【正文】 試驗表明，螺紋槽的齒頂寬對摩擦因素f的影響很大。為了防止這種情況的發(fā)生，應(yīng)設(shè)置自鎖裝置。 ①模數(shù)m 參照齒輪模數(shù)選取的一般原則，結(jié)合汽車變速器齒輪法向模數(shù)范圍和汽車變速器常用的齒輪模數(shù)系列表格，本設(shè)計一檔直齒齒輪用模數(shù)m=，其余檔位斜齒輪選m= ②壓力角 遵照國家規(guī)定取齒輪壓力角為，嚙合套或同步器壓力角為 。② 斜齒輪彎曲應(yīng)力 ( 42 ) 式中：為圓周力，=其中為計算載荷（N是發(fā)動機(jī)的最大功率于是，第一軸花鍵部分直徑取d=25mm 第二軸和中間軸中部直徑取d=40mm 第二軸長度L=235mm 中間軸長度L=275mm 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大多支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。 軸截面的極慣性矩， 且，（mm）。而作為大學(xué)生活的最后一個環(huán)節(jié)——畢業(yè)設(shè)計，也將在畢業(yè)離校前完成。顯然，這次經(jīng)歷也使我的個人能力得到很大提升。軸受轉(zhuǎn)矩作用時，其扭角=,由此可得單位軸常的扭角為每米長的扭轉(zhuǎn)為 式中，L軸受轉(zhuǎn)矩作用的長度。軸的剛度不足會產(chǎn)生彎曲變形，從而破壞了齒輪的正確的嚙合，對齒輪的強(qiáng)度和耐磨性均產(chǎn)生不利的影響，噪聲也會增加。⑴ 齒輪彎曲強(qiáng)度計算① 直齒輪彎曲應(yīng)力 （ 61 ） 式中 彎曲應(yīng)力（MPa）； 一檔齒輪10的圓周力（N）；=其中為計算載荷（N因此，各檔傳動比有如下關(guān)系 因此，各檔的傳動比 若為5檔變速器，且，則各檔傳動比與q有如下關(guān)系 故，檔數(shù)為n時，就有 假設(shè)檔位數(shù)為4，則== 。 本次設(shè)計鎖止角取?！?176。所以，這種換擋方式只在某些要求不高的檔位及重型貨車變速器上應(yīng)用。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒檔傳動齒輪和換檔機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。因此，在變速器中，除低檔及倒檔，其他檔位均采用的是斜齒輪。此時，直接檔的傳遞效率高，噪聲低齒輪和軸承的磨損也最小，這是三軸式變速器的主要優(yōu)點。另一種是預(yù)選式，即駕駛員預(yù)先使用按鈕選定檔位，在踩下離合器踏板或松開加速踏板時，通過液壓裝置或電磁裝置進(jìn)行換擋。⑻結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，在大量生產(chǎn)時可降低生產(chǎn)成本。變速器主要參數(shù)的選擇、變速器齒輪的強(qiáng)度計算與校核、變速器軸的強(qiáng)度計算與校核關(guān)鍵詞：變速器、齒輪、軸、同步器、1引言 現(xiàn)代汽車上廣泛采用活塞式內(nèi)燃機(jī)作為動力源，其轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化范圍均不能滿足其復(fù)雜的使用條件。⑸駕駛員在換擋時迅速、省力。⑵自動操縱式變速器的傳動比的選擇是自動變化的。三軸式和兩軸式變速器得到的最廣泛的應(yīng)用。另外，低檔傳動比取值的上限（igⅠ=~）受到較大限制,但這一缺點可通過減小各檔傳動比同時增大主減速比來取消。同一變速器中，有的檔位用同步器換檔，有的檔位用嚙合套換檔，那么一定是檔位高的用同步器換檔，檔位低的用嚙合套換檔。這樣便使齒輪斷面磨損嚴(yán)重而損壞，不僅如此，這同時也使整體舒適性降低。為了增大同步器的容量，應(yīng)取小些，但也不能太小，否則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定 式中，p為摩擦錐面的許用壓力，對于鋼和黃銅摩擦副，；為摩擦力矩；f為摩擦因素；R為摩擦錐面的平均半徑。 在最低檔傳動比不變的情況下，增加變速器的檔數(shù)會使變速器相鄰的低檔和高檔之間的傳動比比值減小，從而使得換擋時工作容易進(jìn)行。與其他機(jī)械行業(yè)筆比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件是相似的。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表：表61 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 /MPa 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一檔和倒檔 1900~2000 950~1000 常嚙合齒輪和高檔 1300~1400 650~700 通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一檔： =同理二檔：=三檔：=四檔：=五擋：=對照上表可知，本次所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本上符合了要求。 第一軸的強(qiáng)度與剛度校核因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認(rèn)為其只受扭矩。殊不知，畢業(yè)設(shè)計是大學(xué)生活最美的一道風(fēng)景線。參考文獻(xiàn)[1] ：清華大學(xué)出版社，2001：158～200[2] ：機(jī)械工業(yè)出版社，1981：106～126[3] ：機(jī)械工業(yè)出版社，2005：40～61[4] ：機(jī)械工業(yè)出版社，2005：70～83[5] 彭文生，張志明，：高等教育出版社，2002：96～ 138[6] ：機(jī)械工業(yè)出版社，2004：32～81[7] 陳煥江，：機(jī)械工業(yè)出版社，2002：20～ 30[8] ：高等教育出版社，1997：254～259 [9] 濮良貴，：高等教育出版社，2005：184～ 223[10]王昆，何小柏，：高等教育出版社，1995：47～ 49[11] 侯洪生，：科學(xué)出版社，2001：225～333[12]Rill,G.,“Simulation von kraftahrzeugen”, viewegamp。 第二軸的校核計算①軸的強(qiáng)度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： 式中 至計算齒輪的傳動比， d 計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為123mm 節(jié)點處的壓力角，為20176。第一軸如圖41所示： 圖71 變速器第一軸 中間軸分為固定軸式和旋轉(zhuǎn)軸式。 將有關(guān)數(shù)據(jù)代入( 42 ),整理后得到斜齒輪彎曲應(yīng)力為 二擋： = 同理可得： =依據(jù)上述方法，可得到其他檔的齒輪彎曲應(yīng)力，最后得到結(jié)果為：三檔： 四檔： 五檔： =當(dāng)計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。因此