào)心性的調(diào)心球軸承或調(diào)心滾子軸承。此外，軸承類型的選擇還應(yīng)考慮軸承裝置整體設(shè)計的要求。綜合考慮以上因素，本次設(shè)計第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的角接觸球軸承。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。角接觸球軸承初選代號為7206AC GB/T2921994(第一軸前端軸承)，7207AC GB/T2921994（第二軸后端軸承）。Rx── x檔中間軸齒輪節(jié)圓半徑；Rc ──中間軸常嚙合齒輪節(jié)圓半徑；注：設(shè)計時使Facx與Fax大致相等，故E、F處軸向力可不計。b－Ftxex]／L；E2x＝[Frcxa]／L； F2x＝[Frcx各支承力的計算公式：A1x=［C1xh］／g A2x=［Frcxk－Facx 計算各齒輪所受切向力、軸向力、徑向力常嚙合齒輪：切向力Ftcx=Ftcx=Ｔx／Rc；軸向力Facx=Facx=Ftcx／tgβc；徑向力Frcx=Frcx=Ftcxtgα／tgβc，（βc為齒輪螺旋角 ，α為齒輪法面嚙合角）。直接檔時各齒輪所受軸向力、徑向力、切向力均為零。（二） 計算各軸承的總當量動載荷 計算各軸承在各檔位時的徑向載荷Pr及軸向載荷Pa 例如：一軸后軸承B在x檔時的徑向載荷 ： 軸向載荷： 計算軸承在各檔位時的當量動載荷 根據(jù)所選軸承型號，查表得到徑向系數(shù)X、軸向系數(shù)Y。 計算二軸后軸承的總當量動載荷 二軸后軸承Ｄ在１～3 檔的當量動載荷分別為PDPDPD3，各檔轉(zhuǎn)數(shù)的分配比例為fufufufu4。其余軸承的校核步驟如下： 計算各軸承1~3檔時壽命 計算公式： L=(C/Pm)ε （）其中 C ——軸承的額定動載荷。在此里程中第二軸總轉(zhuǎn)數(shù)：ND總= LSio/(2πRr) (Ls=105km) （）i0為主減速, Rr為車輪滾動半徑。第四節(jié) 同步器的設(shè)計同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。得到廣泛使用的是慣性同步器。按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖環(huán)式、鎖銷式、滑塊式、多片式和多錐式幾種。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。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。多錐式同步器多用于重型貨車的主、副變速器及分動器中。二. 同步器工作原理同步器的換檔過程由三個階段組成。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。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。避免自鎖的條件是tanα≥f。因此取α=7oR設(shè)計得越大，則摩擦力矩越大，R往往受結(jié)構(gòu)的限制，包括變速器中心矩及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大?？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。㎜）；f——為摩擦因數(shù)；R——摩擦面平均半徑（㎜）。（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。（四） 同步時間t同步器工作時，要連接的兩部分達到同步的時間越短越好除去同步器的結(jié)構(gòu)尺寸、轉(zhuǎn)動慣量對同步器時間有影響以外。軸向力大，同步時間少。對貨車，～，～。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。平鍵聯(lián)接傳遞扭矩時，對于采用常見的材料組合和按標準選取尺寸的普通平鍵聯(lián)接（靜聯(lián)接），其主要失效形式是工作面被壓潰。因此，通常只按工作面上的擠壓應(yīng)力進行強度校核計算。 η——變速器傳動效率，；i——變速器傳動比ψ——載荷分配不均勻系數(shù)，與齒數(shù)多少有關(guān)，取ψ=—，齒數(shù)多時取偏小值；z——花鍵的齒數(shù)；l——鍵的工作長度，單位為mm；h——花鍵齒側(cè)面的工作高度，矩形花鍵，h=(Dd)/22C,此處D為外花鍵的大徑，d為內(nèi)花鍵的小徑，C為倒角尺寸，單位mm；dm——花鍵的平均直徑，dm=（D+d）/2；[δp ] ——鍵、軸、轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa 。z=6。D=32。C=。代入上式，得Qp =27MP[δp ]=140MP滿足強度要求。z=6。D=40。C=。 Qp = [δp ]=140 MP滿足強度要求。 二、變速器的拆卸 1）、把變速器掛入空檔位置，擰去放油塞，將油放干凈； 2）、拆下變速器前蓋； 3）、拆下變速器上蓋及取力窗蓋板； 4）、擰去變速器后端的鎖止螺母，拆下輸出軸突緣及手制動鼓； 5）、拆下變速器后蓋； 6）、拆下第一軸總成； 7）、拆下第二軸總成； 8）、拆下倒檔軸總成； 9）、將接合套打下，把第二軸連同它上面的零件依次拆下，首先應(yīng)拆下后端軸承； 10）、拆下中間軸總成； 11）、拆卸其它部件。致 謝這次設(shè)計得以順利完成，首先得感謝老師和同學的大力支持和幫助，尤其是老師的耐心教道，更讓我收獲頗豐，在此對她表示衷心的感謝。在本次設(shè)計中，我盡心盡