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汽车变速器设计

毕业设计论文

摘 要 6
1绪论 8
1.1高效节能变速箱与现有变速器的 8
1.1.1高效节能变速箱的优点与关键技术 9
1.1.2高效节能变速箱应用分析和市场前景 9
2变速器的运动分析 11
2.1高效节能变速器运动原理图 11
2.2节能变速器的传动方案分析： 11
2.2.1后三个档位工作时所带动的后四根轴的传动方案 12
2.2.2前三个档位工作时所带动的前四根轴的传动方案 13
2.3传动比计算与分配 14
2.3.1低档工作时的传动方案 14
2.3.1高档工作时的传动方案 16
2.3.1倒档工作时的传动方案 18
3变速器参数的选择和分配 19
3.1原动机的选择 19
3.1.1传动比的选择原则 19
3.1.2电动机的选择 19
3.2计算传动装置的运动和动力参数 21
3.2.1各轴的功率 21
3.2.2各轴的转矩 22
4轴与轴上零件的设计与选择 23
4.1联轴器的选择 23
4.2齿轮零件的校核 23
4.3轴的设计与校核 29
4.4离合器的设计 39
4.5轴与轴上零件的结构与装配 40
5变速箱的结构与润滑 41
5.1变速器箱体的设计 41
6结 论 42
参 考 文 献 43
谢　辞 44

55

第二部分
摘 要
变速器是一种通用的传动装置，他能够将不同原动机构的输入参数转化为执行机构所需要的输出参数，因此传动装置的好坏往往决定这个机构的性能；而我们设计的这种变速器具有传动效率高、工作可靠、操作方便的显著高点并且能够根据工作情况的不同自动进行变速，因而它是一种节能且自动化水平较高的一种变速器；这种变速器能用到各种机动车辆和工程机械当中。机械节能变速器的设计主要包括原动机的选择、传动装置的运动和动力参数计算、变速器箱体内各零件的结构设计、箱体整体的装配设计、轴 键 齿轮类零件的设计与校核、变速器的润滑密封及附件的选择与设计等。

关键词：传动装置 传动效率高 节能且自动化 机械节能变速器 变速器箱

Abstract
The 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 mechanism 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 gearbox; 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, 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 transmission

1绪论
由于生活水平的提高和科技的发展，人们对汽车性能的需求越来越高；这就要求汽车的变速器的变速必要尽量多，即达到多级变速。我们设计的节能变速器具有以下优点:1节能; 2工作可靠; 3操作方便；4使用寿命长；5适用范围广；6制造成本低；7可根据用途制定发动机的最佳转速。
高效节能变速器是一种创新技术，它能够满足机械高校发展的理念，在对传统变速器的基础上有了很大的突破；实现了“大功率、高效率、恒功率连续多级变速”。它既符合了世界上节能环保的观点，又具备了开阔市场的前景。
1.1高效节能变速箱与现有变速器的
现有的变速器:
结构上：一般变速器有四根轴组成，第一根轴是动力进入轴，插在离合器内，只要离合器踏板抬起来，它就转，与发动机的转速同步。第二根轴在变速器的底部，其中一个齿与第一轴的一个齿永远啮合，跟着转，上面有大小不同的许多齿轮。第三根轴为动力输出轴并且与第一根轴同心安置，上面大小不同的齿轮可以前后滑动，与第二轴的齿轮啮合，得到不同的转速和扭矩。第四根轴是倒车轴，第二根轴要得到反向旋转，必须增加一个齿轮。这个齿轮专门安装在一根轴上。
功能上：此变速器可以通过第二根轴上齿轮的选择来获得不同的传动比，通过第一根轴上的离合器工作情况来控制整个变速器的运动情况。倒车的时候第四根轴参加工作。且传动方案简单，大多数情况为单级传动比。
高效节能变速器：
结构上：此变速器共有七根轴组成。第一根轴为动力输入轴，在它左面有一个自动挡和一个超越离合器；自动挡工作时它可以实现一般变速器的功能。超越离合器一般情况下不工作；只有在自动挡工作且自动挡上齿轮转速超过轴的转速的情况下，这时齿轮通过超越离合器带动输入轴旋转；此轴轴右端有用甩轮控制的两个自动离合器，可以根据轴的转速不同自动选择齿轮进行传动。第二根轴为传动轴，此轴上的受力不大主要是起过度传动作用。第三根轴也是传动轴，此轴通过右端的超越离合器带动齿轮与二轴啮合；轴中间的两个自动离合器只有在变速档2工作时才有效，在有效时可以根据转速的不同分别工作。第四轴为高速轴，在它的左端有两个离合器分别是自动挡1和自动挡2，这两个档位分时工作，自动挡1工作时可以实现普通变速器的变速，自动挡2工作时可以选择三个传动方案的选择；此轴的左端有两个离合器分别是高速档和低速档，这两个档位也是分时工作的，当高速档工作时可以直接与输出轴啮合输出。第五根轴为低档轴，这个轴上有一个离合器为低档，当低速档和低档同时工作此轴工作，并通过与输出轴啮合输出。第六根轴为倒档轴，只有低速档和倒档同时有效时它才工作。第七根轴为输出轴，其上的两个齿轮分别与高低档轴上的齿轮啮合。
功能上：此变速器可以通过第四轴上的离合器实现多种变速，其传动原理比较明确；能够根据不同的工作坏境选择不同的传动方案。在自动挡不工作时，其倒档是可以不踩离合器。
两者的具体差别：特效节能变速器除了具有一般变速器的工作特点和原理外，还具有新型的传动方案。且因为有一个机动超越离合器（变速档2）的存在，可以实现节能的目的。[8]
1.1.1高效节能变速箱的优点与关键技术
使用优点：
• 1、节能，比普通有级变速箱节约动力油15%以上，比液无级节约30%；
• 2、安全可靠，运行更加安全；
• 3、操作方便，与液无级操作一样，电控，手控都可实现；
• 4、使用寿命长；
• 5、产品扭矩与普通有机变速箱的扭矩相同；
• 6、使用范围广，凡有变速都可使用；
• 7、制造成本低、易加工、利润高；
• 8、高效节能变速箱可根据用途自定发动机的最佳转速，可高可低。
关键技术：
（1）具备超越离合器；根据实际用途，超越离合器能起到连接动力和传递动力的作用，可给据使用条件自动工作。
（2）具备自动离合器。自动离合器是一种具备一定条件才能做功的离合器，一般都是利用发动机的转速来实现。自动离合器制造的改变，使机械节能变速箱与普通有级变速箱的扭矩相同，发动机的转速与扭矩的关系小，只有最佳转速没有高速，从而延长了机器的使用寿命。
（3）有一个操纵式离合器控制一个超越离合器，这两个零件相结合可以实现对多级变速比的要求，也是此变速器节能的关键所在。
1.1.2高效节能变速箱应用分析和市场前景
功能特征：在输入转速不变的情况下，能实现输出轴的转速在一定范围内多级变化，以满足机器或生产系统运转过程中对各种不同工况的要求。
应用分析：新型节能变速箱能适应变工况工作，简化传动系统．所以应用十分广泛；随着自动化程度的提高，机械节能变速传动装置作为一类重要的机械传动部件，在国内外应用日益广泛；特别在生产流水线，变速机械中，甚至在轿车的变速传动系统中也采用了机械节能变速传动。可应用于纺织、轻工、食品、包装、化工、起重运输、矿山冶金等各类机械。
市场前景：
• （一）适用产业：
• 很多终端产品可适合各种工程应用，如汽车、机床、纺织机械、食品机械、印刷机械、采掘机械、轧钢机械等等。
• （二）产品的先进性：
• 高效节能变速器可以实现多变速比传动且可根据速比的不同自动完成变速比的选择；此变速器还可以通过选择一个自动档位来完成普通变速器的功能。这样既节能又方便。
• （三）成本：
• 因其结构特别简单，而且功能比较多；从性价比上分析，这个产品成本还是比较低的；因此很有市场开发的潜力。
• （四）投资回报期预算：
• 因其应用面广以及市场需求空间大，特别是对机车的变速系统更将是一 质的飞跃，一旦设计成功和技术成熟，它将很快收回成本．
可以预见，新型节能变速箱在世界范围内发展潜力十分巨大，特别是对汽车业将是一个质的飞跃。总之，高效节能节能变速器适应时代发展潮流，它的出现对汽车现有变速系统提出了强有力的挑战，所以具有极广阔的市场。

2变速器的运动分析
2.1高效节能变速器运动原理图
图2-1节能变速器的运动简图
2.2节能变速器的传动方案分析：
此变速器共有七根轴组成，各轴之间通过齿轮啮合进行工作的。各齿轮与轴的连接方式有三种分别是固定在轴上，通过离合器与轴相连或通过轴承与轴相对滑动。各离合器有三种分别是用手工操作的离合器，用甩抡自动控制的离合器以及超越离合器。
在驾驶室内的档位有六个分别是自动档、变速档1、变速档2、高速档、低挡和倒档，其中前三个档位控制前4根轴的变速。后三个档位控制后4根轴的变速。
如图2―1所示为阶梯轴的零件图[1]
高档
倒档
低挡
0
0
1
0
1
0
1
0
0
表2-1后四根轴的档位
自动挡
变速档1
变速档2
0
0
1
0
1
0
1
0
1
1
1
0
表2―2前四根轴的档位
其中 0表示该档位不工作
1表示该档位工作
综上所述此变速器共有12种传动方案。
2.2.1后三个档位工作时所带动的后四根轴的传动方案
方案1;
高档
倒档
低挡
0
0
1
表2-3后四根轴的档位
传动路线：
路线1： 齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21 ----齿轮25----输出转矩和功率
路线2: 齿轮25------齿轮23 ---- 齿轮26------输出里程
方案2：
高档
倒档
低挡
0
1
0
表2-4后四根轴的档位
路线1： 齿轮18-----齿轮20-----齿轮21-----齿轮25-----输出转矩和功率
路线2: 齿轮25-----齿轮23-----齿轮26 -----输出里程
工作情况：低档轴滑转，里程表齿轮倒转。
方案3：
高档
倒档
低档
1
0
0
表2-4后四根轴的档位
路线1; 齿轮19------齿轮24----输出转矩和功率
路线2： 齿轮24------齿轮25-----齿轮23-----齿轮26 -----输出里程
工作情况：倒档轴 低档轴停转，低档轴上齿轮滑转，输出里程
2.2.2前三个档位工作时所带动的前四根轴的传动方案
令 原动机的最佳转速n=2000r/min n1=800r/min n2=1000r/min
n3=1200r/min n4=1500r/min
一轴转速 N1 二轴转速 N2 三轴转速N3
以上所提供的转速是参考值，其具体的转速可以根据离合器和甩轮的选择来确定
方案1：可以分为四种情况。
自动挡
变速档1
变速档2
0
0
1
表2-5前四根轴的档位
(1)一轴转速N1<n1时 一轴空转
（2）n2>N1>n1时
传动路线： 齿轮2-----齿轮5-----齿轮7-----齿轮13-----齿轮9-----齿轮15
（3）N1n2 N3<n3时
传动路线：齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮9-----齿轮15
（4）N1n2 n4N3n3时
传动路线：齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮10-----齿轮16
（5）N1n2 N3n4时
传动路线：齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮11-----齿轮17
方案2：可分为三种情况。
自动挡
变速档1
变速档2
0
1
0
表2-6前四根轴的档位
(1)一轴转速N1<n1时 一轴空转
（2）n2>N1n1时
传动路线：齿轮:2-----齿轮5-----齿轮7-----齿轮13-----齿轮9-----齿轮14
(3)N1n2时
传动路线：齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮9-----齿轮14
方案3：可分为三种情况。
自动挡
变速档1
变速档2
1
0
1
（1）N3n3时
传动路线：齿轮1-----齿轮4-----齿轮8-----齿轮9-----齿轮15
（2）n4>N3n3时
传动路线：齿轮1-----齿轮4-----齿轮8-----齿轮10-----齿轮16
（3）N3n4时
传动路线：齿轮1-----齿轮4-----齿轮8-----齿轮11-----齿轮17
方案4：
自动挡
变速档1
变速档2
1
1
0
表2-7前四根轴的档位
传动路线：齿轮1-----齿轮4-----齿轮8-----齿轮9-----齿轮14
前四轴的传动方案之一和后四轴的传动方案之一分别组合使用可以实现12种传动方式。各传动方案中其自由F=1，只要求有一个动力机构此变速器就有确定的运动。
2.3传动比计算与分配
高效节能变速器共有12种传动方案，因此共有12种传动比。
综合考虑变速箱的尺寸、传动比分配和设计的有关准则，可以选定以下齿轮齿数
各齿轮的齿数为：Z1=28, Z2=25, Z3=25, Z4=28, Z5=31, Z6=31, Z’6=25, Z7=17, Z8=28, Z9=23, Z10=32, Z11=39, Z12=31, Z13=39, Z14=41, Z15=41, Z16=32, Z17=25, Z18=24, Z19=37, Z20=36, Z’20=25, Z21=23, Z22=35, Z23=23, Z24=25, Z25=37
2.3.1低档工作时的传动方案
方案1：（1）n2>N1>n1时 齿轮2-----齿轮5-----齿轮7-----齿轮13-----齿轮9-----齿轮15------齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21 ----齿轮25----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i=Z5Z13Z15Z20Z25/Z2Z7Z9Z18Z21 (2-1)

（2）N1n3时N3<n3时 齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮9-----齿轮15------- 齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21 ----齿轮25----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z6Z12Z15Z20Z25/Z3Z6Z9Z18Z21
=

（3）N1n2 n4N3n3时 齿轮3---齿轮6----齿轮12-----齿轮10-----齿轮16--- 齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21 ----齿轮25----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z6Z12Z16Z20Z25/Z3Z6Z10Z18Z21
=

（4）N1n2 N3n4时 齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮11-----齿轮17--- 齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21 ----齿轮25----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z6Z12Z17Z20Z25/Z3Z6Z11Z18Z21
=

方案2：（1）n2>N1n1时 齿轮:2-----齿轮5-----齿轮7-----齿轮13-----齿轮9-----齿轮14---齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21----齿轮25----输出转矩和功率此方案的传动比为
i= Z5Z13Z14Z20Z25/Z2Z7Z9Z18Z21 (2-2)
=

（2） N1n2时 齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮9-----齿轮14 -----齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21----齿轮25----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z6Z12Z14Z20Z25/Z3Z’6Z9Z18Z21
=

方案3:（1）N3n3时 齿轮1-----齿轮4-----齿轮8-----齿轮9-----齿轮15---------齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21 ----齿轮25----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z4Z8Z15Z20Z25/Z1Z4Z9Z18Z21 (2-3)
=

（2）n4>N3n3时 齿轮1------齿轮4------齿轮8-------齿轮10-----齿轮16—齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21 ----齿轮25----输出转矩和功率 此方案的传动比为 i= Z4Z8Z16Z20Z25/Z1Z4Z10Z18Z21
=

（3）N3n4时 齿轮1------齿轮4------齿轮8------齿轮11-----齿轮17--------齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21 ----齿轮25----输出转矩和功率 此方案的传动比为 i= Z4Z8Z17Z20Z25/Z1Z4Z11Z18Z21
=

方案4： 齿轮1-----齿轮4-----齿轮8-----齿轮9-----齿轮14----齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21 ----齿轮25----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i=Z4Z8Z14Z20Z25/Z1Z4Z9Z18Z21
=

2.3.1高档工作时的传动方案
方案5：（1）n2>N1>n1时 齿轮2-----齿轮5-----齿轮7-----齿轮13-----齿轮9-----齿轮15-----齿轮19------齿轮24----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z5Z13Z15Z24/Z2Z7Z9Z19 (2-4)
=

（2）N1n2 N3<n3时 齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮9-----齿轮15-----齿轮19------齿轮24----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z6Z12Z15Z24/Z3Z6Z9Z19
=

（3）N1n2 n4N3n3时 齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮10-----齿轮16--------齿轮19------齿轮24----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z6Z12Z16Z24/Z3Z6Z10Z19
=

（4）N1n2 N3n4时 齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮11---- 齿轮17------齿轮19------齿轮24----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z6Z12Z17Z24/Z3Z6Z11Z19
=

方案6：（1）n2>N1n1时 齿轮:2-----齿轮5-----齿轮7-----齿轮13-----齿轮9-----齿轮14------齿轮19------齿轮24----输出转矩和功率 此方案的传动比为 i= Z5Z13Z14Z24/Z2Z7Z9Z19 （2-5）
=

（2）N1n2时 齿轮3-----齿轮6-----齿轮12-----齿轮9-----齿轮14-----齿轮19------齿轮24----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z6Z12Z14Z24/Z3Z6Z9Z19
=

方案7：（1）N3n3时齿轮1-----齿轮4-----齿轮8-----齿轮9-----齿轮15----齿轮19---齿轮24----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19
=

（2）n4>N3n3时 齿轮1-----齿轮4-----齿轮8-----齿轮10-----齿轮16-----齿轮19------齿轮24----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19
=

(3) N3n4时 齿轮1-----齿轮4-----齿轮8-----齿轮11-----齿轮17-----齿轮19--- 齿轮24----输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z4Z8Z15Z24/Z1Z4Z9Z19
=

方案8： 齿轮1—齿轮4---齿轮8---齿轮9---齿轮14--齿轮19--齿轮24--输出转矩和功率 此方案的传动比为
i= Z4Z8Z14Z24/Z1Z4Z9Z19 （2-7）
=

2.3.1倒档工作时的传动方案
倒档工作时，其传动方案在低档轴的基础上多了一对齿轮啮合，传动方案在形式上与低档工作时的传动方案相似。由于倒档不经常使用且与低档工作方案的相似形相似；故在这里不给于说明和分析。

3变速器参数的选择和分配
3.1原动机的选择
由于发动机的物理特性决定了变速箱的存在。首先，任何发动机都有其峰值转速；其次，发动机最大功率及最大扭矩在一定的转速区出现。比如，发动机最大功率出现在5500转。变速箱可以在汽车行驶过程中在发动机和车轮之间产生不同的变速比，换档可以使得发动机工作在其最佳的动力性能状态下。理想情况下，变速箱应具有灵活的变速比。
因为手里的资料不全，又是作为一个样机来设计，所以这次先以电动机作为原动机。
此变速箱传动路线较多，而失效形式主要发生在低速档，所以这次先以低速档档为依据设计。此变速器工作在低速当时有三种转动方案和10种传动比，应根据以下原则选择某一传动比，若此传动满足校核和使用要求时整个变速器都能满足使用要求。
3.1.1传动比的选择原则
当电动机的功率一定时有公式P=FV得若转速小时所受的力最大；又由公式i12=n1/n2得若n1一定的情况下i12越大则n2越小；
传动比的具体选择：综合以上两个条件传动比应选择方案：（1）n2>N1n1时 齿轮:2-----齿轮5-----齿轮7-----齿轮13-----齿轮9-----齿轮14---齿轮18 -----齿轮20 ----齿轮21----齿轮25----输出转矩和功率 其总传动比为i=12.2365
3.1.2电动机的选择
1）选择电动机类型
按工作要求选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
2）选择电动机容量
工作时所需的功率：
w为输出轴至轮子的效率
电动机的输入功率：P=Pw/η
其中η为电动机至输出轴的总效率，包括1个联轴器，5个离合器，5对齿轮传动，6对滚动轴承，。由表10-1（《机械设计基础课程设计》）查得联轴器效率为1=0.98,离合器效率2=0.97,一对齿轮传动效率为3=0.97,一对滚动轴承效率为4=0.995, 值计算如下：
= (3-1)
=

所以P。=Pw/=1.782/0.7013=2.54kw
根据P。选取电动机额定功率Pm，使Pm=（1～1.3）P。
即 Pm=2.54～3.30
查表10-110（《机械设计基础课程设计》）查得电动机的额定功率Pm=3Kw。
3）选择电动机转速
先计算输出轴的转速：
nw=16r/min,即箱体第七轴的转速为：
n7=16×12=192r/min
上式中12为差速器传动比，以下为差速器相关资料：
差速器只是装在两个驱动半轴之间的一个小总成，差速器的作用就是使两侧车轮转速不同。当装载机转弯时，例如左转弯，弯心在左侧，在相同的时间内右侧车轮要比左侧车轮走过的轨迹要长，所以右侧车轮转的要更快一些。要达到这个效果，就得通过差速器来调节。差速器由差速器壳、行星齿轮、行星齿轮轴和半轴齿轮等机械零件组成。
发动机的动力经变速器从动轴进入差速器后，直接驱动差速器壳，再传递到行星齿轮，带动左、右半轴齿轮，进而驱动车轮。左右半轴的转速之和等于差速器壳转速的二倍。当装载机直线行驶时，上述三个转速相同。当转弯时，由于装载机受力情况发生变化，反馈在左右半轴上，进而破坏差速器原有的平衡，这时转速重新分配，导致内侧车轮转速减小，外侧车轮转速增加，重新达到平衡状态。同时，装载机完成转弯动作。
电动机转速应为=n25×12.2365=2349.4r/min .
查表10-110查得Y系列三相异步电动机技术数据中Y100L-2型的同步转速为3000r/min的电动机合适，其技术数据如下表示：
型号
额定功率
同步转速
满载转速
电动机总重
外伸轴径
轴中心高
Y100L-2
3KW
3000r/min
2880r/min

28mm
100mm
3.2计算传动装置的运动和动力参数
因为此变速箱支路较多，计算繁琐，而失效主要发生在低速档（工作档）。所以这次仅以低速档支路为例计算。
各轴的转速
令电动机的转速为Nw 第一轴的转速N1 第二轴的N2 第三轴的转速N3 第四轴的转速 N4 第五轴的转速 N5 第七轴的转速 N6
第一轴与第二轴的传动比i12=Z5/Z2=1.24
第二轴与第三轴的传动比i23=Z13/Z7=2.294
第三轴与第四轴的传动比i34=Z14/Z9=1.7826
第四轴与第五轴的传动比i45=Z20/Z18=1.5
第五轴与第七轴的传动比i57=Z2/Z251=0.6216

3.2.1各轴的功率

3.2.2各轴的转矩

最后将计算结果填入下表：

参数
轴名
电动 机 轴
一轴
二轴
三轴
四轴
五轴
六轴
七轴
N(r/min)
2880
2880
2323
1012
568
379

609
P(Kw)
3
2.94
2.68
2.5
2.33
2.10

2.02
T(N·m)
9.95
9.75
11.03
23.59
39.15
53.02

31.69
i
1
1
1.24
2.294
1.783
1.5
0.622
η
1
0.98
0.913
0.932
0.932
0.904

0.96

4轴与轴上零件的设计与选择
4.1联轴器的选择
第一轴中间联轴器的选则
(4-1)
查《机械设计》表14-1得
则： (4-2)
综合考虑联轴器的轴向和径向尺寸以及考虑轴可能选用的直径，我选用凸缘联轴器查《机械设计基础课程设计》续表10-41选取YL4型联轴器，各数据如下表：
型号
公称扭矩

许用传速
[n]
r.min
轴孔直径
d(H7)
m
轴孔长度
L/m
j.j1型
D(mm)
D(mm)
螺栓
Ln(mm)

数量
直径

YL4
40
9500
28
44
100
80
3
M8
92
4.2齿轮零件的校核
因为在低速档箱体中3、4、5轴上传递的扭矩最大，即齿轮受力最大，所以只需对配对齿轮9和齿轮14以及配对齿轮18及齿轮20，若这两对齿轮满足条件，则其余齿轮也满足。
由前面的计算知
T3=23.59N·m T4=39.15 N·m T5=53.02 N·m
N3=1012r/min n4=568r/min n5=379r/min
3轴到4轴传动比i34=1.783 4轴到5轴传动比i45=1.5
对3轴到4轴的齿轮进行校核
【1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
按原理图所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；
装载机为一般工作机器，选用7级精度（GB 10095—88）；
材料选择由《机械设计》表10-1选择小齿轮及大齿轮材料均为40Cr（调质）硬度均为280HBS；
选小齿轮齿数Z9=23 大齿轮齿数Z14= i34·Z9=23×1.783=41.009
取 Z2=35；
【2】按齿面接触疲劳强度设计
d1为齿轮9的分度圆直径 T3为三轴转矩 ZH为区域系数 ZE为弹性影响系数 传动比u= i34 标准值齿轮时ZH=2.5
(4-3)

2-1确定公式内的各计算值
1）预选齿宽B=67mm m=3mm 则分度圆直径d1=mz=23×3=69mm
齿宽系数фd=B/d1=67/69=0.971
2) 由表10—6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
3）由图10—21d按齿面硬度查的小齿轮与大齿轮的接触疲劳强度极σHlim1=σHlim2=840 MPa
4）由式10—13计算应力循环次数：

预定寿命Lh=24000小时
5）由图10—19查的接触疲劳寿命系数KHN1=1.05 KHN2=1.08
6）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1 由式（10—12）得
[σH]1
[σH]2= KHN2σHlim2/S=1.08×840/1=907.2 MPa
7) 计算载荷系数
V=πd1tn4/60×1000=3.14×69×1012/60×1000=3.564m/s
由V=3.564m/s 查图10—8得动载荷系数KV=1.1
直齿轮，假设KA Ft/B<100N/mm 由表10—3查得KHα=KFα=1.2
由表10—2查得使用系数KA=1
由表10—4查得7级精度、3轴齿轮相对支撑非对称布置时
KHβ

由B/h=9.926 FHβ=1.40041 查图10—13得 KFβ=1.42
故载荷系数K=KAKVKHαKHβ
2-2校核小齿轮分度圆直径d1，代入[σH]中较小的值
＜63mm
所以小齿轮合适。
【3】按齿根弯曲强度设计
由式（10—5）得弯曲强度设计公式为：
(4-4)
为了简化计算，前面已预选了一个模数m=3，这里仅校核该模数是否满足齿根弯曲强度即可。
3-1确定公式内各计算数值
1）由图10—20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为