【正文】 在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動機飛輪內(nèi)腔的軸承上。設(shè)計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長度、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值：～。（七）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。)=?。?36mm；⑶/＝/ ()=12/39=；⑷由= (+)/(2cos) ()+＝2136cos20176。等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，176。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉(zhuǎn)角較小，故齒輪的偏載也小。為實現(xiàn)傳動有些利用在前進(jìn)檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯(lián)體齒輪的方案。因此，對于相同的傳動比要求，三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。因此變速器通常還設(shè)有倒檔，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(shè)有空擋，在滑行或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。 （5）結(jié)構(gòu)緊湊，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本底。 轎車，尤其是微型汽車，采用兩軸式變速器比較多，這樣可將變速器和主傳動器組成一個整體，使傳動系的結(jié)構(gòu)緊湊，汽車得到較大的有效空間，便于汽車的總體布置。三、換檔位置設(shè)計操縱機構(gòu)首先要確定換檔位置。由中等比性質(zhì),得：——檔位數(shù)，取=2,3,4,——檔數(shù)，n=4 ；===(直接檔)===符合q的要求=, = =, =。（三）螺旋角β選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)注意到它對齒輪工作噪聲，輪齒的強度和軸向力有影響。/3 = 51取=33, =18(圓整)；⑶修正＝/（） ()＝3033/（2118）＝％＝||/100%＝%5% (合格)；⑷＝arccos［(+)/（2A）］=176。22．627176。當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩時，倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在400～850MPa，貨車可取下限，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。軸的直徑與支承跨度長度之間關(guān)系可按下式選?。? 第一軸及中間軸：=~ 第二軸： =~ 軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，可按以下公式初選軸直徑：中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： =（~）（mm）第一軸花鍵部分直徑([]為mm)可按下式初選： =（~）式中：——變速器中心距，mm； ——發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，N?m。 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。 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。；發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為170000代入上式可得： 。否則，滑動件工作不穩(wěn)定。由于一個軸承只能承受單向的軸向力，因而，一般成對使用，對稱安裝。按同樣方法計算可得：=＞=30000h合格。三. 主要參數(shù)的確定（一） 摩擦因數(shù)f摩擦因數(shù)f對換檔齒輪和軸的角速度能達(dá)到相同有重要作用，摩擦因數(shù)大，換檔省力或縮短同步時間；摩擦因數(shù)小則反之，甚至失去同步作用，為此，在同步環(huán)錐面處制有破壞油膜的細(xì)牙螺紋槽及與螺紋槽垂直的泄油槽，用來保證摩擦面之間有足夠的摩擦因素，但又因為螺紋垂直的泄油槽會削弱同步環(huán)，所以本次設(shè)計不予考慮。軸向力大，同步時間少。C=。汽車起步時如果誤掛倒檔，則容易出現(xiàn)安全事故。176。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(chǔ)。 Qp = [δp ]=140 MP滿足強度要求。 η——變速器傳動效率，；i——變速器傳動比ψ——載荷分配不均勻系數(shù)，與齒數(shù)多少有關(guān)，取ψ=—，齒數(shù)多時取偏小值；z——花鍵的齒數(shù)；l——鍵的工作長度，單位為mm；h——花鍵齒側(cè)面的工作高度，矩形花鍵，h=(Dd)/22C,此處D為外花鍵的大徑，d為內(nèi)花鍵的小徑，C為倒角尺寸，單位mm；dm——花鍵的平均直徑，dm=（D+d）/2；[δp ] ——鍵、軸、轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位為MPa 。㎜）；f——為摩擦因數(shù)；R——摩擦面平均半徑（㎜）。鎖銷式同步器多用于中、重型貨車的變速器中。，為考慮載荷性質(zhì)引入的載荷系數(shù)，見《機械設(shè)計原理與設(shè)計》。中間軸上齒輪非整體式時，齒輪與軸連接方式可用單鍵（矩形或半圓鍵）或雙鍵（對分雙鍵）與齒輪和軸緊配合聯(lián)接，也可采用過盈配合連接。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。 變速器中間軸有旋轉(zhuǎn)式和固定式兩種。 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。軸的剛度不足，在負(fù)荷作用下，軸會產(chǎn)生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。五、齒輪強度校核 滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。通常根據(jù)模數(shù)（）來選擇齒寬：直齒：=,為齒寬系數(shù)，～斜齒：=，～； 小齒輪的齒寬在計算上認(rèn)為加寬約5～10，所以有直齒 =(～)4=18～32(mm) 倒檔各齒寬：=22mm, =26mm, =30mm斜齒 =(～)5=35～(mm) 因為本設(shè)計中間軸上預(yù)定用寶塔齒輪，所以取: 各斜齒輪寬度：=40mm, =36mm, =40mm, =36mm=36mm, =40mm, =36mm, =40mm（六）齒輪精度的選擇根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取Z1～Z4為6級，Z5～Z11為7級。/3= 取=51由進(jìn)行大小齒輪齒數(shù)分配，對于貨車一般取12—14，為使的傳動比更大些，取=39,=12；⑵=(+)/(2cos) ()=5(39＋12)/(2 cos20176。176。變速器齒輪主要是因接觸應(yīng)力過高而造成表面點蝕損壞，因此將高檔齒輪安排在離兩支承較遠(yuǎn)處較好。二、倒檔的形式及布置方案倒檔使用率不高，采用直齒滑動齒輪方案換入倒檔。二、變速器的徑向尺寸兩軸式變速器的前進(jìn)檔均為一對齒輪副，而三軸式變速器則有兩對齒輪副。變速器的功用：（1）改變傳動比，擴大驅(qū)動輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作；（2）在發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；（3）利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動力輸出。（6）制造容易、成本低廉、維修方便、使用壽命長；（7）貫徹零件標(biāo)準(zhǔn)化、部件通用化及總成系列化等設(shè)計要求，遵守有關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定；（8）需要時應(yīng)設(shè)置動力輸出裝置。因此，近年來在歐洲的轎車中采用得比較多。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。三、中心矩A對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A初選中心矩A時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算A= ()—— 中心距系數(shù)：=~,； —— 變速器一檔傳動比； —— 變速器傳動效率：取＝96％；——發(fā)動機的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm）；∴A=(810)1/3= 取=137mm三、變速器的軸向尺寸貨車變速器殼體的軸向尺寸：四檔（~）代入數(shù)據(jù)得：L=(~)mm（二）齒輪的設(shè)計與校核分析（一）模數(shù)的選擇影響齒輪模數(shù)選取的因素很多，如齒輪強度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。在齒輪選取大的螺旋角時，齒輪嚙合重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。 ()確定三檔齒輪齒數(shù)（＝20176。22．627176。計算倒擋齒輪11,12,13的彎曲應(yīng)力：=400～850MPa=400～850MPa=400～850MPa（2）斜齒輪彎曲應(yīng)力 （39）式中：—計算載荷（）；—法向模數(shù)（mm）；—齒數(shù)；—斜齒輪螺旋角（176。軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行修正。第二軸安裝同步器齒轂的花鍵采用漸開線花鍵，漸開線花鍵固定連接的精度要求比矩形花鍵低，定位性能好，承載能力大，花鍵齒短，其小徑相應(yīng)增大，可提高軸的剛度。由于中間軸上一檔齒輪尺寸較小，常與軸做成一體，成為中間齒輪軸，而高檔齒輪則通過鍵或過盈配合與中間軸結(jié)合，以便齒輪損壞后更換。危險截面的受力圖為：圖43 危險截面受力分析Figure 43 dangerous piece noodles be subjected to dint to analyze水平面：（160+75）=75 =；水平面內(nèi)所受力矩：垂直面： （48）=垂直面所受力矩：。 花鍵傳遞轉(zhuǎn)矩時，齒側(cè)面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。適用于轉(zhuǎn)速較高，同時承受徑向和軸向載荷場合。二軸后軸承中間軸前軸承中間軸后軸承一軸后軸承3）、各軸承壽命（106轉(zhuǎn)）二軸后軸承中間軸前軸承中間軸后軸承一軸后軸承30000h30000h30000h30000h因為：各軸承壽命各軸承所需壽命所以：選用的軸承合格。（二） 同步器主要尺寸的確定如果螺紋槽螺線的頂部設(shè)計的窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果好。軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關(guān)為此，同步時間與車型有關(guān)。i3=。為此，應(yīng)設(shè)置倒檔鎖。所以斜齒輪β初選20176。畢業(yè)設(shè)計不僅使我學(xué)習(xí)和鞏固了專業(yè)課知識而且了解了不少相關(guān)專業(yè)的知識，個人能力得到很大提高。i1=。假定載荷在平鍵上的工作面均勻分布，普通平鍵聯(lián)接的強度條件為δp=2T103 /（ψzhldm ） （）T=Teiη （） 式中：T——傳遞的轉(zhuǎn)矩，； Te——發(fā)動機最大扭矩。設(shè)計時可根據(jù)下面公式計算確定b: b=Mm/2πpfR2 （） 式中：p——摩擦面的許用壓力（MPa）,對黃銅與鋼摩擦副，p≈～；Mm——摩擦力矩（N這種同步器軸向尺寸長是它的缺點。Ⅱ）內(nèi)部附加力、由機械設(shè)計手冊查得Y==Ⅲ）軸向力和由于所以軸承2被放松，軸承1被壓緊Ⅳ）求當(dāng)量動載荷查機械設(shè)計課程設(shè)計得向當(dāng)量動載荷：查《機械設(shè)計手冊》，則=，=。當(dāng)采用滑動齒輪掛檔時，花鍵配合應(yīng)保證滑動自如。這是由于漸開線花鍵較矩形花鍵有許多優(yōu)點，如齒數(shù)多、齒端，齒根部厚，承載能力強，易自動定心，安裝精度高。其中P =240kw，n =2500r/min,d =40mm；代入上式得：由查表可知[]=55MPa，故[]，符合強度要求。輕型汽車變速器各檔齒輪常用彈性擋圈軸向定位，彈性擋圈定位簡單，但拆裝不方便，并且與旋轉(zhuǎn)件端面油相對摩擦，同時彈性擋圈亦不能傳遞很大的軸向力，這是很不利的，因此只在輕型汽車變速器中采用。并與工藝要求有密切關(guān)系。=變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力如下表： 計算一擋齒輪7，8的接觸應(yīng)力=，=， =1900～2000MPa=1900～2000MPa其他檔位齒輪接觸應(yīng)力按同樣方法計算，列表如表24：表24 各檔位齒輪接觸應(yīng)力檔位 接觸應(yīng)力MPa常:1300～1400MPa:1300～1400MPa一:1900～2000MPa:1900～2000MPa二:1300～1400MPa:1237MPa1300～1400MPa三: 1300～1400MPa：1300～1400MPa四:1300～1400MPa:1300～1400MPa倒::1900～2000MPa:1900～2000MPa:1900～2000MPa 計算各擋齒輪的受力 （1） 一擋齒輪9，10的受力N （2）同理二擋齒輪5，6的受力 （3） 三擋齒輪3，4的受力（4） 常嚙合齒輪1，2的受力 （5） 倒擋齒輪11，12的受力Fr9 （三）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計與校核分析一、軸的功用及設(shè)計要求變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強度和剛度。本次設(shè)計的齒輪的材料選用40Cr。修正后各檔的傳動比為：i1 =, i2 =,i3 =,i4 =, ir =（五）齒寬b齒寬的選擇，應(yīng)注意到齒寬對變速器的軸向尺寸、齒輪工作平穩(wěn)行、齒強度和齒輪工作時受力的均勻程度。 =2137cos20176。16176。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以減小軸的變形，使齒輪的重疊系數(shù)不致下降過多。