【正文】 c*rc]/g A A1=( C1*kPC*h)/g A2=( Rc*h C2*k Qc*rc)/g 畫(huà)出 軸的彎矩圖，確定危險(xiǎn)斷面，取危險(xiǎn)處合成 彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計(jì)算彎曲應(yīng)力和扭曲應(yīng)力以及合成應(yīng)力。 對(duì)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。 斜齒輪對(duì)軸和支承的變形較直齒輪敏感。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。當(dāng)采用標(biāo)準(zhǔn)的花鍵時(shí)，花鍵的強(qiáng)度計(jì)算主要驗(yàn)算擠壓應(yīng)力。 中間軸上齒輪非整體式時(shí)，齒輪與軸連接方式可用單鍵（矩形或半圓鍵）或雙鍵（對(duì)分雙鍵）與齒輪和軸緊配合聯(lián)接，也可采用過(guò)盈配合連接。在設(shè)計(jì)中，我們組也遇到了一些困難，大家相互幫助，相互協(xié)作，一起面對(duì)困難，經(jīng)過(guò)不斷的計(jì)算跟校核，一個(gè)個(gè)問(wèn)題都解決了。 25 參考文獻(xiàn) 1 汽車工程手冊(cè) .編輯委員會(huì)編著 .汽車工程手冊(cè)第一版 .北京 ： 人民交通出版社 ， 2020 年 5 月 2 實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 編寫(xiě)組編 .實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) .上下冊(cè) .北京 ： 機(jī)械工業(yè)出版社出版 .1994 3 高維山主編 .汽車設(shè)計(jì)叢書(shū)變速器 .北京 ： 人民交通出版社出版 ， 1989 4 陳家瑞 .汽車構(gòu)造 .北京 ： 人民交通出版社出版 ， 2020 5 紀(jì)名剛 .機(jī)械設(shè)計(jì) .北京 ： 高等教育出版社出版 ， 2020 6 羅建軍 .MATLAB 程序設(shè)計(jì) .北京 ：電子工業(yè) 出版社出版 .2020 7 王望予 .汽車設(shè)計(jì) .北京 ： 機(jī)械工業(yè)出版社出版 .2020 8 余志生 .汽車?yán)碚?.北京 ： 人民交通出版社 .2020 9 龔微寒 .汽車現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造 .北京 ： 人民交通出版社 10 孫恒 ,陳作模 .機(jī)械原理 .北京 ： 高等教育出版社 .2020 11 劉鴻文 .材料力學(xué) .北京 ： 高等教育出版社 .1989. 12 孫存真 .王占歧 .中外汽車構(gòu)造圖冊(cè) .底盤分冊(cè) (一 ).吉林 ： 吉林科學(xué)技術(shù)出版社 .1986 13 王昆 ,何小柏 ,汪信遠(yuǎn)主編 .機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì) .北京 : 高等教育出版社 ,1995 14 廖林清，劉玉霞 .現(xiàn)代設(shè)計(jì)法 .重慶大學(xué)出版社， 2020 15 何玉林，沈榮輝 .機(jī)械制圖 .重慶大學(xué)出版社， 2020 16 鄧文英 .金屬工藝學(xué) .高等教育出版社， 1999 17 韓進(jìn)宏主編 .互換性與技術(shù)測(cè)量 . 北京 : 機(jī)械工業(yè)出版社 ,2020 。 角接觸球軸承初選代號(hào)為 7206AC GB/T2921994(第一軸前端軸承 )， 7207AC GB/T2921994（第二軸后端軸承）。第二軸輸出 軸花鍵用矩形花鍵者外徑配合，用漸開(kāi)線花鍵者齒側(cè)面定心?；瑒?dòng)齒輪處花鍵長(zhǎng)度 L 不應(yīng)低于工作直徑的 倍，否則，滑動(dòng)件工作不穩(wěn)定。漸開(kāi)線花鍵應(yīng)用日趨廣泛。對(duì)于 低檔 齒輪處軸截面的總撓度，由于低檔工作時(shí)間較短，又接近軸的支承點(diǎn)，因此允許不得大于 ～ 。第一軸取上限，中間軸和第二軸取下限。 （三） 各力的作用點(diǎn) 齒輪上的作用力，均為作用在有效齒寬中心，軸承上支承反力作用點(diǎn)取軸承寬度方向中點(diǎn)。 求支承反力，先從第二軸開(kāi)始，然后計(jì)算 第一軸 。 中間軸： 齒輪 4處： dmin=100 （ 10 5 10 6） 1/3＝ (mm)。軸的長(zhǎng)度對(duì)軸的剛度影響很大。 二、 齒 輪強(qiáng)度校核 （ 1）接觸強(qiáng)度計(jì)算 用下列公式計(jì)算接觸應(yīng)力 )11(c o s4 1 21 ???? ?? b EFbnj （ N/mm2） () 式中： bnF —— 法面內(nèi)基圓周切向力， bnF =??coscos tF； tF —— 端面內(nèi)分度圓切向力， tF = dM2 ； M —— 計(jì)算轉(zhuǎn)矩， N*mm； d —— 節(jié)圓直徑； ? —— 節(jié)圓壓力角； ? —— 螺旋角； E —— 輪齒材料的彈性模量； b —— 齒輪接觸的實(shí)際寬度； 1? 、 2? —— 主、被動(dòng)齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑； 1? =??21cossinr， 2? =??22cossinr； 對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪， r1＝ d1/ 2， r2＝ d2/2， r r2—— 主、被動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑 計(jì)算轉(zhuǎn)矩 M =21 maxeM 時(shí)的許用應(yīng) 力為： 常嚙合齒輪： 1300~1400 N/mm2 一檔及倒檔齒輪： 1900~2020 N/mm2 這里 maxeM 是發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩。 為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應(yīng)力， 提高齒輪的彎曲強(qiáng)度。 176。 2) 在圖中，分別求出α t 后，由 o 點(diǎn)按做射線，與 Z= Zk+ Zk+1處向上引垂線相交 13 于一點(diǎn)，在該點(diǎn)的縱坐標(biāo)值即為所求的變位系數(shù)和 X，該點(diǎn)在線圖的許用區(qū)內(nèi)，故可用。由于齒輪的變位影響齒輪的加工和齒輪的尺寸，因此，齒輪變位系數(shù)的選擇受到一定條件的限制：外齒輪要保證加工時(shí)不根切和不頂切，保證必要的齒頂厚，保證必要的重合度以及嚙合時(shí)不干涉。 初選 Z11＝ 22。/ = 取 Z5+Z6 =52(圓 整 ) Z5=29,Z6=23； 3)修正 i2 i2 ＝ Z2Z 5/（ Z1Z 6 ) ＝ 34 29/（ 17 23） ＝ 11 i2％＝（ ||/） 100% ＝ %5% (合格 )； 4)修正 β β ＝ arccos［ mn(Z5+Z6)/A*2］ =176。 * 一檔齒輪齒數(shù) 10 1)斜 齒 Zh=2Acosβ ,選 取 β ＝ 24176。 隨著 β增大， 齒 的 強(qiáng)度也相 應(yīng) 提高，不 過(guò) ， 當(dāng) 螺旋角大于 30176。 16176。 ∴i 1=, i2=, i3=, i4=。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。 因?yàn)樽兯倨髟谝粨鹾偷箵豕ぷ鲿r(shí)有較大的力，所以無(wú)論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應(yīng)當(dāng)布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪，這樣做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證 容易裝配。但換擋時(shí)有兩對(duì)齒輪同時(shí)進(jìn)入嚙合，使換擋困難。 （三）同步器換檔 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同 步器換檔。 （一） 滑動(dòng)齒輪換檔 通常是采用滑動(dòng)直齒輪換檔，但也有采用滑動(dòng)斜齒輪換檔的。 三、 變速器齒輪的壽命 4 兩軸式變速器的低檔齒輪副大小相差懸殊，小齒輪工作循環(huán)次數(shù)比大齒輪要高得多，因此，小齒輪工作壽命比大齒輪要短。 （ 五 ）噪音小、為了減少齒輪的嚙合損失，應(yīng)設(shè)有直接檔，此外 ， 還有合理的齒輪型式以及結(jié)構(gòu)參數(shù)，提高其制造和安裝精度； 它的功用： （一） 改變傳動(dòng)比，擴(kuò)大驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速的變化范圍，以適應(yīng)經(jīng)常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在有利的工況下工作； （二） 在發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛； （三） 利用空擋，中斷動(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠起動(dòng)、怠速，并便于變速器換檔或進(jìn)行動(dòng)力輸出 第二章 變速器的方案論證 第一節(jié) 變速器類型選擇及傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 變速器的種類很多， 按其傳動(dòng)比的改變方式可以分為有級(jí)、無(wú)級(jí)和綜合式的 。 根 據(jù)汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩和轉(zhuǎn)速，使汽車具有合適的牽引力和速度，并同時(shí)保持發(fā)動(dòng)機(jī)在最有利的工況范圍內(nèi)工作。為了解決這一矛盾，在傳動(dòng)系中設(shè)置了變速器。 —— 可通過(guò)同步器或氣動(dòng)換檔，自動(dòng)、半自動(dòng)換檔來(lái)實(shí)現(xiàn) ； （三） 傳動(dòng)效力高 ； （四） 結(jié)構(gòu) 緊湊 ，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本底。因此，對(duì)于相同的傳動(dòng)比要求，三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。 一、換檔結(jié)構(gòu)形式的選擇 目前，汽車上的機(jī)械式變速器的換檔結(jié)構(gòu)形式有直齒滑動(dòng)齒輪，嚙合套和同步器換檔三種。這是因?yàn)橹匦拓涇嚈n位間的公比較小，要求換檔手感強(qiáng)，而且在這種車型上又不宜使用同步器（壽命短，維修不便）。 圖 ）所示方案的優(yōu)點(diǎn)是換倒擋時(shí)利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長(zhǎng)度。 綜上所述選擇第 種倒擋布置方案。 三、換檔位置 設(shè)計(jì)操縱機(jī)構(gòu)首先要確定換檔位置。 由 中等比性質(zhì)；得： mi =i1(nm)/(n1) m—— 檔位數(shù)，取 m=2,3,4, n—— 檔數(shù)， n=4 ； i2=； i3=； i4=(直接檔 )； i1/i2=； i2/i3=； i3/i4=； 符合 q的要求。 15176。在 齒輪選 取大的螺旋 角時(shí) ， 齒 合重合度增加，工作平 穩(wěn) ，噪 聲 低。 通常根據(jù)模 數(shù) m（ mn） 來(lái)選擇齒寬 ： 直 齒： b=Kcm, Kc為齒寬 系 數(shù) ，取 ～ 8 斜 齒： b=Kcmn， Kc取 為 ～ ； （ 《 變速器 》第 1版 P15） *直齒 b=(～ 8) =～ 22(mm) b7=20mm, b8=22mm, b11=20mm *斜齒 b=(～ )2. 75=～ (mm) b1=20mm, b2=18mm, b3=20mm, b4=18mm b5=18mm, b6=20mm, b9=18mm, b10=20mm； （五）各檔齒數(shù) Z 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)。 ） 1)Z5/Z6=i2Z 1/Z2= 17/34=； 2)Z5+Z6=2 Acos β =2 78cos2 4176。 確定倒檔傳動(dòng)比 倒檔齒輪的模數(shù)往往與一檔相同，為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切，初選 Z8＝ 18，倒檔齒輪一般在 21～ 23 之間選 擇。 （八） 齒輪變位系數(shù)的計(jì)算 選擇變位系數(shù)首先要考慮到齒輪傳動(dòng)的使用場(chǎng)合和齒輪的材料和熱處理等，使變位后的齒輪 性能達(dá)到預(yù)期的要求，如提高承載能力，避免根切等。 。 tm nm ta 176。另一種是受到多次重復(fù)載荷的作用，齒根受拉面的最大應(yīng)力區(qū)出現(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴(kuò)展到一定深度以后，齒輪突然折斷。 防止膠合的措施有：一方面采用較大或加有耐壓添加劑的潤(rùn)滑油，提高油膜強(qiáng)度，使油膜不破壞，就可以不產(chǎn)生局部溫升；另一方面可提高齒面硬度，或嚙合齒輪采用不同材料等。 二、 軸尺寸初選 在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長(zhǎng)度可以初步確定。 齒輪 9處： dmin=100 （ 10 54. 865 10 6） 1/3＝ (mm)。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。軸承支承反力作用點(diǎn)，對(duì)于向心軸承取寬度方向中點(diǎn)：對(duì) 于向心推力軸承取滾動(dòng)體負(fù)荷響亮與軸中心線匯交點(diǎn)；對(duì)于圓錐滾子軸承取滾動(dòng)體寬中心點(diǎn)滾動(dòng)中心線的匯交點(diǎn)，其尺寸可查