轻型客车四档中间轴式变速器设计

汽车设计课程设计计算说明书

题 目：轻型客车四档中间轴式变速器设计 院 别： xxxxxx

专 业： xxxxx

班 级： xxxxxxxx 姓 名： xxxxxxxxxxx 学 号： xxxxxxxxxxxxxxxxx 指导教师： xxxxxxxxxxxxxx

二零一五年一月十九日

一、变速器的功用与组成 ----------------------------------------------------------------- - 4 -

1.变速器的组成------------------------------------------------------------------------ - 4 - 二、变速器的设计要求与任务 ----------------------------------------------------------- - 4 -

1.变速器的设计要求 ----------------------------------------------------------------- - 4 - 2.变速器的设计任务 ----------------------------------------------------------------- - 4 - 三、变速器齿轮的设计 -------------------------------------------------------------------- - 4 -

1.确定一挡传动比 -------------------------------------------------------------------- - 4 - 2.各挡传动比的确定 ----------------------------------------------------------------- - 4 - 3.确定中心距 --------------------------------------------------------------------------- - 6 - 4.初选齿轮参数------------------------------------------------------------------------ - 6 - 5.各挡齿数分配------------------------------------------------------------------------ - 9 - 四、变速器的设计计算 ------------------------------------------------------------------- - 14 -

1.轮齿强度的计算 ------------------------------------------------ 错误!未定义书签。 2中间轴的强度校核 ---------------------------------------------- 错误!未定义书签。 五、结论 -------------------------------------------------------------------------------------- - 25 - 参考文献 -------------------------------------------------------------------------------------- - 26 -

摘 要

现代汽车除了装有性能优良的发动机外还应该有性能优异的传动系与之匹配才能将汽车的性能淋漓尽致的发挥出来，因此汽车变速器的设计显得尤为重要。变速器在发动机和汽车之间主要起着匹配作用，通过改变变速器的传动比，可以使发动机在最有利的工况范围内工作。

本次设计的是轻型客车变速器设计。它的布置方案采用四档中间轴式、同步器换挡，并对倒挡齿轮和拨叉进行合理布置，前进挡采用圆柱斜齿轮、倒档采用圆柱直齿轮。两轴式布置形式缩短了变速器轴向尺寸，在保证挡数不变的情况下，减少齿轮数目，从而使变速器结构更加紧凑。

首先利用已知参数确定变速器各挡传动比、中心矩，然后确定齿轮的模数、压力角、齿宽等参数。由中心矩确定箱体的长度、高度和中间轴及二轴的轴径，然后对中间轴和各挡齿轮进行校核，验证各部件选取的可靠性。最后绘制装配图及零件图。

设计结论表明，变速器齿轮及各轴尺寸确定，各轴强度的校核满足设计要求，设计结构合理。

关键词：轻型客车、四档变速器、中间轴式、同步器

一、变速器的组成

1.变速器的组成

速器通常设有倒档，在不改变发动机旋转方向的情况下汽车能倒退行驶；设有空档，在滑行或停车时发动机和传动系能保持分离。变速器还应能进行动力输出。手动变速器基本上是由齿轮、轴、轴承、同步器等动力传动部件组成。

变速器能使汽车以非常低的稳定车速行驶，而这种低的车速只靠内燃机的最低稳定转速是难以达到的。变速器的倒档使汽车可以倒退行驶；其空档使汽车在启动发动机、停车和滑行时能长时间将发动机与传动系分离。

变速器由变速器传动机构和操纵机构组成。根据需要，还可以加装动力输出器。

按传动比变化方式，变速器可以分为有级式、无级式和综合式三种。

变 速 器 三档变速器 四档变速器 五档变速器 多档变速器 固定轴式 旋转轴式 两轴式 中间轴式 双中间轴式 多中间轴式

二、变速器设计要求与任务

1.变速器的设计要求

①

正确地选择变速器的档位数和传动比，并使之与发动机参数及主减速比作优化匹配，以保证汽车具有良好的动力性与燃料经济性。

②

设置空挡，以保证汽车在必要时能将发动机与传动系长时间分离；使汽车可以倒退行驶。

③ ④ ⑤ ⑥ ⑦

体积小、质量小、承载能力强、使用寿命长、工作可靠。 操纵简单、准确、轻便、迅速。

传动效率高、工作平稳、无噪声或低噪声。 制造工艺性好、造价低廉、维修方便。

贯彻零件标准化、部件通用化和变速器总成系列化等设计要求，遵守有关标准和法规。

⑧

需要时应设置动力输出装置。

2.变速器的设计任务

1) 同步器换挡，进行所有齿轮参数的设计和计算

2) 对一挡齿轮的接触强度和弯曲应力进行校核，以及中间轴的强度校核； 3) 绘制常啮合齿轮和中间轴的CAD图。

发动机最大转矩(Nm) 最高车速(Km/h) 汽车总质量(Kg) 额定转速(r/min) 爬坡度(%) 车轮滚动半径(m) 主减速比 驱动轮上法向作用力(N) 道路最大阻力系数 汽车传动系的传动效率

160 100 2270 3800 30 0.33 5.1 10810 0.278 0.9

三、变速器齿轮的设计

1.确定一挡传动比

本设计最高档位是四档，传动比为1.0。考虑到汽车在平坦硬路面上行驶时的燃油经济性，变速器的最高档位多为直接档（传动比为1）或超速档（传动比小于1）。这时汽车的动力性及燃油经济性由发动机及驱动桥减速比决定。变速器低档（一档，有时还有爬坡档）的传动比则决定了汽车的最大爬坡度。选择最低档传动比时，应根据汽车最大爬坡度、驱动车轮与路面的附着力、汽车的最低稳定车速，以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑。

汽车爬陡坡时车速不高，空气阻力可忽略，则最大驱动力用于克服轮胎与路面间的滚动阻力及爬坡阻力，查文献[1，4-1]可知：

Temaxig1i0Trr mgfcosmaxsinmaxmgmax （3.1）

式中：m—汽车总质量； g—重力加速度；

max—道路最大阻力系数；

rr—驱动车轮的滚动半径； Temax—发动机最大转矩； i0—主减速比；

T—汽车传动系的传动效率； max—最大爬坡度；

f—滚动阻力系数；

ig1—变速器一档传动比。

则由最大爬坡度要求的变速器一档传动比查文献[1，4-4]可知： ig1mgmaxrr （3.2）

Temaxi0T

＝

22709.80.2780.33

1605.10.9 =2.77

根据驱动车轮与路面的附着条件有：

Temaxig1i0TrrG2 （3.3）

式中：G2—汽车满载静止于水平路面时驱动桥给地面的载荷，计算时取70%mg； —道路的附着系数，计算时取0.5~0.6。 求得的变速器一档传动比查文献[1，4-4]可知： ig1 G2rr （3.4）

Temaxi0T70%22709.80.60.33

1605.10.9 =4.1984

变速器一档传动比的范围为：

2.77ig14.1984根据本设计要求的具体情况和上述条件可以初选一档传动比ig13.825。

2.各挡传动比的确定

变速器最高档的传动比ign与最低档的传动比ig1确定以后，中间各档的传动比理论上是按公比查文献[1，4-4]可知： qn1ig1ign （3.5）

的几何级数排列，式中n为档位数（n4），四档传动比ign1.00。

qn1ig1ign

413.825 1.00=1.5639

ig2 ig3ig1qig1q23.8252.44581.56393.8251.5639 21.5639ig41.00实际上各档传动比之间的排列与几何级数排列略有出入，因齿数为整数且常用档位间的公比应小些，以便于换档。另外还要考虑与发动机参数的合理配合。因此初选各档传动比： 一档传动比ig13.825 二档传动比ig22.732 三档传动比ig31.397 四档传动比ig41.00

3.确定中心距

对中间轴式四档变速器而言，其中心距系指第一、第二中心线与中间轴中心线之间的距离。变速器的中心距对其尺寸及质量的大小有直接影响，它也代表着变速器的承载能力。三轴式变速器的中心距A，可根据对已有变速器的统计数据而得出经验公式进行初选，查文献[1，4-4]可知：

AK3Temaxig1g （3.6）

式中： K—中心距系数，轿车取K=8.9~9.3，货车取K=8.6~9.6，多档变速器取K=9.5~11；

Temax—发动机最大转矩，N·m；

ig1—变速器一档传动比；

g—变速器的传动效率，取g0.96。

本设计变速器的中心距为：

AK3Temaxig1g

9.131603.8250.96

=76mm

符合乘用车变速器的中心距变化范围65~80mm。

初选：A=76mm

变速器的横向外型尺寸，可根据齿轮直径以及倒档中间（过度）齿轮和换档机构的布置初步确定。

影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车四档变速器壳体的轴向尺寸为(3.0~3.4)A。 商用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列数据选用： 四档——(2.2~2.7)A 五档——(2.7~3.0)A 六档——(3.2~3.5)A

当变速器选用的档数和同步器时，上述中心距应取给出范围的上限。为了检测方便，中心距A最好为正数。

轴向尺寸处取 2.6A2.676198mm

4.初选齿轮参数

（1）模数：

对轻型客车，对舒适性和操纵稳定性要求较高，故齿轮模数大小要适合；从工艺方面考虑，各挡齿轮应该选用一种模数。

选取齿轮模数时一般遵守的原则是在变速器中心距相同的条件下，选取较小的模数，就可以增加齿轮的齿数，同时增加齿宽可使齿轮啮合的重合度增加，并减少齿轮噪声，所以为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数，而从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数；变速器低档齿轮应选用大些的模数，其它档位选用另一种模数。

变速器用齿轮模数的范围见表：

汽车变速器齿轮的法向模数mn

轻型客车发动机排量V/L 车型 1.0＜V≤1.6 模数mn/mm 2.25~2.75 1.6＜V≤2.5 2.75~3.00 货车的最大总质量mg/t 6.0＜mg≤14.0 3.50~4.50 mg>14.0 4.50~6.0 所选模数值应符合国家标准GB/T1357-1987的规定， 一档齿轮初选m=2.75mm；其它档位初选mn2.5mm （2）压力角

理论上对于轻型客车，为加大重合度降低噪声应取用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角；对商用车，为提高齿轮承载能力应选用22.5°或25°等大些的压力角。

国家规定的标准压力角为20°，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20°。 （3）螺旋角

随着螺旋角的增大，齿的强度也相应提高。在齿轮选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。斜齿轮传递转矩时，要产生轴向力并作用到轴承上。设计时，应力求使中间轴上同时工作的两对齿轮产生的轴向力平衡，以减小轴承负荷，提高轴承寿命。因此，中间轴上不同挡位齿轮的螺旋角应该是不一样的。为使工艺简便，在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的，或者仅取为两种螺旋角。

从提高低档齿轮的抗弯强度出发，以15°~25°，宜取25º

（4）齿顶高系数：在齿轮加工精度提高以后，在我国齿顶高系数为1.00。 （5）根据模数的大小选定齿宽：

通常根据齿轮模数m(mn)的大小来选定齿宽： 直齿bkcm，kc为齿宽系数，取为4.5~8.0，kc=6.0

b6.52.7518mm

斜齿bkcmn，kc取为6.0~8.5，kc=8.0

b8.02.520mm

5.各挡齿数分配

751362410 图 3.7 四档变速器传动方案简图

一档传动比：

i1z2z7 （3.8） z1z8先求其齿数合zh，再求z7和z8的齿数，就可以确定一档传动比。

2Azh直齿 m  （3.9）

2Acos斜齿 zhmn 计算后取zh为整数，然后进行大、小齿轮齿数的分配。中间轴上的一档小

z2z7齿轮的齿数尽可能取少些，以便使z8的传动比大些，在i1一定的条件下，z1的传动比可分配小些，使第一轴常啮合齿轮的齿数多些，以便在其内腔设置第二轴的前轴承保证轮辐有足够的厚度。考虑到壳体上的第一轴轴承孔的和装配的可能性，该齿轮齿数又不易取多。乘用车中间轴式变速器一档传动比i1=3.5~3.8

A`A

时，中间轴上一档齿数可在z8=15~17之间选取，货车可在12~17之间选用。一档大齿轮齿数用z7zhz8计算求得。 由公式（3.9）得：

zh2A m276 2.75 56初选z8=17，则z7zhz8=56 - 17 = 39 对中心距进行修正： A =

zhm 2562.75 2=77 mm

常啮合传动齿轮副的齿数

由公式（3.9）求出常啮合传动齿轮的传动比

zz2 i18 （3.10）

z1z7而常啮合传动齿轮的中心距与一档齿轮的中心距相等，查文献[2，3-3]可知： Amn(z1z2) （3.11）

2cos解方程式（3.10）和式（3.11）求z1与z2，z1、z2都应取整数；然后核算一档传动比，最后根据所确定的齿数，按式（3.11）算出精确的螺旋角。 联立公式（3.10）和公式（3.11）得：

z8z2i1zz71 

Amn(z1z2)2cos

17z23.825z139解方程组 772.5(z1z2)2cos25z21.6673z1zz55.8286 12

z121解得：

z352由公式（3.11）算出精确的螺旋角：

Amn(z1z2)

2cosm(zz2) arccosn1 2A2.556 =arccos 277 =24.62 =243712 确定其它各档的齿数

二档齿轮是斜齿轮，螺旋角6与常啮合齿轮的2不同时，查文献[2，3-3]可知：

z5z i21 （3.12）

z6z2而 Amn(z5z6) （3.13）

2cos6初选620，由公式（3.12）和公式（3.13）得：

z1z5i2zz26 

Amn(z5z6)2cos621z52.732z635解方程组 772.5(z5z6)2cos20z51.6392 z6 zz5856z536解得：

z622三档齿轮是斜齿轮，螺旋角4与常啮合齿轮的2不同时，

z3zig31 （3.15） z4z2而 Amn(z5z6) （3.16）

2cos6查文献[2，3-3]可知：426，由公式（3.15）和式（3.16）得：

z1z3ig3zz24 

Amn(z3z4)2cos421z31.397z435解方程组 772.5(z3z4)2cos26z30.8382 z4 zz5634z325解得：

z431

确定倒档齿轮齿数

倒档齿轮选用的模数往往与一档相近。倒档齿轮z10的齿数，一般在21~28之间，初选z10=26，计算出中间轴与倒档轴的中心距A`，查文献[2，3-3]可知： A`由公式（3.18）得：

1 m(z8z10) （3.18）

2A` 1m(z8z10) 212.75(1726) 2 =59.125 mm

为保证倒档齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮8和9的齿顶圆之间保持有0.5mm以上的间隙，查文献[2，3-3]可知，齿轮9的齿顶圆直径De9应为：

De8D0.5e9A` 2 2De92A`De81齿轮8的齿顶圆直径De8

d8z8m =17×2.75 =46.75mm

（3.19）

ha(f0)m(1.00)2.752.75mm De8d82ha46.7522.7552.25mm

由公式（3.19）得

De92A`De81

=2×59.125-52.25-1

=65mm

由De9d92ha可得：

d9De92ha6522.7559.5mm

z9d959.522.6 m2.75

齿轮圆整至z923 变速器倒档传动比：

iRz2z10z73526394.322

z1z8z9211723计算倒档轴与第二轴的中心距A查文献[2，3-3]可知：，

1(z7z9) （3.20） 21 2.75(3923)

2A=85 mm

确定各档齿数后重新计算各档传动比

一档 i1z2z735393.824 z1z82117二档 i2z2z535362.727 z1z62122z2z335251.344 z1z42131三档 i3四档 i41.00 倒档 iRz2z10z73526394.322

z1z8z9211723

四、齿轮校核

1.轮齿强度的计算

变速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿折断、齿面疲劳剥落（点蚀）、移动换档齿轮端部破坏以及齿面胶合。变速器在工作时，齿轮受到较大的冲击载荷作用；一对齿轮相互啮合，齿面相互挤压造成齿面点蚀；换档瞬间在齿轮端部产生冲击载荷。 所以需要对齿轮进行计算和校荷。

4.1齿轮弯曲强度计算

（1）一档直齿轮弯曲应力w，查文献[2，3-4]可知： w式中：

F1KKfbty （4.1）

w—弯曲应力（MPa）； Ft—圆周力（N），F12Tgd；（N·mm）；（mm）； d为节圆直径Tg为计算载荷

K—应力集中系数， K=1.65；

Kf—摩擦力影响系数，主动齿轮Kf=1.1，从动齿轮Kf=0.9； b—齿宽(mm)；

t—端面齿距，tm； —齿形系数，=0.46

因为齿轮节圆直径dmz，式中z为齿数，所以将上述有关参数带入式（4.1）后得

w2TgKKfmzKc3 （4.2）

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转距Temax时，一、倒档直齿轮许用弯曲应力在400~800MPa, 查文献[2，3-4]可知，[w]=600 MPa。 由公式（4.2）得：

w2TgKKfmzKc3

21601031.650.9 = 32.754320.46=183.85MPa<[w]

满足设计要求。

（2）二档斜齿轮弯曲应力w，查文献[2，3-4]可知： wF1K （4.3） btKw—弯曲应力（MPa）；

Ft—圆周力（N），F1

2Tgd；（N·mm）；（mm）； d为节圆直径Tg为计算载荷

dmnzcos；

—斜齿轮螺旋角( °)，=20°； K—应力集中系数， K=1.50； b—齿宽(mm)；

t—法向齿距，tmn； —齿形系数，=0.47

K—重合度影响系数，K=2.0。

将上述有关参数带入公式（4.3），整理后得到斜齿轮弯曲应力为： w2TgcosKzmnK3 （4.4）

当计算载荷Tg取作用到变速器第一轴上的最大转距Temax时，斜齿轮许用弯曲应力在180~350MPa, 查文献[2，3-4]可知， [w]=320 MPa。 由公式（4.4）得：

w2TgcosKzmnK3

2160103cos201.50= 402.530.472.0=244.38MPa<[w]

满足设计要求。

4.2轮齿接触应力

j0.418式中：

j—轮齿的接触应力（MPa）；

FE11 （4.5） bzb

F—齿面上的法向力（N），FF1coscos；F1为圆周力； —斜齿轮螺旋角( °)；

E—齿轮材料的弹性模量（MPa）, E2.1105MPa b—齿轮接触的实际宽度(mm)；

z—主动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮zrzsin，

斜齿轮zrzsincos2；

b—从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮brbsin，

斜齿轮brbsincos2；

将作用在变速器第一轴上的载荷Temax2作为计算载荷时,变速器齿轮的许用接触应力j查文献[2，3-4]可知，见表4.1

表4.1 变速器齿轮的许用接触应力j(MPa)

齿 轮 一档和倒档齿轮 常啮合齿轮和高档齿轮

渗 碳 齿 轮 1900~2000 1300~1400

液体碳氮共渗齿轮 950~1000

650~700

计算二轴一档直齿轮接触应力j

20.5160103F11353.1N

d118.252TgFF11353.11439.94N coscos20zrzsin24.75sin208.465mm brbsin59.125sin2020.223mm

由公式(4.5)得：

FE11j0.418 bzb

1763.872.11050.41818

=145.73 MPa<[j]

满足设计要求。

118.46520.223本设计变速器齿轮材料采用20CrMnTi，并进行渗碳处理，大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。

2.中间轴的强度校核

变速器在工作时，由于齿轮上的圆周力、径向力和轴向力作用，变速器的轴要受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度。因为刚度不足会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。 （1）初选轴的直径

在已知中间轴式变速器的中心距A时，第二轴和中间轴中部直径d0.45A，三轴式变速器的第二轴与中间轴的最大直径d可根据中心距A按下式初选。

d(0.45~0.60)A （mm）

初选二轴中部直径d0.4581.12536.506mm，圆整至d39mm。 （2）按弯扭合成强度条件计算

计算二轴一档齿轮啮合的圆周力Ft、径向力Fr和轴向力Fa。查文献[2，3-4]可知：

Ft2Temaxi （4.6） d Fr2Temaxitan （4.7）

dcos Fa2Temaxitan （4.8）

d式中： i—至计算齿轮的传动比；

d—计算齿轮的节圆直径，mm； —节点处压力角；

—螺旋角

III图4.1 二轴结构简图

因为二轴一档齿轮是直齿轮，所以0，轴向力Fa0。 图4.1为变速器二轴结构简图

FNV1a)FNH1FNV2FNH2TFtFrL1L2L3FNH1FtFNH2b)MHMH

FNV1FrFNV2c)MVd)Me)TT

图4.2 轴的载荷分析图

如图4.2所示，I截面为危险截面

由公式（4.6）计算二轴一档齿轮所受圆周力Ft为：

dmz2.7539107.25mm

Ft2Temaxi d21601033.824

115.5=10594.63N

由公式（4.7）计算二轴一档齿轮所受径向力Fr为：

Fr2Temaxitan

dcos2160103tan20=

115.51=1008.40 N

垂直力计算：

FrL2FNV1(L1L2)0 1008.4028FNV1(16828)0

FNV11008.4028

16828= 144.06N

∴FNV2FrFNV11008.40144.068.34N

水平力计算：

FaL2FNH1(L1L2)0

10594.6328FNH1(16828)0

FNH110594.6328

16828=1513.52N

∴FNH2FaFNH110594.631513.529081.11N

弯矩计算：

MVFNV1L1144.0616824202.08N·mm MHFNH1L11513.521682271.36 N·mm

计算转矩：TjTemaxi11601033.824611840 N·mm

作用在齿轮上的Fr和Fa使轴在铅垂面内弯曲变形并产生垂向挠度fc；而Ft使轴在水平面内弯曲变形并产生水平挠度fs。在求得各支点的铅垂反力和水平反力后，计算相应的垂向弯矩Mc和水平弯矩Ms。则在弯矩和转矩联合作用下的轴向应力查文献[2，3-4]可知： M32M （MPa） （4.8） 3Wwd式中：MMs2Mc2Tj2

Tj—计算转矩，N·mm;

d—轴在计算断面处的直径，花键处取内径，mm；

Ww—弯曲截面系数，mm3；

Ms—在计算断面处轴的水平弯矩，N·mm；

Mc—在计算断面出轴的垂向弯矩，N·mm；

—许用应力，在低档工作时查文献[2，3-4]可知400MPa.

MMc2Ms2Tj224202.0822271.3626118402663014.2N·mm

由公式（4.8）得：

M32M Wwd332663014.2 339=113.85MPa.

对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度fc和轴断面在水平面内的转角。前者改变了齿轮中心距并破坏了其正确啮合；后者使大、小齿轮相互歪斜，如图（4.3）所示，易导致沿齿长方向压力分布不均匀。

f1cf4c1c4c3s4sf2s2s1sf4sf2cf3cf3s3,4sf1s1,2s2c3ca)

a)轴在垂直面内的变形 b)轴在水平面内的变形

b)

图4.3 变速器轴的变形简图

变速器齿轮在轴上的位置如图（4.4）所示时，若轴在垂直面内挠度为fc，在水平面内挠度为fs和转角为，查文献[2，3-4]可知：

F1a2b2 fc （4.9）

3EILF2a2b2 fs （4.10）

3EIL 式中：

F1ab(ba) （4.11）

3EILF1—齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； F2—齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N；）

E—弹性模量（MPa）,E2.1105MPa;

I—惯性矩(mm4)，对于实心轴，Id4/； d—轴的直径，花键处按平均直径计算；

a、b—为齿轮上的作用力距支座A、B的距离（mm）；

。 L—支座间的距离（mm）

fAaFBbL图4.4 变速器轴的挠度和转角

查文献[2，3-4]可知，轴的合成挠度为： f计算惯性矩I：

Ifc2fs2f0.20mm （4.12）

d4394113503.2 mm4

计算垂直面内挠度fc

由公式（4.9）得：

F1a2b2fc

3EIL1008.402022262= 532.110113503.2228=0.00171mm

计算水平面内挠度fs 由公式（4.10）得：

F2a2b2fs

3EIL10594.632022262= 32.1105113503.2228=0.0179mm

计算轴的转角，由式（4.11）得：

F1ab(ba)

3EIL1008.4020326(20326)= 532.110113503.2228=0.000058rad

计算轴的合成挠度 由公式（4.12）得：

ffc2fs2

=0.0017120.01792 =0.01798mm〈f

轴的垂向挠度的容许值fc=0.05~0.10mm；轴的水平挠度fs=0.10~0.15mm;轴断面的角不应大于0.002rad。经过验算，变速器二轴满足设计要求。

五、结论

本次课程设计是四档中间轴式变速器，变速器作为是车辆不可或缺的一部分，是伴随着汽车工业出现的必然产物，其中机械式变速箱设计发展到今天，其技术已经成熟，在完成了最基本的传动功能之外，我们对变速器的要求也是越来越高，这是变速箱演变过程的首要催产素。对于我们即将踏出校门的学生来说，其中的设计理念还是很值得我们去探讨和学习的。

对于本次设计的变速器来说，采用较大的传动比变化范围，在保证汽车必要的动力性和经济性的基础上，其扭矩变化范围大可以满足不同的工况要求。结构简单，易于生产、使用和维修，价格低廉，而且采用同步器挂挡，可以使变速器挂挡平稳，操纵舒适度增加，噪声降低，轮齿不易损坏。本着实用性和经济性的原则，在各部件的设计要求上都进行了详细计算的校荷，因此具有一定的实用性。

通过本次的课程设计，我对中间轴式四档变速器有了更深刻的认识，在机械技术发达的今天，人们对变速器的要求一定会越来越高，通过对变速器各方面的考虑，我想在今后对变速器设计的时候能在各方面做到优化。在以后的工作和学习中，我会继续学习和研究变速器技术，以求设计更加优越和经济。

毕业之即，这次的设计是对我大学学习的一次综合性检验，更是一次综合的学习过程。课程设计不仅使我学习和巩固了专业课知识而且了解了不少相关专业的知识，个人能力得到很大提高。同时也锻炼了与人协作的精神，为以后我踏入社会工作打下了良好的基础。

在完成课程设计的过程中，我要感谢给予我帮助的老师和同学们。

参考文献

[1] 罗永革.汽车设计[M].北京：机械工业出版社，2011 [2] 王望予.汽车设计[M].北京：机械工业出版社，2000 [3] 李风平.机械图学[M].沈阳：东北大学出版社 2003

[4] 甘永立.几何量工差与检测[M].上海：上海科学技术出版社 2003 [5] 高延龄.汽车运用工程[M].第二版.北京:人民交通出版社，2001 [6] 钟建国 廖耘 刘宏.汽车构造与驾驶[M].长沙:中南大学出版社，2002 [7] 肖盛云 徐中明.汽车运用工程基础[M].重庆:重庆大学出版社，1997 [8] 邓亚东等主编 [M]汽车设计 辽宁：人民交通出版社出版，2003