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收割機(jī)變速箱畢業(yè)設(shè)計(jì)
JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY
本 科 畢 業(yè) 論 文（設(shè) 計(jì)）
題目： 小型收割機(jī)變速箱
學(xué) 院： 工學(xué)院
姓 名： 劉強(qiáng)
學(xué) 號(hào)： 20100965
專 業(yè)： 農(nóng)業(yè)機(jī)械化及其自動(dòng)化
年 級(jí)： 2010級(jí)
指導(dǎo)教師： 嚴(yán)霖元職 稱：教授
二0一四 年 五 月
摘要
變速箱是由裝在變速箱殼體內(nèi)各軸上不同齒數(shù)的齒輪和操縱機(jī)構(gòu)組成的。根據(jù)不同檔位的需要將不同軸上不同齒數(shù)的齒輪嚙合在一起，從而實(shí)現(xiàn)不同的傳動(dòng)比以此來實(shí)現(xiàn)變速，在變速箱中，齒輪，軸和操縱機(jī)構(gòu)起著重要的作用。在設(shè)計(jì)的過程中主要各檔傳動(dòng)比進(jìn)行分配、計(jì)算，對(duì)各檔齒輪齒數(shù)分配、計(jì)算，并對(duì)齒輪進(jìn)行設(shè)計(jì)、計(jì)算，強(qiáng)度校核；對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核。變速箱的操縱機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)包括選換擋機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和鎖定機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)兩部分。選換擋機(jī)構(gòu)包括操縱蓋，撥叉，撥快，撥叉軸設(shè)計(jì)。鎖定機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)包括自鎖機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)，互鎖機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)和聯(lián)鎖機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)。
關(guān)鍵字：齒輪； 軸 ；軸操縱機(jī)構(gòu)； 鎖定機(jī)構(gòu)
Abstract
The gearbox is mounted on the shaft by a different number of teeth of the gear in the gearbox housing and the operating mechanism thereof. According to different needs of different shaft type gear teeth engaged with the gear, in order to achieve the different gear ratios in order to achieve, in the gearbox, gear, shaft and plays an important role in the control mechanism. In the design process mainly allocated for each gear ratio, calculated on the number of teeth of each gear allocation, calculation, and gear design, calculation, strength check; strength and stiffness of the shaft checked. The design includes a transmission operating mechanism the shifting mechanism and a locking mechanism designed in two parts. The shifting mechanism includes manipulation cover, fork, dial fast, fork shaft design. The locking mechanism design includes self-locking mechanism design, mechanical design and interlocking interlocking mechanism design.
Key words: Gear Axis Manipulation of body Locking mechanism
目錄
前言 3
1 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定 4
1.1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇 4
1.1.1 檔位數(shù)的確定 4
1.1.2 傳動(dòng)形式的確定 4
1.1.3 倒檔的形式及布置方案 7
1.1.4 變速器操縱機(jī)構(gòu)方案分析 9
1.2 變速器主要零件的方案分析 11
1.2.1 齒輪 11
1.2.2 軸的結(jié)構(gòu)形式 11
1.2.3 換檔結(jié)構(gòu)型式 11
2 變速器整體性能參數(shù)的確定 12
2.1 檔數(shù)和傳動(dòng)比 12
2.2 中心距 14
2.3 軸向尺寸 14
3 齒輪詳細(xì)參數(shù)設(shè)計(jì) 15
3.1 齒輪參數(shù) 15
3.1.1 齒輪模數(shù) 15
3.1.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 16
3.1.3 各檔齒輪齒數(shù)的確定 17
3.2 齒輪參數(shù)的詳細(xì)計(jì)算及校核 20
3.2.1 選定齒輪類型、公差等級(jí)、材料、齒數(shù)及螺旋角 20
3.2.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 20
3.2.2．1 確定設(shè)計(jì)公式中各參數(shù) 20
3.2.2.2 設(shè)計(jì)計(jì)算 21
3.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 22
3.2.3.1 確定公式中各參數(shù) 23
3.2.3.2 設(shè)計(jì)計(jì)算 24
3.2.2 幾何尺寸計(jì)算 24
各齒輪參數(shù)表 25
4 變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 25
4.1 軸的結(jié)構(gòu)及計(jì)算 25
4.1.1 軸的功用及設(shè)計(jì)要求 25
4.1.2 軸的結(jié)構(gòu)形狀 25
4.1.3 軸尺寸初選 28
4.1.3.1 軸的直徑和長(zhǎng)度估算與確定 28
4.1.4 軸的受力分析 29
4.1.5 軸的強(qiáng)度計(jì)算及校核 32
4.2 軸上花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 35
5 同步器的設(shè)計(jì) 36
5.1 同步器的結(jié)構(gòu) 36
5.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定 37
6 操縱機(jī)構(gòu) 39
6.2 互鎖裝置 40
6.3 倒檔鎖裝置 41
7 變速器軸承的選擇 41
7.1 軸承的轉(zhuǎn)速 41
7.2 軸承的受力分析 41
主要參考文獻(xiàn) 45
結(jié)論 46
致 謝 47
前言
由于缺乏收割機(jī)變速系統(tǒng)的資料，又因?yàn)槠囎兯傧到y(tǒng)與收割機(jī)變速系統(tǒng)原理一樣，故本設(shè)計(jì)相關(guān)參數(shù)均選用越野汽車及拖拉機(jī)（主要為汽車）。
變速器和發(fā)動(dòng)機(jī)相接，是驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)力矩轉(zhuǎn)換器 - ??傳動(dòng)機(jī)構(gòu)。由兩部分組成的傳輸和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。大多數(shù)汽車都配備了數(shù)前進(jìn)檔變速器的改變發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，齒輪傳動(dòng)車輛系統(tǒng)。當(dāng)離合器接合時(shí)，通過從所述輸入軸的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)矩接收到的傳輸，轉(zhuǎn)矩，然后通過一組齒輪傳送，或者增加或直接傳遞到從動(dòng)產(chǎn)生最終扭矩變速器輸出軸間接地連接到所述驅(qū)動(dòng)輪旋轉(zhuǎn)，以適應(yīng)汽車起步，加速，行駛和道路的障礙，以克服對(duì)不同行駛條件和驅(qū)動(dòng)輪的牽引力的速度的不同要求。此外，該傳輸也可以應(yīng)用到在汽車中的反向驅(qū)動(dòng)和起動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)和車輛滑行或停止發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系保持分開;必要時(shí)，應(yīng)在輸出功率。從現(xiàn)在市場(chǎng)上不同車型所配置的變速器來看，主要分為如下五大類：
一、手動(dòng)變速器(MT)
二、自動(dòng)變速器（AT）
三、手動(dòng)/自動(dòng)變速器（AMT）
四、無級(jí)變速器（CVT）
五、雙離合變速器（DCT）
而我此次設(shè)計(jì)為手動(dòng)變速器（AT）。相關(guān)參數(shù)如下：
檔位數(shù)：5檔+R檔
主減速比：5.2(由于收割機(jī)工作環(huán)境比較惡劣本設(shè)計(jì)選取了較大的主減速比)
發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)：JX493ZLQ3LQ3
最大功率：15.7kw/21馬力
最大功率轉(zhuǎn)速：3000r/min
滿載重量：1500kg(其中裸重約1200kg)
履帶驅(qū)動(dòng)輪直徑為400mm
假定收割機(jī)沒小時(shí)收割2.5公頃水稻，算得工作速度為0.52m/s
1 機(jī)械式變速器的概述及其方案的確定
為適應(yīng)收割機(jī)在各種條件下阻力變化的要求，使其可以在各種條件下工作，所以在傳動(dòng)系中，采用了可以改變轉(zhuǎn)速比和傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩比的裝置，即變速器。變速器不但可以擴(kuò)大發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)車輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)收割機(jī)在各種條件下行駛的需要，而且能在保持發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)方向不變的情況下，實(shí)現(xiàn)倒車，還能利用空擋暫時(shí)地切斷發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力傳遞，使發(fā)動(dòng)機(jī)處于怠速運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)。
變速器結(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。
變速器的基本設(shè)計(jì)要求：
1）保證汽車有必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。
2）設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力傳輸。
3）設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛。
4）設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。
5）換擋迅速、省力、方便。
6）工作可靠。變速器不得有跳擋、亂擋及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。
7）變速器應(yīng)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、維修方便等要求。
1.1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析與型式選擇
1.1.1 檔位數(shù)的確定
這里有與CVT變速箱相比水平，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，價(jià)格低廉制造，具有高傳輸效率（η = 0.96 ? 0.98 ） ，所以各種車輛得到廣泛應(yīng)用。首先，設(shè)計(jì)應(yīng)根據(jù)傳輸條件和要求的傳動(dòng)比，每個(gè)文件的數(shù)目的齒輪傳動(dòng)比，收割機(jī)的范圍，因?yàn)樗鼈兲峁﹦?dòng)力汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性，并有一大直接影響測(cè)定。低齒輪比的傳動(dòng)比范圍內(nèi)是可移動(dòng)的與高變速比的范圍為大于。目前，汽車變速比在3.0至4.5的范圍內(nèi);輕型卡車和客車上的5.0-8.0通用;拖拉機(jī)越野車10.0 ?20.0 。比。汽車行駛的道路條件下比在汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的功率和質(zhì)量更多樣化的要小，質(zhì)量則發(fā)送通常情況下，有4個(gè)，與前進(jìn)檔5速變速器;重型卡車和重型越野汽車是一個(gè)多速變速器，前進(jìn)數(shù)齒輪可達(dá)6? 16甚至20 。增加可用的傳動(dòng)齒輪的數(shù)量，從而提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用效率，該車的燃油經(jīng)濟(jì)性和平均車速，可以提高運(yùn)輸車輛的工作效率，降低運(yùn)輸成本。然而，當(dāng)手動(dòng)機(jī)械控制機(jī)構(gòu)，以達(dá)到快速移無聲超過五前進(jìn)檔變速器是困難的。因此，直接操作的傳動(dòng)齒輪的數(shù)量的上限為5個(gè)文件。超過五個(gè)前進(jìn)速度將復(fù)雜的控制機(jī)制，或者需要安裝一個(gè)獨(dú)立的操縱變速機(jī)構(gòu)，后者僅適用于某些駕駛條件。的發(fā)送電平的和所選擇的傳輸方案?jìng)鬏斝剩彪娏鬏數(shù)臄?shù)量，包括齒輪，速度，功率傳輸?shù)闹圃炀?，潤滑系統(tǒng)，齒輪殼體部分和所述軸的有效性，和類似物，和剛性。
1.1.2 傳動(dòng)形式的確定
在3軸手動(dòng)變速器和雙螺桿傳輸是使用最廣泛的。
在圖1-1中，第一軸齒輪與所述齒輪相對(duì)應(yīng)的中間軸，分別接合第二軸齒輪常嚙合，并且所述第一和第二軸示出三軸式變速器是同心的。第一和第二轉(zhuǎn)矩傳遞軸直接連接到該文件被直接調(diào)用。在這種情況下，齒輪，軸承和中間軸不執(zhí)行，并且所述第一，第二軸傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，高效率的直接檔傳輸，磨損和噪音是最小的，這是三軸變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。為了通過兩對(duì)齒輪傳遞扭矩所需的其他前進(jìn)檔。因此。距離下有小的情況下（即影響傳輸大小的重要參數(shù)），仍然可以得到一個(gè)大齒輪比的齒輪中心，這是三個(gè)軸傳動(dòng)的另一個(gè)優(yōu)勢(shì)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他檔位傳輸效率下降
在手動(dòng)變速箱中三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。
圖1-1 轎車中間軸式四檔變速器
1— 第一軸；2—第二軸；3—中間軸
圖片來源：百度圖片
如圖1-2所示的兩軸傳動(dòng)。與三軸變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，除了相互傳輸效率和低噪音的最引人注目以外的文件。多車前輪驅(qū)動(dòng)與前置發(fā)動(dòng)機(jī)布局，因?yàn)檫@樣的安排使得電動(dòng)車 - 變速器的緊湊型轎車操控性還是不錯(cuò)的，質(zhì)量可以通過6 ％調(diào)低至10 ％ 。兩軸變速器處于這種布置傳動(dòng)系統(tǒng)方便和簡(jiǎn)單的結(jié)構(gòu)。如圖所示，第二軸形成一體的主驅(qū)動(dòng)齒輪減速（即輸出軸）的2軸傳動(dòng)，當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)主傘齒輪減速機(jī)或雙可用齒輪的垂直位置;時(shí)當(dāng)圓柱齒輪是可用的，從而簡(jiǎn)化了制造工藝并降低成本橫置發(fā)動(dòng)機(jī)。除了常見的反向滑動(dòng)齒輪（正齒輪） ，其他文件都用在常嚙合斜齒輪;安裝在所述第二多軸線，這是由于活性齒輪的一個(gè)文件的小尺寸的文件同步，同步加載有困難;而高端的同步，也可安裝在第一軸的后端，如圖所示。
圖1-2 兩軸式變速器
1— 第一軸；2—第二軸；3—同步器
圖片來源：百度圖片
由于所設(shè)計(jì)的為小型收割機(jī)，因此采用中間軸式變速器。
圖1-3
圖1-3看到幾個(gè)常見的五速變速箱中間軸式傳輸方案。它們的共同特點(diǎn)是：在相同的行中的第一和第二軸的傳輸軸，它們是由離合器連接將獲得直接檔。使用直接檔，齒輪和軸承和齒輪箱的副軸不加載，通過所述第一軸和第二軸直接輸出的傳輸，并且傳輸效率高的傳輸，最高可達(dá)90％ ，低噪音，和齒輪的磨損減少發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩因?yàn)橹苯域?qū)動(dòng)齒輪的利用率的軸承比其它更高，從而增加了傳輸?shù)氖褂脡勖?在其他前進(jìn)檔正常工作時(shí)，電力傳輸需要穿過第一軸布置，中間軸和第二軸2的齒輪傳動(dòng)裝置，從而在中間傳動(dòng)軸和所述第二軸（中心距離）之間的距離不的條件下，仍然存在一個(gè)大的變速比;高齒輪常嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪，低速齒輪的齒輪（齒輪），可以使用或不使用常嚙合齒輪傳動(dòng)裝置中使用;傳輸方案中，除了大多數(shù)文件比的齒輪變速機(jī)構(gòu)，或兩者同步換檔離合器等的，少數(shù)人的結(jié)構(gòu)也用于同步的文件或離合器換檔，以及每個(gè)文件的同步離合器或在大多數(shù)情況下，下載的所述第二軸線。除了再次工作時(shí)，直接檔傳動(dòng)效率以外的其他檔位略低中間軸變速器，這是它的缺點(diǎn)。在相同條件下的文件的數(shù)量，主要是在各中間軸傳動(dòng)齒輪常不同的方式的數(shù)量和轉(zhuǎn)向齒輪傳動(dòng)方式。
在圖1- 3a中所示，除了一個(gè)程序，反向滑動(dòng)齒輪變速用直齒，該文件的其余部分是常嚙合齒輪。圖1 -4b、c、d各在前進(jìn)檔中所示的實(shí)施例中始終與該齒輪嚙合;圖中所示的方案1 -4d扭轉(zhuǎn)和安裝在后副柜位布置除了可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損，降低運(yùn)轉(zhuǎn)噪音，而且也不需要在過載條件下超速傳輸，很容易形成只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速箱。
1.1.3 倒檔的形式及布置方案
倒檔使用率不高，常采用直齒滑動(dòng)齒輪方案換入倒檔。為實(shí)現(xiàn)傳動(dòng)有些利用在前進(jìn)檔的傳動(dòng)路線中，加入一個(gè)中間傳動(dòng)齒輪的方案，也有利用兩個(gè)聯(lián)體齒的方案。
圖1-3
常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：
圖1-3為常見的倒擋布置方案。圖1-3b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒擋利用了一擋齒輪，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1-3c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1-3d方案對(duì)1-3c的缺點(diǎn)做了修改。圖1-3e所示方案是將一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖1-3f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，擋換更為輕便。
為了縮短變速器軸向長(zhǎng)度，倒擋傳動(dòng)采用圖1-3g所示方案。缺點(diǎn)是一、倒擋各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
1.1.4 變速器操縱機(jī)構(gòu)方案分析
1、變速器操縱機(jī)構(gòu)的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動(dòng)規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時(shí)掛入兩個(gè)檔位。
2、設(shè)計(jì)變速器操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，應(yīng)該滿足的基本要求
1）.要有鎖止裝置，包括自鎖、互鎖和倒檔鎖;
2）.要使換檔動(dòng)作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度;
3）.應(yīng)使駕駛員得到必要的手感。
3、換檔位置
設(shè)計(jì)操縱機(jī)構(gòu)首先要確定換檔位置。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。為此應(yīng)該注意以下三點(diǎn)：
1）.按換檔次序來排列 ；
2）.將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊；
3）.為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，根據(jù)齒輪和同步器的分布進(jìn)行安排，一般放在和一檔同一排或是與5檔同一排。
綜合考慮，本次設(shè)計(jì)采用五檔三軸中間軸式，全同步器嚙合。全部為斜齒輪常嚙合傳動(dòng)，前進(jìn)檔均采用滑塊式同步器換檔，換檔機(jī)構(gòu)適宜遠(yuǎn)距離操縱及地板式直接操縱。傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如下：
圖1-4
1.2 變速器主要零件的方案分析
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、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。
1.2.1 齒輪
本次設(shè)計(jì)的齒輪采用的是斜齒輪傳動(dòng)，與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪的使用壽命比較長(zhǎng)，而且工作時(shí)噪聲低；但它的不足是是制造時(shí)比較復(fù)雜，而且有工作時(shí)有軸向力。但是，在本設(shè)計(jì)中由于倒檔采用的是常嚙合方案，因此倒檔也采用斜齒輪傳動(dòng)方案，均采用斜齒輪傳動(dòng)。
1.2.2 軸的結(jié)構(gòu)形式
軸的機(jī)構(gòu)主要取決于軸在機(jī)器中的安裝位置及形式；軸上安裝的零件類型、尺寸、數(shù)量以及和軸聯(lián)接的方式；載荷的性質(zhì)、大小、方向以及分布情況；軸的加工工藝等。綜合考慮這些情況故本設(shè)計(jì)采用階梯軸，兩端用軸承與箱體聯(lián)接，并根據(jù)零件的安裝潤滑等方面需要進(jìn)行軸肩，卡環(huán)槽、退刀槽的加工。
1.2.3 換檔結(jié)構(gòu)型式
換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種。
滑動(dòng)直齒圓柱齒輪換擋的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，但由于移不輕，當(dāng)移位的牙齒，造成早期損壞齒輪端面有很大的影響，可能會(huì)滑出齒輪花鍵磨損，噪音后容易引起等原因，誰開始的文件時(shí)，反向很少被使用以外。
接合所述換檔模式通常用于與螺旋齒輪。由于常嚙合的齒輪，從而減少噪音和動(dòng)態(tài)負(fù)荷，以提高齒輪的強(qiáng)度和壽命。有被分成齒接合離合器和嚙合的外齒，這取決于所選的結(jié)構(gòu)布置，如果空間允許，使用齒輪型組合，以減少軸向尺寸副的內(nèi)齒輪。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但不能完全消除換擋沖擊，目前經(jīng)常在要求不高的位置使用。
使用同步器換擋換擋時(shí)從影響擔(dān)保，從而使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，并操縱輕便，縮短了換擋時(shí)間，從而提高了汽車的加速，經(jīng)濟(jì)性和駕駛安全性，此外，也有利于這種的操作自動(dòng)化的類型。它的缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，增加的軸向尺寸，銅的同步環(huán)中的較短的使用壽命。目前，已廣泛應(yīng)用于各類同步傳輸。
在這個(gè)設(shè)計(jì)中，鎖被用在銅材料同步環(huán)，同步是同步依賴于摩擦。但它可以保證以嚙合在與齒圈接觸的聯(lián)接套筒花鍵不能達(dá)到同步之前，以避免沖擊和從齒間結(jié)構(gòu)產(chǎn)生的噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖1-10所示：
圖1-4 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
2 變速器整體性能參數(shù)的確定
2.1 檔數(shù)和傳動(dòng)比
近年來，為了倡導(dǎo)低碳生活，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。因此本設(shè)計(jì)采用5+R個(gè)檔位。
選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來綜合考慮、確定。
拖拉機(jī)基本不爬坡，而且爬陡坡時(shí)車速不高，所以空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。所以有
則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動(dòng)比為
(2-1)
式中 m----汽車總質(zhì)量；
g----重力加速度；
ψmax----道路最大阻力系數(shù)；
rr----驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；
Temax----發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；
i0----主減速比；
η----汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。
根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件
求得的變速器I檔傳動(dòng)比為：
（2-2）
式中 G2----汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷；
φ----路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取φ=0.5~0.6。
由已知條件：滿載質(zhì)量 1500kg；
rr=200mm；
Te max=50Nm；
i0=5.4
η=0.95。
根據(jù)公式（2-2）可得：igI =5.8
超速檔的的傳動(dòng)比一般為0.7~0.8，本設(shè)計(jì)取五檔傳動(dòng)比igⅤ=0.75。
中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為：
（2-3）
的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，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：=1.667
該設(shè)計(jì)的變速箱的各檔傳動(dòng)比如下表：
檔位
1
2
3
4
5
R
傳動(dòng)比
5.8
3.47
2
1
0.75
5.00
2.2 中心距
中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，在選擇中心距的時(shí)候、我們應(yīng)該考慮齒輪是否有足夠的強(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)公式初定：
(2-4)
式中 K A----中心距系數(shù)取11；η=0.96
TI max ----變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩：
TI max=Te max igI η
故可得出初始中心距A=71.8mm，齒輪進(jìn)行變位。
2.3 軸向尺寸
變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。
轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0~3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：
四檔(2.2~2.7)A
五檔(2.7~3.0)A
六檔(3.2~3.5)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5+1手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是371.8mm=215.4mm，
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?！?
3 齒輪詳細(xì)參數(shù)設(shè)計(jì)
3.1 齒輪參數(shù)
3.1.1 齒輪模數(shù)
齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。
應(yīng)該指出的，選取齒輪模數(shù)時(shí)一般遵守的原則是：
在變速器中心距相同的條件下，選取較小的模數(shù)，就可以增加齒輪的齒數(shù)，同時(shí)增加齒寬可使齒輪嚙合的重合度增加，并減少齒輪噪聲，所以為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)，而從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)；變速器
低檔齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)，其它檔位選用另一種模數(shù)。結(jié)合本設(shè)計(jì)的具體情況查文獻(xiàn)[2，3-3]可知：一檔齒輪初選=2.75mm;其它檔位初選mm。
同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。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，轎車和輕型貨車取2~3.5。本設(shè)計(jì)取2.5
3.1.2 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b
汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表3-1選取。
表3-1
項(xiàng)目
車型
齒形
壓力角α
螺旋角β
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
低檔、倒檔齒輪
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。由于收割機(jī)工作環(huán)境復(fù)雜且需要承載水稻故在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取30°。
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。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬：
直齒 b=(4.5~8.0)m，mm
斜齒 b=(6.0~8.5)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。
3.1.3 各檔齒輪齒數(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)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。
1. 確定一檔齒輪的齒數(shù)
由于一檔傳動(dòng)比為：
為了確定Z1和Z10的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和:
（2-8）
其中 A =71.8、m=2.75,所以：
當(dāng)汽車三軸式的變速器時(shí)，則，此處取=14，則可得出=38
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（2-8）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從及齒輪變位系數(shù)反過來計(jì)算中心距A，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。
這里修正為52則根據(jù)式（2-8）反推出A=72。
2. 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)
由式（2-7）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比
（2-9）
由已知得=2.137
而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等
（2-10）
由此可得：
(2-11)
而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： 。 ②
與②聯(lián)立可得：、=16。
則根據(jù)式（2-7）可計(jì)算出一檔傳動(dòng)比： =5.77
3. 確定其他檔位的齒數(shù)
二檔傳動(dòng)比
(2-12)
所以： ③
對(duì)于斜齒輪，
故有： ④
③ 聯(lián)立④得：。
按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪：，四檔齒輪：，五檔齒輪：
確定倒檔齒輪的齒數(shù)
一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取5.0。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪10略小，取。
而通常情況下，倒檔軸齒輪取21~30，此處取=29。
由
（2-14）
可計(jì)算出。
故可得出中間軸與倒檔軸的中心距：59mm
而倒檔軸與第二軸的中心距:
(2-16)
3.2 齒輪參數(shù)的詳細(xì)計(jì)算及校核
3.2.1 選定齒輪類型、公差等級(jí)、材料、齒數(shù)及螺旋角
1) 類型選擇 根據(jù)題目要求，選用斜齒圓柱漸開線齒輪傳動(dòng)（常嚙合齒輪采用直齒圓柱齒輪）；
2) 精度選擇 變速箱為精密傳動(dòng)，速度較高，故選用3級(jí)精度；
3) 材料選擇
小齒輪 （40Cr）調(diào)質(zhì)處理 硬度為280HBS
大齒輪 （45號(hào)鋼）調(diào)質(zhì)處理 硬度為240HBS
兩者材料硬度差為40HBS
4) 齒數(shù)；
5) 初選螺旋角β=30°。
3.2.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
3.2.2．1 確定設(shè)計(jì)公式中各參數(shù)
1）初選載荷系數(shù)Kt=1.6
2)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
3)由第八版機(jī)械設(shè)計(jì)（濮良貴版）表10-7選取齒寬系數(shù)
4）計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N（假設(shè)該變速器工作時(shí)間為五年，每年工作4個(gè)月，每月按30天計(jì)算，每天工作8小時(shí)）
N4=60njLh=60×3000×1×（5×4×30×8）=8.64×108（次）
N7=N4/2.1=4.11×108（次）
所以由第八版機(jī)械設(shè)計(jì)（濮良貴版）圖10-19可得接觸疲勞壽命系數(shù)：
KHN4=1.05;KHN7=1.1
5）確定齒輪疲勞強(qiáng)度極限
按齒面硬度由第八版機(jī)械設(shè)計(jì)（濮良貴版）圖10-21可得齒輪4的齒輪疲勞強(qiáng)度極限為：；齒輪7為：
6）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
失效概率為0.0001，查[1]表6.5取安全系數(shù)S=1.5，得
所以
7）第八版機(jī)械設(shè)計(jì)（濮良貴版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.2
8）第八版機(jī)械設(shè)計(jì)（濮良貴版）圖10-26查得端面重合度：
9) 第八版機(jī)械設(shè)計(jì)（濮良貴版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)
3.2.2.2 設(shè)計(jì)計(jì)算
試算小齒輪分度圓直徑d1t‘由計(jì)算公式得：
1)計(jì)算圓周速度v
2)計(jì)算齒寬b，齒高h(yuǎn)及模數(shù)mnt
3）計(jì)算縱向重合度
4）計(jì)算載荷系數(shù)K
根據(jù)，3級(jí)精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表10-3查得
由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表10-2查得使用系數(shù)
由《機(jī)械設(shè)計(jì)（第八版）》表10-13查得
接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)
3）計(jì)算分度圓直徑
按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得
，
4）計(jì)算模數(shù)mn
3.2.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)：
按照課本式（10-27）：
3.2.3.1 確定公式中各參數(shù)
1）由圖10-20c查得 大、小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
2）由[1]2-8取彎曲疲勞壽命系數(shù)，
3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)，得
4）計(jì)算載荷系數(shù)K。
根據(jù)，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)
5）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)
查齒形系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)：
由表10-5查得
計(jì)算大、小齒輪的 并加以比較
（大齒輪的數(shù)值較大）故取大齒輪數(shù)值。
3.2.3.2 設(shè)計(jì)計(jì)算
故取模數(shù)3即可滿足彎曲強(qiáng)度也可滿足疲勞強(qiáng)度
3.2.2 幾何尺寸計(jì)算
1）計(jì)算中心距a
2)重新計(jì)算螺旋角
3）計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑：
4）齒寬：
由于齒輪較多，且設(shè)計(jì)方法大同小異，所以這里也就不再累述，現(xiàn)將計(jì)算值以表格的形式列出，如下表所示
各齒輪參數(shù)表
齒數(shù)
模數(shù)
壓力角°
螺旋角°/方向
分度圓直徑mm
齒寬mm
變位系數(shù)mm
二/1
36
3
20
30/左
124.71
30
-0.334
二/2
30
3
20
30/左
103.92
35
-0.533
二/3
24
3
20
30/左
83.14
45
0.159
一/4
16
3
20
30/左
55.4
35
0.259
二/5
13
3
20
30/左
45
30
0.301
二/R
23
3
20
30/左
79.67
25
-0.307
中/1、R
14
3
20
30/右
48.50
35
0.334
中/2
20
3
20
30/右
69.28
40
0.402
中/3
26
3
20
30/右
90
40
0.118
中/4
34
3
20
30/右
117.8
30
0
中/5
37
3
20
30/右
128.17
25
-0.462
倒檔墮輪
29
3
20
30/左
70
30
0.212
4 變速器軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
4.1 軸的結(jié)構(gòu)及計(jì)算
4.1.1 軸的功用及設(shè)計(jì)要求
承受的轉(zhuǎn)矩傳遞軸，在工作時(shí)應(yīng)該具有足夠的強(qiáng)度和剛度的時(shí)刻。軸的剛性不足，在負(fù)載下，軸會(huì)產(chǎn)生過度變形影響正常的齒輪，從而導(dǎo)致過度的噪聲，并會(huì)減小齒輪的使用壽命。
設(shè)計(jì)的透射軸時(shí)，主要考慮以下幾個(gè)問題：的結(jié)構(gòu)和形狀，直徑，長(zhǎng)度，強(qiáng)度和軸軸線的剛度，花鍵軸的類型和尺寸的軸。
結(jié)構(gòu)主要基于傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工，裝配工藝及落實(shí)。
4.1.2 軸的結(jié)構(gòu)形狀
在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔的軸承上。其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。第一軸花鍵尺寸與離合器從動(dòng)盤轂內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸的長(zhǎng)度根據(jù)離合器總成軸向尺寸確定。確定第一軸后軸徑時(shí)，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。
內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖所示：
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(zhǎng)或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針。第二軸裝式齒輪同步器齒轂花鍵漸開線花鍵，漸開線花鍵的精度要求比固定連接矩形花鍵低，良好的定位性能，承載能力大，短花鍵，它落后于相應(yīng)增加，提高軸的剛性。當(dāng)選擇了漸開線花鍵大徑中心更合適。各個(gè)齒輪軸的相對(duì)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)之間的第二軸，因此，不論是滾針軸承，襯套（軸承）或鋼對(duì)鋼件與軸的表面粗糙度直接接觸的要求高，不小于0.8時(shí)，表面硬度不低于HRC58? 63 ，在一般情況下，軸應(yīng)該是開放的螺旋形槽，以確保足夠的潤滑。在幻燈片掛齒輪，花鍵軸花鍵矩形的低端，因?yàn)閽鞕n，軸向滑動(dòng)齒輪應(yīng)要求定心好，滑動(dòng)靈活。所以除了定心外徑磨削要求，在一般情況下，關(guān)鍵需要刀面研磨，并且容易磨矩形花鍵比漸開線花鍵的側(cè)面。
第二階梯軸制成易于安裝齒輪，并從合理使用材料的力，這些也是需要的。為了避免每一個(gè)的橫截面尺寸是相當(dāng)差，砂輪軸驅(qū)動(dòng)槽更多的應(yīng)力集中，使軸容易地折斷。使用卡環(huán)軸向定位擋圈定位簡(jiǎn)單，方便拆卸，并且摩擦構(gòu)件和所述旋轉(zhuǎn)油的相對(duì)端面，而彈性環(huán)具有大的軸向力的輕型汽車傳動(dòng)齒輪不能傳輸，這是很不利的，而是使用了輕型車變速器。因此，本設(shè)計(jì)采用軸肩和擋圈與定位齒輪同步器的方式。如下圖所示
變速器中間軸有2個(gè)固定和旋轉(zhuǎn)。中間軸的根部被固定在光軸上，只從該動(dòng)作的支持，這是由剛性寶塔齒輪安裝在軸結(jié)構(gòu)保證。在軸與齒輪與滾針軸承寶塔或長(zhǎng)圓柱滾子軸承之間。固定中間軸固定鎖片或螺栓。輕型汽車變速器中心距小，沒有足夠的一套滾動(dòng)軸承和軸承外殼上的蓋位置，因而多采用固定中間軸。
支承在兩個(gè)滾動(dòng)軸承之前的中間的旋轉(zhuǎn)軸，所述軸向力通常由一般的后軸承承擔(dān)。自的齒輪尺寸較小，常與軸，中間齒輪軸，形成為一體，而高端齒輪是由一個(gè)鍵或更換損壞齒輪結(jié)合的過盈配合與中間軸的軸的中間。
小型拖拉機(jī)傳動(dòng)的設(shè)計(jì)，根據(jù)小型拖拉機(jī)和越野車的設(shè)計(jì)，齒輪采用斜齒輪，所以有一定的軸向力通過旋轉(zhuǎn)中間軸。
4.1.3 軸尺寸初選
4.1.3.1 軸的直徑和長(zhǎng)度估算與確定
軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)就是合理的確定軸上各部分的形狀尺寸。軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)該滿足周和裝在軸上的零件要有準(zhǔn)確的工作位置，軸上零件應(yīng)該便于裝拆和調(diào)整，周應(yīng)具有良好的制造工藝性等。軸的毛坯多數(shù)用的是軋制圓鋼或者鍛件，有時(shí)也可采用鑄鋼或球墨鑄鐵，由于設(shè)計(jì)尺寸較小所以選擇軸的材料為45號(hào)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，其力學(xué)性能由機(jī)械設(shè)計(jì)課本中表6-1查得：
初估軸的最小直徑
第一軸
所以取一軸最小直徑為18mm 取47mm
皺的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)：
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。并與工藝要求有密切關(guān)系。
在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔的軸承上。其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。第一軸花鍵尺寸與離合器從動(dòng)盤轂內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸的長(zhǎng)度根據(jù)離合器總成軸向尺寸確定。確定第一軸后軸徑時(shí)，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。
內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖所示：
第二段齒輪軸的直徑為24mm;長(zhǎng)度：44mm，第三段直徑為22mm長(zhǎng)63mm,第四段需要安裝密封裝置取其直徑為33mm長(zhǎng)27mm，由于軸承需要定位，取第五段軸肩40mm長(zhǎng)3mm，又由于安裝定位卡環(huán)，切1.5寬2mm高的槽，初選0游隙，標(biāo)準(zhǔn)精度的深溝球軸承，代號(hào)為：61908其尺寸為 所以第五段直徑為40mm，長(zhǎng)為23mm,而由于第六段為齒輪4所直徑為62mm且根據(jù)齒寬取長(zhǎng)度為30mm。最后一段半徑為50mm長(zhǎng)12.
同理可得輸出軸和中間軸的參數(shù)，這里不再累述！詳情參看CAD圖紙！
4.1.4 軸的受力分析
計(jì)算軸的強(qiáng)度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。
不同檔位時(shí)，軸所受的力及支承反力是不同的，須分別計(jì)算。
齒輪上的作用力認(rèn)為作用在有效齒面寬中點(diǎn)。軸承上支承反力作用點(diǎn)，對(duì)于向心球軸承取寬度方向中點(diǎn)；對(duì)向心推力軸承，取滾動(dòng)體負(fù)荷向量與軸中心線匯交點(diǎn)；對(duì)于圓錐滾子軸承，取滾動(dòng)體寬中點(diǎn)處滾動(dòng)體中心線的法線與軸中心線的匯交點(diǎn)，其尺寸可查有關(guān)軸承的標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)。
求支承反力，先從第二軸開始，然后計(jì)算第一軸。中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結(jié)構(gòu)保證，無需進(jìn)行強(qiáng)度分析。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(xiǎn)截面，從而可對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核。
（一）齒輪的受力分析：
圓周力：Ft＝2×M/d
徑向力：Fr=Ft×tanαn/cosβ
軸向力：Fa=Ft×tanβ
其中：
M——計(jì)算轉(zhuǎn)矩
αn——法向壓力角
β——分度圓壓力角
（二）方向
Ft：主動(dòng)輪與旋轉(zhuǎn)方向相反，從動(dòng)輪與旋轉(zhuǎn)方向相同。
Fr：分別指向各齒輪中心
Fa：受力方向通常用“主動(dòng)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(dòng)輪Fa與主動(dòng)輪Fa方向相反。
不同檔位時(shí)，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計(jì)算。
二軸 圖 3.1 一軸
齒輪上的作用力認(rèn)為作用有效齒面寬中心。軸承支承反力作用點(diǎn)，對(duì)于向心軸承取寬度方向中點(diǎn)：對(duì)于向心推力軸承取滾動(dòng)體負(fù)荷響亮與軸中心線匯交點(diǎn)；對(duì)于圓錐滾子軸承取滾動(dòng)體寬中心點(diǎn)滾動(dòng)中心線的匯交點(diǎn)，其尺寸可查有關(guān)軸承的標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)。
（三）各力的作用點(diǎn)
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(diǎn)取軸承寬度方向中點(diǎn)。
軸的受力計(jì)算
由于該設(shè)計(jì)的變速箱的各檔傳動(dòng)比如下表：、
檔位
1
2
3
4
5
R
傳動(dòng)比
5.8
3.47
2
1
0.75
5.00
且根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)
最大功率：15.7kw/21馬力
最大功率轉(zhuǎn)速：3000r/min
可算得各軸各檔的受力情況。
T=9.55×106×P1/n1
T=Temax×i×
由于齒輪傳動(dòng)的效率比較高，故可取=0.96。
一軸四檔齒輪處：T=49978N.mm，
二軸一檔齒輪處：T=289872N.mm，
二軸二檔齒輪處：T=173424N.mm
二軸三檔齒輪處：T=99956N.mm，
二軸五檔齒輪處：T=37484N.mm,
二軸倒檔齒輪處: T=249890N.mm
中間軸經(jīng)過計(jì)算所受的扭矩基本差不多，T=106203N.mm。
根據(jù)二軸上各檔齒輪的參數(shù)計(jì)算軸上受到的法向，切向，及軸向受力。
按公式
進(jìn)行計(jì)算得
4.1.5 軸的強(qiáng)度計(jì)算及校核
由變速器結(jié)構(gòu)布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，由于齒輪是單獨(dú)工作的，且慣性力矩相對(duì)傳遞的扭力來說可以忽略。一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算。由于大量的變速箱軸的耐沖擊和疲勞強(qiáng)度實(shí)驗(yàn)表明:軸最可能失效的情況是，處于一檔工況下靠近輸出端軸直徑最小的地方最容易失效。故只對(duì)變速箱處于一檔時(shí)候進(jìn)行危險(xiǎn)截面校核。
畫出軸的彎矩圖，確定危險(xiǎn)斷面，取危險(xiǎn)斷面處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計(jì)算彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力以及合成應(yīng)力。
彎曲應(yīng)力：＝ (3.29)
扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：＝ (3.30)
合成應(yīng)力：＝ (3.31)
式中：——軸截面抗彎截面系數(shù)；
——軸截面抗扭截面系數(shù)。
對(duì)圓截面： ＝ (3.32)
＝ (3.33)
花鍵按小徑計(jì)算。
由于一軸離支撐點(diǎn)非常近，所以可以忽略軸的彎曲應(yīng)力，只進(jìn)行扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力的計(jì)算，但是軸的設(shè)計(jì)計(jì)算就是按照扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力進(jìn)行，所以不需要校核。
二軸應(yīng)力的計(jì)算
根據(jù)初步設(shè)計(jì)的二軸的結(jié)構(gòu)可得:＝150mm，＝ 得：
水平彎矩：＝
垂直彎矩：＝
合成彎矩：＝
（其中α=0.6）
扭矩：＝
彎曲應(yīng)力：＝
扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：＝
合成應(yīng)力：＝
注：＝
＝
＝
其彎矩和扭矩圖如下：
經(jīng)計(jì)算 水平彎矩MH=1160.4Nm；
垂直彎矩MV=425.52Nm；
合成彎矩M=1235.96Nm；
總彎矩 Mca=1390Nm
校核軸的強(qiáng)度
故安全，設(shè)計(jì)符合要求.
同樣類似的計(jì)算過程可得中間軸彎矩和扭矩圖如下，且經(jīng)計(jì)算校核設(shè)計(jì)符合要求。
4.2 軸上花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)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。普遍采用的是矩形花鍵和漸開線花鍵。漸開線花鍵應(yīng)用日趨廣泛。這是由于漸開線花鍵較矩形花鍵有許多優(yōu)點(diǎn)，如齒數(shù)多、齒端，齒根部厚，承載能力強(qiáng)，易自動(dòng)定心，安裝精度高。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。漸開線花鍵便于采用冷搓、冷打、冷擠等無切屑加工工藝方法，生產(chǎn)效率高，精度高，并且節(jié)約材料。
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(biāo)準(zhǔn)選取。
一般漸開線花鍵，隨無切屑加工工藝的采用而選用小模數(shù)和大壓力角（30°甚至45°）?；瑒?dòng)齒輪處花鍵長(zhǎng)度L不應(yīng)低于工作直徑的1.2倍，否則，滑動(dòng)件工作不穩(wěn)定。
花鍵傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，齒側(cè)面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。當(dāng)采用標(biāo)準(zhǔn)的花鍵時(shí)，花鍵的強(qiáng)度計(jì)算主要驗(yàn)算擠壓應(yīng)力。
＝（MPa） (3.47)
式中：——齒側(cè)面所受的擠壓應(yīng)力，MPa ；
——傳遞轉(zhuǎn)矩（按發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩計(jì)算），N?mm；
——鍵的工作長(zhǎng)度，mm；
——鍵的平均工作直徑（工作齒高中部處直徑），mm；
——轉(zhuǎn)矩在花鍵上分配不均勻系數(shù)，一般取>0.75；
——花鍵齒數(shù)。
許用擠壓應(yīng)力按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)推薦，當(dāng)<[]時(shí)，認(rèn)為擠壓強(qiáng)度符合要求。
花鍵配合選擇
第一軸上與離合器從動(dòng)盤轂相配之花鍵，采用矩形花鍵者，外徑定心，外徑表面磨削。采用漸開線花鍵者，齒側(cè)面定心，滑動(dòng)配合。
第二軸上裝同步器齒轂的花鍵，配合較緊，裝配時(shí)常用木榔頭輕壓，為保證裝配精度，多采用大外徑定心，軸上花鍵大徑磨削，齒轂一般采用中碳鋼或中碳合金鋼，內(nèi)孔不必?zé)崽幚?，因而?nèi)花鍵大徑精度能夠保證。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。當(dāng)采用滑動(dòng)齒輪掛檔時(shí)，花鍵配合應(yīng)保證滑動(dòng)自如。
中間軸上齒輪非整體式時(shí)，齒輪與軸連接方式可用單鍵（矩形或半圓鍵）或雙鍵（對(duì)分雙鍵）與齒輪和軸緊配合聯(lián)接，也可采用過盈配合連接。由于本次設(shè)計(jì)中間軸齒輪采用寶塔齒輪，中間軸是光軸，為了安裝和拆卸方便，在中間軸五檔齒輪處設(shè)置花鍵。（軸上花鍵的詳細(xì)參數(shù)請(qǐng)查閱圖紙）
5 同步器的設(shè)計(jì)
5.1 同步器的結(jié)構(gòu)
在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計(jì)所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示：
圖5-1 鎖環(huán)式同步器
1、9-變速器齒輪 2-滾針軸承 3、8-結(jié)合齒圈 4、7-鎖環(huán)（同步環(huán)）
5-彈簧 6-定位銷 10-花鍵轂 11-結(jié)合套
如圖（5-1），此類同步器的工作原理是：換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)定位銷和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對(duì)嚙合套和滑塊轉(zhuǎn)過一個(gè)角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖5-2b），使嚙合套的移動(dòng)受阻，同步器在鎖止?fàn)顟B(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。換檔