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重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 中文摘要
摘 要
汽車變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)的主要組成部分，主要作用是將發(fā)動(dòng)機(jī)的矩經(jīng)過(guò)改變后傳遞給主減速器。改變傳動(dòng)比擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速范圍，來(lái)適應(yīng)不同的行駛條件。設(shè)置空檔用來(lái)中斷動(dòng)力傳遞，設(shè)置倒檔，使汽車能夠倒退行駛。
文中闡述輕型貨車變速器設(shè)計(jì)，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計(jì)的主要內(nèi)容是根據(jù)已知參數(shù)進(jìn)行各檔位傳動(dòng)比的選擇確定、齒輪參數(shù)的選擇、二軸及中間軸的選擇計(jì)算、軸承的選擇等。
文中對(duì)變速器的主要參數(shù)進(jìn)行了驗(yàn)證，包括齒輪強(qiáng)度的校核、變速器軸度和剛度的校核、軸承壽命的驗(yàn)算等。計(jì)算結(jié)果表明整體性能滿足要求。
關(guān)鍵詞: 變速器；中間軸；傳動(dòng)比；齒輪
IV
重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 英文摘要
Abstract
Automotive transmission is a major component of automotive driveline, the main role is to change the engine moments after a pass to the final drive. Transmission ratio changing speed range torque and the drive wheel to expand to accommodate different driving conditions. Provided to interrupt the power transmission in neutral, reverse gear set so that the car can travel in reverse.
This paper describes the design LGV transmission at a given engine output torque, speed and maximum speed, maximum gradeability and other conditions, to design their own independent five-speed gearbox intermediate shaft to meet the requirements. The main contents of the present design is performed to determine the selection of gear ratios, gear selection parameters, and select the second intermediate shaft and the axis of calculation of the bearing selection based on known parameters.
The main parameters of the transmission of the text were verified, including checking, checking gear bearing life strength check, transmission shaft and stiffness and so on. The results show overall performance to meet the requirements.
Keywords: transmission; intermediate shaft; transmission ratio; gear
重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 目錄
目 錄
摘要 I
Abstract II
1 緒論 1
1.1 變速器設(shè)計(jì)的目的和意義 1
1.2國(guó)內(nèi)外研究狀況 2
2 變速器結(jié)構(gòu)方案分析 4
2.1齒輪形式的確定 4
2.2換擋結(jié)構(gòu)形式的確定 4
2.3軸的形式及布置 4
2.4軸承形式 6
2.5潤(rùn)滑與密封 6
3 變速器主要參數(shù)的計(jì)算 7
3.1 設(shè)計(jì)參數(shù)要求 7
3.2擋數(shù)的選擇 7
3.3各檔傳動(dòng)比分配 7
3.3.1 最低檔傳動(dòng)比計(jì)算 7
3.3.2其他各擋傳動(dòng)比初選 8
4 齒輪參數(shù)的確定 9
4.1齒輪模數(shù)的選取 9
4.2齒輪壓力角α 9
4.3齒輪寬度b的確定 10
4.4斜齒輪螺旋角β的選取 10
4.5各擋齒輪齒數(shù)的分配 11
4.5.1一檔齒輪齒數(shù) 12
4.5.2常嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)確定 13
4.5.3二檔齒數(shù)的確定 13
4.5.4三檔齒數(shù)的確定 14
4.5.5四檔齒數(shù)的確定 14
4.5.6倒檔齒數(shù)的確定 15
4.6變速器齒輪的變位 15
5 各檔齒輪副的計(jì)算及校核 17
5.1齒輪材料的選擇 17
5.2各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算 17
5.3齒輪強(qiáng)度計(jì)算 18
5.3.1斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 18
5.3.2倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算 20
5.3.3斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力 20
5.3.4直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核 23
6 軸的設(shè)計(jì)與校核 24
6.1軸的工藝要求 24
6.2初選軸的直徑 24
6.3軸最小直徑的確定 25
6.4軸的強(qiáng)度校核 26
6.5 花鍵的計(jì)算 29
7 軸承的選擇與校核 32
7.1一軸軸承的選擇與校核 32
7.2中間軸軸承的選擇與校核 34
8 同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇 35
8.1同步器 35
8.1.1同步器工作原理 35
8.1.2慣性同步器 35
8.2操縱機(jī)構(gòu)的選擇 37
8.2.1概述 37
8.2.2典型操縱換檔機(jī)構(gòu) 37
8.3變速器殼體的設(shè)計(jì) 38
總 結(jié) 40
致 謝 41
參考文獻(xiàn) 42
重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 1 緒論
1 緒論
輕型貨車主要從事城市市區(qū)或農(nóng)村間中短途距離運(yùn)輸?shù)慕煌üぞ?，具有機(jī)動(dòng)靈活、快捷方便的優(yōu)勢(shì)，特別是在運(yùn)輸噸位不大且距離又比較近時(shí)，輕型貨車便發(fā)揮出巨大優(yōu)勢(shì)。近幾年來(lái)隨著我國(guó)城市規(guī)模的不斷擴(kuò)大，城市市區(qū)間越來(lái)越需要輕型貨車。變速器是汽車傳動(dòng)系統(tǒng)中重要的組成部分，它直接影響汽車的動(dòng)力性和燃油經(jīng)濟(jì)性，是汽車的重要部件之一。
本設(shè)計(jì)是依據(jù)現(xiàn)有生產(chǎn)企業(yè)在生產(chǎn)車型的變速器作為設(shè)計(jì)原型，在給定發(fā)動(dòng)機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速及最高車速、最大爬坡度等條件下，自己獨(dú)立設(shè)計(jì)出符合要求的中間軸式五檔變速器。其中本設(shè)計(jì)的重點(diǎn)部分是檔位傳動(dòng)比的選擇及計(jì)算依據(jù)、齒輪參數(shù)的選擇計(jì)算及校核、二軸及中間軸的強(qiáng)度校核等。
此次輕型貨車的變速器設(shè)計(jì)將基本滿足輕型貨車的使用要求，通過(guò)對(duì)變速器的分析、方案選擇、設(shè)計(jì)計(jì)算和整理，能達(dá)到了預(yù)期的效果，完成此次畢業(yè)設(shè)計(jì)。畢業(yè)設(shè)計(jì)是對(duì)自己大學(xué)四年所學(xué)知識(shí)進(jìn)行系統(tǒng)的綜合運(yùn)用，通過(guò)此次設(shè)計(jì)，了解了變速器設(shè)計(jì)的基本過(guò)程和在設(shè)計(jì)過(guò)程中應(yīng)該注意的問(wèn)題，學(xué)會(huì)了設(shè)計(jì)的過(guò)程和方法。
1.1 變速器設(shè)計(jì)的目的和意義
在發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；利用空擋中斷動(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠啟動(dòng)、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動(dòng)力輸出。變速器的作用用一句話概括，就叫做變速變扭，即增速減扭或減速增扭。為什么減速可以增扭，而增速又要減扭呢？設(shè)發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的功率不變，功率可以表示為 N = wT，其中w是轉(zhuǎn)動(dòng)的角速度，T是扭距。當(dāng)N固定的時(shí)候，w與T是成反比的。所以增速必減扭，減速必增扭。機(jī)械式變速箱主要應(yīng)用了齒輪傳動(dòng)的降速原理。簡(jiǎn)單的說(shuō)，變速箱內(nèi)有多組傳動(dòng)比不同的齒輪副，而汽車行駛時(shí)的換檔行為，也就是通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)使變速箱內(nèi)不同的齒輪副工作。如在低速時(shí)，讓傳動(dòng)比大的齒輪副工作，而在高速時(shí)，讓傳動(dòng)比小的齒輪副工作。汽車變速器齒輪傳動(dòng)就根據(jù)變速變扭的原理，用于轉(zhuǎn)變發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的轉(zhuǎn)矩及轉(zhuǎn)速，以適應(yīng)汽車在起步、加速、行駛以及克服各種道路障礙等不同行駛條件下對(duì)驅(qū)動(dòng)車輪牽引力及車速的不同要求的需要，分成各個(gè)檔位對(duì)應(yīng)不同的傳動(dòng)比，以適應(yīng)不同的運(yùn)行狀況。
本變速器的設(shè)計(jì)根據(jù)老師提供的參數(shù)而設(shè)計(jì)的，同時(shí)參考了同類型汽車變速器結(jié)構(gòu)、性能及參數(shù)等，主要要求：
（1）保證汽車具有良好的動(dòng)力性及經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)；
（2）具有較高的傳動(dòng)效率；
（3）操縱輕便，工作可靠，噪音??；
本變速器采用了滑塊式同步器，實(shí)現(xiàn)了噪聲小，傳遞效率高的特點(diǎn)。除一檔、倒檔外，其他各檔均采用常嚙合斜齒輪，降低了沖擊，為了提高齒輪的齒面強(qiáng)度和抗彎強(qiáng)度，除三、四檔外，其他各檔均采用變位齒輪，提高齒輪的工作性能。
在老師的指導(dǎo)下，通過(guò)本課題的學(xué)習(xí)，懂得了變速器的作用及設(shè)計(jì)方法，復(fù)習(xí)和鞏固了以前所學(xué)的機(jī)械設(shè)計(jì)方面的理論知識(shí)，理論與實(shí)踐結(jié)合，使自己的知識(shí)面得到拓寬。綜合了大學(xué)所學(xué)的知識(shí)，讓自己的能力得到了檢驗(yàn)，并為以后的工作打下了結(jié)實(shí)的基礎(chǔ)，讓自己有足夠的能力應(yīng)付以后的工作，增加自己的能力，掌握更多的方法。
1.2國(guó)內(nèi)外研究狀況
目前，汽車市場(chǎng)上裝備性能更佳、功能更多的自動(dòng)變速器（AT）轎車迅速增加，為解決AT油耗高、動(dòng)力性能低的問(wèn)題，汽車廠商為AT設(shè)計(jì)可提供選擇的多種使用模式，使其智能化適應(yīng)不同駕駛需要。但還是不能最終解決AT油耗高傳動(dòng)效率低的問(wèn)題。因?yàn)?，無(wú)論采用哪種模式，都會(huì)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)功率或油耗作出選擇取舍。盡管普通手動(dòng)齒輪變速器（MT），存在許多不足，但因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、功率大的優(yōu)點(diǎn)，現(xiàn)在仍大量使用。
100多年中，變速器經(jīng)歷了用變速桿改變鏈條的傳動(dòng)比→手動(dòng)變速器→有級(jí)自動(dòng)變速器→無(wú)級(jí)自動(dòng)變速器的發(fā)展歷程。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動(dòng)變速器（MT）、電控液力自動(dòng)變速器（ECT）、金屬帶（鏈）式無(wú)級(jí)變速器（CVT）、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT）、雙離合器變速器（DCT）及環(huán)形錐盤(pán)滾輪牽引式無(wú)級(jí)變速器（IVT）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢(shì)，但其中金屬帶式無(wú)級(jí)變速器前景看好。手動(dòng)變速器又有兩軸式變速器、三軸式變速器、組合式變速器和雙中間軸式變速器。
從現(xiàn)代汽車變速器的市場(chǎng)狀況和發(fā)展來(lái)看，全世界的各個(gè)大廠商都對(duì)提高AT的性能及研制無(wú)級(jí)變速器（CVT）表現(xiàn)積極，汽車業(yè)界非常重視CVT在汽車上的實(shí)用化進(jìn)程。然而，因無(wú)級(jí)變速器技術(shù)難度很大，發(fā)展相對(duì)較慢，從而成為世界范圍內(nèi)尚未解決的難題之一。目前世界上裝車較多的汽車變速器是手動(dòng)變速器（MT）、電控液力自動(dòng)變速器（ECT）、金屬帶（鏈）式無(wú)級(jí)變速器（CVT）、電控機(jī)械式自動(dòng)變速器（AMT）、雙離合器變速器（DCT）及環(huán)形錐盤(pán)滾輪牽引式無(wú)級(jí)變速器（IVT）等數(shù)種，并具有各自優(yōu)勢(shì)，但其中金屬帶式無(wú)級(jí)變速器前景看好。ECT變扭器中的自動(dòng)變速器油（ATF）在高速運(yùn)動(dòng)中，由于油液分子間的內(nèi)摩擦和油液分子與各工作葉輪表面間的摩擦所消耗的部分能量及泵輪、渦輪窄隙處油液剪切等原因會(huì)產(chǎn)生油液溫度升高造成功率損失，存在傳動(dòng)效率低油耗較大的不足，另外還存在結(jié)構(gòu)復(fù)雜、成本高及維修難度大等較明顯缺點(diǎn)。歐洲格特拉克（GETRAG）變速箱公司開(kāi)發(fā)的電控機(jī)械自動(dòng)變速器（AMT）則克服了AT效率低等缺點(diǎn)，與AT相比，具有更大的發(fā)展優(yōu)勢(shì)，可是AMT依舊需要復(fù)雜的電控系統(tǒng)來(lái)控制。據(jù)該公司預(yù)測(cè)，今后短時(shí)期內(nèi)，市場(chǎng)大部分將被AMT占領(lǐng)。
汽車變速器的發(fā)展趨勢(shì)：近年來(lái)，隨著微電子技術(shù)的飛速發(fā)展，電子控制自動(dòng)變速器的問(wèn)世，給汽車帶來(lái)了更理想的傳動(dòng)系統(tǒng)。機(jī)電一體化技術(shù)進(jìn)人汽車領(lǐng)域，推動(dòng)汽車變速器裝置的重大變革。自動(dòng)變速器裝置出現(xiàn)了電子化趨勢(shì)，特別是大規(guī)模集成電路技術(shù)的發(fā)展，使由微機(jī)控制發(fā)動(dòng)機(jī)和變速器換擋成為可能。1、智能型電子控制自動(dòng)變速器，智能電子控制自動(dòng)變速器的電子系統(tǒng)可在汽車行駛過(guò)程中對(duì)運(yùn)行參數(shù)進(jìn)行控制，合理選擇換擋點(diǎn)，而且可在換擋過(guò)程中對(duì)惡化的參數(shù)(摩擦片的摩擦系數(shù)、油的粘度、車輛的復(fù)合變化等)進(jìn)行修正。2、電子控制無(wú)級(jí)變速器(ECVT)，無(wú)級(jí)變速器能自由改變速比，故能進(jìn)行理想的變速控制，比多擋位齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)更優(yōu)越。自動(dòng)變速器多擋化雖能擴(kuò)大自動(dòng)變速的范圍，但它并不安全、迅速，只在有級(jí)變速與無(wú)級(jí)變速之間，而理想的無(wú)級(jí)變速器是在整個(gè)傳動(dòng)范圍內(nèi)能連續(xù)、無(wú)擋比地切換變速比，使變速器始終按最佳換擋規(guī)律自動(dòng)變速。無(wú)級(jí)化是對(duì)自動(dòng)變速器的理想追求。但是無(wú)級(jí)變速器存在體積大、笨重和傳動(dòng)效率低的問(wèn)題，而且缺少解決耐久性問(wèn)題的相應(yīng)措施，不久的將來(lái)，電子控制無(wú)級(jí)變速器可望得到廣泛應(yīng)用和發(fā)展。3、小型化，減輕質(zhì)量、縮短動(dòng)力傳遞路線能使汽車節(jié)油，自動(dòng)變速器的小型化正起著這種作用。4、低噪聲化在 汽車的諸多噪聲源中，傳動(dòng)系的噪聲僅次于發(fā)動(dòng)機(jī)和排氣系統(tǒng)的噪聲。齒輪噪聲又是變速器的主要聲源，在降低變速器噪聲中占有非常重要的比重。
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重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 2 變速器結(jié)構(gòu)方案分析
2 變速器結(jié)構(gòu)方案分析
變速器用來(lái)改變發(fā)動(dòng)機(jī)傳到驅(qū)動(dòng)輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的是在原地起步、爬坡、轉(zhuǎn)彎、加速等各種工況下，使汽車獲得不同的牽引力和速度，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有倒檔，使汽車獲得倒退行駛能力。變速器設(shè)有空檔，可在發(fā)動(dòng)機(jī)起動(dòng)、汽車滑行或停車時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)力停止向驅(qū)動(dòng)輪工作。
2.1齒輪形式的確定
變速器用齒輪有直齒圓柱齒輪和斜齒圓柱齒輪兩種。直齒圓柱齒輪僅用于一檔和倒檔。與直齒圓柱齒輪相比，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)、運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)、工作噪聲低等優(yōu)點(diǎn)，所以本設(shè)計(jì)倒擋選用直齒輪，其他擋選用斜齒輪。
2.2換擋結(jié)構(gòu)形式的確定
變速器換檔機(jī)構(gòu)有直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器換檔三種形式。
采用軸向滑動(dòng)直齒齒輪換檔，會(huì)在輪齒端面產(chǎn)生沖擊，齒輪端部磨損加劇并過(guò)早損壞，并伴隨著噪聲。因此，除一檔、倒檔外已很少使用。
常嚙合齒輪可用移動(dòng)嚙合套換檔。因承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，嚙合套不會(huì)過(guò)早被損壞，但不能消除換檔沖擊。目前這種換檔方法只在某些要求不高的擋位及重型貨車變速器上應(yīng)用。
使用同步器能保證換擋迅速、無(wú)沖擊、無(wú)噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無(wú)關(guān)，從而提高了汽車的加速性、燃油經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。同上述兩種換擋方法比較，雖然它有結(jié)構(gòu)復(fù)雜、制造精度要求高、軸向尺寸大等缺點(diǎn)，但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換擋，其換檔行程要比滑動(dòng)齒輪換擋行程小。
通過(guò)比較本設(shè)計(jì)所有擋選用同步器換檔。
2.3軸的形式及布置
該變速器采用三軸式布置，既一軸、二軸為同心軸，二軸前端支承在一軸后端內(nèi)腔中，中間軸與二軸在同一縱向平面內(nèi)，相互平行，倒檔軸在Ⅰ、Ⅱ軸側(cè)面，具體結(jié)構(gòu)（如圖2.1、2.2）所示：
圖2.1變速器軸布置及傳動(dòng)示意圖
圖2.2為常見(jiàn)的倒檔布置方案。圖2.2b方案的優(yōu)點(diǎn)是倒檔利用了一檔齒輪，縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換檔時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換檔困難。圖2.2c方案能獲得較大的倒檔傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換檔程序不合理。圖2.2d方案對(duì)2.2c的缺點(diǎn)做了修改。圖2.2e所示方案是將一、倒檔齒輪做成一體，將其齒寬加長(zhǎng)。圖2.1f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，檔換更為輕便。為了縮短變速器軸向長(zhǎng)度，倒檔傳動(dòng)采用圖2.2g所示方案。缺點(diǎn)是一、倒檔各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。
本設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際車型，在給定的任務(wù)書(shū)中已經(jīng)確定是中間軸式變速器，全部齒輪為常嚙合齒輪，所以綜合考慮，本身設(shè)計(jì)選擇圖2.2（b）形式進(jìn)行設(shè)計(jì)。
圖2.2 倒檔布置方案
2.4軸承形式
變速器軸承常采用圓柱滾子軸承、球軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承等。
第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔尺寸足夠時(shí)，可布置圓柱滾子軸承，若空間不足則采用滾針軸承。
變速器第一軸、第二軸的后部軸承以及中間軸前、后軸承，按直徑系列一般選用中系列球軸承或圓柱滾子軸承。
滾針軸承、滑動(dòng)軸承套主要用在齒輪與軸不是固定連接，并要求兩者有相對(duì)運(yùn)動(dòng)的地方。
變速器中采用圓錐滾子軸承雖然有直徑較小、寬度較寬因而容量大、可承受高負(fù)荷等優(yōu)點(diǎn)，但也有需要調(diào)整預(yù)緊、裝配麻煩、磨損后軸易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)。
本設(shè)計(jì)中間軸選用圓錐滾子軸承，二軸左端采用滾針軸承，二軸右側(cè)用圓錐滾子軸承，一軸用球軸承。
2.5潤(rùn)滑與密封
潤(rùn)滑分為壓力式和飛濺式。
①在一軸常嚙合小齒輪上鉆四個(gè)徑向油孔，這樣，潤(rùn)滑被常嚙合大齒輪從底殼中把油帶上來(lái)，然后被擠進(jìn)這些油孔，潤(rùn)滑了第二軸前端的滾針軸承。
②二軸上各檔齒輪均鉆有四個(gè)徑向油孔，潤(rùn)滑油通過(guò)各自的主動(dòng)輪從底殼中把油帶上來(lái)，擠進(jìn)油孔，然后潤(rùn)滑各自的支承滾針軸承、及與軸的配合部分。
③倒檔齒輪由滾針軸承支承在倒檔軸上，為進(jìn)行潤(rùn)滑，在倒檔齒輪上開(kāi)一個(gè)油槽，以便潤(rùn)滑油進(jìn)入滾針軸承和軸的配合部分。
④為保證密封，此變速器在一軸軸承蓋內(nèi)開(kāi)設(shè)回油槽、二軸與變速器后殼體配合處采用非標(biāo)準(zhǔn)密封，蓋與殼體的密封用涂膠的紙墊，為防止油溫過(guò)高，氣壓過(guò)大造成滲油現(xiàn)象，在頂蓋上裝有通氣塞。
變速器采用5個(gè)檔，齒輪和軸的材料均采用相同材料：20CrMnTi,通過(guò)滲碳淬火，提高齒輪及軸的抗疲勞強(qiáng)度及剛度。
重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 3 變速器主要參數(shù)的計(jì)算
3 變速器主要參數(shù)的計(jì)算
3.1 設(shè)計(jì)參數(shù)要求
本次設(shè)計(jì)主要技術(shù)參數(shù)如下：
發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩：165N.M/2600—3000rpm
變速器中心距： 88mm
主減速比： 5.833
最高車速： 110km/h
車輪滾動(dòng)半徑： 365mm
3.2擋數(shù)的選擇
增加變速器的檔數(shù)能夠改善汽車的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性。檔數(shù)越多，變速器的結(jié)構(gòu)越復(fù)雜，使輪廓尺寸和質(zhì)量加大，而且在使用時(shí)換檔頻率也增高。
在最低檔傳動(dòng)比不變的條件下，增加變速器的檔數(shù)會(huì)使變速器相鄰的低檔與高檔之間的傳動(dòng)比比值減小，使換檔工作容易進(jìn)行。
檔數(shù)選擇的要求：
（1）相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在1.8以下；
（2）高檔區(qū)相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值要比低檔區(qū)相鄰檔位之間的比值小。
目前，轎車一般用4～5個(gè)檔位變速器，貨車變速器采用4～5個(gè)檔或多檔，多檔變速器多用于重型貨車和越野汽車。
傳動(dòng)比范圍的確定與選定的發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)、汽車的最高車速和使用條件等因素有關(guān)。目前轎車的傳動(dòng)比范圍在3～4之間，輕型貨車在5～6之間，其它貨車則更大。
文中設(shè)計(jì)結(jié)合實(shí)際，變速器為5檔變速器，由于該輕型貨車最高車速為110Km/h并不高，因此不設(shè)置超速檔，即最高檔傳動(dòng)比為1。
3.3各檔傳動(dòng)比分配
3.3.1 最低檔傳動(dòng)比計(jì)算
由于變速器為中間軸式變速器，中心距滿足下述經(jīng)驗(yàn)公式（3.5）。
（3.5）
故：
式中：
——變速器中心距（mm），已知A=88mm；
——中心距系數(shù)，=8.6-9.6；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距，已知=165（N.m）；
——變速器一檔傳動(dòng)比；
——變速器傳動(dòng)效率，取96%。
將各參數(shù)代入式（3.4）得到：
由于本車為輕型車且無(wú)超速檔，一檔初選傳動(dòng)比5。
3.3.2其他各擋傳動(dòng)比初選
速器的傳動(dòng)比范圍是指變速器最低檔傳動(dòng)比與最高檔傳動(dòng)傳動(dòng)比的比值。
各檔傳動(dòng)比為等比分配 [6] ，則：
，取
重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 4 齒輪參數(shù)的確定
4 齒輪參數(shù)的確定
4.1齒輪模數(shù)的選取
齒輪模數(shù)選取的一般原則：
（1）為了減少噪聲應(yīng)合理減小模數(shù)，同時(shí)增加齒寬；
（2）為使質(zhì)量小些，應(yīng)該增加模數(shù)，同時(shí)減少齒寬；
（3）從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該選用一種模數(shù)；
（4）從強(qiáng)度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)有不同的模數(shù)。
對(duì)于轎車，減少工作噪聲較為重要，因此模數(shù)應(yīng)選得小些。
對(duì)于貨車，減小質(zhì)量比減小噪聲更重要，因此模數(shù)應(yīng)選得大些。所選模數(shù)值應(yīng)符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定。 變速器齒輪模數(shù)范圍大致表4.1：
表4.1 變速器齒輪的法向模數(shù)
微型、普通級(jí)轎車
中級(jí)轎車
中型貨車
重型貨車
2.25～2.75
2.75～3.00
3.5～4.5
4.5～6.0
選用時(shí)，優(yōu)先選用第一系列，括號(hào)內(nèi)的盡量不要用，表4.2為國(guó)標(biāo)GB/T1357—1987，可參考表4.2進(jìn)行變速器模數(shù)的選擇。
表4.2變速器常用的齒輪模數(shù)
第一系列
1
1.25
1.5
—
2.00
—
2.50
—
3.00
——
—
第二系列
—
—
—
1.75
—
2.25
—
2.75
—
（3.25）
3.5
表中數(shù)據(jù)摘自（GB/T1357——1987）
綜合考慮文中設(shè)計(jì)由于是輕型車，變速器倒檔模數(shù)取3.5mm；其他各檔為3.0mm。
4.2齒輪壓力角α
壓力角較小時(shí)，重合度較大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲較低；壓力角較大時(shí)，可提高輪齒的抗彎強(qiáng)度和表面接觸強(qiáng)度。
對(duì)于轎車，為了降低噪聲，應(yīng)選用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的壓力角。對(duì)貨車，為提高齒輪強(qiáng)度，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°，所以普遍采用的壓力角為20°。嚙合套或同步器的壓力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°壓力角。
本變速器是采取了《重要輕型汽車變速器的新技術(shù)》主要內(nèi)容是，在保證齒輪的強(qiáng)度要求之下，盡量將模數(shù)減小。這樣就明顯提高了齒輪的重合度，從而減小了沖擊載荷和噪聲。
4.3齒輪寬度b的確定
齒寬對(duì)變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)性、齒輪強(qiáng)度和齒輪工作時(shí)受力的均勻程度等均有影響。
選用較小的齒寬可以縮短變速器的軸向尺寸和減小質(zhì)量。但齒寬減少使斜齒輪傳動(dòng)平穩(wěn)的優(yōu)點(diǎn)被削弱，齒輪的工作應(yīng)力增加。
選用較大的齒寬，工作時(shí)會(huì)因軸的變形導(dǎo)致齒輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻并在齒寬方向磨損不均勻。
通常根據(jù)齒輪模數(shù)m（）的大小來(lái)選定齒寬b,
式中：——齒寬系數(shù)，斜齒為6.0～8.5。
4.4斜齒輪螺旋角β的選取
齒輪的螺旋角對(duì)齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。選用大些的旋角時(shí)，使齒輪嚙合的重合度增加，因而工作平穩(wěn)、噪聲降低。
試驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒的強(qiáng)度相應(yīng)提高，但當(dāng)螺旋角大于30°時(shí)，其抗彎強(qiáng)度驟然下降，而接觸強(qiáng)度仍繼續(xù)上升。因此，從提高低檔齒輪的抗彎強(qiáng)度出發(fā)，并不希望用過(guò)大的螺旋角；而從提高高檔位齒輪的接觸強(qiáng)度來(lái)著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角值。
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)力求中間軸上同時(shí)工作的兩對(duì)齒輪產(chǎn)生軸向力平衡。如圖4.1所示：
圖4.1 中間軸軸向力的平衡
欲使中間軸上兩個(gè)斜齒輪的軸向力平衡，須滿足下述條件：
（3.6）
（3.7）
為使兩軸向力平衡，必須滿足：
（3.8）
式中：
——作用在中間軸承齒輪1、2上的軸向力；
——作用在中間軸上齒輪1、2上的圓周力；
——齒輪1、2的節(jié)圓半徑；
T——中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩。
貨車變速器的螺旋角為：18°～26°，一檔齒輪的螺旋角取下限
4.5各擋齒輪齒數(shù)的分配
在初選中心距、齒輪模數(shù)和螺旋角以后，可根據(jù)變速器的檔數(shù)、傳動(dòng)比和傳動(dòng)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。變速器的傳動(dòng)及各部件如圖4.2所示：
圖4.2 輕型貨車變速器傳動(dòng)示意圖
1-一軸常嚙合齒輪 2-中間軸常嚙合齒輪 3-第二軸四擋齒輪 4-中間軸四擋齒輪 5-第二軸三擋齒輪 6-中間軸三擋齒輪 7-第二軸二擋齒輪 8-中間軸二擋齒輪 9-第二軸一擋齒輪 10-中間軸一擋齒輪11-第二軸倒擋齒輪 12-中間軸倒擋齒輪 13-惰輪
4.5.1一檔齒輪齒數(shù)
一檔傳動(dòng)比為：
如果一檔齒數(shù)確定了，則常嚙合齒輪的傳動(dòng)比可求出，為了求一檔的齒數(shù)，要先求其齒輪和，
——一檔齒數(shù)和，直齒
斜齒 （3.9）
中間軸上小齒輪的最少齒數(shù)，還受中間軸軸向尺寸的限制，即受剛度的限制。在選定時(shí)，對(duì)軸上的尺寸及齒輪齒數(shù)要統(tǒng)一考慮。貨車可在12～17之間選取，本設(shè)計(jì)取=16，初選，，
代入公式（3.6）得到：
取整得54，則。
4.5.2常嚙合齒輪傳動(dòng)齒輪副的齒數(shù)確定
（3.11）
而常嚙合齒輪的中心距與一檔相等，即：
（3.12）
已知各參數(shù)如下：
代入式（3.12）得到：
取整：
，
，
4.5.3二檔齒數(shù)的確定
已知：，
由式子：
（3.13）
（3.14）
（3.15）
此外，從抵消或減少中間軸上的軸向力出發(fā)，還必須滿足下列關(guān)系式：
（3.16）
聯(lián)解上述（3.13），（3.14），（3.15）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法。解得結(jié)果如下：
，
4.5.4三檔齒數(shù)的確定
已知：，
由式子
（3.17）
（3.18）
（3.19）
聯(lián)解上式（3.17），（3.18），（3.19）三個(gè)方程式，可采用比較方便的試湊法，解得：
4.5.5四檔齒數(shù)的確定
已知：，
由式子
（3.20）
（3.21）
（3.22）
聯(lián)解上述（3.20），（3.21），（3.22）三個(gè)式子，可采用比較方便的試湊法，解得：
4.5.6倒檔齒數(shù)的確定
前述已選定：；初選（22-23）之間，小于取為14，
中間軸與倒檔軸之間的距離的確定：
，取整63mm。
為保證倒擋齒輪在嚙合不發(fā)生干涉，齒輪11和齒輪頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙。則齒輪11的齒頂圓直徑De11為：
De11=119mm
Z11=32 取整為Z11=32
二軸與倒檔軸之間的距離確定：
mm
4.6變速器齒輪的變位
采用變位齒輪的原因：
（1）配湊中心距；
（2）提高齒輪的強(qiáng)度和使用壽命；
（3）降低齒輪的嚙合噪聲。
變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對(duì)嚙合齒輪的變位系數(shù)之和等于零。高度變位可增加小齒輪的齒根強(qiáng)度，使它達(dá)到和大齒輪強(qiáng)度接近的程度。角度變位系數(shù)之和不等于零。角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用得較多。
變位系數(shù)的選擇原則：
（1）對(duì)于高檔齒輪，應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合及耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)；
（2）對(duì)于低檔齒輪，為提高小齒輪的齒根強(qiáng)度，應(yīng)根據(jù)危險(xiǎn)斷面齒厚相等的條件來(lái)選擇大、小齒輪的變位系數(shù)；
（3）總變位系數(shù)越小，齒輪齒根抗彎強(qiáng)度越低。但易于吸收沖擊振動(dòng)，噪聲要小一些。
為了降低噪聲，對(duì)于變速器中除去一、二檔以外的其它各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小一些的數(shù)值。一般情況下，隨著檔位的降低，總變位系數(shù)應(yīng)該逐檔增大。一、二檔和倒檔齒輪，應(yīng)該選用較大的值。本設(shè)計(jì)采用角度變位來(lái)調(diào)整中心距。
1、一檔齒輪的變位
已知條件：
，
由計(jì)算公式，代入得到：
查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)齒輪變位系數(shù)表得到：
其余齒輪的變位，計(jì)算過(guò)程同上，計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表4.3
表4.3 變速器各齒輪的變位系數(shù)
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
四檔齒輪
倒檔齒輪
變位系數(shù)
0.1
0.13
0.023
0.009
0.021
0.011
-0.103
-0.083
0.046
0.309
-0.22
重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 5 各檔齒輪副的計(jì)算及校核
5 各檔齒輪副的計(jì)算及校核
變速器齒輪的損壞形式主要有輪齒折斷、齒面疲勞點(diǎn)蝕、移動(dòng)換檔齒輪端部破壞及齒面膠合等。為防止齒輪損壞需要對(duì)齒輪進(jìn)行強(qiáng)度校核。
5.1齒輪材料的選擇
（1）滿足工作條件的要求
不同的工作條件，對(duì)齒輪傳動(dòng)有不同的要求，故對(duì)齒輪材料亦有不同的要求。但是對(duì)于一般動(dòng)力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強(qiáng)度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。
（2）合理選擇材料配對(duì)
如對(duì)硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號(hào)材料。
（3）考慮加工、工藝及熱處理工藝
常嚙合齒輪因其傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，并且一直參與傳動(dòng)，所以磨損較大，應(yīng)選用硬齒面齒輪組合，小齒輪用20GrMnTi材料滲碳后淬火，硬度為58～62HRC。大齒輪用40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC。一檔傳動(dòng)比大，齒輪所受沖擊載荷作用也大，所以抗彎強(qiáng)度要求比較高。一檔小齒輪用20GrMNTi滲碳后淬火，硬度為56～62HRC，大齒輪40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為46～55HRC；其余各檔小齒輪均采用40Gr調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為48～55HRC，大齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)后表面淬火，硬度為40～50HRC。
5.2各軸的轉(zhuǎn)矩計(jì)算
一軸轉(zhuǎn)距
中間軸轉(zhuǎn)矩
二軸各檔轉(zhuǎn)距：
一檔齒輪：N·m；
二檔齒輪：N·m；
三檔齒輪：N·m；
四檔齒輪：N·m；
倒檔軸：
二軸倒檔齒輪：
5.3齒輪強(qiáng)度計(jì)算
5.3.1斜齒齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
（4.1）
式中：
——圓周力（N），；
——計(jì)算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——法向模數(shù)（mm）;為斜齒輪螺旋角；
——應(yīng)力集中系數(shù)，；
——齒面寬（mm）；
——法向齒距，；
——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在齒形系數(shù)圖（圖5.1）中查得；
——重合度影響系數(shù)，
將上述有關(guān)參數(shù)代入（4.1），整理得到：
（4.2）
圖5.1 齒型系數(shù)圖
當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時(shí)，倒檔直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒檔齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。斜齒輪對(duì)貨車為100～200MPa。
（1）一檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核
已知參數(shù)：，
N·m,N·m
查齒形系數(shù)圖4.1得：；
代入公式（4.2）得：
MPa
MPa
對(duì)于貨車當(dāng)計(jì)算載荷取變速器第一軸最大轉(zhuǎn)距時(shí)，其許用應(yīng)力應(yīng)該小于250Mpa，，均小于250Mpa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。
（2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核
常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪彎曲強(qiáng)度校核方法與一檔齒輪相同其計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表5.1：
表5.1各檔齒輪的彎曲強(qiáng)度校核
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
四檔齒輪
彎曲應(yīng)力MPa
218.58
198.71
232.1
233.48
221.90
222.00
228.19
230.00
各齒輪的彎曲應(yīng)力均小于250MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。
5.3.2倒檔齒輪輪齒彎曲強(qiáng)度計(jì)算
（4.3）
式中：
——彎曲應(yīng)力；
——應(yīng)力集中系數(shù)，為1.5；
——計(jì)算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪為1.1，從動(dòng)齒輪為0.9；
——齒寬（mm）；
——端面齒數(shù)（mm），，為模數(shù)；
——齒形系數(shù)；
查齒形系數(shù)圖4.1得：；
代入公式（4.3）得：
當(dāng)計(jì)算載荷取作用在變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)距時(shí)，倒檔直齒輪的許用彎曲應(yīng)力在400-850之間，在許用范圍內(nèi)，所以滿足設(shè)計(jì)要求。
5.3.3斜齒齒輪輪齒接觸應(yīng)力
（4.4）
式中：
——輪齒接觸應(yīng)力（MPa）；
F ——齒面上的法向力（N），；
F1 ——圓周力（N），；
——計(jì)算載荷（N·mm）；
——節(jié)圓直徑（mm）；
——節(jié)點(diǎn)處壓力角；
——齒輪螺旋角；
E ——齒輪材料的彈性模量（MPa）；
——齒輪接觸的實(shí)際寬度（mm）；
——主從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm），直齒輪，斜齒輪；
——主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm）。
將作用在變速器第一軸上的載荷作為作用載荷時(shí)，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見(jiàn)下表5.2 ：
表5.2 變速器的許用接觸應(yīng)力
齒輪
MPa
滲碳齒輪
液體滲氮共滲齒輪
一檔和倒檔
1900——2000
950——1000
常嚙合齒輪和高檔
1300——1400
650——700
一檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知條件：，
N·mm,N·mm
N,
N
mm
將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得：
，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。
（2）常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核
常嚙合齒輪、二檔齒輪、三檔齒輪、四檔齒輪接觸應(yīng)力校核的方法同上，校核計(jì)算結(jié)果見(jiàn)表5.3：
表5.3各齒輪的接觸應(yīng)力
常嚙合齒輪
二檔齒輪
三檔齒輪
四檔齒輪
接觸應(yīng)力（MPa）
894.05
894.05
1073.67
1072.13
983.55
999.785
915.157
922.77
各齒輪的接觸應(yīng)力均小于1300~1400 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。
5.3.4直齒倒檔齒輪接觸應(yīng)力校核
已知條件：；N·m
將已知數(shù)據(jù)代入公式（4.4）得到：
N
N
N
，，均小于1900 MPa，所以滿足設(shè)計(jì)要求。
重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 6 軸的設(shè)計(jì)與校核
6 軸的設(shè)計(jì)與校核
變速器的軸是變速器傳遞扭距的主要部件，它的結(jié)構(gòu)和強(qiáng)度直接影響變速器的使用壽命，變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力的作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)該有足夠強(qiáng)的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(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)變速器軸時(shí)，其剛度的大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。設(shè)計(jì)階段可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式和已知條件先確定軸的直徑，然后根據(jù)公式進(jìn)行有關(guān)剛度和強(qiáng)度方面的驗(yàn)算。
6.1軸的工藝要求
第二軸上的軸頸常常用做滾針的滾道，要求有相當(dāng)高的硬度和表面粗糙度，硬度應(yīng)在HRC58～63，表面光粗糙度不能過(guò)低。
對(duì)于采用高頻或滲碳鋼的軸，螺紋部分不應(yīng)淬硬，以免產(chǎn)生裂紋。
對(duì)于階梯軸來(lái)說(shuō)，設(shè)計(jì)上應(yīng)盡量保證工藝簡(jiǎn)單，階梯應(yīng)盡可能少。
本設(shè)計(jì)經(jīng)過(guò)綜合考慮中間軸選用齒輪軸,材料與齒輪一樣為20CrMnTi。
6.2初選軸的直徑
在已知中間軸式變速器中心距A時(shí)，第二軸和中間軸中部直徑d為0.45A，軸的最大直徑d和支承間距離的比值：對(duì)中間軸，對(duì)第二軸，。第一軸花鍵部分直徑d可按下式初選：
（4.5）
式中：
K——經(jīng)驗(yàn)系數(shù)K=4.0-4.6；
——發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)距（N·mm）。
第二軸和中間軸中部直徑=0.45mm
的取值：
中間軸長(zhǎng)度初選：
mm取mm
第二軸長(zhǎng)度初選：
mm取mm
第一軸長(zhǎng)度初選：
mm取mm
mm
mm取取160mm。
6.3軸最小直徑的確定
按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件計(jì)算，這種方法是根據(jù)軸所受的轉(zhuǎn)矩進(jìn)行計(jì)算，對(duì)實(shí)心軸，其強(qiáng)度條件為：
（4.6）
——軸傳遞的轉(zhuǎn)矩N·mm，=300N·m；
——軸的抗扭截面模量(mm3)；
——軸傳遞的功率（kw），=88kw；
——軸的轉(zhuǎn)速，=3600；
——軸的許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力（MPa），見(jiàn)6.1表：
表6.1軸常用集中材料的及A值
軸的材料
Q235-A，20
Q237，35
（1C,18Ni9Ti）
45
40Cr,35SiMn,38SiMnMo,
3Cr12,20CrMnTi
/MPa
15-25
20-35
25-45
35-55
A
149-126
135-112
126-103
112-97
由式4.5得到軸直徑的計(jì)算公式：
（4.7）
對(duì)中間軸為合金鋼則A查表得為100；P為88kw；。
代入式（4.7）得取為35mm。
二軸為查表得為110；P為88kw；代入式（4.6）得mm取為45mm。
6.4軸的強(qiáng)度校核
軸的受力如圖6.1所示：
圖6.1變速器受力圖
軸的撓度驗(yàn)算
軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計(jì)算。計(jì)算時(shí)，僅計(jì)算齒輪所在位置處軸的撓度和轉(zhuǎn)角。第一軸常嚙合齒輪副，因距離支承點(diǎn)近，負(fù)荷又小，通常撓度不大，故可以不必計(jì)算。變速器齒輪在軸上的位置如圖6.1
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δ，可分別用下式計(jì)算：
（4.8）
（4.9）
（4.10）
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），=2.1×105 MPa；
——慣性矩（mm4），對(duì)于實(shí)心軸，；
——軸的直徑（mm），花鍵處按平均直徑計(jì)算；、為齒輪上的作用
力距支座A、B的距離（mm）；
——支座間的距離（mm）。
軸的全撓度為
軸在垂直面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.05～0.10mm，=0.10～0.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過(guò)0.002rad。
與中間軸齒輪常嚙合的第二軸上的齒輪，常通過(guò)青銅襯套或滾針軸承裝在軸上，也有的省去襯套或滾針軸承裝在軸上，這就能增大軸的直徑，因而使軸的剛度增加。第二軸軸上受力分析如圖4.5所示。
圖6.2變速器的撓度和轉(zhuǎn)角
變速器在一檔工作時(shí)二軸和中間軸的剛度
第一軸軸上受力分析如圖6.2所示。
N
N
N
中間軸軸上受力分析如圖6.2所示。
N
N
N
N
N
N
N
N
N
二軸軸剛度校核：
將各已知參數(shù)代入公式（4.8）得到：
N,mm,mm,mm,mm
各已知參數(shù)代入公式（4.9），（4.10）得到：
mm
mm
rad
所以變速器二軸在一檔工作時(shí)滿足剛度要求。
同理：變速器在一檔時(shí)中間軸符合剛度要求
變速器二軸在二檔工作時(shí)滿足剛度要求。
變速器在二檔時(shí)中間軸符合剛度要求。
變速器二軸在三檔工作時(shí)滿足剛度要求。
變速器在三檔時(shí)中間軸符合剛度要求。
變速器二軸在四檔工作時(shí)滿足剛度要求。
6.5 花鍵的計(jì)算
根據(jù)選定的軸徑和所給參考圖樣，選擇花鍵如下：
第一軸矩形花鍵尺寸：
第二軸前端花鍵：
第二軸中部花鍵：
第二軸后端輸出：
花鍵的擠壓應(yīng)力參考《汽車設(shè)計(jì)》P124，得
式中：——所傳遞的扭矩 ；
——扭矩在花鍵上分配不均勻系數(shù)，；
——花鍵齒數(shù)；
——鍵的工作高度， ；
——鍵的工作長(zhǎng)度；
——花鍵平均直徑， ；
——花鍵外徑；
——花鍵內(nèi)徑。
對(duì)于有載荷的滑動(dòng)連接，使用條件良好時(shí)取
①二軸一、倒檔聯(lián)結(jié)矩形花鍵
，，，
所以此花鍵強(qiáng)度足夠。
②第二軸二、三檔聯(lián)結(jié)處漸開(kāi)線花鍵：
，，
所以此花鍵強(qiáng)度足夠。
③第二軸四、五檔聯(lián)結(jié)處漸開(kāi)線花鍵：
，，
所以此花鍵強(qiáng)度足夠。
④二軸四、五檔處矩形花鍵：
，，
所以此花鍵強(qiáng)度足夠。
重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 7 軸承的選擇與校核
7 軸承的選擇與校核
軸承的使用壽命可按汽車以平均速度行駛至大修前的總行駛里程S來(lái)計(jì)算，對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬(wàn)公里，貨車和大客車25萬(wàn)公里。
，式子中，h
7.1一軸軸承的選擇與校核
（1）初選軸承型號(hào)根據(jù)軸承處直徑選擇6208型號(hào)軸承，查得：
KN，KN
（2）計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P
當(dāng)變速器在一檔工作時(shí)軸承受到的力分別為：
N，N，N，
查《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到，
，查《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到，，
當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算
（4.12）
將各已知參數(shù)代入式（4.12）：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
軸承壽命計(jì)算公式為：
（4.13）
將個(gè)已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
h
對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬(wàn)公里，貨車和大客車25萬(wàn)公里。
，式子中，h。 如表7.1所示，變速器各檔位相對(duì)工作使用率為：
表7.1五檔變速器各檔位相對(duì)工作使用率
車型
檔
位
數(shù)
最高檔
傳動(dòng)比
/%
變速器檔位
貨車
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
5
1
1
3
5
16
75
5
<1
1
3
12
64
20
所以所選軸承滿足設(shè)計(jì)要求。
當(dāng)變速器在四檔工作時(shí)軸承受到的力分別為：
N，N
查《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到，
，查表《機(jī)械原理與設(shè)計(jì)》得到
當(dāng)量動(dòng)載荷計(jì)算代入式（4.12）：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
將個(gè)已知參數(shù)代入式（4.13）得到：
對(duì)于汽車軸承壽命的要求是轎車30萬(wàn)公里，貨車和大客車25萬(wàn)公里。本設(shè)計(jì)為貨車，，式子中，h。
=606.08所以軸承符合要求。
7.2中間軸軸承的選擇與校核
初選軸承型號(hào)根據(jù)中間軸裝軸承處軸直徑選擇32207型號(hào)軸承，查得
KN，KN，，
軸承受力為：N，N，
N，N
軸承內(nèi)部軸向力為：
N，N，
假設(shè)左側(cè)為1，右側(cè)為2，
N，N，
所以：
N，N
左側(cè)，則
代入式（4.12）得：
在1.2到1.8之間取，取為1.3，
代入式（4.13）得到：
=606.08
所以滿足使用要求。
同理：中間軸右側(cè)和二軸軸承同樣滿足使用要求。
重慶科技學(xué)院本科生畢業(yè)設(shè)計(jì) 8 同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇
8 同步器及操縱機(jī)構(gòu)的選擇
8.1同步器
同步器是變速器換檔機(jī)構(gòu)的主要部件，能保證汽車穩(wěn)定換檔，防止齒輪的撞擊損壞。同步器有常壓式、慣性式和增力式三種?，F(xiàn)在得到最廣泛的是慣性式同步器。
8.1.1同步器工作原理
目前所有的同步器幾乎都是摩擦同步器，它的工作原理是使工作表面產(chǎn)生摩擦力矩，以克服被嚙合零件的慣性力矩，使之在最短的時(shí)間內(nèi)達(dá)到同步狀態(tài)。
同步器有常壓式、慣性式和慣性增力式三種。常壓式同步器結(jié)構(gòu)雖然簡(jiǎn)單，但有不能保嚙合件在同步狀態(tài)下（即角速度相等）換檔的缺點(diǎn)，現(xiàn)已不用。得到廣泛應(yīng)用的是慣性式同步器。
慣性式同步器能做到換檔時(shí)，在兩換檔元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求。
按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。本設(shè)計(jì)考慮到所設(shè)計(jì)的為輕型貨車選用鎖環(huán)式同步器作為設(shè)計(jì)對(duì)象。
8.1.2慣性同步器
慣性式同步器能做到換檔時(shí)，在兩換檔元件之間的角速度達(dá)到完全相等之前不允許換檔，因而能很好地完成同步器的功能和實(shí)現(xiàn)對(duì)同步器的基本要求。
按結(jié)構(gòu)分，慣性式同步器有鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式幾種。雖然它們結(jié)構(gòu)不同，但是它們都有摩擦元件、鎖止元件和彈性元件。
本設(shè)計(jì)選擇鎖環(huán)式同步器。
（1）鎖環(huán)式同步器結(jié)構(gòu)
如圖8-1所示，鎖環(huán)式同步器的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)是同步器的摩擦元件位于鎖環(huán)4或7和齒輪1或9凸肩部分的錐形斜面上。作為鎖止元件是在鎖環(huán)4或7上的齒和做在嚙合套10上齒的端部，且端部均為斜面稱為鎖止面。彈性元件是位于嚙合套座兩側(cè)的彈簧圈。彈簧圈將置于嚙合套座花鍵上中部呈凸起狀的滑塊壓向嚙合套。在不換檔的中間位置，滑塊凸起部分嵌入嚙合套中部的內(nèi)環(huán)槽中，使同步器用來(lái)?yè)Q檔的零件保持在中立位置上。滑塊兩端伸入鎖環(huán)缺口內(nèi)，而缺口的餓尺寸要比滑塊寬一個(gè)接合齒。
（2）鎖環(huán)式同步器工作原理
換檔時(shí)，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動(dòng)滑塊和鎖環(huán)移動(dòng)，直至鎖環(huán)面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力與兩錐面之間存