【正文】 0r/min) 最大扭矩 (N如圖 所示。擋位高的齒輪采用常嚙合齒輪傳動，擋位低的齒輪不采用常嚙合齒輪傳動，各擋位采用同步器換擋 [3]。所以擋數(shù)設(shè)置為五檔。故有： m a x 1 0m a x m a x m a x( c o s s in )eTrT i i m g f m gr ? ? ? ?? ? ?，則由最大爬坡度要求的變速器一擋傳動比為 [1]： max1 max 0rTmgi Te i? ?? （ ） 式中： m——汽車總質(zhì)量， 1580kg； g——重力加速度， ； max? ——道路最大阻力系數(shù)，由于一般瀝青或混凝土路面滾動阻力系數(shù)f=~，故取 f=；最大爬坡度 maxtan ???， 故坡角 max? ? ，所以 max? 為 ； r ——驅(qū)動車輪滾動半徑， ； maxTe ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， 102N 7 由于汽車傳動系各擋的傳動比大體上是按等比級數(shù)分配的，且 5i =1， q 為各擋公比，則 2 3 44 3 2 1,i q i q i q i q? ? ? ?，故 4 1 4 3 21 . 3 5 , 1 . 3 5 , 1 . 8 2 , 2 . 4 6q i i i i? ? ? ? ?。 變速器軸向尺寸的確定 變速器的軸向尺寸與擋位數(shù)、齒輪型式、換擋機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)型式等都有直接關(guān)系，設(shè)計初可根據(jù)中心距 A 的尺寸參照下式初選。通過確定變速器的基本參數(shù)，便于其他零部件的設(shè)計選用，為下一步的設(shè)計計算奠定基礎(chǔ)。 ? 選取斜齒輪的螺旋角，應(yīng)該注意它對齒輪工作噪聲、輪齒的強(qiáng)度和軸向力有影響。 b 齒寬的選擇既要考慮變速器的質(zhì)量小，軸向尺寸緊湊，又要保證輪齒的強(qiáng)度及工作平穩(wěn)性的要求，通常是根據(jù)齒輪模數(shù)來確定齒寬 b。一般齒輪的齒頂高系數(shù) 0 ? ，為一般汽車變速器齒輪所采用。 湊配中心距 9 1 039。 根據(jù)齒數(shù)比 910 Zu Z??查得： 1 0 90. 22 , 0. 22xx? ? ?故 。 702 coshnZmA mm???。 () 702 c os nZ Z mA m m A??? ? ?； 斜齒端面模數(shù) c os nt mm mm???； 嚙合角 39。常嚙合齒輪參數(shù)如表 。8() 7 0 . 1 0 52 c o s nZ Z mA m m A??? ? ?； 斜齒端面模數(shù)8 2 .7 0co snt mm mm???； 嚙合角 39。 根據(jù)齒數(shù)比 78 Zu Z?? ，查得 870 . 0 0 2 , 0 . 1 2 0 . 1 1 8x x x? ? ? ? ?故。6() 7 0 . 1 0 52 c o s nZ Z mA m m A??? ? ?； 斜齒端面模數(shù)6 2 .7 0co snt mm mm???； 嚙合角 39。 根據(jù)齒數(shù)比 56 Zu Z?? ，查得 650 . 0 0 2 , 0 . 0 6 0 . 0 5 8x x x? ? ? ? ?故。4() 6 9 . 4 22 c o s nZ Z mA m m A??? ? ?； 斜齒端面模數(shù)4 2 .7 8co snt mm mm???； 嚙合角 39。 根據(jù)齒數(shù)比 43 Zu Z?? ，查得 430 . 0 1 8 , 0 . 1 2 , 0 . 1 3 8x x x? ? ? ? ? ?故。A 。假設(shè)當(dāng)齒輪 11 和 12嚙合時，中心距 39。 A mm?? 。? ： 39。 根據(jù)齒數(shù)比 1312 Zu Z??，查得 12 130 , , x x? ? ? ? ?故。 輪齒折斷發(fā)生在下述幾種情況下：輪齒受到足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒在重復(fù)載荷作用下，齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出現(xiàn)彎曲折斷。點(diǎn)蝕使齒形誤差加大而產(chǎn)生動載荷，甚至可能引起輪齒折斷。 倒擋主動輪 12，查 手冊 得 y=，代入（ ）得 45 0. 33 80 0M pa M pa?? ??； 倒擋傳動齒 輪 13，查 手冊 得 y=，代入（ ）得 34 9. 56 40 0M pa M pa?? ??； 倒擋從動輪 11，查 手冊 得 y=，代入（ ）得 21 0. 19 80 0M pa M pa?? ??； 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 maxTe 時，倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400~800Mpa，承受雙向交變載荷作用的倒擋齒輪的許用應(yīng)力應(yīng)取下限。 一擋齒輪 10，查圖得 y=， 代入 （ ） 得 ?? =； 一擋齒輪 9，查圖得 y=，代入（ ）得 ?? =； 二擋齒輪 8，查圖得 y=，代入（ ）得 ?? =； 二擋齒輪 7，查圖得 y=，代入 （ ） 得 ?? =； 三擋齒輪 6，查圖得 y=，代 入 （ ） 得 ?? =； 三擋齒輪 5，查圖得 y=，代入 （ ） 得 ?? =； 16 四擋齒輪 4，查圖得 y=，代入 （ ） 得 ?? =； 四擋齒輪 3，查圖得 y=，代入 （ ） 得 ?? =； 常嚙合齒輪 1，查圖得 y=， 代入 （ ） 得 ?? =； 常嚙合齒輪 2，查圖得 y=，代入 （ ） 得 ?? =； 當(dāng)計算載荷 gT 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 maxTe 時，對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在 180~350Mpa 范圍，所有斜齒輪滿足 ?? [ ?? ]，故彎曲強(qiáng)度 足夠。故所有齒輪滿足 j? [ j? ]，接觸強(qiáng)度足夠。回火的作用在于提高組織穩(wěn)定性，使工件在使用過程中不再發(fā)生組 織轉(zhuǎn)變，從而使工件幾何尺寸和性能保持穩(wěn)定； 消除內(nèi)應(yīng)力，以 改善工件的使用性能并穩(wěn)定工件幾何尺寸；調(diào)整鋼鐵的力學(xué)性能以滿足使用要求 [8]。變速器軸的最大直徑 d 與支承間的距離 l可按下列關(guān)系式初選： 對第一軸及中間軸 ~ ? 對第二軸 ~ ? （ ） 中間軸式變速器的第二軸與中間軸的最大直徑 d 可根據(jù)中心距 A（ mm）按下式初選： (0 .45 ~ )dA? ，取 20 . 5 5 3 8 . 5 , 0 . 6 4 2d A m m d A m m? ? ? ?中 ； 第一軸花鍵部分直徑可根據(jù)發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 maxTe （ N 軸的設(shè)計 初選軸的材料為 45 號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 圖 輸入軸圖 第一段：接離合器從動軸軸承。第一軸的花鍵尺寸與離合器從動盤轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，目前一般都采用齒側(cè)定 心的矩形花鍵，鍵齒之間為動配合。 第四段：軸承支承段。取 5 26d mm? 。取 7 35d mm? ，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)選用向心 滾針和保持架組件： K 35 40 20?? JB/T 79181997， 取 7 25l mm? 。 第十段：軸承支承段。 第十一段：花鍵軸段，接同步器。 圖 中間軸圖 （ 1）最小直徑估算 20 3min PdCn? （ ） 式中： C——由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)， 45 號鋼為 118~107，取 C=108； P——傳遞的功率， egPP?? ， eP 為發(fā)動機(jī)最大功率， 60KW； g? 為變速 器傳動效率，取 96%； n ——軸的轉(zhuǎn)速， 6000r/min。 第二段：齒輪段。根據(jù) 2 28d mm? ，選用矩形花鍵6 3 0 3 4 6N d D B? ? ? ? ? ? ?， 則取 333 0 , 2d m m l m m??。 第六段：齒輪段，三 擋從動輪和四擋從動輪與軸鑄成一體。根據(jù)軸徑，選用卡環(huán)對軸承進(jìn)行軸向固定。 第九段 ：齒 輪段 ，常 嚙合 主動 輪 通 過花 鍵 與 軸相 連 ， 選用 矩形 花鍵6 1 8 2 2 5N d D B? ? ? ? ? ? ?， 則取 991 8 , 1 8d mm l mm??。 3. 輸出軸的設(shè)計 21 第一段：齒輪軸段，常嚙合從動輪與軸做為一體， 取 114 2 , 6 9d m m l m m??。選用套筒 D=40mm，并安裝車速表驅(qū)動齒輪， 取 2l? 72mm。為了驗證結(jié)構(gòu)方案的合理性及變速器的可靠性需對軸進(jìn)行校核。 一擋 1 1 03. 32 , 47 .6 , 26 .7 7i d m m ?? ? ?代入（ ）式得： 41 10tFN?? 31 10r ?? 31 10aFN?? 二擋 , , 22i d m m ?? ? ?代入（ ）式得： 32 10tFN?? 32 10r ?? 32 10aFN?? 三擋 , , 22i d m m ?? ? ?代入（ ）式得： 33 10tFN?? 33 10r ?? 33 10aFN?? 四擋 , , d m m ?? ? ?代入（ ）式得： 34 10tFN?? 34 10r ?? 34 10aFN?? 倒擋 122 .7 3 5 2 .5 , 0i d m m ?? ? ?倒 ， 代入（ ）式得： 10tFN??倒 10r ??倒 0aFN?倒 五擋 5 10PT n?? （ ） 式中： P——輸出軸功率， kw ； n——輸出軸轉(zhuǎn)速， r/min； T——輸出軸轉(zhuǎn)矩， N 25 1, 8 8 , 2 4 .4i d m m ?? ? ?代入（ ）式得： 23 35 10tFN?? 5 ? 5 ? （ 1）軸的強(qiáng)度計算 應(yīng)該校核在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的變速器軸的強(qiáng)度。mm； []? ——許用應(yīng)力，在抵擋工作時取 [ ] 400Mpa? ? 。m； 69 . 5 5 1 0 9 1 . 6 8j PT n? ? ? N 若軸在垂直面內(nèi)撓度為 cf ，在水平面內(nèi)撓度為 sf 和轉(zhuǎn)角為 ? ，可以分別用下式計算： 221222133()3csFa bfEILF a bfEILFab b aEIL????? （ ） 式中： 1F ——齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N）； 2F ——齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N）； E——彈性 模量（ MPa）， 10E MPa?? ； 25 I——慣性矩（ 4mm ），對于實心軸， 432dI ??； d——軸的直徑（ mm），花鍵處按平均直徑計算； a、 b——齒輪上的作用力距支座 B、 D 的距離（ mm）； L——支座間的距離（ mm）。 同理計算出：二擋斜齒輪軸應(yīng)力 2 4 4 .3 2 [ ]M Pa????， 故 強(qiáng)度足夠 。 四擋齒輪軸應(yīng)力 6 3 .1 9 [ ]M Pa????， 故 強(qiáng)度足夠 。 由于輸出軸在運(yùn)轉(zhuǎn)的過程中所受的彎矩很小，可以忽略，可認(rèn)為其只受扭矩。 軸承的選用及校核 變速器軸承型式的選擇 變速器軸承多選用滾動軸承，即向心球軸承，向心短圓柱滾子軸承，滾針軸承以及圓錐滾子軸承。 軸承的校核 32305 查《機(jī)械設(shè)計手冊》可知： 61 .5 , 68 .8r o rC KN C KN??； 2, ??； 圓錐滾子軸承受力如圖 。 對汽車軸承壽命的要求是轎車 30 萬 km，故該軸承滿足使用要求。 故 1 81 6. 59 , 92 6. 83raF N F N??； ? ，插入法查表得系數(shù) e=； 而 rF eF ??，查表取 X=，插入法得： Y=； 29 由公式 （ ） 得： P= 10 N? 。由于 d=25mm， n=6000r/min，故 dn= 10 / m inmmr? 采用潤滑脂潤滑。 花鍵的校核 花鍵尺寸選定后應(yīng)進(jìn)行擠壓應(yīng)力 ()j Mpa? 及剪切應(yīng)力 ()j Mpa? 的強(qiáng)度校核 ： m a x228 [ ] 30()ejjT MpaD d Z nl??? ? ?? （ ） m a x4 [ ] 15()ejjT M paD d Z nlb??? ? ?? （ ） 式中： D， d——花鍵的外徑及內(nèi)徑， D=23mm， d=18mm； n——花鍵齒數(shù)， n=10； l， b——花鍵的有效齒長及鍵齒寬， l=20mm， b=4mm； Z——從動盤轂的數(shù)目， Z=1； maxeT ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， 10? 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