【正文】 中心 Fa：受力方向通常用 ―主動輪左 、右手法則 ‖來判定，左旋齒輪用左手，右旋齒輪用右手，拇指指向軸向力 Fa 的方向，從動輪 Fa 與主動輪 Fa 方向相反。 畫出軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險斷面處合成彎矩和轉矩最大值，計算彎曲應力和扭轉應力以及合成應力。 應分別計算軸在水平面內和垂直面內的撓度，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。按發(fā)動機最大轉矩計算時，第二軸齒輪處軸截面的總撓 35 度 總f 不得大于 ～ 。 對圓截面： ?W ＝ 332d? (313) 32 nW ＝ 316d? (314) 對外徑為 D,內徑為 d 的空心軸： ?W =32? DdD 44? nW =16? DdD 44? 花鍵按小徑計算 當以發(fā)動機最大轉矩計算軸的強度時，其安全系數 (按金屬材料的屈服極限計算 )在5~10 范圍內選取。 二軸 一軸 圖 31 齒輪的受力 齒輪上的作用力認為作用有效齒面寬中心。 30 齒輪上的作用力認為作用在有效齒面寬中點。固定式中間軸用鎖片或雙頭螺柱固定。所以除要求定心的外徑磨削外，一般鍵齒側面也需要磨削，而矩形花鍵鍵側面磨削比漸開線花鍵容易。第一軸的長度根據離合器總成軸向尺寸確定。 2 齒輪接觸 應力計算 齒輪的接觸應力按下式計算： )11(21 ??? ?? bEFbnj (39) 23 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 = dT2 ； T ——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 ； 1r 、 2r ——主、被動齒輪節(jié)圓半徑； 計算轉矩 T =21 maxeT 時的許用應力為； 這里 maxeT 是發(fā)動機最大轉矩。因閉式齒輪在潤滑油中工作，齒面長期受到脈動的接觸應力作用，會逐漸產生大量與齒面成尖角的小裂縫。本次設計的齒輪的材料選用 40Cr。 6 確定倒檔傳動比 倒檔齒輪的模數往往與一檔相近，為保證中間軸倒檔齒輪不發(fā)生根切，初選 14Z ＝ 20 18，倒檔齒輪一般在 21～ 33 之間選擇。,得 3Z ＋ 4Z ＝ 2A cos 6,5? / nm =2136cos20176。 從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數還必須滿足下列關系式： tg 2,1? /tg 10,9? = 2Z /( 1Z + 2Z )(1+ 9Z / 10Z ) tg 2,1? /tg 10,9? = 2Z /( 1Z + 2Z )(1+ 9Z / 10Z )= | |= 兩者相差不大，近似認為軸向力平衡。 hZ =2cos20176。時，抗彎強度急劇下降，會使軸向力及軸承載荷過大。等小些的壓力角；對貨車，為提高齒輪的承載能力，應選用 176。選取齒輪模數時一般遵循的 原則是：合理減少模數，增加齒寬會使噪聲降低；為了減輕變速器的質量，應增加模數，同時減小齒寬；從工藝方面考慮，各檔齒輪應選用同一種模數，而從齒輪強度方面考慮，各檔齒輪應該有不同的模數。 中間軸的設計 由《汽車設計》中有關中間軸中部直徑 d=(~)A,得 d=~,取 d= 于中間軸 d/l=~ 則經計算得 l=389~438mm 初選 l=414mm。軸的剛度不足，在負荷作用下，軸會產生過大的變形，影響齒輪 的正常嚙合，產生過大的噪聲，并會降低齒輪的使用壽命。 直接操縱是最簡單的操縱方案，在各類汽車上得到廣泛應用。各截面尺寸不應相差懸殊，軸上供磨削用的砂輪越程槽處的應力集中會引起軸的斷裂。 一軸和二軸由于轉速較高，承受載荷中等，且多為徑向載荷，只有很小的軸向載荷，但要求支撐剛度高，故從以上方面考慮，選用深溝球軸承，二軸前端通過滾針軸承支撐在一軸后段內腔中。齒面磨損大，易失效。因此，常壓式同步器工作不可靠，目前較少采用。 換檔位置 設計操縱機構首先要確定換檔位置。 方案 7.（如圖 ）所示） 為了充分利用空間，縮短變速器軸向長度，有些貨車采用此方案，其缺點是一檔和倒檔得各用一根變速器撥叉軸，使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些，一般 7 五種方案用于五檔變速器。 圖 21 常見的倒檔結構方案 常見的倒檔結構方案有以下幾種： 方案 1.（如圖 ）所示） 在前進檔的傳動路線中 ，加入一個傳動，使結構簡單，但齒輪處于正負交替對稱變化的彎曲應力狀態(tài)下工作。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（壽命太短，維修不便）。 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。在直接檔時，齒輪只是空轉，不影響齒輪壽命。 現代汽車大多都采用三軸式變速器。總圖量為 張 0 號圖。 為保證變速器具有良好的工作性能，設計變速器必須滿足以下的使用條件和基本要求： 1 應該合理地選擇變速器的檔數和傳動比，使汽車具有良好的動力性和經濟性； 2 工作可靠，在使用過程中不應該有自動跳檔、脫檔和換檔沖擊現象發(fā)生；此外，還不允許出現誤掛倒檔的現象； 3 操縱輕便，以減輕駕駛員的勞動強度； 4 傳動效力高、噪音小。 經過四年的 刻苦 學習，我掌握了四十 多門基礎知識和專業(yè)知識 ，閱讀 了大量的專業(yè)書籍，為 從事汽車行業(yè)的 工作打下了堅實的基礎。 設計部分是本說明書的重點，它主要包括結構分析、方案論證、計算和校核。 序言部分是本次設計的任務及具體要求的詳細介紹。在面臨著前所未有的機遇的同時，我們要努力為我們的汽車工業(yè)做出應有的貢獻。變速器還應能進行動力輸出。 繪制變速器總裝圖 1 張（ 0 號圖）、 二軸 圖 張（ 1 號圖）、 中間軸 圖 張（ 1號圖）、齒輪零件圖折合 1 張（ 0 號圖） 。 其中，固定式變速器應用較廣泛，又可分為兩軸式， 三 軸式和多軸式變速器。三軸式變速器的各前進檔均為常嚙合齒輪傳動，大小齒輪的徑向尺寸相差較小，因此壽命比較接近。 變速器傳動機構的分析 根據 第一節(jié) 所述，采用中間軸式變速器，在各檔數相同的條件下，各變速器的差別主要在常嚙合齒輪對數，換檔方案和倒檔傳動方案。因此，這種換 檔方法目前只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上使用。為實現傳動有些利用在前進檔的傳動路線中，加入一個中間傳動齒輪的方案，也有利用兩個聯體齒輪的方案。 9 方案 6.（如圖 ）所示） 此方案中，采用了全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換檔方便。 應使駕駛員得到必要的手感。如果駕駛員用力過猛，則可能在未達到同步前，接合套便克服彈簧壓力，壓下定位銷而與齒輪的接合齒圈接觸，此時齒間仍將產生沖擊。而且鎖止面在同步錐環(huán)的接合齒上。 軸承形式 變速器要求增長傳遞功率與質量之比，而且要求工作軸承的可靠性高，容量大，性能好、壽命長，故軸承的選擇比較重要。 第二軸制成階梯式，以便于各 齒輪的安裝，從受力及合理利用材料來看也是必須的。按變速桿相對于變速器的位置，機械式又可分為直接操縱與遠距離操縱。 3 變速器設計計算 變速器主要參數的選擇 軸的直徑 軸的功用及設計要求 變速器軸在工作時承受轉矩，彎矩，因此應具備足夠的強度和剛度。 取 d=40mm 軸的尺寸還與齒輪、花鍵、軸承有一定聯系，要根據具體情況，按其標準進行修正。 中心矩 A 對于中間軸式變速器，是將中間軸與第二軸之間的距離稱為變速器中心距 A 初選中心矩 A 時 ，可根據經驗公式計算 A = 3 1m ax gea iTK ???? (35) aK —— 中心距系數： aK =~,取 ； 1i —— 變速器一檔傳動比； g? —— 變速器傳動效率：取 g? ＝ 96％； maxeT —— 發(fā)動機的最大輸出轉矩，單位為（ Nm）； ∴ A=(550)1/3 取 A = 齒輪參數選擇 模數的選擇 影響齒輪模數選取的因素很多，如齒輪強度、質量、噪聲、工藝要求等。176。隨著 β 增大，齒的強度也相應提高，不過，當螺旋角大于 30176。 1 一檔齒輪齒數 斜齒 hZ =2A nm?cos (36) 選取 12,11? ＝ 20176。/4 = 取 9Z =40, 10Z =24(圓整 )； 17 修正 2i 2i ＝ 2Z 9Z /（ 1Z 10Z ） ＝ 4240/（ 1924） ＝ i %＝ ||/100% ＝ %5% (合格 )； 修正 10,9? 10,9? ＝ arccos［ nm ( 9Z + 6Z )/（ 2A）］ =176。） 5Z / 6Z ＝ 4i 1Z / 2Z ＝ 19/42 ＝ 由 A ＝ nm ( 5Z + 6Z )/2cos 6,5? 取 6,5? ＝ 20176。 從抵消或減少中間軸的軸向力出發(fā)，齒數還必須滿足下列關系式： tg 2,1? /tg 4,3? = 2Z /( 1Z + 2Z )(1+ 3Z / 4Z ) tg 2,1? /tg 4,3? = 2Z /( 1Z + 2Z )(1+ 3Z / 4Z )= ||= 兩者相差不大，近似滿足軸向力的平衡條件。 9 材料選擇 現代汽車變速器的齒輪材料大部分采用滲碳合金鋼，其表層的高硬度與心部的高韌性相結合，能大大提高齒輪的耐磨性及抗彎曲疲勞和接觸疲勞的能力。 2 齒面點蝕 齒面點蝕是 閉式齒輪傳動經常出現的一種損壞形式。而本設計所選材料 20CrMnTi許用彎曲應力可達到 450 N/mm2 。第一軸花鍵尺寸與離 合器從動盤轂內花鍵統(tǒng)一考慮。在低檔的滑動掛檔齒輪處，軸上花鍵采用矩形花鍵，因為掛檔時，齒輪須軸向滑動，要求定心好，滑動靈活。軸常輕壓于殼體中。 不同檔位時，軸所受的力及支承反力是不同的，須分別計算。 不同檔位時，軸所承受力及支承反力是不同的，須分別計算。 表 31 彎曲應力和扭轉應力以及合成應力 軸 軸 支點 水平面內支承反力 垂直面內支承反力 二 軸 C C1=Px*mx/l C2=(Rx*mxQx*rx)/l D D1=Px*nx/l D2=(Rx*nx+Qx*rx)/l 一 軸 B B1=[C1*(g+k) –Pc* (h+g)]/g B2=[Rc*(h+g)C2*(k+g)Qc*rc]/g A A1=( C1*kPC*h)/g A2=( Rc*h C2*k Qc*rc)/g 彎曲應力： ?? ＝??WM (310) 扭轉應力： n? ＝nnWM (311) 合成應力： ? ＝ 22 n??? ? (312) 式中： ?W ——軸截面抗彎截面系數； nW ——軸截面抗扭截面系數。 總f ＝ 垂直水平 22 ff ? (329) 變速器第二軸的剛度最小。 計算軸的撓度 根據材料力學的公式得： 二軸和一軸的剛度： 水平轉角： δ=Pxab(ba)/(3EIl) (330) 水平撓度： fs=Pxa2b2/(3EIl) (331) 垂直撓度： fc=Rxa2b2/(3EIl)+Qxrxa(3a+