【正文】 度計(jì)算 ?? ?? =ybPKKF t ft ? (37) 式中， ?? 為彎曲應(yīng)力（ N/mm2 ） tF 為圓周力 （ N） tF = dTe2 eT 為計(jì)算載荷 d 為節(jié)圓直徑 ?K 為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 K? = 22 fK 為摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪 Kf =， 從動(dòng)齒輪 Kf = b 為尺寬 （ mm） t 為端面齒距 （ mm）， t= y 為齒形系數(shù)，可由《汽車(chē)設(shè)計(jì)》中圖 查得 當(dāng)計(jì)算載荷 eT 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 時(shí)，一、倒擋直齒輪許用彎曲應(yīng)力在 400~850 N/mm2 。 在三軸式變速器中，第一軸通常和齒輪做成一體，前端支承在發(fā)動(dòng)機(jī)飛輪內(nèi)腔的軸承上。第二軸各檔齒輪與軸之間有相對(duì)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，因此，無(wú) 論裝滾針軸承，襯套（滑動(dòng)軸承）還是鋼件對(duì)鋼件直接接觸，軸的表面粗糙度均要求很高，不應(yīng)低于 aR ，表面硬度不應(yīng)低于 HRC58~63。 固定式中間軸是根光軸，僅起支承作用，其剛度由安裝在軸上的寶塔齒輪結(jié)構(gòu)保證。 軸的受力分析 計(jì)算軸的強(qiáng)度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。 1 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(jì)算轉(zhuǎn)矩 αn——法向壓力角 β——分度圓壓力角 2 方向 Ft：主動(dòng)輪與旋轉(zhuǎn)方向相反，從動(dòng)輪與旋轉(zhuǎn)方向相同。 求出不同檔位時(shí)的各支承反力，可以計(jì)算軸的各截面的彎曲力矩 ?M ＝ p x 式中： x ——支承中心至計(jì)算斷面距離。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)公式 計(jì)算。 計(jì)算中間軸時(shí)，通常只計(jì)算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。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。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)，其尺寸可查有關(guān)軸承的標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)。軸承上支承反力作用點(diǎn)，對(duì)于向心球軸承取寬度方向中點(diǎn)；對(duì)向心推力軸承，取滾動(dòng)體負(fù)荷向量與軸中心線匯交點(diǎn)；對(duì)于圓錐滾子軸承，取滾動(dòng)體寬中點(diǎn)處滾動(dòng)體中心線的法線與軸中心線的匯交點(diǎn)，其尺寸可查有關(guān)軸承的標(biāo)準(zhǔn)手冊(cè)。輕型汽車(chē)變速器中心距較小，殼體上無(wú)足夠位置設(shè)置滾動(dòng)軸承和軸承蓋，因而多采用固定式中間軸。 第二軸制成階梯式，便于齒輪安裝，從受力和合理使用材料看，這也是需要的。確定第一軸后軸徑時(shí)，希望軸承外徑比第一軸上常嚙合齒圈外徑大，以便于裝拆第一軸。 將作 用在變速器第一軸上的載荷 maxeT /2 作為計(jì)算載荷時(shí)，一擋和倒擋齒輪的許用接觸應(yīng)力為 1900~2022 N/mm2 ，常嚙合齒輪和高擋齒輪的許用接觸應(yīng)力為 1300~1400 N/mm2 下面對(duì)本設(shè)計(jì)中的各對(duì)齒輪副進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算及校核 3 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩 已知發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩為 ,齒輪傳動(dòng)的效率為 99%，離合器傳動(dòng)效率為 99%，軸承傳動(dòng)效率為 96%。而裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴(kuò)展，最后導(dǎo)致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻點(diǎn)，這就是齒面點(diǎn)蝕現(xiàn)象。 齒輪的強(qiáng)度校核 21 齒輪的損壞形式 變速器齒輪的損壞有以下幾種形式： 1 輪齒折斷 齒輪在嚙合過(guò)程中，齒輪表面承受有集中載荷的作用。 初選 15Z ＝ 22。/4= 取 5Z ＝ 26， 6Z ＝ 38（圓整）； 修正 3i 3i = 2Z 5Z /（ 1Z 6Z ） =4226/（ 1938） = i %=||/100%=%5%(合格 ) 修正 6,5? 6,5? ＝ arccos［ nm ( 5Z + 6Z )/（ 2A）］ =176。 3 確定三檔齒輪齒數(shù)（ 8,7? ＝ 20176。/4 16 = 取 hZ =64 由 hZ = 11Z + 12Z 進(jìn)行大小齒輪齒數(shù)分配，為使的動(dòng)比更大些，取 11Z =46, 12Z =18； A = nm ( 11Z + 12Z )/(2cos 8,7? ) =4(46＋ 18)/(2 cos20176。 貨 車(chē) 變 速 器 斜 齒 螺 旋 角 β 的 選 擇 范 圍 ： 18176?；?25176。對(duì)貨車(chē)，減輕質(zhì)量比減小噪聲更重要，故齒輪應(yīng)選用大些的模數(shù)。 13 第二軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 由《汽車(chē)設(shè)計(jì)》中有關(guān)第二軸中部直徑 d=(~)A，得 取 d= 對(duì)于第二軸 d/l=~ 則經(jīng)計(jì)算得 l=334~389mm 初選 l=362mm。 設(shè)計(jì)變速器軸時(shí)主要考慮以下幾個(gè)問(wèn)題：軸的結(jié)構(gòu)形狀、軸的直徑、長(zhǎng)度、軸的強(qiáng)度和剛度、軸上花鍵型式和尺寸等。依靠手力換擋的變速器稱為手動(dòng)變速器。第二軸安裝同步器齒座的花鍵采用矩形花鍵且以小徑定心更為合理。中間軸由于跨度大，直徑大，質(zhì)量大，而且有相當(dāng)大的軸向力， 同時(shí)考慮到軸承蓋的布置問(wèn)題 ， 必須由后端軸承承受軸向力，前端采用圓柱滾子軸承來(lái)承受徑向力，而后 端采用外圈有擋圈的圓柱滾子軸承。它主要用于轎車(chē)和輕型的變速器上，故而從汽車(chē)安全性方面考慮不宜采用。 同步器 慣性式同步器與常壓式同步器一樣，都是依靠摩擦作用實(shí)現(xiàn)同步的。換檔位置的確定主要從換檔方便考慮。 綜合考慮，本次設(shè)計(jì)采用輸出軸上直齒滑動(dòng)換入倒檔換檔方式。此方案廣泛用于轎車(chē)和輕型貨車(chē)的四檔全同步器式變速器中。 3 同步器換檔 現(xiàn)在大多數(shù)汽車(chē)的變速器都采用同步器換檔。 1 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。 變速器的傳動(dòng)效率 兩軸式變速器，雖然可以有等于 1 的傳動(dòng)比，但是仍要有一對(duì)齒輪傳動(dòng)，因而有功率損失。 對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前置前輪驅(qū)動(dòng)的轎車(chē)，如變速器傳動(dòng)比小， 則常采用兩軸式變速器。 設(shè)計(jì)中的計(jì)算要求編程，上機(jī)計(jì)算，打印程序 、結(jié)果。為了減少齒輪的嚙合損失，應(yīng)設(shè)有直接檔。在大學(xué)畢業(yè)，即將走向工作崗位之際， 按國(guó)家教委的要求，進(jìn)行了這次設(shè)計(jì) 。結(jié)構(gòu)分析是對(duì)所選結(jié)構(gòu)中各主要零部件進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，其中包括機(jī)械式變速器中心矩、齒輪參數(shù)、傳動(dòng)比的設(shè)計(jì)計(jì)算，還有輸入軸中間軸和輸出軸的設(shè)計(jì)。 本次設(shè)計(jì)題目是 解放 CA1091 型汽車(chē)變速器 六檔機(jī)械式變 速器設(shè)計(jì)，根據(jù)給定參數(shù)進(jìn)行結(jié)構(gòu)方案分析，要求完成變速器的動(dòng)力匹配、機(jī)械設(shè)計(jì)、強(qiáng)度計(jì)算、結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與設(shè)計(jì)圖紙繪制。 隨著汽車(chē)工業(yè)的不斷壯大，以及汽車(chē)行業(yè)持續(xù)快速的發(fā)展 ，如何設(shè)計(jì)出 更 經(jīng)濟(jì)實(shí)惠，工作可靠，性能優(yōu)良，且 符 合 中國(guó)國(guó)情的汽車(chē)已經(jīng)是當(dāng)前汽車(chē)設(shè)計(jì)者的緊迫問(wèn)題 ，也是我們作 為 汽車(chē)工程本科畢業(yè)生， 必須 肩負(fù) 的 重任 。 因此 變速器通常還設(shè)有倒檔，在不改變發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向的情況下汽車(chē)能倒退行駛；設(shè)有空擋，在滑行或停車(chē)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)系能保持分離。 選擇正確的參數(shù)，對(duì)變速器的強(qiáng)度及剛度進(jìn)行校核計(jì)算。有級(jí)變速器 根據(jù)前進(jìn) 檔 檔數(shù)的不同，可以分為三、四、五檔和多檔變速器 ；而按其軸中心線的位置又分為固定軸線式、螺旋軸線（行星齒輪）式和綜合式的。 變速器齒輪的壽命 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。 這次設(shè)計(jì)的變速器是輕型貨車(chē)使用，所以采用三軸式變速器。此外，因增設(shè)了嚙合套和常嚙合齒輪，使變速器的軸向尺寸和旋轉(zhuǎn)部分的總慣量增大。 倒檔的形式及布置方案 倒檔使用率不高，常采用直齒滑動(dòng)齒輪方案換入倒檔。 方案 5.（如圖 ）所示） 此方案中，將中間軸上一檔和倒檔齒輪做成一體其齒體、寬加大，因而縮短了一些長(zhǎng)度。 要使換檔動(dòng)作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強(qiáng)度 。但是，在這種同步器，對(duì)接合套的軸向阻力是由彈簧壓力造成的，故其大小有限。 滑塊式同步器 其 本質(zhì)上是鎖環(huán)式同步器，它工作可靠，零件耐用，但因結(jié)構(gòu)布置上的限制轉(zhuǎn)矩容量不大。 鎖銷(xiāo)式同步器 此種形式的同步器優(yōu)點(diǎn)是零件數(shù)量少，摩擦錐 面平均半徑大，轉(zhuǎn)矩容量得到提高，多用于中、重型汽車(chē)的變速器中。第一軸的花鍵尺寸與離合器從動(dòng)盤(pán)轂的內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮，本次設(shè)計(jì)采用矩形花鍵。 按動(dòng)作原理，變速器操縱機(jī)構(gòu)有機(jī)械式、液壓式、氣動(dòng)式、電控式，以及它們之間的組合，其中最常用的是機(jī)械式。 本次設(shè)計(jì)中，采用手動(dòng)換擋直接操縱變速器。軸的直徑 d 與支承跨度長(zhǎng)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直徑： 中間軸式變速器的第二軸和中間軸最大軸徑： d =（ ~） A （ mm） （ 31） 第一軸的設(shè)計(jì) 第一軸花鍵部分直徑 d ([d ]為 mm)可按下式初選： d =（ ~） 3 maxeM （ 32） 式中： A ——變速器中心距， mm； maxeM ——發(fā) 動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， N?m。 14 由中等比性質(zhì) ， 得： 5i =(直接檔 ) q=∴ 1i =, 2i =, 3i =, 4i =, 5i =, 6i =。 16176。在齒輪選取大的螺旋角時(shí)，齒輪嚙合重合度增加，工作平穩(wěn)，噪聲降低。 通常根據(jù)模數(shù) m （ nm ）來(lái)選擇齒寬： 直齒： b = cK m , cK 為齒寬系數(shù)， 取 ～ 斜齒： b = cK nm ， cK 取為 ～ ； 小齒輪的齒寬在計(jì)算上認(rèn)為加寬約 5～ 10，所以有 直齒 b =(～ )4=18～ 32(mm) 9b =30mm, 10b =32mm, 11b =30mm 斜齒 b =(～ )4=24～ 32(mm) 因?yàn)楸驹O(shè)計(jì)中間軸上預(yù)定用寶塔齒輪，所以取 : 1b =30mm, 2b =30mm, 3b =30mm, 4b =30mm 5b =20mm, 6b =30mm, 7b =20mm, 8b =30mm 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) , 且各檔齒數(shù)無(wú)公約數(shù)。） 9Z / 10Z = 2i 1Z / 2Z =19/42= 9Z + 10Z =2A cos 10,9? / nm =2136cos20176。 4 確定四檔齒輪齒數(shù)（ 6,5? ＝ 20176。/4= 取 3Z ＝ 17， 4Z ＝ 47（圓整）； 修正 3i 6i = 2Z 3Z /（ 1Z 4Z ） =4217/（ 1947） = i %=||/100%=%5%(合格 ) 修正 4,3? 4,3? ＝ arccos［ nm ( 3Z + 4Z )/（ 2A）］ =176。中間軸齒輪全部采用右旋，因此同時(shí)嚙合的兩對(duì)齒輪軸向力方向相反，軸向力可互相抵消一部分。采用下列措施，可提高輪齒的彎曲強(qiáng)度：增大輪齒根部齒厚；加大輪齒根部過(guò)渡圓角半徑；采用長(zhǎng)齒齒輪傳動(dòng)；提高重合度；使同時(shí)嚙合的輪齒對(duì)數(shù)增多；使齒面及齒根部過(guò)渡圓角處盡量光滑；提高材料的許用應(yīng)力，如采用優(yōu)質(zhì)鋼材等。 ?w ?? =??yKbPKFtnt (38) 式中， tF 為圓周力 （ N） tF = dTe2 eT 為計(jì)算載荷 d 為節(jié)圓直徑 ?K 為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ?K = fK 為摩擦力影響系數(shù)，主動(dòng)齒輪 fK =， 從動(dòng)齒輪 fK = b 為尺寬 （ mm） t 為法面齒距 （ mm）， t= y 為齒形系數(shù) ?K 為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ?K = ?K 為重合度影響系數(shù)， ?K =2 當(dāng)計(jì)算載荷 eT 取作用到變速器第一軸上的最大轉(zhuǎn)矩 maxeT 時(shí)，各擋斜齒輪許用彎曲應(yīng)力在 100~250 N/mm2 。其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。在一般情況下軸上應(yīng)開(kāi)螺旋油槽，以保證充分潤(rùn)滑。軸和寶塔齒輪之間用滾針軸承或長(zhǎng)、短圓柱滾子軸承。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。 Fr：分別指向各齒輪