乘用車兩軸式五擋變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)

1、乘用車兩軸式五擋變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)乘用車兩軸式五擋變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)摘要變速器用來改變發(fā)動(dòng)機(jī)到驅(qū)動(dòng)輪上轉(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.是汽車獲得不同的牽引力和速度.同時(shí)是發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)下工作.變速器設(shè)有空擋.可啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)汽車滑行.或停車時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)到驅(qū)動(dòng)輪的動(dòng)力傳遞.變速器宿舍有倒檔.是汽車各獲得倒退行駛的能力.需要時(shí).變速器還有動(dòng)力輸出功能.因?yàn)樽兯傧湓诘蜋n工作時(shí)作用有較大的力，所以一般變速箱的低檔都布置靠近軸的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證裝配容易。變速箱整體結(jié)構(gòu)剛性與軸和殼體的結(jié)構(gòu)有關(guān)系。一般通過

2、控制軸的長(zhǎng)度即控制檔數(shù)，來保證變速箱有足夠的剛性。本文設(shè)計(jì)研究了兩軸式五擋手動(dòng)變速器，對(duì)變速器的工作原理做了闡述，變速器的各擋齒輪和軸做了詳細(xì)的設(shè)計(jì)計(jì)算，并進(jìn)行了強(qiáng)度校核，對(duì)一些標(biāo)準(zhǔn)件進(jìn)行了選型。變速器的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)并講述了變速器中各部件材料的選擇。關(guān)鍵詞 擋數(shù)；傳動(dòng)比；齒輪；軸；強(qiáng)度校核目錄第1章 緒論11.1 概述11.1.1 設(shè)計(jì)二軸五檔變速器的目的和意義21.1.2 汽車變速器設(shè)計(jì)要求21.1.3 研究變速的現(xiàn)狀31.2 變速器的設(shè)計(jì)思想3第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)的布置42.1 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置方案42.1.1 變速器傳動(dòng)方案分析與選擇42.1.2 倒檔布置方案52.2 操

3、縱機(jī)構(gòu)布置方案62.2.1 概述62.2.2 典型的操縱機(jī)構(gòu)以及鎖止裝置72.3 本章小結(jié)9第3章 變速器設(shè)計(jì)的總體方案103.1 變速器主要參數(shù)的選擇103.1.1 檔數(shù)103.1.2 傳動(dòng)比范圍103.1.3 變速器各檔傳動(dòng)比確定113.1.4 中心距的選擇123.1.5 齒輪參數(shù)的選擇133.1.6 各擋齒輪的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算143.2 變速器齒輪強(qiáng)度校核203.2.1 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度的校核213.2.2 輪齒接觸應(yīng)力的校核223.2.3 變速器齒輪的材料及熱處理233.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)243.3.1 初選軸的直徑243.3.2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算25結(jié) 論52致 謝53參考文獻(xiàn)5

4、4第一章 緒論1.1概述隨著社會(huì)的快速發(fā)展和人們生活水平的迅速提高，汽車（尤其是轎車）作為一種必不可少的交通工具已走進(jìn)千家萬戶。總之，汽車工業(yè)的發(fā)展水平直接代表著一個(gè)國(guó)家基礎(chǔ)工業(yè)和國(guó)民經(jīng)濟(jì)的實(shí)力。中國(guó)未來10年，經(jīng)濟(jì)型轎車至少應(yīng)翻一番。因此設(shè)計(jì)一種適合我國(guó)國(guó)情的經(jīng)濟(jì)型轎車的變速器具有十分重要的意義，而且也符合全球?qū)Νh(huán)境保護(hù)的要求，小排量低排放的經(jīng)濟(jì)型轎車肯定是未來汽車的主力。汽車的發(fā)展經(jīng)歷了三大革命，動(dòng)力革命（內(nèi)燃機(jī)的使用），傳動(dòng)革命（機(jī)械傳動(dòng)的完善和液體傳動(dòng)的使用）和控制革命（用傳感器、微機(jī)和電液閥進(jìn)行信息處理）。從先進(jìn)國(guó)家來看，動(dòng)力革命和傳動(dòng)革命已經(jīng)完成，目前正處于控制革命階段，要解決的主

5、要是機(jī)械太“機(jī)械”，沒有靈性的問題，過去機(jī)械全靠人來操縱控制，然而人的生理和心理能力（感覺器官的功能、頭腦分析的能力和體能）是有限的，操縱汽車這樣復(fù)雜的機(jī)械對(duì)于人來說體力和腦力負(fù)擔(dān)是很重要的，更主要的是單靠人力操縱將阻礙汽車的發(fā)展和其性能的提高。因此必須對(duì)汽車各部分（發(fā)動(dòng)機(jī)、變速器、懸架、制動(dòng)和轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)等）進(jìn)行自動(dòng)控制，并從各部分的單獨(dú)控制向整車一體化控制發(fā)展，從一般控制向智能控制發(fā)展。要解決機(jī)械信息處理能力問題，機(jī)械本身是無能為力的，液壓控制在性能上也達(dá)不到要求，必須引入具有良好控制性能和信息處理能力的電子技術(shù)。但是僅僅采用機(jī)電液技術(shù)還不夠，還需要應(yīng)用聲學(xué)、光學(xué)、和化學(xué)等多學(xué)科技術(shù)才能使機(jī)械

6、具有良好的信息處理能力，實(shí)現(xiàn)高度自動(dòng)化。變速器是汽車傳動(dòng)系中一個(gè)比較關(guān)鍵的部件，它設(shè)計(jì)的好壞直接影響到汽車的使用性能。隨著汽車工業(yè)的告訴發(fā)展和現(xiàn)汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法的開發(fā)和應(yīng)用，人們對(duì)汽車變速器的設(shè)計(jì)要求是越來越高。其中，減少變速器體積，提高變速器可靠性以及改善其與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配更是當(dāng)前急需解決的重要問題！兩軸式變速器與三軸式變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊且除到檔外其他各檔的傳動(dòng)效率高、噪聲低。轎車多采用前置發(fā)動(dòng)機(jī)前輪驅(qū)動(dòng)的布置，因?yàn)檫@種布置使汽車的動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)緊湊、操縱性好且使汽車質(zhì)量降低6%10%。兩軸式變速器縱置時(shí)，傳動(dòng)系的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單（即輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體從而簡(jiǎn)化了制造工藝，降低了成

7、本）。1.1.1 設(shè)計(jì)二軸五檔變速器的目的和意義變速器是汽車傳動(dòng)系中一個(gè)比較關(guān)鍵的部件，它設(shè)計(jì)的好壞直接影響到汽車的使用性能。隨著汽車工業(yè)的告訴發(fā)展和現(xiàn)汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法的開發(fā)和應(yīng)用，人們對(duì)汽車變速器的設(shè)計(jì)要求是越來越高。其中，減少變速器體積，提高變速器可靠性以及改善其與發(fā)動(dòng)機(jī)的匹配更是當(dāng)前急需解決的重要問題！本課題將可靠?jī)?yōu)化二軸五檔變速器設(shè)計(jì)理論應(yīng)用汽車機(jī)械式變速器齒數(shù)系的設(shè)計(jì)中，根據(jù)汽車的動(dòng)力性要求，在保證零件結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度可靠使用的條件下，以變速器體積最小化和功率使用最大化為目標(biāo)函數(shù)，通過可靠性優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果與原始數(shù)據(jù)的對(duì)比，使變速器設(shè)計(jì)得到一個(gè)更可靠的優(yōu)化。1.1.2 汽車變速器設(shè)計(jì)要求汽

8、車傳動(dòng)系是汽車的核心組成部分。其任務(wù)是調(diào)節(jié)、變換發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，將動(dòng)力有效而經(jīng)濟(jì)地傳至驅(qū)動(dòng)車輪，以滿足汽車的使用要求。變速器是完成傳動(dòng)系任務(wù)的重要部件，也是決定整車性能的主要部件之一。變速器的結(jié)構(gòu)要求對(duì)汽車的動(dòng)力性、燃料經(jīng)濟(jì)性、換檔操縱的可靠性與輕便性、傳動(dòng)平穩(wěn)性與效率等都有直接的影響。隨著汽車工業(yè)的發(fā)展，轎車變速器的設(shè)計(jì)趨勢(shì)是增大其傳遞功率與重量之比，并要求其具有更小的尺寸和良好的性能。在汽車變速器的設(shè)計(jì)工作開始之前，首先要根據(jù)變速器運(yùn)用的實(shí)際場(chǎng)合來對(duì)一些主要參數(shù)做出選擇。主要參數(shù)包括中心距、變速器軸向尺寸、軸的直徑、齒輪參數(shù)、各檔齒輪的齒數(shù)等。（1） 正確選擇變速器的檔位數(shù)和傳動(dòng)比，使之與發(fā)

9、動(dòng)機(jī)參數(shù)優(yōu)化匹配，以保證汽車具有良好的動(dòng)力性與經(jīng)濟(jì)性；（2） 設(shè)置空擋，用來切斷發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力向驅(qū)動(dòng)輪的傳輸；（3） 設(shè)置倒擋，使汽車能倒退行駛；設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，需要時(shí)能進(jìn)行功率輸出）（4） 換擋迅速、省力、方便；（5） 工作可靠；（6） 變速器應(yīng)有高的工作效率；（7） 變速器的工作噪聲低。除此之外，變速器還應(yīng)當(dāng)滿足輪廓尺寸和質(zhì)量小、制造成本低、拆裝容易、維修方便等要求。1.1.3 研究變速的現(xiàn)狀眾所周知，中國(guó)國(guó)內(nèi)市場(chǎng)的轎車車型，90%都來自日本和德國(guó)技術(shù)，更確切地說，是來自于日本豐田和德國(guó)大眾技術(shù)。國(guó)內(nèi)的許多車廠在研發(fā)、生產(chǎn)方式上，或是購(gòu)買技術(shù)，或是與德日方聯(lián)合經(jīng)營(yíng)，自主獨(dú)立開發(fā)的能力相對(duì)欠缺

10、。因此，我國(guó)的轎車車型及所屬關(guān)緊部件的研發(fā)方面的發(fā)展相對(duì)滯后，進(jìn)而造成國(guó)內(nèi)的許多老型產(chǎn)品一干就是十幾年，甚至二十幾年的尷尬局面。但是根據(jù)我們國(guó)家的實(shí)際現(xiàn)狀，目前中國(guó)市場(chǎng)對(duì)轎車的需求，在短時(shí)間內(nèi)，甚至相當(dāng)長(zhǎng)的一段時(shí)間內(nèi)轎車仍然具有一定的發(fā)展的空間。汽車變速器發(fā)展經(jīng)歷了100多年，從最初采用側(cè)鏈傳動(dòng)到手動(dòng)變速器，到現(xiàn)在的液力自動(dòng)變速器和電控機(jī)械式自動(dòng)變速器，再向無級(jí)自動(dòng)變速器方向發(fā)展。變速器是汽車傳動(dòng)系的重要組成部分，其發(fā)展無疑代表著汽車工業(yè)的發(fā)展，它的設(shè)計(jì)也是汽車設(shè)計(jì)的一個(gè)重要部分。手動(dòng)變速器(MT)主要采用齒輪傳動(dòng)的降低原理，變速器內(nèi)有多組傳動(dòng)比不同的齒輪副，汽車行駛時(shí)的換擋就是通過操縱機(jī)構(gòu)使

11、變速器內(nèi)不同的齒輪副工作。我國(guó)汽車工業(yè)采用CAD技術(shù)，從無到有，至今已有十多年的歷史。與其他機(jī)械產(chǎn)品相比，汽車行業(yè)在計(jì)算機(jī)應(yīng)用的投入比較多。各汽車廠紛紛引進(jìn)軟硬件并逐步建立了計(jì)算機(jī)輔助系統(tǒng)。AutoCAD在用戶的心目中也變成了二維設(shè)計(jì)軟件的縮影。1.2變速器的設(shè)計(jì)思想根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)匹配的轎車的基本參數(shù)，及發(fā)動(dòng)機(jī)的基本參數(shù)。（1） 發(fā)動(dòng)機(jī)排量2.0升；（2） 五個(gè)前進(jìn)擋，一個(gè)倒檔；（3） 輸入、輸出軸保證兩點(diǎn)支承；（4） 采用同步器，保證可靠平穩(wěn)換擋；（5） 齒輪、軸及軸承滿足使用要求。第2章 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)與操縱機(jī)構(gòu)的布置2.1變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置方案2.1.1變速器傳動(dòng)方案分析與選擇不同的傳動(dòng)系

12、檔位數(shù)，其原因在于它們的使用條件不同、對(duì)整車性能要求不同、汽車本身的比功率機(jī)械式變速器具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、傳動(dòng)效率高、制造成本底和工作可靠等優(yōu)點(diǎn)，故在不同形式的汽車上得到廣泛應(yīng)用。機(jī)械式變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案主要有兩種：兩軸式變速器和中間軸式變速器。其中兩軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。與中間軸式變速器相比，它具有軸和軸承數(shù)少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、輪廓尺寸小、易布置等優(yōu)點(diǎn)。此外，各中間檔因只經(jīng)一對(duì)齒輪傳遞動(dòng)，故傳動(dòng)效率高，同時(shí)噪聲小。但兩軸式變速器不能設(shè)置直接檔，所以在工作時(shí)齒輪和軸承均承載，工作噪聲增大且易損壞，受結(jié)構(gòu)限制其一檔速比不能設(shè)計(jì)的很大。其特點(diǎn)是：變速器輸出軸與主減速器主動(dòng)齒輪做成一體

13、，發(fā)動(dòng)機(jī)縱置時(shí)直接輸出動(dòng)力。而中間軸式變速器多用于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)汽車和發(fā)動(dòng)機(jī)后置后輪驅(qū)動(dòng)的汽車上。其特點(diǎn)是：變速器一軸后端與常嚙合齒輪做成一體絕大多數(shù)方案的第二軸與一軸在同一條直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接后可得到直接檔，使用直接檔變速器齒輪和軸承及中間軸不承載，此時(shí)噪聲低，齒輪、軸承的磨損減少。對(duì)不同類型的汽車，具有不同5。而傳動(dòng)系的檔位數(shù)與汽車的動(dòng)力性、燃油經(jīng)濟(jì)性有著密切的聯(lián)系。就動(dòng)力性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)揮最大功率附近高功率的機(jī)會(huì)，提高了汽車的加速和爬坡能力。就燃油經(jīng)濟(jì)性而言，檔位數(shù)多，增加了發(fā)動(dòng)機(jī)在低燃油消耗率區(qū)下作的能力，降低了油耗。從而能提高汽車生產(chǎn)率，降低運(yùn)輸成木。不過

14、，增加檔數(shù)會(huì)使變速器機(jī)構(gòu)復(fù)雜和質(zhì)量增加，軸向尺寸增大、成本提高、操縱復(fù)雜。 綜上所述，此次設(shè)計(jì)變速器是驅(qū)動(dòng)形式屬于發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)，且可布置變速器的空間較小，對(duì)變速器的要求較高，要求運(yùn)行噪聲小，設(shè)計(jì)車速高，故選用二軸式變速器作為傳動(dòng)方案。選擇5檔變速器，并且五檔為超速檔。大體結(jié)構(gòu)可參考如圖2-1所示的結(jié)構(gòu)圖2-1 發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)布置示意圖2.1.1倒檔布置方案常見的倒檔布置方案如圖2-2所示。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

15、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2-2f所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合的齒輪，換檔換更為輕便圖2-2 倒檔的布置方案綜合考慮以上因素，為了換檔輕便，減小噪聲，倒檔傳動(dòng)采用圖2.2f所示方案。2.2.1操縱機(jī)構(gòu)布置方案2.1.1 概述根據(jù)汽車使用條件的需要，駕駛員利用操縱機(jī)構(gòu)完成選檔和實(shí)現(xiàn)換檔或退到空檔。變速器操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)當(dāng)滿足如下主要要求9：換檔時(shí)只能掛入一個(gè)檔位，換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長(zhǎng)上嚙合，防止自動(dòng)脫檔或自動(dòng)掛檔，防止誤掛倒檔，換檔輕便。變速器操縱機(jī)構(gòu)通常裝在頂蓋或側(cè)蓋內(nèi)，也有少數(shù)是分開的。變速器操縱機(jī)構(gòu)操縱第二軸上的滑動(dòng)齒輪、嚙合套或同步器得到所需不

16、同檔位。用于機(jī)械式變速器的操縱機(jī)構(gòu)，常見的是由變速桿、撥塊、撥叉、變速叉軸及互鎖、自鎖和倒檔裝置等主要零件組成，并依靠駕駛員手力完成選檔、換檔或推到空檔工作，稱為手動(dòng)換檔變速器。直接操縱式手動(dòng)換檔變速器當(dāng)變速器布置在駕駛員座椅附近時(shí)，可將變速桿直接安裝在變速器上，并依靠駕駛員手力和通過變速桿直接完成換檔功能的手動(dòng)換檔變速器，稱為直接操縱變速器。這種操縱方案結(jié)構(gòu)最簡(jiǎn)單，已得到廣泛應(yīng)用。近年來 ，單軌式操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)用較多，其優(yōu)點(diǎn)是減少了變速叉軸，各檔同用一組自鎖裝置，因而使操縱機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化，但它要求各檔換檔行程相等。2.1.2 典型的操縱機(jī)構(gòu)以及鎖止裝置 定位裝置的作用是將被嚙合件保持在一定位置上，并防

17、止自動(dòng)嚙合和分離，一般采用彈簧和鋼球式機(jī)構(gòu)。1、 換檔機(jī)構(gòu)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檔位及重型貨車變速器上應(yīng)用。使用同步器能保證換檔迅速、無沖擊、無噪聲，而與操作技術(shù)的熟練程度無關(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。同上述兩種換檔方法比較，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)，

18、但仍然得到廣泛應(yīng)用。利用同步器或嚙合套換檔，其換檔行程要比滑動(dòng)齒輪換檔行程小。通過比較，考慮汽車的操縱性能，本設(shè)計(jì)全部檔位均選用同步器換檔。2、 防脫檔設(shè)計(jì)互鎖裝置是保證移動(dòng)某一變速叉軸時(shí)，其它變速叉軸互被鎖住，該機(jī)構(gòu)的作用是防止同時(shí)掛入兩檔，而使掛檔出現(xiàn)重大故障。常見的互鎖機(jī)構(gòu)有：（1） 互鎖銷式圖2-4是汽車上用得最廣泛的一種機(jī)構(gòu)，互鎖銷和頂銷裝在變速叉軸之間，用銷子的長(zhǎng)度和凹槽來保證互鎖。圖2-4，a為空檔位置，此時(shí)任一叉軸可自由移動(dòng)。圖2-4，b、c、d為某一叉軸在工作位置，而其它叉軸被鎖住。（2） 擺動(dòng)鎖塊式圖2-5為擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu)工作示意圖，鎖塊用同心軸螺釘安裝在殼體上，并可繞

19、螺釘軸線自由轉(zhuǎn)動(dòng)，操縱桿的撥頭置于鎖塊槽內(nèi)，此時(shí)，鎖塊的一個(gè)或兩個(gè)突起部分A檔住其它兩個(gè)變速叉軸槽，保證換檔時(shí)不能同時(shí)掛入兩檔。（3） 轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式圖2-6為與上述鎖塊機(jī)構(gòu)原理相似的轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖裝置。操縱桿撥頭置于鉗口中，鉗形板可繞A軸轉(zhuǎn)動(dòng)。選檔時(shí)操縱桿轉(zhuǎn)動(dòng)鉗形板選入某一變速叉軸槽內(nèi)，此時(shí)鉗形板的一個(gè)或兩個(gè)鉗爪抓住其它兩個(gè)變速叉，保證互鎖作用。圖2-5 擺動(dòng)鎖塊式互鎖機(jī)構(gòu)圖2-6轉(zhuǎn)動(dòng)鉗口式互鎖機(jī)操縱機(jī)構(gòu)還應(yīng)設(shè)有保證不能誤掛倒檔的機(jī)構(gòu)。通常是在倒檔叉或叉頭上裝有彈簧機(jī)構(gòu)，使司機(jī)在換檔時(shí)因有彈簧力作用，產(chǎn)生明顯的手感。鎖止機(jī)構(gòu)還包括自鎖、倒檔鎖兩個(gè)機(jī)構(gòu)。自鎖機(jī)構(gòu)的作用是將滑桿鎖定在一定位置，保證齒

20、輪全齒長(zhǎng)參加嚙合，并防止脫檔和掛檔。自鎖機(jī)構(gòu)有球形鎖定機(jī)構(gòu)與桿形鎖定機(jī)構(gòu)兩種類型。倒檔鎖的作用是使駕駛員必須對(duì)變速桿施加更大的力，方能掛入倒檔，起到提醒注意的作用，以防誤掛倒檔，造成安全事故。本次設(shè)計(jì)屬于前置前輪驅(qū)動(dòng)的轎車，操縱機(jī)構(gòu)采用直接操縱方式，鎖定機(jī)構(gòu)全部采用，即設(shè)置自鎖、互鎖、倒檔鎖裝置。采用自鎖鋼球來實(shí)現(xiàn)自鎖，通過互鎖銷實(shí)現(xiàn)互鎖。倒檔鎖采用限位彈簧來實(shí)現(xiàn)，使駕駛員有感覺，防止誤掛倒檔。本章小結(jié)本章主要介紹了變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)的布置方案和零、部件結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行了系統(tǒng)的分析，并給出了此次設(shè)計(jì)的具體方案，即設(shè)計(jì)兩軸式變速器，倒擋布置方案如圖2-2（f）所示，前進(jìn)擋皆為斜齒圓柱齒輪，倒擋為直齒圓柱

21、齒輪，采用全同步器式換擋形式，圓柱滾子軸承、滾針軸承、圓錐滾子軸承。并且對(duì)操縱機(jī)構(gòu)做了詳細(xì)的介紹，說明了常用的鎖止機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)及原理第3章 。變速器設(shè)計(jì)的總體方案3.1 變速器主要參數(shù)的選擇本次變速器設(shè)計(jì)的主要參數(shù)如下表4-1所示。表4-1 主要參數(shù)發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率76kw車輪型號(hào)175/60R14發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩131Nm最大功率時(shí)轉(zhuǎn)速6000r/min最大轉(zhuǎn)矩時(shí)轉(zhuǎn)速4300r/min最高車速170km/h總質(zhì)量1060kg整備質(zhì)量1414kg3.1.1 檔數(shù)近年來，為了降低油耗，改善經(jīng)濟(jì)性和動(dòng)力性之間的矛盾.變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。變速器結(jié)構(gòu)也復(fù)雜.其輪廓尺寸和質(zhì)量加大.同時(shí)其操縱機(jī)構(gòu)也更加復(fù)

22、雜.目前，乘用車一般用45個(gè)檔位的變速器。發(fā)動(dòng)機(jī)排量大的乘用車變速器多用5個(gè)檔。多檔變速器多用于總質(zhì)量大些的貨車和越野汽車上。3.1.2 傳動(dòng)比范圍變速器傳動(dòng)比范圍是指變速器最高檔與最低檔傳動(dòng)比的比值。最高檔通常是超速檔檔，傳動(dòng)比小于1.0；有的變速器最高檔是直接檔，傳動(dòng)比為1.0。影響最低檔傳動(dòng)比選取的因素有：發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩和最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速所要求的汽車最大爬坡能力、驅(qū)動(dòng)輪與路面間的附著力、主減速比和驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑以及所要求達(dá)到的最低穩(wěn)定行駛車速等。目前乘用車的傳動(dòng)比范圍在3.04.5之間，排量大的乘用車在5.08.0之間，商用車則更大。傳動(dòng)比范圍的選擇要求：1、 相鄰檔位之間的傳動(dòng)比比值在

23、1.8以下。2、 在最低檔位傳動(dòng)比不變情況下.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。原因高檔區(qū)使用頻繁 因此，本次設(shè)計(jì)的轎車變速器為5檔變速器，最高檔傳動(dòng)比初定為0.8左右。3.1.3 變速器各檔傳動(dòng)比確定（1）主減速器傳動(dòng)比的確定發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系為： （3.1）式中 汽車行駛速度（km/h）； 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）； 車輪滾動(dòng)半徑（m）； 變速器傳動(dòng)比； 主減速器傳動(dòng)比。由上文可知最高車速=170km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比=0.75；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格175/65R14得到=267.65（mm）；發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速=6000（r/min

24、）；由公式（4.1）得到主減速器傳動(dòng)比計(jì)算公式： （2）確定變速器一擋傳動(dòng)比汽車爬陡坡時(shí)車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅(qū)動(dòng)力用于克服輪胎與路間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有：，則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動(dòng)比為1： （3.2）式中：m汽車總質(zhì)量，1435kg；g重力加速度，9.8；道路最大阻力系數(shù)，由于一般瀝青或混凝土路面滾動(dòng)阻力系數(shù)f=0.0180.020，故取f=0.019；最大爬坡度，故坡角，所以為0.359；驅(qū)動(dòng)車輪滾動(dòng)半徑，0.267mm；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，131Nm；主減速比，4；汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率，轎車可取0.90.92，故選為0.9。由公式（2.2）得：；根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的

25、附著條件，求得變速器一擋傳動(dòng)比為1： （3.3）式中：汽車滿載靜止于水平路面時(shí)，驅(qū)動(dòng)橋給地面的載荷，對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)前置后輪驅(qū)動(dòng)的乘用車，滿載時(shí)后軸占55%；道路的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取=0.550.65，故選為0.6；，見式（3.2）下說明。由公式（3.3）得：；最終取。（3）變速器各檔速比的配置按等比級(jí)數(shù)分配其它各檔傳動(dòng)比，即： i5=i4q=1.161.45=0.83.1.4 中心距的選擇初選中心距可根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算14： （3.4）式中：A 變速器中心距（mm）； 中心距系數(shù)，乘用車=8.99.3；發(fā)動(dòng)機(jī)最大輸出轉(zhuǎn)距為131（Nm）； 變速器一檔傳動(dòng)比為3.5； 變速器傳動(dòng)效率，取96%。（8.

26、99.3）31313.50.96=（8.9-9.3）8.375=66.0370.02mm轎車變速器的中心距在6080mm范圍內(nèi)變化。初取A=70mm。3.1.5.外形尺寸變速器的橫向外形尺寸可根據(jù)齒輪直徑以及倒擋軸過渡齒輪和換擋機(jī)構(gòu)的布置初步確定.影響變速器軸向尺寸的因素有擋數(shù).換擋機(jī)構(gòu)形式以及齒輪形式。乘用車五檔變速器殼體的軸向尺寸為【3.54.0】A3.1.6齒輪參數(shù)的選擇1. 模數(shù)m齒輪模數(shù)是一個(gè)重要參數(shù)，并且影響它的選取因素又很多，如齒輪的強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。對(duì)于乘用車為了減少工作噪聲和增加齒寬應(yīng)合理減小模數(shù)，嚙合套和同步器接合齒多數(shù)采用漸開線齒形.由于工藝上的原因.同一變速

27、器接合齒模數(shù)相同.并優(yōu)先采用第一系列.乘用車和總質(zhì)量在1.814.0t的貨車為2.03.5mm，取m=2.5mm。2. 壓力角壓力角較小時(shí)，重合度較大并降低輪齒剛度.為此進(jìn)入嚙合和退出嚙合的動(dòng)載荷.，傳動(dòng)平穩(wěn)，有利于噪聲較低；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)于直齒輪.壓力角為28度時(shí)強(qiáng)度最高.對(duì)于斜齒輪.壓力角為25度時(shí)強(qiáng)度最高.理論上對(duì)于乘用車，為了加大重合度來降低噪聲，應(yīng)選用14.5、15、16、16.5等小些的壓力角。實(shí)際上 .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。本變速器為了加工方便，

28、故全部選用標(biāo)準(zhǔn)壓力角20。3. 螺旋角.斜齒輪在變速器有廣泛的應(yīng)用.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。 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)，并不希望用過大的螺旋角；而從提高高檔齒輪的接觸強(qiáng)度著眼，應(yīng)當(dāng)選用較大的螺旋角。乘用車兩軸式變速器為20度至25度4. 齒寬b齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強(qiáng)度及工作平穩(wěn)性的要求，通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬b。，其中為齒寬系數(shù)。變

29、速器中一般倒擋采用直齒圓柱齒輪=4.58.0；常嚙合及其他擋位用斜齒圓柱齒輪=6.08.5。采用同步器和嚙合套換檔時(shí)其結(jié)合齒的工作寬度為2.0mm4.0mm4齒輪變位系數(shù)的選擇對(duì)于乘用車.為了降低噪聲除去一檔.倒檔以外各檔齒輪總變位系數(shù)選用小一些的數(shù)值.已獲得低噪聲傳動(dòng).高檔變位系數(shù)為0.20.2.隨的檔位的降低.變我洗漱應(yīng)該隨檔位降低而增大.一檔和倒檔齒輪選用1.0以上5. 齒頂高系數(shù)齒頂高系數(shù)對(duì)重合度、輪齒強(qiáng)度、工作噪聲、輪齒相對(duì)滑動(dòng)速度、輪齒根切和齒頂厚度等有影響。一般齒輪的齒頂高系數(shù)，為一般汽車變速器齒輪所采用。3.1.5 各擋齒輪的分配及傳動(dòng)比的計(jì)算分配齒數(shù)時(shí)應(yīng)注意的是，各擋齒輪的齒

30、數(shù)比應(yīng)該盡可能不是整數(shù)，以使齒面磨損均勻。（1）確定一擋齒輪的齒數(shù)由于一擋采用圓柱直齒輪傳動(dòng)，所以齒數(shù)和Zh=2AMN=56，齒輪的齒數(shù)是齒輪設(shè)計(jì)中一個(gè)非常重要的環(huán)節(jié)，采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和湊配中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性、耐磨損、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲6。初選一檔主動(dòng)齒輪齒數(shù)為17.傳動(dòng)比為3.5一檔從動(dòng)齒輪齒數(shù)為59.5修正后選60.應(yīng)為Zh不等Z1+Z2.要修正中心距A=mZ1+Z22=77mm（2）確定二擋齒輪的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與，由得： （3.5）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： （3.6）聯(lián)解上述三個(gè)方程式

31、，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.4）（3.5）求出。再把代入式（3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關(guān)系湊配中心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，得；由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。二擋齒輪參數(shù)如表3.2。表3.2 二擋齒輪基本參數(shù)序號(hào)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算公式1端面壓力角2分度圓直徑3齒頂高4齒根高5齒頂圓直徑6齒根圓直徑7當(dāng)量齒數(shù)8齒寬（3）確定三擋齒輪的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與一檔嚙合齒輪不同，由得： （3.5）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： （3.6）聯(lián)解上述三個(gè)方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.4

32、）（3.5）求出。再把代入式（3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關(guān)系湊配中心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，得；由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。三擋齒輪參數(shù)如表3.3。表3.3 三擋齒輪基本參數(shù)序號(hào)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算公式1端面壓力角2分度圓直徑3齒頂高4齒根高5齒頂圓直徑6齒根圓直徑7當(dāng)量齒數(shù)8齒寬（4）確定四擋齒輪的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與一檔嚙合齒輪不同，由得：而 （3.5）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： （3.6）聯(lián)解上述三個(gè)方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.4）（3.5）求出。再把代入式（3.6

33、），檢查近似滿足軸向力平衡關(guān)系湊配中心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，得；由于湊配中心距與原中心距相不等即為角度度變位。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。四擋齒輪參數(shù)如表3.4。表3.4四擋齒輪基本參數(shù)序號(hào)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算公式1端面壓力角2分度圓直徑3齒頂高4齒根高5齒頂圓直徑6齒根圓直徑7當(dāng)量齒數(shù)8齒寬（5）確定五擋齒輪的齒數(shù)二擋齒輪是斜齒輪，螺旋角與一檔嚙合齒輪不同，由得： （3.5）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： （3.6）聯(lián)解上述三個(gè)方程式，采用試湊法，選定螺旋角，解式（3.4）（3.5）求出。再把代入式（3.6），檢查近似滿足軸向力平衡關(guān)系湊配中

34、心距；斜齒端面模數(shù)；嚙合角，得；由于湊配中心距與原中心距相等即為高度變位。兩齒輪分度圓仍相切，節(jié)圓與分度圓重合，全齒高不變。五擋齒輪參數(shù)如表3.5。表3.5 五擋齒輪基本參數(shù)序號(hào)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算公式1端面壓力角2分度圓直徑3齒頂高4齒根高5齒頂圓直徑6齒根圓直徑7當(dāng)量齒數(shù)8齒寬（6）確定倒擋齒輪齒數(shù)初選倒檔軸上齒輪齒數(shù)為=25，輸入軸齒輪齒數(shù)=13，為保證倒檔齒輪的嚙合不產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)干涉齒輪和齒輪的齒頂圓之間應(yīng)保持有0.5mm以上的間隙，即滿足以下公式： （3.7）已知：，把數(shù)據(jù)代入（3.7）式，齒數(shù)取整，解得：，則倒檔傳動(dòng)比為：輸入軸與倒檔軸之間的距離：mm輸出軸與倒檔軸之間的距離：mm表3.6 倒

35、擋齒輪基本參數(shù)序號(hào)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算公式1分度圓直徑2齒頂高3齒根高4齒頂圓直徑5齒根圓直徑6基圓直徑7齒寬序號(hào)計(jì)算項(xiàng)目計(jì)算公式1分度圓直徑2齒頂高3齒根高4齒頂圓直徑5齒根圓直徑6基圓直徑7齒寬3.2 變速器齒輪強(qiáng)度校核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)換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的極少，而后者出現(xiàn)的多些3。變速器抵擋小齒輪由于載荷大而齒數(shù)少，齒根較弱，其主要破壞形式就是這種彎曲疲勞斷裂。齒面

36、點(diǎn)蝕是常用的高擋齒輪齒面接觸疲勞的破壞形式。點(diǎn)蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動(dòng)載荷，甚至可能引起輪齒折斷。通常是靠近節(jié)圓根部齒面點(diǎn)蝕較靠近節(jié)圓頂部齒面處的點(diǎn)蝕嚴(yán)重；主動(dòng)小齒輪較被動(dòng)大齒輪嚴(yán)重。3.2.1 變速器齒輪彎曲強(qiáng)度的校核1）直齒輪彎曲應(yīng)力 （3.8）式中：計(jì)算載荷（Nmm）；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65；摩擦力影響系數(shù)，主、從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上的摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動(dòng)齒輪=1.1，從動(dòng)齒輪=0.9；齒寬系數(shù)；y齒形系數(shù)。倒擋主動(dòng)輪3，查手冊(cè)得y=0.165，代入（3.8）得；倒擋傳動(dòng)齒輪13，查手冊(cè)得y=0.173，代入（3.8）得；倒擋從動(dòng)輪11，查手冊(cè)得y=0.18

37、2，代入（3.8）得；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)，倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400800Mpa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。故，彎曲強(qiáng)度足夠。（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 （3.7）式中：計(jì)算載荷（Nmm）；斜齒輪螺旋角；應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.50；Z齒數(shù)；法向模數(shù)（mm）；y齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù)在圖中查得；齒寬系數(shù)；重合度影響系數(shù)，=2.0。一擋齒輪1，查圖得y=0.154，代入（3.7）得=346.3Mpa；一擋齒輪2，查圖得y=0.164，代入（3.7）得=.107.Mpa；二擋齒輪5，查圖得y=0.157，代入（3.7）得=158.26Mpa；二擋

38、齒輪6，查圖得y=0.160，代入（3.7）得=337Mpa；三擋齒輪7，查圖得y=0.130，代入（3.7）得=306.3Mpa；三擋齒輪8，查圖得y=0.147，代入（3.7）得=163.7Mpa；四擋齒輪9，查圖得y=0.137，代入（3.7）得=234.6Mpa；四擋齒輪10，查圖得y=0.141，代入（3.7）得=196.57Mpa；五檔齒輪11，查圖得y=0.139，代入（3.7）得=1981Mpa；五檔齒輪12，查圖得y=0.137，代入（3.7）得=242.9Mpa；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)，對(duì)乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在180350Mpa范圍，所

39、有斜齒輪滿足，故彎曲強(qiáng)度足夠。3.2.2 輪齒接觸應(yīng)力的校核 （3.9）式中：輪齒的接觸應(yīng)力（Mpa）；F齒面上的法向力（N）， ；圓周力（N），；計(jì)算載荷（Nmm）；d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，合金鋼取E=；b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；、為主、從動(dòng)齒輪的節(jié)圓半徑（mm）。將上述有關(guān)參數(shù)代入式（3.9），并將作用在變速器第一軸上的載荷/2作為計(jì)算載荷時(shí)，得出：一擋接觸應(yīng)力；二擋接觸應(yīng)力；三擋接觸應(yīng)力；四擋接觸應(yīng)力；五檔接觸應(yīng)力；倒擋接觸應(yīng)力（齒輪12主動(dòng)，13從動(dòng)）；（齒輪13主動(dòng)，11從動(dòng)）；對(duì)

40、于滲碳齒輪變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力，一擋和倒擋=19002000Mpa，常嚙合齒輪和高擋=13001400Mpa。故所有齒輪滿足，接觸強(qiáng)度足夠。3.2.3 變速器齒輪的材料及熱處理變速器齒輪多數(shù)采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結(jié)合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。國(guó)內(nèi)汽車變速器齒輪材料主要采用20CrMnTi,滲碳齒輪在淬火、回火后表面硬度為5863HRC，心部硬度為3348HRC。淬火的目的是大幅度提高鋼的強(qiáng)度、硬度、耐磨性、疲勞強(qiáng)度以及韌性等，從而滿足各種機(jī)械零件和工具的不同使用要求?；鼗鸬淖饔迷谟谔岣呓M織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組織轉(zhuǎn)變，從而使

41、工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定；消除內(nèi)應(yīng)力，以改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調(diào)整鋼鐵的力學(xué)性能以滿足使用要求83.3 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)變速器在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、徑向力和軸向力作用，變速器的軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求變速器的軸應(yīng)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、耐磨性等均有不利影響。3.3.1 初選軸的直徑在已知兩軸式變速器中心距時(shí)，軸的最大直徑和支承距離的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩?duì)輸入軸，=0.160.18；對(duì)輸出軸，0.180.21。輸入軸花鍵部分直徑（mm）可按下式初選?。菏街校?經(jīng)驗(yàn)系數(shù)，=4.04.6；發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（

42、N.m）。輸入軸花鍵部分直徑：=22.5826.27mm初選輸入、輸出軸支承之間的長(zhǎng)度=272mm。按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑： （3.10）式中： d軸的最小直徑（mm）；軸的許用剪應(yīng)力（MPa）；P發(fā)動(dòng)機(jī)的最大功率（kw）；n發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速（r/min）。將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（3.22）式，得：mm所以，選擇軸的最小直徑為23mm。3.3.2 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算3.3.2.1 軸的剛度的計(jì)算對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角。前者使齒輪中心距發(fā)生變化，破壞了齒輪的正確嚙合；后者使齒輪相互歪斜，致使沿齒長(zhǎng)方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對(duì)軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算

43、。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。如圖3-1所示：圖3-1 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角若軸在垂直面內(nèi)撓度為，在水平面內(nèi)撓度為和轉(zhuǎn)角為，可分別用下式計(jì)算 （3.11） （3.12） （3.13）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），=2.1105 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；、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mm。軸在垂直

44、面和水平面內(nèi)撓度的允許值為=0.050.10mm，=0.100.15mm。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過0.002rad。1、 計(jì)算變速器上個(gè)齒輪的圓周力、切向力、軸向力輸入軸：2、 變速器輸入軸的剛度計(jì)算（1）一檔工作時(shí)的計(jì)算已知：a=43mm；b=171mm；L=214mm；d=28mm，則有mmmmmm （2）二檔工作時(shí)的計(jì)算已知：a=99mm；b=114.5mm；L=214mm；d=46mm，則有mmmmmm（3）三檔工作時(shí)的計(jì)算已知a=77；b=136.5mm；L=214mm；d=42mm，則有=mmmmmm由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，而且受力相對(duì)于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對(duì)于一、二、檔可以忽略。3、變速器輸出軸的剛度計(jì)算（1）一檔工作時(shí)的計(jì)算 已知：a=61mm；b=162mm；L=223mm；d=40mm，則有mmmmmm（2）二檔工作時(shí)的計(jì)算已知：a=106mm；b=117mm；L=223mm；d=34mm，則有mmmm（3）三檔工作時(shí)的計(jì)算已知a=69；b=154mm；L=223mm；d=34mm，則有=mmmmmm由于四、五檔距離支撐處只有20mm左右，而且受力相對(duì)于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對(duì)于一、二、檔可以忽略。3.3.2.2 軸的強(qiáng)度的計(jì)算1、輸入軸強(qiáng)度校核=5266.29N, =1799