【正文】 （39）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 （310）由此可得： （311）而根據(jù)已求得的數(shù)據(jù)可計算出： 。則根據(jù)式（37）可計算出一檔實際傳動比為： 。按同樣的方法可分別計算出：三檔齒輪 ；四檔齒輪 。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。由 （314）可計算出。齒輪的變位是齒輪設(shè)計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪強度相接近的程度。角度變位齒輪副的變位系數(shù)之和不等于零。有幾對齒輪安裝在中間軸和第二軸上組合并構(gòu)成的變速器，會因保證各檔傳動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數(shù)和不同。當齒數(shù)和多的齒輪副采用標準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。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺旋角來達到中心距相同的要求。對于高檔齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應(yīng)按保證最大接觸強度和抗膠合劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數(shù)。對于低檔齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒輪可能出現(xiàn)齒根彎曲斷裂的現(xiàn)象。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。其中，一檔主動齒輪10的齒數(shù)Z10〈17，因此一檔齒輪需要變位。畢業(yè)設(shè)計（論文）第四章 變速器齒輪的強度計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檔齒輪端部破壞。前者在變速器中出現(xiàn)的很少，后者出現(xiàn)的多。他使齒形誤差加大，產(chǎn)生動載荷，導(dǎo)致輪齒折斷。與其他機械[2]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。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。在這里所選擇的齒輪材料為40Cr。mm），d為節(jié)圓直徑。 當處于一檔時，中間軸上的計算扭矩為：（42） = =659668Nm 故由 可以得出；再將所得出的數(shù)據(jù)代入式（41）可得 當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一檔直齒輪的彎曲應(yīng)力在400~850MPa之間。二檔齒輪圓周力： （44）根據(jù)斜齒輪參數(shù)計算公式可得出：=齒輪8的當量齒數(shù)=，可查表（41）得：。依據(jù)計算二檔齒輪的方法可以得出其他檔位齒輪的彎曲應(yīng)力，其計算結(jié)果如下：三檔： 四檔： 五檔： 當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高檔齒輪，許用應(yīng)力在180~350MPa范圍內(nèi)，因此，上述計算結(jié)果均符合彎曲強度要求。）；齒輪螺旋角（176。將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見下表：表41 變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力齒輪/MPa滲碳齒輪液體碳氮共滲齒輪一檔和倒檔1900~2000950~1000常嚙合齒輪和高檔1300~1400650~700通過計算可以得出各檔齒輪的接觸應(yīng)力分別如下：一檔： 二檔： 三檔： 四檔： 五檔： 倒檔： 對照上表可知，所設(shè)計變速器齒輪的接觸應(yīng)力基本符合要求。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)。第一軸如圖51所示：圖51 變速器第一軸中間軸分為旋轉(zhuǎn)軸式和固定軸式。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。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。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。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，一般來說強度是足夠的，僅對其危險斷面進行驗算即可。由于第二軸結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，故作為重點的校核對象。因為第一軸在運轉(zhuǎn)的過程中，所受的彎矩很小，可以忽略，可以認為其只受扭矩。mm； 軸的抗扭截面系數(shù)，； P軸傳遞的功率，kw； d計算截面處軸的直徑，mm； []許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，MPa。軸的扭轉(zhuǎn)變形用每米長的扭轉(zhuǎn)角來表示。mm； G 軸的材料的剪切彈性模量，MPa,對于鋼材，G =； 軸截面的極慣性矩，；將已知數(shù)據(jù)代入上式可得： 。1）軸的強度校核計算用的齒輪嚙合的圓周力、徑向力及軸向力可按下式求出： （55） （56） （57）式中 至計算齒輪的傳動比，； d 計算齒輪的節(jié)圓直徑，mm，為105mm； 節(jié)點處的壓力角，為16176。； 發(fā)動機最大轉(zhuǎn)矩，為170000N代入上式可得： ， ， 。該軸所受扭矩為：。2）軸的剛度校核第二軸在垂直面內(nèi)的撓度和在水平面內(nèi)的撓度可分別按下式計算： （511） （512）式中, 齒輪齒寬中間平面上的徑向力（N）,這里等于； 齒輪齒寬中間平面上的圓周力（N），這里等于； E彈性模量（MPa），（MPa），E =MPa； I慣性矩（），d為軸的直徑（）； a、b為齒輪坐上的作用力距支座A、B的距離（）； L支座之間的距離（）。畢業(yè)設(shè)計（論文）第六章 變速器同步器的設(shè)計及操縱機構(gòu)在前面已經(jīng)說明，本設(shè)計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，其結(jié)構(gòu)如下圖所示：圖61 鎖環(huán)式同步器9變速器齒輪 2滾針軸承 8結(jié)合齒圈 7鎖環(huán)（同步環(huán)） 5彈簧 6定位銷 10花鍵轂 11結(jié)合套如圖（61），此類同步器的工作原理[3]是：換檔時，沿軸向作用在嚙合套上的換檔力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接觸為止。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖62b），使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換檔的第一階段結(jié)束。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結(jié)束，完成換檔過程的第二階段工作。總的來說[10]，同步運動分為3個階段。結(jié)合套在齒輪上滑動，并將齒輪和其同步器組件鎖定在第2軸上。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。螺紋槽設(shè)計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中，但螺距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。通常軸向泄油槽為6～12個，槽寬3～4mm。但過小則摩擦錐面將產(chǎn)生自鎖現(xiàn)象，避免自鎖的條件是tan?！?176。時，摩擦力矩較大，但在錐面的表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在=7176。本次設(shè)計中采用的錐角均為取7176。R往往受結(jié)構(gòu)限制，包括變速器中心距及相關(guān)零件的尺寸和布置的限制，以及R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺寸要取小的約束，故不能取大。本次設(shè)計中采用的R為50～60mm。設(shè)計時可根據(jù)下式計算確定 （61）設(shè)計中考慮到降低成本取相同的b取5mm。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應(yīng)選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成，可提高材料的屈服強度和疲勞壽命。鍛造時選用錳黃銅等材料。～。以鋼質(zhì)為基體的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。（6）鎖止角鎖止角選取的正確，可以保證只有在換檔的兩個部分之間角速度差達到零值才能進行換檔。已有結(jié)構(gòu)的鎖止角在26176。范圍內(nèi)變化。（7）同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。軸向力大，同步時間減少。為此，同步時間與車型有關(guān)，計算時可在下屬范圍內(nèi)選?。骸?，～；～，～。這通?？炕ユi裝置來保證，其結(jié)構(gòu)型式如下圖所示。即使達到完全齒寬嚙合，也可能由于汽車震動等原因，齒輪產(chǎn)生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙合。，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導(dǎo)致零件損壞。為此，應(yīng)設(shè)置倒檔鎖。 圖64 變速器自鎖與互鎖結(jié)構(gòu)1自鎖鋼球 2自鎖彈簧 3變速器蓋4互鎖鋼球 5互鎖銷 6