【正文】 c*rc]/g A A1=( C1*kPC*h)/g A2=( 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 彎矩和轉矩最大值，計算彎曲應力和扭曲應力以及合成應力。 對齒輪工作影響最大的是軸在 垂直面內產生的撓度和軸在水平面內的轉角，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。當采用標準的花鍵時，花鍵的強度計算主要驗算擠壓應力。 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。在設計中，我們組也遇到了一些困難，大家相互幫助，相互協(xié)作，一起面對困難，經過不斷的計算跟校核，一個個問題都解決了。 25 參考文獻 1 汽車工程手冊 .編輯委員會編著 .汽車工程手冊第一版 .北京 ： 人民交通出版社 ， 2020 年 5 月 2 實用機械設計手冊 編寫組編 .實用機械設計手冊 .上下冊 .北京 ： 機械工業(yè)出版社出版 .1994 3 高維山主編 .汽車設計叢書變速器 .北京 ： 人民交通出版社出版 ， 1989 4 陳家瑞 .汽車構造 .北京 ： 人民交通出版社出版 ， 2020 5 紀名剛 .機械設計 .北京 ： 高等教育出版社出版 ， 2020 6 羅建軍 .MATLAB 程序設計 .北京 ：電子工業(yè) 出版社出版 .2020 7 王望予 .汽車設計 .北京 ： 機械工業(yè)出版社出版 .2020 8 余志生 .汽車理論 .北京 ： 人民交通出版社 .2020 9 龔微寒 .汽車現代設計制造 .北京 ： 人民交通出版社 10 孫恒 ,陳作模 .機械原理 .北京 ： 高等教育出版社 .2020 11 劉鴻文 .材料力學 .北京 ： 高等教育出版社 .1989. 12 孫存真 .王占歧 .中外汽車構造圖冊 .底盤分冊 (一 ).吉林 ： 吉林科學技術出版社 .1986 13 王昆 ,何小柏 ,汪信遠主編 .機械設計基礎課程設計 .北京 : 高等教育出版社 ,1995 14 廖林清，劉玉霞 .現代設計法 .重慶大學出版社， 2020 15 何玉林，沈榮輝 .機械制圖 .重慶大學出版社， 2020 16 鄧文英 .金屬工藝學 .高等教育出版社， 1999 17 韓進宏主編 .互換性與技術測量 . 北京 : 機械工業(yè)出版社 ,2020 。 角接觸球軸承初選代號為 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，用漸開線花鍵者齒側面定心?；瑒育X輪處花鍵長度 L 不應低于工作直徑的 倍，否則，滑動件工作不穩(wěn)定。漸開線花鍵應用日趨廣泛。對于 低檔 齒輪處軸截面的總撓度，由于低檔工作時間較短，又接近軸的支承點，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 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取軸承寬度方向中點。 求支承反力，先從第二軸開始，然后計算 第一軸 。 中間軸： 齒輪 4處： dmin=100 （ 10 5 10 6） 1/3＝ (mm)。軸的長度對軸的剛度影響很大。 二、 齒 輪強度校核 （ 1）接觸強度計算 用下列公式計算接觸應力 )11(c o s4 1 21 ???? ?? b EFbnj （ N/mm2） () 式中： bnF —— 法面內基圓周切向力， bnF =??coscos tF； tF —— 端面內分度圓切向力， tF = dM2 ； M —— 計算轉矩， 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 —— 齒輪接觸的實際寬度； 1? 、 2? —— 主、被動齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑； 1? =??21cossinr， 2? =??22cossinr； 對于標準齒輪， r1＝ d1/ 2， r2＝ d2/2， r r2—— 主、被動齒輪節(jié)圓半徑 計算轉矩 M =21 maxeM 時的許用應 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)動機最大轉矩。 為避免齒輪輪齒折斷，需降低輪齒的彎曲應力， 提高齒輪的彎曲強度。 176。 2) 在圖中，分別求出α t 后，由 o 點按做射線，與 Z= Zk+ Zk+1處向上引垂線相交 13 于一點，在該點的縱坐標值即為所求的變位系數和 X，該點在線圖的許用區(qū)內，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，齒輪變位系數的選擇受到一定條件的限制：外齒輪要保證加工時不根切和不頂切，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 10 1)斜 齒 Zh=2Acosβ ,選 取 β ＝ 24176。 隨著 β增大， 齒 的 強度也相 應 提高，不 過 ， 當 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。 因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低檔與倒擋，都應當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。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙合，使換擋困難。 （三）同步器換檔 現在大多數汽車的變速器都采用同 步器換檔。 （一） 滑動齒輪換檔 通常是采用滑動直齒輪換檔，但也有采用滑動斜齒輪換檔的。 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，應設有直接檔，此外 ， 還有合理的齒輪型式以及結構參數，提高其制造和安裝精度； 它的功用： （一） 改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下工作； （二） 在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使汽車能倒退行駛； （三） 利用空擋，中斷動力傳遞，以使發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出 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方案設計 變速器的種類很多， 按其傳動比的改變方式可以分為有級、無級和綜合式的 。 根 據汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉速，使汽車具有合適的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。為了解決這一矛盾，在傳動系中設置了變速器。 —— 可通過同步器或氣動換檔，自動、半自動換檔來實現 ； （三） 傳動效力高 ； （四） 結構 緊湊 ，盡量做到質量輕、體積小、制造成本底。因此，對于相同的傳動比要求，三軸式變速器的徑向尺寸可以比兩軸式變速器小得多。 一、換檔結構形式的選擇 目前，汽車上的機械式變速器的換檔結構形式有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換檔三種。這是因為重型貨車檔位間的公比較小，要求換檔手感強，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)點是換倒擋時利用了中間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。 綜上所述選擇第 種倒擋布置方案。 三、換檔位置 設計操縱機構首先要確定換檔位置。 由 中等比性質；得： mi =i1(nm)/(n1) m—— 檔位數，取 m=2,3,4, n—— 檔數， 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 ， 齒 合重合度增加，工作平 穩(wěn) ，噪 聲 低。 通常根據模 數 m（ mn） 來選擇齒寬 ： 直 齒： b=Kcm, Kc為齒寬 系 數 ，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 Z 齒數確定原則：各檔齒輪齒數比應盡可能不是整數。 ） 1)Z5/Z6=i2Z 1/Z2= 17/34=； 2)Z5+Z6=2 Acos β =2 78cos2 4176。 確定倒檔傳動比 倒檔齒輪的模數往往與一檔相同，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） 齒輪變位系數的計算 選擇變位系數首先要考慮到齒輪傳動的使用場合和齒輪的材料和熱處理等，使變位后的齒輪 性能達到預期的要求，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載荷的作用，齒根受拉面的最大應力區(qū)出現疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度以后，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滑油，提高油膜強度，使油膜不破壞，就可以不產生局部溫升；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 在變速器結構方案確定以后，變數器軸的長度可以初步確定。 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，對于向心軸承取寬度方向中點：對 于向心推力軸承取滾動體負荷響亮與軸中心線匯交點；對于圓錐滾子軸承取滾動體寬中心點滾動中心線的匯交點，其尺寸可查