輕型客車四檔中間軸式變速器設計

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1、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 另 XXXXXX 專 業(yè)： XXXXX 班 級： XXXXXXXX 姓 名: XXXXXXXXXXX 學 號: XXXXXXXXXXXXXXXXX 扌指導教師： XXXXXXXXXXXXXX 二零一五年一月十九日 錯誤!未定義書簽 錯誤!未定義書簽 五、結(jié)論 -25 - 參考文獻 -26 - 一、 變速器的功用與組成 4 - 1. 變速器的組成 4 - 二、 變速器的設計要求與任務 4 - 1. 變速器的設計要求 4 - 2. 變速器的設計任務 4 - 三、 變速

2、器齒輪的設計 4 - 1. 確定一擋傳動比 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 - 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 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

3、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

4、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和操縱機構組成。 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。 二、變速器設計要求與任務 1. 變速器的設計要求

5、 ① 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。 ② 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。 ③ 體積小、質(zhì)量小、承載能力強、使用壽命長、工作可靠。 ④ 操縱簡單、準確、輕便、迅速。 ⑤ 傳動效率高、工作平穩(wěn)、無噪聲或低噪聲。 ⑥ 制造工藝性好、造價低廉、維修方便。 ⑦ 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)。 ⑧ 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

6、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 汽車總質(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 、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

7、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: Temaxi g1 i0 T rr mg f cosmax sin max mg max (3.1) 式中：m —汽車總質(zhì)量; g —重

8、力加速度; max —道路最大阻力系數(shù); rr —驅(qū)動車輪的滾動半徑; Temax —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩; i0 —主減速比; T—汽車傳動系的傳動效率; max —最大爬坡度; f —滾動阻力系數(shù); i g1 —變速器一檔傳動比。 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: (3.2) mg maxb Temax ◎ :"― i0 T 2270 9.8 0.278 0.33 160 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 G2 rr 式中：G2 —汽車滿載靜止于水平路面時驅(qū)動橋

9、給地面的載荷, —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 rr 1 i g1 t i 1 e max i0 T 70% 2270 9.8 0.6 0.33 160 5.1 0.9 =4.1984 （3.3） 計算時取70%mg； （3.4） 變速器一檔傳動比的范圍為： 2.7789 ig1 4.1984 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 2.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, 理論上是按公比查

10、文獻［1，4-4］可知： q n」.—■ % 的幾何級數(shù)排列，式中n為檔位數(shù)（n 4），四檔傳動比ign i g1 3.825。 中間各檔的傳動比 （3.5） 1.00。 13.825 ；1.00 =1.5639 Ig1 3.825 Ig 2 2.4458 q 1.5639 Ig1 3.825 Ig 3 2 2 1.5639 q 1.5639 Ig 4 1.00 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)

11、的合理配合。 因此初選各檔傳動比： 一檔傳動比igi 3.825 二檔傳動比ig2 2732 三檔傳動比ig3 1.397 四檔傳動比ig4 1.00 3. 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 max Igi g 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： 式中： K —中心距系數(shù)，轎車取 K=8.9~9.3，貨車取K=8.6~9.6，多檔變速器取 A (3.6) K=9

12、.5~11; Temax —發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N ? m； I g1 —變速器一檔傳動比; —變速器的傳動效率，取 0.96。 本設計變速器的中心距為: A g 9.13 160 3.825 0.96 =76mm 符合乘用車變速器的中心距變化范圍 65~80mm。 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(3.0~3.4)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

13、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 mm 4. 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

14、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/t 1.0v V < 1.6 1.6v V < 2.5 6.0v mg < 14.0 mg >14.0 模數(shù)mn /mm 2.25~2.75 2.75~3.00 3.50~4.50 4.50~6.0 所選模數(shù)值應符合國家標準 GB/T13

15、57-1987的規(guī)定， 一檔齒輪初選m=2.75mm；其它檔位初選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

16、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 kcm，kc為齒寬系數(shù)，取為4.5~8.0,也=6.0 b 6.5 2.75 18 mm 斜齒 b &mn， kc取為 6.0~8.5， &=8.0 b 8.0 2.5 20mm

17、5.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: ii Z2Z7 Z1Z8 (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 (3.9) m 2Acos Zh mn 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 全 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?？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。

18、乘用車中間軸式變速器一檔傳動比 h=3.5~3.8 時，中間軸上一檔齒數(shù)可在Z8=15~17之間選取，貨車可在12~17之間選用 檔大齒輪齒數(shù)用z Zh Z8計算求得 由公式（3.9）得： 2A Zh m 2 76 2.75 初選 Z8=17，則 Z7 Zh 對中心距進行修正： 56 z8 =56 - 17 = 39 A迪 2 =56 2.75 2 =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 (3.10) 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) mn(Z! Z2

19、) 2 cos 解方程式（3.10）和式（3.11 ）求Z1與Z2，Z1、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。 聯(lián)立公式（3.10）和公式（3.11）得： Z2 解方程組Z1 77 3.825 — 39 2.5(乙 Z2) 2cos25 ? 1.6673 Zi 乙 z2 55.8286 解得: z1 21 z2 35 由公式（3.11）算出精確的螺旋角: mn(Z1 Z2) 2 cos arccos min (乙 Z2 ) 2A =arcco

20、s 2.5 56 2 77 = 24.62 =24 37 12 確定其它各檔的齒數(shù) 知: 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［2，3-3］可 Z5 .乙 12 一 Z6 Z2 A mn(Z5 Z6) 2 cos 6 (3.12) (3.13) Z5 . Zi 12 - Z6 Z2 A mn(Z5 Z6) A 2 COS 6 三檔齒輪是斜齒輪, 而 查文獻［2, 3-3］可知： 螺旋角 4與常嚙合齒輪

21、的2不同時, Z3 乙 Zi Z2 A mn（Z5 Z6） 2cos 6 4 26，由公式（3.15）和式（3.16）得: (3.15) (3.16) Z4 ig3迢 Z2 Z5 21 2.732 ■ 解方程組 Z6 35 77 2.5(Z5 Z6) 2cos20 Z5 1.6392 Z6 Z5 Z6 58 解得： Z5 36 Z6 22 mn(Z3 Z4) 2 cos 4 Z3 解方程組Z4 77 1.39721 35 2.5(Z3 乙) 2cos26 Z

22、 0.8382 Z4 Z3 Z4 56 解得: Z4 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Zio的齒數(shù)，一般在21~28之 間，初選乙0=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) 2 =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 (3.19) 0.5mm以上的間隙，查文獻［2，3-3］可知，齒輪

23、9的齒頂圓直徑Deg應為： De8 0.5 D9 A' 2 2 De9 2A' De8 1 齒輪8的齒頂圓直徑De8 d8 z8m =17X 2.75 =46.75mm ha (f0 )m (1.0 0)2.75 2.75 mm De8 d8 2ha 46.75 2 2.75 52.25 mm 由公式(3.19)得 De9 2A' De8 1 =2 X 59.125-52.25-1 =65mm 由De9 d9 2ha可得： d9 59.5 m 2.75 22.6 齒輪圓整至z9 23 變速器倒檔傳動比： ； Z2 Z10 Z7 iR

24、 N 互 Z9 352639 4.322 21 17 23 3-3］可知：， 計算倒檔軸與第二軸的中心距 A查文獻［2, A晁 2 1 Z9) (3.20) -2.75 (39 23) 2 =85 mm 確定各檔齒數(shù)后重新計算各檔傳動比 一檔 i1 Z Z7 Z1 Z8 35 39 3.824 21 17 二檔 i2 Z2 _Z5 35 36 2.727 Z1 Z6 21 22 三檔 i3 Z2 Z3 35 25 1.344 Z1 Z4 21 31 四檔 i4 1.00 倒檔

25、 iR Z2 N0 Z7 35 26 聖 4.322 Z1 Z8 Z9 21 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 (4.1) FiK Kf w bty 式中： w —彎曲應力（MPa）; 2T Ft—圓周力（N），F(xiàn)i g ；Tg為計算載荷（N -mm）； d

26、為節(jié)圓直徑（mm）; d K —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 —齒寬（mm）； t —端面齒距，t m ； —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 (4.2) 2TgK Kf m3zKc 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400~800MPa,查文獻［2，3-4］可知，［w ］=600 MPa。 由公式（4.2）得: 2TgK Kf m'zKc =2 160 1

27、03 1.65 0.9 3 2.75 43 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： F1K bt K —彎曲應力（MPa）； Ft —圓周力(N) , Fi 2Tg d ;Tg為計算載荷（N -mm） ； d為節(jié)圓直徑（mm）； d mn z cos 斜齒輪螺旋角（ ）， =20 °； K —應力集中系數(shù), =1.50； b —齒寬（mm）； t —法向齒距，t mn ； —齒形系數(shù)，=0.47 K —重合度影響系數(shù)，K =2.0。

28、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: (4.4) 2Tg cos K W 3"- z 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 曲應力在 180~350MPa,查文獻［2，3-4］可知，［w］=320 MPa。 由公式（4.4）得: 2Tg cos K w z mn3 K 3 2 160 103 cos20 1.50 3 40 2.5 0.47 2.0 =244.38MPa<[ w] 滿足設計要求。 4.2輪齒接觸應力 (4.5) j 0.418 式中:

29、 j —輪齒的接觸應力（MPa）; ；Fi為圓周力; F —齒面上的法向力（N）, F Fjcos cos —斜齒輪螺旋角（° ）； E —齒輪材料的彈性模量（MPa） , E 2.1 105MPa b —齒輪接觸的實際寬度（mm）； z—主動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 (mm)， 直齒輪z rz sin 斜齒輪z rz sin cos2 ； b —從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 (mm)， 直齒輪b rb sin 斜齒輪b rb sin cos2 ； 將作用在變速器第一軸上的載荷 Temax「2作為計算載荷時，變速器齒輪的許 用接觸

30、應力j查文獻［2，3-4］可知，見表4.1 表4.1變速器齒輪的許用接觸應力 ,MPa） 齒 輪 滲碳 齒輪 液體碳氮共滲齒 一檔和倒檔齒輪 1900~2000 輪 950~1000 常嚙合齒輪和咼檔齒輪 1300~1400 650~700 計算二軸一檔直齒輪接觸應力 j 2Tg 2 F1 0.5 160 103 1353.1N d 118.25 F F1 cos 1353.1 1439.94 N cos20 z rz sin 24.75 si n20 8.465 mm b rb sin

31、 59.125 si n20 20.223 mm 由公式（4.5）得: j 0.418 FE 1 1 b z b 1763.87 2.1 105 1 1 0.418 V 18 8.465 20.223 =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

32、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： Fr Ft 2le

33、 max I d 2Temax 1 tan d COS 2Temax 1 tan d (4.6) (4.7) (4.8) 式中：i —至計算齒輪的傳動比; d —計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm； —節(jié)點處壓力角； —螺旋角 I II Fnv2 FNH2 Li b) FNH1 FNH2 Ft MH MH 圖4.1二軸結(jié)構簡圖 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)構簡圖 FNV- FNH1 a) 圖4.2軸的載荷分析圖

34、 如圖4.2所示，I截面為危險截面 由公式（4.6）計算二軸一檔齒輪所受圓周力 Ft為： d mz 2.75 39 107.25 mm 2Te Ft i d 3 2 160 10 3.824 115.5 =10594.63N 由公式（4.7）計算二軸一檔齒輪所受徑向力 Fr為： Fr 2T e max i tan d cos 3 =2 160 10 tan 20 115.5 1 =1008.40 N 垂直力計算: Fr L2 FNV1 ( L1 L2) 0 1008.40 28 FNV1 (168 28) 0 F NV1 1008.40 28

35、 168 28 =144.06N 二 FNV2 Fr FNV1 1008.40 144.06 864.34N 水平力計算： Fa L2 F NH1 ( L1 L2) 0 10594.63 28 Fnh 1 (168 28) 0 F NH 1 10594.63 28 168 28 =1513.52N 二 FNH2 Fa FNH1 10594.63 1513.52 9081.11 N 彎矩計算： M V FNV1 L1 144.06 168 24202.08 N ? mm Mh FNH1 L1 1513.52 168 254271.3

36、6 N ? mm 計算轉(zhuǎn)矩： Tj Temax i1 160 103 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 32M Ww d3 式中：M Ms2 M； 「2 「一計算轉(zhuǎn)矩，N ? mm; d —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;

37、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； —許用應力，在低檔工作時查文獻［2, 3-4］可知 400 MPa. M M： MS2 Tj2 24202.082 254271.362 6118402 663014.2 N ? mm 由公式（4.8）得： M 32M 3~ Ww d 32 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 （4.3）所示，易導致沿齒長方向壓力分

38、布不均勻。 a) 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， F1a2b2 3EIL (4.9) 2. 2 (4.10) (4.11) f F?a b f s 3EIL Rab（b a） 3EIL 式中： Fi—齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）; F2 —齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N ;） E —彈性模量（MPa） ,E 2.1 105MPa; I —慣性矩（mm4），對于實心軸，I d4/64 ； d—軸的直徑，花鍵處按平

39、均直徑計算； a、b—為齒輪上的作用力距支座 A、B的距離（mm）； L —支座間的距離（mm）。 A ! F f 1 B s a - — — ° ■ — _ _ b 1 “— 一 一一I""L 右 L 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: :V fc2 fs2 f 0.20 mm ( 4.12) 計算慣性矩1 : d4 394 I d 113503.2 mm4 64 64 計算垂直面內(nèi)撓度fc 由公式（4.9）得: F1a2b2 3EIL

40、 2 2 = 1008.40 202 26 3 2.1 105 113503.2 228 =0.00171mm 計算水平面內(nèi)撓度fs 由公式（4.10）得： 2 2 f F?a b T s 3EIL =10594.63 2022 262 5 3 2.1 10 113503.2 228 =0.0179mm 計算軸的轉(zhuǎn)角，由式（4.11）得： Rab（b a） 3EIL =1008.40 203 26 （203 26） 3 2.1 105 113503.2 228 =0.000058rad 計算軸的合成撓度 由公式（4.12）得： f f—fs2 =..

41、0.001712 0.01792 =0.01798mm〈 f 軸的垂向撓度的容許值 fc =0.05~0.10mm；軸的水平撓度 fs =0.10~0.15mm; 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，其技術已經(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? 討和學習的。 對于本次設

42、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

43、器技術， 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，2011 ［2］ 王望予.汽車設計［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2000 ［3］ 李風平.機械圖學［M］.沈陽：東北大學出版社 2003 ［4］ 甘永立.幾何量工差與檢測［M］.上海：上?？茖W技術出版社 2003 ⑸ 高延齡.汽車運用工程［M］.第二版.北京:人民交通出版社，2001 ⑹ 鐘建國 廖耘 劉宏汽車構造與駕駛［M］.長沙沖南大學出版社，2002 ［7］ 肖盛云 徐中明.汽車運用工程基礎［M］.重慶:重慶大學出版社，1997 ［8］ 鄧亞東等主編［M］汽車設計 遼寧：人民交通出版社出版，2003