【導(dǎo)讀】車的實(shí)際使用性能。變速器用來改變發(fā)動機(jī)傳到驅(qū)動輪上的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，目的。力和速度，同時使發(fā)動機(jī)在最有利工況范圍內(nèi)工作。變速器設(shè)有空擋和倒擋。需要時變速器還有動力輸出功能?？拷S的后支承處，然后按照從低檔到高檔順序布置各檔位齒輪。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。本文設(shè)計研究了兩軸式五擋手動變速器，對變速器的工作原理做了闡述，變速器的傳動方案設(shè)計并講述了變速器中各部件材料的選

　　

【正文】 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 25 表面硬度為 58~63HRC，心部硬度為 33~48HRC。 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 [8 軸的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計 變速器在工作時，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a(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞了齒輪的正確嚙合，對齒輪的強(qiáng)度、耐 磨性等均有不利影響。 初選軸的直徑 在已知兩軸式變速器中心距 A 時，軸的最大直徑 d 和支承距離 L 的比值可在以下范圍內(nèi)選?。簩斎胼S， Ld/ = ～ ；對輸出軸，?Ld/ ～ 。 輸入軸花鍵部分直徑 d （ mm）可按下式初選取： 3 maxeTKd ? 式中 ： K—— 經(jīng)驗(yàn)系數(shù)， K =～ ； maxeT —— 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（ ） 。 輸入軸花鍵部分直徑： ? ? 31 189d ? =～ 初選輸入、輸出軸支承之間的長度 L =272mm。 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件確定軸的最小直徑： 33 3][ 109 5 5 0 nPd ??? （ ） 式中 ： d—— 軸的最小直徑（ mm）； 26 ][? —— 軸的許用剪應(yīng)力（ MPa）； P—— 發(fā)動機(jī)的最大功率（ kw）； n—— 發(fā) 動機(jī)的轉(zhuǎn)速（ r/min） 。 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入（ ）式，得： 3333 9 5 5 0 1 0 9 5 5 0 1 0 9 1 2 2 . 90 . 2 [ ] 0 . 2 5 2 5 4 0 0Pd n???? ? ??mm 所以，選擇軸的最小直徑為 23mm。 軸的強(qiáng)度驗(yàn)算 軸的剛度的計算 對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，致使沿齒長方向的壓力分布不均勻。初步確定軸的尺寸以后，可對軸進(jìn)行剛度和強(qiáng)度驗(yàn)算。 軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按《材料力學(xué)》的有關(guān)公式計算。計算時，僅計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，故可以不必計算。如圖 31 所示： 圖 31 變速器軸的撓度和轉(zhuǎn)角 若軸在垂直面內(nèi)撓度為 cf ，在水平面內(nèi)撓度為 sf 和轉(zhuǎn)角為 ? ，可分 別 27 用下式計算 EILbaFfc 3221? （ ） EILbaFfs 3222? （ ） ? ?EIL ababF 31 ??? （ ） 式中 1F —— 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）； 2F —— 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）； E —— 彈性模量（ MPa）， E =10 5 MPa； I —— 慣性矩（ mm4），對于實(shí)心軸， 644dI ?? ； d —— 軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計算； a 、 b —— 齒輪上的作用力距支座 A、 B的距離（ mm）； L —— 支座間的距離（ mm）。 軸的全撓度為 ??? sc fff mm。 軸 在 垂 直 面 和 水 平 面 內(nèi) 撓 度 的 允 許 值 為 ??cf = ～ ，??sf =～ 。齒輪所在平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 。 計算變速器上個齒輪的圓周力 tF 、切向力 rF 、軸向力 aF 輸入軸： NdTFt 83982 111 ?? NFF tr 4 29 2c osta n 111 ?? ? ? NdTFt 52732 212 ?? NFF tr 2117c o sta n 222 ?? ? ? 28 NdTFt 39762 313 ?? NFF tr 1 58 4c osta n 333 ?? ? ? NdTFt 35482 414 ?? NFF tr 1 4 5 6c o sta n 444 ?? ? ? NdTFt 4 6 312 55 ?? NFF tr 4 0 2c o sta n 555 ?? ? ? 變速器輸入軸的剛度計算 （ 1）一檔工作時的計算 已知： a=43mm； b=171mm； L=214mm； d=28mm，則有 LdE baFE ILbaFf rrc 4221221 3 643 ? ??? ~][0 5 1 641 7 1434 2 9 2 45 22 ???????? ???? cfmm ~][1 1 1 641 7 1438 3 9 83 64 45 224221 ???????? ?????? sts fLdE baFf ? mm 2222 ?????? sc fff mm r a dr a dE I L ababF r 64)43214(214434 2 923 )( 3451 ???????? ???????? ?? （ 2）二檔工作時的計算 已知： a=99mm； b=； L=214mm； d=46mm，則有 2 1 1 4992 1 1 73 643 45 224222222 ????? ??????? LdE baFE I LbaFf rrc ? ~][ ??? cf mm 29 ~][0 2 1 1 4995 2 7 33 45 22222 ???????? ????? sts fE I LbaFf mm 2222 ?????? sc fff mm （ 3）三檔工作時的計算 已知 a=77； b=； L=214mm； d=42mm，則有 LdE baFE ILbaFf rrc 4223223 3 643 ? ??? = ~][ 1 3 6771 5 8 4 34522 ????????? ??? ?cfmm ~][0 2 1 3 6773 9 7 63 64 45 224223 ???????? ?????? sts fLdE baFf ? mm 2 2 22322 ??????? ?sc fff mm 64)( )( 5453 ???????? ???????? ?E I L ababF r? 由于四、五檔距離支撐處只有 20mm 左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對于一、二、檔可以忽略。 變速器輸出軸的剛度計算 （ 1）一檔工作時的計算 已知： a=61mm； b=162mm； L=223mm； d=40mm，則有 LdE baFE ILbaFf rrc 4221221 3 643 ? ??? ~][0 2 2 641 6 2613 7 8 8 45 22 ???????? ???? cfmm ~][0 4 2 641 6 2617 4 2 03 64 45 224221 ???????? ?????? sts fLdE baFf ? mm 2222 ?????? sc fff mm r a dr a dE I L ababF r 0 0 2 64)611 6 2(1 6 2613 7 8 83 )( 4451 ???????? ???????? ?? （ 2）二檔工作時的計算 已知： a=106mm； b=117mm； L=223mm； d=34mm，則有 30 2 2 641 1 71 0 61 9 9 93 643 45 224222222 ????? ??????? LdE baFE I LbaFf rrc ? ~][ ??? cf mm ? ? mmfLdE baFE I LbaFf srts ~ 8 2 641 1 71 0 64 9 7 73 643 45 224222222 ???????? ??????? ? 2222 ?????? sc fff mm r a dr a dE I L ababF r 64)106117(10611719993 )( 5452 ???????? ???????? ??（ 3）三檔工作時的計算 已知 a=69； b=154mm； L=223mm； d=34mm，則有 LdE baFE ILbaFf rrc 4223223 3 643 ? ??? = ~][0 2 2 641 5 4691 8 9 34522 ???????? ???cfmm ~][0 4 2 641 5 4693 7 0 93 64 45 224223 ???????? ?????? sts fLdE baFf ? mm 2222 ?????? sc fff mm r a dr a dE I L ababF r 0 0 5 2 64)691 5 4(1 5 4691 8 9 33 )( 4453 ???????? ???????? ??由于四、五檔距離支撐處只有 20mm 左右，而且受力相對于其它各檔的受力比較小，所以其撓度和轉(zhuǎn)角相對于一、二、檔可以忽略。 軸的強(qiáng)度的計算 輸入軸強(qiáng)度校核 1tF =, 1rF =， 1aF = 1tF tg 1? = 176。= （ 1）求 H 面內(nèi)支反力 yA 、 yB 和彎矩 1cM 輸入軸受力如圖 32（ a）所示，則 31 YA + yB = 1tF yA 1l = yB 2l 由以上兩式可得 yA =， yB =， 1cM =mm 。 （ a）輸入軸水平方向受力圖（ b）輸入軸垂直 方向受力圖 圖 32 輸入軸受力圖 （ 2）求 V 面內(nèi)支反力 zA 、 zB 和彎矩 1sM 輸入軸受力如圖 32（ b）所示，則 zA + zB = 1rF zA （ 1l +2l ） － 1rF 2l － 211 dFa ? = 0 由以上兩式可得 zA =， zB =， 1sM =mm 彎矩圖如圖 33 所示。 21212 11 gSC TMMM ??? = 222 ?? =m m 32 2? = 31132dM? = ??? =＜ [? ] 1cM = Nmm 1sM =mm （ a）輸入軸水平彎矩圖 （ b）輸入軸垂直彎矩圖 圖 33 輸入軸彎矩圖 輸出軸強(qiáng)度校核 2tF =， 2rF =， 2aF = 2tF tg 2? = 176。= （ 1） 求 H面內(nèi)支反力 yC 、 yD 和彎矩 2cM 輸出軸受力如圖 （ a）所示，則 yC + yD = 2tF yC 3l = yD 4l 由以上兩式可得 yC =， yD =， 2cM =m m （ 2）求 V 面內(nèi)支反力 zC 、 zD 和彎矩 2sM 輸出軸受力如圖 34（ b）所示，則 zC + zD = 2rF zC （ 3l +4l ） = 2rF 4l － 2aF 22d = 0 由以上兩式可得 zC =， zD =， 2sM =m m 33 222 22 22 gSC TMMM ??? = 222 )( 1 7 9 4 6 ???? =m m 1? = 32232dM? = 345 ??? =＜ [? ] （ a）輸出軸水平方向受力圖 （ b）輸出軸垂直方向受力圖 圖 34 輸入軸受力圖 彎矩圖如圖 35 所示。 2cM =m m 2sM =m m （ a）輸出軸水平彎矩圖 （ b）輸出軸垂直彎矩圖 圖 35 輸出軸彎矩圖 34 主減速比的計算 主減速比對主減速器的結(jié)構(gòu)形式、輪廓尺寸、質(zhì)量大小以及當(dāng)變速器處于最高檔位時汽車的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性都有直接影響。 0i 的選擇應(yīng)在汽車總體設(shè)計時和傳動系統(tǒng)的總傳動比一起由整車動力計算來確定。可利用在不同的 下的功率平衡圖來計算對汽車動力性的影響。通過優(yōu)化設(shè)計，對發(fā)動機(jī)與傳動系參數(shù)作最佳匹配的方法來選擇 0i 值，可是汽車獲得最佳的動力性和燃料經(jīng)濟(jì)性。 主減速齒輪計算載荷的確定 通常是將發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩配以傳動系最低檔傳動比時和驅(qū)動車輪打滑時這兩種情況下作用于主減速器從動齒輪上的轉(zhuǎn)矩（ ?jjeTT, ）的較小者，作為載貨汽車計算中用以驗(yàn)算主減速器從動齒輪最大應(yīng)力的計算載荷。即 TTLeje KiTT ????? 0m a x /