【導讀】雜的使用條件則要求汽車的牽引力和車速能在相當大的范圍內變化。此外，為保證汽車倒車及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器應具有倒檔和。能夠倒退行駛和空檔滑行、或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。還應有功率輸出裝置。（一）應該合理的選擇變速器的檔數和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經濟性；（二）工作可靠，操縱輕便。等沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。此外，為減輕駕駛員勞動強度，提高行駛安全性操縱輕便性的要求?！赏ㄟ^同步器或氣動換檔，自動、半自動換檔來實現(xiàn)；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；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。車檔位間的公比較小，要求換檔手感強，而且在這種車型上又不宜使用同步器（壽命短，使用同步器能保證迅速、無沖擊、無。則采用同步器或嚙合套，而該方案采用同步器換檔，僅倒檔使用直齒輪換檔。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式。的磨損與噪聲有所減少。

　　

【正文】 軸取下限。 安全系數： 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 二軸應力的計算 設 xm ＝ b ， xn ＝ a 得： 水平彎矩： sM ＝ l baPx ?? () 垂直彎矩： cM ＝ l brQaR xxx ???? )( () 合成彎矩： hM ＝ 22 cs MM ? () 扭矩： nM ＝ xe iM? () 沈陽建筑大學畢業(yè)設計 25 彎曲應力： w? ＝whWM () 扭轉應力： n? ＝nnWM () 合成應力： ? ＝ nw 22 4 ?? ?? () 注： xP ＝ d iT gxe ??? m ax2 ? xR ＝? ?? c os2 m a x? ??? d tgT ne xQ ＝ d tgiT gxe ?? ???? m a x2 其彎矩和扭矩圖如下： 如圖 中間軸的應力計算： 由受力分析圖，設（ a=a2， cx=a1， ex=lcx， b=la2） 得： 水平彎矩： Ms=[(Px a1－ Pc a2) ex]/l （ ） 垂直彎矩： Mc=[(Rc a2＋ Rx a1－ Qx rx+Qc rc) ex]/l （ ） 合成彎矩： Mh=(Ms2＋ Mc2)1/2 （ ） 沈陽建筑大學畢業(yè)設計 26 彎矩應力：σ w=Mh/Ww （ ） 扭矩： Mn= Temax ic （ ） 扭轉應力：τ n=Mn/Wn （ ） 合成應力：σ =(σ w2+4τ n2)1/2 （ ） 其彎矩和扭矩圖如下： 如圖 六、軸的剛度計算和校核 變速器軸的剛度用軸的撓度和轉角來評價，軸的剛度比其強度更重要。對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角，前者使齒輪中心距發(fā)生變化，并破壞了齒輪的正確嚙合。軸有轉角使大、小齒輪相互歪斜，結果沿齒長方向的壓力分布不正確。軸的撓度和轉角可按材料力學有關公式計算。 應分別計算軸在水平面內和垂直面內的撓度，然后用下列公式計算總撓度。 總f ＝ 垂直水平 22 ff ? () 變速器第二軸的剛度最小。按發(fā)動機最大轉矩計算時，第二軸齒輪處軸截面的總撓度 總f 不得大于 ～ 。對于低檔齒輪處軸截面的總撓度，由于低檔工作時間較短，又接近軸的支承點，因此允許不得大于 ～ 。齒輪所在的平面的轉角不沈陽建筑大學畢業(yè)設計 27 應超過 弧度；兩軸的分離不得超過 。 斜 齒輪對軸和支承的變形較直齒輪敏感。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。 計算中間軸時，通常只計算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。常嚙合齒輪副處軸的撓度不必 計算，因為距離之承點較近，負荷較小，撓度值不大。 計算軸的撓度 根據材料力學的公式得： 二軸和一軸的剛度： 水平轉角： δ=Pxab(ba)/(3EIl) () 水平撓度： fs=Pxa 2b 2/(3EIl) () 垂直撓度： fc=Rxa2b 2/(3EIl)+Qxrxa(3a+2a2/l+l)/(3EI) () 總撓度： fz=(fs2+fc2)1/2 () 軸的剛度許用值 [fc]=～ [fs]=～ [fz ]= [б ]= 七、軸上花鍵的設計計算 變速器軸與齒輪及其他傳遞轉矩的部件一般通過鍵和花鍵聯(lián)接。普遍采用的是矩形花鍵和漸開線花鍵。漸開線花鍵應用日趨廣泛。這是由于漸開線花鍵較矩形花鍵有許多優(yōu)點，如齒數多、齒端，齒根部厚，承載能力強，易自動定心，安裝精度高。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。漸開線花鍵便于采用冷搓、冷打、冷擠等無切屑加工工藝方法，生產效率高，精度高， 并且節(jié)約材料。 變速器的花鍵尺寸可以根據初選的軸頸按花鍵的工作條件及花鍵標準選取。 一般漸開線花鍵，隨無切屑加工工藝的采用而選用小模數和大壓力角（ 30176。 甚至 45176。 ）?；瑒育X輪處花鍵長度 L 不應低于工作直徑的 倍，否則，滑動件工作不穩(wěn)定。 花鍵傳遞轉矩時，齒側面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。當采用標準的花鍵時，花鍵的強度計算主要驗算擠壓應力。 jy? ＝22KZRLdM （ MPa） () 式中： jy? —— 齒側面所受的擠壓應力， MPa ； 沈陽建筑大學畢業(yè)設計 28 M —— 傳遞轉矩（按發(fā)動機最大轉矩計算）， N?mm； L —— 鍵的工作長度， mm； 2d —— 鍵的平均工作直徑（工作齒高中部處直徑）， mm； K — — 轉矩在花鍵上分配不均勻系數，一般取 K ； Z —— 花鍵齒數。 許用擠壓應力 jy? 按機械設計手冊推薦，當 jy? [ jy? ]時，認為擠壓強度符合要求。 花鍵配合選擇 第一軸上與離合器從動盤轂相配之花鍵，采用矩形花鍵者，外徑定心，外徑表面磨削。采用漸開線花鍵者，齒側面定心， 滑動配合。 第二軸上裝同步器齒轂的花鍵，配合較緊，裝配時常用木榔頭輕壓，為保證裝配精度，多采用大外徑定心，軸上花鍵大徑磨削，齒轂一般采用中碳鋼或中碳合金鋼，內孔不必熱處理，因而內花鍵大徑精度能夠保證。第二軸輸出軸花鍵用矩形花鍵者外徑配合，用漸開線花鍵者齒側面定心。當采用滑動齒輪掛檔時，花鍵配合應保證滑動自如。 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。由于本次設計中間軸齒輪采用寶塔齒輪，中間軸是光軸，故不設花鍵。 第 三節(jié) 變速器軸承的選擇 綜合考慮以上因素，本次設計第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的角接觸球軸承。此軸承承受徑向載荷和第一軸上的軸向載荷，為便于第一軸的拆裝，通常后軸承的外圈直徑選擇得比第一軸齒輪的齒頂圓的直徑大。由于本次設計中間軸采用固定式中間軸，所以在第二軸前端和固定式中間軸寶塔齒輪孔內采用滾針軸承，第二軸后端采用帶止 動槽的角接觸球軸承。變速器第二軸上常嚙合齒輪與第二軸之間采用滾針軸承。 角接觸球軸承初選代號為 7206AC GB/T2921994(第一軸前端軸承 )， 7207AC GB/T2921994（第二軸后端軸承）。 沈陽建筑大學畢業(yè)設計 29 參考文獻 [1] 編輯委員會編著 . 汽車工程手冊 .汽車工程手冊第一版 .北京 :人民交通出版社 .2021 年 5 月 [2] 編寫組編 .實用機械設計手冊 .北京 ： 機械工業(yè)出版社出版 . [3] 高維山主編 .汽車設計叢書變速器 .北京 ： 人民交通出版社出版 ， 1989 [4] 陳家瑞 .汽車構造 .北京 ： 人民交通出版社出版 ， 2021 [5] 紀名剛 .機械設計 .北京 ： 高等教育出版社出版 ， 2021 [6] 羅建軍 .MATLAB 程序設計 .北京 ：電子工業(yè) 出 版社出版 .2021 [7] 王望予 .汽車設計 .北京 ： 機械工業(yè)出版社出版 .2021 [8] 余志生 .汽車理論 .北京 ： 人民交通出版社 .2021 [9] 龔微寒 .汽車現(xiàn)代設計制造 .北京 ： 人民交通出版社 [10] 孫恒 ,陳作模 .機械原理 .北京 ： 高等教育出版社 .2021 [11] 劉鴻文 .材料力學 .北京 ： 高等教育出版社 .1989. [12] 孫存真 .王占歧 .中外汽車構造圖冊 .吉林 ： 吉林科學技術出版社 .(一 ). [13] 王昆 ,何小柏 ,汪信遠主編 .機械設計基礎課程設計 .北京 : 高等教育 出版社 ,1995 [14] 廖林清，劉玉霞 .現(xiàn)代設計法 .重慶大學出版社， 2021 [15] 何玉林，沈榮輝 .機械制圖 .重慶大學出版社， 2021 [16] 鄧文英 .金屬工藝學 .高等教育出版社， 1999 [17] 韓進宏主編 .互換性與技術測量 . 北京 : 機械工業(yè)出版社 ,2021