【正文】 / ＝ ＞ 齒輪 能正常 嚙 合且不 發(fā) 生 運動 干涉。 176。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(chǎn)生大量與齒面成尖角的小裂縫。 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，按其標準進行修正。 （ 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。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。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。 由于本次設計中間軸齒輪采 24 用寶塔齒輪，中間軸是光軸，故不設花鍵。設計也讓人變得更加細心，嚴謹，也讓我對未來的工作更加有信心。 第二軸上裝同步器齒轂的花鍵，配合較緊，裝配時常用木榔頭輕壓，為 保證裝配精度，多采用大外徑定心 ，軸上花鍵大徑磨削，齒轂一般采用 中碳鋼或中碳合金鋼 ，內(nèi)孔不必熱處理，因而內(nèi)花鍵大徑精度能夠保證。普遍采用的是 矩形花鍵和漸開線花鍵 。 當以發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩計算軸的強度時，其安全系數(shù) (按金屬材料的屈服極限計算 )在 5~10范圍內(nèi)選取。這些力取決于齒輪輪齒上的作用力。 二、 軸尺寸初選 在變速器結(jié)構(gòu)方案確定以后，變數(shù)器軸的長度可以初步確定。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(xiàn)疲勞裂縫，裂縫逐漸擴展到一定深度以后，齒輪突然折斷。 。 確定倒檔傳動比 倒檔齒輪的模數(shù)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。 通常根據(jù)模 數(shù) m（ mn） 來選擇齒寬 ： 直 齒： b=Kcm, Kc為齒寬 系 數(shù) ，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(shù) Z 齒數(shù)確定原則：各檔齒輪齒數(shù)比應盡可能不是整數(shù)。 15176。 三、換檔位置 設計操縱機構(gòu)首先要確定換檔位置。 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。 一、換檔結(jié)構(gòu)形式的選擇 目前，汽車上的機械式變速器的換檔結(jié)構(gòu)形式有直齒滑動齒輪，嚙合套和同步器換檔三種。 —— 可通過同步器或氣動換檔，自動、半自動換檔來實現(xiàn) ； （三） 傳動效力高 ； （四） 結(jié)構(gòu) 緊湊 ，盡量做到質(zhì)量輕、體積小、制造成本底。 根 據(jù)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(zhuǎn)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(nèi)工作。 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(shù)比大齒輪要高得多，因此，小齒輪工作壽命比大齒輪要短。 （三）同步器換檔 現(xiàn)在大多數(shù)汽車的變速器都采用同 步器換檔。 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。 ∴i 1=, i2=, i3=, i4=。 隨著 β增大， 齒 的 強度也相 應 提高，不 過 ， 當 螺旋角大于 30176。/ = 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。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(shù)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。 176。 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(nèi)基圓周切向力， bnF =??coscos tF； tF —— 端面內(nèi)分度圓切向力， tF = dM2 ； M —— 計算轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)矩。 中間軸： 齒輪 4處： dmin=100 （ 10 5 10 6） 1/3＝ (mm)。 （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。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 ～ 。滑動齒輪處花鍵長度 L 不應低于工作直徑的 倍，否則，滑動件工作不穩(wěn)定。 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）。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(jīng)過不斷的計算跟校核，一個個問題都解決了。當采用標準的花鍵時，花鍵的強度計算主要驗算擠壓應力。 斜齒輪對軸和支承的變形較直齒輪敏感。求出不同檔位時的各支承反力，可計算軸的各截面的彎曲力矩： 表 軸 軸 支點 水平面內(nèi)支承反力 垂直面內(nèi)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 畫出 軸的彎矩圖，確定危險斷面，取危險處合成 彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計算彎曲應力和扭曲應力以及合成應力。 ∴ 修正后，軸徑如下： 齒輪 9處： d= （ 1+5％）＝ （ mm） 齒輪 4 處： d= （ 1+5％）＝ （ mm） Ⅲ 與 Ⅳ 檔同步器軸徑： d 小徑＝ 32mm Ⅰ 與 Ⅱ 檔同步器軸徑： d 小徑＝ 40mm 其它尺寸查看標準構(gòu)件來定。 許用應力為 400~850 N/mm2（直齒輪）； 180~350 N/mm2（轎車斜齒輪）； 100~250 N/mm2（貨車斜齒輪）。 20176。 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α t cosα t= mn(Zk+ Zk+1) cosα /(2*A) 其中： 9≥ k≥ 1 則分別求出α t =176。 確定Ⅲ 檔齒輪齒數(shù) （ β ＝ 20 176。乘用車中間軸式 變 速器斜 齒螺 旋角的 選擇 范 圍 ： 2234176。選取齒輪模數(shù)時一般遵循的原則是：為了減少噪聲應合理減少模數(shù)，同時增加齒寬；為使質(zhì)量小些，應增加模數(shù)，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(shù)，而從強度方面考慮，各檔齒輪應該有不同的模數(shù)， 對 客 車 ， 減 小噪 聲 比 減少質(zhì) 量更重要，故齒輪應選用 小些的模 數(shù) 。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。 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。在直接檔時，齒輪只是空轉(zhuǎn)，不影響齒輪壽命。 一般的，變速器設有倒檔和空檔，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。汽車行駛過程中，變速器內(nèi)不應有跳檔、亂檔、換檔等沖擊等現(xiàn)象發(fā)生。 而這次設計的變速器是輕型 客車 使用，所以采用三軸式變速器。 常見的倒檔結(jié)構(gòu)方案有以下幾種： 圖 圖 ） 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力狀態(tài)下工作。 （二） 要使換檔動作輕便、省力，以減輕駕駛員的疲勞強度 。 （ 《汽車 設計 》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。 24109 ?，? 176。/ = 取 Z3＝ 23， Z4＝ 29 （ 圓 整 ）； 3)修正 i3 i3=Z2Z 3/（ Z1Z 4) =34 23/（ 17 29） = i3%=（ ||/） 100%