三軸五檔變速器的設計與仿真設計【說明書+CAD+三維+仿真】

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封面（包括文頭、說明書標題（二號宋體加粗居中）、學院、專業(yè)、學生姓名、學號、學院、專業(yè)、班級、指導教師、日期等）。注意：封面不需要加頁碼。 (2) 前言：“前言”用2號宋體加粗居中，“前言”兩個字之間加一空格，前言的內容為5號宋體。 注意：前言單獨放一頁，但不需要加頁碼。 (3) 目錄（按章節(jié)次序編號頁碼，包括論文的一級標題、二級以上標題的名稱以及對應的頁碼，致謝、參考文獻、附錄的對應頁碼）。 “目錄” 用2號宋體加粗居中，“目錄”兩個字之間加一空格，1級標題為小4號宋體加粗，頂格寫；2級及以下標題為5號宋體（注意：2級及以下標題不加粗），首行空兩個漢字。(單倍行距) 目錄內容：工程概況（或項目概況）（當作一級標題），正文內容，致謝（當作一級標題），參考文獻（當作一級標題），附錄（當作一級標題）（如公式的推導、程序流程圖、圖紙、數據表格等）， 注意：目錄單獨放一頁，但不需要加頁碼。 （4）設計說明書主體要求： 1）工程概況（或項目概況）。 2) 正文內容 正文部分內標題：各層次標題一律用阿拉伯數字連續(xù)編號，如1，1.1，1.2，2，2.1，2.2等。標題不得超過3級。特別注意：工程概況不標號，從正文內容開始連續(xù)標號。 一級標題：小4號字宋體加粗，段前后間距0行，左右縮進0字符，首行縮進0字符。一級標題頂格寫。 二級及二級以下標題：5號字，宋體，段前后間距0行，左右縮進0字符，首行縮進0字符。也是頂格寫。 正文：5號字 宋體 段前后間距 0行 左右縮進0字符 首行縮進2字符。 特別注意：要求工程概況（或項目概況）和正文中的所有內容必須連續(xù)，中間不要有空行，所有的內容必須占滿每一頁（也即每一頁從上到下都要占滿內容），遇到圖形和表格，可以放前頁或后頁，可以適當調整。 2、圖表說明 （1）表格：用三線表。 每個表格均應有表題（由表序和表名組成）。表序按章編排，如第1章第一個插表的序號為“表1-1”等。表序與表名之間空一格，表名中不允許使用標點符號，表名后不加標點。注意：表題置于表上面，用5號宋體加粗居中。 表頭設計應簡單明了，盡量不用斜線。表頭中可采用化學符號或物理量符號。 全表如用同一單位，將單位符號移到表頭右上角，加圓括號。 注意：表中內容用小5號宋體，表中內容不需要加粗。 表中數據應正確無誤，書寫清楚。數字空缺的格內加“—”字線（占2個數字寬度）。表內文字和數字上、下或左、右相同時，不允許用“″”、“同上”之類的寫法，可采用通欄處理方式，如下 表2-4 零件的最小壁厚α (mm) 沖裁材料 紙、皮、塑料薄膜、膠木板、軟鋁 α≥0.8t但αmin≥0.5t t≤0.5的硅鋼板、彈簧鋼、錫磷青銅 α≥1.2t （2）插圖 每個圖均應有圖題（由圖號和圖名組成）。圖號按章編排，如第1章第一圖的圖號為“圖1-1”等。注意：圖題置于圖下。有圖注或其他說明時應置于圖題之上。圖名在圖號之后空一格排寫。引用圖應說明出處，在圖題右上角加引用文獻編號。圖中若有分圖時，分圖號用a)、b)等置于分圖之下。 圖中各部分說明應采用中文（引用的外文圖除外）或數字項號，各項文字說明置于圖題之上（有分圖題者，置于分圖題之上）。 注意：圖題及圖中說明均采用五號宋體，而且都不需要加粗。 （3）致謝 致謝單獨放一頁，放在設計正文之后，致謝的頁碼是正文頁碼完了后順延。 “致謝”兩個字為小4號宋體加粗居中，“致謝”兩個字之間打一空格，“致謝”兩個字與致謝的具體內容之間打一回車（也即空一行），致謝的具體內容為5號宋體。 （4）參考文獻 參考文獻也單獨放一頁，放在致謝之后，參考文獻的頁碼是致謝頁碼完了后順延。 “參考文獻”四個字為小4號宋體加粗居中，“參考文獻”四個字與參考文獻的具體內容之間打一回車（也即空一行），“參考文獻”的具體內容為5號宋體，段前后間距，0行，左右縮進0字符，首行縮進0字符。 注意：參考文獻的編寫格式為： 期刊文獻的格式：［編號］作者（注：多個作者之間用逗號，下同）.文章題目名. 期刊名，年份，卷（期）：起頁～止頁.（注意：其中的標點符號全部用英文半角） 圖書文獻的格式：［編號］作者（注：多個作者之間用逗號，下同） .書名.版次.出版地:出版單位，出版年份: 起頁～止頁.（注意：參考文獻內容中的標點符號全部用英文半角） （5）附錄 （如公式的推導、程序流程圖、圖紙、數據表格等）依次放后，附錄內容多的話可以多放幾頁，頁碼順延，每頁都要有頁眉。 二、文稿要求及注意事項 1、頁面設置 ① A4紙張，縱向，上下邊距 2.5cm，左右邊距 2.6cm，頁眉1.8cm，頁腳 1.5cm，文檔網格一律使用“無網格”。 ② 頁眉頁腳： 頁眉設置為：“塔里木大學畢業(yè)設計”，小五號字，宋體，右對齊。 注意：“前言”和“目錄”不需要加頁眉，頁眉從“工程概況（或項目概況）”這一頁開始設置，依次順延，一直到附錄內容完。 頁腳設置為：插入頁碼，右對齊，從“工程概況（或項目概況）”這一頁開始設為第１頁，依次順延，一直到附錄內容完。注意：“前言”和“目錄”不需要加頁碼。 ③ 段落“行距”一律為單倍行距。 ④ 正文引用參考文獻處應以方括號標注出。如“…效率可提高到25%[７]。”表示此結果援引自文獻７。 第 3 頁 共 3 頁 前 言 在電視和現實生活中看到很多人駕駛著各式汽車施展著自己的的車技，速度變化讓人瞠目結舌。這時，我們談論得最多的就是發(fā)動機的性能以及車手的駕駛技術。駕車的時候體會一下極速感覺或是在買車的時候關注一下發(fā)動機的性能，這是橫量汽車品質優(yōu)劣的一個標準。作為動力的締造者，擁有一顆“超強的心臟”是非常重要的。但是，掌控速度快慢的，卻是它身后的變速器。 通過查閱一些資料得知現在市場上不同車型所配置的變速器主要分為：手動變速器（MT）、自動變速器（AT）、手動/自動變速器（AMT）、無級變速器（CVT）[1]。 手動變速器（Manual Transmission）采用的是齒輪組，而且每檔的齒輪組的齒數是不變的，所以不同檔位變速比是個定值。比如，一檔變速比是3.85,二檔是2.55,再到五檔的0.75,這些數字再乘上主減速比就是總的傳動比，總共只有5個值(即有5級)，所以說它是有級變速器[7]。 自動變速器（AutomaticTransmission），通過借助行星齒輪機構實現變速，根據踩壓油門踏板程度，實現自動變速。自動變速汽車是沒有離合器，可是自動變速器中卻有很多離合器，自動變速器中的離合器能隨車速變化而自動分離或合閉，從而達實現自動變速。 自動變速器的轎車優(yōu)勢就是通過簡便的操作來降低駕駛疲勞，同時還能享受高速駕駛時快樂的感覺。而且，現在大多數的城市的交通狀況不好，堵車是經常的事情，有時要不停地起步停步，使用手動檔的轎車則會反復地掛檔摘檔，操作十分煩瑣，尤其對于新手來說更是苦不堪言。使用自動擋就完全可以避免此類麻煩。 手動/自動變速器，由于有些司機并不希望摒棄傳統(tǒng)的手動變速器，而且在某些時候也需要自動的感覺。這樣便誕生手動/自動變速器。這種變速器在德國保時捷車廠911車型上首先推出，稱為Tiptronic，它可使高性能跑車不必受限于傳統(tǒng)的自動檔束縛，讓駕駛者也能享受手動換檔的樂趣。此型車在其檔位上設有“+”、“-”選擇檔位。在D檔時，可自由變換降檔(-)或加檔(+)，如同手動檔一樣。 自動—手動變速系統(tǒng)向人們提供兩種駕駛方式—為了駕駛樂趣使用手動檔，而在交通擁擠時使用自動檔，這樣的變速方式對于我國的現狀還是非常適合的。 無級變速器，當今汽車產業(yè)的發(fā)展，是非常迅速的，用戶對于汽車性能的要求是越來越高的。汽車變速器的發(fā)展也并不僅限于此，無級變速器便是人們追求的“最高境界”。無級變速器最早由荷蘭人范·多尼斯（VanDoorne’s）發(fā)明。無級變速系統(tǒng)不像手動變速器或自動變速器那樣用齒輪變速，而是用兩個滑輪和一個鋼帶來變速，其傳動比可以隨意變化，沒有換檔的突跳感覺。它能克服普通自動變速器“突然換檔”、油門反應慢、油耗高等缺點。有些時候將自動變速器稱為無級變速器，這是錯誤的。雖然它們有著共同點，但是自動變速器只有換檔是自動的，但它的傳動比是有級的，也就是常說的檔，一般自動變速器有2～7個檔[2]。而無級變速器能在一定范圍內實現速比的無級變化，并選定幾個常用的速比作為常用的“檔”。裝配該技術的發(fā)動機可在任何轉速下自動獲得最合適的傳動比。 目 錄 1緒 論 1 1.1變速器的設計背景及目的 1 1.2國內外研究狀況及成果 1 1.2.1摩擦傳動CVT 2 1.2.2液力傳動 2 1.2.3電控機械式自動變速器 2 1.2.4齒輪無級變速器 2 1.3變速器的設計方法原理和設計內容 2 1.3.1 三軸五檔變速器的工作原理 2 1.3.2各檔動力動力傳遞情況 3 1.3.3 變速器的設計內容 3 2變速器結構方案的設計 3 2.1兩軸式和三軸式變速器 3 2.2齒輪安排 4 2.3換檔結構方式 4 2.4倒檔的結構方案及倒檔軸的位置 4 3變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 5 3.1變速器主要參數的選擇 5 3.1.1檔數與傳動比 5 3.1.2中心距 6 3.1.3軸向尺寸 6 3.1.4齒輪參數 6 3.2各檔傳動比及其齒輪齒數的確定 7 3.2.1確定一檔齒輪的齒數 7 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數 7 3.2.3確定其他檔位的齒數 8 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數 8 3.3齒輪變位系數的選擇 9 4變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 9 4.1齒輪的損壞原因及形式 9 4.2齒輪的強度計算與校核 9 4.2.1齒輪彎曲強度計算 9 4.2.2齒輪接觸應力 11 5變速器軸的強度計算與校核 12 5.1軸的設計 12 5.1.1軸的功用及其設計要求 12 5.1.2軸的尺寸 12 5.1.3軸的結構設計 12 5.1.4接合器設計 13 5.2軸的受力分析與校核 13 5.2.1軸的受力分析 14 5.2.2軸的強度計算 14 5.2.3軸的剛度計算 17 6變速器同步器的設計 18 6.1同步器的結構 18 6.2同步環(huán)主要參數的確定 19 7變速器操縱機構 20 7.1操縱機構的功用 20 7.2 換檔位置圖 20 7.3變速桿的布置 20 7.3.1直接操縱手動換擋變速器 20 7.3.2遠距離操縱手動換擋變速器 20 7.4鎖止裝置 21 7.4.1互鎖裝置 21 7.4.2自鎖裝置 21 7.4.3倒檔鎖裝置 21 小 結 22 致 謝 23 參考文獻 24 1緒 論 1.1變速器的設計背景及目的 現代汽車很多都采用往復活塞式內燃機的動力設置的動力設置。它雖然有著體積小、質量輕、工作可靠、使用方便等方面優(yōu)點，但其性能與汽車的動力性和經濟性之間存在著較大的矛盾。 大家知道，汽車需要克服作用在它上面的阻力，才能起步和正常的行駛。即便以低速等速直線行駛在平坦的柏油路上也需要克服約占汽車總質量1.5%的滾動阻力。 例如，NJ130汽車，滿載時總質量為5360kg，其滾動阻力為800N左右。若需要滿載汽車在坡度為9%的道路上等速上坡行駛，僅上坡阻力就達4824N。如果用發(fā)動機直接帶動汽車驅動輪，則發(fā)動機需要發(fā)出2050N·m.的扭矩。而NJ130汽車發(fā)動機的最大扭矩只有205N·m，此時，所產生的最大牽引力為482N，和上坡阻力相差10倍之多。像這樣小的牽引力，不僅在上坡時難以行駛，就是在平坦的路面上也是不能行駛的。 另一方面，NJ130汽車發(fā)動機，最大功率為51.5kW，此時曲軸的轉速為2800r/min。如發(fā)動機和車輪直接相連，則對應于該轉速所換算的汽車速度，竟達到458km/h.。顯然，這樣高的車速是不能實現的。 上述發(fā)動機的扭矩、轉速與汽車的牽引力、車速要求之間的矛盾，靠現代汽車的內燃機本身是無法解決的。為此，在汽車傳動系中設置了變速器和主減速器。既可使驅動車輪的扭矩增大為發(fā)動機扭矩的若干倍，同時又可使其轉速減小到發(fā)動機轉速的若干分之一。 此外，汽車的使用條件有著復雜，變化很大的特點。譬如：汽車的載貨量、道路坡度、路面好壞以及交通等方面。這就要求汽車的牽引力和車速具有較大的變化范圍，以及適應使用的需要。當汽車在平坦的道路上，以高速行駛時，可掛入變速器的高速檔；而在不平的路上或爬較大的坡道時，則應掛入變速器的低速檔。根據汽車的使用條件，選擇合適的變速器檔位，不僅是汽車動力性的要求，而且也是汽車燃料經濟性的要求。例如，汽車在同樣的載貨量、道路、車速等條件下行時，往往可掛入較高的變速器檔位，也可掛入較低的檔位工作。此時只是發(fā)動機的節(jié)氣門開度和轉速或大或小而已，可是發(fā)動機在不同的工況下，燃料的消耗量是不一樣的。一般變速器具有四個或更多的檔位，駕駛員可根據情況選擇合適的檔位，使發(fā)動機燃料消耗量減小。 汽車在某些情況下，如進出停車場或車庫，或在較窄的路上掉頭等需要倒向行駛。然而，汽車發(fā)動機不能倒轉工作，因此在變速器設立倒檔。此外，變速器還設有空檔，可中斷動力傳遞，以滿足汽車暫時停止行駛和對發(fā)動機檢查調整的需要[4]。 對變速器的要求。除一般便于制造、使用、維修以及質量輕、尺寸緊湊外，主要還有以下幾點： 1) 保證汽車有必要的動力性和經濟性。 2) 設置空擋，用來切斷發(fā)動機動力向驅動輪的傳輸。 3) 設置倒檔，使汽車能倒退行駛。 4) 設置動力輸出裝置，需要時能進行功率輸出。 5) 換擋迅速，省力，方便。 6) 工作可靠。汽車行駛過程中，變速器不得有跳擋，亂擋以及換擋沖擊等現象發(fā)生。 7) 變速器應當有高的工作效率。 8) 變速器的工作噪聲低。 1.2國內外研究狀況及成果 現代汽車工業(yè)的飛速發(fā)展以及人們對汽車的要求不斷的變化，機械式變速器不能滿足人們的需要。從40年代初，美國成功研制出兩擋的液力-機械變速器以來，自動變速器技術得到了迅速發(fā)展。80年代，美國已將液力自動變速器作為轎車的標準裝備。1983年時，美國通用汽車公司的自動變速器裝車率已經達到了94%。近些年來，由于電子技術和電子計算機技術的發(fā)展，自動變速器技術已經達到了相當高的水平。自動變速器與機械式變速器相比，具有許多不可比擬的優(yōu)勢：提高發(fā)動機和傳動系的使用壽命；提高汽車的通過性；具有良好的自適應性；操縱更加方便[10]。 目前，國內變速器廠商都朝無級變速器和自動變速器方向發(fā)展，國內現已有好幾款轎車已經應用上無級變速器，而重型汽車則采用多中間軸的形式，將低速檔和高速檔區(qū)分開。 汽車行駛的速度是不斷變化的，這就要求汽車的變速器的變速比要盡量多，這就是無級變速(Continuously Variable Transmission簡稱"CVT") 。盡管傳統(tǒng)的齒輪變速箱并不理想，但其以結構簡單、效率高、功率大三大顯著優(yōu)點依然占領著汽車變速箱的主流地位。 汽車的無奈和缺憾是在跨越了三個世紀的一百多年后的今天，汽車還沒有使用上滿意的無級變速箱。但是,人們始終在為實現汽車理想變速器做著不懈的努力,各大汽車廠商對無級變速器(CVT)表現了極大的熱情，極度重視CVT在汽車領域的實用化進程。這是世界范圍尚未根本解決的難題，也是汽車變速器的研究的終極目標[5]。 圍繞汽車變速箱四個研究方向，各國汽車變速器專家展開了激烈的角逐。 1.2.1摩擦傳動CVT 金屬帶式無級變速箱(VDT-CVT)的傳動功率已能達到轎車實用的要求，裝備金屬帶式無級變速箱的轎車已達100多萬輛。據報道：大排量6缸內燃機（2.8L）的奧迪A6轎車上裝備的金屬帶式無級變速箱Multitronic CVT ，能傳動142kw（193bhp）功率，280Nm扭矩。這是真正意義的無級變速器。 另一種摩擦傳動CVT(名為Extroid CVT)是滾輪轉盤式。日產把它裝在概念車XVL上首次于去年東京車展展示，新款公爵(Cedric)車也裝用這種CVT?？膳c3L以上排量的大馬力內燃機(XVL的引擎輸出為330Nm/194kw)搭配使用，可謂汽車變速箱發(fā)展史上又一重要進步[4]。 從V形橡膠帶CVT到V型金屬帶CVT再到滾輪轉盤式CVT，摩擦傳動CVT的研究已持續(xù)了整整一個世紀，盡管摩擦傳動無級變速器的發(fā)展已經達到很高的水平，也已經裝備上汽車達到了實用的水平。但齒輪變速箱依然占據著半壁河山，這至少說明了四個問題： 1) 無級變速（CVT）是汽車變速箱始終追逐的目標。 2) 摩擦傳動CVT實現大功率的無級變速傳動是極為困難的。 3) 摩擦傳動CVT傳動效率低是必然的。 4) 摩擦傳動CVT的效率，功率無法與齒輪變速相比。 1.2.2液力傳動 人們經常把液力自動變速器（AT）和無級變速器（CVT）兩個概念混為一談。實際上這兩種變速器工作原理完全不同。液力自動變速器免除了手動變速器繁雜的換檔和腳踩離合器踏板的頻繁操作，使開車變得簡單、省力。但是, 液力自動變速器（AT）不是無級變速，是有級變速的自動控制，沒有從根本上滿足汽車對變速器的要求。從原始橡膠帶無級變速箱到現代金屬鏈無級變速箱、滾輪轉盤式CVT，百年大回轉說明：無級變速箱是汽車變速箱的最終歸屬，液力自動變速器只不過是一種過渡產品。 1.2.3電控機械式自動變速器 電控機械式自動變速器(Automated Mechanical Transmission簡稱"AMT")和液力自動變速器（AT）一樣，不是無級變速器，是有級變速器的自動換檔控制。其特點是機械傳動部分沿用了傳統(tǒng)的有級變速箱，但控制參量太多，實現自動控制相當困難。 1.2.4齒輪無級變速器 齒輪無級變速器（Gear Continuously Variable Transmission）這是一種全新的設計思想，是利用齒輪傳動實現高效率、大功率的無級變速傳動。 據最新消息：一種"齒輪無級變速裝置"(Gear Continuously Variable Transmission簡稱"G-CVT")已經試制成功，并已經進行了多次樣機試驗。"齒輪無級變速裝置"結構相當簡單，只有不足20種非標零件，51個零件，生產成本甚至低于手動變速箱。預計今年進行裝車試驗[6]。 1） 齒輪無級變速器的優(yōu)勢表現為： 2） 2）傳動功率大，200KW的傳動功率是很容易達到的； 3）傳動效率高，90%以上的傳動效率是很容易達到的； 4）結構簡單，大幅度降低生產成本，相當于自動變速箱的1/10； 5）對汽車而言，提高傳動效率，節(jié)油20%； 6）發(fā)動機在理想狀態(tài)下工作，燃料燃燒完全，排放干凈，極大的減少了對環(huán)境的污染。 1.3變速器的設計方法原理和設計內容 1.3.1 三軸五檔變速器的工作原理 一對嚙合傳動的齒輪，設小齒輪齒數Z1=20，大齒輪齒數Z2=40，在相同的時間內小齒輪轉 過一圈時，大齒輪轉過半圈。顯然，當小齒輪是主動齒輪時，它的轉速經大齒輪輸出時就降低了;如果大齒輪是主動齒輪時，它的轉速經小齒輪輸出時就提高三軸五檔變速器有五個前進檔和一個倒檔，由殼體、第一軸、中間軸、第二軸、倒檔軸、各軸上齒輪、操縱機構等幾部分組成[4]。 1) 第一軸第一軸和第一軸常嚙合齒輪為一個整體，是變速器的動力輸入軸。第一軸前部花鍵插于離合器從動盤轂中。 2) 中間軸在中間軸上制有有六個齒輪，作為一個整體而轉動。最前面的齒輪與一軸常嚙合齒輪相嚙合，稱為中間軸常嚙合齒輪，從離合器輸入一軸的動力經這一對常嚙合齒輪傳到中間軸各齒輪上。向后依次稱各齒輪為中間軸三檔、二檔、倒檔、一檔和五檔齒輪。 3) 第二軸在第二軸上，通過花鍵固裝有三個花鍵轂，通過軸承安裝有二軸各檔齒輪。其中從前向后，在第一和第二花鍵轂之間裝有三檔和二檔齒輪，在第二和第三花鍵轂之間裝有一檔和五檔齒輪，它們分別與中間軸上各相應檔齒輪相嚙合。在三個花鍵轂上分別套有帶有內花鍵的接合套，并設有同步機構。通過接合套的前后移動，可以使花鍵轂與相鄰齒輪上的接合齒圈連接在一起，將齒輪上的動力傳給二軸。其中在第二個接合套上還制有倒檔齒輪。第二軸前端插入一軸齒輪的中心孔內，兩者之間設有滾針軸承。第二軸后端通過凸緣與萬向傳動裝置相連。 4) 倒檔軸倒檔軸采用過盈配合壓裝在殼體相應的軸孔中。倒檔齒輪通過軸承活套在倒檔軸上[11]。 1.3.2各檔動力動力傳遞情況 一檔輸入軸→第一軸常嚙齒輪→中間軸→中間軸第一檔齒輪→第二軸一檔齒輪→一檔同步器接合齒圈→接合套→第二軸→輸出。 二檔輸入軸→第一軸常嚙齒輪→中間軸→中間軸第二檔齒輪→第二軸二檔齒輪→二檔同器接合齒圈→接合套→第二軸→輸出。 三檔輸入軸→第一軸常嚙齒輪→中間軸→中間軸第三檔齒輪→第二軸三檔齒輪→三檔同步器接合齒圈→接合套→第二軸→輸出。 四檔輸入軸→一檔常嚙齒輪→第一軸上四檔齒輪接合齒圈→三、四檔同步器接合套→第二軸→輸出。 五檔輸入軸→第一軸常嚙齒輪→中間軸→中間軸第五檔齒輪→第二軸五檔齒輪→五檔同步器接合齒圈→接合套→第二軸→輸出。 倒檔輸入軸→第一軸常嚙齒輪→中間軸→中間軸倒檔齒輪→倒檔軸上的倒檔齒輪→第二軸上倒檔齒輪→第二軸倒檔齒輪接合齒圈→倒檔同步器接合套→第二軸→輸出了[10]。 1.3.3 變速器的設計內容 在本次設計中，由于是對傳統(tǒng)的變速器進行改進性設計，我們在設計中采用了鎖環(huán)式同步器與鎖銷式同步器相結合的換檔方式。 在設計中，我們除了對汽車變速器的結構進行了合理的布置外還運用了材料力學、機械原理、機械設計等知識，對變速器的重要零件—軸和齒輪進行受力分析，強度、剛度的校核，以及為這些零件選擇合理的工程材料和熱處理方法，同時也為變速器選擇合理的同步器和操縱機構。 設計的主要參數： 主減速比：4.982 最高時速：190km/h 最大扭矩：170Nm/4500 最大功率：95kw/5750 最高轉速：5000r/min 2變速器結構方案的設計 目前，汽車上采用的變速器結構形式是多種多樣的，這是由于各國汽車的使用、制造、修理等條件不同，也是由于各種類型汽車的使用要求不同所決定的。盡管如此，一般變速器的結構形式，仍具有很多共同點。各種機構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨主觀和客觀條件的變化而變化。因此，設計人員應深入實際，收集資料，調查研究，對結構進行分析比較，并盡可能地考慮到產品的系列化、通用化和標準化，最后確定較合適的方案[11]。 2.1兩軸式和三軸式變速器 現代汽車大多數采用三軸式變速器。兩軸式變速器只用于發(fā)動機前置、前輪驅動或發(fā)動機后置、后輪驅動的轎車上。究竟采用哪種形式，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下三個方面。 1) 變速器的徑向尺寸 兩軸式變速器的前進檔均由一對齒輪傳遞動力。當需要大的傳動比時，需將主動齒輪做得小些，而將從動齒輪做得大些，因此兩軸的中心距和變速器殼體的相關尺寸也必然增大。而三軸式變速器由兩對齒輪傳遞動力，在同樣傳動比的情況下，可將大齒輪的徑向尺寸做得小些，因此中心距及變速器殼的相關尺寸均可減小。 2) 變速器的壽命 兩軸式變速器的低檔齒輪幅大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數比大齒輪要高得多，因此小齒輪的壽命比大齒輪的壽命短。三軸式變速器各前進檔（除直接檔），均為常嚙合斜齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，工作循環(huán)次數和壽命也比較接近，用直齒輪工作時，因第一軸與第二軸直接連接在一起，齒輪只是空轉，并不傳遞動力，故不影響齒輪的壽命。 3) 變速器的效率 兩軸式變速器雖然可以由等于1的傳動比，但仍要經過一對齒輪傳遞動力，因此用功率損失。而三軸式變速器可將輸入軸和輸出軸直接相連，得到直接檔，這種動力傳遞方式幾乎無功率損失，且噪聲較小[5]。 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，使傳動系的結構緊湊，汽車得到較大的有效空間，便于汽車的總體布置。因此，近年來在歐洲的轎車中采用的比較多。 2.2齒輪安排 各齒輪副的相對安裝位置對于整個變速器的結構布置有很大的影響。各檔位置的安排應考慮以下四個方面。 1) 整車總布置 根據整車的總布置，對變速器輸入軸和輸出軸的相對位置和變速器的輪廓形狀以及換檔機構提出要求。 2) 駕駛員的使用習慣 有人認為人們習慣于按檔的高低順序，由左到右或由右到左排列來換檔。但是也有人認為應該將常用檔位放在中間位置。值得注意的是倒檔，雖然他是平常換檔序列之外的一個特殊檔位，然而卻是決定序列組合方案的重要環(huán)節(jié)。按習慣，倒檔最好與序列不接合。否則，從安全角度考慮，將倒檔與一檔放在一起較好。 在五檔變速其中，倒檔與序列接合與不接合兩者比較，前者在結構上可省去一個撥叉和一根變速滑桿，后者的布置適當，則可使變速器的軸向長度縮短。 3) 提高平均傳動效率 為提高平均傳動效率，在三軸式變速器中，普遍采用具有直接檔的傳動方案，并盡可能地將使用時間最多的檔位設計成直接檔。 4) 改善齒輪受載狀況 各檔齒輪在變速器中的位置安排，應考慮齒輪的受載狀況。承受載荷大的低檔齒輪，一般安置在離軸承較近的地方，以較小軸的變形，使齒輪的重疊系數不致下降過多。變速器齒輪主要是因接觸應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撐較遠處較好。該處因軸的變形而引起齒輪的偏轉角較小，故齒輪的偏載也小[12]。 2.3換檔結構方式 目前汽車上的機械式變速器采用的換檔結構形式有三種。 1) 滑動齒輪換檔 通常是采用滑動直齒輪進行換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結構簡單、緊湊、容易制造。缺點是換檔使齒面承受很大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在倒檔上。 2) 嚙合套換檔 用接合套換檔，可將構成某傳動比的一對齒輪，制成常嚙合斜齒輪。而斜齒輪上另外有一部分做成直的結合齒，用來與嚙合套向嚙合。這種結構具有斜齒輪的傳動優(yōu)點，同時克服了滑動齒輪換檔時沖擊力集中在1～2個輪齒上的缺陷。因為在換檔時，有嚙合套以及相嚙合的結合齒上所有的輪齒共同承擔所受到的沖擊，所以嚙合套和結合齒的輪齒所受的沖擊損傷和磨損較小。它的缺點是增大了變速器的軸向尺寸，未能徹底消除齒輪端面所受到的沖擊。 3) 同步器換檔 現在大多數汽車的變速器都采用同步器。使用同步器可減輕結合齒在換檔時引起的沖擊及零件的損壞。并且具有操縱輕便，經濟性和縮短換檔時間等優(yōu)點，從而改善了汽車的加速性，經濟性和山區(qū)行使的安全性。其缺點是零件增多，結構復雜，軸向尺寸增加，制造要求高，同步環(huán)磨損大，壽命低。但是近年來由于同步器的廣泛使用，受命問題已解決。 上述三種換檔方案，可同時用在同一變速器中的不同檔位上。一般考慮原則是不常用的倒檔和一檔采用結構較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式。對于常用的檔位則采用同步器或嚙合套[12]。 2.4倒檔的結構方案及倒檔軸的位置 倒檔齒輪的結構及其軸的位置，應與變速器的整體結構方案同時考慮。在結構布置上，要注意在不掛入倒檔時，不能與第二軸齒輪有嚙合情況。換倒檔時能順利換入倒檔，而不和其它齒輪發(fā)生干涉。 在轎車和其它輕型汽車中，經常只采用一個倒檔齒輪，結構較簡單。載貨汽車由于需要較大的倒檔傳動比，則多采用由兩個齒輪組成的齒輪組。為縮短變速器的軸向尺寸充分利用空間。但一檔和倒檔需各用一根變速滑桿，這比通常的換檔機構多用一根變速滑桿和撥叉，使變速器的上蓋結構變得復雜。 倒檔齒輪安排在變速器的左側或右側，關系到操縱桿撥動的方向和倒檔軸的受力狀況。掛倒檔時，操縱桿向左側撥動，比較符合習慣要求。但此時倒檔齒輪需安排在右側，這是倒檔軸的軸向承受較大的作用力。反之，操縱桿向右側，雖不符合習慣，但可以減輕倒檔軸的負荷[12]。 3變速器主要參數的選擇與主要零件的設計 3.1變速器主要參數的選擇 3.1.1檔數與傳動比 年來，為了降低油耗，變速器的檔數有增加的趨勢。目前，乘用車一般用4～5個檔位的變速器。本設計也采用5個檔位。 選擇最低檔傳動比時，應根據汽車最大爬坡度、驅動輪與路面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 汽車爬陡坡時[1]車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有 則由最大爬坡度要求的變速器Ⅰ檔傳動比為 （3-1） 式中 ---汽車總質量； ---重力加速度； ---道路最大阻力系數； ----驅動輪的滾動半徑； ----發(fā)動機最大轉矩； ----主減速比； η----汽車傳動系的傳動效率。 根據驅動車輪與路面的附著條件 求得的變速器I檔傳動比為： (3-2) 式中 G2----汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷； φ----路面的附著系數，計算時取φ=0.5～0.6。 由已知條件：滿載質量 1800kg； =337.25mm；=170Nm；=4.782； =0.95。 根據公式（3-2）可得：=3.85。 超速檔的的傳動比一般為0.7～0.8，本設計取五檔傳動比=0.75。 中間檔的傳動比理論上按公比為： （3-3） 的等比數列，實際上與理論上略有出入，因齒數為整數且常用檔位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機參數的合理匹配。根據上式可的出：=1.51 故有： 3.1.2中心距 中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局A（mm）可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經驗公式初定： （3-4） 式中 K A----中心距系數。對轎車， =8.9～9.3；對貨車， =8.6～9.6；對多檔 主變速器， =9.5～11； ---變速器處于一檔時的輸出扭矩： 故可得出初始中心距A=77.08mm。 3.1.3軸向尺寸 變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒檔中間齒輪和換檔機構的布置初步確定。 轎車四檔變速器殼體的軸向尺寸3.0～3.4A。貨車變速器殼體的軸向尺寸與檔數有關： 四檔(2.2～2.7)A 五檔(2.7～3.0)A 當變速器選用常嚙合齒輪對數和同步器多時，中心距系數KA應取給出系數的上限。為檢測方便，A取整。 本次設計采用5+1手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是 377.08mm=231.24mm 變速器殼體的最終軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。 3.1.4齒輪參數 1) 齒輪模數 建議用下列各式選取齒輪模數，所選取的模數大小應符合GB1357-80規(guī)定的標準值。 第一軸常嚙合斜齒輪的法向模數 （3-5） 其中，可得出。 一檔直齒輪的模數m （3-6） 通過計算。 同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上的原因，同一變速器中的結合套模數都取相同，轎車和輕型貨車取2～3.5。本設計取2.5。 2) 齒形、壓力角α、螺旋角β和齒寬b 壓力角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面接觸強度。對轎車，為加大重合度以降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承載力，取大些。在本設計中變速器齒輪壓力角α取20°,嚙合套或同步器取30°；斜齒輪螺旋角β取30°。 應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上的軸向力相互抵消。為此，中間軸上的全部齒輪一律取右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪取左旋，其軸向力經軸承蓋由殼體承受。 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強度件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸[8]。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬[13]： 直齒 b=(4.5～8.0)mm 斜齒 b=(6.0～8.5)mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 表3-1 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角與螺旋角 車型 齒形 壓力角α 螺旋角β 轎車 高齒并修形的齒形 14.5°，15°，16°16.5° 25°～45° 一般貨車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 20° 20°～30° 重型車 GB1356-78規(guī)定的標準齒形 低檔、倒檔齒輪22.5°，25° 小螺旋角 3.2各檔傳動比及其齒輪齒數的確定 在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器檔數、傳動比和結構方案來分配各檔齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。 3.2.1確定一檔齒輪的齒數 一檔傳動比 （3-7） 為了確定Z9和Z10的齒數， 先求其齒數和: = （3-8） 其中 A =77.08mm、m =3；故 有。 當轎車三軸式的變速器 時，則 ， 此處取=16，則可得出=35。 上面根據初選的A及m計算出的可能不是整數，將其調整為整數后，從式（3-8）看出中心距有了變化，這時應從及齒輪變位系數反過來計算中心距A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據。 這里修正為51，則根據式（3-8）反推出A=76.5mm。 3.2.2確定常嚙合齒輪副的齒數 由式（3-7）求出常嚙合齒輪的傳動比 （3-9） 由已經得出的數據可確定 而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （3-10） 由此可得： （3-11） 而根據已求得的數據可計算出： 聯(lián)立可得：=19、=34。 則根據式（3-7）可計算出一檔實際傳動比為： 圖3-1 檔變速器示意 3.2.3確定其他檔位的齒數 二檔傳動比： （3-12） 而，故有： 對于斜齒輪， （3-13） 故有： 聯(lián)立得： 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 3.2.4確定倒檔齒輪的齒數 一般情況下，倒檔傳動比與一檔傳動比較為接近，在本設計中倒檔傳動比取3.7。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數比一檔主動齒輪10略小，取。 而通常情況下，倒檔軸齒輪取21～23，此處取=23。 由 （3-14） 可計算出。 故可得出中間軸與倒檔軸的中心距 （3-15） 而倒檔軸與第二軸的中心: （3-16） 3.3齒輪變位系數的選擇 齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位齒輪副的變位系數之和不等于零。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，又避免了其缺點。 有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應力。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象[9]。 總變位系數越小，一對齒輪齒根總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。 根據上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一檔主動齒輪10的齒數，因此一檔齒輪需要變位。 變位系數 （3-17） 式中為要變位的齒輪齒數。 4變速器齒輪的強度計算與材料的選擇 4.1齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋，裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這時存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕。他使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進入嚙合的齒輪存在角速度差，換檔瞬間在齒輪端部產生沖擊載荷，并造成損壞。 4.2齒輪的強度計算與校核 與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果[8]。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。 4.2.1齒輪彎曲強度計算 1) 直齒輪彎曲應力 （4-1） 式中，----彎曲應力（MPa）； ----一檔齒輪10的圓周力（N）， ，其中計算載荷（N·mm），d為節(jié)圓直徑。 ----應力集中系數，可近似取1.65； ----摩擦力影響系數，主動齒輪取1.1，從動齒輪取0.9； ----齒寬（mm），取20 ----端面齒距（mm）； ----齒形系數，如圖4-1所示。 圖4-1 齒形系數圖 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為： （4-2） 故可以得出；再將所得出的數據代入式（4-1）可得 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應力在400～850MPa之間。 2) 斜齒輪彎曲應力 （4-3） 式中 為重合度影響系數，取2.0；其他參數均與式（4-1）注釋相同，， 選擇齒形系數y時，按當量模數在圖（4-1）中查得。 二檔齒輪圓周力： （4-4） 根據斜齒輪參數計算公式可得出：=6798.8N齒輪8的當量齒數=47.7，可查表（4-1）得：。 故 同理可得： 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。 4.2.2齒輪接觸應力 (4-5) 式中， ---齒輪的接觸應力（MPa）； ----齒面上的法向力（N），； ----圓周力在（N）， ； ----節(jié)點處的壓力角（°）； ----齒輪螺旋角（°）； E----齒輪材料的彈性模量（MPa），查資料可取； b----齒輪接觸的實際寬度，20mm； ----主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（mm）； 直齒輪： （4-6） （4-7） 斜齒輪： （4-8） （4-9） 其中，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作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見下表： 表4-1 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900～2000 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： 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。 5變速器軸的強度計算與校核 5.1軸的設計 5.1.1軸的功用及其設計要求 變速器在工作是承受力扭矩、彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。軸的鋼的不足，在負荷作用下，軸會產生過大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。這一點很重要，與其它零件的設計不同。 設計變速器軸時主要考慮以下幾個問題：軸的結構形狀，軸直徑、長度、軸的強的和剛度，軸上花鍵型式和尺寸[2]。 軸的結構主要依據變速器結構布置的要求，并考慮加工工藝，裝配工藝而最后確定。 5.1.2軸的尺寸 軸的直徑與支承跨度長度之間關系可按下式選?。? 第一軸及中間軸： （5-1） 第二軸： （5-2） 第二軸及中間軸最大軸徑： （5-3） 第一軸最細處： （5-4） 第一軸花鍵部分直徑 ： （5-5） 式中：－發(fā)動機最大扭矩， 　　　－變速器中心距， 有相關手冊查得： 中心距經驗公式： （） 取中心距: =126.2 5.1.3軸的結構設計 軸的結構形狀應保證齒輪、同步器部件及軸承等安裝、固定。并與工藝要求有密切關系。 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)動機飛輪內腔的軸承上。其直徑根據前軸承內徑確定。公差一般選。第一軸花鍵尺寸與離合器從動盤轂內花鍵統(tǒng)一考慮。第一軸的長度根據離合器總稱軸向尺寸確定。確定第一軸后徑時，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，便于裝拆第一軸。 第二軸前頸通過軸承安裝在第一軸常嚙合齒圈的內腔里，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軸承。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，其小徑相應增大，可提高軸的剛度。選用漸開線花鍵是以大徑定心更合適。第二軸各檔齒輪與軸之間有相對旋轉運動，因此，無論裝滾針軸承、襯套還是鋼件對鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，不應低于0.8。表面硬度不應低于HRC58～63。在一般情況下軸上還應開螺旋油槽，以保證充分潤滑。在低檔時，齒輪須軸向滑動掛擋（有些變速器）齒輪處，軸上花鍵采用矩形花鍵，因為掛擋時，齒輪須軸向滑動，要求定中心好滑動靈活。所以除要求定中心的外徑磨削外，一般鍵齒側面也需要磨削，而矩形花鍵鍵側面磨削比漸開線花鍵容易。 第二軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。各截面尺寸要避免相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽產生應力集中，易造成軸折斷。輕型汽車變速器各檔位常用彈性擋圈軸向定位，彈性擋圈定位簡單，但拆裝不方便，并且與旋轉件端面有相對摩擦，同時彈性擋圈亦不能傳遞很大的軸向力，這是很不利的。因此只在輕型汽車上采用。第二軸尾端螺紋不應淬硬。 輕型汽車（尤其是轎車）為了縮短傳動軸的長度，常常將第二軸做得很長，在長的后體設有輔助支承。有些變速器低檔、倒檔或超速檔傳動往往不只在后體上。 變速器中間軸有旋轉式和固定式兩種： 固定式中間軸是根光軸，近期支撐作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結構保證。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承、或短圓柱滾子軸承。軸常輕壓于殼體中。因此光軸有兩種配合公差的軸徑。固定式中間軸用鎖片或雙頭螺柱固定。輕型汽車的中心距較小，殼體上無足夠位置設置滾動軸承和軸承蓋。因而多采用固定式中間軸。 旋轉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。由于中間軸上一檔齒輪尺寸較小，常和軸做成一體，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合，以便齒輪損壞后更換。如結構尺寸允許，應盡量用旋轉式中間軸而不用固定式中間軸。 我這次設計的中型貨車的變速器就是采用的旋轉式中間軸。中間軸的前軸承運用圓柱滾子軸承，從前之后依次是常嚙合齒輪，四檔齒輪，三檔齒輪，二檔齒輪，一檔齒輪由于尺寸較小，就與中間軸制成一體，并且中間軸一檔也和倒檔齒輪嚙合，后軸承使用球軸承，軸后端用螺紋鎖緊，再加后軸承改其定位密封作用。 5.1.4接合器設計 設計接合器時主要考慮三個問題：接合器強度、尺寸；換檔方便，不允許自行脫檔等。 接合器參數選擇,接合器采用漸開線齒線，齒形參數應盡量按漸開線花鍵標準選取?；ㄦI模數依使用條件、傳遞的最大扭矩與同類汽車比較選取。近似公式如下： （5-6） 式中：--接合齒模數，mm --接合齒圈齒數 --接合齒圈傳遞最大扭矩， 當嚙合套工作寬度b=11～16㎜時，系數c取0.19-0.34；b=4～7㎜時，c取0.13-0.19。計算的模數最后按標準確定 。一般推薦，對轎車和輕型、中型貨車模數為2-3.5，重型貨車為3.5-5.0?？紤]到加工工藝，各檔接合器齒的模數應相同。齒面工作寬度初選可等于模數的2-5倍。一軸取模數為3.5，齒數為24。二軸鎖銷式同步器模數4，齒數24。 5.2軸的受力分析與校核 5.2.1軸的受力分析 求支撐反力，先從第二軸開始，然后依次計算中間軸、第一軸。計算公式如下表若計算結果為正數，表示實際力的方向與圖示方向相同，若計算結果為負數，表示實際力的方向與圖示方向相反。 5.2.2軸的強度計算 由變速器結構布置并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不同檔位時的各支反力，可以計算軸的各截面的彎曲力矩： （5-7） 式中：—支撐中心至計算斷面距離。 圖5-1 第二軸受力分析 圖5-2 第一軸受力分析 圖5-3 中間軸受力分析 確定危險斷面，取危險斷面處合成彎矩和扭矩最大值（因為各檔時彎矩圖不同）計算彎曲應力和扭轉應力以及合成應力。 彎曲應力 扭轉應力 (5-8) 式中：— 軸截面抗彎截面模數；