高級(jí)轎車三軸五檔手動(dòng)機(jī)械式變速器 三軸五檔變速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)

高級(jí)轎車三軸五檔手動(dòng)機(jī)械式變速器目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)4二、機(jī)械式變速器的概述及總體方案論證42.1 變速器的功用、要求、發(fā)動(dòng)機(jī)布置形式分析.42.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案.52.2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析52.2.2 倒擋布置方案72.3 變速器零部件結(jié)構(gòu)方案分析.8三、變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)113.1 變速器主要參數(shù)選擇.113.1.1 檔數(shù)與傳動(dòng)比133.1.2 中心距143.1.3 外形尺寸143.1.4 齒輪參數(shù)153.2 各檔齒輪齒數(shù)的分配.153.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)153.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)163.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)183.2.4 確定倒擋齒輪的齒數(shù)183.3 齒輪變位系數(shù)的選擇.19四、變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇.224.1 齒輪的損壞原因及形式224.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核.224.2.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算234.2.2 齒輪接觸應(yīng)力242五、變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核.265.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸.265.1.1 軸的結(jié)構(gòu).265.1.2 確定軸的尺寸265.2 軸的校核275.2.1 第一軸的強(qiáng)度與剛度校核285.2.2 第二軸的校核計(jì)算29六、變速器同步器的設(shè)計(jì)及操縱機(jī)構(gòu).306.1 同步器的結(jié)構(gòu)316.2 同步環(huán)主要參數(shù)的確定336.3 變速器的操縱機(jī)構(gòu)35參考文獻(xiàn).363一、設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)某款四座高級(jí)轎車整備質(zhì)量 1458kg，擬設(shè)計(jì)最高車速 203kmh-1，最大功率 124kW，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速 6000r/min；最大轉(zhuǎn)矩 226Nm，對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速 4000r/min，前后輪胎尺寸均為 205/60 R16。第四組（1） 畫(huà)出手動(dòng)機(jī)械式變速器的總裝配圖（0 號(hào)圖紙） ；（2） 畫(huà)出所有手動(dòng)機(jī)械式變速器內(nèi)零部件圖紙（需要標(biāo)注裝配尺寸、配合公差與明細(xì)欄，撰寫(xiě)裝配技術(shù)要求等） ；（0/1/2/3 號(hào)圖紙）（3） 選取、設(shè)計(jì)和確定手動(dòng)機(jī)械式變速器內(nèi)各零部件結(jié)構(gòu)、尺寸等，能實(shí)現(xiàn)所設(shè)計(jì)零部件的相關(guān)功能要求；（4） 校核手動(dòng)機(jī)械式變速器內(nèi)的關(guān)鍵零部件；（5） 設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份（5000 字左右）二、機(jī)械式變速器的概述及總體方案論證2.1 變速器的功用、要求、發(fā)動(dòng)機(jī)布置形式分析變速器用來(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、加速等各種行駛工況下，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)有空檔，可在啟動(dòng)發(fā)動(dòng)機(jī)、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)輪傳輸。變速器設(shè)有倒擋，使汽車獲得倒退行駛能力。需要時(shí)，變速器還有動(dòng)力輸出功能。變速器設(shè)計(jì)應(yīng)該滿足以下基本要求：（1）具有正確的檔數(shù)和傳動(dòng)比，保證汽車有需要的動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)；（2）有空檔和倒檔，使發(fā)動(dòng)機(jī)可以與驅(qū)動(dòng)輪長(zhǎng)期分離，使汽車能倒車；（3）換檔迅速、省力，以便縮短加速時(shí)間并提高汽車動(dòng)力性（自動(dòng)、半自動(dòng)和電子操縱機(jī)構(gòu)）；（4）工作可靠。汽車行駛中，變速器不得跳擋、亂擋以及換擋沖擊等現(xiàn)象發(fā)生；（5）應(yīng)設(shè)置動(dòng)力輸出裝置，以便必要時(shí)進(jìn)行功率輸出；（6）效率高、噪聲低、體積小、重量輕便于制造、成本低。4變速器是由變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和操縱機(jī)構(gòu)組成。根據(jù)前進(jìn)檔數(shù)的不同，變速器有三、四、五和多擋幾種。根據(jù)軸的不同類型，分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式兩大類。而前者又分為兩軸式、中間軸式和多中間軸式變速器。相比于經(jīng)濟(jì)型轎車，高級(jí)轎車更加追求汽車性能。發(fā)動(dòng)機(jī)縱置具有以下特點(diǎn)：（1）為復(fù)雜的前懸架騰出足夠的布置空間（2）均衡軸荷，減輕前橋軸荷（3）體積龐大的大排量發(fā)動(dòng)機(jī)只能縱置（4）修長(zhǎng)的車頭有非凡的魅力因此高級(jí)轎車普遍采用發(fā)動(dòng)機(jī)縱置、前置后驅(qū)的形式。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)的客車上。因此本設(shè)計(jì)采用中間軸式機(jī)械變速器。根據(jù)給出的設(shè)計(jì)條件和發(fā)動(dòng)機(jī)布置形式的分析，變速器具體的參數(shù)說(shuō)明如下：發(fā)動(dòng)機(jī) 縱置 變速器 中間軸式 MT 發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩 226/4000 發(fā)動(dòng)機(jī)最大功率 124/6000驅(qū)動(dòng)形式 FR 汽車整備質(zhì)量 kg 1458最高車速 203kmh-1 前后輪胎尺寸 205/60 R162.2 變速器傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析2.2.1 傳動(dòng)機(jī)構(gòu)布置方案分析有級(jí)變速器 1與無(wú)級(jí)變速器相比，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造低廉，具有高的傳動(dòng)效率（=0.960.98） ，因此在各類汽車上均得到廣泛的應(yīng)用。設(shè)計(jì)時(shí)首先應(yīng)根據(jù)汽車的使用條件及要求確定變速器的傳動(dòng)比范圍、檔位數(shù)及各檔的傳動(dòng)比，因?yàn)樗鼈儗?duì)汽車的動(dòng)力性與燃料經(jīng)濟(jì)性都有重要的直接影響。傳動(dòng)比范圍是變速器低檔傳動(dòng)比與高檔傳動(dòng)比的比值。汽車行駛的道路狀況愈多樣，發(fā)動(dòng)機(jī)的功率與汽車質(zhì)量之比愈小，則變速器的傳動(dòng)比范圍應(yīng)愈大。目前，轎車變速器的傳動(dòng)比范圍為 3.04.5；一般用途的貨車和輕型以上的客車5為 5.08.0；越野車與牽引車為 10.020.0。通常，有級(jí)變速器具有 3、4、5 個(gè)前進(jìn)檔；重型載貨汽車和重型越野汽車則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多達(dá) 616 個(gè)甚至 20 個(gè)。變速器檔位數(shù)的增多可提高發(fā)動(dòng)機(jī)的功率利用效率、汽車的燃料經(jīng)濟(jì)性及平均車速，從而可提高汽車的運(yùn)輸效率，降低運(yùn)輸成本。但采用手動(dòng)的機(jī)械式操縱機(jī)構(gòu)時(shí)，要實(shí)現(xiàn)迅速、無(wú)聲換檔，對(duì)于多于 5 個(gè)前進(jìn)檔的變速器來(lái)說(shuō)是困難的。因此，直接操縱式變速器檔位數(shù)的上限為 5 檔。多于 5 個(gè)前進(jìn)檔將使操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜化，或者需要加裝具有獨(dú)立操縱機(jī)構(gòu)的副變速器，后者僅用于一定行駛工況。某些轎車和貨車的變速器，采用僅在好路和空載行駛時(shí)才使用的超速檔。采用傳動(dòng)比小于 1（0.70.8）的超速檔，可以更充分地利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率，降低單位行駛里程的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸總轉(zhuǎn)數(shù)，因而會(huì)減少發(fā)動(dòng)機(jī)的磨損，降低燃料消耗。但與傳動(dòng)比為 1 的直接檔比較，采用超速檔會(huì)降低傳動(dòng)效率。有級(jí)變速器的傳動(dòng)效率與所選用的傳動(dòng)方案有關(guān)，包括傳遞動(dòng)力的齒輪副數(shù)目、轉(zhuǎn)速、傳遞的功率、潤(rùn)滑系統(tǒng)的有效性、齒輪及軸以及殼體等零件的制造精度、剛度等。三軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。三軸式變速器第一軸的常嚙合齒輪與第二軸的各檔齒輪分別與中間軸的相應(yīng)齒輪相嚙合，且第一、第二軸同心。將第一、第二軸直接連接起來(lái)傳遞扭矩則稱為直接檔。此時(shí)，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、第二軸也傳遞轉(zhuǎn)矩。因此，直接檔的傳遞效率高，磨損及噪音也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點(diǎn)。其他前進(jìn)檔需依次經(jīng)過(guò)兩對(duì)齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩。因此。在齒輪中心距（影響變速器尺寸的重要參數(shù)）較小的情況下仍然可以獲得大的一檔傳動(dòng)比，這是三軸式變速器的另一優(yōu)點(diǎn)。其缺點(diǎn)是：除直接檔外其他各檔的傳動(dòng)效率有所下降。 有級(jí)變速器結(jié)構(gòu)的發(fā)展趨勢(shì)是增多常嚙合齒輪副的數(shù)目，從而可采用斜齒輪。后者比直齒輪有更長(zhǎng)的壽命、更低的噪聲，雖然其制造稍復(fù)雜些且在工作中有軸向力。因此，在變速器中，除低檔及倒檔外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。6圖 2-1a 所示 2方案，除一，倒檔用直齒滑動(dòng)齒輪換檔外，其余各檔為常嚙合齒輪傳動(dòng)。圖 2-4b、c 、 d 所示方案的各前進(jìn)檔，均用常嚙合齒輪傳動(dòng)；圖 2-4d 所示方案中的倒檔和超速檔安裝在位于變速器后部的副箱體內(nèi)，這樣布置除可以提高軸的剛度，減少齒輪磨損和降低工作噪聲外，還可以在不需要超速檔的條件下，很容易形成一個(gè)只有四個(gè)前進(jìn)檔的變速器。圖 2-1 中間軸式五檔變速器傳動(dòng)方案以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動(dòng)的檔位，其換檔方式可以用同步器或嚙合套來(lái)實(shí)現(xiàn)。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。變速器用圖 2-1c 所示的多支承結(jié)構(gòu)方案，能提高軸的剛度。這時(shí)，如用在軸平面上可分開(kāi)的殼體，就能較好地解決軸和齒輪等零部件裝配困難的問(wèn)題。圖 2-1c 所示方案的高檔從動(dòng)齒輪處于懸臂狀態(tài)，同時(shí)一檔和倒檔齒輪布置在變速器殼體的中間跨距里，而中間檔的同步器布置在中間軸上是這個(gè)方案的特點(diǎn)。2.2.2 倒擋布置方案圖 2-2 為常見(jiàn)的倒擋布置方案 2。圖 2-2b 所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。圖 2-2c 所示方案能獲得較大的倒擋傳動(dòng)比，缺點(diǎn)是換擋程序不合理。圖 2-2d 所示方案針對(duì)前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 2-2c7所示方案。圖 2-2e 所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，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齒輪，換擋更為輕便。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長(zhǎng)度，有的貨車倒擋傳動(dòng)采用圖 2-2g 所示方案。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。圖 2-2 變速器倒檔傳動(dòng)方案本設(shè)計(jì)采用圖 2-2f 所示的傳動(dòng)方案。因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低檔到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動(dòng)比雖然與一擋的傳動(dòng)比接近，但因?yàn)槭褂玫箵醯臅r(shí)間非常短，從這點(diǎn)出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處。2.3 變速器零部件結(jié)構(gòu)方案分析變速器的設(shè)計(jì)方案必需滿足使用性能、制造條件、維護(hù)方便及三化等要求。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時(shí)，也要考慮齒輪型式、換檔結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤(rùn)滑和密封等因素。2.3.1 齒輪型式與直齒圓柱齒輪比較，斜齒圓柱齒輪有使用壽命長(zhǎng)，工作時(shí)噪聲低等優(yōu)點(diǎn)；8缺點(diǎn)是制造時(shí)稍復(fù)雜，工作時(shí)有軸向力。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會(huì)使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量增大。直齒圓柱齒輪僅用于低檔和倒擋。2.3.2 換檔結(jié)構(gòu)型式換檔結(jié)構(gòu)分為直齒滑動(dòng)齒輪、嚙合套和同步器三種 2。直齒滑動(dòng)齒輪換檔的特點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、緊湊，但由于換檔不輕便、換檔時(shí)齒端面受到很大沖擊、導(dǎo)致齒輪早期損壞、滑動(dòng)花鍵磨損后易造成脫檔、噪聲大等原因，除一檔、倒檔外很少采用。嚙合套換檔型式一般是配合斜齒輪傳動(dòng)使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動(dòng)載荷，提高了齒輪的強(qiáng)度和壽命。嚙合套有分為內(nèi)齒嚙合套和外齒嚙合套，視結(jié)構(gòu)布置而選定，若齒輪副內(nèi)空間允許，采用內(nèi)齒結(jié)合式，以減小軸向尺寸。結(jié)合套換檔結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但還不能完全消除換檔沖擊，目前在要求不高的檔位上常被使用。采用同步器換檔可保證齒輪在換檔時(shí)不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時(shí)操縱輕便，縮短了換檔時(shí)間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動(dòng)化。其缺點(diǎn)是結(jié)構(gòu)復(fù)雜，制造精度要求高，軸向尺寸有所增加，銅質(zhì)同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。自動(dòng)脫檔是變速器的主要障礙之一。為解決這個(gè)問(wèn)題，除工藝上采取措施外，在結(jié)構(gòu)上，目前比較有效的方案有以下幾種：1） 將嚙合套做得長(zhǎng)一些（如圖 2-3a）或者兩接合齒的嚙合位置錯(cuò)開(kāi)（圖 2-3b） ，這樣在嚙合時(shí)使接合齒端部超過(guò)被接合齒約 13mm。使用中因接觸部分?jǐn)D壓和磨損，因而在接合齒端部形成凸肩，以阻止自動(dòng)脫檔。9此段切薄a b圖 2-3 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施 圖 2-4 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施 圖 2-5 防止自動(dòng)脫檔的結(jié)構(gòu)措施2）將嚙合套齒座上前齒圈的齒厚切?。?.30.6mm） ，這樣，換檔后嚙合套的后端面便被后齒圈的前端面頂住，從而減少自動(dòng)脫檔（圖 2-4） 。3）將接合齒的工作面加工成斜齒面，形成倒錐角（一般傾斜 2030） ，使接合齒面產(chǎn)生阻止自動(dòng)脫檔的軸向力（圖 2-5） 。這種結(jié)構(gòu)方案比較有效，用較多。在本設(shè)計(jì)中所采用的是鎖環(huán)式同步器，該同步器是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。但它可以從結(jié)構(gòu)上保證結(jié)合套與待嚙合的花鍵齒圈在達(dá)到同步之前不可能接觸，以免齒間沖擊和發(fā)生噪聲。同步器的結(jié)構(gòu)如圖 2-6 所示：10圖 2-6 鎖環(huán)式同步器l、4- 同步環(huán);2-同步器齒鼓;3-接合套;5-彈簧;6滑塊; 7-止動(dòng)球;8- 卡環(huán);9輸出軸;10、11- 齒輪2.3.3 變速器軸承變速器軸承 12常采用圓柱滾子軸承，球軸承，滾針軸承，圓錐滾子軸承，滑動(dòng)軸套等。至于何處應(yīng)當(dāng)采用何種軸承，是受結(jié)構(gòu)限制并隨所承受的載荷特點(diǎn)不同而不同。汽車變速器結(jié)構(gòu)緊湊，尺寸小，采用尺寸大些的軸承結(jié)構(gòu)受限制，常在布置上有困難。如變速器的第二軸前端支撐在第一軸常嚙合齒輪的內(nèi)腔中，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。變速器第一軸前端支撐在飛輪的內(nèi)腔里，因有足夠大的空間常采用球軸承來(lái)承受軸向力。作用在第一軸常嚙合齒輪上的軸向力，經(jīng)第一軸后部軸承傳給變速器殼體，此處常采用軸承外圈有擋圈的球軸承。第二軸后端常采用球軸承，以承受軸向力和徑向力。中間軸上齒輪工作時(shí)產(chǎn)生的軸向力，原則上由前或后軸承來(lái)承受都可以；但當(dāng)在殼體前端面布置軸承蓋有困難的時(shí)候，必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來(lái)承受徑向力。變速器內(nèi)采用圓錐滾子軸承雖然直徑小，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，磨損后軸承易歪斜而影響齒輪正確嚙合的缺點(diǎn)，所以不適用于線性膨脹系數(shù)較大的鋁合金殼體。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。軸承的直徑根據(jù)變速器中心距確定，并要保證殼體后壁兩軸承孔之間的距離不小于 620mm,下限適用于輕型車和轎車。滾針軸承、滑動(dòng)軸套 13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。滾針軸承有滾動(dòng)摩擦損失小，傳動(dòng)效率高，徑向配合間隙小，定位11max0maxaxmax(cosin)egITrif gaxm0rgeiTi及運(yùn)轉(zhuǎn)精度高，有利于齒輪嚙合等優(yōu)點(diǎn)?；瑒?dòng)軸套的徑向配合間隙大，易磨損，間隙增大后影響齒輪的定位和運(yùn)轉(zhuǎn)精度并使工作噪聲增加?；瑒?dòng)軸套的優(yōu)點(diǎn)是制造容易，成本低。三、變速器主要參數(shù)的選擇與主要零件的設(shè)計(jì)3.1 變速器主要參數(shù)選擇3.1.1 檔數(shù)與傳動(dòng)比近年來(lái)，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢(shì)。目前，乘用車一般用 45 個(gè)檔位的變速器。本設(shè)計(jì)也采用 5 個(gè)檔位。根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速與汽車行駛速度之間的關(guān)系式確定主減速器傳動(dòng)比:037.irnuga式中：汽車行駛速度（km/h） ；au發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min） ；n車輪滾動(dòng)半徑（m） ；r變速器傳動(dòng)比；gi主減速器傳動(dòng)比。0已知：最高車速 =203km/h；最高檔為超速檔，傳動(dòng)比 =0.75 (超速檔maxu gi的的傳動(dòng)比一般為 0.70.8，本設(shè)計(jì)取五檔傳動(dòng)比取 0.75)；車輪滾動(dòng)半徑由所選用的輪胎規(guī)格 205/60R16 得到 =326.2(mm)；由于發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速略大于最r大功率轉(zhuǎn)速 6000r/min；所以根據(jù)公式，可取 =4.93 。0i選擇最低檔傳動(dòng)比時(shí)，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動(dòng)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(dòng)輪的滾動(dòng)半徑等來(lái)綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時(shí) 1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面間的滾動(dòng)阻力及爬坡阻力。故有則由最大爬坡度要求的變速器檔傳動(dòng)比為=1.3557 （3-1）12max2egITriG2ax0gIeTiimax1ingq3IAmaxKT式中 m-汽車總質(zhì)量；g-重力加速度；max-道路最大阻力系數(shù)；rr-驅(qū)動(dòng)輪的滾動(dòng)半徑；Temax-發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩；i0-主減速比；-汽車傳動(dòng)系的傳動(dòng)效率。根據(jù)驅(qū)動(dòng)車輪與路面的附著條件求得的變速器 I 檔傳動(dòng)比 4為： =3.698 （3-2）式中 G2-汽車滿載靜止于水平路面時(shí)驅(qū)動(dòng)橋給路面的載荷；-路面的附著系數(shù)，計(jì)算時(shí)取 =0.50.6，本設(shè)計(jì)取 0.6 。由已知條件：取滿載質(zhì)量 2000kg；rr=326.2mmTe max=226Nmi0=4.93=0.95?？扇?igI =3.5中間檔的傳動(dòng)比理論上按公比為：（3-3 ）的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動(dòng)機(jī)參數(shù)的合理匹配。根據(jù)上式可的出： =1.47q故有： gggi=2.38i1.62i=.01) ， ， （ 修 正 為3.1.2 中心距中心距對(duì)變速器的尺寸及質(zhì)量有直接影響，所選的中心距、應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。三軸式變速器的中心局 A（mm）可根據(jù)對(duì)已有變速器的統(tǒng)計(jì)而得出的經(jīng)驗(yàn)公式初定：（3-4）式中 K A-中心距系數(shù)。對(duì)轎車，K A =8.99.3；本設(shè)計(jì)取 K A =9.013TI max -變速器處于一檔時(shí)的輸出扭矩：TI max=Te max igI =751.45Nm故可得出初始中心距 A=81.8mm。3.1.3 外形尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據(jù)齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機(jī)構(gòu)的布置初步確定。轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸 3.03.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數(shù)有關(guān)：四檔(2.22.7) A，五檔(2.73.0)A，六檔 (3.23.5)A當(dāng)變速器選用常嚙合齒輪對(duì)數(shù)和同步器多時(shí)，中心距系數(shù) KA 應(yīng)取給出系數(shù)的上限。為檢測(cè)方便，A 取整。本次設(shè)計(jì)采用 5+1 手動(dòng)擋變速器，其殼體的軸向尺寸是3 81.8mm=245.4mm，變速器殼體的最終軸向尺寸應(yīng)由變速器總圖的結(jié)構(gòu)尺寸鏈確定。3.1.4 齒輪參數(shù)（1）齒輪模數(shù)建議用下列各式選取齒輪模數(shù) 12，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合 GB1357-805規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數(shù) mn（3-3max0.47eT5）其中 =226Nm，可得出 mn=2.5。maxeT一檔、倒擋直齒輪的模數(shù) mmm （3-31max0.T6）通過(guò)計(jì)算 m=3。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開(kāi)線齒形 13。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結(jié)合套模數(shù)都取相同，轎車和輕型貨車取 23.5。本設(shè)計(jì)取 2.5。（2）齒形、壓力角 、螺旋角 和齒寬 b14汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 3-1 選取。表 3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角項(xiàng)目 車型 齒形 壓力角 螺旋角 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°45°一般貨車 GB1356-78 規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)齒形 20° 20°30°重型車 同上 低檔、倒檔齒輪 22.5°，25° 小螺旋角壓力角較小時(shí)，重合度大，傳動(dòng)平穩(wěn)，噪聲低；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)轎車，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對(duì)貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設(shè)計(jì)中變速器齒輪壓力角 取 20°,嚙合套或同步器取 30°；斜齒輪螺旋角 取 30°。應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時(shí)應(yīng)力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經(jīng)軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度 b 的大小 13直接影響著齒輪的承載能力，b 加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)表明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來(lái)選定齒寬 14：直齒 b=(4.58.0)m，mm斜齒 b=(6.08.5)m，mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長(zhǎng)度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。（3）分度圓直徑，齒頂圓直徑，齒根圓直徑，齒頂高，齒根高，全齒高分度圓直徑：d=mz， ；nmzd=cos齒頂高： ， ；ahan齒根高： ， ；1.25fh1.25fn全齒高： ；af151092ZigImAZ2齒頂圓直徑： ；2aadh齒根圓直徑： ；ff3.2 各檔齒輪齒數(shù)的分配在初選了中心距、齒輪的模數(shù) 1和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動(dòng)比和結(jié)構(gòu)方案來(lái)分配各檔齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來(lái)說(shuō)明分配各檔齒數(shù)的方法。3.2.1 確定一檔齒輪的齒數(shù)一檔傳動(dòng)比（3-7） 為了確定 Z9 和 Z10 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 :（3-8） 其中 A =81.8mm、m =3；故有 54.53=當(dāng)轎車三軸式的變速器時(shí)，則 9.35gIi15， 范 圍 內(nèi) 選 擇可 在 1710Z此處取 =16，則可得出 =39。 9Z圖 3-1 檔變速器示意圖上面根據(jù)初選的 A 及 m 計(jì)算出的 可能不是整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時(shí)應(yīng)從 及齒輪變位系數(shù)反過(guò)來(lái)計(jì)算中心距ZA，再以這個(gè)修正后的中心距作為以后計(jì)算的依據(jù)。這里 修正為 55，則根據(jù)式（3-8）反推出 A=82.5mm，即為標(biāo)準(zhǔn)中心距。Z1691012ZigIcos2)(21ZmAnn21 當(dāng) =20°時(shí)，齒輪齒數(shù)小于 17，齒輪發(fā)生根切，因此對(duì)一檔齒輪 進(jìn)行10Z角度變位： 變位系數(shù) =0.0610min7-ZX所以，可取 =0.1， = - 0.110X93.2.2 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù)由式（3-7 ）求出常嚙合齒輪的傳動(dòng)比 （3-9）由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 =1.4359 21Z而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等（3-10）由此可得： （3-11）而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計(jì)算出： =57 。 Z 與聯(lián)立可得： =23、 =34。12則根據(jù)式（3-7）可計(jì)算出一檔實(shí)際傳動(dòng)比為： =3.6 。gi對(duì)常嚙合齒輪進(jìn)行變位：理論中心距： =82.28mm21cosZmAn由中心距和嚙合角函數(shù)方程： as=co， ，無(wú)側(cè)隙嚙合方程： （ 為弧度）inv-2tZX，（ ）其中：a 和 a， 分別為標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)和變位齒輪傳動(dòng)的中心距； 和 ， 分別為其嚙合角；a=m/2*（Z 1+Z2） ；=20 °；178712Zig=Z1+Z2 為齒數(shù)和；Z=X1+X2 為變位系數(shù)和；X=tan ， ， ， =tan；inv， inv因此可求棏： = - 0.065； u= =34/23=1.478； 21Z查變位系數(shù)線圖得： 計(jì)算 精確值： n1-2m=cosZAX1=0.08；X 2= - 0.145； =30.27°1-2變位系數(shù)圖3.2.3 確定其他檔位的齒數(shù)二檔傳動(dòng)比（3-12）而 =2.38，故有：gi=1.61 78Z18nmAZcos21231Zigr對(duì)于斜齒輪， （3-13）故有： =57 78Z 聯(lián)立得： =35， =22 。78Z按同樣的方法可分別計(jì)算出：三檔齒輪 =30， =27 ；5Z6五檔齒輪 =20， =37 。 34二檔變位系數(shù)：X 7=0.09， X8=0.155； 三檔變位系數(shù)：X 5=0.01， X6=0.075； 五檔變位系數(shù)：X 3=0.2， X4=0.265； 3.2.4 確定倒擋齒輪的齒數(shù)一般情況下，倒檔傳動(dòng)比與一檔傳動(dòng)比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒檔傳動(dòng)比取 3.6。中間軸上倒檔傳動(dòng)齒輪的齒數(shù)比一檔主動(dòng)齒輪 10 略小，取gri。132Z而通常情況下，倒檔軸齒輪 取 2123，此處取 =23。113Z由（3-14）可計(jì)算出 =31。1Z故可得出中間軸與倒檔軸的中心距：（3-15） 123A=m)54Z（而倒檔軸與第二軸的中心距： （3-16）13)28（3.3 齒輪變位系數(shù)的選擇齒輪的變位是齒輪設(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19免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。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)的和為零。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)度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時(shí)增加一對(duì)齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，又避免了其缺點(diǎn)。有幾對(duì)齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會(huì)因保證各檔傳動(dòng)比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。為保證各對(duì)齒輪有相同的中心距，此時(shí)應(yīng)對(duì)齒輪進(jìn)行變位。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)或高度變位時(shí)，則對(duì)齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動(dòng)質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。對(duì)斜齒輪傳動(dòng)，還可通過(guò)選擇合適的螺旋角來(lái)達(dá)到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時(shí)還承受沖擊負(fù)荷。對(duì)于高檔齒輪，其主要損壞形勢(shì)是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開(kāi)線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。對(duì)于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強(qiáng)度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象?？傋兾幌禂?shù)越小，一對(duì)齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動(dòng)，故噪聲要小些。根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動(dòng)。20齒輪主要參數(shù)歸納如下表 3-2。 表 3-2 齒輪主要參數(shù)主要參數(shù)齒數(shù)模數(shù)(mm) 螺旋角變位系數(shù)分度圓直徑(mm)齒根圓直徑(mm)齒頂圓直徑(mm)齒寬(mm)10z16 0.1 48 40.5 54 15一檔 939 3 0° -0.1 117 109.5 123 158z22 0.09 63.5 57.25 68.5 15二檔 731 2.5 30° -0.155 89.5 83.25 94.5 156z27 0.01 78 71.75 83 15三檔 530 2.5 30° -0.075 86.6 80.35 91.6 154z37 0.2 106.8 100.55 111.8 15五檔 320 2.5 30° -0.265 57.7 51.5 62.7 15212z34 0.08 98 91.75 103 20常嚙 123 2.5 30° -0.145 66.4 60 71.4 202z13 0 39 31.5 45 151323 0 69 61.5 75 15倒檔 z313 0°0 93 85.5 99 15四、變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇4.1 齒輪的損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動(dòng)換檔齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(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)的很少，后者出現(xiàn)的多。齒輪工作時(shí)，一對(duì)相互嚙合，齒面相互擠壓，這時(shí)存在齒面細(xì)小裂縫中的潤(rùn)滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點(diǎn)蝕。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動(dòng)載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。用移動(dòng)齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時(shí)兩個(gè)進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。4.2 齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與校核與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件22K10tfWFKby102/tgFTd仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級(jí)、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級(jí)。因此，比用于計(jì)算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡(jiǎn)化一些的計(jì)算公式來(lái)計(jì)算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。4.2.1 齒輪彎曲強(qiáng)度計(jì)算（1）直齒輪彎曲應(yīng)力 W（4-1） 4-4-1 齒形系數(shù)圖 式中， -彎曲應(yīng)力（ MPa） ； W一檔齒輪 10 的圓周力（N）， ；其中 為計(jì)算載荷10tF gT（N·mm） ，d 為節(jié)圓直徑。-應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 1.65；-摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪取 1.1，從動(dòng)齒輪取 0.9；fb-齒寬（mm） ，取 20t-端面齒距（mm） ； y -齒形系數(shù)，如圖 4-1 所示。當(dāng)處于一檔時(shí)，中間軸上的計(jì)算扭矩為：(4-2)2max1gezT求得 334086 MPa g故由 可以得出 ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（4-1）可得dTF/21010tF78wMPa23946wMPa當(dāng)計(jì)算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 時(shí)，一檔直齒輪的彎maxeT曲應(yīng)力在 400850MPa 之間。2）斜齒輪彎曲應(yīng)力(4-3)twFKby式中 為重合度影響系數(shù)，取 2.0；其他參數(shù)均與式（4-1）注釋相同，K，1.50選擇齒形系數(shù) y 時(shí)，按當(dāng)量模數(shù) 在圖（4-1）中查得。3/cosnz二檔齒輪圓周力： （4-8782gttTFd4）根據(jù)斜齒輪參數(shù)計(jì)算公式可得出： =12149N87ttF齒輪 8 的當(dāng)量齒數(shù) =33.9，可查表（4-1）得： 。3/cosnz80.153y故可求得： 82wMPa同理可得： 。706依據(jù)計(jì)算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下：三檔： ；528wPa6257wPa四檔： ；134M19五檔： ；w483w當(dāng)計(jì)算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時(shí)，對(duì)常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在 180350MPa 范圍內(nèi)。因此，上述對(duì)直齒輪和斜齒輪的計(jì)算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。4.2.2 齒輪接觸應(yīng)力 24齒輪接觸應(yīng)力（4-10.48()j zbFE5）式中 齒輪的接觸應(yīng)力（MPa） ；jF 齒面上的法向力（N） ， ；1/(cos)F圓周力在（N） ；1節(jié)點(diǎn)處的壓力角（°） ；齒輪螺旋角（°） ；E 齒輪材料的彈性模量（MPa） ，查資料可取 ；52.10EMPaB 齒輪接觸的實(shí)際寬度，20mm；主、從動(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑（mm） ；zb、直齒輪： （4-sinzr6）（4-sibr7）斜齒輪： （4-2(sin)cozr8）（4-2(si)br9）其中， 分別為主從動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（mm） 。zbr、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max/2eT用接觸應(yīng)力 見(jiàn)下表：j表 4-1 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力25/MPaj齒輪滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔 19002000 9501000常嚙合齒輪和高檔 13001400 6507001）對(duì)于本例，計(jì)算第一軸常嚙合齒輪接觸應(yīng)力N7140coscos2cos1max1 zTdTFnegmm.32iin1zmrnzmm8.9cosicsi22nb510.EMPa b=20mm代入式（4-5）得： MPa 采用滲碳齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。249j2）計(jì)算高檔五檔常嚙合齒輪接觸應(yīng)力：N438coscoscos 142max1 zzTdTFneg mm09.21inin42zmrzmm.cosicsi232nb510.EMPa代入式（3-4）得： MPa 采用液體碳氮共滲齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。49j3）計(jì)算一檔和倒檔直齒齒輪接觸應(yīng)力N7406coscs2o1102max1 zTdFegmm.8inizrzmm20sisi9b26代入式（3-4）得： 采用滲碳處理齒輪滿足設(shè)計(jì)要求。a1528MPj五、變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核5.1 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸5.1.1 軸的結(jié)構(gòu)第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。第一軸長(zhǎng)度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動(dòng)盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸如圖 5-1 所示：圖 5-1 變速器第一軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動(dòng)方案。由于一檔和倒檔齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。其結(jié)構(gòu)如下圖所示：一檔齒輪 倒檔齒輪圖 5-2 變速器中間軸5.1.2 確定軸的尺寸變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設(shè)計(jì)時(shí)，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長(zhǎng)度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列273950.2TTPnWd經(jīng)驗(yàn)公式初步選定：第一軸和中間軸： = 33mm ，系數(shù)取 0.4 （5-(0.45),dAm1）第二軸： = 65mm （5-3ax1.7,eT2）式中 -發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩， N·mmaxeT為保證設(shè)計(jì)的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。因此，軸的直徑 d 與軸的長(zhǎng)度 L 的關(guān)系可按下式選?。旱谝惠S和中間軸： d/L=0.16 0.18； L 中 =194mm，L 1=185mm第二軸： d/L=0.18 0.21。 L2=226mm5.2 軸的校核由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來(lái)說(shuō)強(qiáng)度是足夠的，僅對(duì)其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。對(duì)于本設(shè)計(jì)的變速器來(lái)說(shuō)，在設(shè)計(jì)的過(guò)程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時(shí)只需要校核一檔處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過(guò)程中，一檔所傳動(dòng)的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對(duì)象。下面對(duì)第一軸和第二軸進(jìn)行校核。5.2.1 第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)轉(zhuǎn)的過(guò)程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度 8條件公式為（5-3）式中： -扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa；TT-軸所受的扭矩，N·mm；-軸的抗扭截面系數(shù)， ；W3m2845.7310PTGImaxaxmax2tncos2tetereaTiFdiTiFdP-軸傳遞的功率，kw；d-計(jì)算截面處軸的直徑， mm； -許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。T其中 P =124kw，n =6000r/min,d =24mm；代入上式得：=71MPaT由查表可知 =75MPa，故 ，符合強(qiáng)度要求。T軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長(zhǎng)的扭轉(zhuǎn)角 來(lái)表示。其計(jì)算公式為：（5-4）式中，T -軸所受的扭矩，N·mm；G -軸的材料的剪切彈性模量，MPa, 對(duì)于鋼材，G =8.1 MPa；410-軸截面的極慣性矩， ， ；PI 4m32/4dIp將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： =0.9 對(duì)于一般傳動(dòng)軸可取 ；故也符合剛度要求。0.51()/5.2.2 第二軸的校核計(jì)算1）軸的強(qiáng)度校核計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力 、徑向力 及軸向力 可按下式求出：traF（5-5）（5-6）（5-7）式中 -至計(jì)算齒輪的傳動(dòng)比，此處為三檔傳動(dòng)比 1.62；i29d -計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為 75mm；-節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為 20°；-螺旋角，為 30°；-發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為 226000N·mm。maxeT代入上式可得： Ft=9763.3NFr=4103.4NFa=5636.8N。危險(xiǎn)截面的受力圖為：圖 5-3 危險(xiǎn)截面受力分析水平面： （175+34.5 ）= 34.5 =675.7N；AFrFAF水平面內(nèi)所受力矩：Mc=175 F A 10-3 =118.25N垂直面： atAd-+1752F=34. 8N（4-8）垂直面所受力矩： 。-3sAM=175F0=42.該軸所受扭矩為：Tj=226 3.85=870.1N。故危險(xiǎn)截面所受的合成彎矩為：3032Md23sFabfEIL21cfI(4-9)22csj 225M=+T(18.0)(43.10+87.1097NmA） （ ）則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 （MPa）: (5-10)將 代入上式可得： =309.9MPa，在低檔工作時(shí) =400MPa，M因此有： ；符合要求。2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度 和在水平面內(nèi)的撓度 可分別按下式計(jì)算：cf sf（5-11）（5-12）式中, -齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）,這里等于 ；1F tF-齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N） ，這里等于 ；2 rE-彈性模量（ MPa） ， （MPa）;52.10EI-慣性矩（ ） ， ，d 為軸的直徑（ ） ；4m4/6Ima、b-為齒輪坐上的作用力距支座 A、B 的距離（ ） ；L-支座之間的距離（ ） 。將數(shù)值代入式（5-11）和（5-12）得： csf=0.12故軸的全撓度為 ，符合剛度要求。2cf.0.2sfm六、變速器同步器的設(shè)計(jì)及操縱機(jī)構(gòu)