【正文】 uctural analysis, program demonstration, calculation and verification. Structural analysis of the selected structure signify the calculation of major ponents, including the central moments of mechanical transmission, gear parameters, designing and calculation of transmission ratio as well as the input shaft ,intermediate shaft and output shaft. Checking calculation is made after the designing and calculation of the main ponents and conclusion is given after the designing is done. key words： transmission analysis calculation checking 5 1 緒論 前言 變速器用于轉(zhuǎn)變發(fā)動機曲軸的轉(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條件下對驅(qū)動車輪牽引力及車速的不同要求的需要。由于畢業(yè) 設(shè)計具有特殊的重要意義，在 兩 個 多 月的畢業(yè)設(shè)計時間里 我們到單位實習，并 閱讀了 大量的 汽車資料，虛心向老師請教， 且在老師的指導下，將老師傳授的設(shè)計 方法運用到自己的設(shè)計中 ，使本次畢業(yè)設(shè)計得以順利完成。 6 制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長； 7 貫徹零件標準化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標準規(guī)定； 8 需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。要求大于 萬字。 變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器的前進檔均為一對齒輪副，而三軸式變速器則有兩對齒輪副。因此，近年來在歐洲的轎車中采用得比較多。 2 嚙合套換檔 用嚙合套換檔，可以將結(jié)構(gòu)為某傳動比的一對齒輪，制造成常嚙合的斜齒輪。近年來，由于同步器廣泛使用，壽命問題已得到基本解決。 方案 3.（如圖 ）所示） 此方案能獲得較大的倒檔傳動比，突出的缺點是換檔程序不合理。 變速器操縱機構(gòu)方案分析 變速器操縱機構(gòu)的功用 變速器操縱機構(gòu)的功用是保證各檔齒輪、嚙合套或同步器移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且又不允許同時掛 入 兩個檔位。 同步器一般有常壓式、慣性 式、和自行增力式幾種，其中慣性式同步器較為常用。 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。目前這種形式的同步器達到了廣泛的應(yīng)用。軸的結(jié)構(gòu)形狀除應(yīng)保證其強度與剛 度外，還應(yīng)考慮齒輪、同步器及軸承等的安裝，固定它與加工工藝也有密切關(guān)系。 變速器的操縱機構(gòu) 變速器的操縱機構(gòu)由變速桿、撥叉軸、撥叉、自鎖與互鎖裝置、倒擋安全裝置等組合與變速器蓋上。 遠距離操縱，受布局限制，有些車輛變速器距駕駛員座椅較遠，此時換擋手力需要通過轉(zhuǎn)化機構(gòu)才能完成換擋的功能，這種手動換擋變速器稱為遠距離操縱變速器。軸的長度對軸的剛度影響很大。即 maxiF =m g sin max? 把以上參數(shù)代入（ 33）得： ?1i ? ?? ?? ????0m a x0m a xm a x )s i nc os( iT Rfgme （ 34） 以上是根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比，式中： maxeT ——發(fā)動機最大扭矩， maxeT =550 N對于轎車，為提高重合度以降低噪聲，應(yīng)采用 176。所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為 20176。4,3? = 6,5? = 8,7? = 10,9? = 12,11? =20176。 同理 12,11? 2＝ arccos［ nm ( 11Z + 12Z )/（ 2A）］ = 176。/4= 取 7Z ＝ 33， 8Z ＝ 31（圓整）； 修正 3i 3i = 2Z 7Z /（ 1Z 8Z ） =4233/（ 1931） = i %=||/100%=%5%(合格 ) 修正 8,7? 18 8,7? ＝ arccos［ nm ( 7Z + 8Z )/（ 2A）］ =176。） 3Z / 4Z ＝ 6i 1Z / 2Z ＝ 19/42 ＝ 由 A ＝ nm ( 3Z + 4Z )/2cos 4,3? 取 4,3? ＝ 20176。 8 螺旋方向 由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，故設(shè)計時應(yīng)要求中間軸上的軸向力平衡。另一種是受到多次重復載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度以后，齒輪突然折斷。 防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤滑油，提高油膜強度，使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不同材料等。 除前置發(fā)動機前輪驅(qū)動、后置發(fā)動機后輪驅(qū)動的汽車變速器采用兩個軸外，絕大多數(shù)汽車變速器都是三軸式。選用漸開線花鍵時以大徑定心更合適。 變速器中間軸有旋轉(zhuǎn)式和固定式兩種。 本次設(shè)計輕型貨車變速器，由于輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設(shè)置滾動軸承和軸承蓋，因而采用固定式中間軸。軸的受力分析，根據(jù)軸的受力情況，可畫出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖，再確定軸的危險截面，從而可對軸進行強度和剛度校核。求出不同檔位時的各支承反力，可計算軸的各截面的彎曲力矩： 31 畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應(yīng)力和扭曲應(yīng)力以及合成應(yīng)力。軸有轉(zhuǎn)角使大、小齒輪相互歪斜，結(jié)果沿齒長方向的壓力分布不正確。變速器剛度試驗表明，中心距的變化及齒輪的傾斜，不僅取決于軸的變形，而且取決于支承和殼體的變形。齒輪所在的平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 弧度；兩軸的分離不得超過 。 安全系數(shù)： s=σs/σ 取 s=5 中間軸： 20CrMnTi σs=850Mpa 第二軸： 20CrMnTi σs=850Mpa 所以中間軸和第二軸 [σ]=170 Mpa 二軸應(yīng)力的計算 設(shè) xm ＝ b ， xn ＝ a 得： 水平彎矩： sM ＝ l baPx ?? (315) 垂直彎矩： cM ＝ l brQaR xxx ???? )( (316) 合成彎矩： hM ＝ 22 cs MM ? (317) 扭 矩： nM ＝ xe iM? (318) 彎曲應(yīng)力： w? ＝whWM (319) 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： n? ＝nnWM (320) 合成應(yīng)力： ? ＝ nw 22 4 ?? ?? (321) 33 注： xP ＝ d iT gxe ??? max2 ? xR ＝ ? ?? cos2 m ax? ??? d tgT ne xQ ＝ d tgiT gxe ?? ???? m a x2 其彎矩和扭矩圖如下： 圖 32 彎矩和扭矩圖 中間軸的應(yīng)力計算： 由受力分析圖，設(shè)（ a=a2， cx=a1， ex=lcx， b=la2）得： 水平彎矩： Ms=[(Pxa1－ Pca2)ex]/l （ 322） 垂直彎矩： Mc=[(Rca2＋ Rxa1－ Qxrx+Qcrc)ex]/l （ 323） 合成彎矩： Mh=(Ms2＋ Mc2)1/2 （ 324） 彎矩應(yīng)力： σw=Mh/Ww （ 325） 34 扭矩： Mn= Temaxic （ 326） 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： τn=Mn/Wn （ 327） 合成應(yīng)力： σ=(σw2+4τn2)1/2 （ 328） 其彎矩和扭矩圖如下： 圖 33 彎矩和扭矩圖 軸的剛度計算和校核 變速器軸的剛度用軸的撓度和轉(zhuǎn)角來評價，軸的剛度比其強度更重要。 3 各力的作用點 齒輪 上的作用力，均為作用在有效齒寬中心，軸承上支承反力作用點取軸承寬度方向中點。 求支承反力，先從第二軸開始，然后計算第一軸。 旋轉(zhuǎn)式中間軸支承在前后兩個滾動軸承上，一般軸向力常由后軸承承受。各截面尺寸要避免相當懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽產(chǎn)生應(yīng)力集中，易造 成軸折斷。 第二軸前軸頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內(nèi)腔里，它受齒輪徑向尺寸的限制，前軸頸上安裝長或短圓柱滾子軸承或滾針軸承或散滾針。 I 軸 1T = 承離 ??maxeT = 中間軸 2T = 2,11 iT 齒承 ?? = II 軸 一檔 31T = 12,112 iT 齒承 ?? = 二檔 32T = 10,92 iT 齒承 ?? = 三檔 33T = 8,72 iT 齒承 ?? = 四檔 34T = 6,52 iT 齒承 ?? = 24 五檔 35T = 齒承 ??1T = 六檔 34T = 4,32 iT 齒承 ?? = 倒檔 倒T = 14,1322 iT ）（ 齒承 ?? = 4 一擋齒輪的強度校核 a. 彎曲強度校核 已知 11d =， 12d =， 31T =， 2T =， tF = dTe2 ?K =， ?K =2， 12y =， 11y =， cK = b= cK m 代入公式： ?? =??yKbPKFtnt 11? =450MPa， 12? =450MPa 故齒輪滿足強度強度要求 b. 接觸強度校核 已知 11d =， 12d = ， eT =， 1F = dTe2 ， E= 410? MPa F = ??coscos 1F ， cK =， b= cK m， z? = ??2cossinzr ， b? = ??2cossinbr 代入公式： )11(bzj bEF ??? ?? =1900N/mm2 故齒輪滿足接觸強度要求 5 二擋齒輪的強 度校核 a. 彎曲強度校核 已知 9d =， 10d =， 32T =， 2T = 25 tF = dTe2 ?K =， ?K =2， 9y =， 10y =， cK = b= cK m 代入公式： ?? =??yKbPKFtnt 9? =450MPa， 10? =450MPa 故此齒輪滿足強度強度要求 b. 接觸強度校核 已知 9d =， 10d =， eT =， 1F = dTe2 ， E= 410? MPa F = ??coscos 1F ， cK =， b= cK m， z? = ??2cossinzr ， b? = ??2cossinbr 代入公式： )11(bzj bEF ??? ?? = 1400N/mm2 故此齒輪滿足接觸強度要求 6 三擋齒輪的強度校核 a. 彎曲強度校核 已知 7d = ， 8d = ， 33T =， 2T = tF = dTe2 ?K =， ?K =2， 7y =， 8y =， cK = b= cK m 26 代入公式： ?? =??yKbPKFtnt 7? =450MPa， 8? =450MPa 故此齒輪滿足強度強度要求 b. 接觸強度校核 已知 7d = ， 8d = ， eT =， 1F = dTe2 ， E= 410? MPa F = ??coscos 1F ， cK =， b= cK m， z? = ??2cossinzr ， b? = ??2cossinbr 代入公式： )11(bzj bEF ??? ?? = 1400N/mm2 故此齒輪滿足接觸強度要求 7 四擋齒輪的強度校核 a. 彎曲強度校核 已知 5d =