【正文】 若工作轉(zhuǎn)速超過極限轉(zhuǎn)速較多，應(yīng)選用特制的高速轉(zhuǎn)動軸承。實(shí)體保持架比沖壓保持架允許更高一些的轉(zhuǎn)速。 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 33 在內(nèi)徑相同的條件下，外徑越小，則滾動體就越輕小，運(yùn)轉(zhuǎn)時滾動體在外圈滾道上的離心慣性力也就越小，因而也就更加適合于在更高的轉(zhuǎn)速下工作，故在高速時，宜選用超輕、特輕及輕系列的軸承。對于純徑向載荷，一般選用深溝球軸承、圓柱滾子軸承或滾針軸承。根據(jù)載荷的大小選擇軸承類型時，由于滾子軸承中主要元件是線接觸，適宜用于承受較大的載荷，承載后的變形也較小。 危險截面的受力圖為： 圖 32 危險截面受力分析 水平面： AF （ 160+75） = rF 75 AF =； 水平面內(nèi)所受力矩： 316 0 10 21 8cAM F N m?? ? ? ? ? 垂直面： = （ 334） 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 .7 8sAM F N m?? ? ? ? ? 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 31 2 2 22 2 25( 2 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 1 1 0 .7 8 1 0 0 0 ) ( 6 5 4 .5 1 0 0 0 )6 .9 1 0c s jM M M TN m m? ? ?? ? ? ? ? ?? ? ?? ?332Md?????2223sF a bfEIL?2213c Fa bf EIL?該軸所受扭矩為： 17 0 3. 85 65 4. 5jTN? ? ? 故危險截面所受的合成彎矩為： （ 335） 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 ? ,MPa: （ 336） 將 M 代入上式可得： MPa? ? ，在低擋工作時 [? ]=400MPa，因此有： ? ? [? ]； 符合要求。； ? 螺旋角，為 30176。其計算公式為： （ 330） 式中， T 軸所受的扭矩， N此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)度條件公式為 （ 329） 式中： T? 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa； T軸所受的扭矩， N對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強(qiáng)度和剛度都留有一定的余量，所以，在進(jìn)行校核時只需要校核一擋處即可；因?yàn)檐囕v在行進(jìn)的過程中，一擋所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。 為保證設(shè)計的合理性，軸的強(qiáng)度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。由于一擋和倒擋齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高擋齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。該軸承不承受軸向力，軸的軸向定位一般由后軸承用卡環(huán)和軸承蓋實(shí)現(xiàn)。 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 24 zbFEb? ??????????j?1 2/gF T d?sinsinzzbbrr????依據(jù)計算二擋齒輪的方法可以得出其他擋位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計算結(jié)果如下： 當(dāng)計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應(yīng)力在 180~550MPa 范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強(qiáng)度要求。 應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取 ； fK 摩擦 力影響系數(shù)，主動齒輪取 ，從動齒輪取 ； b齒寬（ mm），取 20 t端面齒距（ mm）； 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 23 11 2m ax12 1geZZTT ZZ? ? ?12 2 gTF d?1w FKbtyK??? ?10 9 82 gtt TFF d??10 6 7 9 8 .8 1 .5 2 1 2 .2 82 0 7 .8 5 0 .1 5 3 2w M P a? ???? ? ? y齒形系數(shù) 當(dāng)處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為： （ 318） =200?1000? ? =659668Nm 故由 可以得出 12tF ；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（ 317）可得 12 M Pa? ? 11 M Pa? ? 當(dāng)計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩 maxeT 時，一擋直齒輪的彎曲應(yīng)力在 400~850MPa 之間。因此，比用于計算通用齒輪強(qiáng)度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準(zhǔn)確的結(jié)果。 用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換擋瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的 沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒再重復(fù)載荷作用下齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)展深度逐漸加大，然后出重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 22 10tfW F K Kbty?? ?10 2/tgF T d?K?gT現(xiàn)彎曲折斷。但是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。對于高擋齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強(qiáng)度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。當(dāng)齒數(shù)和多的齒輪副采用標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動或高度變位時， 則對齒數(shù)和少些的齒輪副應(yīng)采用正角度變位。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。 變位 齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。 由 （ 317） 可計算出 2913?Z 。 按同樣的方法可分別計算出：三擋齒輪 2329 87 ?? ZZ 、 ；四擋齒輪 2725 65 ?? ZZ 、 ， 2923 43 ?? ZZ 、 。 （ 313） （ 310）和（ 313）子聯(lián)立可得： 1Z =1 2Z =33。 一擋傳動比 1 111 2 12g zzi zz?? （ 37） 為了確定 Z11 和 Z12 的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和 ?Z : 2h Az m? （ 38） 其中 A=， m=3，故有 ?Z =，取 54 當(dāng)轎車三軸式的變速器 ~?gIi 時，則 范圍內(nèi)選擇可在 17~1512Z ，此處取 12Z =17，則可得出 11Z =37。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 應(yīng)該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應(yīng)力求使中間軸上是軸向力相互抵消。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些。 176。 （ 2）齒形、壓力角 α、螺旋角 β 和齒寬 b 汽車變速器齒輪的齒形、壓力角、及螺旋角按表 21 選取。 一擋直齒輪的模數(shù) m 3 ? mm (36) 通過計算 m=，取 3。為檢測方便， A 取整。對轎車， K A =~；對貨車， K A =~；對多擋變速器 :K A =~11； TI max 變速器處于一擋時 的輸出扭矩： TI max=Te max igI η =﹒ m 故可得出初始中心距 A=。 m； i0=； η=； 根據(jù)公式（ 32）可得： igI = 本設(shè)計取六擋傳動比為 1， 中間擋的傳動比理論上按公比為： （ 33） 的等比數(shù)列，實(shí)際上與理論上略有出入，因齒數(shù)為整數(shù)且常用擋位間的公比宜小些，另外還要考慮與發(fā)動機(jī)參數(shù)的合理匹配。故有 則由最大爬坡度要求的變速 器Ⅰ擋傳動比為 （ 31） 式中， m汽車總質(zhì)量 (kg)； g重力加速度 (m/s2 )； ψmax道路最大阻力系數(shù)； rr驅(qū)動輪的滾動半徑 (m)； Temax發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 (N目前，乘用車一般用 4~5 個擋位的變速器。目前，同步器廣泛應(yīng)用于各式變速器中。這時，不僅換擋行程短，同時因承受換擋沖擊載荷的結(jié)合齒齒數(shù)多，而齒輪又不參與換擋，所以他們都不會過早損壞，但因不能消除換擋重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 13 沖擊，仍然要求駕駛員有熟練的操作技術(shù)。 采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強(qiáng)度得以充分發(fā)揮，同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經(jīng)濟(jì)性和行駛安全性，此外，該種型式還有利于實(shí)現(xiàn)操縱自動化。 在本設(shè)計中由于倒擋采用的是常嚙合方案，因此倒擋也采用斜齒輪傳動方案，即除一擋外，均采用斜齒輪傳動。在確定變速器結(jié)構(gòu)方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結(jié)構(gòu)型式、軸承型式、潤滑和密封等因素。其缺點(diǎn)是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機(jī)構(gòu)復(fù)雜一些。圖 26d 所示 方案針對前者的缺點(diǎn)做了修改，因而取代了圖 26c 所示方案。 圖 26 為常見的倒擋布置方案。如果在附加殼體內(nèi)，布置倒擋傳動齒輪和換擋機(jī)構(gòu)，還能減少變速器主體部分的外形尺寸。 圖 25 中間軸式六擋變速器傳動方案 以上各種方案中，凡采用常嚙合齒輪傳動的擋位，其換擋方式可以用同步器或嚙合套來實(shí)現(xiàn)。 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 9 圖 23 中間軸式四擋變速器傳動方案 如圖 23 中的中間軸式四擋變速器傳動方案示例的區(qū)別：圖 13a、 b 所示方案有四對常嚙合齒輪，倒擋用直齒滑動齒輪換擋；圖 13c 所示傳動方案的二，三，四擋用常嚙合齒輪傳動，而一擋和倒擋用直齒滑動齒輪換擋。特點(diǎn)是：變速器第一軸和第二軸的軸線在同一直線上，經(jīng)嚙合套將它們連接得到直接擋。因此，在變速器中，除低擋及倒擋外，直齒圓柱齒輪已經(jīng)被斜齒圓柱齒輪所代替。 兩軸式變速器沒有直接擋，因此在高擋工作時，齒輪和軸承均承載，因而噪聲比較大，也增加了磨損，這是它的缺點(diǎn)。轎