【正文】 曲面齒輪，而發(fā)動機(jī)橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。三軸式變速器的各前進(jìn)檔均為常嚙合齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命比較接近。而這次設(shè)計的變速器是輕型客車使用，所以采用三軸式變速器?；瑒又饼X輪換檔的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、容易制造。此外，因增設(shè)了嚙合套和是、常嚙合齒輪，是變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣性力矩增大。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術(shù)熟練程度無關(guān)，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性。常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：）在前進(jìn)檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負(fù)交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。）所示方案能獲得較大的倒擋傳動比，缺點是換擋程序不合理。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。（二）要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度。為此應(yīng)該注意以下三點：（一）按換檔次序來排列 ；（二）將常用檔放在中間位置，其它檔放在兩邊；（三）為了避免誤掛倒檔，往往將倒檔安排在最靠邊的位置，有時于1檔組成一排。Memax——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩（）d= ，取d＝20mm二. 傳動比的選擇汽車在最大爬坡路面上行使時，最大驅(qū)動力應(yīng)能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力?！鄆1=； i2=；i3=； i4= ；i5=；i=i1’*i’,i’=2.i1’=i1/i’=3；i2’=i2/i’=；i3’=i3/i’=；i4’=i4/i’=；i5’=i5/i’=；；三、中心矩A對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距A初選中心矩A時，可根據(jù)經(jīng)驗公式計算A=Ka(Temaxi1ηg)1/3 （） （《汽車設(shè)計》第4版P90） Ka—— 中心矩系數(shù)：Ka=~,； —— 變速器一檔傳動比； —— 變速器傳動效率：取ηg＝97％；Temax —— 發(fā)動機(jī)的最大輸出轉(zhuǎn)矩，單位為（Nm）；∴A＝*（173**）1/3＝初選A=120mm四、齒輪參數(shù)選擇（一）模數(shù)的選擇影響齒輪模數(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。通常根據(jù)模數(shù)m（mn）來選擇齒寬：直齒：b=Kcm, Kc為齒寬系數(shù)，～8斜齒：b=Kcmn，～； （《變速器》第1版P15） *直齒 b=(～8)4=18～32(mm)b=30 .*斜齒 b=(～)4=24～34(mm)b=30 .（五）齒輪參數(shù)齒數(shù)確定原則：各檔齒輪齒數(shù)比應(yīng)盡可能不是整數(shù)。m=4。）i2’ =z4/z3=；A=d3+d4=120；d=mz 。α=20176。 r5=。）i4’=z8/z7=；A=d7+d8=120；d=mz 。α=20176。 r9=。 ——（《汽車設(shè)計》第4版P96） 由于倒檔傳動需要3個齒輪，Z11 與Z12 有一定間隙，Z12 略小于Z2 取35，則 ir’= ；iR= 。α=20176。 r14=80。（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。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導(dǎo)致輪齒斷裂。（2）齒面點蝕齒面點蝕是閉式齒輪傳動經(jīng)常出現(xiàn)的一種損壞形式。（3）齒面膠合高速重載齒輪傳動、軸線不平行的螺旋齒輪傳動及雙曲面齒輪傳動，由于齒面相對滑動速度大，接觸應(yīng)力大，使齒面間潤滑油膜破壞，兩齒面之間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘連，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。許用應(yīng)力為400~850 N/mm2（直齒輪）；180~350 N/mm2（轎車斜齒輪）；100~250 N/mm2（貨車斜齒輪）。軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變速器結(jié)構(gòu)布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，可按以下公式初選軸直徑：三軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： =（~）（mm）式中：——變速器中心距，mm； 軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行修正。 軸端取15mm。軸的每段長度為齒輪30mm*2 墊片2mm*2 同步器36mm 共100mm四、軸的受力分析 計算軸的強(qiáng)度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。軸的受力分析，根據(jù)軸的受力情況，可畫出軸的彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖，再確定軸的危險截面，從而可對軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核。 二軸 圖 一軸 齒輪上的作用力認(rèn)為作用有效齒面寬中心。求出不同檔位時的各支承反力，可計算軸的各截面的彎曲力矩： 表 軸軸支點水平面內(nèi)支承反力垂直面內(nèi)支承反力二軸CC1=Px*mx/lC2=(Rx*mxQx*rx)/lDD1=Px*nx/lD2=(Rx*nx+Qx*rx)/l一軸BB1=[C1*(g+k) –Pc* (h+g)]/gB2=[Rc*(h+g)C2*(k+g)Qc*rc]/gAA1=( C1*kPC*h)/gA2=( Rc*h C2*k Qc*rc)/g畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險處合成彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應(yīng)力和扭曲應(yīng)力以及合成應(yīng)力。對圓截面： ＝ () ＝ ()對外徑為D,內(nèi)徑為的空心軸： = =花鍵按小徑計算。對齒輪工作影響最大的是軸在垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)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。 ＝ () 變速器第二軸的剛度最小。 斜齒輪對軸和支承的變形較直齒輪敏感。計算軸的撓度根據(jù)材料力學(xué)的公式得：二軸和一軸的剛度： 水平轉(zhuǎn)角：δ=Pxab(ba)/(3EIl) () 水平撓度：fs=Pxa2b2/(3EIl) ()垂直撓度：fc=Rxa2b2/(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(shè)計計算 變速器軸與齒輪及其他傳遞轉(zhuǎn)矩的部件一般通過鍵和花鍵聯(lián)接。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。甚至45176。當(dāng)采用標(biāo)準(zhǔn)的花鍵時，花鍵的強(qiáng)度計算主要驗算擠壓應(yīng)力。采用漸開線花鍵者，齒側(cè)面定心，滑動配合。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(shè)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(nèi)采用滾針軸承，第二軸后端采用帶止動槽的角接觸