1、摘要61緒論81.1高效節能變速箱與現有變速器的8高效節能變速箱的優點與關鍵技術9高效節能變速箱應用分析和市場前景92變速器的運動分析112.1高效節能變速器運動原理圖112.2節能變速器的傳動方案分析：11后三個檔位工作時所帶動的后四根軸的傳動方案12前三個檔位工作時所帶動的前四根軸的傳動方案132.3傳動比計算與分配14低檔工作時的傳動方案14高檔工作時的傳動方案16倒檔工作時的傳動方案183變速器參數的選擇和分配193.1原動機的選擇19傳動比的選擇原則19電動機的選擇193.2計算傳動裝置的運動和動力參數21各軸的功率21各軸的轉矩224軸與軸上零件的設計與選擇234.1聯軸器的選擇2

2、34.2齒輪零件的校核234.3軸的設計與校核294.4離合器的設計394.5軸與軸上零件的結構與裝配405變速箱的結構與潤滑415.1變速器箱體的設計416結論42參考文獻43謝辭44第二部分摘 要變速器是一種通用的傳動裝置，他能夠將不同原動機構的輸入參數轉化為執行機構所需要的輸出參數，因此傳動裝置的好壞往往決定這個機構的性能；而我們設計的這種變速器具有傳動效率高、工作可靠、操作方便的顯著高點并且能夠根據工作情況的不同自動進行變速，因而它是一種節能且自動化水平較高的一種變速器；這種變速器能用到各種機動車輛和工程機械當中。機械節能變速器的設計主要包括原動機的選擇、傳動裝置的運動和動力參數計算、

3、變速器箱體內各零件的結構設計、箱體整體的裝配設計、軸 鍵 齒輪類零件的設計與校核、變速器的潤滑密封及附件的選擇與設計等。關鍵詞：傳動裝置傳動效率高節能且自動化機械節能變速器變速器箱AbstractThe transmission is a universal transmission device, he will be able to control mechanism of different input parameters into to actuator output parameters, the transmission device are determined the mec

4、hanism performance; and we designed the transmission has the advantages of high transmission efficiency, reliable work, convenient operation and remarkably high according to the work of different automatic transmission, therefore it is a kind of energy saving and higher level of automation of a gear

5、box; the transmission can be used in various motor vehicles and engineering machinery. Mechanical energy-saving speed variator design mainly includes the original motivation of selection, transmission of motion and power parameter calculation, the transmission tank body parts of the structure design

6、, the box body overall assembly design, shaft in gear design and checking, transmission lubrication seal and accessories selection and design.Keywords: transmission device in high efficiency saving energy and automation of mechanical energy transmission transmission1緒論由于生活水平的提高和科技的發展，人們對汽車性能的需求越來越高；

7、這就要求汽車的變速器的變速必要盡量多，即達到多級變速。我們設計的節能變速器具有以下優點:1節能; 2工作可靠; 3操作方便；4使用壽命長；5適用范圍廣；6制造成本低；7可根據用途制定發動機的最佳轉速。 高效節能變速器是一種創新技術，它能夠滿足機械高校發展的理念，在對傳統變速器的基礎上有了很大的突破；實現了“大功率、高效率、恒功率連續多級變速”。它既符合了世界上節能環保的觀點，又具備了開闊市場的前景。1.1高效節能變速箱與現有變速器的現有的變速器:結構上：一般變速器有四根軸組成，第一根軸是動力進入軸，插在離合器內，只要離合器踏板抬起來，它就轉，與發動機的轉速同步。第二根軸在變速器的底部，其中一個

8、齒與第一軸的一個齒永遠嚙合，跟著轉，上面有大小不同的許多齒輪。第三根軸為動力輸出軸并且與第一根軸同心安置，上面大小不同的齒輪可以前后滑動，與第二軸的齒輪嚙合，得到不同的轉速和扭矩。第四根軸是倒車軸，第二根軸要得到反向旋轉，必須增加一個齒輪。這個齒輪專門安裝在一根軸上。功能上：此變速器可以通過第二根軸上齒輪的選擇來獲得不同的傳動比，通過第一根軸上的離合器工作情況來控制整個變速器的運動情況。倒車的時候第四根軸參加工作。且傳動方案簡單，大多數情況為單級傳動比。高效節能變速器：結構上：此變速器共有七根軸組成。第一根軸為動力輸入軸，在它左面有一個自動擋和一個超越離合器；自動擋工作時它可以實現一般變速器的

9、功能。超越離合器一般情況下不工作；只有在自動擋工作且自動擋上齒輪轉速超過軸的轉速的情況下，這時齒輪通過超越離合器帶動輸入軸旋轉；此軸軸右端有用甩輪控制的兩個自動離合器，可以根據軸的轉速不同自動選擇齒輪進行傳動。第二根軸為傳動軸，此軸上的受力不大主要是起過度傳動作用。第三根軸也是傳動軸，此軸通過右端的超越離合器帶動齒輪與二軸嚙合；軸中間的兩個自動離合器只有在變速檔2工作時才有效，在有效時可以根據轉速的不同分別工作。第四軸為高速軸，在它的左端有兩個離合器分別是自動擋1和自動擋2，這兩個檔位分時工作，自動擋1工作時可以實現普通變速器的變速，自動擋2工作時可以選擇三個傳動方案的選擇；此軸的左端有兩個離

10、合器分別是高速檔和低速檔，這兩個檔位也是分時工作的，當高速檔工作時可以直接與輸出軸嚙合輸出。第五根軸為低檔軸，這個軸上有一個離合器為低檔，當低速檔和低檔同時工作此軸工作，并通過與輸出軸嚙合輸出。第六根軸為倒檔軸，只有低速檔和倒檔同時有效時它才工作。第七根軸為輸出軸，其上的兩個齒輪分別與高低檔軸上的齒輪嚙合。功能上：此變速器可以通過第四軸上的離合器實現多種變速，其傳動原理比較明確；能夠根據不同的工作壞境選擇不同的傳動方案。在自動擋不工作時，其倒檔是可以不踩離合器。兩者的具體差別：特效節能變速器除了具有一般變速器的工作特點和原理外，還具有新型的傳動方案。且因為有一個機動超越離合器（變速檔2）的存在

11、，可以實現節能的目的。81.1.1高效節能變速箱的優點與關鍵技術使用優點： 1、節能，比普通有級變速箱節約動力油15%以上，比液無級節約30%； 2、安全可靠，運行更加安全； 3、操作方便，與液無級操作一樣，電控，手控都可實現； 4、使用壽命長； 5、產品扭矩與普通有機變速箱的扭矩相同； 6、使用范圍廣，凡有變速都可使用； 7、制造成本低、易加工、利潤高； 8、高效節能變速箱可根據用途自定發動機的最佳轉速，可高可低。關鍵技術：（1）具備超越離合器；根據實際用途，超越離合器能起到連接動力和傳遞動力的作用，可給據使用條件自動工作。（2）具備自動離合器。自動離合器是一種具備一定條件才能做功的離合器，

12、一般都是利用發動機的轉速來實現。自動離合器制造的改變，使機械節能變速箱與普通有級變速箱的扭矩相同，發動機的轉速與扭矩的關系小，只有最佳轉速沒有高速，從而延長了機器的使用壽命。（3）有一個操縱式離合器控制一個超越離合器，這兩個零件相結合可以實現對多級變速比的要求，也是此變速器節能的關鍵所在。高效節能變速箱應用分析和市場前景功能特征：在輸入轉速不變的情況下，能實現輸出軸的轉速在一定范圍內多級變化，以滿足機器或生產系統運轉過程中對各種不同工況的要求。應用分析：新型節能變速箱能適應變工況工作，簡化傳動系統所以應用十分廣泛；隨著自動化程度的提高，機械節能變速傳動裝置作為一類重要的機械傳動部件，在國內外應

13、用日益廣泛；特別在生產流水線，變速機械中，甚至在轎車的變速傳動系統中也采用了機械節能變速傳動。可應用于紡織、輕工、食品、包裝、化工、起重運輸、礦山冶金等各類機械。市場前景： （一）適用產業： 很多終端產品可適合各種工程應用，如汽車、機床、紡織機械、食品機械、印刷機械、采掘機械、軋鋼機械等等。 （二）產品的先進性： 高效節能變速器可以實現多變速比傳動且可根據速比的不同自動完成變速比的選擇；此變速器還可以通過選擇一個自動檔位來完成普通變速器的功能。這樣既節能又方便。 （三）成本： 因其結構特別簡單，而且功能比較多；從性價比上分析，這個產品成本還是比較低的；因此很有市場開發的潛力。 （四）投資回報期

14、預算： 因其應用面廣以及市場需求空間大，特別是對機車的變速系統更將是一 質的飛躍，一旦設計成功和技術成熟，它將很快收回成本可以預見，新型節能變速箱在世界范圍內發展潛力十分巨大，特別是對汽車業將是一個質的飛躍。總之，高效節能節能變速器適應時代發展潮流，它的出現對汽車現有變速系統提出了強有力的挑戰，所以具有極廣闊的市場。2變速器的運動分析2.1高效節能變速器運動原理圖圖2-1節能變速器的運動簡圖2.2節能變速器的傳動方案分析：此變速器共有七根軸組成，各軸之間通過齒輪嚙合進行工作的。各齒輪與軸的連接方式有三種分別是固定在軸上，通過離合器與軸相連或通過軸承與軸相對滑動。各離合器有三種分別是用手工操作的

15、離合器，用甩掄自動控制的離合器以及超越離合器。 在駕駛室內的檔位有六個分別是自動檔、變速檔1、變速檔2、高速檔、低擋和倒檔，其中前三個檔位控制前4根軸的變速。后三個檔位控制后4根軸的變速。如圖21所示為階梯軸的零件圖1高檔倒檔低擋001010100表2-1后四根軸的檔位自動擋變速檔1變速檔2001010101110表22前四根軸的檔位其中 0表示該檔位不工作 1表示該檔位工作綜上所述此變速器共有12種傳動方案。2.2.1后三個檔位工作時所帶動的后四根軸的傳動方案方案1;高檔倒檔低擋001表2-3后四根軸的檔位傳動路線： 路線1： 齒輪18 -齒輪20 -齒輪21 -齒輪25-輸出轉矩和功率路線

16、2: 齒輪25-齒輪23 - 齒輪26-輸出里程方案2：高檔倒檔低擋010表2-4后四根軸的檔位路線1：齒輪18-齒輪20-齒輪21-齒輪25-輸出轉矩和功率路線2: 齒輪25-齒輪23-齒輪26 -輸出里程工作情況：低檔軸滑轉，里程表齒輪倒轉。方案3：高檔倒檔低檔100表2-4后四根軸的檔位路線1; 齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率路線2：齒輪24-齒輪25-齒輪23-齒輪26 -輸出里程工作情況：倒檔軸 低檔軸停轉，低檔軸上齒輪滑轉，輸出里程2.2.2前三個檔位工作時所帶動的前四根軸的傳動方案令 原動機的最佳轉速n=2000r/min n1=800r/min n2=1000r/min n

17、3=1200r/min n4=1500r/min 一軸轉速 N1 二軸轉速 N2 三軸轉速N3以上所提供的轉速是參考值，其具體的轉速可以根據離合器和甩輪的選擇來確定方案1：可以分為四種情況。自動擋變速檔1變速檔2001表2-5前四根軸的檔位(1)一軸轉速N1<n1時 一軸空轉（2）n2>N1>n1時傳動路線： 齒輪2-齒輪5-齒輪7-齒輪13-齒輪9-齒輪15（3）N1n2 N3<n3時傳動路線：齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪9-齒輪15（4）N1n2 n4N3n3時傳動路線：齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪10-齒輪16（5）N1n2 N3n4時 傳動路線：齒輪3-齒輪

18、6-齒輪12-齒輪11-齒輪17方案2：可分為三種情況。自動擋變速檔1變速檔2010表2-6前四根軸的檔位(1)一軸轉速N1<n1時 一軸空轉（2）n2>N1n1時 傳動路線：齒輪:2-齒輪5-齒輪7-齒輪13-齒輪9-齒輪14(3)N1n2時 傳動路線：齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪9-齒輪14方案3：可分為三種情況。自動擋變速檔1變速檔2101（1）N3n3時 傳動路線：齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪9-齒輪15（2）n4>N3n3時傳動路線：齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪10-齒輪16（3）N3n4時傳動路線：齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪11-齒輪17方案4：自動擋變速檔1

19、變速檔2110表2-7前四根軸的檔位傳動路線：齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪9-齒輪14前四軸的傳動方案之一和后四軸的傳動方案之一分別組合使用可以實現12種傳動方式。各傳動方案中其自由F=1，只要求有一個動力機構此變速器就有確定的運動。2.3傳動比計算與分配高效節能變速器共有12種傳動方案，因此共有12種傳動比。綜合考慮變速箱的尺寸、傳動比分配和設計的有關準則，可以選定以下齒輪齒數各齒輪的齒數為：Z1=28, Z2=25, Z3=25, Z4=28, Z5=31, Z6=31, Z6=25, Z7=17, Z8=28, Z9=23, Z10=32, Z11=39, Z12=31, Z13=39,

20、 Z14=41, Z15=41, Z16=32, Z17=25, Z18=24, Z19=37, Z20=36, Z20=25, Z21=23, Z22=35, Z23=23, Z24=25, Z25=37低檔工作時的傳動方案方案1：（1）n2>N1>n1時 齒輪2-齒輪5-齒輪7-齒輪13-齒輪9-齒輪15-齒輪18 -齒輪20 -齒輪21 -齒輪25-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z5Z13Z15Z20Z25/Z2Z7Z9Z18Z21 (2-1)（2）N1n3時N3<n3時 齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪9-齒輪15- 齒輪18 -齒輪20 -齒輪21 -齒輪25-輸

21、出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z6Z12Z15Z20Z25/Z3Z6Z9Z18Z21=（3）N1n2 n4N3n3時 齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪10-齒輪16- 齒輪18 -齒輪20 -齒輪21 -齒輪25-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z6Z12Z16Z20Z25/Z3Z6Z10Z18Z21=（4）N1n2 N3n4時 齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪11-齒輪17- 齒輪18 -齒輪20 -齒輪21 -齒輪25-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z6Z12Z17Z20Z25/Z3Z6Z11Z18Z21 =方案2：（1）n2>N1n1時 齒輪:2-齒輪5-齒輪7-齒輪13-齒輪

22、9-齒輪14-齒輪18 -齒輪20 -齒輪21-齒輪25-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z5Z13Z14Z20Z25/Z2Z7Z9Z18Z21 (2-2)=（2）N1n2時齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪9-齒輪14 -齒輪18 -齒輪20 -齒輪21-齒輪25-輸出轉矩和功率 此方案的傳動比為i=Z6Z12Z14Z20Z25/Z3Z6Z9Z18Z21=方案3:（1）N3n3時齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪9-齒輪15-齒輪18 -齒輪20 -齒輪21 -齒輪25-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z4Z8Z15Z20Z25/Z1Z4Z9Z18Z21 (2-3)=（2）n4>N3n3時

23、齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪10-齒輪16齒輪18 -齒輪20 -齒輪21 -齒輪25-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z4Z8Z16Z20Z25/Z1Z4Z10Z18Z21=（3）N3n4時 齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪11-齒輪17-齒輪18 -齒輪20 -齒輪21 -齒輪25-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z4Z8Z17Z20Z25/Z1Z4Z11Z18Z21=方案4： 齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪9-齒輪14-齒輪18 -齒輪20 -齒輪21 -齒輪25-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z4Z8Z14Z20Z25/Z1Z4Z9Z18Z21=高檔工作時的傳動方案方案5：（1）n2

24、>N1>n1時 齒輪2-齒輪5-齒輪7-齒輪13-齒輪9-齒輪15-齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z5Z13Z15Z24/Z2Z7Z9Z19 (2-4)= （2）N1n2 N3<n3時 齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪9-齒輪15-齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z6Z12Z15Z24/Z3Z6Z9Z19=（3）N1n2 n4N3n3時 齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪10-齒輪16-齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z6Z12Z16Z24/Z3Z6Z10Z19=（4）N1n2 N3n4時 齒輪3-齒輪6-齒輪12

25、-齒輪11- 齒輪17-齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z6Z12Z17Z24/Z3Z6Z11Z19=方案6：（1）n2>N1n1時 齒輪:2-齒輪5-齒輪7-齒輪13-齒輪9-齒輪14-齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z5Z13Z14Z24/Z2Z7Z9Z19（2-5）=（2）N1n2時 齒輪3-齒輪6-齒輪12-齒輪9-齒輪14-齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z6Z12Z14Z24/Z3Z6Z9Z19=方案7：（1）N3n3時齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪9-齒輪15-齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為

26、i=Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19=（2）n4>N3n3時 齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪10-齒輪16-齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19=(3)N3n4時 齒輪1-齒輪4-齒輪8-齒輪11-齒輪17-齒輪19- 齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19= 方案8：齒輪1齒輪4-齒輪8-齒輪9-齒輪14-齒輪19-齒輪24-輸出轉矩和功率此方案的傳動比為i=Z4Z8Z14Z24/Z1Z4Z9Z19 （2-7）=倒檔工作時的傳動方案倒檔工作時，其傳動方案在低檔軸的基礎上多了一對

27、齒輪嚙合，傳動方案在形式上與低檔工作時的傳動方案相似。由于倒檔不經常使用且與低檔工作方案的相似形相似；故在這里不給于說明和分析。3變速器參數的選擇和分配3.1原動機的選擇由于發動機的物理特性決定了變速箱的存在。首先，任何發動機都有其峰值轉速；其次，發動機最大功率及最大扭矩在一定的轉速區出現。比如，發動機最大功率出現在5500轉。變速箱可以在汽車行駛過程中在發動機和車輪之間產生不同的變速比，換檔可以使得發動機工作在其最佳的動力性能狀態下。理想情況下，變速箱應具有靈活的變速比。因為手里的資料不全，又是作為一個樣機來設計，所以這次先以電動機作為原動機。此變速箱傳動路線較多，而失效形式主要發生在低速檔

28、，所以這次先以低速檔檔為依據設計。此變速器工作在低速當時有三種轉動方案和10種傳動比，應根據以下原則選擇某一傳動比，若此傳動滿足校核和使用要求時整個變速器都能滿足使用要求。傳動比的選擇原則當電動機的功率一定時有公式P=FV得若轉速小時所受的力最大；又由公式i12=n1/n2得若n1一定的情況下i12越大則n2越小；傳動比的具體選擇：綜合以上兩個條件傳動比應選擇方案：（1）n2>N1n1時 齒輪:2-齒輪5-齒輪7-齒輪13-齒輪9-齒輪14-齒輪18 -齒輪20 -齒輪21-齒輪25-輸出轉矩和功率 其總傳動比為i=12.2365電動機的選擇1）選擇電動機類型 按工作要求選取Y系列一般用

29、途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。2）選擇電動機容量工作時所需的功率：w為輸出軸至輪子的效率電動機的輸入功率：P=Pw/其中為電動機至輸出軸的總效率，包括1個聯軸器，5個離合器，5對齒輪傳動，6對滾動軸承，。由表10-1（機械設計基礎課程設計）查得聯軸器效率為1=0.98,離合器效率2=0.97,一對齒輪傳動效率為3=0.97,一對滾動軸承效率為4=0.995,值計算如下：=(3-1)=所以P。=Pw/=1.782/0.7013=2.54kw根據P。選取電動機額定功率Pm，使Pm=（11.3）P。即Pm=2.543.30查表10-110（機械設計基礎課程設計）查得電動機的額定功率Pm=3K

30、w。3）選擇電動機轉速 先計算輸出軸的轉速： nw=16r/min,即箱體第七軸的轉速為： n7=16×12=192r/min上式中12為差速器傳動比，以下為差速器相關資料：差速器只是裝在兩個驅動半軸之間的一個小總成，差速器的作用就是使兩側車輪轉速不同。當裝載機轉彎時，例如左轉彎，彎心在左側，在相同的時間內右側車輪要比左側車輪走過的軌跡要長，所以右側車輪轉的要更快一些。要達到這個效果，就得通過差速器來調節。差速器由差速器殼、行星齒輪、行星齒輪軸和半軸齒輪等機械零件組成。發動機的動力經變速器從動軸進入差速器后，直接驅動差速器殼，再傳遞到行星齒輪，帶動左、右半軸齒輪，進而驅動車輪。左右半

31、軸的轉速之和等于差速器殼轉速的二倍。當裝載機直線行駛時，上述三個轉速相同。當轉彎時，由于裝載機受力情況發生變化，反饋在左右半軸上，進而破壞差速器原有的平衡，這時轉速重新分配，導致內側車輪轉速減小，外側車輪轉速增加，重新達到平衡狀態。同時，裝載機完成轉彎動作。 電動機轉速應為=n25×12.2365=2349.4r/min .查表10-110查得Y系列三相異步電動機技術數據中Y100L-2型的同步轉速為3000r/min的電動機合適，其技術數據如下表示：型號額定功率同步轉速滿載轉速電動機總重外伸軸徑軸中心高Y100L-23KW3000r/min2880r/min28mm100mm3.2

32、計算傳動裝置的運動和動力參數因為此變速箱支路較多，計算繁瑣，而失效主要發生在低速檔（工作檔）。所以這次僅以低速檔支路為例計算。各軸的轉速令電動機的轉速為Nw 第一軸的轉速N1 第二軸的N2 第三軸的轉速N3 第四軸的轉速 N4 第五軸的轉速 N5 第七軸的轉速 N6第一軸與第二軸的傳動比i12=Z5/Z2=1.24第二軸與第三軸的傳動比i23=Z13/Z7=2.294第三軸與第四軸的傳動比i34=Z14/Z9=1.7826第四軸與第五軸的傳動比i45=Z20/Z18=1.5第五軸與第七軸的傳動比i57=Z2/Z251=0.62163.2.1各軸的功率各軸的轉矩最后將計算結果填入下表：參數軸名電

33、動 機 軸一軸二軸三軸四軸五軸六軸七軸N(r/min)2880288023231012568379609P(Kw)32.942.682.52.332.102.02T(N·m)9.959.7511.0323.5939.1553.0231.69i111.242.2941.7831.50.62210.980.9130.9320.9320.9040.964軸與軸上零件的設計與選擇4.1聯軸器的選擇第一軸中間聯軸器的選則 (4-1)查機械設計表14-1得則： (4-2)綜合考慮聯軸器的軸向和徑向尺寸以及考慮軸可能選用的直徑，我選用凸緣聯軸器查機械設計基礎課程設計續表10-41選取YL4型聯軸器

34、，各數據如下表：型號公稱扭矩許用傳速nr.min軸孔直徑d(H7)m軸孔長度L/mj.j1型D(mm)D(mm)螺栓Ln(mm)數量直徑YL44095002844100803M8924.2齒輪零件的校核因為在低速檔箱體中3、4、5軸上傳遞的扭矩最大，即齒輪受力最大，所以只需對配對齒輪9和齒輪14以及配對齒輪18及齒輪20，若這兩對齒輪滿足條件，則其余齒輪也滿足。由前面的計算知T3=23.59N·m T4=39.15 N·m T5=53.02 N·mN3=1012r/min n4=568r/min n5=379r/min3軸到4軸傳動比i34=1.783 4軸到5軸

35、傳動比i45=1.5對3軸到4軸的齒輪進行校核【1】選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數按原理圖所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；裝載機為一般工作機器，選用7級精度（GB 1009588）；材料選擇由機械設計表10-1選擇小齒輪及大齒輪材料均為40Cr（調質）硬度均為280HBS；選小齒輪齒數Z9=23 大齒輪齒數Z14= i34·Z9=23×1.783=41.009 取Z2=35；【2】按齒面接觸疲勞強度設計d1為齒輪9的分度圓直徑 T3為三軸轉矩 ZH為區域系數 ZE為彈性影響系數 傳動比u=i34標準值齒輪時ZH=2.5 (4-3)2-1確定公式內的各計算值1）預選齒

36、寬B=67mm m=3mm 則分度圓直徑d1=mz=23×3=69mm 齒寬系數d=B/d1=67/69=0.9712) 由表106查的材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa 3）由圖1021d按齒面硬度查的小齒輪與大齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1=Hlim2=840 MPa4）由式1013計算應力循環次數：預定壽命Lh=24000小時5）由圖1019查的接觸疲勞壽命系數KHN1=1.05 KHN2=1.086）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1 由式（1012）得H1H2= KHN2Hlim2/S=1.08×840/1=907.2 MPa7) 計算載

37、荷系數V=d1tn4/60×1000=3.14×69×1012/60×1000=3.564m/s 由V=3.564m/s 查圖108得動載荷系數KV=1.1 直齒輪，假設KAFt/B<100N/mm 由表103查得KH=KF=1.2 由表102查得使用系數KA=1 由表104查得7級精度、3軸齒輪相對支撐非對稱布置時KH 由B/h=9.926 FH=1.40041 查圖1013得 KF=1.42故載荷系數K=KAKVKHKH2-2校核小齒輪分度圓直徑d1，代入H中較小的值63mm 所以小齒輪合適。【3】按齒根彎曲強度設計 由式（105）得彎曲強度設

38、計公式為： (4-4) 為了簡化計算，前面已預選了一個模數m=3，這里僅校核該模數是否滿足齒根彎曲強度即可。3-1確定公式內各計算數值 1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為FE1=FE2=670 MPa 2）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1= 0.85 KFN2=0.88 3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4F1= KFN1FE1/S=F2= KFN2FE2/S4) 計算載荷系數 K=KAKVKFKF5）查取齒形系數 由表105查得 YF1=2.76 YF2=2.456）查取應力校正系數 由表105查得Ys1=1.56 Ys2=1.627）計算大小齒輪的Y

39、F Ys/F并加以比較YF1 Ys1/F1=YF2 Ys2/F2= 小齒輪的數據大3-2設計計算mm3mm所以預選模數m=3mm合適。【4】幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 d1=mZ1d2=mZ22)中心距a 3)齒寬為b1=65mm b2=18mm【5】驗算 FtKA Ft/B 合適【6】繪制結構零件圖如下圖4-1 零件圖對4軸到5軸的齒輪進行設計選定齒輪類型精度等級、材料及齒輪1） 選用直齒圓柱齒輪傳動2） 選用6級精度（GB 1009588）3） 材料選擇 由表101選擇大小齒輪齒數材料均為40Cr(調質后表面淬火)，硬度均為350HBS4） 選小齒輪齒數z18=24,大齒輪齒數z20

40、 =z18·i 取z2=36【1】 按齒面接觸強度設計 d1t2.32 (4-5)2-1確定公式中各計算數值1）預選齒寬B=20mm 模數m=3mm 則分度圓直徑d18=mz18=72mm 齒寬系數d=B/d=20/72=0.2782) 由表106查得材料的彈性影響系數ZE=189.8 MPa3）由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪、大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1= Hlim2 =925 MPa4）由式1013計算應力循環次數：N1N25) 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數 KHN1=1.07 KHN2=1.096）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1 由式101

41、2得H1H27）計算載荷系數 V 由V=1.87m/s 查圖108得動載荷系數KV=1.03 直齒輪，假設KAFt/B100N/mm 由表103查得KH=KF=1 由表102查得使用系數KA=1 由表104查得6級精度、硬齒面齒輪，非對稱布置時KH 由B/h=2.95 FH=1.071 查圖1013得 KF=1.04故載荷系數K=KAKVKHKH=1×1.03×1×1.071=1.1022-2 校核小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值63mm所以小齒輪滿足。【2】 按齒根彎曲疲勞強度公式校核預選模數 由式（105）得彎曲強度設計公式為： (4-6)3-1確定公

42、式內各計算數值 1）由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為FE1=FE2=700 MPa 2）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數 KFN1= 0.85 KFN2=0.88 3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4F1F24) 計算載荷系數K5）查取齒形系數 由表105查得 YF1=2.91 YF2=2.526）查取應力校正系數 由表105查得Ys1=1.53 Ys2=1.6257）計算大小齒輪的YF Ys/F并加以比較YF1 Ys1/F1YF2 Ys2/F2 小齒輪的數據大所以預選模數m=3mm合適。【4】幾何尺寸計算 1）計算分度圓直徑 d18d20 3)齒寬為b1=20mm

43、 b2=20mm【5】驗算 Ft 合適【6】繪制齒輪零件圖小齒輪如圖所示：圖4-2齒輪零件圖4.3軸的設計與校核根據以上所受的轉矩分析由于三軸、四軸、五軸和七軸所受的轉矩較大，其中五軸所受的轉矩最大，而四軸的結構最復雜,第三軸的齒輪半徑最小。因此只要校核和計算第三軸、第四軸和第五軸，其它軸可以參考這三個軸進行設計。由前面的計算知：作用在4、5軸上的功率P，轉速n和轉矩T分別為： P3=2.5kwP4=2.33kw P5=2.10kw N3=1012r/min N4=568r/min N5=379r/min T3=23.59N·m T4=39.15N·m T5=53.02N&

44、#183;m求作用在齒輪上的力 由前面計算知，各齒輪分度圓直徑為：D9=mz=3×23=69mm d13=mz=3×39=117mmd14=mz=3×41=123mm d18=mz=3×24=72mm d20=mz=3×36=108mm d20=mz=3×25=75mm各軸的受力分析圖分別如下所示：三軸的受力分析和設計圖4-3軸的受力分析圖4-4軸的扭矩圖圖4-5軸的扭矩圖圖4-6軸的設計圖其中F1 F2F3F4未知 有裝配尺寸得：=77mm=310mm=337mm由獨立的力學方程：代入數據得F2=78.175N F1=-180.25

45、NF4=527.2N F3=559.86N由于軸上各力已經算出，根據各力算出所受的彎矩圖和扭矩圖；其中圖上的數據由力學的相關公式算出；所做的圖如上圖所示 由于軸的上面有孔，故取軸的最小直徑為35mm。軸的結構設計如上圖所示。在B點時所受的總彎矩最大且所受的總彎矩為彎曲模量的計算公式按表15-1選用(4-7)彎曲疲勞極限由表15-1得此軸所受的扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6由軸的第三強度理論的軸的彎扭合成強度為=12.44MP (4-8)此軸滿足使用要求四軸的受力分析與設計圖4-7軸的受力分析圖4-8軸的受扭矩圖圖4-9軸的抗扭強度圖圖4-10軸的設計圖其中Fa1 Fa2 Fd1 Fd2

46、 未知 有裝配尺寸得：=47mm=203mm=337mm由獨立的力學方程：代入數據得Fd1=-235.82N Fa1=-141.34NFd2=662.2N Fa2=476.52N由于軸上各力已經算出，根據各力算出所受的彎矩圖和扭矩圖；其中圖上的數據由力學的相關公式算出；所做的圖如上圖所示 由于軸的上面有孔，故取軸的最小直徑為35mm。軸的結構設計如上圖所示。在B點時所受的總彎矩最大且所受的總彎矩為彎曲模量的計算公式按表15-1選用(4-9)彎曲疲勞極限由表15-1得此軸所受的扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6由軸的第三強度理論的軸的彎扭合成強度為=25.44MP (4-10)此軸滿足使用要

47、求五軸的受力分析與設計圖4-11軸的受力分析圖圖4-12軸的扭矩圖圖4-13軸的抗扭強度圖圖4-14軸的設計圖其中Fa1 Fa2 Fd1 Fd2 未知 有裝配尺寸得方程：代入數據得Fdy=-63.3N Fay=-94.46N：=208mm=240mm=337mm由獨立的力學Fdx=174N Fax=259.5N由于軸上各力已經算出，根據各力算出所受的彎矩圖和扭矩圖；其中圖上的數據由力學的相關公式算出；所做的圖如上圖所示 初選軸的最小直徑:取3軸的材料為45號鋼，調質處理，根據表153取A0=120 于是得:由于軸的上面有孔，故取軸的最小直徑為35mm。軸的結構設計如上圖所示。在B點時所受的總彎

48、矩最大且所受的總彎矩為彎曲模量的計算公式按表15-1選用彎曲疲勞極限由表15-1得此軸所受的扭轉切應力為脈動循環變應力，取=0.6由軸的第三強度理論的軸的彎扭合成強度為=60MP (4-11)此軸滿足使用要求4.3軸承的設計與選用軸承都選用標準件，因此按配合軸的軸頸尺寸不同可以根據機械設計基礎課程設計表10-35查得相應的數據。此裝配圖需要18個軸承；其中包括16個深溝球軸承和2個推力球軸承，下面將分別選取。深溝球軸承：性能和特點：主要承受徑向載荷，也可以同時承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最小。在高速運轉時，可用于承受純軸向載荷。大量生產，價格最低。 選用原因 ：所選軸承的工作場所是軸的兩端和

49、齒輪與軸的結合處。 在工作時幾乎不受軸向力的作用，而且工作時需要很大轉速。我們的變速器當中由于所選用的軸承比較多，考慮經濟方面的原因等因素，我們選用了深溝球軸承。 選用類型：考慮與軸配合處所需要的直徑不同，所選用的軸承直徑不同，從而能夠選擇出軸承的型號。具體選擇如下： 一軸軸承：一軸的兩個軸承可選用型號為6207二軸軸承：軸兩端的軸承可選用型號為6304，與齒輪4結合的軸承選擇型號為6305，與齒輪6結合處的軸承型號為6008三軸軸承：軸兩端的軸承可選用型號為6207四軸軸承：軸兩端的軸承可選用型號為6207五軸軸承：軸兩端的軸承可選用型號為6206六軸軸承：軸兩端的軸承可選用型號為6206七

50、軸軸承：軸兩端的軸承可選用型號為6208推力球軸承：性能和特點：只承受軸向載荷。高速時離心力大，鋼球與保持架磨損，發熱嚴重，壽命降低，故極限轉速很低。為了防止鋼球與滾道之間的滑動，工作時必須加有一定的軸向載荷。軸線必須與軸承座底面垂直，載荷必須與軸線重合，以保證鋼球載荷的均勻分布。選用原因 ：所選軸承的工作場所是手動檔的推環與檔塊的結合部分。目的是，承受來至推環的單向的軸向推力推力。選著型號：一軸的兩個推力球軸承應選用型號為51107.根據其基本額定負荷及工作壽命校核合適。4.4離合器的設計離合器是汽車傳動系中的重要部件。目前汽車離合器有摩擦式離合器、液力偶合器、電磁離合器等幾種，廣泛采用的是用彈簧壓緊的摩擦離合器。為了能簡化