【文章內(nèi)容簡介】 2 .5 42 111 ?????? aa hdd 1 0 0 .8 9 m m2 ? 2 . 7 29 5 .4 52 222 ????? aa hdd 齒根圓直徑 : 5 5 . 3 4 m m2 ? 3 3 .66 2 . 5 42 111 ???? ff hdd 8 7 . 4 5 m m2 ? 49 5 . 4 52 222 ???? ff hdd 當量齒數(shù)： ? o s 311 ?? ?zzn ? o s 322 ?? ?zzn 所有齒輪參數(shù)如表 所示 表 32 各齒輪基本參數(shù) 齒輪 高速檔 低速檔 常嚙合 齒輪齒數(shù) 輸入軸 齒輪 6 中間軸齒輪 7 輸入軸 齒輪 1 中間軸 齒輪 2 輸出軸 齒輪 3 中間軸 齒輪 4 28 20 19 29 29 19 實際傳動比 i 螺旋角β ? ? ? 法面模數(shù) nm （ mm） 3 3 3 法面齒頂高系數(shù) ?anh 1 1 1 法面頂隙系數(shù) ?nc 分度圓壓力角 n? 20176。 20176。 20176。 分度圓直徑 d（ mm） 中心距 A（ mm） 79 79 79 中心距變動系數(shù) 0 0 0 齒頂高 ha（ mm） 齒根高 hf（ mm） 4 4 4 齒全高 h（ mm） 有效齒寬 b（ mm） 24 34 34 當量齒數(shù) nz 10 齒輪的校核 計算扭矩 T 的確定 分動器齒輪強度計算扭矩 T，應在比較兩種不同載荷狀況之后，選擇確定。 第一種載荷狀況是考慮自變速器傳來的最大驅動扭矩 1T ； 變變 ?iTT e max? （ ） 式中 :maxeT— 發(fā)動機最大扭矩 。 變i — 變速 器頭檔速比 。 變? — 變速器效率 。 第二種載荷狀況是考慮到保證驅動輪發(fā)出最大附著力矩所需的分動器輸入扭矩 2T ； 在高檔時： 分主后附 ??FG0M39。2 ii?T （ ） 式中： 后附M — 后橋驅動時的最大附著力矩； rGM ??? ?后附 ； G — 滿載時分配到前橋的重量 ； ? — 最大附著系數(shù)， ~； r — 車輪滾動半徑； 0i — 主傳動比 ； FGi — 分動器高檔傳動比； 主? — 主傳動效率； 分? — 分動器效率； 在低檔時： 分主附 ??FD0M2 ii??T （ ） 式中： 后附M —— 后橋驅動時的最大附著力矩； 11 rM ??? ?G后附 ； G — 滿載時整車重量 ； ? — 最大附著系數(shù)， ~ ； r — 車輪滾動半徑； 0i — 主傳動比 ； FDi — 分動器低檔傳動比； 主? — 主傳動效率； 分? — 分動器效率； 若 1T ?2T (或 T??2 )，則說明自變速器傳來的最大驅動扭矩不足以使驅動車輪發(fā)出最大附著力矩，這時應選取 1T ,作為計算扭矩。 若 1T ?2T (或 T??2 )，則說明自變速器傳來的最大驅動扭矩 實際上是不能被利用的，這時應選取 ?2T (或 T??2 )作為計算扭矩 ( ?2T 用于計算高檔齒輪， T??2 用于計算低檔齒輪 )。 由式（ ） 可得 mNiTT ?????? 8 1 011 變變 ? 由式（ ）可得 mNT ????? ????? 4 7 3 6 6 9 6 039。2 由式 （ ） 可得 mNT ????? ???? 9 6 039。39。2 所以高速檔時 39。2T 作為計算轉矩，低速檔時 39。2T 作為計算轉矩 。 輪齒的彎曲應力 圖 12 直齒輪彎曲應力公式為 btyKKF fw ?? 1? () 式中： w? －彎曲應力 (MPa )； 1F －圓周力 (N)， dTF g21 ? ； gT －計算載荷 (Nm) ； d －節(jié)圓直徑 (mm)； ?K －應力集中系數(shù)，可近似取 ??K ； fK －摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應力的 影響也不同，主動齒輪 ?fK ，從動齒輪 ?fK ； b －齒寬 (mm)； t －端面齒距 (mm)， mt ?? ； m －模數(shù)； y －齒形系數(shù)，如圖 所示 因為齒輪節(jié)圓直徑 mzd? ，式中 z 為齒數(shù)，所以將上述有關參數(shù)代入式后得 yzKm KKT c fgw 32?? ?? （ ） （ 2）斜齒輪的彎曲應力公式為 ??? btyKKFw 1? （ ） 式中： 1F －圓周力 (N )， dTF g21 ? ； gT －計算載荷 (Nm)； d －節(jié)圓直徑 (mm)， ? ? ?coszmd n? ， nm －法向模數(shù) (mm)， z －齒數(shù)， ? －斜齒輪螺旋角 (? )； ?K －應力集中系數(shù)， ??K ； b －齒面寬 (mm)； t － 法向齒距 (mm)， nmt ?? ； 13 y －齒形系數(shù)，可按當量齒數(shù) ?3coszzn ? 在圖 ； ?K －重合度影響系數(shù)， ??K 。 將上述有關參數(shù)代入公式后，可得到斜齒輪的彎曲應力公式為 ??? ?? KyKzm KTCngw 3cos2? （ ） 對乘用車常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在 350MPa~180 范圍，對貨車為250MPa~100 范圍。 當掛上低速檔時傳遞的轉矩最大，因此只要校核低速檔時的彎曲應力就可以了。 掛上低速檔時：輸入軸傳遞的轉矩即為變速器傳來的轉矩 ?2T 中間軸傳遞的轉矩： mNTT ????? 輸出軸轉矩： mNTT ????? 低速檔 齒輪為斜齒輪， 所以應用 彎曲應力公式 （ ） 式中： y －齒形系數(shù)。由圖 查 得 ?y ， ?y ， ?y ?y 通過以上的計算，把各個參數(shù)代入公式 （ ） 后得 ： 3 5 0 M P a~1802 3 9 .4 3 M P o c o s2331312111??????? ?????????????KKymzKTCnw ??? ?? KKymz KTCnw 2322122 c o s2 ?? 35 0M pa~18022 M P 33 ??????? ????? ? ??? ?? KKymz KTCnw 3334333 c o s2 ?? 35 0M pa~18034 M P 33 ??????? ????? ? ??? ?? KKymz KTCnw 4344324 c o s2 ?? 35 0M pa~18034 M P 33 ??????? ????? ? 14 同理可得高速檔的 齒輪的彎曲強度 均 合格。 輪齒接觸應力 ???????? ??bzj bFE ??? （ ） 式中： j? － 輪齒接觸應力 (MPa )； F － 齒面上的法向力 (N )， ? ??? c o sc o stFF ? ， tF 為圓周力 (N )， dTF gt 2? ， gT為計算載荷 ( mN? )， d 為節(jié)圓直徑 (mm )， ? 為節(jié)點處壓力角 (?)， ? 為齒輪螺旋角 (?)； E － 齒輪材料的彈性模量 (MPa )， MPaE ?? ； b － 齒輪接觸的實際寬度 (mm )，斜齒輪用 ?cosb 代替 ； z? 、 b? － 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑 (mm )，直齒輪 ?? sinzz r? 、 ?? sinbb r? ，斜齒輪 ? ? ??? 2c o ssinzz r? 、 ? ? ??? 2c o ssinbb r? ， zr 、 br 主、從動齒輪節(jié)圓半徑 (mm )。 齒輪材料選為 40Cr，滲碳淬火處理，齒面硬度 52~68HRC， 7 級精度 。 將作用在 分動器輸入 軸上的載荷 maxeT 作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應力見表 。 表 變速器齒輪的許用接觸應力 齒輪 MPaj /? 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～ 2021 950～ 1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～ 1400 650～ 700 低檔時 受力分析 低檔時輸入軸受力： NNd TF 78 os20c osc os 2121 ??? ????? ???? 低檔時中間軸受力： NNd TF os20c osc os 2 3222 ??? ???? ???? 斜齒圓柱齒輪： Mn =3， 191?Z , 292?Z , ?? ， ?d , ?d 39。39。2 ?? TTj ，2 8 .8 9 m o s/83c o s/ 22 ???? ??bb os/20s i n2c os/20s i n 21211 ??? ??? dr ?? mm 15 os/20s i n2c os/20s i n 22222 ??? ?? dr ?? mm 將各參數(shù)代入公式后得 1 3 8 6 . 7 6 MP a115211121??????? ???????????? ??? ??? bEFj 同理得： 1 3 8 6 . 8 0 M p115434143??????? ???????????? ??? ??? bEFj 同理，齒輪 4 與齒輪 5 之間 參數(shù)相同，接觸應力 M Paj ??? ， 滲碳齒輪的許用應力在 1400~1300 之間， 所有接觸應力 符合要求 。 4 軸的設計與校核 軸的失效形式及設 計準則 主要有因疲勞強度不足而產(chǎn)生的疲勞籪裂、因靜強度不足而產(chǎn)生的塑性變形或脆性籪裂、磨損、超過允許范圍的變形和振動等。軸的設計應滿足如下準則： （ 1）根據(jù)軸的工作條件、生產(chǎn)批量和經(jīng)濟性原則，選取適合的材料、毛坯形式及熱處理方法。 （ 2）根據(jù)軸的受力情況、軸上零件的安裝位置、配合尺寸及定位方式、軸的加工方法等具體要求，確定軸的合理結構形狀及尺寸，即進行軸的結構設計。 （ 3）軸的強度計算或校核。對受力大的細長軸（如蝸桿軸）和對剛度要求高的軸，還要進行剛度計算。在對高速工作下的軸，因有共振危險，故應進行振動穩(wěn)定 性計算。 軸的尺寸初選 軸 剛度不足會引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。設計 分動器 軸時，其剛度大小應以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應協(xié)調。 第一軸最小直徑可按下式初選： 3 jTKd? () 16 式中， K 為經(jīng)驗系數(shù)， ~? ； jT 為計算轉矩。 將各參數(shù)代入公式 （ ） 可得： )~(?d 初選最小直徑 mm28 。 在已經(jīng)確定了中心距 A 后，輸入軸和中間軸中部直徑可以初步確定，mm)4 7 . 4~( 3 5 . 5 57 9 m m0 . 6 0~0 . 4 5(A)0 . 6~( 0 . 4 5d ???? 。在草圖設計過程 中，將最大直徑確定為如下數(shù)值：輸入軸 45mmmax ?d ，中間軸 40mmdmax ? ，輸出軸 40mmdmax ? 。 軸的結構設計 (1）輸入軸結構設計如圖 41 所示。