汽車設(shè)計課程設(shè)計變速器課程設(shè)計

課 程 設(shè) 計 課程名稱_ 汽車設(shè)計 題目名稱 變速器課程設(shè)計 學(xué)生學(xué)院 機電工程學(xué)院 專業(yè)班級_2008級車輛工程1班 學(xué) 號 xxxxxxxxxxxx 學(xué)生姓名_ 指導(dǎo)教師_ _ 2011 年 1 月 1 日 目錄第一節(jié) 概述4第二節(jié) 變速器傳動機構(gòu)布置方案5第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的計算6第四節(jié) 齒輪強度、剛度、可靠性計算.14.4.1 計算各軸的轉(zhuǎn)矩.14.4.2 計算各擋齒輪受力.19第五節(jié) 軸的設(shè)計計算.22.5.1 軸的結(jié)構(gòu).22.5.2 確定軸的尺寸.22.5.3 軸的剛度計算.23.5.4 軸的強度計算.27第六節(jié) 軸承與平鍵的設(shè)計計算.32.6.1 軸承的設(shè)計32.6.2 平鍵的設(shè)計34第七節(jié) 箱體的設(shè)計.35第八節(jié) 總結(jié).36 第一節(jié) 概述變速器用來改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種行駛工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋，可在起動發(fā)動機、汽車滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時，變速器還有動力輸出功能。變速器的功用有：1）改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作。2）在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛。3）利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(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：1） 保證汽車有必要的動力性和經(jīng)濟性。2） 設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅(qū)動輪的傳輸。3） 設(shè)置倒檔，使汽車能倒退行駛。4） 設(shè)置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。5） 換擋迅速、省力、方便。6） 工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳檔、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。7） 變速器應(yīng)當(dāng)有高的工作效率。8） 變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。 第二節(jié) 變速器傳動機構(gòu)布置方案1、變速器類型的選擇由于最大車速（100km/h）和額定裝載質(zhì)量（1500kg）的限制，故本變速器設(shè)計為輕型商用車機械式變速器，發(fā)動機為前置后驅(qū)形式，變速器采用五檔中間軸式變速器形式。 2、倒檔形式選擇與前進擋比較，倒檔使用率不高，而且都是在停車狀態(tài)下實現(xiàn)換倒檔，故多數(shù)方案均采用直齒滑動齒輪方式換倒檔。 3、齒輪型式選擇齒輪形式有直齒圓柱齒輪、斜齒圓柱齒輪。兩者相比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長、工作時噪聲低的優(yōu)點；缺點是制造工藝復(fù)雜，工作時有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪。直齒圓柱齒輪僅用于倒擋。 4、軸的結(jié)構(gòu)分析第一軸通常與齒輪做成一體，其長度決定于離合器總成的軸向尺寸。第一軸的花健尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定心的矩形花健，鍵齒之間為動配合。第二軸制成階梯式的以便于齒輪安裝，從受力及合理利用材料來看，也是需要的。各截面尺寸不應(yīng)相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應(yīng)力集中會引起軸斷裂。 5、軸承型式變速器多采用滾動軸承，即向心球軸承、向心短圓柱滾子軸承、滾針軸承以及圓錐滾子軸承。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點不同而不同。6、換擋機構(gòu)形式使用同步器或嚙合套換擋，其換擋行程要比滑動齒輪換擋行程小。在滑動齒輪特別寬的情況下，這種差別就更為明顯。變速器的傳動簡圖如下： 第三節(jié) 變速器主要參數(shù)的計算1、變速器擋數(shù)與傳動比的選擇本設(shè)計是針對輕型商用車變速器設(shè)計，為五檔手動中間軸式機械式變速器，因此，初步選取傳動比范圍為5.0，最高檔為超速檔，次高檔為直接擋，傳動比為1.0。 2、變速器中心距中間軸式變速器的中心距A（mm）可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經(jīng)驗公式初選：=式中中心距系數(shù),對商用車8.69.6；取=9.0變速器處于1檔時的輸出轉(zhuǎn)矩，；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為129.56 Nm；變速器的1檔傳動比；取=3.5變速器的傳動效率，取96%。則= 9 =68.2 （mm）。初選中心距A=70mm。 3、變速器的軸向尺寸貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)，可參考下列數(shù)據(jù)選用： 五擋 （2.73.0）A 當(dāng)變速器選用的常嚙合齒輪對數(shù)和同步器多時，應(yīng)取給出范圍的上限。A取整。4、齒輪參數(shù) （1）模數(shù) 齒輪的模數(shù)定為m4.0mm。(2)壓力角國家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。嚙合套或同步器的接合齒壓力角有20、25、30等，但普遍采用30壓力角。（3）螺旋角貨車變速器螺旋角選取范圍為：1826。初選常嚙合齒輪螺旋角為21。（4）齒寬直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，取7.0；斜齒，取為6.08.5，取7.0。（5）齒頂高系數(shù)一般齒輪的齒頂高系數(shù)1.0，為一般汽車變速器齒輪所采用。參數(shù)模數(shù)m壓力角a螺旋角齒寬系數(shù)Kc齒頂高系數(shù)f0值420247.01.05、變速器各擋傳動比的確定 根據(jù)課本，中間軸式變速器一檔傳動比可取=3.5。變速器的次高檔為直接檔，最高檔為超速檔，本設(shè)計變速器次高檔四擋為直接擋,=1.0。一般汽車各擋傳動比大致符合如下關(guān)系（即）則q=1.52； =3.5； =2.3； =q=1.5； =1.0；最高檔位為超速檔，超速檔傳動比一般為0.70.8，本設(shè)計取=0.78。列出變速器傳動比如表3-2：檔位一二三四五倒檔傳動比3.52.31.51.00.783.5 6、齒輪齒數(shù)的確定： 一擋齒輪的齒數(shù)： 一檔傳動比為 （3-1） 為了求，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和，一擋齒輪為斜齒齒輪，=270cos21/4=32.6。取整為33。取=13，=-=20。對中心距進行修正：=433/（2cos21）=70.6 mm，取整為A=70 mm。分度圓直徑 =420/cos19.46=84.85mm =413/cos19.46=55.15mm齒頂高 =4 mm =4mm齒根高 =5mm =5mm齒全高 =9mm齒頂圓直徑 =92.85mm =63.15mm齒根圓直徑 =74.85mm =45.15mm 節(jié)圓直徑 計算精確值：A= 確定常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)：由式（3-1）求出五檔常嚙合傳動齒輪的傳動比 =3.513/20=2.28 常嚙合傳動齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等，即 （3-2） =32.7 （3-3）由式（3-2）、（3-3）得=9.97，=22.7，取整為=10，=23，則：=2320/（1013）=3.54計算精確值：A= 分度圓直徑 =42.42mm =101.82mm齒頂高 =4 mm =4mm齒根高 =5mm =5mm齒全高 =9mm齒頂圓直徑 =50.42mm =109.82mm齒根圓直徑 =32.42mm =91.82m節(jié)圓直徑 2）、確定其他各擋的齒數(shù)：二擋齒輪為斜齒輪： =2.310/23=1.0，=32.7則=16.35，=16.35，取整得=17，=16。 =2317/（1016）=2.44計算精確值：A= 分度圓直徑 =72.12mm =67.88mm齒頂高 =4 mm =4mm齒根高 =5mm =5mm齒全高 =9mm齒頂圓直徑 =80.12mm =75.88mm齒根圓直徑 =62.12mm =57.88m節(jié)圓直徑 三擋齒輪為斜齒輪： =1.510/23=0.65 （3-4）+=2Acos/=32.7 （3-5）由式（3-4）、（3-5）得=12.9，=19.8，取整=13，=20。=2313/（1020）=1.50計算精確值：A= 分度圓直徑 =55.15mm； =84.85mm齒頂高 =4 mm =4mm齒根高 =5mm =5mm齒全高 =9mm齒頂圓直徑 =63.15mm =92.85mm齒根圓直徑 =45.15mm =74.85mm節(jié)圓直徑 四擋齒輪為斜齒輪： =0.7810/23=0.34 （3-6）+=2Acos/=32.7 （3-7）由（3-6）、（3-7）得=8.3，=24.4，取整=8，=25。=238/（1025）=0.74 計算精確值：A= 分度圓直徑 =33.94mm =106.06mm齒頂高 =4 mm =4mm齒根高 =5mm =5mm齒全高 =4.51mm齒頂圓直徑 =41.94mm =114.06mm齒根圓直徑 =23.94mm =96.06mm節(jié)圓直徑 確定倒擋齒輪齒數(shù)：倒擋齒輪采用直齒滑動齒輪，選用的模數(shù)與一擋相同，倒擋齒輪的齒數(shù)一般在2123之間，初選后，可計算出中間軸與倒擋軸的中心距。初選=21，=14，則：=2（21+14）=70 mm為保證倒擋齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪12和11的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，則齒輪11的齒頂圓直徑應(yīng)為（270）（41424）75mm=16.25 ，取=17計算倒擋軸和第二軸的中心距=76mm計算倒擋傳動比 =2.79節(jié)圓直徑 表3-3 各檔位的實際傳動比檔位一二三四五倒檔傳動比3.542.441.51.00.742.79第四節(jié) 齒輪強度、剛度及可靠性計算4.1、計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機最大扭矩為=129.56N.m，齒輪傳動效率99%，離合器傳動效率99%，軸承傳動效率96%。軸 =129.5699%96%=123.13N.m中間軸 =123.130.960.9923/10=269.15N.m軸 一擋 =269.150.960.9920/13=373.86N.m二擋 =269.150.960.9917/16=271.79N.m三擋 =269.150.960.9913/20=166.27N.m四擋 =269.150.960.998/25=81.86N.m五檔 =269.150.960.99=255.8 Nm倒擋 =269.150.960.9917/14=310.61N.m（1）倒檔直齒輪彎曲應(yīng)力，查資料可知： （4-1） 式中： 彎曲應(yīng)力（MPa）； 圓周力（N），；為計算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 應(yīng)力集中系數(shù)， =1.65； 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9；齒寬(mm)； 端面齒距，； 齒形系數(shù)，=0.19因為齒輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式4-1得當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400850MPa, 查資料可知，=600 MPa。計算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力：=203.60MPa<600MPa=301.32MPa<600MPa=164.34MPa<600MPa（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 （4-2）式中：計算載荷（N.mm）；法向模數(shù)（mm）；齒數(shù)；斜齒輪螺旋角（19.46）；應(yīng)力集中系數(shù)，=1.50；齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖2-2中查得；齒寬系數(shù)=7.0；重合度影響系數(shù)，=2.0。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在100250MPa, 查資料可知， =320 MPa。計算一擋齒輪9，10的彎曲應(yīng)力：=174.25MPa<320MPa=215.50MPa<320MPa其它各擋齒輪彎曲應(yīng)力按同樣方法計算，列表如表4-1：表4-1 齒輪彎曲應(yīng)力 檔位 彎曲應(yīng)力MPa常:97.58MPa<320MPa:117.64MPa<320MPa一:174.25MPa<320MPa:215.50MPa<320MPa二:109.74MPa<320MPa:125.29MPa<320MPa三:107.68MPa<320MPa:124.14MPa<320MPa五:41.56MPa<320MPa:44.25MPa<320MPa倒:203.60MPa<600MPa：301.32MPa<:600MPa:164.34MPa<600MPa（3）輪齒接觸應(yīng)力 （4-2）式中： 輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； 齒面上的法向力（N），；為圓周力； 斜齒輪螺旋角(19.46)； 齒輪材料的彈性模量（MPa）, 齒輪接觸的實際寬度(mm)； 主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪；從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪； 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時,變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力查資料可知，見表4.1表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa)齒 輪液體碳氮共滲齒輪滲 碳 齒 輪950100019002000一檔和倒檔齒輪65070013001400常嚙合齒輪和高檔齒輪（4）計算一檔常嚙合齒輪9、10接觸應(yīng)力 ，b = =7x4=28(mm)由公式3-25得：=1509.8MPa<19002000MPa =1589.1MPa<19002000MPa 滿足設(shè)計要求。（5）計算高檔五擋常嚙合齒輪1、2接觸應(yīng)力 b = 7.0 x 4 =28 mm=1292.1MPa<13001400MPa =1218.6MPa<13001400MPa 滿足設(shè)計要求。（6）計算倒檔直齒輪接觸應(yīng)力 ； ；;由公式4-2得：=1557.3MPa<19002000MPa=1454.5MPa<19002000MPa=1421.7MPa<19002000MPa滿足設(shè)計要求。本設(shè)計變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。4.2計算各擋齒輪的受力（1）一擋齒輪9，10的受力N （2）二擋齒輪7，8的受力 （3）三擋齒輪5，6的受力（4）四擋齒輪3，4的受力 （5）五擋齒輪1，2的受力 （6）倒擋齒輪11，12的受力 第五節(jié) 軸的設(shè)計計算5.1軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實現(xiàn)。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。倒擋軸為壓入殼體孔中并固定不動的光軸。對于做為軸向推力支承或齒輪壓緊端面的軸的端面，光潔度不應(yīng)低于7，并規(guī)定其端面擺差。一根軸上的同心直徑應(yīng)可控制其不同心度。對于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。對于階梯軸來說，設(shè)計上應(yīng)盡量保證工藝簡單，階梯應(yīng)盡可能少。5.2 確定軸的尺寸（1）初選軸的直徑已知中間軸式變速器中心距=70mm，第二軸和中間軸中部直徑，軸的最大直徑和支承距離的比值：對中間軸，=0.160.18；對第二軸，0.180.21。第一軸花鍵部分直徑（mm）可按式（5.1）初選 （5.1）式中：經(jīng)驗系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩（N.m）。第一軸花鍵部分直徑=20.2423.28mm取22mm；第二軸最大直徑=31.542mm取42mm；中間軸最大直徑=31.542mm，取=42mm。為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑d與軸的長度L的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=0.160.18；第二軸： d/L=0.180.21。第二軸支承之間的長度=200233.3mm，取220mm；中間軸支承之間的長度=233.3262.5mm，取240mm第一軸支承之間的長度=122.2137.5mm，取130mm。（2）軸最小直徑的確定按扭轉(zhuǎn)強度條件計算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進行計算，對實心軸，其強度條件為： （5-3） 式中： 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩Nmm，=129.56Nm；軸的抗扭截面模量(mm3)； 軸傳遞的功率（kw），=47.5kw； 軸的轉(zhuǎn)速，=3000；軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa），見4.3表：表5.2 軸常用集中材料的及C值軸的材料Q235-A，20Q237，35（1C,18Ni9Ti）4540Cr,35SiMn,38SiMnMo,3Cr12,20CrMnTi/MPa12-2020-3030-4030-52C160-135135-118118-107107-98由式（5-3）得到軸直徑的計算公式： （5-4）對二軸為合金鋼則C查表得為98；P為63.2kw；。代入式（2.6）得mm取為32mm。中間軸為45號鋼，C查表得為107；P為63.2kw；代入式（5-4）得mm，取為34mm。5.3軸的剛度計算（1） 軸的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，而中間軸在工作時同時有兩對齒輪副嚙合，故應(yīng)對進行校核，又因常嚙合與一檔齒輪副十分接近支撐處，變形量較小，且高檔轉(zhuǎn)矩小，故選擇二檔進行校核。1）中間軸的剛度校核若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，則公式如下： 全撓度 式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；）彈性模量（MPa）,慣性矩(mm)，對于實心軸，；軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。由于中間軸上常嚙合齒輪上的圓周力最大，因此只需要驗算中間軸上的嚙合齒輪處的強度和剛度即可。先校核中間軸第一對常嚙合齒輪軸，即Z1和Z2傳動處軸：abLFr圖5.1 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。（2）二軸的剛度一檔時：N，Nmm，mm mm=0.058mm =0.062=-0.00085rad0.002rad二檔時：N，Nmm，mm mm=0.023mm =0.036=-0.00089rad0.002rad三檔時：N，Nmm，mm mm=0.052mm =0.046=0.00097rad0.002rad四檔時：N，Nmm，mm mm=0.038mm =0.0348=0.00062rad0.002rad五檔時： mm mm 倒檔時：N，Nmm，mm mm=0.0109mm =0.0327=-0.00024rad0.002rad故剛度滿足設(shè)計要求。（3）中間軸各段長度與直徑abLFr一檔時 mm，mm mm二檔時mm，mm mm三檔時mm，mm mm四檔時mm，mm mm五檔時mm，mm mm倒檔時mm，mm mm5.4、軸的強度計算（1）第一軸常嚙合齒輪副，因距離支撐點近，負荷又小，通常撓度不大，可以不必計算。（2）軸的強度計算1）二軸的強度校核RVARHBRHARVBFa9Fr9Ft9RHAFt9RHBL2L1LRVARVBFr9M968680.1NmmMc右=212307.2NmmMc左=80221.2Nmm373860Nmm1181Nm一檔時撓度最大，最危險，因此校核。1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=6415.1N，=2931.4N，=968680.1 N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩+=由以上兩式可得=531.2N，=3076.8N，=80211.2N.mm，=+=212307.2N.mm按第三強度理論得：N.m符合要求。（2）中間軸強度校核Fr2Fr12RHAFt2RHBL2L1LFr2RVBRVARHBFa2Ft2Ft12RHAFt12CDMFr12RVBRVAL3272036Nmm121580Nmm177168.4Nmm82068Nmm148220Nmm269150Nmm1)求水平面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=3039.5N，=6800.9N，=-121580N.mm，=272036N.mm2)求垂直面內(nèi)支反力、和彎矩、+=+由以上兩式可得=2051.7N，=3705.5N，=82068N.mm，=177168.4N.mm，=148220N.mm按第三強度理論得：N.m N.m 滿足強度要求。 第六節(jié) 軸承與平鍵的設(shè)計計算6.1 軸承的設(shè)計1、一軸軸承校核（1）、初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑（35mm）初選一軸軸承型號圓錐滾子軸承33207，油潤滑極限轉(zhuǎn)速=6700r/min，查機械設(shè)計實踐該軸承的=102000N，=82500N。（2）、軸承的校核一擋時傳遞的軸向力最大。）求水平面內(nèi)支反力、+=由以上兩式可得=6415.1N，=2931.4N，垂直平面內(nèi)支反力 =531.2N，=3076.8N）內(nèi)部附加力、，由機械設(shè)計手冊查得Y=1.7）軸向力和由于所以軸承2被放松，軸承1被壓緊）求當(dāng)量動載荷由e=0.31則向當(dāng)量動載荷：故查機械設(shè)計手冊，則=0.4，=1.7。，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見機械設(shè)計基礎(chǔ)。（1.01.2）取=1.1則當(dāng)量動載荷=8833.4N（3）、計算軸承的基本額定壽命，為壽命系數(shù)，對球軸承=3；對滾子軸承=10/3。=23573.5h=20000h合格。 2、二軸軸承校核一檔時傳遞的軸向力最大。，故查機械設(shè)計手冊，得=0.4，=1.7。=2606.1=85470h=20000h合格。 3、中間軸軸承校核 初選軸承型號由工作條件和軸頸直徑初選中間軸軸承型號320/32，查機械設(shè)計實踐該軸承的=49200N，=36500N，=0.45，預(yù)期壽命=20000h。水平面內(nèi)支反力 =3039.5N，=6800.9N垂直面內(nèi)支反力 =2051.7N，=3705.5N）內(nèi)部附加力、，由機械設(shè)計手冊查得Y=1.3）軸向力和由于所以軸承2被放松，軸承1被壓緊，故查機械設(shè)計手冊，得=0.4，=1.3。則當(dāng)量動載荷 =2574.4 N計算可得：=881413h=20000h，合格。6.2平鍵的設(shè)計中間軸上選用花鍵，公稱尺寸=128 (mm)，=56mm，=40mm。中間軸=269.15N.m。 其中，l為鍵的工作長度,A型，l=L-b（mm）；k為鍵與輪轂的接觸高度，平鍵k=0.4h（mm）；MPa滿足強度要求。五檔變速器A=70mm=4.0mm=20=21=7.01.0=20=13=10=233.54=17=162.44=13=201.50=8=25=0.74=14=2170 mm=1776mm2.79=123.13N.m269.15N.m=373.86N.m=271.79N.m=166.27N.m=81.86N.m=255.8 Nm=310.61N.m=203.60MPa=301.32MPa=164.34MPa=174.25MPa=215.50MPa =1509.8MPa=1589.1MPa=1292.1MPa=1218.6MPa=1557.3MPa=1454.5MPa=1421.7MPa22mm42mm=42mm=220mm=240mm=130mm=32mm=34mm=-0.00085rad=-0.00089rad=0.00097rad=0.00062rad=-0.00024rad一軸軸承3320723573.5h二軸軸承3320785470h中間軸軸承型號320/32881413hb=12mmh=8mm=56mmMpa第七節(jié) 殼體設(shè)計1箱體材料與毛坯種類根據(jù)減速器的工作環(huán)境，可選箱體材料為HT200，由于鑄造箱體的剛性好，得到的外形美觀，灰鑄鐵造鑄造的箱體還易于切削，吸收震動和消除噪音的優(yōu)點，可采用鑄造工藝以獲得毛坯。2 箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算如表7-1所示。表7-1 箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸 名 稱 符 號 減速器型式及結(jié)構(gòu)尺寸箱座壁厚箱蓋壁厚箱體凸緣厚度箱座加強筋厚度箱蓋加強筋厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目軸承旁連接螺栓直徑箱蓋、箱座連接螺栓直徑軸承該螺釘直徑、數(shù)目 軸承蓋外徑 觀察孔蓋螺釘直徑箱蓋箱座連接螺栓直徑第八節(jié) 總結(jié)在這三個星期的課程設(shè)計中，我通過查閱有關(guān)資料，結(jié)合實際，并與老師和同學(xué)交流，從大體上對變速器的設(shè)計有了深刻的理解。本次設(shè)計是針對小型貨車車的變速器進行的，變速器是車輛不可或缺的一部分，其中機械式變速箱設(shè)計發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，但對于我們還沒有踏出校門的學(xué)生來說，其中的設(shè)計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接?、學(xué)習(xí)的。對于本次設(shè)計的變速箱來說，其特點是：扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，而且采用同步器掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，噪聲降低，輪齒不易損壞。在設(shè)計中采用了5檔手動變速器，通過較大的變速器傳動比變化范圍，可以滿足汽車在不同的工況下的要求，從而達到其經(jīng)濟性和動力性的要求；變速器掛檔時用同步器，雖然增加了成本，但是使汽車變速器操縱舒適度增加，齒輪傳動更平穩(wěn)。本著實用性和經(jīng)濟性的原則，在各部件的設(shè)計要求上都采用比較開放的標(biāo)準(zhǔn)，因此，安全系數(shù)不高，這一點是本次設(shè)計的不理想之處。但是，在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求其設(shè)計更加合理和經(jīng)濟。這次設(shè)計是對我大學(xué)四年來的學(xué)習(xí)的又一次綜合的檢驗，也更是一次綜合的學(xué)習(xí)過程。課程設(shè)計不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎(chǔ)。參考資料：機械傳動設(shè)計手冊 煤炭工業(yè)出版社機械設(shè)計基礎(chǔ) 高度教育出版社汽車構(gòu)造 人民交通出版社金屬機械加工工藝人員手冊 上?？萍汲霭嫔缃M合機床設(shè)計 機械工藝出版社汽車設(shè)計 機械工藝出版社37