【正文】 及倒檔 其中 Memax 為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩。 許用應(yīng)力為 400～ 850N/mm2（直齒輪）； 100～ 250N/mm2（斜齒輪）。 解的σ F3（主） =142N/mm2 σ F3（從） =117N/mm2 五檔齒輪校核 接觸強度：用以下公式計算接觸應(yīng)力 12110. 41 8 ( ) / c osbnH FEb? ? ? ??? （ N/mm2） Fbn=Ft/cosα cosβ b—— 齒輪接觸實際寬度 b=KCm kc 取 m= 得 b=28 解得 σ H5=2991400 彎曲強度：斜齒輪用以下公式計算： 解放 CA10B手動變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計 32 tFtnFKbP yK??? ? 式中： Ft—— 圓周力， max2 et MF d? N； Fσ —— 應(yīng)力集中系數(shù)，斜齒輪取 ； Ptn—— 法面周節(jié)， Ptn=π mn Kε —— 重合度影響系數(shù)， Kε =2 許用應(yīng)力為 400～ 850N/mm2（直齒輪）； 100～ 250N/mm2（斜齒輪） 解的σ F5（主） =115N/mm2 σ F5(從） = 136N/mm2 常嚙合齒輪 接觸強度：用以下公式計算接觸應(yīng)力 12110. 41 8 ( ) / c osbnH FEb? ? ? ??? （ N/mm2） Fbn=Ft/cosα cosβ b—— 齒輪接觸實際寬度 b=KCm kc 取 8 m= 得 b=30 解得 σ H1=356N/mm21400N/mm2 彎曲強度：斜齒輪用以下公式計算： tFtnFKbP yK??? ? 33 式中： Ft—— 圓周力， max2 et MF d? N； Fσ —— 應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取 ，斜齒輪取 ； Ptn—— 法面周節(jié)， Ptn=π mn Kε —— 重合度影響系數(shù)， Kε =2 許用應(yīng)力為 400～ 850N/mm2（直齒輪）； 100～ 250N/mm2（斜齒輪） 解的σ F常（主） =176N/mm2 σ F常（從） = 倒檔 1齒輪校核 接觸強度：用以下公式計算接觸應(yīng)力 12110. 41 8 ( ) / c osbnH FEb? ? ? ??? （ N/mm2） Fbn=Ft/cosα cosβ b—— 齒輪接觸實際寬度 b=KCm kc 取 m= 得 b=24 解得 σ H 倒 1=7231400 彎曲強度：直齒輪用以下公式計算彎曲應(yīng)力： tfF tFK KbPy?? ?（ N/mm2） 解放 CA10B手動變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計 34 式中 Ft—— 圓周力， max2 et MF d? N； Fσ —— 應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取 ， Kf—— 摩擦力影響系數(shù)；主動齒輪取 ；斜齒輪取 ； Pt—— 端面周節(jié)， Pt=π m 許用應(yīng)力為 400～ 850N/mm2（直齒輪）； 100～ 250N/mm2（斜齒輪） 解的σ F倒 1（主） =740 N/mm2 σ F倒 1(從） = 435N/mm 倒檔 2 齒輪校核 接觸強度：用以下公式計算接觸應(yīng)力 12110. 41 8 ( ) / c osbnH FEb? ? ? ??? （ N/mm2） Fbn=Ft/cosα cosβ b—— 齒輪接觸實際寬度 b=KCm kc 取 m= 得 b=26 解得 σ H倒 2=440N/mm21400N/mm2 彎曲強度：直齒輪用以下公式計算彎曲應(yīng)力： tfF tFK KbPy?? ?（ N/mm2） 式中： Ft—— 圓周力， max2 et MF d? N； Fσ —— 應(yīng)力集中系數(shù)，直齒輪取 ； Kf—— 摩擦力影響系數(shù)；主動齒輪取 ； Pt—— 端面周節(jié)， Pt=π m。軸的長度對剛度影響很大，為滿足剛度要求，軸徑 d 與支撐跨度之間的關(guān)系可按下式選?。? 中間軸： d/l=～ 第二軸： d/l=～ 軸的直徑與軸傳遞的轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，軸徑可按下式初選： 第二軸和中間軸的最大直徑 (mm)： d=（ ～ ） A 第一軸花鍵部分直徑 d(mm)： d=（ ～ ） 3 maxMe 軸的具體參數(shù)見零件圖。下面對第一軸和第二軸進行校核。 其中 P =95kw， n =2800r/min,d =38mm；代入上式得： T? = 由查表可知 [T? ]=55MPa，故 T? ? [T? ]，符合強度要求。 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： 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，為 138mm； ? 節(jié)點處的壓力角為 20176。 代入上式可得： Ft=2753 Fr=1080 Fa=1112 解放 CA10B手動變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計 38 ? ?332Md?????危險截面的受力圖為： 圖 23 垂直 面： F1（ a+b） =Fr b 解的 F1=Fr b/(a+b） 垂直面內(nèi)所受力矩： Mc=F1 a 水平面： F2=)( )2/dFa ba bFt? ???（ 水平面所受力矩： Ms=F2 a 該軸所受扭矩為： Tj=T ig3 故危險截面所受的合成彎矩為： M= 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 ? （ MPa） : 將 M 代入上式可得： ? =150，在低檔工作 時 [? ]=400MPa，因此有： 39 2223sFa bfEIL?2213c Fa bf EIL? ? ? [? ]；符合要求。 軸承受力分析圖 41 圖 24 對于 6類軸承 P=Fr Fa/Fre P=+YFa Fa/Fre 對于 2類軸承 P=Fr= 0Fa/Fr P=+ Fa/Fr xh PCnL )(60106?? 式中 Fr 為徑向載荷 Fa 為軸向載荷 C 為基本額定動載荷 n 為轉(zhuǎn)速 經(jīng)過計算軸承均可滿足要求 滾針軸承的接觸應(yīng)力按下式計算： 6c l1 1 Qσ = 2 7 2 1 0 ( + )d d L? 2mN 式中 Q— 每一個滾針的負荷（ N）， P ZK? ； 解放 CA10B手動變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計 42 ld — 滾針直徑， d為軸的直徑 P— 作用在一個滾針軸承上的力， P=M2r ； Z— 每個滾針軸承的滾針數(shù)； K— 系數(shù)，表示軸承特性，此種結(jié)構(gòu)取 1 ； L— 滾針工作長度， mm。 花鍵的強度校核 二軸上的花鍵校核 二軸上同步器處的花鍵均為漸開線花鍵，壓力角均為 30 ，模數(shù) 2 齒面的擠壓應(yīng)力為 ppm2Tσ = σψZ hld ??? ?? 式中 T—— 傳遞轉(zhuǎn)矩（ Nmm? ）； 310 ψ—— 各齒間不均勻系數(shù)，一般取 ； 43 Z—— 花鍵的齒數(shù) 。前者多用與小客車，客車上也有采用，但由于增加錐徑往往有困難，限制了它的使用。 圖 381片式常壓同 步器原理 解放 CA10B手動變速箱結(jié)構(gòu)設(shè)計 44 1結(jié)合套 2花鍵轂 3 4 摩擦片 操縱機構(gòu) 功用 變速器操縱機構(gòu)的功用是保證各檔齒輪，嚙合套或同步其移動規(guī)定的距離，以獲得要求的檔位，而且有不允許兩個檔的齒輪，嚙合套或同步器同時掛上檔。 換檔位置 設(shè)計操縱機構(gòu)首先要確定換檔 位置圖。但往往受變速器結(jié)構(gòu)方案的限制，不能得到最方便的換檔程序。 （ 2）小變速桿 不少輕型車小貨車，為在駕駛室核車廂多布置一個座位核使駕駛員能從兩邊側(cè)門進出以及操縱輕便，也采用遠距離操縱。 定位作用是通過自鎖裝置中的彈簧將鋼球（或鎖銷）叉軸的凹中實現(xiàn)的。究竟采用哪一種形式，除了汽車的總布置的要求外，還應(yīng)主要考慮一些必要的因素，這些因素包括變速器的徑向尺寸，變速器的壽命，變速器的效率等等。 47 參考文獻 [1] 濮良貴 紀名剛