【正文】 故危險截面所受的合成彎矩為： （ 49） 則在彎矩和轉(zhuǎn)矩聯(lián)合作用下的軸應(yīng)力 ? （ MPa） : （ 410） 將 M 代入上式可得： MPa? ? ，在低檔工作時 [? ]=400MPa，因此有： ? ?[? ]； 符合要求 。 危險截面的受力圖為： 圖 41 危險截面受力分析 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 32 16021 6 0 7 5atAdFFF ? ? ?? ? ?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?水平面： AF （ 160+75） =rF75 AF =； 水平面內(nèi)所受力矩： 316 0 10 21 8cAM F N m?? ? ? ? ? 垂直面： （ 48） = 垂直面所受力矩： 31 6 0 1 0 1 1 0 0 .7 8sAM F N m?? ? ? ? ?。 mm。； ? 螺旋角， 為 30176。 對于一般傳動軸可取 [ ] ~ 1( ) / m? ??；故也符合剛度要求。其計算公式為： （ 44） 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 31 444170 100 3 10 4 1032? ?? ? ????m a xm a xm a x22 ta nc o s2 ta netereaTiFdTiFdTiFd??????traFNFN???式中， T 軸所受的扭矩， N 其中 P =95kw， n =5750r/min,d =24mm；代入上式得： 由查表可知 [T? ]=55MPa，故 T? ? [T? ]，符合強度要求。此中情況下，軸的扭矩強度條件公式為 （ 43） 式中： T? 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力， MPa； T軸所受的扭矩， N下面對第一軸和第二軸進行校核。對于本設(shè)計的變速器來說，在設(shè)計的過程中，軸的強度和剛度都留有一定的余量，所以，在進行校核時只需要校核一檔處即可；因為車輛在行進的過程中，一檔所傳動的扭矩最大，即軸所承受的扭矩也最大。 167。 m 為保證設(shè)計的合理性，軸的強度與剛度應(yīng)有一定的協(xié)調(diào)關(guān)系。在草圖設(shè)計時，由齒輪、換檔部件的工作位置和尺寸可初步確定軸的長度。 由于 一檔 和倒檔 齒輪較小，通常和中間軸做成一體，而高檔齒輪則分別用鍵固定在軸上，以便齒輪磨損后更換。 第一軸如圖 41 所示 ： 圖 41 變速器第一軸 中間軸 分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。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)和軸承蓋實現(xiàn)。 第四章 變速器軸的強度計算與校核 167。）； E齒輪材料的彈性模量（ MPa）， 查資料可取 3190 10E M Pa?? ； b齒輪接觸的實際寬度， 20mm； zb??、 主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑（ mm）； 直齒輪： （ 36） （ 37） 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 28 ? ?? ? 22s in / c o ss in c o szzbbrr? ? ?? ? ???12345jjjjjjRM PaM PaM PaM PaM PaM Pa????????????斜齒輪： （ 38） （ 39） 其中， zbrr、 分別為主從動齒輪節(jié)圓半徑（ mm）。 2. 齒輪接觸應(yīng)力 （ 35） 式中， 齒輪的接觸應(yīng)力（ MPa） ； F齒面上的法向力（ N）， 1 /(cos cos )FF ??? ； 1F 圓周力在（ N）， ； ? 節(jié)點處的壓力角（176。 故 同理可得： 7 M Pa? ? 。 （ 2） 斜齒輪彎曲應(yīng)力 （ 33） 式中 K? 為重合度影響系數(shù)，取 ；其他參數(shù)均與式（ 31）注釋相同 ， ? ? ， 選擇齒形系數(shù) y 時，按當(dāng)量模數(shù) 3/ cosnzz ?? 在圖（ 31）中查得。 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）； y齒形系數(shù)，如圖 31 所示。 1. 齒輪彎曲強度計算 （ 1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 W? （ 31） 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 26 10 2/tgF T d?K?10 2/gF T d?9 2m ax10 1geZ ZTT ZZ? ? ?10 2 gTF d?1w FKbtyK??? ?87 82 gtt TFF d??gT式中， W? 彎曲應(yīng)力（ MPa）； 10tF 一檔 齒輪 10 的圓周力（ N） ， ； 其中 為計算載荷（ N因此，比用于計算通 用齒輪強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。此外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等級、支撐方式也基本一致。 167。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。 齒輪的損壞原因及形式 齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換檔齒輪端部破壞。 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 25 1717Z? ??10tfW F K Kbty?? ?變位系數(shù) （ 217） 式中 Z 為要變位的齒輪齒數(shù)。 根據(jù)上 述理由，為降低噪聲， 變速器中除去一、 二檔和倒檔以外的其他各檔齒輪的總變位系數(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，抗彎強度越低。為提高接觸強度，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)對齒輪進行變位。角度變位既具有高度變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，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，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。 167。 由 （ 214） 可計算出 2711?Z 。中間軸上倒檔傳動齒輪的齒數(shù)比一檔主動齒輪 10 略小，取 1312?Z 。 按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 2726 65 ?? ZZ 、 ；四檔齒輪 3716 43 ?? ZZ 、 。 則根據(jù)式（ 27）可計算出一檔實際傳動比為： 。 由式（ 27）求出常嚙合齒輪的傳動比 （ 29） 由已經(jīng)得出的數(shù)據(jù)可確定 ① 車輛與動力工程學(xué)院畢業(yè)設(shè)計說明書 23 ?cos2 )( 21 ZZmA n ??nmAZZ ?c os221 ???gIi8712 ZZZZig ??? ?ZZnmAZ ?cos2??1212131311 ZZZZZZigr ???)(21 1312 ZZmn ???gi而常嚙合齒輪的中心距與一檔齒輪的中心距相等 （ 210） 由此可得： (211) 而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 5321 ??ZZ 。 上面根據(jù)初選的 A及 m計算出的 ?Z 可能不是 整數(shù)，將其調(diào)整為整數(shù)后，從式（ 28）看出中心距有了變化，這時應(yīng)從 ?Z 及齒輪 變位系數(shù)反過來計算中心距 A，再以這個修正后的中心距作為以后計算的依據(jù)。 一檔傳動比 （ 27） 為了確定 Z9和 Z10的齒數(shù) ， 先求其齒數(shù)和 ?Z : （ 28） 其中 A =、 m =3；故 有 ??Z 。 各檔 傳動比及其齒輪齒數(shù)的確定 在 初選了中心距、齒輪的模數(shù)和螺旋角后，可根據(jù)預(yù)先確定的變速器檔數(shù)、傳動比 和結(jié)構(gòu)方案來分配各檔齒輪的齒數(shù)。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(~)m， mm 斜齒 b=(~)m， mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應(yīng)力降