【正文】 結束語 經(jīng)過一周的變速器課程設計，我有很多收獲，明白了任何一個產(chǎn)品的設計，都是需要一個過程，同時也懂得了要想把設計做好，自己的知識是遠遠不夠的，得參考不同的學術資料，跟同學討論，請教老師，來 解答自己所遇到的問題和疑惑。 花鍵傳遞轉矩時，齒側面受擠壓作用，齒根部受剪切及彎曲作用。齒輪所在的平面的轉角不應超過 弧度；兩軸的分離不得超過 。 19 五、 軸的強度計算 及校核 由變速器結構布置并考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算。 當軸截面上開著鍵槽時，應增大軸徑以考慮對軸的強度減弱，同步器花鍵增加5％。 最后結果 : 一檔齒輪的接觸強度分別是（按傳動順序）： （滿足要求） （ 2）彎曲強度計算 直齒輪用下式計算彎曲應力： 16 ?? =ybPKKF t ft ? （ N/mm2） () 斜齒輪用下列公式計算： ?? =??yKbPKFtnt （ N/mm2） () 式中： tF —— 圓周力， tF = dMemax2 ， N； ?K —— 應力集中系數(shù)，主動齒輪取 ，被動齒輪取 ； fK —— 摩擦力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，被動齒輪取 ； tP—— 端面周節(jié)， tP =? m ； tnP — — 法面周節(jié)， tnP =? nm ； y—— 齒形系數(shù)； ?K —— 重合度影響系數(shù)， ?K =2。 176。合理的選擇是既要滿足齒輪使用性能方面的要求，又滿足變位的限制條件。 5)tgβ Z2/(Z1+Z2)(1+Z 5/Z6)= ||= 兩 者相差不大，近似 認為軸 向力平衡。 時 ，抗 彎強 度急 劇 下降。 三、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(jù) 經(jīng)驗 公式 計 算 A=Ka( Temaxi 1η g)1/3 （ ） （ 《汽車 設計 》第 4 版 P90） Ka—— 中心矩系 數(shù) ： Ka=~,取 ； 1i —— 變 速器一檔 傳動 比； g? —— 變 速器 傳動 效率：取 η g＝ 97％； Memax —— 發(fā)動 機的最大 輸 出 轉 矩， 單 位 為 （ Nm）； ∴A ＝ *（ 173**） 1/3＝ 初選 A=78mm 四、齒輪參數(shù)選擇 （一）模數(shù)的選擇 9 影響齒輪模數(shù)的選取因素很多，如齒輪強度、質量、噪聲、工藝要求等。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠近軸的支承處，然后再布置倒擋。使用同步器能保證迅速、無沖擊、無噪聲換檔，而與操作技術熟練程度無關，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟性和行駛安全性。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。此外，為保證汽車倒車及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器應具有倒檔和空檔。此外，為減輕駕駛員勞動強度，提高行駛安全性操縱輕便性的要求日益突出。 第二節(jié) 變速器傳動機構的分析 根據(jù) 第一節(jié) 所述，采用中間軸式變速器，在各檔數(shù)相同的條件下，各變速器的差別主要在常嚙合齒輪對數(shù)，換檔方案和倒檔傳動方案。此方案廣泛用于轎車和輕型貨車的四檔全同步器式變速器中。 （三） 應使駕駛員得到必要的手感。 對 于 轎車 ， 為 重合度以降低噪 聲 ， 應采 用 176。 （四）齒寬 b 齒寬的選擇 ， 應 注意到 齒寬對變 速器的 軸 向尺寸、 齒輪 工作平 穩(wěn) 性、 齒 強 度和 齒輪 工作 時 受力的均 勻程 度。 5)tgβ Z2/(Z1+Z2)(1+Z 3/Z4)= ||= 兩 者相差不大，近似 滿 足 軸 向力的平衡 條 件。 ,176。輪齒折斷有兩種情況，一種是輪齒受到足夠大的突然載荷的沖擊作用，導致輪齒斷裂。 軸的結構主要依據(jù)變速器結構 布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。 四、 軸的受力分析 計算軸的強度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。 20 對圓截面： ?W ＝ 332d? () nW ＝ 316d? () 對外徑為 D,內(nèi)徑為 d 的空心軸： ?W =32? DdD 44 ? nW =16? DdD 44? 花鍵按小徑計算。 計算軸的撓度 根據(jù)材料力學的公式得： 二軸和一軸的剛度： 水平轉角： δ=Pxab(ba)/(3EIl) () 23 水平撓度： fs=Pxa 2b 2/(3EIl) () 垂直撓度： fc=Rxa2b 2/(3EIl)+Qxrxa(3a+2a2/l+l)/(3EI) () 總撓度： fz=(fs2+fc2)1/2 () 軸的剛度許用值 [fc]=～ [fs]=～ [fz ]= [б ]= 七、 軸上花鍵的設計計算 變速器軸與齒輪及其他傳遞轉矩的部件一般通過鍵 和花鍵聯(lián)接。采用漸開線花鍵者，齒側面定心，滑動配合。每一件產(chǎn)品的設計都是凝聚了設計者的辛勤付出。 第三節(jié) 變速器軸承的選擇 綜合考慮以上因素，本次設計 第一軸后軸承為外座圈上帶有止動槽的角接觸球軸承。 變速器的花鍵尺寸可以根據(jù)初選的軸頸按花鍵的工作條件及花鍵標準選取。軸的撓度和轉角可按材料力學有關公式計算。 Fr：分別指向各齒輪中心 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。 以下是軸的計算尺寸 ： 第二軸： 3/11m in )/( 1nPCd ? （ C 是由軸的材料和承載情況確定的常數(shù)） () T=10 6P1/n1 T=Temaxi g? 因發(fā)動機最大扭矩不大，故 C 取較小值 ，由機械設計（第八版）表 153 選取 C＝ 100 ∴P 1/n1=T/10 6 ∴d min=C(T emaxi g? /10 6)1/3 （ mm） 齒輪 1處： dmin=100 （ 10 5 10 6） 1/3＝ (mm)； 齒輪 3處： dmin=100 （ 10 5 10 6） 1/3＝ (mm)。而裂縫中油壓增高，使裂縫繼續(xù)擴展，最后導致齒面表層一塊塊剝落，齒面出現(xiàn)大量的扇形小麻點，這就是齒面點蝕現(xiàn)象。 0176。 （六）齒輪精度的選擇 根據(jù)推薦，提高高檔位齒輪的性能，取 Z1～ Z4為 6級， Z5～ Z11為 7級。/ =，取 Z1+Z2＝ 51； 取 Z1=17， Z2=34（ 圓 整 ）； 5)修正 i1 i1 =Z2Z 9/(Z1Z 10) （ ） =34 34/（ 17 18） = i%=(||/) 100% =%5% (合格 )； 6） 修正 β 由 A＝ mn(Z2+Z1)/2*cosβ β ＝ arccos［ mn(Z 1+Z2)/2*A］ =176。等大些的 壓力 角， 實際 上，因 國 家 規(guī) 定的 標 準 壓力角為 20176。由于汽車上坡行使時，速度較慢，故可以忽略空氣阻力，這時： m axm ax ift FFF ?? 式中： maxtF —— 最大驅動力； fF —— — 滾動阻力； maxiF —— 最大上坡阻力。 圖 ）所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪，換擋更為輕便。用嚙合套換檔，因同時承受換檔沖擊載荷的接合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換檔，它們都不會過早損壞，但是不能消除換檔沖擊，所以仍要求駕駛員有熟練的操作技術。以下是兩軸式和三軸式變速器的傳動方案。 1 汽車設計課程設計 題目 : 汽車變速器設計 設計題目、要求及任務是： 金杯牌 SY6474 輕型客車 變速器設計（ 4＋ 1）檔 設計參數(shù)有： 發(fā)動機 : Memax=173 N 現(xiàn)代汽車大多都采用三軸式變速器。 （二）嚙合套換檔 用嚙合 套換檔，可以將結構為某傳動比的一對齒輪制造成常嚙合斜齒輪。 圖 ）所示方案是將中間軸上的一，倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加 長。 Memax—— 發(fā)動 機最大 轉矩 （ ） d= ，取 d＝ 20mm 二 . 傳動比的選擇 汽車在最大爬坡路面上行使時，最大驅動力應能克服輪胎與路面間滾動阻力及上坡阻力?；?25176。)= 取 A＝ 78； 3)Z2/Z1＝ i1Z10/Z9= 18/34=； （ ） 4)由 A= mn(Z 1+Z2)/(2cos 2,1? )得 Z1+Z2＝ 2 78cos2 7176。 修正倒檔傳動比： ir=Z2Z 7/(Z1Z 8) =34 32/（ 18 18） = 1)中間軸與 倒檔軸之間的中心矩 A′ A′= mn(Z 11+Z8)/2 （ ） =( 22+18)/2 = 2)第二軸與倒檔軸之間的中心矩 A A′′=m n(Z 7+Z8)/2 =( 32+18)/2 = A′+A′′= A=78 3)由 A=m(Z7+Z8+4ha)/+間隙 得 間隙 ＝ A－ m(Z 7+Z8+4ha)/ ＝ 78－ ( 32+18+41)