【正文】 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，性能等因素制約。 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。 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。 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。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。 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。 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)。 不 同 檔 位 時 ， 軸 所 承 受 力 及 支 承 反 力 是 不 同 的 ， 須 分 別 計 算 。 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 。 齒輪 5處： dmin=100 （ 10 52. 902 10 6） 1/3＝ (mm)。 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、軸的強度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸 等。 提高接觸強度的措 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?？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。 176。 ， 20176。 （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。/ = 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。 （ ） 同理 β ＝ arccos［ mn(Z 9+Z10)/2*A］ =176。 24109 ?，? 176。所以 變 速器 齒輪 普遍采用的 壓力角為 20176。 （ 《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 度和表面接觸 強 度。 8 根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比 i1≥mg(fcosα max+sinα max)R0/( ?? 0max iTe η ) —— （《汽車現(xiàn)代設(shè)計制造》 P36） 式中 ： maxtT —— 發(fā)動機最大扭矩；為 1i —— 變速器一檔傳動比； 0i —— 主傳動器傳動比， 0i =； m—— 汽車總質(zhì)量＝ 1960kg； f—— 道路滾動阻力系數(shù) 取 ； η —— 傳動系機械效率，取 ； g —— 重力加速度取 ； 0R —— 驅(qū)動輪滾動半徑，取 ； α max—— 汽車最大爬坡度為 32％，即 α max＝ i1≥ ，取 i1=。 （二） 要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度 。 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖 。 常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種： 圖 圖 ） 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。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。 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。要采用哪一種方案，除了汽車總布置的要求外，主要考慮以下四個方面： 一、結(jié)構(gòu)工藝性 兩軸式變速器輸出軸與主減速器主動齒輪做成一體，當(dāng)發(fā)動機縱置時，主減速 可用螺旋圓錐齒輪或雙曲面齒輪，而發(fā)動機橫置時用圓柱齒輪，因而簡化了制造工藝。汽車行駛過程中，變速器內(nèi)不應(yīng)有跳檔、亂檔、換檔等沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 m ； 車速： Vmax=110 Km/h ； 額定轉(zhuǎn)速： n=4000 r/min ； 車輪滾動半徑： R0= m ； 汽車總質(zhì)量： 2470 Kg ； 爬坡度： 32﹪ ； 主減速比： i0= ； 驅(qū)動輪上法向反作用力： FZ=1181 Kg ； 設(shè)計要求 ： 采用中間軸式，全同步器換檔，要進(jìn)行齒輪參數(shù)設(shè)計計算， 對一 檔齒輪的接 觸強度、彎曲應(yīng)力 進(jìn)行校核計算。 一般的，變速器設(shè)有倒檔和空檔，以使在不改變發(fā)動機旋轉(zhuǎn)方向的情況下，汽車能夠倒退行駛和空檔滑行、或停車時發(fā)動機和傳動系能保持分離。 其中，固定式變速器應(yīng)用較廣泛， 又可分為兩軸式， 三 軸式和多軸式變速器。在直接檔時，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。缺點是換檔時齒端面承受很大的沖擊會導(dǎo)致齒輪過早損壞，并且直齒輪工作噪聲大，所以這種換檔方式一般僅用在一檔和倒檔上。 一般倒檔和一檔采用結(jié)構(gòu)較簡單的滑動直齒輪或嚙合套的形式，對于常用的高檔位則采用同步器或嚙合套，而該方案采用同步器換檔，僅倒檔使用直齒輪換檔。 圖 ）所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖 12c所示方案。此時在倒擋工作時，齒輪磨損與噪聲在短時間內(nèi)略有增加，與此同時在一擋工作時齒輪的磨損與噪聲有所減少。根據(jù)以上三點，本次設(shè)計變速器的換檔位置如 下 圖所示： 7 圖 傳動方案的設(shè)計 (本次設(shè)計傳動方案如圖 所示 ) 傳動路線： Ⅰ 檔： 一軸 →1→2→ 中間軸 → 10→ 9→ 9 齒輪間的同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅱ 檔： 一軸 →1→2→ 中間軸 →6→5→ 9齒輪間的同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅲ 檔： 一軸 →1 →2→ 中間軸 →4→3→ 3 齒輪間同步器 → 二軸 → 輸出 Ⅳ 檔： 一軸 →1→ 3齒輪間同步器 → 二軸 → 輸出 R檔： 一軸 →1→2→ 中間軸 → 8→11→ 7→ 二軸 → 輸出 圖 第三章 變速器設(shè)計計算 第一節(jié) 變速器主要參數(shù)的選擇 一、軸的直徑 第 一軸 花 鍵 部分直 徑 d（ mm）初 選 d＝ K( Memax)1/3 （ ） K—— 經(jīng)驗 系 數(shù) ， K＝ ～ ，取 K＝ 。選取齒輪模數(shù)時一般遵循的原則是：為了減少噪聲應(yīng)合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應(yīng)增加模數(shù)，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應(yīng)選用同一種模數(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應(yīng)該有不同的模數(shù)， 對 客 車 ， 減 小噪 聲 比 減少質(zhì) 量更重要，故齒輪應(yīng)選用 小些的模 數(shù) 。等小些的 壓力 角； 對貨車 ， 為 提高 齒輪 的承 載 能力， 應(yīng)選用 176。乘用車中間軸式 變 速器斜 齒螺 旋角的 選擇 范 圍 ： 2234176。/ = 取 nZ =52（圓整） 由 109 ZZZh ?? 進(jìn) 行大小 齒輪齒數(shù) 分配， 為 使 109/ZZ 的 傳動 比更大些， 取 Z9=34,Z10=18； 2)A=mn(Z 9+Z10)/(2cos β ) （ ） =( 34＋ 18)/(2 cos2 4176。 確定Ⅲ 檔齒輪齒數(shù) （ β ＝ 20 176。假設(shè)取 Z7=32，間隙 ==＞ ， 齒輪 能正常 嚙 合且不發(fā) 生 運動 干涉，所以取 Z7=32。 變位系數(shù)的計算： 已知實際中心距 A’ ， β ， mn， Z 1) 根據(jù)中心距求嚙合角α t cosα t= mn(Zk+ Zk+1) cosα /(2*A) 其中： 9≥ k≥ 1 則分別求出α t =176。 176。 20176。 （ 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。 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）。軸的直徑 d 與支承跨度長度 l 之間關(guān)系可按下式選?。? 第一軸及中間軸： Ld =~ 第二軸： Ld =~ 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 17 直徑： 中間軸式變速器的第二軸和中間軸 最大軸徑 ： d =（ ~） A （ mm） 第一軸花鍵部分直徑 d ([d ]為 mm)可按下式 初選 ： d =（ ~） 3 maxeM 式中： A —— 變速器中心距， mm； maxeM —— 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩， N?m。 ∴ 修正后，軸徑如下： 齒輪 9處： d= （ 1+5％）＝ （ mm） 齒輪 4 處： d= （ 1+5％）＝ （ mm） Ⅲ 與 Ⅳ 檔同步器軸徑： d 小徑＝ 32mm Ⅰ 與 Ⅱ 檔同步器軸徑： d 小徑＝ 40mm 其它尺寸查看標(biāo)準(zhǔn)構(gòu)件來定。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)行強度和剛度校核。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 C C1=Px*mx/l C2=(Rx*mxQx*rx)/l D D1=Px*nx/l D2=(Rx*nx+Qx*rx)/l 一 軸 B B1=[C1*(g+k) – Pc* (h+g)]/g B2=[Rc*(h+g)C2*(k+g)Q