【正文】 25c o 2 52 ?????? ???? =180～ 350MPa ??? ?? KKymz KTw 4344324 c o s2 ?? = 33 5 176。 Ⅰ軸： 1T = 承離 ??maxeT =1929 9%96%= mN? 中間軸： 2T = 121 ?iT 齒承 ?? =96%99%31/19= mN? Ⅱ 軸： 一檔 1413231 ?? iTT 齒承 ?? =32/17= mN? 二檔 87232 ?? iTT 齒承 ?? =31/20= mN? 三檔 65233 ?? iTT 齒承 ?? =30/27= mN? 四檔 43234 ?? iTT 齒承 ?? =26/31= mN? 倒檔 109111232 ??? iiTT ）（ 齒承倒 ?? 33 ????? = mN? 倒檔軸： 111224 ?? iTT 齒承 ?? =23/16= mN? 各檔齒輪的強(qiáng)度計算 1．計算一檔斜齒輪 9， 10 的彎曲應(yīng)力 9z =32， 10z =17， 9y =， 10y =， 31T = mN? ， 2T = mN? ， 109?? =30176。 (2)斜齒彎曲應(yīng)力公式為 ： 34 ??? btyKKFw 1? () 式中： 1F ——圓周力 (N )， dTF g21 ? ； gT ——計算載荷 ( mmN? )； d ——節(jié)圓直徑 (mm)， ? ? ?coszmd n? ， nm ——法向模數(shù) (mm)， z ——齒數(shù)， ? ——斜齒輪螺旋角 (? )； ?K ——應(yīng)力集中系數(shù)， ??K ； b ——齒面寬 (mm)； t ——法向齒距 (mm)， nmt ?? ； y ——齒形系數(shù)，可按當(dāng)量齒數(shù) ?3coszzn ? 在圖 中查得； ?K ——重合度影響系數(shù)， ??K 。 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，接觸壓力大，使齒面間滑動油模破壞，兩齒面間金屬材料直接接觸，局部溫度過高，互相熔焊粘聯(lián)，齒面沿滑動方向形成撕傷痕跡，這種損壞形式叫膠合。 61523 zz zzig ? () 21g365 ?? zziz ? ?6565ncos2 z??? ? zmA () 52c o s782c o s2 6565 ??????? ?nmAzz ? 27 取整為 5z =30， 6z =27 523g ?? zz zzi 對三檔齒輪進(jìn)行變位： 確定實(shí)際螺旋角 ? ： ???? ???? ?? o s 6565 ?? ）（Azm hn 理論中心距 oA ： ? ? c os2 65 65 ??? ?? zzmA no mm 端面分度圓壓力角 t? ： 端面嚙合角 ,t? ： ?????? o sc o s 0ttt AA ??? 中心距變動系數(shù)λ n： n ??? nm AA? 變位系數(shù)之和 ?n? ： ? ?? ? 2 3 t a n2 n t65n ??????? ? ??? i n vi n vzz t 查變位系數(shù)線圖得： 273065 ??? zzu ?? ???? ? ??? 齒頂高變動系數(shù)σ n： ???? nnn ??? 計算三檔齒輪 6 參數(shù)： 分度圓直徑： 25co s s55 ????? ?nmzd mm s s66 ????? ?nmzd mm 齒頂高： ? ? nn5an5 ???? ? mh a ?? mm ? ? 0 9 nn6an6 ???? ? mh a ?? mm 齒根高： ? ? n5an5 ???? ?? mch f ?mm ???? ? o st a nt a n t65 ???? nt 28 ? ? n6an6 ???? ?? mch f ?mm 齒全高： 666555 ??? ???fafa hhh hhh 齒頂圓直徑： 55a5 ??? ahdd mm 66a6 ??? ahdd mm 齒根圓直徑： 555 ??? ff hdd mm 666 ??? ff hdd mm 基圓直徑： os os6655 ?? ??tbtb add add 節(jié)圓直徑： 656,6,655,5??????zzzadzzzad 當(dāng)量齒數(shù)： c osz 35n5 ?? ?z osz 36n6 ?? ?z 3．四檔齒輪為斜齒輪，模數(shù) nm =，初選 ? =25176。 確定一 檔 齒輪的 齒數(shù) 一檔齒輪選用斜齒圓柱齒輪，模數(shù) nm =，初選螺旋角 ? =30176。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時還承受沖擊負(fù)荷。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時增加一對齒輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。 在齒輪加工精度提高以后，短齒制齒輪不再被采用，包括 我國 在內(nèi) ， 規(guī)定 齒頂高系數(shù)取為 。選用寬些的齒寬，工作時會因軸的變形導(dǎo)致齒 輪傾斜，使齒輪沿齒寬方向受力不均勻造成偏載，導(dǎo)致承載能力降低，并在齒寬方向磨損不均勻?！?34176。中間軸上全部齒輪的螺旋方向應(yīng)一律取為右旋，則第一、第二軸上的斜齒輪應(yīng)取為左旋。實(shí)驗(yàn)證明：隨著螺旋角的增大，齒輪的強(qiáng)度也相應(yīng)提高。、 16176。其取值范圍是：乘用車和總質(zhì)量 am 在 ～ 的貨車為 ～；總質(zhì)量 am 大于 的貨車為 ～ 。 3 2wcfj yzK KKTm ?? ?? 15 斜齒輪法向模數(shù) () 式中： jT ——計算載荷， mmN? ； ?K ——應(yīng)力集中系數(shù)，斜齒齒輪取 ； ? ——斜齒螺旋角； eK ——摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，被動齒輪取 ； z ——齒輪齒數(shù)； cK ——齒寬系數(shù)，斜齒齒輪取 ～ ； y ——齒形系數(shù)； w? ——輪齒彎曲應(yīng)力，當(dāng) maxej TT ? 時，對乘用車變速器斜齒齒輪的許用應(yīng)力 350~180][ ?w? MPa，商用車變速器斜齒齒輪的許用應(yīng)力250~100][ ?w? MPa。 乘用車四檔變速器殼 體的軸向尺寸為（ ～ ） A 。因此，最小允許中心距應(yīng)當(dāng)由保證輪齒有必要的接觸強(qiáng)度來確定。 則由最大爬坡度要求的變速器1 擋傳動比為 ： () 式中： m ——汽車總質(zhì)量 ， 1485?m kg ； g ——重力加速度 ， ?g 2s/m ； f ——滾動阻力系數(shù) ， ?f ； r ——驅(qū)動車輪的滾動半徑 ， ?rr m； maxeT ——發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 ， 192max?eT mN? ； 0i ——主減速比 ， ?i ； T? ——汽車傳動系的傳動效率 ， ?T? 。商用車變速器采用 4～ 5個檔或多檔。 a） b) c) 圖 防止自動脫擋的機(jī)構(gòu)措施 本章小結(jié) 本章主要對 變速器傳動機(jī)構(gòu)進(jìn)行分析并選擇變速器的布置方案、倒檔的布置方案。為解決這個問題，除工藝上采取措施以外，目前在結(jié)構(gòu)上采取措施且行之有效的方案有以下幾種 [1]： 1． 將兩接合齒的嚙合位置錯開，如圖 所示。 齒輪尺寸小又與軸分開，其內(nèi)徑直徑到齒根圓處的厚度 b（圖 ）影響齒輪強(qiáng)度。為了防止意外掛入倒檔，一般在掛倒檔時設(shè)有一個掛倒檔時需克服彈簧所產(chǎn)生的力，用來提醒駕駛員注意。此時，齒輪、軸承及中間軸均不承載，而第一、二軸也僅傳遞轉(zhuǎn)矩。與中間軸式變速器相比，兩軸式變速器因軸和軸承數(shù)少，所以結(jié)構(gòu)簡單、輪廓尺寸小和容易布置等優(yōu)點(diǎn)，此外，各中間檔因只經(jīng)一對齒輪傳遞動力，故傳動效率高同時噪聲低。當(dāng)采用手動的機(jī)械式操縱時，要 實(shí)現(xiàn)迅速、無聲換檔，對于多于 5 個前進(jìn)檔得變速器來說是困難的。本設(shè)計主要完成下面一些主要工作： 1． 參數(shù)計算。無級化是對自動變速器的理想追求。 無級變速器結(jié)構(gòu)比傳統(tǒng)變速器簡單，體積更小，它既沒有手動變速器的眾多齒輪副，也沒有自動變速器復(fù)雜的行星齒輪組，主要靠主動輪、從動輪和傳動帶來 4 實(shí)現(xiàn)速比的無級變化。變速器內(nèi)有多組傳動比不同的齒輪副，而汽車行駛時的換 檔 工作，也就是通過操縱機(jī)構(gòu)使變速器內(nèi)的不同的齒輪副工作。 1892 年法國制造出第一輛帶有變速器的汽車。而對于其他新型的變速器，雖然具有操作簡便等特性，但這些特點(diǎn)尚不具備。 機(jī)械式變速器 （ Manual Transmission） 采用齒輪組，每檔的齒輪組的齒數(shù)是固定的，所以各檔的變速比是個定值 (也就是所謂的“級” )。計算機(jī)技術(shù)、自動控制技術(shù)、模糊控制、神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)、先進(jìn)制造技術(shù) 、運(yùn)動仿真等為變速器的進(jìn)一步發(fā)展提供了有力的保障。例如，汽車在同樣的載貨量、道路、車速等條件下行時，往往可掛入較高的變速器檔位，也可掛入較低的檔位工作。變速器設(shè)有空檔，可在起動發(fā)動機(jī)、汽車滑行或停車時使發(fā)動機(jī)的動力停止向驅(qū)動輪傳輸。這就 要求汽車的牽引力和車速具有較大的變化范圍，以及適應(yīng)使用的需要。變速器的結(jié)構(gòu)型式選擇、設(shè)計參數(shù)選取及設(shè)計計算對汽車的整車設(shè)計極其重要。 1983年時，美國通用汽車公司的自動變速器裝車率已經(jīng)達(dá)到了 94%。以卡車為例，卡車用來運(yùn)輸，通常要裝載數(shù)噸的貨品，面對如此高的“壓力”，除了發(fā)動機(jī)需要強(qiáng)勁的動力之外，還需要變速器的全力協(xié)助。第三，隨著生活水平的不斷提高現(xiàn)在轎車已經(jīng)進(jìn)入了家庭，對于普通工薪階級的老百姓來說，經(jīng)濟(jì)型轎車最為合適，機(jī)械式變速器以其自身的性價比配套于經(jīng)濟(jì)型轎車廠家，而且經(jīng)濟(jì)適用型轎車的銷量一直在車市名列前茅。本哈特和艾米爾 自動變速器是由液力變矩器、行星齒輪和液壓操縱機(jī)構(gòu)組成，通過液力傳遞和齒輪組合的方式來達(dá)到變速變矩的目的。現(xiàn)代汽車變速器的發(fā)展趨勢，是向著可調(diào)自動變速器或無級變速器的方向發(fā)展。 當(dāng)今世界各大汽車公司對無級變速器的研究都十分活躍。 通常，有級變速器具有三個、四個、五個前進(jìn)檔；重型載貨汽車和重型越野車則采用多檔變速器，其前進(jìn)檔位數(shù)多大 6～ 16 個甚至 20 個。但與傳動比為 1 的直接檔比較，采用超速檔會降低傳動效率。變速器第一軸的前端經(jīng)軸承支承在發(fā)動機(jī)飛輪上，第一軸上的花鍵用來裝設(shè)有離合器的從動盤上，而第二軸的末端經(jīng)花鍵與萬向節(jié)連接。 變速器 倒 檔 布置方案 變速器的一檔或倒檔因傳動比大，工作時在齒輪上的作用力也增大，并導(dǎo)致變速器軸產(chǎn)生較大的撓度和轉(zhuǎn)角，使工作齒輪嚙合狀態(tài)變壞，最終表現(xiàn)出齒輪磨損加快和工作噪聲增加。變速器中的常嚙合齒輪均采用斜齒圓柱齒輪，盡管這樣會使常嚙合齒輪數(shù)增加，并導(dǎo)致變速器的轉(zhuǎn)動慣量增大。要求齒輪制造精度不 8 低于 7 級 [1]。），使接合齒面產(chǎn)生阻止自動脫 檔 的軸向力，如圖 所示。 近年來，為了降低油耗，變速器的檔數(shù)有增加的趨勢。 () 式中： emaxT ——發(fā)動機(jī)最大扭矩（ mN? ）； maxeP ——發(fā)動機(jī)最大功率（ kw ）； pn ——發(fā)動機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速（ min/r ）； ?——轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù) ? =～ () 式中： Tn ——發(fā)動機(jī)最大扭矩轉(zhuǎn)速 已知：最高車速 maxau = maxav = h/km195 ；最高檔為直接檔，傳動比 5gi =1； 車輪滾動半徑由所選用的輪胎規(guī)格 r =(m)；發(fā)動機(jī)最大扭矩轉(zhuǎn)速 Tn =4000 ( min/r )；發(fā)動機(jī)最大功率轉(zhuǎn)速 pn =5500 ( min/r )；由公式（ ） 得到主減速器傳動比 ： 變速器各檔傳動比的確定 在選擇最低 檔 傳動比時，應(yīng)根據(jù)汽車最大爬坡度、驅(qū)動車輪和地面的附著力、汽車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等綜合考慮來確定。 因?yàn)? 51 ??? ?n ggiiq，所以： 變速器中心距 的確定 對中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A ； 對兩軸式變速器，將變速器輸入軸與輸出軸線之間的距離稱之為變速器中心距 A 。 乘用車變速器的中心距在 60~