【正文】 便于拆裝也是選擇軸。 若工作轉(zhuǎn)速略超過樣本中規(guī)定的極限轉(zhuǎn)速，可以用提高軸承的公差等級，或者 適當(dāng)?shù)募哟筝S承的徑向游隙，選用循球潤滑或油霧潤滑，加強(qiáng)對循環(huán)油的冷卻等措施來改善軸承的高速性能。 推力軸承的極限轉(zhuǎn)速均很低。 保持架的材料與結(jié)構(gòu)對軸承的轉(zhuǎn)速影響極大。重及特重系列的軸承，只用于低速重載的場合。 從工作轉(zhuǎn)速對軸承的要求看，可以確定以下幾點(diǎn)： 球軸承與滾子軸承比較，有較高的極限轉(zhuǎn)速，故在高速時應(yīng)優(yōu)先選用球軸承。在軸承在承受徑向載荷的同 時，還有不大的軸向載荷時，可選用深溝球軸承或接觸 角不大的角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，當(dāng)軸向載荷較大時，可選用接觸角較大角接觸球軸承或圓錐滾子軸承，或者選用向心軸承和推力軸承組合在一起的結(jié)構(gòu)，分別承擔(dān)徑向載荷和軸向載荷。 根據(jù)載荷的方向選擇軸承類型時，對于純軸向載荷，一般選用推力滾子軸承。而球軸承中主要為點(diǎn)接觸，適宜用于承受較輕的或中等的載荷。 (四 )軸承的選擇與校核 (1)軸承類型的選擇 選用軸承選擇時，首 先是軸承的類型，我國常用的標(biāo)準(zhǔn)軸承共分九種類型，下面是正確選擇軸承類型時應(yīng)考慮的幾大因數(shù)： (2)軸承的載荷 軸承所受載荷的大小，方向和性質(zhì)是選擇軸承的主要依據(jù)。 軸的剛度校核 第二軸在垂直面內(nèi)的撓度 cf 和在水平面內(nèi)的撓度 sf 可分別按下式計(jì)算： （ 337） （ 338） 式中 , 1F 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（ N） ,這里等于 tF ； 2F 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（ N），這里等于 rF ； E彈性模量（ MPa）， 10E ??（ MPa）， E = 10? MPa； I慣性矩（ 4mm ）， 4 / 64Id?? ， d為軸的直徑（ mm ）； a、 b為齒輪坐上的作用力距支座 A、 B的距離（ mm ）； L支座之間的距離（ mm ）。 代入上式可得： ， ， 。； maxeT 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩，為 202200N （ 2） 第二軸的校核計(jì)算 軸的強(qiáng)度校核 計(jì)算用的齒輪嚙合的圓周力 tF 、徑向力 rF 及軸向力 aF 可按下式求出： （ 331） （ 332） 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 30 traFNFN???16021 6 0 7 5atAdFFF ? ? ?? ? ? （ 333） 式中 i 至計(jì)算齒輪的傳動比，此處為三擋傳動比 ； d 計(jì)算齒輪的節(jié)圓直徑， mm，為 90mm； ? 節(jié)點(diǎn)處的壓力角，為 16176。 mm； G 軸的材料的剪切彈性模量， MPa,對于鋼材， G = 410? MPa； PI 軸截 面的極慣性矩， 4mm ， 32/4dI p ?? ； 將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。 軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角 ? 來表示。 mm； TW 軸的抗扭截面系數(shù)， 3mm ； P軸傳遞的功率， kw； 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 29 31159550000 650050 . 25T MPa? ???? 10PTGI? ??4 44200 100 10 1032? ?? ? ????m a xm a xm a x22 ta nc os2 ta netereaTiFdTiFdTiFd?????? d計(jì)算截面處軸的直徑， mm； [T? ]許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa。 （ 1）第一軸的強(qiáng)度與剛度校核 因?yàn)榈谝惠S在運(yùn)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。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點(diǎn)的校核對象。 由變速器結(jié)構(gòu)布置考慮到加工和裝配而確定的軸的尺寸，一般來說強(qiáng)度是足夠的，僅對其危險(xiǎn)斷面進(jìn)行驗(yàn)算即可。因此，軸的直徑 d與軸的長度 L的關(guān)系可按下式選?。? 第一軸和中間軸： d/L=~ ； 第二軸： d/L=~ 。而軸的直徑可參考同類汽車變速器軸的尺寸選定，也可由下列經(jīng)驗(yàn)公式初步選定： 第一軸和中間軸： (0. 4 ~ 0. 5 ) ,d A mm? （ 326） 第一軸花鍵部分直徑 d(mm)初選 d=K ? 3 maxeT （ 327） 式中： K—— 經(jīng)驗(yàn)系數(shù) ， K＝ ～ ，取 K＝ ； maxeT —— 發(fā)動機(jī)最大轉(zhuǎn)矩 N?m； d= ，取 d＝ 32mm。 （ 2）軸的尺寸 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 27 變速器軸的確定和尺寸，主要依據(jù)結(jié)構(gòu)布置上的要求并考慮加工工藝和裝配工藝要求而定。本設(shè)計(jì)采用的是旋轉(zhuǎn)軸式傳動方案。第一軸長度由離合器的軸向尺寸確定，而花鍵尺寸應(yīng)與離合器從動盤轂的 內(nèi)花鍵統(tǒng)一考慮。 (三 )變速器軸的強(qiáng)度計(jì)算與校核 （ 1）軸的結(jié)構(gòu) 第一軸通常和齒輪做成一體，前端大都支撐在飛輪內(nèi)腔的軸承上，其軸徑根據(jù)前軸承內(nèi)徑確定。 （ 2）齒輪接觸應(yīng)力 （ 321） 式中， 齒輪的接觸應(yīng)力 (MPa)； F齒面上的法向力 (N)， 1 /(c os cos )FF ??? ； 1F 圓周力在 (N)， ； ? 節(jié)點(diǎn)處的壓力角； ? 齒輪螺旋角； E齒輪材料的彈性模量 MPa，查資料可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪接觸的實(shí)際寬度， 20mm； zb??、 主、從動齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑 mm； 直齒輪： （ 322） 三檔 σ w7= σ w8= 四檔 σ w5= σ w6= 五檔 σ w3= σ w4= 六擋 σ w14= σ w15= 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 25 ? ?? ? 22s in / c o ss in c o szzbbrr? ? ?? ? ??? （ 323） 斜齒輪： （ 324） （ 325） 其中， zbrr、 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 故 同理可得： 9 M Pa? ? 。 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （ 319） 式中 K? 為重合度影響系數(shù)，取 ；其他參數(shù)均與式（ 319）注釋相同，?? ， 選擇齒形系數(shù) y時，按當(dāng)量模數(shù) 3/ cosnzz ?? 在圖（ 319）中查得。 mm)， d為節(jié)圓直徑。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于 7 級。 與其他機(jī)械設(shè)備使用的變速 器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍是相似的。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。 (二 )變速器齒輪的強(qiáng)度計(jì)算與材料的選擇 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞。 根據(jù)上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋齒輪的總變位系數(shù)要選用較小的一些數(shù)值，以便獲得低噪聲傳動。 總變位系數(shù)越小，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強(qiáng)度越低。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠(yuǎn)，以增大齒廓曲率半徑，減小接觸應(yīng)力。 變速器齒輪是在承受循環(huán)負(fù)荷的條件下工作，有時還承受沖擊負(fù)荷。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質(zhì)量指標(biāo)，故采用的較多。為保證各對齒輪有相同的中心距，此時應(yīng)對齒輪進(jìn)行變位。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點(diǎn)，有避免了其缺點(diǎn)。高度變位齒輪副的缺點(diǎn)是不能同時增加一對齒重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(jì)（論文） 21 輪的強(qiáng)度，也很難降低噪聲。高度變位齒輪副的一對嚙合齒輪的變位系數(shù)的和為零。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產(chǎn)生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強(qiáng)度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 故可得出中間軸與倒擋軸的中心距 (318) =58mm 而倒擋軸與第二軸的中心 : (319) =。 而通常情況下，倒擋軸齒輪 15Z 取 21~23，此處取 15Z =23。 確定倒擋齒輪的齒數(shù) 一般情況下，倒擋傳動比與一擋傳動比較為接近，在本設(shè)計(jì)中倒擋傳動比 gri取 。 ZZmA n ???cos2 )( 1513 zzmA n ????（ 314） 聯(lián)立 （ 316） 得： 2131 109 ?? ZZ 、 。 則根據(jù)式（ 37）可計(jì)算出一擋實(shí)際傳動比為： 1 ? 。 確定常嚙合齒輪副的齒數(shù) 由式（ 37）求出常嚙合齒輪的傳動比 （ 39） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可