【導讀】本設計的任務是設計一臺用于轎車上的FR式的手動變速器。噪聲也最??；二是在齒輪中心距較小的情況下仍然可以獲得較大的一檔傳動比。發(fā)動機的最大功率、最大扭矩、排量等重要的參數。再結合某些轎車的基本參數，選擇適當的主減速比。關知識，計算出相關的變速器參數并論證設計的合理性。發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛；③利用空檔，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于發(fā)動機換檔或進行動力輸出。五個前進檔和一個倒檔，并通過鎖環(huán)式同步器來實現換檔。

　　

【正文】 4wM PaM Pa?? ??j?zbFEb? ??????????j?1 2/gF T d?sinsinzzbbrr????根據斜齒輪參數計算公式可得出： 87ttFF? = 齒輪 8 的當量齒數 3/ cosnzz ?? =，可查表（ 31）得： 8 ? 。 故 同理可得： 7 M Pa? ? 。 依據計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應力，其計算結果如下： 三檔： 四檔： 五檔： 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應力在 180~350MPa 范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。 2. 齒輪接觸應力 （ 35） 式中， 齒輪的接觸應力（ MPa） ； F齒面上的法向力（ N）， 1 /(cos cos )FF ??? ； 1F 圓周力在（ N）， ； ? 節(jié)點處的壓力角（176。）； ? 齒輪螺旋角（176。）； E齒輪材料的彈性模量（ MPa）， 查資料可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪接觸的實際寬度， 20mm； zb??、 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪： （ 36） （ 37） 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 28 ? ?? ? 22s in / c o ss in c o szzbbrr? ? ?? ? ???12345jjjjjjRM PaM PaM PaM PaM PaM Pa????????????斜齒輪： （ 38） （ 39） 其中， zbrr、 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 將作用在變速器第一軸上的載荷 maxeT 作為計算載荷時，變速器齒輪 的許用接觸應力 j? 見下表： 表 31 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 j?/MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2021 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應力 分別 如下： 一檔： 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對照上表可知，所設計變速器齒輪的接觸應力基本符合要求。 第四章 變速器軸的強度計算與校核 167。 變速器軸的結構和尺寸 1. 軸的結構 第一軸 通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內腔的軸承上，其軸徑根據前軸承內徑確定。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)和軸承蓋實現。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應與離合器從 動盤轂的 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 29 內花鍵統(tǒng)一考慮。 第一軸如圖 41 所示 ： 圖 41 變速器第一軸 中間軸 分為旋轉軸式和固定軸式。本設計采用的是旋轉軸式傳動方案。 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。其結構如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖 42 變速器中間軸 2. 確定軸的尺寸 變速器軸的確定和尺寸，主要依據結構布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。在草圖設計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： (0. 4 ~ 0. 5 ) ,d A mm? （ 41） 第二軸 ： 3 m 7 ,ed T m m? （ 42） 式中 maxeT 發(fā)動機的最大扭矩， N m 為保證設計的合理性，軸的強度與剛度應有一定的協(xié)調關系。因此，軸的直徑車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 30 ? ?395500000 .2TTTPTnWd??? ? ?3959550000 575050 . 25T MPa? ???? 3 10PTGI? ??d與軸的長度 L的關系可按下式選?。? 第一軸和中間軸 ： d/L=~ ； 第二軸 ： d/L=~ 。 167。 軸的校核 由變速器結構布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。對于本設計的變速器來說，在設計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。由于第二軸結構比較復雜，故作為重點的校核對象。下面對第一軸和第二軸進行校核。 1. 第一軸的強度與剛度校核 因為第一軸在運轉的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略， 可以認為其只受扭矩 。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （ 43） 式中： T? 扭轉切應力， MPa； T軸所受的扭矩， N mm； TW 軸的抗扭截面系數， 3mm ； P軸傳遞的 功率， kw； d計算截面處軸的直徑， mm； [T? ]許用扭轉切應力， MPa。 其中 P =95kw， n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知 [T? ]=55MPa，故 T? ? [T? ]，符合強度要求。 軸的扭轉變形用每米長的扭轉角 ? 來表示。其計算公式為： （ 44） 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 31 444170 100 3 10 4 1032? ?? ? ????m a xm a xm a x22 ta nc o s2 ta netereaTiFdTiFdTiFd??????traFNFN???式中， T 軸所受的扭矩， N mm； G 軸的材料的剪切彈性模量， MPa,對于鋼材， G = 410? MPa； PI 軸截面的極慣性矩， 4mm ， 32/4dI p ?? ； 將已知數據代入上式可得： 。 對于一般傳動軸可取 [ ] ~ 1( ) / m? ??；故也符合剛度要求。 2. 第二軸的校核計算 1）軸的強度校核 計算用的齒輪嚙合的圓周力 tF 、徑向力 rF 及軸向 力 aF 可按下式求出： （ 45） （ 46） （ 47） 式中 i 至計算齒輪的傳動比，此處為三檔傳動比 ； d 計算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 105mm； ? 節(jié)點處的壓力角，為 16176。； ? 螺旋角， 為 30176。； maxeT 發(fā)動機最大轉矩， 為 170000N mm。 代入上式可得： ， ， 。 危險截面的受力圖為： 圖 41 危險截面受力分析 車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書 32 16021 6 0 7 5atAdFFF ? ? ?? ? ?2 2 22 2 25( 2 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 1 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 .5 1 0 0 0 )6 .9 1 0c s jM M M TN m m? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ?? ?332Md?????2223sF a bfEIL?2213c Fa bf EIL?水平面： AF （ 160+75） =rF75 AF =； 水平面內所受力矩： 316 0 10 21 8cAM F N m?? ? ? ? ? 垂直面： （ 48） = 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 .7 8sAM F N m?? ? ? ? ?。 該軸所受扭矩為： 17 0 3. 85 65 4. 5jTN? ? ?。 故危險截面所受的合成彎矩為： （ 49） 則在彎矩和轉矩聯(lián)合作用下的軸應力 ? （ MPa） : （ 410） 將 M 代入上式可得： MPa? ? ，在低檔工作時 [? ]=400MPa，因此有： ? ?[? ]； 符合要求 。 2）軸的剛度校核 第二軸在垂直面內的撓度 cf 和在水平面內的撓度 sf 可分別按下式計算： （ 411） （ 412） 式中 , 1F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N） ,這里等于 tF ； 2F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N） ，這里等于 rF ； E彈性模量（ MPa）