【正文】 ∴A ＝ *（ 173**） 1/3＝ 初選 A=78mm 四、齒輪參數(shù)選擇 （一）模數(shù)的選擇 9 影響齒輪模數(shù)的選取因素很多，如齒輪強(qiáng)度、質(zhì)量、噪聲、工藝要求等。 （ 《汽車 設(shè)計 》第 4版 P91） （二）壓力角α的選擇 壓力 角 較 小 時 ，重合度 較 大， 傳動 平 穩(wěn) ，噪 聲較 低； 壓力 角 較 大 時 ，可提高 輪齒 的抗 彎強(qiáng) 度和表面接觸 強(qiáng) 度。176。所以 變 速器 齒輪 普遍采用的 壓力角為 20176。 時 ，抗 彎強(qiáng) 度急 劇 下降。 24109 ?，? 176。 ， （ ） Zh=2 78cos2 4176。 （ ） 同理 β ＝ arccos［ mn(Z 9+Z10)/2*A］ =176。 5)tgβ Z2/(Z1+Z2)(1+Z 5/Z6)= ||= 兩 者相差不大，近似 認(rèn)為軸 向力平衡。/ = 取 Z3＝ 23， Z4＝ 29 （ 圓 整 ）； 3)修正 i3 i3=Z2Z 3/（ Z1Z 4) =34 23/（ 17 29） = i3%=（ ||/） 100% =%5% 4)修正 β β ＝ arccos［ mn(Z 3+Z4)/2*A］ =176。 —— （ 《汽車 設(shè)計 》第 4 版 P96） 根據(jù)中間軸和輸出軸的中心距 A=78mm 那么 78= mn(Z 7+Z8)/2+2*ha 12 代入數(shù)字整圓后可求得 Z7= 為 了保 證 倒檔 齒輪 的 嚙 合和不 產(chǎn) 生 運動 干涉， 齒輪 7 和 齒輪 8 的 齒頂圓之間應(yīng) 保持 以上的 間 隙。 （七）螺旋方向 由于斜齒輪傳遞扭矩時要產(chǎn)生軸向力，故設(shè)計時應(yīng)要求中間軸上的軸向力平衡。合理的選擇是既要滿足齒輪使用性能方面的要求，又滿足變位的限制條件。 ， 20176。由也可按無側(cè)隙嚙合方程式求得 X=0 3） 根據(jù)齒數(shù)比 u= Zk+1/ Zk， 故應(yīng)按線圖左側(cè)的斜線分配 X，自該點做水平線與斜線交于 C 點， C點橫坐標(biāo)即為 X1； X2=XX1 () 查封閉圖可得： 表 Zi Z1 Z2 Z 3 Z4 Z5 Z6 Z7 XI Z8 Z9 Z10 Z11 （ 《 漸開線齒輪變位系數(shù)的選擇 》 P28） （九） 計算所得齒輪參數(shù) ： 表 1Z 2Z 3Z 4Z 5Z 6Z 7Z 8Z 9Z 10Z 11Z Z 17 34 23 29 29 23 32 18 34 18 22 b 20 18 20 18 18 20 20 22 18 20 20 β 176。 176。 176?？梢园妖X輪看作是懸臂梁，輪齒根部彎曲應(yīng)力很大，過渡圓角處又有應(yīng)力集中，故輪齒根部很容易發(fā)生斷裂。采用下列措施，可提高輪齒的彎曲強(qiáng)度：增大輪齒根部厚度；加大輪齒根部過渡圓角半徑；采用長齒齒輪傳動；提高重合度；使同時嚙合的輪齒對數(shù)增多；使齒面及齒根部過渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應(yīng)力，如采用優(yōu)質(zhì)鋼材等。 提高接觸強(qiáng)度的措 施：一方面是合理選擇齒輪參數(shù)，使接觸應(yīng)力降低；另一方面是提高齒面硬度，如采用許用應(yīng)力大的鋼材等。 最后結(jié)果 : 一檔齒輪的接觸強(qiáng)度分別是（按傳動順序）： （滿足要求） （ 2）彎曲強(qiáng)度計算 直齒輪用下式計算彎曲應(yīng)力： 16 ?? =ybPKKF t ft ? （ N/mm2） () 斜齒輪用下列公式計算： ?? =??yKbPKFtnt （ N/mm2） () 式中： tF —— 圓周力， tF = dMemax2 ， N； ?K —— 應(yīng)力集中系數(shù)，主動齒輪取 ，被動齒輪取 ； fK —— 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，被動齒輪取 ； tP—— 端面周節(jié)， tP =? m ； tnP — — 法面周節(jié)， tnP =? nm ； y—— 齒形系數(shù)； ?K —— 重合度影響系數(shù)， ?K =2。 設(shè)計變速器軸時主要考慮以下幾個問題： 軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長度、軸的強(qiáng)度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸 等。為滿足剛度要求，軸的長度須和直徑保持一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。 齒輪 5處： dmin=100 （ 10 52. 902 10 6） 1/3＝ (mm)。 當(dāng)軸截面上開著鍵槽時，應(yīng)增大軸徑以考慮對軸的強(qiáng)度減弱，同步器花鍵增加5％。 本次設(shè)計輕型貨車變速器，由于輕型汽車變速器中心距較小，殼體上無足夠位置設(shè) 18 置滾動軸承和軸承蓋，因而 采用固定式中間軸 。 中間軸是根光軸 ， 僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結(jié)構(gòu)保證 ，無需進(jìn)行強(qiáng)度分析 。 不 同 檔 位 時 ， 軸 所 承 受 力 及 支 承 反 力 是 不 同 的 ， 須 分 別 計 算 。 19 五、 軸的強(qiáng)度計算 及校核 由變速器結(jié)構(gòu)布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險斷面進(jìn)行驗算。 彎曲應(yīng)力： ?? ＝??WM () 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： n? ＝nnWM () 合成應(yīng)力： ? ＝ 22 n??? ? () 式中： ?W —— 軸截面抗彎截面系數(shù)； nW —— 軸截面抗扭截面系數(shù)。 安全系數(shù)： 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(yīng)力的計算 設(shè) 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? () 彎曲應(yīng)力： w? ＝whWM () 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力： n? ＝nnWM () 合成應(yīng)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 ： 21 如圖 中間軸的應(yīng)力計算： 由受力分析圖，設(shè)（ 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 （ ） 彎矩應(yīng)力：σ w=Mh/Ww （ ） 扭矩： Mn= Temax ic （ ） 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力：τ n=Mn/Wn （ ） 合成應(yīng)力：σ =(σ w2+4τ n2)1/2 （ ） 其 彎矩和扭矩圖 如下 ： 22 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(zhuǎn)角來評價，軸的剛度比其強(qiáng)度更重要。 應(yīng)分別計算軸在水平面內(nèi)和垂直面內(nèi)的撓度，然后用下列公式計算總撓度。齒輪所在的平面的轉(zhuǎn)角不應(yīng)超過 弧度；兩軸的分離不得超過 。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(fù)荷較小，撓度值不大。這是由于漸開線花鍵較矩形花鍵有許多優(yōu)點，如齒數(shù)多、齒端，齒根部厚，承載能力強(qiáng)，易自動定心，安裝精度高。 一般漸開線花鍵，隨無切屑加工工藝的采用而選用小模數(shù)和大壓力角（ 30176。 花鍵傳遞轉(zhuǎn)矩時，齒側(cè)面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。 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。當(dāng)采用滑動齒輪掛檔時，花鍵配合應(yīng)保證滑動自如。 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。 結(jié)束語 經(jīng)過一周的變速器課程設(shè)計，我有很多收獲，明白了任何一個產(chǎn)品的設(shè)計，都是需要一個過程，同時也懂得了要想把設(shè)計做好，自己的知識是遠(yuǎn)遠(yuǎn)不夠的，得參考不同的學(xué)術(shù)資料，跟同學(xué)討論，請教老師，來 解答自己所遇到的問題和疑惑。通過這次設(shè)計讓我對設(shè)計有了進(jìn)一步的認(rèn)識，不僅要 有清晰地設(shè)計流程，同時也要考慮經(jīng)濟(jì)性，性能等因素