買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預(yù)覽請(qǐng)見(jiàn)文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯本 科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）論文（設(shè)計(jì)）題目：學(xué) 院：專 業(yè)：班 級(jí)：學(xué) 號(hào)：學(xué)生姓名：指導(dǎo)教師：年 月 日貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763圖紙預(yù)覽請(qǐng)見(jiàn)文檔里的插圖，原稿更清晰，可編輯誠(chéng)信責(zé)任書本人鄭重聲明：本人所呈交的畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） ，是在導(dǎo)師的指導(dǎo)下獨(dú)立進(jìn)行研究所完成。畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)）中凡引用他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據(jù)、觀點(diǎn)等，均已明確注明出處。特此聲明。論文（設(shè)計(jì)）作者簽名： 日 期： 買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763I目 錄摘 要 .IIIAbstract .IV第 1 章 緒 論 .11.1 選題的背景及意義 .11.2 變速器的功用和要求 .11.3 國(guó)內(nèi)外研究狀況 .11.4 主要參數(shù) .2第 2 章 變速器方案的確定 .42.1 結(jié)構(gòu)方案的確定 .42.1.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 .42.1.2 倒擋傳動(dòng)方案 .52.2 主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析 .62.2.1 齒輪型式 .62.2.2 換擋機(jī)構(gòu)型式 .6第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇 .83.1 擋數(shù)和傳動(dòng)比 .83.2 中心距 .83.3 軸向尺寸 .9第 4 章 零件的設(shè)計(jì)與校核 .104.1 各檔齒輪的設(shè)計(jì)與校核 .104.1.1 齒輪參數(shù)選擇 .104.1.2 齒輪齒數(shù)的確定 .114.1.3 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 .134.1.4 一檔齒輪的有限元分析 .164.2 軸的設(shè)計(jì)與校核 .174.2.1 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 .174.2.2 軸的校核 .184.3 軸承的選擇與校核 .214.3.1 軸承的選擇 .214.3.2 軸承的校核 .214.4 變速器同步器的設(shè)計(jì) .264.4.1 同步器的結(jié)構(gòu) .264.4.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 .284.5 操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) .30總結(jié) .31參考文獻(xiàn) .32致謝 .33買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763II摘 要變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的部件，主要用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，它設(shè)計(jì)的好壞直接影響到汽車的實(shí)際使用性能。本次設(shè)計(jì)題目是解放 CA1116 型汽車變速器設(shè)計(jì)，根據(jù)給定參數(shù)進(jìn)行結(jié)構(gòu)方案分析，要求完成變速器的動(dòng)力匹配、機(jī)械設(shè)計(jì)、強(qiáng)度計(jì)算、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與設(shè)計(jì)圖紙繪制。設(shè)計(jì)部分是本說(shuō)明書的重點(diǎn)，它主要包括結(jié)構(gòu)分析、方案論證、計(jì)算和校核。結(jié)構(gòu)分析是對(duì)所選結(jié)構(gòu)中各主要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，其中包括機(jī)械式變速器中心矩、齒輪參數(shù)、傳動(dòng)比的設(shè)計(jì)計(jì)算，還有輸入軸中間軸和輸出軸的設(shè)計(jì)。校核計(jì)算則是對(duì)經(jīng)設(shè)計(jì)計(jì)算的主要零部件進(jìn)行校核。它在各零部件設(shè)計(jì)計(jì)算之后直接給出。關(guān)鍵詞：變速器，分析，計(jì)算，校核買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763IIIAbstractTransmission is important automotive driveline components, spread mainly used to change the engine torque and speed on wheels, it is designed to have a direct impact on the actual performance of the car. This topic is designed to liberate CA1116-type auto transmission design, according to the given parameters of structural analysis programs require the completion of the transmission of power to match, mechanical design, strength calculation, structural design and design drawings drawn. Design is the key part of the specification, which includes structural analysis, demonstration program, calculation and verification. Structural analysis is the structure of the major components of the selected design calculations, including the central moment of mechanical transmission, gear parameters, the transmission ratio of the design calculations, as well as the input shaft and the output shaft of the intermediate shaft design. Check Calculation of the main components is performed by checking design calculations. It is given directly after each component design calculations.Key words：Transmission，Analysis，Calculation，Checking買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763IV買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763V買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763VI買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763VII買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763VIII買文檔就送全套 CAD 圖紙 QQ:414951605 或 1304139763IX 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 1第 1 章 緒 論1.1 選題的背景及意義汽車在不同使用場(chǎng)合有不同的要求，采用往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)為動(dòng)力的汽車，其在實(shí)際工況下所要求的性能與發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性之間存在著較大的矛盾。例如，受到載運(yùn)量、道路坡度、路面質(zhì)量、交通狀況等條件的影響，汽車所需的牽引力和車速需要在較大范圍內(nèi)變化，以適應(yīng)各種使用要求；此外，汽車還需要能倒向行駛，發(fā)動(dòng)機(jī)本身是不可能倒轉(zhuǎn)的，只有靠變速箱的倒擋齒輪來(lái)實(shí)現(xiàn)。上述發(fā)動(dòng)機(jī)牽引力、轉(zhuǎn)速、轉(zhuǎn)向與汽車牽引力、車速、行駛方向等之間的矛盾，單靠發(fā)動(dòng)機(jī)本身是難以解決的，車用變速器應(yīng)運(yùn)而生，它與發(fā)動(dòng)機(jī)匹配，通過(guò)多擋位切換，可以使驅(qū)動(dòng)輪的扭矩增大到發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩的若干倍，同時(shí)又可使其轉(zhuǎn)速減小到發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的幾分之一。1.2 變速器的功用和要求變速器的功用是根據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動(dòng)力輸出需要時(shí)，還應(yīng)有功率輸出裝置。對(duì)變速器的主要要求是：（1）應(yīng)保證汽車具有高的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)。在汽車整體設(shè)計(jì)時(shí)，根據(jù)汽車載重量、發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數(shù)及傳動(dòng)比，來(lái)滿足這一要求。（2）工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過(guò)程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有自動(dòng)跳擋、亂擋、換擋沖擊等現(xiàn)象的發(fā)生。為減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度，提高行駛安全性，操縱輕便的要求日益顯得重要，這可通過(guò)采用同步器和預(yù)選氣動(dòng)換擋或自動(dòng)、半自動(dòng)換擋來(lái)實(shí)現(xiàn)。（3）重量輕、體積小。影響這一指標(biāo)的主要參數(shù)是變速器的中心距。選用優(yōu)質(zhì)鋼材，采用合理的熱處理，設(shè)計(jì)合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸承可以減小中心距。（4）傳動(dòng)效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應(yīng)有直接擋。提高零件的制造精度和安裝質(zhì)量，采用適當(dāng)?shù)臐?rùn)滑油都可以提高傳動(dòng)效率。（5）噪聲小。采用斜齒輪傳動(dòng)及選擇合理的變位系數(shù)，提高制造精度和安裝剛性可減小齒輪的噪聲。1.3 國(guó)內(nèi)外研究狀況20 世紀(jì) 90 年代以來(lái)，科學(xué)技術(shù)的急速發(fā)展和市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)的日益加劇，促使汽車工業(yè) 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 2發(fā)生了根本性的變革，其生產(chǎn)組織方式從傳統(tǒng)的大批量、少品種的剛性生產(chǎn)結(jié)構(gòu)向著多品種、中小批量的柔性生產(chǎn)結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)變。以 CAD/CAE 等為代表的現(xiàn)代汽車設(shè)計(jì)方法正逐漸代替?zhèn)鹘y(tǒng)的設(shè)計(jì)方法。許多大型應(yīng)用軟件也應(yīng)運(yùn)而生，如文件處理、繪圖軟件、數(shù)學(xué)分析軟件、數(shù)據(jù)庫(kù)管理軟件、加上計(jì)算機(jī)網(wǎng)絡(luò)的建立，以及基于這些通用軟件的專業(yè)應(yīng)用軟件的誕生，使“無(wú)紙化設(shè)計(jì)” 在一些發(fā)達(dá)國(guó)家的機(jī)械制造企業(yè)中得以實(shí)現(xiàn)。目前汽車發(fā)達(dá)國(guó)家的汽車開(kāi)發(fā)能力越來(lái)越依賴于汽車自動(dòng)開(kāi)發(fā)設(shè)計(jì)軟件。發(fā)達(dá)國(guó)家汽車開(kāi)發(fā)能力的高低已不再用它擁有多少高級(jí)開(kāi)發(fā)能力的人才和先進(jìn)設(shè)備的多少來(lái)評(píng)價(jià)，而是用更重要的一個(gè)方面就是它是否擁有最先進(jìn)的開(kāi)發(fā)軟件和數(shù)據(jù)庫(kù)來(lái)評(píng)價(jià)。傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法一般是根據(jù)性能要求利用經(jīng)驗(yàn)公式取初值，然后驗(yàn)算其強(qiáng)度，傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)等，如果不符合要求則根據(jù)經(jīng)驗(yàn)改變某些參數(shù)，繼續(xù)驗(yàn)算，直至符合所有的條件與要求。這種設(shè)計(jì)方法計(jì)算量較大，得到的答案僅僅是符合要求的一個(gè)解，而一般的經(jīng)驗(yàn)公式又較保守，對(duì)于不符合要求時(shí)改變的參數(shù)有一定的局限性，導(dǎo)致結(jié)果過(guò)于保證安全性。產(chǎn)品笨重，而許多性能未必很好甚至變的較差。在當(dāng)今轎車市場(chǎng)日益競(jìng)爭(zhēng)激烈，國(guó)際市場(chǎng)已趨于飽和，而國(guó)內(nèi)市場(chǎng)正在蓬勃發(fā)展的同時(shí)，又是各主要廠家占領(lǐng)市場(chǎng)的良好機(jī)會(huì)。那么憑什么來(lái)吸引大量客戶呢？只有良好的性能價(jià)格比，盡量在降低成本的基礎(chǔ)上提高性能，才是所有產(chǎn)品打開(kāi)市場(chǎng)的根本所在。當(dāng)前對(duì)轎車設(shè)計(jì)中動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性要求日漸提高的情況下，對(duì)零部件的限制條件也越來(lái)越多，越來(lái)越復(fù)雜。傳統(tǒng)的經(jīng)驗(yàn)公式已經(jīng)無(wú)法滿足新型變速器設(shè)計(jì)的要求。而總結(jié)新的經(jīng)驗(yàn)公式又需要豐富的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)與知識(shí)，是一個(gè)長(zhǎng)期的過(guò)程。當(dāng)今科技日新月異，轎車生產(chǎn)的手段方法與目標(biāo)也不斷在改變。大量使用的經(jīng)驗(yàn)公式已不具備長(zhǎng)期生存實(shí)用的必要性和可能性。綜上所述，不僅從變速箱本身的特點(diǎn)，還是設(shè)計(jì)手段與方法的整個(gè)趨勢(shì)來(lái)看，將先進(jìn)的設(shè)計(jì)方法引入變速箱的設(shè)計(jì)是及其必要的。其優(yōu)點(diǎn)不僅僅在于得到一個(gè)能使性能達(dá)到較高水平的設(shè)計(jì)方案，而且由于知識(shí)工程和專家系統(tǒng)的引入，使得其更具有可擴(kuò)展性。它可以直接將一個(gè)復(fù)雜的要求引入到設(shè)計(jì)過(guò)程中，能在不改變或較少改變?cè)O(shè)計(jì)系統(tǒng)的情況下，進(jìn)行進(jìn)一步設(shè)計(jì)和檢驗(yàn)其合理性。而在傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法中，要做到這樣是很困難的，因?yàn)楦淖冊(cè)O(shè)計(jì)系統(tǒng)和過(guò)程將是一個(gè)復(fù)雜的工作。1.4 主要參數(shù)本設(shè)計(jì)主要對(duì)解放 CA1116 型汽車變速器六檔機(jī)械式變速器設(shè)計(jì)，包括齒輪傳動(dòng)部分、操縱機(jī)構(gòu)部分等，并進(jìn)行相關(guān)的計(jì)算與校核。設(shè)計(jì)中所采用的相關(guān)參數(shù)如下：（1）T =320 N.m/10001400rpmmaxe（2）i =6.33，i =7.201g 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 3（3）車輪滾動(dòng)半徑 r=495 mm（4）壽命 22000 Km（5）變速器前進(jìn)擋數(shù)：6，最高檔為超速檔其他詳細(xì)參數(shù)如下表： 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 4第 2 章 變速器方案的確定2.1 結(jié)構(gòu)方案的確定變速器由傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)組成。2.1.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇有級(jí)變速器與無(wú)級(jí)變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造低廉，具有高的傳動(dòng)效率（=0.960.98 ） ，因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、擋位數(shù)及各擋的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。傳動(dòng)比范圍是變速器低擋傳動(dòng)比與高擋傳動(dòng)比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動(dòng)比范圍為 3.04.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車為 5.08.0；越野車與牽引車為 10.020.0。通常，有級(jí)變速器具有 4、5、6 個(gè)前進(jìn)擋；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多擋變速器，其前進(jìn)擋位數(shù)多達(dá) 616 個(gè)甚至 20 個(gè)。變速器擋位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。但采用手動(dòng)的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無(wú)聲換擋，對(duì)于多于 6 個(gè)前進(jìn)擋的變速器來(lái)說(shuō)是困難的。因此，直接操縱式變速器擋位數(shù)的上限為 6 擋。多于 5 個(gè)前進(jìn)擋將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速擋。采用傳動(dòng)比小于 1（0.70.8 ）的超速擋，可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為 1 的直接擋比較，采用超速擋會(huì)降低傳動(dòng)效率。有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。根據(jù)設(shè)計(jì)要求，本次設(shè)計(jì)的解放 CA1116 型汽車變速器六檔機(jī)械式變速器采用 6檔變速，且最高檔為直接檔。因此選定的傳動(dòng)結(jié)構(gòu)方案如下圖 2-1 所示： 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 5圖 2-1 解放 CA1116 變速器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖圖中所標(biāo)示的為一檔傳動(dòng)路線，各傳動(dòng)路線如下：一檔：一二擋同步器接合套右移，1 軸1 常齒中常齒 383 軸 302 軸一齒 22一圈 21一二套 20一二轂 282 軸 26；二檔：一二擋同步器接合套左移，1 軸1 常齒中常齒 383 軸 303 軸二齒 342 軸二齒 17二圈 18一二套 20一二轂 282 軸 26；三檔：三四擋同步器接合套右移，1 軸1 常齒中常齒 383 軸 303 軸三齒 352 軸三齒 16三圈 15三四套 12三四轂 132 軸 26；四檔：三四擋同步器接合套左移，1 軸1 常齒中常齒 383 軸 303 軸四齒 362 軸四齒 9四圈 10三四套 12三四轂 132 軸 26；五檔：五六擋同步器接合套左移，1 軸1 常齒六圈 3五六套 5 五六轂402 軸 26六檔：五六擋同步器接合套右移，1 軸1 常齒中常齒 383 軸 303 軸五齒 372 軸五齒 8五圈 7五六套 5五六轂 402 軸 26；倒檔：倒檔接合套右移，1 軸1 常齒中常齒 383 軸 303 軸倒齒 322軸倒齒 8倒圈 24倒套 23倒轂 272 軸 26；2.1.2 倒擋傳動(dòng)方案圖 2-2 為常見(jiàn)的倒擋布置方案。圖 2-2b 所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖 2-2c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖 2-2d 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 6所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 2-2c 所示方案。圖 2-2e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖 2-2f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖 2-2g 所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。本設(shè)計(jì)采用圖 2-2f 所示的傳動(dòng)方案。圖 2-2 變速器倒擋傳動(dòng)方案因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低擋與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。2.2 主要零件結(jié)構(gòu)方案的分析變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)滑和密封等因素。2.2.1 齒輪型式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低擋和倒擋。但是，在本設(shè)計(jì)中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動(dòng)方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動(dòng)。2.2.2 換擋機(jī)構(gòu)型式 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 7換擋結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動(dòng)齒輪換擋的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等原因，采用直齒滑動(dòng)齒輪換擋時(shí)，換擋行程長(zhǎng)也是它的缺點(diǎn)。因此，除一擋、倒擋外很少采用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換擋時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。當(dāng)變速器第二軸上的齒輪與中間軸齒輪處于常嚙合狀態(tài)時(shí)，可以用移動(dòng)嚙合套換擋。這時(shí)，不僅換擋行程短，同時(shí)因承受換擋沖擊載荷的結(jié)合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以他們都不會(huì)過(guò)早損壞，但因不能消除換擋沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。因此，目前這種換擋方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上使用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換擋時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖 2-3 所示：圖 2-3 鎖環(huán)式同步器l、4-同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5- 彈簧;6滑塊;7-止動(dòng)球;8-卡環(huán);9輸出軸;10、11-齒輪 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 8第 3 章 變速器主要參數(shù)的選擇3.1 擋數(shù)和傳動(dòng)比根據(jù)設(shè)計(jì)要求本次設(shè)計(jì)采用六檔變速器，且最高檔為超速檔，通常貨車的超速擋傳動(dòng)比取 0.70.8，本處選定為 78.06gi選用五檔為直接當(dāng)，即： 15已知 2.71gi中間擋的傳動(dòng)比理論上按公比為： 的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有max1ingq出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： 1457.2638giq故有：ig1=7.2 ；ig2=4.396；ig3=2.684；ig4=1.638；ig5=1 ；ig6=0.783.2 中心距中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心距 A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初選： 3maxATK式中 中心距系數(shù)。對(duì)轎車取 8.99.3；對(duì)貨車取 8.69.6； AK對(duì)多檔主變速器，取 9.511；變速器處于檔時(shí)的輸出轉(zhuǎn)矩，maxTgeia發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，320Nm；maxe變速器的檔傳動(dòng)比；gi 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 9變速器的傳動(dòng)效率，取 0.95。g由公式（3.6）得：=320×7.2×0.95=2188.8N·mgeiTmaxa由公式（3.5）得:mm64.12.8.21)6.98(33ax KA一般汽車變速器的中心距約在 80170mm 范圍內(nèi)變化,初選 A=112mm。3.3 軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定。轎車四擋變速器殼體的軸向尺寸 3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與擋數(shù)有關(guān)：五擋(2.73.0)A六擋(3.23.5)A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A 取整。本次設(shè)計(jì)采用 6+1 手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是：3.2 112mm=358.4mm變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 10第 4 章 零件的設(shè)計(jì)與校核4.1 各檔齒輪的設(shè)計(jì)與校核4.1.1 齒輪參數(shù)選擇（1）齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 JB111-60 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn 3max0.47neT其中 =320Nm，可得出 mn=3.215，取 3.5。maxeT一擋直齒輪的模數(shù) mmm31max0.T通過(guò)計(jì)算 m=2.26，取 2.5。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開(kāi)線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都去相同，中型貨車取 2.54。本設(shè)計(jì)取 3。（2）齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 4-1 選取。表 4-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項(xiàng)目車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°45°一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20° 20°30°重型車 同上 低擋、倒擋齒輪 22.5°，25° 小螺旋角壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；較大時(shí)可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。對(duì)轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角 取 20°,嚙合套或同步器取 30°；斜齒輪 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 11螺旋角 取 25°。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度 b 的大小直接影響著齒輪的承載能力，b 加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：直齒 b=(4.58.0)m，mm斜齒 b=(6.08.5)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。4.1.2 齒輪齒數(shù)的確定在初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器擋數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各擋齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各擋齒數(shù)的方法。（1）確定各擋齒輪的齒數(shù)（a）一擋傳動(dòng)比 12gzi為了確定 Z11 和 Z12 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 :ZhAzm其中 A=112，m=3.5 ，故有 =64，取 64Z貨車 ，此處取 =15，則可得出 =49。范 圍 內(nèi) 選 擇可 在 1721Z121Z上面根據(jù)初選的 A 及 m 計(jì)算出的 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 3-8）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距 A，再以這Z個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。這里 修正為 64，則根據(jù)式（3-8）反推出 A=112mm。Z（b）確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（3-7 ）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 121212ZigI由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定:04.12Z而常嚙合齒輪的中心距與一擋齒輪的中心距相等 cos2)(21ZmAn由此可得： nZcos21而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)及 可計(jì)算后圓整得到：55821Z與聯(lián)立可得： =18、 =40。12則根據(jù)式（3-7）可計(jì)算出一擋實(shí)際傳動(dòng)比為： 17.9gi（c）確定其他擋位的齒數(shù)二擋傳動(dòng)比 1092Zig其中： ，故有：396.4gi78.109Z對(duì)于斜齒輪 nmAZcos2故有： 58109聯(lián)立得： 。1930、按同樣的方法可分別計(jì)算出：三擋齒輪： ；2687Z、四擋齒輪： 35、六檔齒輪： 413、綜上所述各檔實(shí)際傳動(dòng)比為： 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 13; ; ; ; ;259.71gi61.4gi735.2gi684.14gi5gi75.06gi（3）確定倒檔齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒擋傳動(dòng)比與一擋傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒擋傳動(dòng)比 取gri6.0。中間軸上倒擋傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一擋主動(dòng)齒輪 12 略小或相同，取 。14Z而通常情況下，倒擋軸齒輪 取 2123，此處取 =23。15Z15Z由 124513Zigr可計(jì)算出： 83故可得出中間軸與倒擋軸的中心距：，取整 74mm74)215(4)(21154' zmAn而倒擋軸與第二軸的中心： mzn 12)38(2)(153'因此：0.648015412 zziR4.1.3 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇（1）齒輪的材料選擇與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。（2）齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核（a）齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算直齒輪彎曲應(yīng)力 W10tfWFKby式中， -彎曲應(yīng)力（MPa） ；W 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 14-一擋齒輪 10 的圓周力（N） ， ；其中 為計(jì)算載荷10tF102/tgFTdg（N·mm ） ，d 為節(jié)圓直徑。-應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 1.65；K-摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 1.1，從動(dòng)齒輪取 0.9；fb-齒寬（mm） ，取 20t-端面齒距（mm） ；y-齒形系數(shù)當(dāng)處于一擋時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為：=320 =2322.96Nm12maxgeZT490158故由 可以得出 ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（3-17）可得12gFd12tF1265.3wMPa0當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時(shí)，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力maxeT在 400850MPa 之間。斜齒輪彎曲應(yīng)力 1wFKbty式中 為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（3-17）注釋相同，K，1.50選擇齒形系數(shù) y 時(shí)，按當(dāng)量模數(shù) 在圖（ 3-17）中查得。3/cosnz二擋齒輪圓周力：10982gttTFd根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出： =6798.8N109ttF齒輪 10 的當(dāng)量齒數(shù) =47.7，可查表（3-17）得： ，故：3/cosnz10.53y10678.52.82013w MPa 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 15同理可得： 。9231.wMPa依據(jù)計(jì)算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三擋： 786.;6.4ww四擋： 521197PaPa五擋： 34.;2.wwM六擋： MPaw93.46;041511 當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在 180550MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。（b）齒輪接觸應(yīng)力 10.48j zbFE式中， -齒輪的接觸應(yīng)力（MPa） ；jF-齒面上的法向力（ N） ， ；1/(cos)-圓周力在（N ） ， ；1F12gFTd-節(jié)點(diǎn)處的壓力角（° ） ；-齒輪螺旋角（° ） ；E-齒輪材料的彈性模量（MPa） ，查資料可取 ；3190EMPab-齒輪接觸的實(shí)際寬度，20mm；-主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（ mm） ；zb、直齒輪： sin;sinzbrr斜齒輪： 2 2/co;sicozz br其中， 分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbr、將作用在變速器第一軸上的載荷 作為計(jì)算載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)maxeT力 見(jiàn)下表：j表 4-2 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 16/MPaj齒輪滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一擋和倒擋 19002000 9501000常嚙合齒輪和高擋 13001400 650700整理可得：直齒：)sin1i(cos2418.0 bzcgj rmdkT斜齒：)icoi(. 22bzncgj通過(guò)計(jì)算可以得出各擋齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一擋： 11298.6;35.7j jMPaMPa二擋： 0238j j三擋： 705.;94.j j四擋： ；Paj185Paj61276五擋： ；Mj3.3 Mj5.34倒擋： ； ；j79041j1 MPaj63.1502對(duì)照上表可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。4.1.4 一檔齒輪的有限元分析一檔齒輪的有限元分析結(jié)果如下圖：分別是應(yīng)力、應(yīng)變結(jié)果，從圖可知強(qiáng)度滿足要求。 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 17圖 4-1 一檔齒輪的有限元分析4.2 軸的設(shè)計(jì)與校核 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 184.2.1 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（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(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)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(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 4-2 所示：圖 4-2 變速器第一軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。（2）軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換擋部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：第一軸和中間軸： (0.45),dAm第一軸花鍵部分直徑 d(mm)初選：d= K3axeT式中：K經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，K4.04.6，取 K4.0；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 320（Nm） ；maxeTd=27.36mm ，取 d28mm。為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)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(zhǎng)度 L 的關(guān)系可按下式選取：第一軸和中間軸：d/L=0.16 0.18；第二軸：d/L=0.18 0.21。以下是軸的計(jì)算尺寸：第二軸： 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 19（C 是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)）31minPdT=9.55× 160nPT=Temax×i× g因發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩不大，故 C 取較小值，由機(jī)械設(shè)計(jì)取 C100整理可得： (mm)36maxin105.9geiTd代入數(shù)據(jù)可得各擋位齒輪處的軸徑為：(mm)； (mm) ； (mm) ； (mm)1.29z 7.3z 7.35zd04.7zd(mm) ； (mm)； (mm)5zd2.61zd61z此處還應(yīng)根據(jù)階梯軸的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)與標(biāo)準(zhǔn)件要求進(jìn)行軸徑調(diào)整。 4.2.2 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(lái)說(shuō)強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō)，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一擋處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過(guò)程中，一擋所傳動(dòng)的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對(duì)象。下面對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行校核。（1）第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為: max30.2egTTiWd式中： -扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa；TT-軸所受的扭矩，N·mm；-軸的抗扭截面系數(shù)， ；TW3mTemax發(fā)動(dòng)機(jī)軸最大扭矩， N·mm；d-計(jì)算截面處軸的直徑， mm； -許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。T其中 Temax =320N.m，d =30mm；代入上式得： 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 203207.954.8T MPa由查表可知 =55MPa，故 ，符合強(qiáng)度要求。T軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角 來(lái)表示。其計(jì)算公式為：45.7310PTGI式中，T - 軸所受的扭矩，N·mm；G -軸的材料的剪切彈性模量，MPa, 對(duì)于鋼材，G =8.1 MPa；410-軸截面的極慣性矩， ， ；PI 4m32/4dIp將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 444015.7310.93.288.對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取 ；故也符合剛度要求。0.()/m（2） 第二軸的校核計(jì)算軸的強(qiáng)度校核計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力 、徑向力 及軸向力 可按下式求出：tFraFmaxamax2tncos2tetereaTidiFd式中 -至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三擋傳動(dòng)比 2.684；id -計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 90mm；-節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為 16°；-螺旋角，為 25°；-發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為 320N·m。maxeT代入上式可得：1246.789.traFN 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 21危險(xiǎn)截面的受力圖為：圖 4-3 危險(xiǎn)截面受力分析水平面： （160+75 ）= 75 =1317.4N；AFrFAF水平面內(nèi)所受力矩：3160210.78cAMNm垂直面： =6879.9N275atAdF垂直面所受力矩： 。316010.78sAFNm該軸所受扭矩為： 。.845jT故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為： 22225(10.78)(10.78)(654.10)69csjMTNm則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 （MPa）：3Md將 代入上式可得： ，在低擋工作時(shí) =400MPa，M136.MPa因此有： ；符合要求。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(jì)算：cf sf，213cFabfEIL23sabfIL式中, -齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于 ；1F tF-齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N） ，這里等于 ；2 r 貴州大學(xué)本科畢業(yè)論文（設(shè)計(jì)） 22E-彈性模量（ MPa） ， （MPa） ，E = MPa；52.10E52.10I-慣性矩（ ） ， ，d 為軸的直徑（ ） ；4m4/6Ima、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（ ） 。將數(shù)值代入式（3-37）和（3-38）得：0.135csf故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。2.98.2csffm4.3 軸承的選擇與校核4.3.1 軸承的選擇（1）幾種軸承：圓錐滾子軸承：可以同時(shí)承受徑向載荷及單向的軸向載荷（30000 型以徑向?yàn)橹鳎?0000B 型以軸向載荷為主） 。內(nèi)外圈可以分離，安裝時(shí)可以調(diào)整軸承的游隙。一般成對(duì)使用，對(duì)稱安裝。深溝球軸承：主要承受徑向載荷，也同時(shí)承受少量雙向軸向載荷。在高速時(shí)，可以用來(lái)承受純軸向載荷。工作中允許內(nèi)外圈軸線偏斜量 。摩擦阻力小，極限轉(zhuǎn)速高，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)'168單，價(jià)格便宜，應(yīng)用最廣泛。但承受沖擊載荷能力較差，適用于高速場(chǎng)合。圓柱滾子軸承：能夠承受較大的徑向載荷而不能承受軸向載荷。因是線接觸，內(nèi)、外圈只允許有極小的相對(duì)偏轉(zhuǎn)。軸承內(nèi)、外圈可分離。滾針軸承徑向尺寸緊湊切承載能力很大，價(jià)格低廉。但不能承受軸向載荷，摩擦系數(shù)較大，不允許有偏斜。常用于徑向尺寸受限制而徑向載荷又較大的裝置中。本次設(shè)計(jì)第一軸后軸承為外座圈上帶有止動(dòng)槽的深溝球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷。第二軸前、后端采用帶止動(dòng)槽的圓錐滾子軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承，在第二軸穿過(guò)殼體處采用圓柱滾子軸承以承受徑向力，第二軸后部采用深溝球軸承支撐在軸承蓋內(nèi)。4.3.2 軸承的校核初選軸承，代號(hào) 7206AC （46206）=25oA/Re 時(shí)， x=1