【正文】 25 參考文獻(xiàn) 1 汽車(chē)工程手冊(cè) .編輯委員會(huì)編著 .汽車(chē)工程手冊(cè)第一版 .北京 ： 人民交通出版社 ， 2020 年 5 月 2 實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) 編寫(xiě)組編 .實(shí)用機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) .上下冊(cè) .北京 ： 機(jī)械工業(yè)出版社出版 .1994 3 高維山主編 .汽車(chē)設(shè)計(jì)叢書(shū)變速器 .北京 ： 人民交通出版社出版 ， 1989 4 陳家瑞 .汽車(chē)構(gòu)造 .北京 ： 人民交通出版社出版 ， 2020 5 紀(jì)名剛 .機(jī)械設(shè)計(jì) .北京 ： 高等教育出版社出版 ， 2020 6 羅建軍 .MATLAB 程序設(shè)計(jì) .北京 ：電子工業(yè) 出版社出版 .2020 7 王望予 .汽車(chē)設(shè)計(jì) .北京 ： 機(jī)械工業(yè)出版社出版 .2020 8 余志生 .汽車(chē)?yán)碚?.北京 ： 人民交通出版社 .2020 9 龔微寒 .汽車(chē)現(xiàn)代設(shè)計(jì)制造 .北京 ： 人民交通出版社 10 孫恒 ,陳作模 .機(jī)械原理 .北京 ： 高等教育出版社 .2020 11 劉鴻文 .材料力學(xué) .北京 ： 高等教育出版社 .1989. 12 孫存真 .王占歧 .中外汽車(chē)構(gòu)造圖冊(cè) .底盤(pán)分冊(cè) (一 ).吉林 ： 吉林科學(xué)技術(shù)出版社 .1986 13 王昆 ,何小柏 ,汪信遠(yuǎn)主編 .機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì) .北京 : 高等教育出版社 ,1995 14 廖林清，劉玉霞 .現(xiàn)代設(shè)計(jì)法 .重慶大學(xué)出版社， 2020 15 何玉林，沈榮輝 .機(jī)械制圖 .重慶大學(xué)出版社， 2020 16 鄧文英 .金屬工藝學(xué) .高等教育出版社， 1999 17 韓進(jìn)宏主編 .互換性與技術(shù)測(cè)量 . 北京 : 機(jī)械工業(yè)出版社 ,2020 。每一件產(chǎn)品的設(shè)計(jì)都是凝聚了設(shè)計(jì)者的辛勤付出。在設(shè)計(jì)中不僅用到了我們學(xué)習(xí)的知識(shí)，也用到汽車(chē)界上一些通用的知識(shí)，讓我長(zhǎng)了不少見(jiàn)識(shí)，這也為我們的畢業(yè)設(shè)計(jì)做了一定的基礎(chǔ)，對(duì)于我們以后的學(xué)習(xí)，工作都有一定的幫助。在設(shè)計(jì)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(duì)困難，經(jīng)過(guò)不斷的計(jì)算跟校核，一個(gè)個(gè)問(wèn)題都解決了。 角接觸球軸承初選代號(hào)為 7206AC GB/T2921994(第一軸前端軸承 )， 7207AC GB/T2921994（第二軸后端軸承）。由于 本次設(shè)計(jì)中間軸采用固定式中間軸，所以在 第二軸前端和固定式中間軸寶塔齒輪孔內(nèi)采用滾針軸承 ， 第二軸后端采用帶止 動(dòng)槽的角接觸球軸承。 第三節(jié) 變速器軸承的選擇 綜合考慮以上因素，本次設(shè)計(jì) 第一軸后軸承為外座圈上帶有止動(dòng)槽的角接觸球軸承。 中間軸上齒輪非整體式時(shí)，齒輪與軸連接方式可用單鍵（矩形或半圓鍵）或雙鍵（對(duì)分雙鍵）與齒輪和軸緊配合聯(lián)接，也可采用過(guò)盈配合連接。第二軸輸出 軸花鍵用矩形花鍵者外徑配合，用漸開(kāi)線(xiàn)花鍵者齒側(cè)面定心。采用漸開(kāi)線(xiàn)花鍵者，齒側(cè)面定心，滑動(dòng)配合。 許用擠壓應(yīng)力 jy? 按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)推薦，當(dāng) jy? [ jy? ]時(shí)，認(rèn)為擠壓強(qiáng)度符合要求。當(dāng)采用標(biāo)準(zhǔn)的花鍵時(shí)，花鍵的強(qiáng)度計(jì)算主要驗(yàn)算擠壓應(yīng)力?；瑒?dòng)齒輪處花鍵長(zhǎng)度 L 不應(yīng)低于工作直徑的 倍，否則，滑動(dòng)件工作不穩(wěn)定。 甚至 45176。 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(biāo)準(zhǔn)選取。相同外形尺寸下花鍵小徑大，有利于增加軸的剛度。漸開(kāi)線(xiàn)花鍵應(yīng)用日趨廣泛。 計(jì)算軸的撓度 根據(jù)材料力學(xué)的公式得： 二軸和一軸的剛度： 水平轉(zhuǎn)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(shè)計(jì)計(jì)算 變速器軸與齒輪及其他傳遞轉(zhuǎn)矩的部件一般通過(guò)鍵 和花鍵聯(lián)接。 計(jì)算中間軸時(shí)，通常只計(jì)算與第二軸上齒輪相嚙合的齒輪處的軸截面的撓度。 斜齒輪對(duì)軸和支承的變形較直齒輪敏感。對(duì)于 低檔 齒輪處軸截面的總撓度，由于低檔工作時(shí)間較短，又接近軸的支承點(diǎn)，因此允許不得大于 ～ 。 總f ＝ 垂直水平 22 ff ? () 變速器第二軸的剛度最小 。軸的撓度和轉(zhuǎn)角可按材料力學(xué)有關(guān)公式計(jì)算。 對(duì)齒輪工作影響最大的是軸在 垂直面內(nèi)產(chǎn)生的撓度和軸在水平面內(nèi)的轉(zhuǎn)角，前者使齒輪中心距發(fā)生變化，并破壞了齒輪的正確嚙合。第一軸取上限，中間軸和第二軸取下限。 20 對(duì)圓截面： ?W ＝ 332d? () nW ＝ 316d? () 對(duì)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(jì)算。 畫(huà)出軸的彎矩圖，確定危險(xiǎn)斷面，取危險(xiǎn)斷面處合成彎矩 和轉(zhuǎn)矩最大值，計(jì)算彎曲應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力以及合成應(yīng)力。求出不同檔位時(shí)的各支承反力，可計(jì)算軸的各截面的彎曲力矩： 表 軸 軸 支點(diǎn) 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(huà)出 軸的彎矩圖，確定危險(xiǎn)斷面，取危險(xiǎn)處合成 彎矩和轉(zhuǎn)矩最大值，計(jì)算彎曲應(yīng)力和扭曲應(yīng)力以及合成應(yīng)力。 （三） 各力的作用點(diǎn) 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(diǎn)取軸承寬度方向中點(diǎn)。 二軸 圖 一軸 齒輪上的作用力認(rèn)為作用有效齒面寬中心。 Fr：分別指向各齒輪中心 Fa：受力方向通常用 “ 主動(dòng)輪左、右手法則 ” 來(lái)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(dòng)輪 Fa與主動(dòng)輪 Fa方向相反。軸的受力分析，根據(jù)軸的受力情況，可畫(huà)出軸 的 彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖 ，再確定軸的危險(xiǎn)截面，從而可對(duì)軸進(jìn)行強(qiáng)度和剛度校核。 求支承反力，先從第二軸開(kāi)始，然后計(jì)算 第一軸 。 四、 軸的受力分析 計(jì)算軸的強(qiáng)度、剛度及選擇軸承都要首先分析軸的受力和各支承反力。并與工藝要求有密切關(guān)系。 ∴ 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(biāo)準(zhǔn)構(gòu)件來(lái)定。 中間軸： 齒輪 4處： dmin=100 （ 10 5 10 6） 1/3＝ (mm)。 齒輪 7處： dmin=100 （ 10 5 10 6） 1/3＝ (mm)。 以下是軸的計(jì)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(dòng)機(jī)最大扭矩不大，故 C 取較小值 ，由機(jī)械設(shè)計(jì)（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)。軸的直徑 d 與支承跨度長(zhǎng)度 l 之間關(guān)系可按下式選?。? 第一軸及中間軸： Ld =~ 第二軸： Ld =~ 軸直徑與軸傳遞轉(zhuǎn)矩有關(guān)，因而與變速器中心距有一定關(guān)系，可按以下公式 初選 軸 17 直徑： 中間軸式變速器的第二軸和中間軸 最大軸徑 ： d =（ ~） A （ mm） 第一軸花鍵部分直徑 d ([d ]為 mm)可按下式 初選 ： d =（ ~） 3 maxeM 式中： A —— 變速器中心距， mm； maxeM —— 發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)矩， N?m。軸的長(zhǎng)度對(duì)軸的剛度影響很大。 軸的結(jié)構(gòu)主要依據(jù)變速器結(jié)構(gòu) 布置的要求，并考慮加工工藝、裝配工藝而最后確定。軸的剛度不足，在負(fù)荷作用下，軸會(huì)產(chǎn)生過(guò)大的變形，影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生過(guò)大的噪聲，并會(huì)降低齒輪的使用壽命。 許用應(yīng)力為 400~850 N/mm2（直齒輪）； 180~350 N/mm2（轎車(chē)斜齒輪）； 100~250 N/mm2（貨車(chē)斜齒輪）。 二、 齒 輪強(qiáng)度校核 （ 1）接觸強(qiáng)度計(jì)算 用下列公式計(jì)算接觸應(yīng)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(jì)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(shí)際寬度； 1? 、 2? —— 主、被動(dòng)齒輪節(jié)圓處齒廓曲率半徑； 1? =??21cossinr， 2? =??22cossinr； 對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒輪， r1＝ d1/ 2， r2＝ d2/2， r r2——