輕型客車(chē)四檔中間軸式變速器設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)

汽車(chē)設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū) 題 目：輕型客車(chē)四檔中間軸式變速器設(shè)計(jì) 院 別： xxxxxx 專(zhuān) 業(yè)： xxxxx 班 級(jí)： xxxxxxxx 姓 名： xxxxxxxxxxx 學(xué) 號(hào)： xxxxxxxxxxxxxxxxx 指導(dǎo)教師： xxxxxxxxxxxxxx 二零一五年一月十九日一、變速器的功用與組成- 4 -1.變速器的組成- 4 -二、變速器的設(shè)計(jì)要求與任務(wù)- 5 -1.變速器的設(shè)計(jì)要求- 5 -2.變速器的設(shè)計(jì)任務(wù)- 5 -三、變速器齒輪的設(shè)計(jì)- 6 -1.確定一擋傳動(dòng)比- 6 -2.各擋傳動(dòng)比的確定- 7 -3.確定中心距- 8 -4.初選齒輪參數(shù)- 9 -5.各擋齒數(shù)分配- 11 -四、變速器的設(shè)計(jì)計(jì)算- 16 -1.輪齒強(qiáng)度的計(jì)算- 16 -2中間軸的強(qiáng)度校核20-五、結(jié)論- 27 -參考文獻(xiàn)- 28 -摘 要現(xiàn)代汽車(chē)除了裝有性能優(yōu)良的發(fā)動(dòng)機(jī)外還應(yīng)該有性能優(yōu)異的傳動(dòng)系與之匹配才能將汽車(chē)的性能淋漓盡致的發(fā)揮出來(lái)，因此汽車(chē)變速器的設(shè)計(jì)顯得尤為重要。變速器在發(fā)動(dòng)機(jī)和汽車(chē)之間主要起著匹配作用，通過(guò)改變變速器的傳動(dòng)比，可以使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。本次設(shè)計(jì)的是輕型客車(chē)變速器設(shè)計(jì)。它的布置方案采用四檔中間軸式、同步器換擋，并對(duì)倒擋齒輪和撥叉進(jìn)行合理布置，前進(jìn)擋采用圓柱斜齒輪、倒檔采用圓柱直齒輪。兩軸式布置形式縮短了變速器軸向尺寸，在保證擋數(shù)不變的情況下，減少齒輪數(shù)目，從而使變速器結(jié)構(gòu)更加緊湊。首先利用已知參數(shù)確定變速器各擋傳動(dòng)比、中心矩，然后確定齒輪的模數(shù)、壓力角、齒寬等參數(shù)。由中心矩確定箱體的長(zhǎng)度、高度和中間軸及二軸的軸徑，然后對(duì)中間軸和各擋齒輪進(jìn)行校核，驗(yàn)證各部件選取的可靠性。最后繪制裝配圖及零件圖。設(shè)計(jì)結(jié)論表明，變速器齒輪及各軸尺寸確定，各軸強(qiáng)度的校核滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)合理。 關(guān)鍵詞：輕型客車(chē)、四檔變速器、中間軸式、同步器一、變速器的組成1.變速器的組成速器通常設(shè)有倒檔，在不改變發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向的情況下汽車(chē)能倒退行駛；設(shè)有空檔，在滑行或停車(chē)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能保持分離。變速器還應(yīng)能進(jìn)行動(dòng)力輸出。手動(dòng)變速器基本上是由齒輪、軸、軸承、同步器等動(dòng)力傳動(dòng)部件組成。變速器能使汽車(chē)以非常低的穩(wěn)定車(chē)速行駛，而這種低的車(chē)速只靠?jī)?nèi)燃機(jī)的最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達(dá)到的。變速器的倒檔使汽車(chē)可以倒退行駛；其空檔使汽車(chē)在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、停車(chē)和滑行時(shí)能長(zhǎng)時(shí)間將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系分離。變速器由變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)需要，還可以加裝動(dòng)力輸出器。按傳動(dòng)比變化方式，變速器可以分為有級(jí)式、無(wú)級(jí)式和綜合式三種。變 速 器三檔變速器四檔變速器五檔變速器多檔變速器固定軸式旋轉(zhuǎn)軸式多中間軸式雙中間軸式中間軸式兩軸式2、 變速器設(shè)計(jì)要求與任務(wù)1.變速器的設(shè)計(jì)要求 正確地選擇變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比，并使之與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)及主減速比作優(yōu)化匹配，以保證汽車(chē)具有良好的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性。 設(shè)置空擋，以保證汽車(chē)在必要時(shí)能將發(fā)動(dòng)機(jī)與傳動(dòng)系長(zhǎng)時(shí)間分離；使汽車(chē)可以倒退行駛。 體積小、質(zhì)量小、承載能力強(qiáng)、使用壽命長(zhǎng)、工作可靠。 操縱簡(jiǎn)單、準(zhǔn)確、輕便、迅速。 傳動(dòng)效率高、工作平穩(wěn)、無(wú)噪聲或低噪聲。 制造工藝性好、造價(jià)低廉、維修方便。 貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化和變速器總成系列化等設(shè)計(jì)要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和法規(guī)。 需要時(shí)應(yīng)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置。2.變速器的設(shè)計(jì)任務(wù)1) 同步器換擋，進(jìn)行所有齒輪參數(shù)的設(shè)計(jì)和計(jì)算2) 對(duì)一擋齒輪的接觸強(qiáng)度和彎曲應(yīng)力進(jìn)行校核，以及中間軸的強(qiáng)度校核；3) 繪制常嚙合齒輪和中間軸的CAD圖。發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩(Nm)160最高車(chē)速(Km/h)100汽車(chē)總質(zhì)量(Kg)2270額定轉(zhuǎn)速(r/min)3800爬坡度(%)30車(chē)輪滾動(dòng)半徑(m)0.33主減速比5.1驅(qū)動(dòng)輪上法向作用力(N)10810道路最大阻力系數(shù) 0.278汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率0.9三、變速器齒輪的設(shè)計(jì)1.確定一擋傳動(dòng)比本設(shè)計(jì)最高檔位是四檔，傳動(dòng)比為1.0?？紤]到汽車(chē)在平坦硬路面上行駛時(shí)的燃油經(jīng)濟(jì)性，變速器的最高檔位多為直接檔（傳動(dòng)比為1）或超速檔（傳動(dòng)比小于1）。這時(shí)汽車(chē)的動(dòng)力性及燃油經(jīng)濟(jì)性由發(fā)動(dòng)機(jī)及驅(qū)動(dòng)橋減速比決定。變速器低檔（一檔，有時(shí)還有爬坡檔）的傳動(dòng)比則決定了汽車(chē)的最大爬坡度。選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車(chē)最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著力、汽車(chē)的最低穩(wěn)定車(chē)速，以及主減速比和驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮。 汽車(chē)爬陡坡時(shí)車(chē)速不高，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，查文獻(xiàn)1，4-1可知： （3.1）式中：汽車(chē)總質(zhì)量；重力加速度；道路最大阻力系數(shù)；驅(qū)動(dòng)車(chē)輪的滾動(dòng)半徑；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；主減速比；汽車(chē)傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率；最大爬坡度；滾動(dòng)阻力系數(shù)；變速器一檔傳動(dòng)比。則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動(dòng)比查文獻(xiàn)1，4-4可知： （3.2） =2.7789根據(jù)驅(qū)動(dòng)車(chē)輪與路面的附著條件有： （3.3）式中：汽車(chē)滿(mǎn)載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，計(jì)算時(shí)取70%mg；道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取。求得的變速器一檔傳動(dòng)比查文獻(xiàn)1，4-4可知： （3.4） =4.1984變速器一檔傳動(dòng)比的范圍為： 根據(jù)本設(shè)計(jì)要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動(dòng)比。2.各擋傳動(dòng)比的確定 變速器最高檔的傳動(dòng)比與最低檔的傳動(dòng)比確定以后，中間各檔的傳動(dòng)比理論上是按公比查文獻(xiàn)1，4-4可知： （3.5）的幾何級(jí)數(shù)排列，式中為檔位數(shù)（），四檔傳動(dòng)比。=1.5639 實(shí)際上各檔傳動(dòng)比之間的排列與幾何級(jí)數(shù)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比應(yīng)小些，以便于換檔。另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理配合。因此初選各檔傳動(dòng)比：一檔傳動(dòng)比二檔傳動(dòng)比三檔傳動(dòng)比四檔傳動(dòng)比3.確定中心距 對(duì)中間軸式四檔變速器而言，其中心距系指第一、第二中心線與中間軸中心線之間的距離。變速器的中心距對(duì)其尺寸及質(zhì)量的大小有直接影響，它也代表著變速器的承載能力。三軸式變速器的中心距A，可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)而得出經(jīng)驗(yàn)公式進(jìn)行初選，查文獻(xiàn)1，4-4可知： （3.6）式中： 中心距系數(shù)，轎車(chē)取K=8.99.3，貨車(chē)取K=8.69.6，多檔變速器取K=9.511；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，Nm；變速器一檔傳動(dòng)比；變速器的傳動(dòng)效率，取。本設(shè)計(jì)變速器的中心距為：=76mm符合乘用車(chē)變速器的中心距變化范圍6580mm。初選：A=76mm變速器的橫向外型尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間（過(guò)度）齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有檔數(shù)、換檔機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車(chē)四檔變速器殼體的軸向尺寸為(3.03.4)。商用車(chē)變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用： 四檔 五檔 六檔當(dāng)變速器選用的檔數(shù)和同步器時(shí)，上述中心距應(yīng)取給出范圍的上限。為了檢測(cè)方便，中心距最好為正數(shù)。軸向尺寸處取 mm4.初選齒輪參數(shù) （1）模數(shù)：對(duì)輕型客車(chē)，對(duì)舒適性和操縱穩(wěn)定性要求較高，故齒輪模數(shù)大小要適合；從工藝方面考慮，各擋齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)。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)。變速器用齒輪模數(shù)的范圍見(jiàn)表： 汽車(chē)變速器齒輪的法向模數(shù)車(chē)型輕型客車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)排量V/L貨車(chē)的最大總質(zhì)量/t1.0V1.61.6V2.56.014.0>14.0模數(shù)/mm2.252.752.753.003.504.504.506.0所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB/T1357-1987的規(guī)定， 一檔齒輪初選=2.75mm；其它檔位初選mm（2）壓力角理論上對(duì)于輕型客車(chē)，為加大重合度降低噪聲應(yīng)取用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角；對(duì)商用車(chē)，為提高齒輪承載能力應(yīng)選用22.5或25等大些的壓力角。國(guó)家規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20，所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20。 （3）螺旋角隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。在齒輪選用大些的螺旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。斜齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩時(shí)，要產(chǎn)生軸向力并作用到軸承上。設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)力求使中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生的軸向力平衡，以減小軸承負(fù)荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的螺旋角應(yīng)該是不一樣的。為使工藝簡(jiǎn)便，在中間軸軸向力不大時(shí)，可將螺旋角設(shè)計(jì)成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，以1525，宜?。?）齒頂高系數(shù)：在齒輪加工精度提高以后，在我國(guó)齒頂高系數(shù)為1.00。（5）根據(jù)模數(shù)的大小選定齒寬：通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬：直齒，為齒寬系數(shù)，取為4.58.0，=6.0 mm 斜齒，取為6.08.5，=8.0mm5.各擋齒數(shù)分配 圖 3.7 四檔變速器傳動(dòng)方案簡(jiǎn)圖一檔傳動(dòng)比： （3.8）先求其齒數(shù)合，再求和的齒數(shù)，就可以確定一檔傳動(dòng)比。斜齒直齒 （3.9） 計(jì)算后取為整數(shù)，然后進(jìn)行大、小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小齒輪的齒數(shù)盡可能取少些，以便使的傳動(dòng)比大些，在一定的條件下，的傳動(dòng)比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設(shè)置第二軸的前軸承保證輪輻有足夠的厚度?？紤]到殼體上的第一軸軸承孔的限制和裝配的可能性，該齒輪齒數(shù)又不易取多。乘用車(chē)中間軸式變速器一檔傳動(dòng)比=3.53.8時(shí)，中間軸上一檔齒數(shù)可在=1517之間選取，貨車(chē)可在1217之間選用。一檔大齒輪齒數(shù)用計(jì)算求得。由公式（3.9）得： 初選=17，則=56 - 17 = 39對(duì)中心距進(jìn)行修正： = =77 mm常嚙合傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)由公式（3.9）求出常嚙合傳動(dòng)齒輪的傳動(dòng)比 （3.10）而常嚙合傳動(dòng)齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，查文獻(xiàn)2，3-3可知： （3.11）解方程式（3.10）和式（3.11）求與，、都應(yīng)取整數(shù)；然后核算一檔傳動(dòng)比，最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3.11）算出精確的螺旋角。聯(lián)立公式（3.10）和公式（3.11）得： 解方程組解得：由公式（3.11）算出精確的螺旋角： = = =確定其它各檔的齒數(shù)二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí)，查文獻(xiàn)2，3-3可知： （3.12）而 （3.13）初選，由公式（3.12）和公式（3.13）得： 解方程組 解得：三檔齒輪是斜齒輪，螺旋角與常嚙合齒輪的不同時(shí)， （3.15）而 （3.16）查文獻(xiàn)2，3-3可知：，由公式（3.15）和式（3.16）得： 解方程組 解得：確定倒檔齒輪齒數(shù)倒檔齒輪選用的模數(shù)往往與一檔相近。倒檔齒輪的齒數(shù)，一般在2128之間，初選=26，計(jì)算出中間軸與倒檔軸的中心距，查文獻(xiàn)2，3-3可知： （3.18）由公式（3.18）得： =59.125 mm為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間保持有0.5mm以上的間隙，查文獻(xiàn)2，3-3可知，齒輪9的齒頂圓直徑應(yīng)為：（3.19） 齒輪8的齒頂圓直徑 =172.75 =46.75mm mm mm由公式（3.19）得 =259.125-52.25-1=65mm由可得：mm齒輪圓整至變速器倒檔傳動(dòng)比：計(jì)算倒檔軸與第二軸的中心距查文獻(xiàn)2，3-3可知：， （3.20） =85 mm確定各檔齒數(shù)后重新計(jì)算各檔傳動(dòng)比一檔 二檔 三檔 四檔 倒檔 4、 齒輪校核1.輪齒強(qiáng)度的計(jì)算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落（點(diǎn)蝕）、移動(dòng)換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時(shí)，齒輪受到較大的沖擊載荷作用；一對(duì)齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點(diǎn)蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷。 所以需要對(duì)齒輪進(jìn)行計(jì)算和校荷。4.1齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算 （1）一檔直齒輪彎曲應(yīng)力，查文獻(xiàn)2，3-4可知： （4.1）式中： 彎曲應(yīng)力（MPa）； 圓周力（N），；為計(jì)算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； 應(yīng)力集中系數(shù)， =1.65； 摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9； 齒寬(mm)； 端面齒距，； 齒形系數(shù)，=0.46因?yàn)辇X輪節(jié)圓直徑，式中為齒數(shù)，所以將上述有關(guān)參數(shù)帶入式（4.1）后得 （4.2）當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，一、倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400800MPa, 查文獻(xiàn)2，3-4可知，=600 MPa。由公式（4.2）得： =183.85MPa<滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。（2）二檔斜齒輪彎曲應(yīng)力，查文獻(xiàn)2，3-4可知： （4.3）彎曲應(yīng)力（MPa）； 圓周力（N），；為計(jì)算載荷（Nmm）；為節(jié)圓直徑（mm）； ； 斜齒輪螺旋角( )，=20； 應(yīng)力集中系數(shù)， =1.50； 齒寬(mm)； 法向齒距，； 齒形系數(shù)，=0.47 重合度影響系數(shù)，=2.0。將上述有關(guān)參數(shù)帶入公式（4.3），整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為： （4.4）當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在180350MPa, 查文獻(xiàn)2，3-4可知， =320 MPa。由公式（4.4）得：=244.38MPa<滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。4.2輪齒接觸應(yīng)力 （4.5）式中： 輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； 齒面上的法向力（N），；為圓周力； 斜齒輪螺旋角( )； 齒輪材料的彈性模量（MPa）, 齒輪接觸的實(shí)際寬度(mm)； 主動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪；從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑(mm)，直齒輪，斜齒輪； 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)力查文獻(xiàn)2，3-4可知，見(jiàn)表4.1表4.1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力(MPa)齒 輪液體碳氮共滲齒輪滲 碳 齒 輪950100019002000一檔和倒檔齒輪65070013001400常嚙合齒輪和高檔齒輪計(jì)算二軸一檔直齒輪接觸應(yīng)力NNmmmm由公式(4.5)得：=145.73 MPa< 滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。本設(shè)計(jì)變速器齒輪材料采用20CrMnTi，并進(jìn)行滲碳處理，大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。2.中間軸的強(qiáng)度校核變速器在工作時(shí)，由于齒輪上的圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔銜?huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲等均有不利影響。因此，在設(shè)計(jì)變速器時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。（1）初選軸的直徑在已知中間軸式變速器的中心距時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑，三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑可根據(jù)中心距按下式初選。 （mm）初選二軸中部直徑，圓整至。（2）按彎扭合成強(qiáng)度條件計(jì)算計(jì)算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力、徑向力和軸向力。查文獻(xiàn)2，3-4可知： （4.6） （4.7） （4.8）式中： 至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比；計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm；節(jié)點(diǎn)處壓力角；螺旋角圖4.1 二軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖因?yàn)槎S一檔齒輪是直齒輪，所以，軸向力。圖4.1為變速器二軸結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖圖4.2 軸的載荷分析圖如圖4.2所示，I截面為危險(xiǎn)截面由公式（4.6）計(jì)算二軸一檔齒輪所受圓周力為：mm=10594.63N由公式（4.7）計(jì)算二軸一檔齒輪所受徑向力為：=1008.40 N垂直力計(jì)算：= 144.06N水平力計(jì)算：=1513.52NN彎矩計(jì)算：Nmm Nmm計(jì)算轉(zhuǎn)矩： Nmm作用在齒輪上的和使軸在鉛垂面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度；而使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度。在求得各支點(diǎn)的鉛垂反力和水平反力后，計(jì)算相應(yīng)的垂向彎矩和水平彎矩。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸向應(yīng)力查文獻(xiàn)2，3-4可知： （MPa） （4.8）式中：計(jì)算轉(zhuǎn)矩，Nmm; 軸在計(jì)算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；彎曲截面系數(shù)，mm；在計(jì)算斷面處軸的水平彎矩，Nmm；在計(jì)算斷面出軸的垂向彎矩，Nmm；許用應(yīng)力，在低檔工作時(shí)查文獻(xiàn)2，3-4可知MPa.Nmm由公式（4.8）得：=113.85MPa.對(duì)齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度和軸斷面在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者改變了齒輪中心距并破壞了其正確嚙合；后者使大、小齒輪相互歪斜，如圖（4.3）所示，易導(dǎo)致沿齒長(zhǎng)方向壓力分布不均勻。a)軸在垂直面內(nèi)的變形 b)軸在水平面內(nèi)的變形圖4.3 變速器軸的變形簡(jiǎn)圖b)a)變速器齒輪在軸上的位置如圖（4.4）所示時(shí)，若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，查文獻(xiàn)2，3-4可知： （4.9） （4.10） （4.11）式中：齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）；齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N；）彈性模量（MPa）,MPa;慣性矩(mm)，對(duì)于實(shí)心軸，；軸的直徑，花鍵處按平均直徑計(jì)算；、為齒輪上的作用力距支座、的距離（mm）；支座間的距離（mm）。圖4.4 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角查文獻(xiàn)2，3-4可知，軸的合成撓度為： mm （4.12）計(jì)算慣性矩： mm計(jì)算垂直面內(nèi)撓度由公式（4.9）得：=0.00171mm計(jì)算水平面內(nèi)撓度由公式（4.10）得：=0.0179mm計(jì)算軸的轉(zhuǎn)角，由式（4.11）得：=0.000058rad計(jì)算軸的合成撓度由公式（4.12）得：=0.01798mm軸的垂向撓度的容許值=0.050.10mm；軸的水平撓度=0.100.15mm;軸斷面的角不應(yīng)大于0.002rad。經(jīng)過(guò)驗(yàn)算，變速器二軸滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。五、結(jié)論本次課程設(shè)計(jì)是四檔中間軸式變速器，變速器作為是車(chē)輛不可或缺的一部分，是伴隨著汽車(chē)工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，其中機(jī)械式變速箱設(shè)計(jì)發(fā)展到今天，其技術(shù)已經(jīng)成熟，在完成了最基本的傳動(dòng)功能之外，我們對(duì)變速器的要求也是越來(lái)越高，這是變速箱演變過(guò)程的首要催產(chǎn)素。對(duì)于我們即將踏出校門(mén)的學(xué)生來(lái)說(shuō)，其中的設(shè)計(jì)理念還是很值得我們?nèi)ヌ接懞蛯W(xué)習(xí)的。對(duì)于本次設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō)，采用較大的傳動(dòng)比變化范圍，在保證汽車(chē)必要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性的基礎(chǔ)上，其扭矩變化范圍大可以滿(mǎn)足不同的工況要求。結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價(jià)格低廉，而且采用同步器掛擋，可以使變速器掛擋平穩(wěn)，操縱舒適度增加，噪聲降低，輪齒不易損壞。本著實(shí)用性和經(jīng)濟(jì)性的原則，在各部件的設(shè)計(jì)要求上都進(jìn)行了詳細(xì)計(jì)算的校荷，因此具有一定的實(shí)用性。通過(guò)本次的課程設(shè)計(jì)，我對(duì)中間軸式四檔變速器有了更深刻的認(rèn)識(shí)，在機(jī)械技術(shù)發(fā)達(dá)的今天，人們對(duì)變速器的要求一定會(huì)越來(lái)越高，通過(guò)對(duì)變速器各方面的考慮，我想在今后對(duì)變速器設(shè)計(jì)的時(shí)候能在各方面做到優(yōu)化。在以后的工作和學(xué)習(xí)中，我會(huì)繼續(xù)學(xué)習(xí)和研究變速器技術(shù)，以求設(shè)計(jì)更加優(yōu)越和經(jīng)濟(jì)。畢業(yè)之即，這次的設(shè)計(jì)是對(duì)我大學(xué)學(xué)習(xí)的一次綜合性檢驗(yàn)，更是一次綜合的學(xué)習(xí)過(guò)程。課程設(shè)計(jì)不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專(zhuān)業(yè)課知識(shí)而且了解了不少相關(guān)專(zhuān)業(yè)的知識(shí)，個(gè)人能力得到很大提高。同時(shí)也鍛煉了與人協(xié)作的精神，為以后我踏入社會(huì)工作打下了良好的基礎(chǔ)。在完成課程設(shè)計(jì)的過(guò)程中，我要感謝給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W(xué)們。參考文獻(xiàn)1 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