【正文】 ()式中：——軸截面抗彎截面系數(shù)； ——軸截面抗扭截面系數(shù)。 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。常嚙合齒輪副處軸的撓度不必計算，因為距離之承點較近，負荷較小，撓度值不大。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。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。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。通過這次設(shè)計讓我對設(shè)計有了進一步的認識，不僅要有清晰地設(shè)計流程，同時也要考慮經(jīng)濟性，性能等因素制約。在設(shè)計的工程中，我明白了合作的重要性，一個人的力量是有限的，集中大家的力量才能在最短的時間里解決設(shè)計中所遇到的問題，這樣不僅解決了自己的疑惑也體會到了團隊合作的好處。由于本次設(shè)計中間軸齒輪采用寶塔齒輪，中間軸是光軸，故不設(shè)花鍵。 ＝（MPa） ()式中：——齒側(cè)面所受的擠壓應(yīng)力，MPa ； ——傳遞轉(zhuǎn)矩（按發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算），N?mm； ——鍵的工作長度，mm； ——鍵的平均工作直徑（工作齒高中部處直徑），mm； ——轉(zhuǎn)矩在花鍵上分配不均勻系數(shù)，一般??； ——花鍵齒數(shù)。漸開線花鍵便于采用冷搓、冷打、冷擠等無切屑加工工藝方法，生產(chǎn)效率高，精度高，并且節(jié)約材料。變速器剛度試驗表明，中心距的變化及齒輪的傾斜，不僅取決于軸的變形，而且取決于支承和殼體的變形。軸有轉(zhuǎn)角使大、小齒輪相互歪斜，結(jié)果沿齒長方向的壓力分布不正確。求出不同檔位時的各支承反力，可以計算軸的各截面的彎曲力矩 ＝ ()式中：——支承中心至計算斷面距離。（一）齒輪的受力分析：圓周力：Ft＝2M/d ()徑向力：Fr=Fttanαn/cosβ ()軸向力：Fa=Fttanβ ()其中：M——計算轉(zhuǎn)矩αn——法向壓力角β——分度圓壓力角（二）方向Ft：主動輪與旋轉(zhuǎn)方向相反，從動輪與旋轉(zhuǎn)方向相同。三、軸的結(jié)構(gòu)形狀 軸的結(jié)構(gòu)形狀應(yīng)保證齒輪、同步器及軸承等的安裝、固定。軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯(lián)系，要根據(jù)具體情況，按其標(biāo)準(zhǔn)進行修正。 最后結(jié)果:一檔齒輪的彎曲強度分別是（按傳動順序）：（滿足要求） 第二節(jié) 變速器軸的設(shè)計計算一、軸的功用及設(shè)計要求變速器軸在工作時承受轉(zhuǎn)矩，彎矩，因此應(yīng)具備足夠的強度和剛度。因閉式齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應(yīng)力作用，會逐漸產(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。176。176。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αt cosαt= mn(Zk+ Zk+1) cosα/(2*A) 其中：9≥k≥1則分別求出αt =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。確定Ⅲ檔齒輪齒數(shù)（＝20 176。/ = 取=52（圓整）由進行大小齒輪齒數(shù)分配，為使的傳動比更大些，取Z9=34,Z10=18；2)A=mn(Z9+Z10)/(2) （） =(34＋18)/(2 cos24176。乘用車中間軸式變速器斜齒螺旋角的選擇范圍：2234176。等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，176。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)。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： 傳動方案的設(shè)計 () 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＝。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。）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。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。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。在直接檔時，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。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。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。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)力進行校核計算。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。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。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。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。常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種：）在前進檔的傳動路線中，加入一個傳動，使結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應(yīng)力狀態(tài)下工作。為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度。（二）要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度。根據(jù)最大爬坡度確定一檔傳動比 i1≥mg(fcosαmax+sinαmax)R0/(η) ——（《汽車現(xiàn)代設(shè)計制造》P36）式中：——發(fā)動機最大扭矩； ——變速器一檔傳動比； ——主傳動器傳動比，=； m——汽車總質(zhì)量＝1960kg； f——； η——傳動系機械效率，； g ——； ——驅(qū)動輪滾動半徑，； αmax——汽車最大爬坡度為32％，即αmax＝i1≥，取i1=。 （《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。所以變速器齒輪普遍采用的壓力角為20176。176。 （）同理＝arccos［mn(Z9+Z1