輕型客車四檔中間軸式變速器設計

汽車設計課程設計計算說明書題目：輕型客車四檔中間軸式變速器設計院別：xxxxxx專業(yè)：xxxxx班級：xxxxxxxx姓 名： xxxxxxxxxxx學 號： xxxxxxxxxxxxxxxxx指導教師： xxxxxxxxxxxxxx二零一五年一月十九日、變速器的功用與組成4 -1 .變速器的組成4 -二、變速器的設計要求與任務 4-2 .變速器的設計要求 4-3 .變速器的設計任務 4-三、變速器齒輪的設計 4-1 .確定擋傳動比 4 -2 .各擋傳動比的確定 4 -3 .確定中心距6-4 .初選齒輪參數(shù) 6-5 .各擋齒數(shù)分配 9-錯誤!未定義書簽錯誤!未定義書簽四、變速器的設計計算 -14 -1.輪齒強度的計算2中間軸的強度校核五、結(jié)論 -25 -參考文獻-26 -現(xiàn)代汽車除了裝有性能優(yōu)良的發(fā)動機外還應該有性能優(yōu)異的傳動系與之匹 配才能將汽車的性能淋漓盡致的發(fā)揮出來，因此汽車變速器的設計顯得尤為重 要。變速器在發(fā)動機和汽車之間主要起著匹配作用，通過改變變速器的傳動比， 可以使發(fā)動機在最有利的工況范圍內(nèi)工作。本次設計的是輕型客車變速器設計。 它的布置方案采用四檔中間軸式、同步 器換擋，并對倒擋齒輪和撥叉進行合理布置， 前進擋采用圓柱斜齒輪、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度、高度和中間軸及二軸的軸徑， 然后對中間軸和各擋齒輪進行校核， 驗證各部件選取的可靠性。最后繪制裝配圖 及零件圖。設計結(jié)論表明，變速器齒輪及各軸尺寸確定，各軸強度的校核滿足設計要求， 設計結(jié)構(gòu)合理。關鍵詞：輕型客車、四檔變速器、中間軸式、同步器變速器的組成1.變速器的組成速器通常設有倒檔，在不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的情況下汽車能倒退行駛；設有空檔，在滑行或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。變速器還應能進行動力輸 出。手動變速器基本上是由齒輪、軸、軸承、同步器等動力傳動部件組成。變速器能使汽車以非常低的穩(wěn)定車速行駛，而這種低的車速只靠內(nèi)燃機的最 低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速是難以達到的。變速器的倒檔使汽車可以倒退行駛； 其空檔使汽車在 啟動發(fā)動機、停車和滑行時能長時間將發(fā)動機與傳動系分離。變速器由變速器傳動機構(gòu)和操縱機構(gòu)組成。 根據(jù)需要，還可以加裝動力輸出 器。按傳動比變化方式，變速器可以分為有級式、無級式和綜合式三種。變速器二、變速器設計要求與任務1 .變速器的設計要求 正確地選擇變速器的檔位數(shù)和傳動比，并使之與發(fā)動機參數(shù)及主減速比作優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動力性與燃料經(jīng)濟性。 設置空擋，以保證汽車在必要時能將發(fā)動機與傳動系長時間分離；使汽車可以倒退行駛。 體積小、質(zhì)量小、承載能力強、使用壽命長、工作可靠。 操縱簡單、準確、輕便、迅速。 傳動效率高、工作平穩(wěn)、無噪聲或低噪聲。 制造工藝性好、造價低廉、維修方便。 貫徹零件標準化、部件通用化和變速器總成系列化等設計要求，遵守有關標準和法規(guī)。 需要時應設置動力輸出裝置。2 .變速器的設計任務1）同步器換擋，進行所有齒輪參數(shù)的設計和計算2）對一擋齒輪的接觸強度和彎曲應力進行校核，以及中間軸的強度校核；3）繪制常嚙合齒輪和中間軸的 CAD圖。發(fā)動機取大轉(zhuǎn)矩（Nm）160最高車速（Km/h）100汽車思質(zhì)量（Kg）2270額定轉(zhuǎn)速（r/min）3800爬坡度（%）30車輪滾動半徑（m）0.33主減速比5.1驅(qū)動輪上法向作用力（N）10810道路最大阻力系數(shù)0.278汽車傳動系的傳動效率0.9三、變速器齒輪的設計1.確定一擋傳動比本設計最高檔位是四檔，傳動比為1.0?？紤]到汽車在平坦硬路面上行駛時 的燃油經(jīng)濟性，變速器的最高檔位多為直接檔（傳動比為1）或超速檔（傳動比小于1）。這時汽車的動力性及燃油經(jīng)濟性由發(fā)動機及驅(qū)動橋減速比決定。變速 器低檔（一檔，有時還有爬坡檔）的傳動比則決定了汽車的最大爬坡度。選擇最 低檔傳動比時，應根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪與路面的附著力、汽車的最低 穩(wěn)定車速，以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動力用于克服輪胎與路 面間的滾動阻力及爬坡阻力，查文獻1, 4-1可知：Temaxig1 i0 Tmg fcosmax sinmax mgmax（3.1）rr式中：m 一汽車總質(zhì)量；g 一重力加速度；max一道路最大阻力系數(shù)；r r 驅(qū)動車輪的滾動半徑；Temax 一發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩；i0 一主減速比；T 一汽車傳動系的傳動效率；max 一最大爬坡度；f 一滾動阻力系數(shù)；ig1變速器一檔傳動比。 g則由最大爬坡度要求的變速器一檔傳動比查文獻1, 4-4可知：ig1 mg maxrr（3.2）Temaxi0 T2270 9.8 0.278 0.33160 5.1 0.9=2.7789根據(jù)驅(qū)動車輪與路面的附著條件有:Temaxi g1 i0 T式中：G2一汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋給地面的載荷，計算時取70%mg;一道路的附著系數(shù)，計算時取0.5 0.6。求得的變速器一檔傳動比查文獻1, 4-4可知：G2 rrTe max i 070% 22709.80.6 0.33160 5.1 0.9=4.1984變速器一檔傳動比的范圍為:2.7789 ia1 4.1984g I根據(jù)本設計要求的具體情況和上述條件可以初選一檔傳動比i g1 3.825。g2 .各擋傳動比的確定變速器最高檔的傳動比ign與最低檔的傳動比ig1確定以后，中間各檔的傳動比理論上是按公比查文獻1, 4-4可知：g1q n 1q ign的幾何級數(shù)排列，式中n為檔位數(shù)(n 4),四檔傳動比ign1.00g1gn13.8251 1.00=1.5639ig2ig1ig3ig 4qigi-2 q1.003.8252.44581.56393.825 2 1.5639 1.5639實際上各檔傳動比之間的排列與幾何級數(shù)排列略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常 用檔位間的公比應小些，以便于換檔。另外還要考慮與發(fā)動機參數(shù)的合理配合。因此初選各檔傳動比: 一檔傳動比ig1 3.825二檔傳動比ig2 2.732三檔傳動比ig3 1.397四檔傳動比ig4 1.003 .確定中心距對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。變速器的中心距對其尺寸及質(zhì)量的大小有直接影響，它也代表著變(3.6)速器的承載能力。三軸式變速器的中心距A,可根據(jù)對已有變速器的統(tǒng)計數(shù)據(jù)而 得出經(jīng)驗公式進行初選，查文獻1, 4-4可知：A K3Temaxig1 g式中：K中心距系數(shù)，轎車取 K=8.99.3,貨車取K=8.69.6,多檔變速器取K=9.511;Temax一發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N - m；ig1變速器一檔傳動比;g變速器的傳動效率，取 ga 0.96。g本設計變速器的中心距為:K i Temax i g1 g9.13 160 3.825 0.96=76mm符合乘用車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(過度)齒輪和換檔 機構(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)、換檔機構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車四檔變速器殼體的軸向尺寸為(3.03.4)A。商用車變速器殼體的軸向尺寸可參考下列數(shù)據(jù)選用：四檔(2.2 2.7)A五檔(2.7 3.0)A六檔(3.2 3.5) A當變速器選用的檔數(shù)和同步器時，上述中心距應取給出范圍的上限。為了檢測方便，中心距A最好為正數(shù)。軸向尺寸處取 2.6A 2.6 76 198 mm4 .初選齒輪參數(shù)(1)模數(shù)：對輕型客車，對舒適性和操縱穩(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，各擋齒輪應該選用一種模數(shù)。選取齒輪模數(shù)時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合理減小模數(shù)， 同時增加齒寬；為使質(zhì)量小 些，應該增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應該選用一種模 數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應有不同的模數(shù)；變速器低檔齒輪應選用大些 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)的范圍見表：汽車變速器齒輪的法向模數(shù) mn車型輕型客車發(fā)動機排量V/L貨車的最大總質(zhì)量mg/t1.0< V<1.61.6<V<2.56.0< ma< 14.0 gm >14.0 g模數(shù)mn /mm2.252.752.753.003.504.504.506.0所選模數(shù)值應符合國家標準 GB/T1357-1987的規(guī)定，一檔齒輪初選m=2.75mm；其它檔位初選mn 2.5 mm(2)壓力角理論上對于輕型客車，為加大重合度降低噪聲應取用 14.5、15、16、 16.5。等小些的壓力角；對商用車，為提高齒輪承載能力應選用22.5或25。等 大些的壓力角。國家規(guī)定的標準壓力角為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，齒的強度也相應提高。在齒輪選用大些的螺旋角時，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，要產(chǎn)生 軸向力并作用到軸承上。設計時，應力求使中間軸上同時工作的兩對齒輪產(chǎn)生的 軸向力平衡，以減小軸承負荷，提高軸承壽命。因此，中間軸上不同擋位齒輪的 螺旋角應該是不一樣的。為使工藝簡便，在中間軸軸向力不大時，可將螺旋角設 計成一樣的，或者僅取為兩種螺旋角。從提高低檔齒輪的抗彎強度出發(fā)，以 15 25 ,宜取 25o(4)齒頂高系數(shù)：在齒輪加工精度提高以后，在我國齒頂高系數(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)m(mn)的大小來選定齒寬：直齒b km,(為齒寬系數(shù)，取為4.58.0,=6.0b 6.5 2.75 18mm斜齒 b hmn, kc取為 6.08.5, kc=8.0b 8.0 2.5 20mm5.各擋齒數(shù)分配圖3.7四檔變速器傳動方案簡圖一檔傳動比:iiZ2Z7Z1Z8(3.8)先求其齒數(shù)合Zh,再求Z7和Z8的齒數(shù)，就可以確定一檔傳動比。2A直齒斜齒Zh m2AcosZhmn計算后取Zh為整數(shù)，然后進行大、小齒輪齒數(shù)的分配。中間軸上的一檔小Z7三齒輪的齒數(shù)盡可能取少些，以便使 Z8的傳動比大些，在ii一定的條件下，Zi的 傳動比可分配小些，使第一軸常嚙合齒輪的齒數(shù)多些，以便在其內(nèi)腔設置第二軸 的前軸承保證輪輻有足夠的厚度。考慮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。乘用車中間軸式變速器一檔傳動比ii=3.53.8時，中間軸上一檔齒數(shù)可在Z8=1517之間選取，貨車可在1217之間選用 檔大齒輪齒數(shù)用Z7 Zh Z8計算求得由公式（3.9）得：2AZh m2 762.75初選 Z8=17,則 Z7 Zh對中心距進行修正：56Z8 =56 - 17 = 39A曳m256 2.752=77 mm常嚙合傳動齒輪副的齒數(shù)由公式（3.9）求出常嚙合傳動齒輪的傳動比紅 1 電（3.10）4Z7而常嚙合傳動齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等，查文獻2, 3-3可知:(3.11)Amn(Z Z2)A2 cos解方程式（3.10）和式（3.11）求Zi與Z2,乙、Z2都應取整數(shù)；然后核算一檔傳動比，最后根據(jù)所確定的齒數(shù)，按式（3.11）算出精確的螺旋角。Z2Z1聯(lián)立公式（3.10）和公式（3.11）得:.Z811 Z7mn(Z1Z2)2 cosZ2解方程組4773.82517392.5(4 Z2)2cos25至 1.6673 ZiZi Z2 55.8286解得:乙 21z2 35由公式（3.11）算出精確的螺旋角:mn(Z1 Z2)2 cosarccosmn (乙 Z2)2A2.5 56=arccos 2 77= 24.62=24 37 12確定其它各檔的齒數(shù)二檔齒輪是斜齒輪，螺旋角6與常嚙合齒輪的2不同時，查文獻2,知:Z5.4i2 -Z6Z2emn(z5 z6)而An_L_5叱初選620 ,由公式（3.12）和公式（3.13）得:3-3可(3.(12)(3.(13)2cos 6Z5. Zi一 i2 一Z6Z2mn(Z5 Z6)A2 cos 6至 2.73221解方程組3577 2.5憶 4) 2cos20馬 1.6392Z6Z5 Z 58解得：Z5 36Z6 22三檔齒輪是斜齒輪，螺旋角4與常嚙合齒輪的2個同時，亙 ig3 亙（3.15）Z4Z2而A mn(Z5 Z6)(3.16)2cos 6查義獻2, 3-3可知：4 26 ,由公式(3.15)和式(3.16)得：三i二 ig3 Z4Z2mn(Z3 Z4) A2 cos 4至 1.39721解方程組z43577 2.5(Z3 Z4) 2cos26亙 0.8382 Z4Z3 Z456解得：z3 25Z4 31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Z10的齒數(shù)，一般在2128之問，初選Zio=26,計算出中間軸與倒檔軸的中心距 A,查文獻2, 3-3可知：1 A m(z8 Zio)(3.18)2由公式(3.18)得：-1 ，A - m(Z8 Z10)1-2.75 (17 26)=59.125 mm為保證倒檔齒輪的嚙合和不產(chǎn)生運動干涉，齒輪8和9的齒頂圓之間保持有De82De90.5mm以上的間隙，查文獻2, 3-3可知，齒輪9的齒頂圓直徑De9應為：De90.5e9A(3.19)22A De8 1齒輪8的齒頂圓直徑De8d8 z8m =17X2.75 =46.75mmha(f0 )m (1.0 0)2.75 2.75 mmDe8 d8 2ha 46.75 2 2.75 52.25 mm由公式(3.19)得De9 2A De8 1=2X59.125-52.25-1=65mm由De9 d9 2ha可得：d9De9 2ha65 2 2.75 59.5 mm59.52.7522.6Z9齒輪圓整至z9 23變速器倒檔傳動比：. Z2 Z10 Z7 iRZl Z8 Z935 26 39 4.32221 17 233-3可知：，計算倒檔軸與第二軸的中心距 A查文獻2,A*72 1Z9)-2.75 (39 23)=85 mm確定各檔齒數(shù)后重新計算各檔傳動比一檔 ii 衛(wèi) z735-9 3.824Zi Z821 17二檔 i2 馬馬 35W 2.727Zi Z621 22三檔 i3 衛(wèi)芻 35 25 1.344Zi Z421 31四檔i41.00倒檔iR衛(wèi)包亙 3526個4.322Z1 Z8 Z921 17 23四、齒輪校核1.輪齒強度的計算變速器齒輪的損壞形式主要有：輪齒折斷、齒面疲勞剝落(點蝕)、移動換檔齒輪端部破壞以及齒面膠合。變速器在工作時，齒輪受到較大的沖擊載荷作用； 一對齒輪相互嚙合，齒面相互擠壓造成齒面點蝕；換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊 載荷。所以需要對齒輪進行計算和校荷。4.1齒輪彎曲強度計算（1） 一檔直齒輪彎曲應力w,查文獻2, 3-4可知:(4.1)FiK Kfbty式中:w一彎曲應力（MPa）;2TFt圓周力（N）, Fi ;Tg為計算載荷（N-mm）; d為節(jié)圓直徑（mm）; dK 應力集中系數(shù)，K =1.65;Kf摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪 Kf =1.1,從動齒輪Kf=0.9;b一齒寬（mm）;t一端面齒距，t m；一齒形系數(shù)，=0.46因為齒輪節(jié)圓直徑d mz,式中z為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)帶入式（4.1） 后得2TgK Kfw g 3 -（4.2）m zKcc當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距Temax時，一、倒檔直齒輪許用彎曲應力在400800MPa,查文獻2, 3-4可知，w=600 MPa。由公式（4.2）得：2TgK Kfw一 3-m zKc2 160 103 1.65 0.9=32.7543 2 0.46=183.85MPa w滿足設計要求。（2）二檔斜齒輪彎曲應力 w,查文獻2, 3-4可知：F1Kwbt Kw一彎曲應力（MPa）;一2T Ft圓周力（N）, Fi ;Tg為計算載荷（N-mm）; d為節(jié)圓直徑（mm）; dd mn z/cos ;一斜齒輪螺旋角（ ）,二20。；K 應力集中系數(shù)，K =1.50;b一齒寬（mm）;t一法向齒距，tmn ;一齒形系數(shù)，=0.47K 一重合度影響系數(shù)，K=2.0。將上述有關參數(shù)帶入公式（4.3）,整理后得到斜齒輪彎曲應力為:2Tq cos Kgw3z mn K當計算載荷Tg取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距Temax時，斜齒輪許用彎g曲應力在 180350MPa,查文獻2, 3-4可知，w=320 MPa。由公式（4.4）得：2Tg cos K w3z mn K一 一一 一 3一一2 160 103 cos20 1.50=340 2.5 0.47 2.0=244.38MPa< w滿足設計要求。4.2輪齒接觸應力j 0.418JFE （4.5）,b zb式中：j一輪齒的接觸應力（MPa）;表4.1變速器齒輪的許用接觸應力j(MPa)齒 輪滲碳齒輪液體碳氮共滲齒一檔和倒檔齒輪19002000輪9501000常嚙合齒輪和高檔齒輪13001400650700F一齒面上的法向力(N), FFjcos cos;Fi為圓周力;斜齒輪螺旋角( );E 一齒輪材料的彈性模量(MPa) , E 2.1 105MPab 一齒輪接觸的實際寬度(mm);z一主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪rz sin,斜齒輪rz sin/ cos2;b 一從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm),直齒輪rb sin,將作用在變速器第一軸上的載荷用接觸應力斜齒輪rb sinc cos2；Temax/2作為計算載荷時，變速器齒輪的許j查文獻2, 3-4可知,見表4.1計算二軸一檔直齒輪接觸應力jFi2Tgd-32 0.5 160 101353.1N118.25F1 cos1353.1 cos201439.94 Nrz sin24.75sin 208.465 mm% sin59.125sin 2020.223 mm由公式(4.5)得:j 0.418FE 11b z b51763.87 2.1 1051188.465 20.2230.418=145.73 MPa< j滿足設計要求。本設計變速器齒輪材料采用 20CrMnTi ,并進行滲碳處理，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.中間軸的強度校核變速器在工作時，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。要求變速器的軸應有足夠的剛度和強度。 因為剛度不足會產(chǎn)生 彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲等均 有不利影響。因此，在設計變速器時，其剛度大小應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 A時，第二軸和中間軸中部直徑d 0.45A, 三軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 d可根據(jù)中心距A按下式初選。d (0.45 0.60)A (mm)初選二軸中部直徑d 0.45 81.125 36.506mm,圓整至d 39mm。(2)按彎扭合成強度條件計算計算二軸一檔齒輪嚙合的圓周力 Ft、徑向力Fr和軸向力Fa。查文獻2, 3-4 可知：Ft2Temax i(4.6)Fr2Temax i tand cos(4.(7)(4.(8)d2Temax tan d式中：i 至計算齒輪的傳動比;d一計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； 一節(jié)點處壓力角；一螺旋角圖4.1二軸結(jié)構(gòu)簡圖因為二軸一檔齒輪是直齒輪，所以0,軸向力Fa 0圖4.1為變速器二軸結(jié)構(gòu)簡圖FnvFNH1Fnv1 i2FNH2產(chǎn)a)b) 1LiFtFrL2L3FnhiFNH2FtMH | 11 LTMHe）如圖4.2所示，由公式（4.6）由公式（4.7）垂直力計算:FNV1FNV2FrMVWUI1UIIIIII皿皿1M,"-HllllllyTTc)d)圖4,2軸的載荷分析圖I截面為危險截面算二軸一檔齒輪所受圓周力 Ft為：d mz 2.75 39 107.25 mm2Temax it d32 160 103.824115.5=10594.63N算二軸一檔齒輪所受徑向力 Fr為：Fr2T e max i tand cos_3_=2 160 10 tan 20115.5 1=1008.40 NFr L2 Fnv1 (L1L2) 0 1008.40 28 FNV1 (168 28) 01008.40 28F NV1Z168 28=144.06N864.34NFNV2 Fr FNV1 1008.40 144.06水平力計算:FaL2F NH1 ( L1L2)10594.6328 Fnhi(16828) 0F NH 110594.63168 2828彎矩計算:=1513.52NFa F 10594.63 1513.52 9081.11 N a nh 1MvMhFNV1 L1 144.06 168 24202.08 N mmFNH1 L1 1513.52 168 254271.36 N mm計算轉(zhuǎn)矩：TjTemax i1160e max 1103 3.824 611840 N - mm作用在齒輪上的Fr和Fa使軸在鉛垂面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生垂向撓度fc；而Ft使軸在水平面內(nèi)彎曲變形并產(chǎn)生水平撓度fs。在求得各支點的鉛垂反力和水平反力后，計算相應的垂向彎矩 Mc和水平彎矩Ms。則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸向應力查文獻2, 3-4可知:(MPa)(4.8)M 32 MWwd3式中：M Ms2M2 Tj2Tj計算轉(zhuǎn)矩，N - mm;d一軸在計算斷面處的直徑，花鍵處取內(nèi)徑，mm；Ww彎曲截面系數(shù)，mm3;M s在計算斷面處軸的水平彎矩，N - mm；Mc在計算斷面出軸的垂向彎矩，N mm；一許用應力，在低檔工作時查文獻2, 3-4可知400 MPa.M Jm： M2 Tj2 V24202.082254271.362 6118402 663014.2 N - mm 由公式（4.8）得：M 32M 3- Wwd32 663014.2 393=113.85MPa.對齒輪工作影響最大的是軸的垂向撓度fc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 所示，易導致沿齒長方向壓力分布不均勻。一“f41y1s 、3,4sa）b）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變速器軸的變形簡圖變速器齒輪在軸上的位置如圖（4.4）所示時，若軸在垂直面內(nèi)撓度為fc,在水平面內(nèi)撓度為fs和轉(zhuǎn)角為，查文獻2, 3-4可知：式中:fcfs2.2Fa b3EIL2. 2F2a b3EIL(4.(10)F1ab(b a)3EIL(4.(11)F1一齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）;F2一齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N;）E一彈性模量(MPa) ,E 2,1 105 MPa;I 一慣性矩（mm4）,對于實心軸，I d4 / 64 ;d一軸的直徑，花鍵處按平均直徑計算;a、b一為齒輪上的作用力距支座 A、B的距離（mm）;L一支座間的距離（mm）。圖4.4變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角查文獻2, 3-4可知，軸的合成撓度為:fs2f 0.20 mm(4.計算慣性矩I :d464393- 113503.2 mm464計算垂直面內(nèi)撓度fc c由公式（4.9）得:F1a2b2 fc 3EIL_ _ 22二 1008.40 202263 2.1 105 113503.2 228=0.00171mm計算水平面內(nèi)撓度fs由公式（4.10）得： 一 2 2 F2a b f s3EIL10594.63 2022 262=53 2.1 10 113503.2 228=0.0179mm計算軸的轉(zhuǎn)角，由式（4.11）得：F1ab（b a） 3EIL1008.40 203 26 （203 26）=-5_ _ _3 2.1 105 113503.2 228=0.000058rad計算軸的合成撓度由公式（4.12）得：fffs2=.0.001712 0.01792=0.01798mm f軸的垂向撓度的容許值 fc =0.050.10mm；軸的水平撓度 fs =0.100.15mm;軸斷面的角不應大于0.002rad。經(jīng)過驗算，變速器二軸滿足設計要求。五、結(jié)論本次課程設 計是四檔中間軸式變速器，變速器作為是車輛不可或缺 的一部分，是伴隨著汽車工業(yè)出現(xiàn)的必然產(chǎn)物，其中機械式變速箱設計 發(fā)展到今天，具技術(shù)已經(jīng)成熟，在完成了最基本的傳動功能之外，我們 對變速器的要求也是越來越高，這是變速箱演變過程的首要催產(chǎn)素。對 于我們即將踏出校門的學生來說，其中的設計理念還是很值得我們?nèi)ヌ接懞蛯W習的。對于本次設計的變速 器來說，采用較大的傳動比變化范圍，在保證 汽車必要的動力性和經(jīng)濟性的基礎上，其扭矩變化范圍大可以滿足不同的工況要求。結(jié)構(gòu)簡單，易于生產(chǎn)、使用和維修，價格低廉，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。本著實用性和經(jīng)濟性的原則，在各部件的設計要求上都進 行了詳細計算的校荷，因此具有一定的實用性。通過本次的課程設計，我對中間軸式四檔變速器有了更深刻的認 識，在機械技術(shù)發(fā)達的今天，人們對變速器的要求一定會越來越高，通 過對變速器各 方面的考慮，我想在今后對變速器設計的時候能在各方面 做到優(yōu)化。在以后的工作和學習中，我會繼續(xù)學習和研究變速器技術(shù)， 以求設計更加優(yōu)越和經(jīng)濟。畢業(yè)之即，這次的設計是對我大學學習的一次綜合性檢驗，更是一 次綜合的學習過程。課程設計不僅使我學習和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。同時也鍛煉了與人 協(xié)作的精神，為以后我踏入社會工作打下了良好的基礎。在完成課程設計的過程中，我要感謝給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W們參考文獻1羅永革.汽車設計M.北京：機械工業(yè)出版社，20112王望予.汽車設計M.北京：機械工業(yè)出版社，20003李風平.機械圖學M.沈陽：東北大學出版社 20034甘永立.幾何量工差與檢測M.上海：上?？茖W技術(shù)出版社 20035高延齡.汽車運用工程M.第二版.北京:人民交通出版社，20016鐘建國 廖耘 劉宏.汽車構(gòu)造與駕駛M.長沙:中南大學出版社，20027肖盛云 徐中明.汽車運用工程基礎M.重慶:重慶大學出版社，19978鄧亞東等主編M汽車設計 遼寧：人民交通出版社出版，2003