（毕业设计图纸全套）NJ130系列低速载货汽车三轴五档变速器设计（含说明书）

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系列低速载货汽车三轴五档变速器设计摘要量，钢取.齿轮接触的实际宽度，斜齿齿轮为代替，主被动齿轮节点处的齿廓曲率半径，直齿齿轮，斜齿齿轮分别为主被动齿轮的节圆半径，。当计算载荷为许用接触应力见表。表变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮氰化齿轮档及倒档常啮合及高档常啮合齿轮副当计算载荷为.•,由公式和得由公式得Ⅰ档计算载荷为Ⅰ.•,由公式和得由公式得Ⅱ档计算载荷为Ⅱ.•,由公式和得由公式得Ⅲ档计算载荷为Ⅲ.•,由公式和得由公式得倒档计算载荷为•,由公式和得由公式得计算载荷为倒档.•,由公式和得由公式得以上档位的齿轮副都满足接触强度的要求见表。轴的设计与轴承的选择变速器轴在工作中承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会产生弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度耐磨性及寿命。.轴的设计与校核轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器轴的最大直径与支承间的距离可按下列关系式初选对第轴及中间轴对第二轴三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径可根据中心距按下式初选由公式得.由公式得第二轴中间轴第轴。第轴花键部分直径可根据发动机最大转矩•按下式初选由公式得初选的轴径还需根据变速器的结构布置和轴承与花键弹性档圈等标准以及轴的刚度与强度验算结果进行修正。欲求中间轴式变速器第轴的支点反力，必须先求第二轴的支点反力。档位不同，不仅齿轮上的圆周力径向力和轴向力不同，而且力到支点的距离也有变化，所以应当对每个档位都进行验算。验算时，将轴看作铰接支承的梁，作用在第轴上的转矩应取。齿轮啮合的圆周力径向力及轴向力可按下式求出式中至计算齿轮的传动比计算齿轮的节圆直径，节点处压力角螺旋角发动机最大转矩，•。在弯矩和转矩联合作用下的轴应力为式中弯曲截面系数，轴在计算断面处的直径，花键处取内径，在计算断面处轴的垂向弯矩，•在计算断面处轴的水平弯矩，•许用应力，在低档工作时取。变速器轴与齿轮的制造材料相同，计算时，仅计算齿轮所在位置处轴的挠度和转角。第轴常啮合齿轮副，因距离支承点近负荷又小，通常挠度不大，故可以不必计算。变速器齿轮在轴上的位置如图所示时，若轴在垂直面内挠度为,在水平面内挠度为和转角为，可分别用下式计算式中弹性模量.惯性矩，对实心轴，轴的直径花键处按平均直径来计算,齿轮上的作用力矩支座的距离，支座间的距离，。在上述计算中，花键轴的计算直径可取为其花键内径的.倍。轴断面的转角不应大于.弧度。轴的垂向挠度的容许值轴的水平挠度的容许值。轴的合成挠度应小于.。校核第二轴在各档位下的的强度与刚度Ⅰ档此时第二轴受到齿轮的作用力由公式得图第二轴在Ⅰ档时的受力情况在垂直平面内•在水平平面内Ⅰ•由公式得Ⅰ•.•由公式得刚度校核花键轴的计算直径取其花键内径的.倍,，.。系列低速载货汽车三轴五档变速器设计摘要和轴承盖时。.轴承型式变速器多采用滚动轴承，即向心球轴承向心短圆柱滚子轴承滚针轴承以及圆锥滚子轴承。通常是根据变速器的结构选定，再验算其寿命。第轴前轴承安装在发动机飞轮内腔中采用向心球轴承后轴承为外圈带止动槽的向心球轴承，因为它不仅受径向负荷而且承受向外的轴向负荷。为便于第轴的拆装，后轴承的座孔直径应大于第轴齿轮的齿顶圆直径。第二轴前端多采用滚针轴承或短圆柱滚子轴承后端采用带止动槽的单列向心球轴承，因为它也要承受向外的轴向力。些轿车往往在加长的第二轴后端设置辅助支承，并选择向心球轴承。旋转式中间轴前端多采用向心短圆柱滚子轴承，此轴承不承受轴向力，因为在该处布置轴承盖困难后轴承为带止动槽的向心球轴承。中间轴的轴向力应力求相互抵销，未抵销部分由后轴承承受。中间轴轴承的径向尺寸常受中心距尺寸限制，故有时采用无内圈的短圆柱滚子轴承。固定式中间轴采用滚针轴承或圆柱滚子轴承支承着连体齿轮塔轮，宝塔齿轮。.基本参数的确定变速器的档位数和传动比不同类型汽车的变速器，其档位数也不尽相同。轿车变速器传动比变化范围较小约为，过去常用个或个前进档，但近年来为了提高其动力性尤其是燃料经济性，多已采用个前进档。轻型货车变速器的传动比变化范围约为，其他货车为以上，其中总质量在.以下者多用四档变速器，为了降低油耗亦趋向于增加个超速档总质量为.多用五档变速器大于的多用个前进档或更多的档位。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度驱动车轮与路面的附着力汽车的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑确定。.根据汽车最大爬坡度确定汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力。故有则由最大爬坡度要求的变速器Ⅰ档传动比为式中汽车总质量重力加速度道路阻力系数道路最大阻力系数最大爬坡要求驱动车轮的滚动半径发动机最大转矩主减速比汽车传动系的传动效率。主减速比的确定式中车轮的滚动半径，发动机转速，变速器最高档传动比最高车速，。本课题变速器，般货车的最大爬坡度约为，即.，.由公式得由公式得.根据驱动车轮与路面的附着条件确定变速器Ⅰ档传动比为式中汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷道路的附着系数，计算时取。因为货车后轮单胎满载时后轴的轴荷分配范围为，所以.由公式和公式得综合和条件得.Ⅰ.，取Ⅰ.变速器的Ⅰ档传动比应根据上述条件确定。变速器的最高档般为直接档，有时用超速档。中间档的传动比理论上按公比为其中为档位数的几何级数排列。因为，所以Ⅲ.,ⅡⅢ.实际上与理论值略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比宜小些，另外还要考虑与发动机参数的合理匹配。在变速器结构方案档位数和传动比确定后，即可进行其他基本参数的选择与计算。中心距中心距对变速器的尺寸及质量有直接影响，所选的中心距应能保证齿轮的强度。三轴式变速器的中心距可根据对已有变速器的统计而得出的经验公式初选式中中心距系数。对轿车取对货车取对多档主变速器，取.变速器处于Ⅰ档时的输出转矩，发动机最大转矩，∙变速器的Ⅰ档传动比变速器的传动效率，取.。由公式得.•由公式得初选中心距也可以由发动机最大转矩按下式直接求出式中按发动机最大转矩直接求中心距时的中心距系数，对轿车取，对货车取。由公式得商用车变速器的中心距约在范围内变化,初选变速器的轴向尺寸变速器的轴向尺寸与档位数齿轮型式换档机构的结构型式等都有直接关系，设计初可根据中心距的尺寸参用下列关系初选。货车变速器壳体的轴向尺寸四档五档六档初选轴向尺寸变速器壳体的轴向尺寸最后应由变速器总图的结构尺寸链确定。齿轮参数.齿轮模数齿轮模数由轮齿的弯曲疲劳强度或最大载荷作用下的静强度所决定。选择模数时应考虑到当增大齿宽而减小模数时将降低变速器的噪声，而为了减小变速器的质量，则应增大模数并减小齿宽和中心距。降低噪声水平对轿车很重要，而对载货汽车则应重视减小质量。根据圆柱齿轮强度的简化计算方法，可列出齿轮模数与弯曲应力之间有如下关系直齿轮模数式中计算载荷，∙应力集中系数，直齿齿轮取.摩擦力影响系数，主动齿轮取.，被动齿轮取.齿轮齿数齿宽系数，直齿齿轮取齿形系数，见图。齿高系数相同节点处压力角不同时，压力角相同齿高系数为.时，轮齿弯曲应力，当时，直齿齿轮的许用应力。图齿形系数当载荷