【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： 專 科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 29 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?????2223sFa bfEIL?2213c Fa bf EIL? 圖 41 危險截面受力分析 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） 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(qiáng)度要求。此中情況下，軸的扭矩強(qiáng)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(jìn)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(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檔處即可；因為車輛在行進(jìn)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。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)驗公式初步選定： 第一軸和中間軸： (0. 4 ~ 0. 5 ) ,d A mm? （ 41） 第二軸： 3 m 7 ,ed T mm? （ 42） 式中 maxeT 發(fā)動機(jī)的最大扭矩， N其結(jié)構(gòu)如下圖所示： 一檔齒輪 倒檔齒輪 圖 42 變速器中間軸 2. 確定軸的尺寸 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 專 科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 27 ? ?395500000 .2TTTPTnWd??? ? ?工藝要求而定。本設(shè)計采用的是旋轉(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。 專 科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 26 第 4章 變速器軸的強(qiáng)度計算與校核 變速器軸的結(jié)構(gòu)和尺寸 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。）； E齒輪材料的彈性模量（ MPa），查資料可取 3190 10E MPa?? ； 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） 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 MPa? ? 。 （ 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 專 科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 23 9 2m ax10 1geZ ZTT ZZ? ? ?10 2 gTF d?1w FKbtyK??? ?87 82 gtt TFF d??8 6 7 9 8 . 8 1 . 5 2 1 2 . 2 82 0 7 . 8 5 0 . 1 5 3 2w M P a? ???? ? ?56wMPaMPa?? ??12wMPaMPa?? ?? t端面齒距（ mm）； y齒形系數(shù)，如圖 31所示。 1. 齒輪彎曲強(qiáng)度計算 （ 1） 直齒輪彎曲應(yīng)力 W? （ 31） 式中， W? 彎曲應(yīng)力（ MPa）； 10tF 一檔齒輪 10 的圓周 （ N） ， 其中 為計算載荷（ N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。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。 用移動齒輪的方法完成換檔的抵擋和倒擋齒輪，由于換檔時兩個進(jìn)入嚙合的齒輪存在角速度茶，換檔瞬間在齒輪端部產(chǎn)生沖擊載荷，并造成損壞。 齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細(xì)小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導(dǎo)致裂縫擴(kuò)展，然后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。 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，然后出現(xiàn)彎曲折斷。 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(qiáng)度越低。為提高接觸強(qiáng)度，應(yīng)使總變位系數(shù)盡可能 專 科生畢業(yè)設(shè)計（論文） 21 1717Z? ??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，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(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檔軸的中心距 A′ = (215) =50mm 而倒檔軸與第二軸的中心 : (216) =。 而通常情況下，倒檔軸齒輪 13Z 取 21~23，此處取 13Z =23。 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 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